中型普通車床主軸變速箱設計論文15177

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1、 畢業(yè)設計說明書 題目中型普通車床主軸變速箱設計 專業(yè)機械制造與自動化專業(yè) 摘要：本設計著重研究機床主傳動系統(tǒng)的設計步驟和設計方法，根據(jù)已確定的運動參數(shù)以變速箱展開圖的總中心距最小為目標，擬定變速系統(tǒng)的變速方案，以獲得最優(yōu)方案以及較高的設計效率。在機床主傳動系統(tǒng)中，為減少齒輪數(shù)目，簡化結構，縮短軸向尺寸，用齒輪齒數(shù)的設計方法是試算，湊算法，計算麻煩且不易找出合理的設計方案。本文通過對主傳動系統(tǒng)中雙聯(lián)滑移齒輪傳動特點的分析與研究，繪制零件工作圖與主軸箱展開圖及剖視圖 關鍵詞：傳動系統(tǒng)設計，主軸箱，轉速圖 Abst

2、ract：Thedesignfocusedonthemaintransmissionsystemofmachinetooldesignstepsanddesignmethod,accordingtotheidentifiedparametersfortransmissionexpansiongraphofthesmallestcentraldistanceasthegoal,formulatetransmissionsystemtransmissionscheme,toobtaintheoptimalschemeandhighdesignefficiency.Inthemaintransmis

3、sionsystemofmachinetool,inordertoreducethenumberofgears,simplestructure,shortaxialdimension,withtheteethnumberofgeardesignmethodisaspreadsheet,collectalgorithmandisnoteasytofindoutthetrouble,calculationofreasonabledesignscheme.Thisarticlethroughtothemaintransmissionsystemoftwolinkedslipgearcharacter

4、isticsanalysisandresearch,drawingpartsdrawingandspindleboxexpansiongraphandcutawayview Keywords：transmissionsystemdesign,mainspindlebox,speeddiagram 26 目錄 第一章 緒論 1 1機床的發(fā)展與現(xiàn)狀 1 2總設計方案說明 1 第二章 車床住參數(shù)和基本參數(shù) 3 1主軸的極限轉速 3 2確定主軸的傳動級數(shù) 3 3主電機的確定 3 第三章 傳動設計 4 1傳動組和傳動副數(shù)的確定 4 2傳動結構式的選擇 4

5、2.1分配總降速比 4 2.2擬定轉速圖 4 3繪制傳動系統(tǒng)圖。 6 第四章 動力設計 8 1確定各軸的轉速 8 2帶傳動設計 8 3齒輪參數(shù)設計和強度校核 10 3.1選擇齒輪材料及確定強度設計計算 10 3.2計算齒輪參數(shù) 10 3.2齒輪強度校核 12 第五章 主軸的軸徑估算及強度校核 15 1各軸軸徑的估算 15 2軸強度的校核 16 第六章 軸承的選用和壽命計算 18 1軸承的類型及特性 18 2軸承的選用 20 3軸承的壽命計算 21 總結 23 致謝 24 參考文獻 25 附錄 26 第一章 緒論 1機床的發(fā)展與現(xiàn)狀

6、 機床技術參數(shù)有主參數(shù)和基本參數(shù)，他們是運動傳動和結構設計的依據(jù)，影響到機床是否滿足所需要的基本功能要求，參數(shù)擬定就是機床性能設計。主參數(shù)是直接反映機床的加工能力、決定和影響其他基本參數(shù)的依據(jù)，如車床的最大加工直徑，一般在設計題目中給定，基本參數(shù)是一些加工件尺寸、機床結構、運動和動力特性有關的參數(shù)，可歸納為尺寸參數(shù)、運動參數(shù)和動力參數(shù)。通用車床工藝范圍廣，所加工的工件形狀、尺寸和材料各不相同，有粗加工又有精加工；用硬質合金刀具又用高速鋼刀具。因此，必須對所設計的機床工藝范圍和使用情況做全面的調研和統(tǒng)計，依據(jù)某些典型工藝和加工對象，兼顧其他的可能工藝加工的要求，擬定機床技術參數(shù)，擬定參數(shù)時，要

7、考慮機床發(fā)展趨勢和同國內外同類機床的對比，使擬定的參數(shù)最大限度地適應各種不同的工藝要求和達到機床加工能力下經濟合理。機床主傳動系因機床的類型、性能、規(guī)格和尺寸等因素的不同，應滿足的要求也不一樣。設計機床主傳動系時最基本的原則就是以最經濟、合理的方式滿足既定的要求。在設計時應結合具體機床進行具體分析，一般應滿足的基本要求有：滿足機床使用性能要求。首先應滿足機床的運動特性，如機床主軸油足夠的轉速范圍和轉速級數(shù)；滿足機床傳遞動力的要求。主電動機和傳動機構能提供足夠的功率和轉矩，具有較高的傳動效率；滿足機床工作性能要求。主傳動中所有零部件有足夠的剛度、精度和抗震性，熱變形特性穩(wěn)定；滿足產品的經濟性要求

8、。傳動鏈盡可能簡短，零件數(shù)目要少，以便節(jié)約材料，降低成本。 2總設計方案說明 根據(jù)《機械設計手冊》18—269，表18.2—9，變速級為8級欄中，排列方式有三種：(a)無公用齒輪(b)單公用齒輪(c)雙公用齒輪。 由于我們設計的是有滿足最大和次大齒輪的次數(shù)差大于4的要求(模數(shù)相同)。目的是為了避免兩齒輪軸上任意兩個齒輪的齒頂相碰。若采用雙公用齒輪時因兩變速互相制約，齒數(shù)及徑向尺寸可能增大；若采用三公用齒輪時配齒困難。公用齒輪既是前一變速組的從動齒輪，又是后一變速組的主動輪，嚙合時間長，磨損快，且故公用齒輪的材料好，精度要高。 所以，我們設計選用(a)無公用齒輪傳動方式。

9、 第二章 車床住參數(shù)和基本參數(shù) 1主軸的極限轉速 由設計任務書可知：機床主軸的極限轉速為，變速級數(shù)Z=8，公比, 可求出 轉速范圍 2確定主軸的傳動級數(shù) 已知主軸轉速級數(shù)Z=8和公比=1.57 已知 且a，b為正整數(shù)，即Z應可分解為2和4的因子，以便用2和4聯(lián)滑移齒輪實現(xiàn)變速取Z=8級，則 綜上述可得主傳動部件的運動參數(shù) 3主電機的確定 符合4KW額定功率的三相異步電機的轉速有75010001500和3000r/min。根據(jù)《機械設計課程設計指導書》表13.1查出有三種適應的電動機型號，型號

10、是：Y112M—2滿載轉速2890r/mim。Y112M—4滿載轉速1440r/mim。Y132M1—6滿載轉速960r/mim。因此有三種傳動比方案，綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、齒輪傳動的傳動比，可見第2方案比較適合選定電動機型號為Y112M-4滿載轉速1440r/min。 其主要性能：額定功率：4KW滿載轉速1440r/min額定轉矩2.0 第三章 傳動設計 1傳動組和傳動副數(shù)的確定 可能的方案有或者 但是第一個方案使軸的數(shù)量增多了一個，也擴大了箱體體積，所以一般少用，所以選擇24的方案比較好 2傳動結構式的選擇 2.1分配總降速比 分配降速比時，應注

11、意傳動比的取值范圍，齒輪傳動副中最大傳動比最小傳動比，傳動比過大，引起震動和噪音，傳動比過小，是動齒輪和傳動齒輪的直徑相差太大，將引起結構過大。 A：確定皮帶傳動的傳動比分為，取i=2 由于主電機的額定轉速為1440r/min， 可知第一根軸的轉速 B：確定最末一級的傳動比 總的傳動比為 所以且且 可以算出 2.2擬定轉速圖 轉速結構圖如圖1所示。 A：選定各級轉速值，有《機械設計手冊查》表18.2-3可選取各級轉速的派生系列為 =63 圖1結構網 B：齒輪齒數(shù)的確定 傳動組a 由表18.2—6（《機械設計手冊單行本，減速器和變速器》）可知，確定最小齒

12、輪的齒數(shù)和及最小齒數(shù)和，最小齒數(shù)必在的齒輪副中，由表18.2—6（《機械設計手冊單行本，減速器和變速器》）可知 由此可知四對齒輪的齒數(shù)為如表1所示 表1齒數(shù) 齒輪總齒數(shù) 120 軸一齒輪數(shù) 60 46 34 24 軸二齒輪數(shù) 60 74 86 96 傳動組b 查表18.2—6（《機械設計手冊單行本，減速器和變速器》）確定最小齒輪的齒輪和最小齒數(shù)和必在的齒輪副中，由表18.2—6（《機械設計手冊單行本，減速器和變速器》）可知 =21=99 查得兩副齒輪副為如表2所示 表2齒數(shù) 齒輪總齒數(shù) 99 軸二齒輪數(shù) 38 21 軸三齒輪數(shù)

13、 61 78 確定帶輪直徑 由以上可知，電機轉速=1440r/min 則 查《機械設計》表8—8可得㎜， 此時傳動比比0.63小，所以，取很接近預定值。 3繪制傳動系統(tǒng)圖。 根據(jù)軸數(shù)、齒輪副、電動機等已知參數(shù)和條件可繪制出如下的傳動系統(tǒng)簡圖。如圖2所示 圖2傳動系統(tǒng)簡圖 第四章 動力設計 1確定各軸的轉速 根據(jù)《機械設計手冊》查得18-2561.2.1標準公比和標準轉速數(shù)列的經驗公式有 第三軸的轉速為 r/min 第二軸的轉速為 第一軸的轉速為 2帶傳動設計 電動機轉速為1440r/min，傳遞功率為4KW，傳動比

14、為=1.57 (1)確定計算功率 由《機械設計基礎》表11-7查得=1.1，則 (2)選取V帶型 根據(jù)小帶輪的轉速和計算功率，查《機械設計》圖8—11選B型帶。 (3)確定帶輪直接和驗算帶速 由以上已得小帶輪直徑㎜， ，所以選取帶合格。 (4)確定帶傳動的中心距和帶的基準長度 設中心距為，則 初選中心距為450 帶長 ㎜ 查《機械設計》表8—2選取相近的基準長度，則=1400㎜. 所以帶傳動的實際中心距㎜ (5)驗算小帶輪的包角 一般小帶輪的包角不應小于 包角所以合適 (6)確定帶的根數(shù) 查《機械設計基礎》表11-4其中時傳遞功率的增量0.4

15、 查表11-5得=0.96按小輪包角，查表11-6得包角系數(shù) =0.9長度系數(shù) 為避免V帶工作時各根帶受力嚴重不均勻，限制根數(shù)不大于10 所以選取V帶的根數(shù)為2根。 (7)計算帶的張緊力 其中---帶的傳動功率 V---帶速m/s M---每米帶的質量kg/m查表11-1取m=0.17kg/m V=10.6m/s (8)計算作用在軸上的壓軸力 3齒輪參數(shù)設計和強度校核 3.1選擇齒輪材料及確定強度設計計算 (1)由于沒有特殊要求的傳動設計，由《機械設計基礎》表16—4選取，小齒輪選45號鋼調制，齒面硬度為240HBS，大齒輪選45號鋼正火，齒面硬度為20

16、0HBS。 由于齒面硬度小于350HBS，又是閉式傳動，故按齒面接觸強度設計，按齒根彎曲強度校核。 (2)按齒面接觸疲勞強度設計 許用接觸應力 根據(jù)表12-3得極限應力 查表16—7選取故 3.2計算齒輪參數(shù) (1)計算小齒輪的分圓直徑 因載荷有沖擊，取載荷系數(shù)K=1.4（表16—5），車床變速箱中，齒輪相對軸承對稱分布， 齒寬系數(shù)查表16-3可得，選取齒寬系數(shù)為 第一根軸的轉矩為 去應力的較小值代入設計 ㎜ 確定幾何尺寸 齒數(shù)取=24 按表《機械設計基礎》16—2取m=2.5根據(jù)公式計算分度圓直徑。 (2)第一對齒輪：則分度圓直徑=2.524=

17、60㎜㎜ 中心距㎜ 齒寬㎜ 經圓整后取大齒輪齒寬20mm，小輪齒寬25mm（為了補償安裝誤差，通常使小齒輪齒寬略大一些）。 (3)第二對齒輪：分度圓直徑=2.534=85mm 中心距㎜ 齒寬㎜ 經圓整后取大齒輪齒寬25mm，小輪齒寬30mm（為了補償安裝誤差，通常使小齒輪齒寬略大一些）。 (4)第三對齒輪：分度圓直徑㎜㎜ 中心距㎜ 齒寬㎜ 經圓整后取大齒輪齒寬35mm，小輪齒寬40mm（為了補償安裝誤差，通常使小齒輪齒寬略大一些）。 (5)第四對齒輪：分度圓直徑㎜㎜ 中心距㎜ 齒寬㎜ 經圓整后取大齒輪齒寬45mm，小輪齒寬45mm。 (6)確定第二、三軸傳遞的齒

18、輪參數(shù) 第二軸上的傳動轉矩為 粗略的估算齒輪的分度圓直徑 ㎜ 計算模數(shù)， 按表《機械設計基礎》16—2取m=3 (7)第一對齒輪分度圓直徑㎜㎜ 中心距㎜ 齒寬㎜ 經圓整后取大齒輪齒寬20mm，小輪齒寬25mm（為了補償安裝誤差，通常使小齒輪齒寬略大一些）。 (8)第二對齒輪分度圓直徑㎜㎜ 中心距㎜ 齒寬㎜ 經圓整后取大齒輪齒寬35mm，小輪齒寬40mm（為了補償安裝誤差，通常使小齒輪齒寬略大一些）。 3.2齒輪強度校核 (1)校核第一、二軸上嚙合的齒輪的強度 根據(jù)表12-3得極限應力 查表16-7得安全系數(shù) 許用齒根應力 由上可知： 驗算齒根

19、彎曲應力 查表齒形系數(shù) 載荷系數(shù)K查《機械設計基礎》表16—5可得K=1.4 所以安全 (2)校核第二、三軸上嚙合的齒輪的強度 根據(jù)表12-3得極限應力 查表16-7得安全系數(shù) 許用極限應力 由上面計算可知 驗算齒根彎曲應力 齒形系數(shù) 所以二三軸上的齒輪傳動是安全的。 第五章 主軸的軸徑估算及強度校核 1各軸軸徑的估算 各軸的輸入功率根據(jù)《機械設計基礎課程設計》表12—7查得V帶的傳動效率為0.96，滾子軸承的效率是0.98，齒輪副的傳動效率是0.97。 電動機軸 一

20、軸 二軸 三軸 前面已算出一、二軸的轉矩 再算出第三軸上的轉矩 估算軸徑 根據(jù)其中查表可得C的取值范圍是[107,118]。 所以估算的軸徑為 一軸㎜ 考慮鍵槽對軸的削弱，將直徑增大5%~10%，所以取為18.3~22.2， 由設計手冊取，根據(jù)軸系結構確定軸C處的直徑 二軸㎜ 考慮鍵槽對軸的削弱，將直徑增大5%~10%，所以取為30.9~36.1㎜ 由設計手冊取，根據(jù)軸系結構確定軸C處的直徑 三軸㎜ 考慮鍵槽對軸的削弱，將直徑增大5%~10%，所以取為35.7~41.6㎜ 由設計手冊取，根據(jù)軸系結構確定軸C處的直徑 2軸強度的校核 (1)校核一軸

21、 由上可知 圖a 圖b 圖c 通過查找資料，把齒輪的分布如傳動系統(tǒng)圖所示 而軸長取軸長為250mm 所以一軸上所受的力 軸向力 徑向力 法向力 (2)畫出軸的受力圖如圖a所示 (3)計算水平支反力，畫水平面彎矩圖如圖b所示 (4)計算垂直面支反力，畫垂直彎矩圖如圖c所示 垂直面支反力為 C-C截面的左側垂直面彎矩 C-C截面的右側垂直面彎矩 (5)畫合成彎矩圖如圖d所示 (6)畫轉矩圖如圖e所示 (7)計算當量彎矩 因變速箱單向運轉傳動，故可認為轉矩脈動循環(huán)變化，取系數(shù)=0.6 由圖可知C

22、-C處最危險，則 (8)校核強度 故軸的強度足夠 第六章 軸承的選用和壽命計算 1軸承的類型及特性 滾動軸承的類型及特性見表3. 表3滾動軸承的類型和特性 軸承名稱、類型及代號 結構簡圖及承載方向 極限轉速 nc 允許角偏差θ 特性與應用 調心球軸承10000 中 2～3 主要承受徑向載荷，可承受少量的雙向軸向載荷，外圈滾道為球面，具有自動調心性能。適用于多支點軸、彎曲剛度小的軸以及難于精度對中的支承 調心滾子軸承20000 中 0.5～2 主要承受徑向載荷，其載荷能力比調心滾子軸承約大一倍，也能承受少

23、量的雙向軸向載荷。外圈滾道為球面，具有調心性能，適用于多支點軸、彎曲剛度小的軸及難于精度對中的支承 圓錐滾子軸承30000 中 2′ 能承受較大徑向載荷和單向軸向載荷，內外圈可分離。適用于轉速不太高，軸的剛性較好的場合 雙列深溝球軸承40000 中 2′～10′ 能承受較大徑向載荷，也承受一定的雙向軸向載荷。它比深溝球軸承具有較大的承載能力 推力球軸承 單列51000 雙列52000 低 不允許 推力球軸承的套圈與滾動體可分離，單向推力球軸承只能承受單向軸向載荷，兩個圈的內孔不一樣大，內孔較小的與軸配合，內孔較大的與機座固定。雙向推力球軸承可以承受雙向軸

24、向載荷，中間圈與軸配合，另兩個圈為松圈。常用與軸向載荷大、轉速不高場合。 低 不允許 深溝球軸承60000 高 8′～16′ 主要承受徑向載荷，也可同時承受少量雙向軸向，工作時內外圈軸線允許偏斜。摩擦阻力小，極限轉速高，結構簡單，價格便宜，應用最廣泛。但承受沖擊載荷能力較差，適用于高速場合 角接觸軸承 7000C(α=15) 7000AC(α=25) 7000B(α=40) 較高 2′～10′ 能同時承受徑向載荷與單向的軸向載荷，公稱接觸角α有15、25、40三種，α越大，軸向承載能力越大。適用于轉速較高，同時承受徑向和軸向再和場合 2軸承的選用

25、（1）載荷條件 軸承所承受載荷的大小、方向和性質是選擇軸承的主要依據(jù)。輕載和中載時應選用球軸承，受重載或沖擊載荷時，應選用滾子軸承；純徑向載荷時，應選用深溝球軸承、圓柱滾子軸承或滾針軸承等；純軸向載荷時，可選用推力軸承；軸向、徑向均有載荷時，若軸向載荷比徑向載荷大得多，常選用推力軸承和深溝球軸承的組合結構。需要注意的是推力軸承不能承受徑向載荷，圓柱滾子軸承不能承受軸向載荷。 （2）轉速條件 高速時應優(yōu)先選用球軸承。內徑相同時，外徑越小，離心力也越小，所以在高速時宜選用超輕、特輕系列軸承。推力軸承的極限轉速都很低，高速運轉時摩擦發(fā)熱嚴重，若軸向載荷不十分大，側可采用角接觸球軸承或深溝球軸承

26、來承受純軸向力。 （3）裝調性能 圓錐滾子軸承和圓柱滾子軸承的內外圈可以分離，便于拆裝。為方便在長軸上軸承的裝拆和緊固，可選用帶內錐孔和緊定套的軸承。 （4）調心要求 當由于和安裝誤差等因素致使周的中心線與軸承中心線不重合時，當軸受力彎曲造成軸承內外圈軸線發(fā)生偏斜時，宜選用調心軸承或調心滾子軸承。 （5）經濟考慮 在滿足使用要求的情況下，優(yōu)先選用價格低廉的軸承。以球軸承的價格低于滾子軸承。軸承的精度越高價格越貴。在同精度的軸承中，深溝球軸承的價格最低。 綜上幾點考慮，由于車床箱整體的受力要求不高，所以選用深溝球軸承： 一軸的軸頸的直徑為20mm，我們選用滾子軸承，根據(jù)《機械設計

27、基礎課程設計》可知選用6204 二軸的軸頸的直徑為35mm，我們選用滾子軸承，根據(jù)《機械設計基礎課程設計》可知選用6207 三軸的軸頸的直徑為40mm，我們選用滾子軸承，根據(jù)《機械設計基礎課程設計》可知選用6208。 3軸承的壽命計算 如表4所示 表4深溝球軸承 軸承 代號 基本尺寸/mm 安裝尺寸/mm 基本額定動載荷Cr 基本額定靜載荷Cor 極限轉速/(rmin-1) 脂潤滑 油潤滑 kN d D B rs min da min Da max ras max 6204 20 47 14 1 26 41 1

28、12.8 6.65 14000 18000 6207 35 72 17 1.1 42 65 1 25.5 15.2 85000 11000 6208 40 80 18 1.1 47 73 1 29.5 18.0 8000 10000 一軸的軸承壽命計算 由前面設計可知 查表根據(jù)工作條件傳動有輕微沖擊，查表16—8得 溫度不超過，由表16—10查得 求當量動載荷P，該軸承為6204 查手冊表 根據(jù) 查得e=0.37 又因為 所以《機械設計基礎》表16—9可知x=0.56y=1.02 所以 軸承的壽命 因為

29、是滾子軸承 =13.2186.6=2463.2h 總結 在完成畢業(yè)設計的過程中，我們走了很多彎路。特別是資料書很多時，我們卻無從下手。不過我們通過了幾種模擬方案對比后，選了個最佳方案。 通過，此次的畢業(yè)設計，使我們把3年來，所有學過的東西都用上了。并且還在相關的權威的網站上查閱了大量資料。使用過程當中有一些問題實在是很棘手，但是，通過細心加仔細。我們把難關一一克服。特別是在計算的時候要特別仔細，一不小心就容易出錯。不過通過這次畢業(yè)設計使我們對機械設計又有了新的認識和新的方向，就是對機械設計的系統(tǒng)知識有了新的了解。結構也有了

30、跟進一步的加深。 車床主軸箱是機床的動力源將動力和運動傳遞給機床主軸的基本環(huán)節(jié)，其機構復雜而巧妙。這次設計的效果沒有預計的理想，有一些硬件方面的原因。我接受的設計任務是對車床主軸箱進行設計。主軸箱的結構繁多，考慮到實際硬件設備的承受能力，在畫主軸展開圖的時候不影響表達出主軸箱內部結構的情況下，我省去了很多細部結構。從這點讓我深深的體會到“科技是第一生產力”這句話的正確與嚴謹性。在設計中我們也遇到了其它許多棘手的問題，例如，設計采用的度量標準不一致，導致裝配的時候產生了干涉的問題，對于這個問題我們采用互相調節(jié)的方法，需要相互配合的兩個零件的設計者相互協(xié)調，最后實現(xiàn)設計的效果。 致謝

31、 本文的畢業(yè)設計是在王萍老師指導下完成的。王老師治學嚴謹，和藹可親，待人誠懇，熱心幫組學生，研究深入而廣泛。指導學生認真負責。 在畢業(yè)設計當中，我也遇到了很多問題。王老師對主軸箱有著深刻的理解，特別是對主軸箱的設計有一些研究工作，設計過程中王老師幫我收集資料，為我指出設計思路，不時鼓舞我，還經常給我必要的指導，使我少走了許多彎路。設計過程也是培養(yǎng)我們認真細心的態(tài)度。在此過程中不斷發(fā)現(xiàn)問題和解決問題，使我加深了對大學所學課程理解，綜合應用，并得到進一步的鞏固，這對以后的學習和工作都有積極的意義。通過這一次的畢業(yè)設計使我們機床結構又有了更進一步的加深和了解。 特別是在設計出現(xiàn)了細微地放的計算時

32、，我很容易就出錯。不過幸好有王老師的指點，使我們正確而且有效率的完成了。并且，還有小組成員的積極參與和彼此間的分工合作?；ハ鄮椭f(xié)作。這里面老師是起了不可或缺的作用。才把這次畢業(yè)設計給做完。在這里，我們全體小組成員一起再一次的說聲：‘謝謝王老師’。您真的是幸苦了。對于畢業(yè)設計的本身，就是讓我鍛煉與成長的過程。確確實實讓我學到了很多東西，特別是為人處事方面。這個是教科書上學不到的。我認為，通過這次的畢業(yè)設計的經歷會讓我在以后的工作崗位上有很大的幫助。為此，在對王老師說一聲謝謝來作為這一畢業(yè)設計的結束，“謝謝”王老師。 參考文獻 [1]機械設計手冊編寫組．機械設計手冊．機械工業(yè)出版社

33、．北京.3版.1985. [2]任殿閣，張佩勤主編設計手冊．遼寧科學技術出版社．遼寧.1997. [3]吳宗澤羅圣國主編機械設計課程設計手冊．高等教育出版社．2000. [4]唐金松主編.簡明機械設計手冊.上?？萍技夹g出版社.上海.1986. [5]李國斌機械設計基礎機械工業(yè)出版社.北京.2003. [6]孟玲琴王志偉機械設計基礎課程設計北京理工大學出版社.2001. [7]孫恒陳作模主編.機械原理.高等教育出版社.北京.2001 [8]盧秉恒主編.機械制造技術基礎.機械工業(yè)出版社.北京.2001 [9]機械設計手冊委員會編機械設計手冊.機械工業(yè)出版社.北京.2004.8. 附錄 1.傳動系統(tǒng)簡圖 2.齒輪的零件圖 3.傳動軸的零件圖 4.主軸箱的展開圖及剖面圖