臥式銑床主傳動系統(tǒng)設計

臥式銑床主傳動系統(tǒng)設計,臥式,銑床,傳動系統(tǒng),設計 課程設計 臥式銑床主傳動系統(tǒng)設計 院 系： 專 業(yè)： 班 級： 學 號： 姓 名： 指導老師： 日 期： 目錄 第1章 機床用途、性能及結構簡單說明 1 第2章 設計部分的基本技術特性和結構分析 2 2.1銑床主參數(shù)和基本參數(shù) 2 2.2擬定參數(shù)的步驟和方法 2 2.2.1 極限切削速度Vmax、Vmin 2 2.2.2 主軸的極限轉速 2 第3章 運動設計 3 3.1 主電機功率——動力參數(shù)的確定 3 3.2確定結構式 3 3.3 確定結構網(wǎng) 5 3.4 繪制轉速圖和傳動系統(tǒng)圖 5 3.5 確定各變速組此論傳動副齒數(shù) 6 3.6 核算主軸轉速誤差 7 第4章 設計部分的動力計算 8 4.1 三角帶傳動設計 8 4.1.1計算設計功率Pd 8 4.1.2選擇三角帶型 8 4.1.3確定三角帶輪的基準直徑并驗證三角帶速 8 4.1.4確定中心距離、三角帶的基準長度并驗算小輪包角 9 4.1.5確定三角帶的根數(shù)z 9 4.1.6確定三角帶輪的結構和尺寸 9 4.1.7確定三角帶的張緊裝置 10 4.1.8帶輪的選擇 10 4.2 計算轉速的計算 10 4.3 齒輪模數(shù)計算及驗算 11 4.4 傳動軸最小軸徑的初定 16 4.6 軸承的選擇 17 4.7 鍵的規(guī)格 17 4.8變速操縱機構的選擇 17 第5章 主軸箱結構設計及說明 19 5.1 結構設計的內(nèi)容、技術要求和方案 19 5.2 展開圖及其布置 20 參考文獻 20 3 第1章 機床用途、性能及結構簡單說明 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)，如銑床的最大加工直徑，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)。 通用銑床工藝范圍廣，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，要考慮機床發(fā)展趨勢和同國內(nèi)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(jīng)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(jīng)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(chǎn)品的經(jīng)濟性要求。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。 設計任務書 B4 設計某臥式銑床主軸箱主傳動系統(tǒng)，已知主軸=1.41，=1200rpm，Z=12，n電=1440rpm，P電=5.5kw。 21 第2章 設計部分的基本技術特性和結構分析 2.1銑床主參數(shù)和基本參數(shù) 銑床的主參數(shù)（規(guī)格尺寸）和基本參數(shù)如下： 原始數(shù)據(jù)： 主要技術參數(shù)???題目??? 主電動機功率P/kw?5.5????? 最大轉速（rpm）?1200?? 級數(shù) Z=12 公比???1.41??? 2.2擬定參數(shù)的步驟和方法 2.2.1 極限切削速度Vmax、Vmin 根據(jù)典型的和可能的工藝選取極限切削速度要考慮： 允許的切速極限參考值如下： 表 2.1 加 工 條 件 Vmax(m/min) Vmin(m/min) 硬質合金刀具粗加工鑄鐵工件 30～50 硬質合金刀具半精或精加工碳鋼工件 150～300 螺紋加工和鉸孔 3～8 2.2.2 主軸的極限轉速 計算銑床主軸極限轉速時的加工直徑，則主軸極限轉速應為 結合題目條件，取標準數(shù)列數(shù)值， 取 考慮到設計的結構復雜程度要適中，故采用常規(guī)的擴大傳動。各級轉速數(shù)列可直接從標準的數(shù)列表中查出，按標準轉速數(shù)列為： 38 53 75 106 150 211 298 421 593 837 1180 1664 第3章 運動設計 3.1 主電機功率——動力參數(shù)的確定 合理地確定電機功率N，使機床既能充分發(fā)揮其性能，滿足生產(chǎn)需要，又不致使電機經(jīng)常輕載而降低功率因素。 根據(jù)題設條件電機功率為5.5KW 可選取電機為：Y132S-4額定功率為5.5KW，滿載轉速為1440r/min. 3.2確定結構式 可以按照Z=12進行分配 已知Z=*3b a，b為正整數(shù)，即Z應可以分解為2和3的因子，以便用2、3聯(lián)滑移齒輪實現(xiàn)變速。 確定變速組傳動副數(shù)目 實現(xiàn)12級主軸轉速變化的傳動系統(tǒng)可以寫成多種傳動副組合： a）12=3 b）12=43 c）12=3 d）12=2 12=2 在上述的方案中1和2有時可以省掉一根軸。缺點是有一個傳動組內(nèi)有四個傳動副。如果用一個四聯(lián)滑移齒輪的話則會增加軸向尺寸；如果用兩個滑移雙聯(lián)齒輪，則操縱機構必須互梭以防止兩個滑移齒輪同時嚙合。所以一般少用。 3，4，5方案可根據(jù)下面原則比較：從電動機到主軸，一般為降速傳動。接近電動機處的零件，轉速較高從而轉矩較小，尺寸也較小。如使傳動副較多的傳動組放在接近電動機處，則可使小尺寸的零件多些，大尺寸的零件就可少些，就省材料了。這就是“前多后少”的原則。從這個角度考慮，以取12=3的方案為好。 在12=2中，又因基本組和擴大組排列順序的不同而有不同的方案?？赡艿牧N方案，其結構網(wǎng)和結構式見下面的圖。在這些方案中可根據(jù)下列原則選擇最佳方案。 1）傳動副的極限傳動比和傳動組的極限變速范圍 在降速傳動時，為防止被動齒輪的直徑過大而使徑向尺寸太大，常限制最小傳動比1/4。在升速時，為防止產(chǎn)生過大的震動和噪聲，常限制最大傳動比。因此主傳動鏈任一傳動組的最大變速范圍一般為。方案a b c d是可行的。方案d f是不可行的。 同時，最后傳動組與最后擴大組往往是一致的，安裝在主軸與主軸前一傳動軸的具有極限或接近極限傳動比的齒輪副承受最大扭矩，在結構設計上可以獲得較為滿意的處理。這也就是最后傳動組的傳動副經(jīng)常為2的另一原因。設計銑床主變速傳動系時，為避免從動齒輪尺寸過大而增加箱體的徑向尺寸，在降速變速中，一般限制限制最小變速比 ；為避免擴大傳動誤差，減少震動噪聲，在升速時一般限制最大轉速比。斜齒圓柱齒輪傳動較平穩(wěn)，可取。因此在主變速鏈任一變速組的最大變速范圍。在設計時必須保證中間變速軸的變速范圍最小。 綜合上述可得：主傳動部件的運動參數(shù) ，=45，Z=12，=1.41 3.3 確定結構網(wǎng) 根據(jù)“前多后少” , “先降后升” , 前密后疏,結構緊湊的原則易知第二擴大組的變速范圍r=φ(P3-1)x=1.414=3.95〈8 滿足要求 圖3.1 結構網(wǎng)圖 3.4 繪制轉速圖和傳動系統(tǒng)圖 （1）選擇電動機：采用Y系列鼠籠型三相異步電動機。 （2）繪制轉速圖： 圖3.2 轉速圖 （3）畫主傳動系統(tǒng)圖。根據(jù)系統(tǒng)轉速圖及已知的技術參數(shù)，畫主傳動系統(tǒng)圖如圖3.3： 1-2軸最小中心距：A1_2min>1/2(Zmaxm+2m+D) 軸最小齒數(shù)和:Szmin>(Zmax+2+D/m) 3.5 確定各變速組此論傳動副齒數(shù) (1)Sz100-124,中型機床Sz=70-100 (2)直齒圓柱齒輪Zmin18-24,m4 圖3.3 主傳動系統(tǒng)圖 （7） 齒輪齒數(shù)的確定。變速組內(nèi)取模數(shù)相等，據(jù)設計要求Zmin≥18~24,齒數(shù)和Sz≤100～124，由表4.1，根據(jù)各變速組公比，可得各傳動比和齒輪齒數(shù)，各齒輪齒數(shù)如表 （8） 3.1。 表3.1 齒輪齒數(shù) 傳動比 基本組 第一擴大組 第二擴大組 1:1 1:2 1:1.41 1:1 1:2.8 2:1 1：2 代號 Z Z Z Z Z Z Z Z’ Z5 Z5’ Z Z Z7 Z7’ 齒數(shù) 30 30 20 40 25 35 42 42 22 62 60 30 18 72 3.6 核算主軸轉速誤差 實際傳動比所造成的主軸轉速誤差，一般不應超過±10(-1)％,即 〈10(-1)％=4.1％ 第4章 設計部分的動力計算 4.1 三角帶傳動設計 輸出功率P=5.5kW,轉速n1=1440r/min,n2=1000r/min 4.1.1計算設計功率Pd 取KA＝1.1。即 4.1.2選擇三角帶型 普通V三角帶的三角帶型根據(jù)傳動的設計功率Pd和小三角帶輪的轉速n1按《機械設計》P297圖13－11選取。 根據(jù)算出的Pd＝6.05kW及小三角帶輪轉速n1＝1440r/min ，查圖得：dd=80～100可知應選取A型V三角帶。 4.1.3確定三角帶輪的基準直徑并驗證三角帶速 由《機械設計》P298表13－7查得，小三角帶輪基準直徑為80～100mm 則取dd1=100mm> ddmin.=75 mm（dd1根據(jù)P295表13-4查得） 表4.2 V三角帶三角帶輪最小基準直徑 槽型 Y Z A B C D E 20 50 75 125 200 355 500 由《機械設計》P295表13-4查“V三角帶輪的基準直徑”，得=140mm ① 誤差驗算傳動比： （為彈性滑動率） 誤差 符合要求 ② 三角帶速 滿足5m/s300mm，所以宜選用E型輪輻式三角帶輪。 總之，小三角帶輪選H型孔板式結構，大三角帶輪選擇E型輪輻式結構。 三角帶輪的材料：選用灰鑄鐵，HT200。 4.1.7確定三角帶的張緊裝置 選用結構簡單，調整方便的定期調整中心距的張緊裝置。 4.1.8帶輪的選擇 由《機械設計》P303表13－12查得，A型三角帶的初拉力F0＝117.83N，上面已得到=172.63o，z=4，則 對三角帶輪的主要要求是質量小且分布均勻、工藝性好、與三角帶接觸的工作表面加工精度要高，以減少三角帶的磨損。轉速高時要進行動平衡，對于鑄造和焊接三角帶輪的內(nèi)應力要小, 三角帶輪由輪緣、腹板（輪輻）和輪轂三部分組成。三角帶輪的外圈環(huán)形部分稱為輪緣，輪緣是三角帶輪的工作部分，用以安裝傳動三角帶，制有梯形輪槽。由于普通V三角帶兩側面間的夾角是40°，為了適應V三角帶在三角帶輪上彎曲時截面變形而使楔角減小，故規(guī)定普通V三角帶輪槽角 為32°、34°、36°、38°（按三角帶的型號及三角帶輪直徑確定），。裝在軸上的筒形部分稱為輪轂，是三角帶輪與軸的聯(lián)接部分。中間部分稱為輪幅（腹板），用來聯(lián)接輪緣與輪轂成一整體。 V三角帶輪按腹板（輪輻）結構的不同分為以下幾種型式： （1） 實心三角帶輪：用于尺寸較小的三角帶輪(dd≤(2.5～3)d時)。 （2） 腹板三角帶輪：用于中小尺寸的三角帶輪(dd≤ 300mm 時)。 （3） 孔板三角帶輪：用于尺寸較大的三角帶輪((dd－d)＞ 100 mm 時 。 （4） 橢圓輪輻三角帶輪：用于尺寸大的三角帶輪(dd＞ 500mm 時)。 根據(jù)設計結果，可以得出結論：小三角帶輪選擇實心三角帶輪。大三角帶輪選擇腹板三角帶輪。 4.2 計算轉速的計算 （1）主軸的計算轉速nj，由公式n=n得，主軸的計算轉速nj=59.895r/min， 取63 r/min。 (2). 傳動軸的計算轉速 軸3=180r/min 軸2=180 r/min，軸1=355r/min。 （2）確定各傳動軸的計算轉速。各計算轉速入表4.6。 表4.6 各軸計算轉速 軸 號 Ⅰ 軸 Ⅱ 軸 Ⅲ 軸 計算轉速 r/min 1000 500 180 （3） 確定齒輪副的計算轉速。齒輪Z裝在主軸上其中只有180r/min傳遞全功率，故Zj=180 r/min。 依次可以得出其余齒輪的計算轉速，如表4.7。 表4.7 齒輪副計算轉速 序號 Z Z Z Z Z n 1000 500 500 180 63 4.3 齒輪模數(shù)計算及驗算 （1）模數(shù)計算。一般同一變速組內(nèi)的齒輪取同一模數(shù)，選取負荷最重的小齒輪，按簡化的接觸疲勞強度公式進行計算，即mj=16338可得各組的模數(shù)，如表3-3所示。 根據(jù)和計算齒輪模數(shù)，根據(jù)其中較大值取相近的標準模數(shù)： =16338=16338mm ——齒輪的最低轉速r/min； ——頂定的齒輪工作期限，中型機床推存：=15～24 ——轉速變化系數(shù)； ——功率利用系數(shù)； ——材料強化系數(shù)。 ——（壽命系數(shù)）的極值 齒輪等轉動件在接取和彎曲交邊載荷下的疲勞曲線指數(shù)m和基準順環(huán)次數(shù)C0 ——工作情況系數(shù)。中等中級的主運動： ——動載荷系數(shù)； ——齒向載荷分布系數(shù)； ——齒形系數(shù)； 根據(jù)彎曲疲勞計算齒輪模數(shù)公式為： 式中：N——計算齒輪轉動遞的額定功率N=? ——計算齒輪（小齒輪）的計算轉速r/min ——齒寬系數(shù), Z1——計算齒輪的齒數(shù)，一般取轉動中最小齒輪的齒數(shù)： ——大齒輪與小齒輪的齒數(shù)比，=；（+）用于外嚙合，（-）號用 于內(nèi)嚙合： ：工作期限 ， =； ==3.49 ==1.8 =0.84 =0.58 =0.90 =0.55 =0.72 =3.49 0.84 0.58 0.55=0.94 =1.80.84 0.90 0.72=0.99 時，取=，當<時，取=； ==0.85 =1.5； =1.2 =1 =0.378 許用彎曲應力，接觸應力，() =354 =1750 6級材料的直齒輪材料選；24熱處理S-C59 按接觸疲勞計算齒輪模數(shù)m 1-2軸由公式mj=16338可得mj=2.7mm，取m=3mm 2-3軸由公式mj=16338可得mj=2.4mm，取m=3mm 3-4軸由公式mj=16338可得mj=3.4mm，取m=3.5mm 由于一般同一變速組內(nèi)的齒輪盡量取同一模數(shù)，所以為了統(tǒng)一和方便如下?。? 表4.8 模數(shù) 組號 基本組 第一擴大組 第二擴大組 模數(shù) mm 3 3 3.5 （2） 基本組齒輪計算。 基本組齒輪幾何尺寸見下表 表4.9 基本組齒輪計算表 齒輪 Z1 Z1` Z2 Z2` Z3 Z3` 齒數(shù) 30 30 25 35 20 40 分度圓直徑 90 90 75 105 60 120 齒頂圓直徑 96 96 81 111 66 126 齒根圓直徑 82.5 82.5 67.5 97.5 52.5 112.5 齒寬 22 16 22 16 22 16 按基本組最小齒輪計算。小齒輪用40Cr，調質處理，硬度241HB～246HB，平均取260HB，大齒輪用45鋼，調質處理，硬度229HB～246HB，平均取240HB。計算如下： ① 齒面接觸疲勞強度計算： 接觸應力驗算公式為 彎曲應力驗算公式為： 式中 N----傳遞的額定功率（kW），這里取N為電動機功率; -----計算轉速（r/min）; m-----初算的齒輪模數(shù)（mm）, m=3（mm）; B----齒寬（mm）;B=24（mm）; z----小齒輪齒數(shù)；z=20; u----小齒輪齒數(shù)與大齒輪齒數(shù)之比; -----壽命系數(shù)； = ----工作期限系數(shù)； T------齒輪工作期限，這里取T=15000h.; -----齒輪的最低轉速（r/min）, =500（r/min） ----基準循環(huán)次數(shù)，接觸載荷取=，彎曲載荷取= m----疲勞曲線指數(shù)，接觸載荷取m=3；彎曲載荷取m=6; ----轉速變化系數(shù)，查【5】2上，取=0.60 ----功率利用系數(shù)，查【5】2上，取=0.78 -----材料強化系數(shù)，查【5】2上， =0.60 -----工作狀況系數(shù)，取=1.1 -----動載荷系數(shù)，查【5】2上，取=1 ------齒向載荷分布系數(shù)，查【5】2上，=1 Y------齒形系數(shù)，查【5】2上，Y=0.386； ----許用接觸應力（MPa）,查【4】，表4-7，取=650 Mpa； ---許用彎曲應力（MPa），查【4】，表4-7，取=275 Mpa； 根據(jù)上述公式，可求得及查取值可求得： =635 Mpa =78 Mpa （3）第一擴大組齒輪計算。 擴大組齒輪幾何尺寸見下表 4.10 第一擴大組齒輪幾何尺寸 齒輪 Z4 Z4` Z5 Z5` 齒數(shù) 42 42 22 62 分度圓直徑 126 126 66 186 齒頂圓直徑 132 132 72 192 齒根圓直徑 118.5 118.5 58.5 178.5 齒寬 32 26 32 26 （4）第二擴大組齒輪計算。 擴大組齒輪幾何尺寸見下表 4.11第二擴大組齒輪幾何尺寸 齒輪 Z6 Z6` Z7 Z7` 齒數(shù) 60 30 18 72 分度圓直徑 210 105 63 252 齒頂圓直徑 217 112 70 259 齒根圓直徑 201.25 96.25 54.5 243.5 齒寬 24 24 24 24 按擴大組最小齒輪計算。小齒輪用40Cr，調質處理，硬度241HB～246HB，平均取260HB，大齒輪用45鋼，調質處理，硬度229HB～246HB，平均取240HB。 同理根據(jù)基本組的計算， 查文獻【6】，可得 =0.62， =0.77，=0.60，=1.1， =1，=1，m=3.5，=355； 可求得： =619 Mpa =135Mpa 4.4 傳動軸最小軸徑的初定 由【5】式6，傳動軸直徑按扭轉剛度用下式計算： d=1.64（mm） 或 d=91（mm） 式中 d---傳動軸直徑（mm） Tn---該軸傳遞的額定扭矩（N*mm） T=9550000； N----該軸傳遞的功率（KW） ----該軸的計算轉速 ---該軸每米長度的允許扭轉角，=。 各軸最小軸徑如表4.13。 表4.13 最小軸徑 軸 號 Ⅰ 軸 Ⅱ 軸 最小軸徑mm 35 40 4.6 軸承的選擇 I軸：與三角帶輪靠近段安裝深溝球軸承代號6207 另一安裝深溝球軸承6207 II軸：后端安裝圓錐滾子軸承30206 另一安裝圓錐滾子軸承代30207 中間布置NN3009 III軸：對稱布置圓錐滾子軸承30207 4.7 鍵的規(guī)格 I軸處選擇普通平鍵規(guī)格： B*L=5*18 II軸選擇花鍵規(guī)格： N d =8X36X40X7 III軸選擇鍵規(guī)格： BXL=14X90 4.8變速操縱機構的選擇 選用左右擺動的操縱桿使其通過桿的推力來控制II軸上的三聯(lián)滑移齒輪和二聯(lián)滑移齒輪。 4.9主軸壽命 主軸最大輸出轉矩T=9550=424.44N.m 切削力（沿y軸） Fc==4716N 背向力（沿x軸） Fp=0.5 Fc=2358N 總作用力 F==5272.65N 此力作用于工件上，主軸端受力為F=5272.65N。 先假設l/a=2，l=3a=240mm。前后支承反力RA和RB分別為 RA=F×=5272.65×=7908.97N RB=F×=5272.65×=2636.325N 根據(jù) 文獻【1】式3.7 得：Kr=3.39得前支承的剛度：KA= 1689.69 N/ ；KB= 785.57 N/；==2.15 主軸的當量外徑de=(80+60)/2=70mm，故慣性矩為 I==113.8×10-8m4 η===0.14 查【1】圖3-38 得 =2.0，與原假設接近，所以最佳跨距=124×2.0=240mm 合理跨距為（0.75-1.5），取合理跨距l(xiāng)=360mm。 根據(jù)結構的需要，主軸的實際跨距大于合理跨距，因此需要采取措施 增加主軸的剛度，增大軸徑 5.0主軸軸承壽命校核 主軸前支承的徑向力Fr=2642.32N。由軸承壽命的計算公式：預期的使用壽命 [L10h]=15000h L10h=×=×=h≥[L10h]=15000h 軸承壽命滿足要求。 5.1齒輪壽命校核 在驗算齒輪應力時，選相同模數(shù)中承受載荷最大，齒數(shù)最小的齒輪進行接觸應力和彎曲應力的驗算。這里要驗算的是齒輪2.8.12這三個齒輪。 1） 接觸應力 N=60*500*1*48000=1440000000次 查表計算得： 2） 彎曲應力： 計算得 且σ與Q都小于其許用值，均符合要求。 第5章 主軸箱結構設計及說明 5.1 結構設計的內(nèi)容、技術要求和方案 設計主軸變速箱的結構包括傳動件（傳動軸、軸承、三角帶輪、齒輪、離合器和制動器等）、主軸組件、操縱機構、潤滑密封系統(tǒng)和箱體及其聯(lián)結件的結構設計與布置，用一張展開圖和若干張橫截面圖表示。課程設計由于時間的限制，一般只畫展開圖。 主軸變速箱是機床的重要部件。設計時除考慮一般機械傳動的有關要求外，著重考慮以下幾個方面的問題。 精度方面的要求，剛度和抗震性的要求，傳動效率要求，主軸前軸承處溫度和溫升的控制，結構工藝性，操作方便、安全、可靠原則，遵循標準化和通用化的原則。 主軸變速箱結構設計時整個機床設計的重點，由于結構復雜，設計中不可避免要經(jīng)過反復思考和多次修改。在正式畫圖前應該先畫草圖。目的是： 1 布置傳動件及選擇結構方案。 2 檢驗傳動設計的結果中有無干涉、碰撞或其他不合理的情況，以便及時改正。 3 確定傳動軸的支承跨距、齒輪在軸上的位置以及各軸的相對位置，以確 定各軸的受力點和受力方向，為軸和軸承的驗算提供必要的數(shù)據(jù)。 5.2 展開圖及其布置 展開圖就是按照傳動軸傳遞運動的先后順序，假想將各軸沿其軸線剖開并將這些剖切面平整展開在同一個平面上。 參考文獻 【1】、段鐵群 主編 《機械系統(tǒng)設計》 科學出版社 第一版 【2】、于惠力 主編 《機械設計》 科學出版社 第一版 【3】、戴 曙 主編 《金屬切削機床設計》 機械工業(yè)出版社 【4】、戴 曙 主編 《金屬切削機床》 機械工業(yè)出版社 第一版 【4】、趙九江 主編 《材料力學》 哈爾濱工業(yè)大學出版社 第一版 【6】、鄭文經(jīng) 主編 《機械原理》 高等教育出版社 第七版 【7】、于惠力 主編 《機械設計課程設計》 科學出版社