毕业设计（论文）普通车床主轴变速系统设计(24级)

蚌埠学院2014届本科毕业设计提供全套毕业论文图纸，欢迎咨询普通车床主轴变速系统设计(24级)摘 要: 随着时代的发展和社会生产的迫切需求，车床应运而生。车床在我国的装配制造业中占有着重要的地位。在我国现大多数企业使用的车床还是以普通车床为主，但随着数控机床技术的发展以及制造的特殊需求，数控机床在市场中的使用率呈现出逐年上升的趋势。有级变速一般是由交换齿轮、交换皮带轮、滑移齿轮等传动副组成的传动系统。经过各传动副的传递，可以使执行元件获得一定范围内所需的转速。关键词:普通车床；有级变速；传动系统The General Design of the Lathe Spindle Transmission System (level 24)Abstract: With the urgent requirement of the times and social production, lathe emerged. Lathe plays an important role in Chinas assembly manufacturing. At present the majority of enterprises in China use ordinary lathes mainly, but with the development of numerical control machine tools technology and special requirement of manufacturing, the usage rate of CNC machine tools in the market showed a rising trend year by year. Step speed changing in general isthe drive system composed of change gear, change pulley, shifting slide gear, etc. After the transmission pair, execute component can obtain a certain range of speed.Key words: Ordinary lathe; Step speed changing; Drive system1 设计要求1.1 已知条件主电动机的功率，最高转速1400,最低转速80。1.2 功能普通车床在机械加工领域有着广泛的应用。可用来加工轮盘类、轴类、套筒类等绝大多数回转体零件。普通车床还可以用来车削端面、钻孔、车削螺纹、切槽和切断、车削特型面、滚花和盘绕弹簧等。普通车床的加工范围很广但是由于其自动化程度较低，所以一般用只适用于较为简单的、小批量的生产加工。2 设计意图通过对普通车床主轴床变速系统的设计，可以使我们更加深入了解我们在课堂上所学的知识。可以对机械变速系统在整体上有个认识。使我们各方面的综合能力得到有效的锻炼。同时也使我们树立了一个正确有效的设计思想，掌握了基本的设计方法，并具有一定的独立设计能力，使我们工程意识和技术素质得到显著提高。3 设计步骤3.1 运动设计3.1.1 设计条件主轴最小转速，最高转速1转速范围2转速级数： 3确定公比：取标准系列。3.1.2 确定变速组数和变速组内传动副数根据文献6查表2-5，取最低转速为100r/min并每隔一个数取一个值可得主轴的24级转速数列分别为100、112、125、140、160、180、200、224、250、280、315、355、400、450、500、560、630、710、800、900、1000、1120、1250、1400r/min。一般普通车床都采用滑移齿轮变速机构，在这些滑移齿轮变速机构中，双联或三联齿轮是使用频率最高的，可以满足多方面的要求。所以对于24级的传动不同的传动顺序方案有：、四种方案。由设计要求可知在没有特殊要求的情况之下，一般采用“前密后疏”的原则。所以应该优先采用的传动顺序方案。3.1.3 确定结构网根据已选用的传动顺序方案又可以得出若干种不同的扩大顺序方案。在没有特殊要求的时候，变速组的扩大顺序一般需要与传动顺序一致，因此可以采用传动方案。其结构网如图3-1所示。检验最后扩大组的变速范围：，满足故在传动组的极限变速范围之内，符合设计要求。图3-1 结构网3.1.4 选择电动机转速及型号由查文献5查表14.1可知应选取型号为Y132M4的Y系列三相异步电动机，其参数如表3-1所示：表3-1 Y132M-4电动机性能电动机型号额定功率/kw电机转速/(r/min)同步转速满载转速Y132M-47.5150014403.1.5 分配总降速传动比及拟定转速图总降速传动比 ，电动机的满载转速不符合转速数列标准，因此需要额外增加一个定比传动副。确定传动轴轴数：传动轴轴数 = 变速组数 + 定比传动副数。这六根轴，除掉电动机轴，剩下的五根轴按传动顺序分别标记为轴、轴、轴、轴、轴。轴与轴、轴与轴、轴与轴、轴与轴之间的传动组分别设为a、b、c、d。分别确定轴、轴、轴、轴的转速：确定轴的转速传动组d有两对传动副，级比指数为12，变速范围为，根据极限传动比和的传动要求，为了不使最小传动比太小，可以采用升速的向右上方的升4格，降速的向右下方降8格。确定轴的转速传动组c有两对传动副，级比指数为6，轴的最低转速可以为250r/min（），280（）315（)，335(），400()，450()，500()。为了避免升速，不使最小传动比太小并满足降速递减原则，可取轴的最低转速为400 r/min。于是确定了-轴间两对传动副的连线。确定轴的转速 传动组b有两对传动副，其级比指数为3，因此轴的最低转速可以为400 r/min（），450（），500（）560（）。为了避免升速，不使最小传动比太小并满足降速递减原则，可取轴的最低转速为,560 r/min。于是确定了-轴间两对传动副的连线，轴的三级转速分别为630 r/min,800 r/min,1000 r/min。确定轴的转速传动组a有三对传动副，级比指数为1，根据极限传动比和的传动要求轴的转速可以为剩下的级数的转速。同样的为了避免升速，且不使最小传动比太小并满足降速递减原则，故确定轴的转速为1000 r/min，于是确定了基本组a的三对传动副的连线。电动机轴与I轴之间可采用带传动，其传动比。作平行线及连接线段，最终作出传动系统的转速图即图3-2。图3-2 转速图3.1.6 确定各传动组传动副齿数传动组a: ， ，时：70、72、75、78、80、81、83时：70、72、73、75、77、78、80、82、83、85、86时：70、72、73、75、77、79、80、82、84、85、87以上三行可挑选出70,72,75,80，但根据及三联滑移齿轮中的最大和次大齿数差等条件，最终取80，从而查得各齿轮副中的小齿轮齿数分别为：28、32、33。于是 ，。其中 ，故满足要求。传动组b:， ，查表有时：70、72、74、76、78、80、82、84、86、88时：70、72、73、75、77、79、80、82、84、85、87可取82，从而查得各齿轮副中的小齿轮齿数分别为： 41、34。于是 ， 。传动组c: ，时：70、72、74、75、77、79、81、82、83、84、86、88时：70、72、73、75、77、78、80、82、83、85、86可取86，从而查得各齿轮副中的小齿轮齿数分别为：38、33。于是， ，。传动组d: ，时：70、72、73、75、77、78、80、82、83、85、86时： 70、71、73、74、77、78、80、81、84、85、87可取85，查得各齿轮副中的小齿轮齿数分别为：33、25。于是， ，。3.1.7 确定传动系统简图根据设计出来的参数可以得到传动系统简图,如图3-3所示。1图3-3 传动系统简图3.2 动力设计3.2.1 确定主轴计算转速由转速图可知：主轴的计算转速是主轴第一个三分之一转速范围内的最高一级转速，从而我们可以得到 r/min。3.2.2 确定每根轴的计算转速从转速图可知，、 r/min 、 r/min、 r/min。3.2.3 确定每个齿轮的计算转速表3-2 各齿轮副的计算转速齿轮序号r/min1000560100080010001000560450560560450280450280齿轮序号r/min1602802801603.2.4 检验主轴转速误差所以满足误差允许值，符合设计要。3.2.5 工作机的传动效率从电动机到工作机间的总效率为由文献5查表9-1，有（齿轮8级精度）于是 于是工作机输出的功率 3.2.6 计算各轴的输入功率3.2.7 计算各轴的输入转矩电动机的输入转矩 轴I 轴II 轴III 轴IV 轴V 3.3 设计传动带电动机转速,额定功率,电动机主轴与轴I的传动比，采用两班制，一班8小时，一天运转16小时，工作年数为10年。1确定计算功率由文献1查表8-7，取 ，则2选取普通V带传动并确定其带型根据小带轮的转速和计算功率 ,应选A型带。3确定带轮基准直径和验算带速由文献1查表8-6及表8-8取小带轮基准直径则大带轮基准直径符合V带轮的基准直径系列。验算带速 因 ，故带速合适。4确定V带的中心距和基准长度即初选中心距为=400mm所需带基准长度 由文献1查表8-2，取相近的带的基准长度带传动实际中心距中心距变化范围为5验算小带轮的包角：一般小带轮的包角不应小于。 ，故合适。6确定带的根数Z计算单根V带的额定功率由文献1查表8-4a，得查表8-4b,得由文献1查表8-5，得查表8-2，得于是V带的根数 故取3根带。7计算单根V带的初拉力的最小值查表 得，故应使带实际初拉力的最小值8计算作用在轴上的压轴力压轴力的最小值9V带轮的结构设计V带轮的结构如下图3-4所示，其基本数据如下：图3-4 V带轮结构图3.4 齿轮传动设计3.4.1 基本组设计轴的输入功率 ，计算转速 r/min ,转矩，最大传动比，转速不高，两班制，工作期限规定为10年，除去节假日每年按300天计算。一、材料、热处理及精度等级由于转速不是太高，所以大、小齿轮的材料均选用45号钢，并且进行调制处理。小齿轮的齿面硬度为260HBS，大齿轮的齿面硬度为220HBS，硬质差为40HBS，在规定的3050 HBS范围内，符合要求。因载荷平稳，齿轮速度不高，初选8级精度二、按齿面接触疲劳强度设计齿轮1)取载荷系数2)由文献1查表10-7，选取齿宽系数3)由文献1查表10-6，由文献1查表图10-21d查得， 应力循环次数， 从图10-19查得 查表可安全系数，确定接触疲劳许用应力：4) 求小齿轮的分度圆直径 ，代入的最小值 5) 计算齿轮最大圆周速度：因为，所以所取的8级精度符合设计要求。三、确定齿轮的主要参数第一对齿轮(齿数)的参数计算1) 模数:按标准取模数2) 分度圆直径：3) 中心距: 4) 齿轮宽度：，经处理后取 四、按齿根弯曲疲劳强度校核确定公式中各参数值查文献表10-8可得动载荷系数，对于直齿轮来说查文献1表10-2可得使用系数查文献1表10-4，用插值法得故载荷系数由文献1查图10-20c，得小大齿轮的弯曲强度极限 由文献1查图10-18，取弯曲疲劳寿命系数 取弯曲疲劳安全系数则由文献1查表10-5，齿形系数应力校正系数故齿轮校核合格。3.4.2 第一扩大组设计轴II的输入功率，计算转速 r/min ,转矩，最大传动比，转速不高，两班制，工作期限规定为10年，除去节假日每年按300天计算。一、材料、热处理及精度等级由于转速不是太高，所以大、小齿轮的材料均选用45号钢，并且进行调制处理。小齿轮的齿面硬度为260HBS，大齿轮的齿面硬度为220HBS，硬质差为40HBS，在规定的3050 HBS范围内，符合要求。因载荷平稳，齿轮速度不高，初选8级精度。二、按齿面接触疲劳强度设计齿轮1)取载荷系数2)由文献1查表10-7，选取齿宽系数3)由文献1查表10-6，由文献1查图10-21d，查得 计算齿轮的应力循环次数 查文献1图10-19可得，可安全系数，计算接触疲劳许用应力4) 求小齿轮的分度圆直径，代入的最小值5) 求齿轮的最大圆周速度：因为，所以取8级精度符合设计要求。三、确定主要参数第一对齿轮(齿数)的参数计算1) 模数:按标准取模数2) 分度圆直径：3) 中心距: 4) 齿轮宽度：，经处理后取 第二对齿轮(齿数)的主要几何尺寸1) 分度圆直径：2) 中心距： 3) 齿轮宽度：，经处理后取 第三对齿轮（齿数）的主要几何尺寸1)分度圆直径： 2) 中心距： 3) 齿轮宽度：，经处理后取 四、按齿根弯曲疲劳强度校核确定公式中各参数值查文献1图10-8可得动载荷系数，而对于直齿轮来说查文献1表10-2可得使用系数查文献1表10-4，用插值法可得故载荷系数由文献1查图10-20c，得小大齿轮的弯曲强度极限 由文献1查图10-18，取弯曲疲劳寿命系数 取弯曲疲劳安全系数则由文献1查表10-5，齿形系数应力校正系数故齿轮校核合格。3.4.3 第二扩大组设计轴III的输入功率，计算转速,转矩，最大传动比，转速不高，两班制，工作期限规定为10年，除去节假日每年按300天计算。一、材料、热处理及精度等级由于转速不是太高，所以大、小齿轮的材料均选用45号钢，并且进行调制处理。小齿轮的齿面硬度为260HBS，大齿轮的齿面硬度为220HBS，硬质差为40HBS，在规定的3050 HBS范围内，符合要求。因载荷平稳，齿轮速度不高，初选8级精度。二、按齿面接触疲劳强度设计齿轮1)取载荷系数2)由文献1查表10-7，选取齿宽系数3)由文献1查表10-6，由文献1查图10-21d，查得， 应力循环次数 查文献1图10-19可得 可以取安全系数，计算接触疲劳许用应力：4) 求小齿轮的分度圆直径，代入的最小值5) 计算齿轮最大的圆周速度：因为，所以取8级精度符合设计要求。三、确定主要参数第一对齿轮(齿数)的参数计算1) 模数：按标准系列取模数m=3mm2) 分度圆直径：3) 中心距： 4) 齿轮宽度：经处理后取 第二对齿轮(齿数)的主要几何尺寸1) 分度圆直径：2) 中心距： 3) 齿轮宽度：，经处理后取 四、按齿根弯曲疲劳强度校核确定公式中各参数值查文献1图10-8可得动载荷系数，而对于对于直齿轮来说查文献1表10-2可得使用系数查文献1表10-4，用插值法可得故载荷系数由文献1查图10-20c，查得小大齿轮的弯曲强度极限 由文献1查图10-18，取弯曲疲劳寿命系数 取弯曲疲劳安全系数则由文献1查表10-5，齿形系数应力校正系数故齿轮校核合格。3.4.4 第三扩大组设计轴IV的输入功率，计算转速,转矩，最大传动比，转速不高，两班制，工作期限规定为10年，除去节假日每年按300天计算。一、材料、热处理及精度等级由于转速不是太高，所以大、小齿轮的材料均选用45号钢，并且进行调制处理。小齿轮的齿面硬度为260HBS，大齿轮的齿面硬度为220HBS，硬质差为40HBS，在规定的3050 HBS范围内，符合要求。因载荷平稳，齿轮速度不高，初选8级精度。二、按齿面接触疲劳强度设计齿轮1)取载荷系数2)由文献1查表10-7，选取齿宽系数3)由文献1查表10-6，由文献1查图10-21d，查得， 应力循环次数 查文献1图10-19，可以得到查 可以取安全系数，计算接触疲劳许用应力：4) 计算小齿轮的分度圆直径，代入的最小值5) 计算齿轮的最大圆周速度：因为，所以取8级精度符合设计要求。三、确定主要参数第一对齿轮(齿数)的参数计算1) 模数： 按标准系列取模数2) 分度圆直径：3) 中心距： 4) 齿轮宽度：，经处理后取 第二对齿轮(齿数)的主要几何尺寸1) 分度圆直径：2) 中心距： 3) 齿轮宽度：，经处理后取 , 四、按齿根弯曲疲劳强度校核确定公式中各参数值查文献1图10-8可得动载荷系数，而对于直齿轮来说查文献1表10-2可得使用系数查文献1表10-4，用插值法可得故载荷系数由由文献1查图10-20c，查得小大齿轮的弯曲强度极限 由文献1查图10-18，取弯曲疲劳寿命系数 取弯曲疲劳安全系数则由文献1查表10-5，齿形系数应力校正系数故齿轮校核合格。3.4.5 第四扩大组齿轮设计轴V的输入功率，计算转速,转矩，最大传动比，转速不高，两班制，工作期限规定为10年，除去节假日每年按300天计算。一、材料、热处理及精度等级由于转速不是太高，所以大、小齿轮的材料均选用45号钢，并且进行调制处理。小齿轮的齿面硬度为260HBS，大齿轮的齿面硬度为220HBS，硬质差为40HBS，在规定的3050 HBS范围内，符合要求。因载荷平稳，齿轮速度不高，初选8级精度。二、按齿面接触疲劳强度设计齿轮1)取载荷系数2)由文献1查表10-7，选取齿宽系数3)由文献1查表10-6，由文献1查图10-21d，查得， 应力循环次数 查文献1图10-19可以得到 可以取安全系数，计算齿轮的接触疲劳许用应力：4) 计算小齿轮的分度圆直径，代入的最小值5) 计算齿轮的最大圆周速度：因为，所以取8级精度符合设计要求。三、确定主要参数第一对齿轮(齿数)的参数计算1) 模数： 按标准系列取模数2) 分度圆直径：3) 中心距： 4) 齿轮宽度：，经处理后取 第二对齿轮(齿数)的主要几何尺寸1) 分度圆直径：2) 中心距： 3) 齿轮宽度：，经处理后取 , 四、按齿根弯曲疲劳强度校核确定公式中各参数值查文献1查图10-8就可以得到动载荷系数，而对于直齿轮来说查文献1表10-2可以得到使用系数查文献1表10-4，用插值法可以得到故载荷系数由由文献1查图10-20c，查得小大齿轮的弯曲强度极限 由文献1查图10-18，取弯曲疲劳寿命系数 取弯曲疲劳安全系数则由文献1查表10-5，齿形系数应力校正系数所以主轴上的齿轮强度符合设计要求。3.5 轴的设计3.5.1 轴的设计1) 选择轴的材料及热处理查文献1表15-1可以得到：轴选用45号钢，调质处理，硬度217255HBS，2) 按扭矩的大小初步确定轴径查文献1表15-3，可以取，则考虑到轴上有键槽和轴承，所以轴颈需要加大15%：最后取3) 轴的结构设计图3-6 轴结构图4) 确定轴各段直径和长度段直径 (离合器右段及花键和套筒的总长)段直径（选择轴承内径，选用圆锥滚子轴承30205，宽度15mm，外径52mm.）（轴承宽及套的筒长）段直径（安装齿轮段及变速时齿轮的滑移的距离的范围）段直径（选择轴承内径，可以选用圆锥滚子轴承30205，他的宽度为15mm，外径52mm.）（轴承宽及套筒长）所以总长5) 轴的强度校核已知小齿轮.圆周力为，径向力为在危险截面上的内力矩平面内弯矩：平面内弯矩：总的合成弯矩：取，由强度理论得危险截面处的计算应力：因此该轴强度足够。3.5.2 轴II的设计计算1) 选择轴的材料及热处理由文献1查表15-1，轴II选用45号钢，调质处理，硬度217255HBS，2) 按扭矩初算轴径由文献1查表15-3，取，则考虑有键槽和轴承，轴颈加大9%：所以取3) 轴的结构设计图3-7 轴结构图4) 确定轴各段直径和长度段直径（选择左端轴承内径,选用圆锥滚子轴承30205，宽度15mm，外径52mm.）（轴承内径及套筒长）段轴肩高 ,考虑到要用花键连接，选键的型号为，所以直径，（第一传动组、第二传动组滑移齿轮安装，中间轴承宽度，选中间轴承为N307E，宽21mm，外径80mm，且考虑箱体铸造时的方便）段直径（选择右端轴承内径，选用圆锥滚子轴承30205，宽度15mm，外径52mm.）（轴承内径及套筒长）所以总长。5) 轴的强度校核已知小齿轮，圆周力为，径向力为,在危险截面上的内力矩平面内弯矩：平面内弯矩：总的合成弯矩：取，由强度理论得危险截面处的计算应力：因此该轴强度足够。3.5.3 轴III的设计1) 选择轴的材料及热处理由文献1查表15-1，得轴III选用45号钢，调质处理，硬度217255HBS，2) 按扭矩大小初步确定轴径由文献1查表15-3，取，则考虑有键槽和轴承，轴颈加大10%：所以取。3) 轴的结构设计图3-8 轴结构图4）确定轴各段直径和长度段直径（选择左端轴承内径,选用圆锥滚子轴承30206，宽度16mm，外径62mm.）（轴承内径及套筒长）段轴肩高,考虑到要用键连接，所以直径段直径（选择右端轴承内径，选用圆锥滚子轴承30206，宽度16mm，外径62mm.）（轴承内径及套筒长）所以总长。5) 轴的强度校核已知小齿轮，圆周力为，径向力为在危险截面上的内力矩XOZ平面内弯矩XOY平面内弯矩合成弯矩取，由强度理论得危险截面处的计算应力：。因此该轴强度足够。3.5.4 轴IV的设计1) 选择轴的材料及热处理由文献1查表15-1，得轴III选用45号钢，调质处理，硬度217255HBS，2) 按扭矩初步确定轴径由文献1查表15-3，取，则考虑有键槽和轴承，轴颈加大10%：所以取3) 轴的结构设计图3-8 IV轴结构图4）确定轴各段直径和长度段直径（选择左端轴承内径,选用圆锥滚子轴承30206，宽度16mm，外径62mm.）（轴承内径及套筒长）段轴肩高,考虑到要用键连所以直径段直径（选择右端轴承内径，选用圆锥滚子轴承30206，宽度16mm，外径62mm.）（轴承内径及套筒长）所以总长。5) 轴的强度校核已知小齿轮，圆周力为，径向力为在危险截面上的内力矩XOZ平面内弯矩：XOY平面内弯矩：总的合成弯矩：取，由强度理论得危险截面处的计算应力：因此该轴强度足够。3.5.5 主轴结构设计1) 选择轴的材料及热处理由于主轴承受的扭矩较大并且是空心轴，由文献1查表15-1，主轴选用35SiMn调质处理，硬度229286HBS， 2) 按扭矩初算轴径由文献1查表15-3，取，则考虑到主轴上有键槽和轴承，主轴为空心轴，故轴颈应加大70%：，再考虑到主轴空心轴的内径所以取3) 轴的结构设计图3-9 主轴结构图确定轴各段直径和长度段直径段直径，（考虑到密封和端盖）段直径（轴承的安装，选圆柱滚子轴承N213E，宽度23mm，内径65mm ,外径120mm）段（考虑变速时齿轮的滑移及箱体铸造时的方便）段（选择主轴右端轴承，选轴承N216E，宽26mm，内径80，外径140mm）段直径（考虑端盖的安装，挡油环安装螺纹的加工）段直径（用于安装卡盘等机构）VIII段工艺椎体，锥度为所以轴的总长4）验算轴的强度已知齿轮，圆周力为，径向力为其中在危险截面上的内力矩平面内弯矩：平面内弯矩：总的合成弯矩：取，由强度理论得危险截面处的计算应力：其中，因此主轴的强度足够。4 箱体的设计4.1 机座的结构 机座的形式很多，分类方法也各部相同。但就其一般的构造形式而言，可分为四类：卧式机座、立式机座、门式机座和环式机座。对于普通车床而言，以卧式和立式居多。4.2 箱体的机构4.2.1 箱体的材料对于普通车床，箱体结构通常采用铸造。箱体的材料常常即要求便于施工，又价格低廉，所以通常采用球墨铸铁、普通灰铸铁以及变性灰铸铁等；对于那些要求强度高、刚度大的机械，箱体的材料通常采用铸钢；对于那些减小质量具有很大意义的机械（如运行式机器），采用铝合金等轻金属。4.2.2 箱体的设计（一） 箱体的设计概要刚度是箱体类零件工作能力的最主要指标，其次是强度和抗振性能。此外，对于具体的机械，还应该符合特殊要求，并力求具有良好的工艺性。如图4-1为主轴箱展开图。箱体的结构及尺寸取决于内外部零部件的形状和尺寸。由以上设计出的各几何尺寸（齿顶圆直径、齿宽以及各轴间的中心距等）确定箱体的机构和尺寸大小（表4-1为箱体的尺寸）。图4-1 主轴箱展开图 （2） 铸造工艺要求 箱体应具有良好的铸造工艺性，铸件冷却时不应产生缩孔和裂纹。（三） 加工工艺对结构的要求由于声场和加工方法不尽相同，对零件的结构也有不同的要求，因此要特别注意加工工艺对结构的要求。（四） 装配工艺对结构的要求为了缩短装配时间，提高工作效率，必须对装配工艺有较高要求。表4-1 箱体的尺寸名称符号尺寸关系箱座壁厚25箱盖壁厚18箱盖凸缘厚12箱座凸缘厚12箱座底的凸缘厚40底部螺钉数目20外箱壁距离轴承端面的长度齿轮顶圆到内箱壁的间距齿轮端面与内箱壁的间距箱体盖的厚度与箱座的肋厚5 润滑与密封5.1 润滑设计普通机床主轴变速箱多用润滑油进行润滑，而且多为闭式齿轮传动，有密闭的箱体，齿轮工作环节较为清洁。采用润滑油进行润滑时应该保证回油路的畅通，进油方向一定要注意到角接触轴承的泵油效应，即润滑油必须从小端进大端出。为了方便润滑，箱体上的回油孔的直径应尽可能的大些。箱体上需要放置油标，以便及时检查润滑系统工作情况。应在箱体适当位置上设置放油孔，放油孔应低于油池底面，以便放净油，为了便于接油最好在放油孔处接长管。5.2 润滑油的选择润滑油的选择与轴承的类型、尺寸、以及齿轮的工作条件有关，速度高选粘度低的，反之选粘度高的。由于我们的主轴转速较低可以选择粘度高一点的。谢 辞时光荏苒，前后将近半年的时间终于将这篇论文完成；时光荏苒，随着毕业论文的结束,我的大学时光也即将敲响结束的钟声。这也意味着我的学生时代也已进入尾声。离别在即，我们即将踏入社会,踏入一个更大的舞台，去接受社会的考验。站在人生的一个重要的转折点上，此刻心中难免思绪万千，一种感恩之情也随之油然而生。在这四年中，老师们的谆谆教导、同学们的团结友爱使我不仅在专业知识方面有所收获，我的为人处事能力也得到了极大地锻炼和提高。首先我要感谢我的指导教师王月英教授,在她的精心指导下我才能够将这片论文完成。感谢她对我的论文不厌其烦的提出的意见和建议，使我的论文不仅可以按时完成,而且在质量上也有一定的保证。接着我还要感谢我的同学们，在日常的生活里他们给予了我生活上和学习上很大的帮助。在写这篇论文的时候也给我提供了一些宝贵的资料。让我能够很顺利的将这篇论文完成。另外本文还参考引用了大量的关于休闲教育方面的文献著作。在此我也要向他们表示衷心的感谢。没有这些文献的参考和启发我是很难完成这篇论文的。再次向老师、同学以及对我有过帮助的人们表示最衷心的感谢！参 考 文 献1 濮良贵,纪名刚.机械设计M.高等教育出版社,2010.2 工程学院机械制造教研室.金属切削机床指导书M. 2010. 3 周开勤.机械零件手册G.第五版.高等教育出版社,2001.4 机床设计手册编写组.机床设计手册G.北京:机械工业出版社,1980. 5 宋宝玉.机械设计课程设计指导书M.高等教育出版社,2006. 6 周堃敏.机械系统设计M.高等教育出版社,2009. 7 杨汝清.现代机械设计M.上海科科学技术文献出版社,2000.8 黄天铬, 邓先礼, 梁锡昌.机械系统学M.重庆出版社,1997.9 刘鸿文.材料力学M.高等教育出版社,2004. 10 刘孝民.机械设计基础M.华南理工大学出版社,2006.11 东北工学院编写组.机械零件设计手册G.1980.12 华东纺织工学院, 哈尔滨工业大学, 天津大学.机床设计图册G.上海科学技术出版社,1979.13 朱龙英,李贵三.机械设计M.高等教育出版社,2012.14 M.M.Brzoska, K,Majewska, J.Moiuszko-Jakoniuk. Minerals status and mechanical properties of lumbar spine of female rats chronically exposed to various levels of cadmium. Bone 2004(34):517-526.39