车床主传动系统设计

目录目录 .I1，项目背景分析 .12，研究计划要点与执行情况 .23，项目关键技术 .34，具体研究内容与技术实现 .44.1机床的规格及用途 .44.2运动设计 .44.2.1确定极限转速 .44.2.2确定公比 .44.2.3主轴转速级数 .44.2.4确定结构式 .44.2.5绘制转速图 .54.2.6绘制传动系统图 .54.3传动零件的初步计算 .94.3.1传动轴直径初定 .94.3.2主轴轴径直径的确定 .104.3.3齿轮模数的初步计算 .104.3.4限制级讨论 .114.4关键零部件校核 .124.4.1主轴静刚度验算 .124.4.2传动轴的弯曲刚度验算 .184.4.3直齿圆柱齿轮的应力计算 .225，技术指标分析 .255.1传动系统图的设计 .255.2齿轮齿数、模数的选择 .255.3轴径、孔径的选择 .255.4其他零部件、细节 .266，存在的问题与建议27参考文献281，项目背景分析本项目旨在设计一款无丝杠车床。车床主要用于加工轴、盘、套和其他具有回转表面的工件，以圆柱体为主。在机械制造及其自动化专业的整体教学计划中，综合课程设计II 是一个及其重要的实践教学环节，目的是为了锻炼学生机械结构的设计能力，这是机械类学生最重要的设计能力；同时，机床位制造工业 “母机 ”结构典型，适合作为作为课程设计内容。2，研究计划要点与执行情况机械制造及其自动化专业的综合课程设计 2，是以车床主传动系统为设计内容，完成展开图和截面图各一张及相关计算，并撰写报告。设计内容要求图纸工作量：画两张图展开图（ A0 ）：轴系展开图。其中摩擦离合器、制动和润滑不要求画，但要求掌握，操纵机构只画一个变速手柄。截面图（ A1）：画剖面轴系布置示意图 （包括截面外形及尺寸，车床标中心）。标注：中心距、配合尺寸、定位尺寸、中心高（车床） 、外形尺寸。标题栏和明细栏主轴端部结构按标准画编写课程设计报告。3，项目关键技术减速箱内各级减速比分配、转速图的选取，传动系统齿轮的分布。齿轮模数齿数齿宽的选取为本次设计应首要解决的内容，解决以上问题可以使机床主轴箱大体分布得到解决。 主轴箱内传动件的空间布置是极其重要的问题， 变速箱内各传动轴的空间布置首先要满足机床总体布局对变速箱的形状和尺寸的限制， 还要考虑各轴受力情况，装配调整和操纵维修的方便。其中齿轮的布置与排列是否合理将直接影响主轴箱的尺寸大小、结构实现的可能性，以及变速操纵的方便性。主轴传动中的合理布置也很重要。合理布置传动件在主轴上的轴向位置，可以改善主轴的受力情况，减小主轴变形，提高主轴的抗振性。4，具体研究内容与技术实现4.1 机床的规格及用途本设计机床为卧式机床， 其级数 Z=11，最小转数 nmin=26.5r/min，转速公比 =1.41，驱动电动机功率 P=4Kw。主要用于加工钢以及铸铁有色金属，采用高速钢、硬质合金、陶瓷材料做成的刀具。4.2 运动设计4.2.1 确定极限转速根据设计参数，主轴最低转速为26.5r/min，级数为11，且公比 =1.41 于是可以得到主轴的转速分别为： 26.5，37.5，53，75，106， 150，212，300，425， 600，850r/min ，则转速的调整范围N max850（4-1）Rn = 32.08N min26.54.2.2 确定公比根据设计数据，公比 =1.41。4.2.3 主轴转速级数根据设计数据，转速级数Z=11。4.2.4 确定结构式按照主变速传动系设计的一般原则，选用结构式11=3123 25（4-2）其最后扩大组的变速范围Rn = 5 = 1.415 =5.57 8（4-3）符合要求。初定其最大传动比 umax；最小传动比min=1.41u =1/4，在要求范围内。4.2.5 绘制转速图（ 1）选定电动机根据设计要求，机床功率为 4KW ，最高转速为 1000r/min，可以选用 Y132M2-8 ，其同步转速为 1000r/min，满载转速为 960r/min，额定功率 5.5KW 。（ 2）确定传动轴轴数传动轴数 =变速组数 +定必传动副数 +1=3+1+1=5（ 3）绘制转速图选取传动组 c 的两个传动比分别为 Uc1=1/4，Uc2=1.41；传动组 b 级比指数为 3，为了避免升速， 又不使传动比太小， 取 Ub1=2.82，Ub2=1；传动组 a 可取 Ua1=1/2，Ua2=1/1.41， Ua3=1。转速图见图 4-1。4.2.6 绘制传动系统图（ 1）确定变速组齿轮传动副的齿数变速组 a 有三个传动副，其传动比分别为 Ua1=1/2，Ua2=1/1.41，Ua3=1，取其倒数，分别按 U=1，1.41，2 查常用传动比适用齿数表，取 Sz=72，则主动轮齿数分别为 36，30， 24，则三个传动副齿轮齿数为 36:36， 30:42，24:48。同理，变速组 b，Sz=80，齿数 40:40，21:59；变速组 c，Sz=94，齿数 55:39， 19:75。图 4-1 转速图 详细 DWG 图 纸 请 加：三 二 1 爸 爸 五 四 0六（ 2）核算主轴转速误差实际传动比所造成的主轴转速误差，一般不超过 10（-1）%，即 4.1%。带传动的传动比为 125/200=0.625。对于第一级转速n1=26.5r/min，其实际转速125242119nmin = n u带 ua ub uc = 960 = 27.05r/min200485975（4-4）转速误差为n -n27.05-26.5| = 2.08%（4-5）| 11 | =|n 126.5在标准范围内，依次计算各级转速误差，结果如表4-1。表 4-1 转速误差表标准转速实际转速主轴转速是否在标准r/minr/min误差值范围之内26.527.052.08%37.538.251.88%5354.280.42%7579.171.00%106107.441.36%150151.51.00%212212.880.42%3003000%425425.760.18%6006000%850849.520.056%（ 2）核算主轴转速误差实际传动比所造成的主轴转速误差，一般不超过 10（-1）%，即 4.1%。带传动的传动比为 125/200=0.625。对于第一级转速 n1=26.5r/min，其实际转速nmin = n u ua ub uc = 960 125242119= 27.05r/min带200485975转速误差为|n -n27.05-26.5| = 2.08%11 | = |26.5n 1在标准范围内，依次计算各级转速误差，结果如表4-1。（ 3）传动系统图（图4-2）图 4-2 传动系统图4.3 传动零件的初步计算4.3.1 传动轴直径初定由参考文献 2 ，传动轴直径按扭转刚度进行计算d = 914N（4-6） n j 其中 d 传动轴直径N 该轴传递的功率nj 该轴的计算转速由转速图可知，各轴的计算转速：nj 主 = 75 r ?min ；nj = 106 r?min ；nj = 300 r?min ；nj = 600 r?min ；初算各轴轴径4N44d = 91 = 91 = 26.00mmnj 600 14N44= 91 = 30.92mmd = 91 nj 300 14N44= 91 = 40.11mmd = 91 nj 106 14.3.2 主轴轴径直径的确定主轴尺寸参数多由结构上的需要而定， 由参考文献 3 ，功率为 4KW 的卧式车床选用前轴径为 70105mm，选定为 100mm，后轴径 D2=（0.70.85）D1，取 80mm。4.3.3 齿轮模数的初步计算同一变速组中的齿轮取同一模数，选择负荷量最重的小齿轮，按减缓的接触疲劳强度公式进行计算3( 1)N dmj = 16338 Z12 2n(mm)（4-7）mjj式中 mj 按接触疲劳强度计算的齿轮模数（mm）；Nd 驱动电动机的功功率（ Kw ）；m 齿宽系数， m=B/m（ B 为齿宽， m 为模数），m=610；大齿轮齿数与小齿轮齿数之比， 1，外啮合取 “ +，”内啮合取 “-”；nj 齿轮的计算转速，见表4-2； j 许用接触应力（MPa），齿轮材料为调质 45 钢表面淬火，许用接触应力 j=1370MPa。表 4-2 齿轮计算转速齿轮Z36Z24Z48Z42Z30Z40计算转速600600300425425300齿轮Z21Z59Z55Z19Z39Z75计算转速3001061067810675初算各传动组齿轮模数?= 1.71?；取 m=2.5mm；?= 2.28?；取 m=3mm；?= 2.37?；取 m=4.5mm；4.3.4 限制级讨论对于第二扩大组， 主轴轴径较大， 前轴径为 100mm，后轴径为80mm。故安装齿轮处轴外径约为 90mm。由参考文献 3 ，轴上的小齿轮还要考虑到齿根和到它的键槽深处的最小尺寸应大于基圆齿厚，以防止断裂，即其最小齿数应满足Zmin 1.03D/m+5.6。对于主轴，选用单键槽，查得 D=100.8mm，若 m=4.5mm，Zmin=28.739，满足要求。考虑到花键滑动与定位较容易，除主轴和电动机轴外，其余轴均选用花键连接。第二扩大变速组在轴 III 上最小齿轮齿数 Z=19，选用花键 646508；将 D=46mm 代入，m=4.5mm，Zmin=16.219，满足要求。故第二扩大变速组的模数取m=4.5mm对于第一扩大变速组，在轴 II 上的最小齿数 Z=21，选用花键636408，将 D=36mm 代入， m=3mm，Zmin =19.33 21，满足要求。第一扩大变速组在轴 III 上最小齿数 Z=40，m=3mm，Zmin=21.4 40，满足要求。故第一扩大变速组的模数取 m=3mm。对于基本组，在轴 II 上的最小齿数 Z=36，将 D=36 代入，m=3mm，Zmin=18.036，满足要求。轴 I 为单键槽，查得 D=20mm，其最小齿数 Z=24，则 Dmin=13.9 24，满足要求。故基本组模数取 m=2.5mm。机床主传动系统最小齿数 Zmin=19，符合 17Zmin 20，满足条件。机床主传动系统最小极限传动比 umin 1/4，最大传动比 umax2，中型机床最大齿数和 Smax=94，满足要求。4.4 关键零部件校核4.4.1 主轴静刚度验算（ 1）主轴支撑跨距 l 的确定前端悬伸量 C ：主轴前端的悬伸长度，即从主轴外侧前支撑中点（滚锥轴承及向心推力轴承则是接触角法线与轴线的交点处）到主轴前端的距离。这里选定 C=108mm。一般最佳跨距 ?=(23)，考虑到结构以及0?= 216325?支承刚度会因磨损而不断降低，应取跨距l 比最佳支承跨距 l 0 大一些，一般是的1.251.5倍，再综合考虑结构的需要， 本设计取 ?=l00350?。（ 2）最大切削合力P 的确定最大圆周切削力 Pt 须按主轴输出全功率和最大扭矩确定Pt2 955 104N d ( N )（ 4-8）D j n j其中：N d 电动机额定功率( KW )， N d5.5KW；n 主传动系统的总效率，i，i 为各传动副、轴i 1承的效率，取1；n j 主轴的计算转速 (r / min) ，由前文计算结果，主轴的计算转速为 75r/min ；D j 计算直径 (mm) ，对于卧式车床， D j 为溜板上最大加工直径， ?= ( 0.50.6 ) ? =(200240)? ，取 ?= 240?。可以得到，2 955 104 1 5.53 ?= 5.8 1024075验算主轴组件刚度时， 须求出作用在垂直于主轴轴线的平面内的最大切削合力 P 。对于卧式升降台铣床的铣削力，一般按端铣计算。对于 普 通车 床切 削力 合力 P =22? + ? ，总 切削 力 P =222? + ? + ?。则各切削分力比例关系大致为：? = 0.58? = 3.36 103 ?= 0.27?= 1.57 103 ?223222则10 ?，P = +=P = ?+ ? = 6.7?7.6610 3 ?。（ 3）切削力作用点的确定设切削力 P 的作用点到主轴前支撑的距离为ss c w(mm)（ 4-9）其中：c 主轴前端的悬伸长度，C = 108mm ；w 对于普通车床， w = 0.4H = 80mm 。可以得到，s = 188mm（ 4）齿轮驱动力Q 的确定齿轮传动轴受输入扭矩的齿轮驱动力Q 的作用而产生弯曲变形，当齿轮为直齿圆柱齿轮时，其啮合角20 ，齿面摩擦角5.72 时，其弯曲载荷Q2.12 107N (N)（4-10）mzn其中：N 齿轮传递的全功率 ( KW )，N=4KW ；m, z 该齿轮的模数 (mm) 、齿数；n 该传动轴的计算工况转速 (r/ min) 。可以得到，4= 2673?Q = 2.12 107 4.5 9475（ 5）变形量允许值的确定变形量允许值：对普通机床前端挠度的允许值 y0 ，目前广泛使用的经验数据y00.0002l( mm )（4-11）其中：l 主轴两支撑间的距离， l = 650mm 。可以得到?0 0.13?（ 6）滚动轴承径向刚度计算仅以滚动轴承的游隙为零时， 承受径向载荷来计算轴承的径向刚度，圆锥滚子轴承的径向刚度C3.01i 0.9 z0.9l00.8 R0.1 cos1.9（4-12）其中：I 滚动体列数；Z 每列中滚动体数；l0 滚子有效长度 (mm) ；R 轴承的径向负荷 (N) ； 轴承的接触角 (deg) 。可以得到，CA3.0110.9160.9200.82420000.1cos1.9 150.76106CB3.0110.9200.9240.84400000.1cos1.9 151.25106（ 7）主轴组件前段挠度yc1)计算切削力 P 作用在 S 点引起主轴前端c 点的挠度 ycsp3sc2 c3lsc(l s)(lc) scycsp P6EI c3EICBl 2CAl 2 ( mm)(4-13)式中E 抗拉弹性模量，钢的E2.1 105 Mpa ；I c 为 BC 段惯性转矩，对于主轴前端4634I Cd4 (14 )100(1 (100)664644.1410 N ；I 为 AB 段惯性转矩，对于主轴前端d4(14)804 (1 (60)4 )801.376I646410 N ；双支撑主轴径向力计算简图:图 4-3 主轴负载简化模型图 4-4 主轴组件的计算简图l = 650mm ， s = 188mm ，计算得其余各参数定义与之前保持一致。代入计算，得：ycspP 3sc2c3lsc(ls)(lc)sc6EI c3EICB l 2C Al 23230150215036301502306302306301502301504598.6 2.110114.1410632.110111.371062066.76302366.36630260.05784mm其方向如图 4-4所示，沿 P 方向，Parctan( Pz / Py )arctan(1/ 0.582) 59.8(deg)其余各参数代入，得ycspP3sc2c3lsc(ls)(lc)sc0.0281(mm)6EI c3EICBl 2CAl 22）计算力偶矩 M 作用在主轴前端C 产生的挠度 yccmyccmMc2lc(l c)c(mm)6EI c3EICBl2CAl2(4-14)代入数据得 详细 DWG 图 纸 请 加：三 二 1 爸 爸 五 四 0 六yccm 123.668228068(28068)682.50 106(mm)6EIc3EICBl 2CAl 23）计算驱动力 Q 作用在两支承之间时，主轴前端c 点的挠度 ycmQycmQQbc(2l b)(lb) (lc)(lb) bc2 (mm)6EIlCB l2CAl(4-15)代入式（ 4-15），得 ?103mm?= 2.644）主轴前端 c 点的综合挠度 yc水平坐标轴 H 上的分量代数和为：ycyycspcos75.82ycmQcos154.28yccmcos1807.3910 3 mm垂直坐标轴 V 上的分量代数和为：yczycspsin 75.82ycmQsin1 54.28yccmsin1800.027mm综合挠度为：ycycy2ycz2 mm(4-16)代入yc7.39 10 3 20.02720.028 mm由综合挠度，可见yc y0 ，故主轴通过校核。4.4.2 传动轴的弯曲刚度验算（ 1）齿轮驱动力Q 的确定齿轮传动轴同时受输入扭矩的齿轮驱动力Qa 和输出扭矩的齿轮驱动阻力 Qb 的作用而产生弯曲变形， 当齿轮为直齿圆柱齿轮， 其啮合角20 ，齿面摩擦角5.72 时，其弯曲载荷Q2.12 107 N(N)（4-17）mzn其中：N 该齿轮传递的全功率 (KW) ，取 N = 4KW；m, z 该齿轮的模数 (mm) 和齿数；n 该 传动轴 的 计算 工况 转速 (r/min) ，（ nnaj nbj 或nnaj nbj）；naj 该轴输入扭矩的齿轮计算转速(r/min) ；nbj 该轴输出扭矩的齿轮计算转速(r/min) 。（ 2）变形量允许值的确定齿轮传动轴的抗弯刚度验算，包括轴的最大挠度，滚动轴承处及齿轮安装处的倾角验算。其值均应小于允许变形量 y0 及 。允许变形量可由参考文献3 表 3.10-7 查得： y = ( 0.010.05 )m = ( 0.010.05 ) 3 = 0.030.15? ， 取y， = 0.005rad。= 0.15?（ 3）传动轴的载荷分析图 4-5 传动轴 II 载荷分布从齿轮实现变速的传动轴上， 每个齿轮在轴上的工作位置不同，使轴产生的最大挠度点不同，为了计算上的简便，可以近似地以该轴的中点挠度代替最大挠度，其最大误差不超过3%。两支承的齿轮传动轴，其中点挠度为y 171.39 l 3 N (0.75 x2x3 ) (mm)（4-18）D 4mzn其中：l 两支承间的跨距 (mm) ，l = 358mm ；D 该轴的平均直径 (mm) ， D = 40mm ；xai / lai 齿轮 zi 的工作位置至较近支撑点的距离ya 输入扭矩的齿轮在轴的中点引起的挠度yb 输出扭矩的齿轮在轴的中点引起的挠度其余各符号定义与前文一致。可以得到，?36=74= 0.207358110?48=358 = 0.307?=136= 0.38042358?40=114= 0.318358?=84= 0.23521358可以得到（4-19）(mm) ；(mm) ；(mm) ；?36? = 171.39358 34 (0.75 0.2072 -0.207 3 )4042.5 36 300= 2.9 10-5? = 171.39358 34 (0.75 0.3072 -0.3073 )4042.5 36 30048?= 1.1 10-4?42? = 171.39358 34 (0.75 0.3802 -0.3803 )4042.5 36 300= 2.2 10-3?40?358 3 4 (0.75 0.3182 -0.3183 )= 171.39 4 2.53630040= 1.2 10-4?358 3 4 (0.75 0.2352 -0.235 3 )= 171.39 4 2.53630021?40= 3.9 10-5故 ? 、 ?引起的中点挠度最大，在计算合成挠度时使用4240yay42a ， yby20b 进行计算。此时轴转速为 300?/?。由参考文献 2 ，中点的合成挠度22?（）?= 2 + ? -? ?4-20其中：yh 被验算轴的中点合成挠度(mm) ； 在横截面上，被验算的轴与其前、后传动轴连心线的夹角 ( ) ； 驱动力 Qa 和阻力 Qb 在横截面上，两向量合成时的夹角( ) 。2()( )（ 4-21）可以得到2()1802(205.72)128.56可以得到? = (2.210-3)2+ (1.2 10-4)2- 2 2.2 10-31.2-410?128.56=5.2 10-6 mm由综合挠度，可见 yh yh ，满足要求。由参考文献 2 ，传动轴在支承点 A 、B 处的倾角A 、 BAB3yh (rad)（ 4-22）l可以得到，? = -? = 3 5.2 10 -6 = 4.1 10-7 ?38可见 ，满足要求，故不用计算传动轴在齿轮处的倾角。综上，传动轴通过校核。4.4.3 直齿圆柱齿轮的应力计算在验算变速箱中的齿轮应力时， 选相同模数中承受载荷最大的，齿数最小的齿轮进行接触应力和弯曲应力验算。 一般对高速传动齿轮主要验算接触应力，对低速传动齿轮主要验算弯曲应力。此处验算选择 194.5，75 4.5 组齿轮。由参考文献 2 式（ 9）和式（ 10），齿面接触应力2088 103u 1 K1 K 2 K 3 K s N j （4-23）jMpaZmuBn j齿根弯曲应力191105 K1 K 2K 3K s Nw （4-24）wMp a Zm2 BYnj其中：m 初算得到的齿轮模数(mm) ，取 m = 3.5mm；N 传递的额定功率 (KW) ，N=4kW ；n 齿轮的计算转速(r/min) ，小齿轮取 ? = 300?/?，大j1齿轮取 ? = 75?/?；2u 大齿轮齿数与小齿轮齿数之比， u 1，外啮合取 “”号，内啮合取 “”号，此处 = 75 ；19Z 小齿轮的齿数 ,Z = 19 ；B 齿宽 (mm) ，B = 36mm ；j 许用接触应力 (Mpa)，由参考文献 3 表 3.4-41，齿轮材料选用 45 钢，高频淬火，可得 j 1370Mpa ；w 许用 弯曲 应力 (Mpa)，由参考 文献 3表 3.4-41, w 354Mpa ；Ks 寿命系数；K s K T K N K n K q（4-25）KT 工作期限系数；K T60n1T（4-26）mC0T 齿轮在机床工作期限 Ts 内的总工作时间 (h) ，对于中型机床的齿轮， T 15000 20000h ，取?，同一变速组内s?= 20000?的齿轮总工作时间可近似地认为 TTs ， p 为该变速组的传动副数，p取 p=2，则： ? = 10000?n 齿轮的最低转速 (r/ min) ，小齿轮取 ? = 106?/?，大11齿轮取 ? = 26.5?/?，2C0 基准循环次数，对于钢和铸铁件， 接触载荷取 C010 7 ，弯曲载荷取 C02 10 6 ；m 疲劳曲线指数，接触载荷取 m 3 ，弯曲载荷对正火、调质及整体淬硬件取 m 6 ，对表面淬硬（高频、渗碳、氮化等）件取 m 9 ；Kn 转速变化系数 ? = 0.92 ；K N 功率利用系数， ? = 0.79；Kq 材料强化系数， ?= 0.75；Y 齿形系数， z=19，Y=0.386；K1 齿向载荷分布系数，K11.05 ；K2 动载荷系数， K 21.05 ；K3 工作状况系数，K 31.3 。可以得到 :? 60?1? 960 106 10000= 1.46? = = 2 106?0寿命系数 :?= ?= 1.469 0.92 0.79 0.75 = 0.8应力计算结果：?=2088 103(75+ 1) 1.05 1.05 1.3 0.8 41975?754.536 7519= 285?= 1370MPa191 105 ?1?2?3? =?2?191 10 5 1.05 1.05 1.3 0.8 4=4.52 36 0.38630019= 54.6? ? = 354MPa1911051.051.051.31.2595.57942320.5175122.5MPa F 因此满足要求。5，技术指标分析5.1 传动系统图的设计主轴高转速范围的传动比排列，可采用先降速后升速的传动，使总转速和减小，以期降低噪声。这种高速传动采用先降后升，可使同一变速组的传动比有升速有降速，有利于减小齿数和，齿轮线速度及中心距；主轴高速传动时，应缩短传动链，以减小传动副数；不采用噪声大的锥齿轮传动副；前边的变速组中的降速传动比不宜采用极限值， 以避免增加径向尺寸。最末变速组中可采用最小传动比，特别是铣床以增加主轴的飞轮效应。5.2 齿轮齿数、模数的选择中型机床一般取 SZ70100 ， SZmax120 ，机床主传动系统齿数 Zmin18 20 ；变速组内所有齿轮的模数相同，并是标准齿轮，初算齿轮模数时应选择各组负荷最重的小齿轮进行设计；同时应该考虑齿根到它的键槽深处的最小尺寸应大于基圆齿厚。5.3 轴径、孔径的选择轴径的设计需要在考虑扭矩的基础上，综合考虑轴用挡圈、轴承的选用，花键的加工和过度，齿轮、轴承、套筒等其他轴系部件的安装等。同时应该根据实际情况适当地添加过度轴段，增大轴肩高度等；孔的大小需要在能够安装轴承的基础上， 综合考虑镗刀加工路线，钻孔时钻头能否顺利进行加工等问题。5.4 其他零部件、细节其他零部件的设计则需要在图册、 手册的参考之下综合考虑实际应用情况。例如垫圈、挡圈的使用，螺母的选择，甩油环、油沟的设计，转动体及非转动体之间的间隙；此外，需要考虑实际的配合关系，确定配合方式和配合对象；同时，需要考虑实际加工所产生的空刀槽、越程槽、月牙槽等。6，存在的问题与建议实践是最好的老师， 希望在日常的教学当中能够理论与实践综合学详细DWG 图 纸 请 加：三 二 1 爸 爸 五 四 0 六指导书能够减少错误，给学生给多的帮助。参考文献1 机械制造装备设计：哈尔滨工业大学出版社， 2015.32 金属切削机床课设指导书，哈尔滨工业大学 .3 实用机床设计手册，李洪，辽宁科学技术出版社 .4 宋宝玉，王黎钦 . 机械设计：高等教育出版社， 2010.55 范云涨，陈兆年 . 金属切削机床设计简明手册： 机械工业出版社，19936 隋秀凛，高安邦 . 实用机床设计手册：机械工业出版社， 2010.