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1、目錄 第一章 機(jī)床的用途及主要技術(shù)參數(shù) 2 第二章 方案設(shè)計(jì) 2 第三章 主傳動(dòng)設(shè)計(jì) 2 3.1 驅(qū)動(dòng)源的選擇 2 3.2 轉(zhuǎn)速圖的擬定 3 3.3傳動(dòng)軸的估算 5 3.4齒輪模數(shù)的估算 6 第四章 主軸箱展開(kāi)圖的設(shè)計(jì) 7 4.1設(shè)計(jì)的內(nèi)容和步驟 7 4.2 有關(guān)零部件結(jié)構(gòu)和尺寸的確定 7 4.3 各軸結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì) 9 4.4 主軸組件的剛度和剛度損失的計(jì)算： 10 第五章 零件的校核 11 5.1齒輪強(qiáng)度校核 11 5.2傳動(dòng)軸撓度的驗(yàn)算： 12 第六章 心得體會(huì) 13 參考文獻(xiàn) 14 數(shù)控機(jī)床課程設(shè)計(jì) 第一章 機(jī)床的用途及主要技術(shù)參數(shù)

2、常用數(shù)控銑床可分為線(xiàn)軌數(shù)控銑床 、硬軌數(shù)控銑床等。 數(shù)控銑床(線(xiàn)軌)具有精度高、剛性好、噪音小，操作簡(jiǎn)單、維修方便等優(yōu)點(diǎn)。工件一次裝夾可以完成平面、槽、斜面及各種復(fù)雜三維曲面的銑削，及鉆孔，擴(kuò)孔、鉸孔和鏜孔等。是復(fù)雜型腔、模具、箱體類(lèi)零件加工的理想設(shè)備。 數(shù)控銑床(硬軌) 具有精度高、剛性好、噪音小，操作簡(jiǎn)單、維修方便等優(yōu)點(diǎn)。工件一次裝夾可以完成平面、槽、斜面及各種復(fù)雜三維曲面的銑削，及鉆孔，擴(kuò)孔、鉸孔和鏜孔等。是復(fù)雜型腔、模具、箱體類(lèi)零件加工的理想設(shè)備。 表1-1 第二章 方案設(shè)計(jì) 本次設(shè)計(jì)的數(shù)控銑床主軸箱是串聯(lián)在交流調(diào)頻主軸電機(jī)后的無(wú)級(jí)變速箱，屬于機(jī)械無(wú)級(jí)變速

3、裝置。它是利用摩擦力來(lái)傳遞轉(zhuǎn)矩，通過(guò)連續(xù)改變摩擦傳動(dòng)副工作半徑來(lái)實(shí)現(xiàn)無(wú)級(jí)變速。由于它的變速范圍小，是恒轉(zhuǎn)矩傳動(dòng)，適合銑床的傳動(dòng)。 第三章 主傳動(dòng)設(shè)計(jì) 3.1 驅(qū)動(dòng)源的選擇 機(jī)床上常用的無(wú)級(jí)變速機(jī)構(gòu)是直流或交流調(diào)速電動(dòng)機(jī)，直流電動(dòng)機(jī)從額定轉(zhuǎn)速nd向上至最高轉(zhuǎn)速nmax是調(diào)節(jié)磁場(chǎng)電流的方法來(lái)調(diào)速的，屬于恒功率，從額定轉(zhuǎn)速nd向下至最低轉(zhuǎn)速nmin是調(diào)節(jié)電樞電壓的方法來(lái)調(diào)速的，屬于恒轉(zhuǎn)矩；交流調(diào)速電動(dòng)機(jī)是靠調(diào)節(jié)供電頻率的方法調(diào)速。由于交流調(diào)速電動(dòng)機(jī)的體積小，轉(zhuǎn)動(dòng)慣量小，動(dòng)態(tài)響應(yīng)快，沒(méi)有電刷，能達(dá)到的最高轉(zhuǎn)速比同功率的直流調(diào)速電動(dòng)機(jī)高，磨損和故障也少，所以在中小功率領(lǐng)域，交流調(diào)速電動(dòng)機(jī)占有

4、較大的優(yōu)勢(shì)，鑒于此，本設(shè)計(jì)選用交流調(diào)速電動(dòng)機(jī)。 根據(jù)主軸要求的最高轉(zhuǎn)速4500r/min，最大切削功率5.5KW,選擇北京數(shù)控設(shè)備廠(chǎng)的BESK-8型交流主軸電動(dòng)機(jī)，最高轉(zhuǎn)速是4500 r/min。 3.2 轉(zhuǎn)速圖的擬定 根據(jù)交流主軸電動(dòng)機(jī)的最高轉(zhuǎn)速和基本轉(zhuǎn)速可以求得交流主軸電動(dòng)機(jī)的恒功率轉(zhuǎn)速范圍 Rdp=nmax/nd=4500/1500=3 （3-1） 而主軸要求的恒功率轉(zhuǎn)速范圍Rnp= nmax/nd=4500/150=30 ,遠(yuǎn)大于交流主軸電動(dòng)機(jī)所能提供的恒功率轉(zhuǎn)速范圍，所以必須串聯(lián)變

5、速機(jī)構(gòu)的方法來(lái)擴(kuò)大其恒功率轉(zhuǎn)速范圍。 設(shè)計(jì)變速箱時(shí)，考慮到機(jī)床結(jié)構(gòu)的復(fù)雜程度，運(yùn)轉(zhuǎn)的平穩(wěn)性等因素，取變速箱的公比Фf等于交流主軸電動(dòng)機(jī)的恒功率調(diào)速范圍Rdp，即Фf=Rdp=3，功率特性圖是連續(xù)的，無(wú)缺口和無(wú)重合的。 變速箱的變速級(jí)數(shù) Z=lg Rnp/lg Rdp=lg30/ lg 3=3.10 (3-2) 取 Z=3 確定各齒輪副的齒數(shù)： 取S=114 由u=2 得Z1=38 Z1′=76 由u=0.67 得Z2=68 Z2′=46 由u=0.22 得Z3=94 Z3′=20 如取總效率η

6、=0.75，則電動(dòng)機(jī)功率P=5.5/0.75=7.3kw。可選用北京數(shù)控設(shè)備廠(chǎng)的BESK-8型交流主軸電動(dòng)機(jī)，連續(xù)額定輸出功率為7.5kw。 由此擬定主傳動(dòng)系統(tǒng)圖、轉(zhuǎn)速圖以及主軸功率特性圖分別如圖3-1、圖3-2、圖3-3。 圖3-1 主傳動(dòng)系統(tǒng)圖 圖3-2轉(zhuǎn)速圖 圖3-3主軸功率特性 3.3傳動(dòng)軸的估算 傳動(dòng)軸除應(yīng)滿(mǎn)足強(qiáng)度要求外，還應(yīng)滿(mǎn)足剛度要求。強(qiáng)度要求保證軸在反復(fù)載荷和扭轉(zhuǎn)載荷作用下不發(fā)生疲勞破壞。機(jī)床主傳動(dòng)系統(tǒng)精度要求較高，不允許有較大的變形。因此疲勞強(qiáng)度一般不是主要矛盾。除了載荷比較大的情況外，可以

7、不必驗(yàn)算軸的強(qiáng)度。剛度要求軸在載荷下（彎曲，軸向，扭轉(zhuǎn)）不致產(chǎn)生過(guò)大的變形（彎曲，失穩(wěn)，轉(zhuǎn)角）。如果剛度不夠，軸上的零件如齒輪，軸承等由于軸的變形過(guò)大而不能正常工作，或者產(chǎn)生振動(dòng)和噪音，發(fā)熱，過(guò)早磨損而失效。因此，必須保證傳動(dòng)軸有足夠的剛度。通常，先按扭轉(zhuǎn)剛度軸的直徑，畫(huà)出草圖后，再根據(jù)受力情況，結(jié)構(gòu)布置和有關(guān)尺寸，驗(yàn)算彎曲剛度。 計(jì)算轉(zhuǎn)速nj是傳動(dòng)件傳遞全部功率時(shí)的最低轉(zhuǎn)速，各個(gè)傳動(dòng)軸上的計(jì)算轉(zhuǎn)速可以從轉(zhuǎn)速圖上直接得出如表2-1所示。 表3-1 各軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速 軸 Ⅰ Ⅱ III 計(jì)算轉(zhuǎn)速（r/min） 1500 750 173 各軸功率和扭矩計(jì)算：

8、 已知一級(jí)齒輪傳動(dòng)效率為0.97（包括軸承），則： Ⅰ軸：P1=Pd×0.99=7.5×0.99=7.42 KW Ⅱ軸：P2=P1×0.97=7.42×0.97=7.20 KW III軸：P3=P2×0.97=7.20×0.97=6.98 KW Ⅰ軸扭矩：T1=9550P1/n1 =9550×7.42/1500=47.24 N.m Ⅱ軸扭矩：T2=9550P2/n2 =9550×7.20/750=91.68N.m III軸扭矩：T3=9550P3/n3 =9550×6.98/173=385.31N.m [φ]是每米長(zhǎng)度上允許的扭轉(zhuǎn)角（deg/

9、m），可根據(jù)傳動(dòng)軸的要求選取，其選取的原則如表2-2所示。 表3-2 許用扭轉(zhuǎn)角選取原則 軸 主軸 一般傳動(dòng)軸 較低的軸 [φ]（deg/m） 0.5-1 1-1.5 1.5-2 根據(jù)表2-2確定各軸所允許的扭轉(zhuǎn)角如表2-3所示。 表3-3 許用扭轉(zhuǎn)角的確定 軸 Ⅰ Ⅱ III [φ]（deg/m） 1 1 1 把以上確定的各軸的輸入功率N=7.5KW、計(jì)算轉(zhuǎn)速nj（如表2-1）、允許扭轉(zhuǎn)角[φ]（如表2-3）代入扭轉(zhuǎn)剛度的估算公式 (3-3) 可得各個(gè)傳動(dòng)軸的估算直徑： Ⅰ軸： d1

10、=28.8mm 取d1=30mm Ⅱ軸： d2=34.0mm 取d1=35mm 主軸軸徑尺寸的確定： 已知銑床最大加工直徑為Dmax=400mm, 則： 主軸前軸頸直徑 D1=0.25Dmax±15=85～115mm 取D1=95mm 主軸后軸頸直徑 D2=(0.7～0.85)D1=67～81mm 取D2=75mm 主軸內(nèi)孔直徑 d=0.1Dmax±10=35～55mm 取d=40mm 3.4齒輪模數(shù)的估算 按接觸疲勞強(qiáng)度和彎曲疲

11、勞強(qiáng)度計(jì)算齒輪模數(shù)比較復(fù)雜，而且有些系數(shù)只有在齒輪的各參數(shù)都已知方可確定，故只有在裝配草圖畫(huà)完后校驗(yàn)用。在畫(huà)草圖時(shí)用經(jīng)驗(yàn)公式估算，根據(jù)估算的結(jié)果然后選用標(biāo)準(zhǔn)齒輪的模數(shù)。 齒輪模數(shù)的估算有兩種方法，第一種是按齒輪的彎曲疲勞進(jìn)行估算，第二種是按齒輪的齒面點(diǎn)蝕進(jìn)行估算，而這兩種方法的前提條件是各個(gè)齒輪的齒數(shù)必須已知，所以必須先給出各個(gè)齒輪的齒數(shù)。 根據(jù)齒輪不產(chǎn)生根切的基本條件：齒輪的齒數(shù)不小于17，在該設(shè)計(jì)中，即最小齒輪的齒數(shù)不小于17。而由于Z3,Z3’這對(duì)齒輪有最大的傳動(dòng)比，各個(gè)傳動(dòng)齒輪中最小齒數(shù)的齒輪必然是Z3’。取Z3’=20,S=114，則Z3=94。 從轉(zhuǎn)速圖上直接看出直接可以看出

12、Z3的計(jì)算轉(zhuǎn)速是750r/min。 根據(jù)齒輪彎曲疲勞估算公式mω=2.4 (3-4) 根據(jù)齒輪接觸疲勞強(qiáng)度估算公式計(jì)算得: m=2.84 由于受傳動(dòng)軸軸徑尺寸大小限制，選取齒輪模數(shù)為m =3mm，對(duì)比上述結(jié)果，可知這樣設(shè)計(jì)出的齒輪傳動(dòng)，既滿(mǎn)足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿(mǎn)足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，而且考慮到兩傳動(dòng)軸的間距，故取同一變速組中的所有齒輪的模數(shù)都為m=3mm?，F(xiàn)將各齒輪齒數(shù)和模數(shù)列表如下： 表3-4 齒輪的估算齒數(shù)和模數(shù)列表 齒輪 Z0 Z0’ Z1 Z1’ Z2 Z2’ Z3 Z3’ 齒數(shù) 35 70 38 76 68 46 94 20

13、 模數(shù)（mm） 3 3 3 3 3 3 3 3 第四章 主軸箱展開(kāi)圖的設(shè)計(jì) 主軸箱展開(kāi)圖是反映各個(gè)零件的相互關(guān)系，結(jié)構(gòu)形狀以及尺寸的圖紙。因此設(shè)計(jì)從畫(huà)展開(kāi)圖開(kāi)始，確定所有零件的位置，結(jié)構(gòu)和尺寸，并以此為依據(jù)繪制零件工作圖。 4.1設(shè)計(jì)的內(nèi)容和步驟 這一階段的設(shè)計(jì)內(nèi)容是通過(guò)繪圖設(shè)計(jì)軸的結(jié)構(gòu)尺寸及選出軸承的型號(hào)，確定軸的支點(diǎn)距離和軸上零件力的作用點(diǎn)，計(jì)算軸的強(qiáng)度和軸承的壽命。 4.2 有關(guān)零部件結(jié)構(gòu)和尺寸的確定 傳動(dòng)零件，軸，軸承是主軸部件的主要零件，其它零件的結(jié)構(gòu)和尺寸是根據(jù)主要零件的位置和結(jié)構(gòu)而定。所以設(shè)計(jì)時(shí)先畫(huà)主要零件，后畫(huà)其它零件，先畫(huà)傳動(dòng)零件的中心線(xiàn)和輪廓

14、線(xiàn)，后畫(huà)結(jié)構(gòu)細(xì)節(jié)。 1）傳動(dòng)軸的估算 這一步在前面已經(jīng)做了計(jì)算。 2）齒輪相關(guān)尺寸的計(jì)算 為了確定軸的軸向距離，齒輪齒寬的確定是必須的。 而容易引起振動(dòng)和噪聲，一般取齒寬系數(shù)Φm =(6-10)m。這里取齒寬系數(shù)Φm=10, 則齒寬B=Φm×m=10×3=30mm.現(xiàn)將各個(gè)齒輪的齒厚確定如表3-1所示。 表4-1 各齒輪的齒厚 齒輪 Z1 Z1′ Z2 Z2′ Z3 Z3′ 齒厚（mm） 30 30 30 30 30 30 齒輪的直徑?jīng)Q定了各個(gè)軸之間的尺寸，所以在畫(huà)展開(kāi)圖草圖前，各個(gè)齒輪的尺寸必須算出?，F(xiàn)將主軸部件中各個(gè)齒輪的尺寸計(jì)算如表3-

15、2所示。 表4-2 各齒輪的直徑 齒輪 Z1 Z1′ Z2 Z2′ Z3 Z3′ 分度圓直徑（mm） 114 228 204 138 282 60 齒頂圓直徑（mm） 120 234 210 144 288 66 齒根圓直徑（mm） 106.5 220.5 196.5 130.5 274.5 52.5 Z0 Z0’ 105 210 111 216 97.5 202.5 由表3-2可以計(jì)算出各軸之間的距離，現(xiàn)將它們列出如表4-3所示。 表4-3 各軸的中心距 軸 ⅠⅡ

16、 ⅡⅢ 距離（mm） 160 175 3）確定齒輪的軸向布置 為避免同一滑移齒輪變速組內(nèi)的兩對(duì)齒輪同時(shí)嚙合，兩個(gè)固定齒輪的間距，應(yīng)大于滑移齒輪的寬度，一般留有間隙1-2mm，所以首先設(shè)計(jì)滑移齒輪。 Ⅱ軸上的滑移齒輪的兩個(gè)齒輪輪之間必須留有用于齒輪加工的間隙，插齒時(shí)，當(dāng)模數(shù)在1-2mm范圍內(nèi)時(shí)，間隙必須不小于5mm,當(dāng)模數(shù)在2.5-4mm范圍內(nèi)時(shí)，間隙必須不小于6mm，且應(yīng)留有足夠空間滑移，據(jù)此選取該滑移齒輪三片齒輪之間的間隙分別為d1= 45mm,d2=8mm。 由滑移齒輪的厚度以及滑移齒輪上的間隙可以得出主軸上的齒輪的間隙。 現(xiàn)取齒輪之間的間距為82mm和45mm。 圖4-

17、1 齒輪的軸向間距 4）軸承的選擇及其配置 主軸組件的滾動(dòng)軸承既要有承受徑向載荷的徑向軸承，又要有承受兩個(gè)方向軸向載荷的推力軸承。軸承類(lèi)型及型號(hào)選用主要應(yīng)根據(jù)主軸的剛度，承載能力，轉(zhuǎn)速，抗振性及結(jié)構(gòu)要求合理的進(jìn)行選定。 同樣尺寸的軸承，線(xiàn)接觸的滾子軸承比電接觸的球軸承的剛度要高，但極限轉(zhuǎn)速要低；多個(gè)軸承的承載能力比單個(gè)軸承的承載能力要大；不同軸承承受載荷類(lèi)型及大小不同；還應(yīng)考慮結(jié)構(gòu)要求，如中心距特別小的組合機(jī)床主軸，可采用滾針軸承。 為了提高主軸組件的剛度，通常采用輕型或特輕型系列軸承，因?yàn)楫?dāng)軸承外徑一定時(shí)，其孔徑（即主軸軸頸）較大。 通常情況下，中速重載采用雙列圓柱滾子軸承配雙向推

18、力角接觸球軸承（如配推力軸承，則極限轉(zhuǎn)速低），或者成對(duì)圓錐滾子軸承，其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，但是極限轉(zhuǎn)速較低，如配空心圓錐滾子軸承，其極限轉(zhuǎn)速顯著提高，但成本也相應(yīng)的提高了。高速輕載采用成組角接觸球軸承，根據(jù)軸向載荷的大小分別選用25°或 15°的接觸角。軸向載荷為主且精度要求不高時(shí)，選用推力軸承配深溝球軸承，精度要求較高時(shí)，選用向心推力軸承。 該設(shè)計(jì)的主軸不僅有剛度高的要求，而且有轉(zhuǎn)速高的要求，所以在選擇主軸軸承時(shí)，剛度和速度這兩方面都要考慮。主軸前軸承采用3182119型軸承一個(gè)，后支承采用30215型和8215型軸承各一個(gè)。 4.3 各軸結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì) I軸的一端與電動(dòng)機(jī)相連，將其結(jié)構(gòu)草圖繪制

19、如下圖4—2所示 圖4—2 II軸安裝滑移齒輪，其結(jié)構(gòu)如草圖3—2所示 圖4-3 III軸其結(jié)構(gòu)完全按標(biāo)準(zhǔn)確定，根據(jù)軸向的尺寸將結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖繪制如下圖4—4所示 圖4-4 4.4 主軸組件的剛度和剛度損失的計(jì)算： 最佳跨距的確定： 取彈性模量E=2.1X，D=（95+75）/2=85； 主軸截面慣距 截面面積：A=4415.63 主軸最大輸出轉(zhuǎn)矩： 床身上最大回轉(zhuǎn)直徑約為最大加工直徑的60%，即240mm。故半徑為0.12m Fy=0.5Fz=1989.6N 故總切削力為： F==4448.9N 估算時(shí)

20、，暫取L0/a=3,即取3x120=360mm. 前支承支反力 后支承支反力 取 則 則 因在上式計(jì)算中，忽略了ys的影響，故L0應(yīng)稍大一點(diǎn)，取L0=300mm 計(jì)算剛度損失： 取L=385mm,χ=4.61因在上式計(jì)算中，忽略了ys的影響，故L0應(yīng)稍大一點(diǎn)，取L0=300mm 計(jì)算剛度損失： 取L=385mm,χ=4.61 表4-4 由 公式 彈 性 主 軸 y1 彈性支承k 總 柔 度 總 剛度 彎曲變形 yb 剪切變形ys 前支承 后支承 懸伸段 跨距段

21、懸伸段 跨距段 L=385 5.488×10-7 2.224×10-6 2.361×10-7 1.165×10-7 11.12×10-7 2.28×10-7 44.65×10-7 2.24×105 12.29％ 49.8％ 5.29％ 2.61％ 24.9％ 5.1％ 100％ L0=300 5.488×10-7 1.732×10-6 2.361×10-7 1.4915×10-7 12.4×10-7 3.756×10-7 42.83×10-7 2.33×105 12.81％ 40.46％ 5.51％ 3.48％ 28.9％

22、 8.77％ 100％ 由L≠L0引起的剛度損失約為3.68％,可知，主軸剛度損失較小，選用的軸承型號(hào)及支承形式都能滿(mǎn)足剛度要求。 第五章 零件的校核 5.1齒輪強(qiáng)度校核 校核II軸齒輪 校核齒數(shù)為20的即可，確定各項(xiàng)參數(shù) P=7.2KW, n=750r/min Ⅱ軸扭矩: T2=9550P2/n2 =95507.2/750=91.68 N.m （5-1） 確定動(dòng)載系數(shù)：=2.35m/s 齒輪精度為7級(jí)，由《機(jī)械設(shè)計(jì)》查得使用系數(shù) 非對(duì)稱(chēng) 查《機(jī)械設(shè)計(jì)》得 確定齒間

23、載荷分配系數(shù): =2778.2N （5-2） ==42.1 100N/m由《機(jī)械設(shè)計(jì)》查得 =1.2 確定動(dòng)載系數(shù): =11.051.21.42=1.6 查表 10-5 2.65 1.58 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力，由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 540MPa 圖10-18查得0.9,S = 1.3 （5-3） 49.489.3 故滿(mǎn)足要求。 5

24、.2傳動(dòng)軸撓度的驗(yàn)算： II軸的校核：通過(guò)受力分析，在一軸的三對(duì)嚙合齒輪副中，中間的兩對(duì)齒輪對(duì)II軸中點(diǎn)處的撓度影響最大，所以，選擇中間齒輪嚙合來(lái)進(jìn)行校核 已知d=60mm， E=2.1X，b=30mm ，x=180mm （5-4） 。 第六章 心得體會(huì) 在將近兩周的不懈努力下，課程設(shè)計(jì)終于完成了。從開(kāi)始直到設(shè)計(jì)基本完成，我有許多感想。這是我們比較獨(dú)立的在自己的努力下做一個(gè)與課程相關(guān)的設(shè)計(jì)。在這次設(shè)計(jì)中暴露出我的許多薄弱環(huán)節(jié)，很多學(xué)過(guò)的知識(shí)不能學(xué)以致用，直到做了這次作業(yè)后才能漸漸掌握，以前

25、學(xué)過(guò)的東西自己并不是都掌握了，很多知識(shí)只是照搬書(shū)本，并非自己所理解，經(jīng)過(guò)這次設(shè)計(jì)又加深了理解。而且，在一些計(jì)算過(guò)程中我和我的同學(xué)進(jìn)行了計(jì)算方面的討論，這又加強(qiáng)了我的合作能力。 做課設(shè)的期間不僅手工制圖得到了鞏固，而且AutoCAD畫(huà)圖軟件也在不斷練習(xí)中進(jìn)一步加深，學(xué)會(huì)了如何去應(yīng)用工程手冊(cè)，如何合理的選用相關(guān)參數(shù)，以及一些設(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn)。 總的說(shuō)來(lái)，我感覺(jué)這次課程設(shè)計(jì)讓我的許多方面都得到了鍛煉，這不僅僅是知識(shí)方面的，還有能力方面東西?？傊覍W(xué)到了我想學(xué)的東西，這次課程設(shè)計(jì)使我受益匪淺。 參考文獻(xiàn) 1. 文懷興， 夏田. 數(shù)控機(jī)床系統(tǒng)設(shè)計(jì). 北京：

26、 化學(xué)工業(yè)出版社，2005 2. 文懷興. 數(shù)控銑床系統(tǒng)設(shè)計(jì). 北京：化學(xué)工業(yè)出版社，2006 3. 鄭文偉. 吳克堅(jiān). 機(jī)械原理. 北京：高等教育出版社，1997 4. 濮良貴， 紀(jì)名剛. 機(jī)械設(shè)計(jì). 北京：高等教育出版社，2001 5. 周開(kāi)勤. 械零件手冊(cè).北京：高等教育出版社，2001 6. 陳易新. 機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)書(shū). 哈爾濱：哈爾濱大學(xué)出版社，1981 7. 成大先. 機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè). 北京：化學(xué)工業(yè)出版社，2000 8. 機(jī)床設(shè)計(jì)圖冊(cè). 上海：上?？茖W(xué)技術(shù)出版社，1979 第 14 頁(yè) 共 14 頁(yè)