車床主傳動變速箱設計【普通車床主軸箱】【Dmax=400 Nmin=25r-min Mmax=1600N=4KW公比1.41】【說明書+CAD】

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機床技術參數有主參數和基本參數，他們是運動傳動和結構設計的依據，影響到機床是否滿足所需要的基本功能要求，參數擬定就是機床性能設計。主參數是直接反映機床的加工能力、決定和影響其他基本參數的依據，如車床的最大加工直徑，一般在設計題目中給定，基本參數是一些加工件尺寸、機床結構、運動和動力特性有關的參數，可歸納為尺寸參數、運動參數和動力參數。 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，擬定參數時，要考慮機床發(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；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。傳動鏈盡可能簡短，零件數目要少，以便節(jié)約材料，降低成本。 29 第2章 設計部分的基本技術特性和結構分析 2.1車床主參數和基本參數 車床的主參數（規(guī)格尺寸）和基本參數如下： 工件最大回轉直徑 D(mm) 正轉最低轉速 nmin( ) 正轉最高轉速 nmin( ) 電機 功率 N（kw） 公比 400 25 1600 4 1.41 2.2 確定傳動公比 根據【1】公式（3-2）因為已知 ，，=1.41 ∴Z=+1=13 根據【1】表3-5 標準公比。這里我們取標準公比系列=1.41 因為=1.41=1.066，根據【1】表3-6標準數列。首先找到最小極限轉速25，再每跳過5個數取一個轉速，即可得到公比為1.41的數列：25，35.5，50，71，100，140，200，280，400,560,800,1120,1600 2.3擬定參數的步驟和方法 2.3.1 極限切削速度Vmax、Vmin 根據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 1.1 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 2.3.2 主軸的極限轉速 計算車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，取標準數列數值， =25r/min 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。各級轉速數列可直接從標準的數列表中查出，按標準轉速數列為： 25，35.5，50，71，100，140，200，280，400,560,800,1120,1600 第3章 設計部分的運動設計 3.1 主電機功率——動力參數的確定 合理地確定電機功率N，使機床既能充分發(fā)揮其性能，滿足生產需要，又不致使電機經常輕載而降低功率因素。 根據題設條件電機功率為4KW。 可選取電機為：Y112M-4額定功率為4KW，滿載轉速為1440r/min。 3.2確定結構式 已知Z=x3b a，b為正整數，即Z應可以分解為2和3的因子，以便用2、3聯滑移齒輪實現變速。 對于Z=13,可以按照12=2×3×2傳動式（剔除最小的一級）， 有6種結構式和對應的結構網。分別為： ， ， ， 由于本次設計的機床I軸裝有摩擦離合器，在結構上要求有一齒輪的齒根圓大于離合器的直徑。初選的方案。 從電動機到主軸主要為降速變速，若使變速副較多的變速組放在較接近電動機處可使小尺寸零件多些，大尺寸零件少些，節(jié)省材料，也就是滿足變速副前多后少的原則，因此取12=2×3×2方案為好。 設計車床主變速傳動系時，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 ，=25， Z=12 =1.41 3.3 確定結構網 根據“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2-1結構網 3.4 繪制轉速圖和傳動系統(tǒng)圖 （1）選擇電動機：采用Y系列封閉自扇冷式鼠籠型三相異步電動機。 （2）繪制轉速圖： （3）畫主傳動系統(tǒng)圖。根據系統(tǒng)轉速圖及已知的技術參數，畫主傳動系統(tǒng)圖如圖2-3： 1-2軸最小中心距：A1_2min>1/2(Zmaxm+2m+D) 軸最小齒數和:Szmin>(Zmax+2+D/m) 3.5 確定各變速組此論傳動副齒數 (1)Sz100-124,中型機床Sz=70-100 (2)直齒圓柱齒輪Zmin18-24,m4 圖2-3 主傳動系統(tǒng)圖 （7）齒輪齒數的確定。變速組內取模數相等，據設計要求Zmin≥18~24,齒數和Sz≤100～124，由表4.1，根據各變速組公比，可得各傳動比和齒輪齒數，各齒輪齒數如表2-2。 表2-2 齒輪齒數 傳動比 基本組 第一擴大組 第二擴大組 1.41:1 1:2 1.41:1 1:1 1:1.41 2.8:1 1：2.8 代號 Z Z Z Z Z Z Z Z’ Z5 Z5’ Z Z Z7 Z7’ 齒數 31 22 18 35 48 34 41 41 34 48 96 34 34 96 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 帶傳動設計 輸出功率P=4kw,轉速n1=1440r/min,n2=280r/min （1）確定計算功率: 按最大的情況計算P=4kw ,K為工作情況系數，查[1]表3.5. 取K=1.1 pd=kAP=1.1X4=4.4kw （2）選擇V帶的型號: 根據pd,n1=1440r/min參考[1]圖表3.16及表3.3選小帶輪直徑，查表選擇A型V帶 d1=100mm （3）確定帶輪直徑d1,d2 小帶輪直徑d1=100mm 驗算帶速v=d1n1/(60X1000)=X100X2880/(60X1000)=12.6m/s 從動輪直徑d2=n1d1/n2=2880X100/2400=236mm取d2=224mm查[1]表3.3 計算實際傳動比i=d2/d1=224/100=2.24 （4）定中心矩a和基準帶長Ld [1]初定中心距a0 0.7(d1+d2)a02(d1+d2)) 226.8a0648取ao=300mm [2]帶的計算基準長度 Ld0≈2a0+/2(d1+d2)+(d2-d1)2/4a0 ≈2x300+/2(10+224)+(224-100)2/4X300 ≈650mm 查[1]表3.2取Ld0=630mm [3]計算實際中心距 a≈a0+(Ld-Ld0)/2=300+(630-650)=290mm [4]確定中心距調整范圍 amax=a+0.03Ld=290+0.03X630=308.9mm amin=a-0.015Ld=290-0.015X630=240.55mm （5）驗算包角:1=1800-（d2-d1）/aX57.30=1800-(180-90)/290X57.30=1724>1240 （6）確定V帶根數： 確定額定功率：P0 由查表并用線性插值得P0=0.15kw 查[1]表37得功率增量P0=0.13kw 查[1]表38得包角系數K=0.99 查[1]表3得長度系數Kl=0.81 確定帶根數：Z=P/｛（P+△P）×K×K｝ =3.65/(1.05+0.13)X0.99X0.81=2.89 取Z=3 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=735r/min， 取800 r/min。 (2). 傳動軸的計算轉速 軸3=1250 r/min 軸2=2400 r/min，軸1=2400r/min。 （2）確定各傳動軸的計算轉速。各計算轉速入表3-1。 表3-1 各軸計算轉速 軸 號 Ⅰ 軸 Ⅱ 軸 Ⅲ 軸 計算轉速 r/min 2400 2400 1250 （3） 確定齒輪副的計算轉速。齒輪Z裝在主軸上其中只有800r/min傳遞全功率，故Zj=800 r/min。 依次可以得出其余齒輪的計算轉速，如表3-2。 表3-2 齒輪副計算轉速 序號 Z Z Z Z Z n 2400 2400 2400 1250 800 4.3 齒輪模數計算及驗算 （1）模數計算。一般同一變速組內的齒輪取同一模數，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，如表3-3所示。 根據和計算齒輪模數，根據其中較大值取相近的標準模數： =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； ——功率利用系數； ——材料強化系數。 ——（壽命系數）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m和基準順環(huán)次數C0 ——工作情況系數。中等中級的主運動： ——動載荷系數； ——齒向載荷分布系數； ——齒形系數； 根據彎曲疲勞計算齒輪模數公式為： 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, Z1——計算齒輪的齒數，一般取轉動中最小齒輪的齒數： ——大齒輪與小齒輪的齒數比，=；（+）用于外嚙合，（-）號用 于內嚙合： 命系數； ：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HRC59 1-2軸由公式mj=16338可得mj=3.28mm，取m=3.5mm 2-3軸由公式mj=16338可得mj=2.85mm，取m=3.5mm 由于一般同一變速組內的齒輪盡量取同一模數，所以為了統(tǒng)一和方便如下取： 根據有關文獻，也為了便于統(tǒng)一，在這里傳動齒輪統(tǒng)一取m=3.5 表3-3 模數 組號 基本組 第一擴大組 模數 mm 3.5 3.5 （2）基本組齒輪計算。 基本組齒輪幾何尺寸見下表 齒輪 Z1 Z1` Z2 Z2` 齒數 31 22 18 35 分度圓直徑 108.5 77 63 122.5 齒頂圓直徑 115.5 84 70 129.5 齒根圓直徑 99.75 68.25 54.25 113.75 齒寬 24 24 24 24 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，N=5kW; -----計算轉速（r/min）. =800（r/min）; m-----初算的齒輪模數（mm）, m=3.5（mm）; B----齒寬（mm）;B=24（mm）; z----小齒輪齒數；z=21; u----小齒輪齒數與大齒輪齒數之比,u=1.6; -----壽命系數； = ----工作期限系數； 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，接觸載荷取=，彎曲載荷取= m----疲勞曲線指數，接觸載荷取m=3；彎曲載荷取m=6; ----轉速變化系數，查【5】2上，取=0.60 ----功率利用系數，查【5】2上，取=0.78 -----材料強化系數，查【5】2上， =0.60 -----工作狀況系數，取=1.1 -----動載荷系數，查【5】2上，取=1 ------齒向載荷分布系數，查【5】2上，=1 Y------齒形系數，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 齒輪 Z3 Z3` Z4 Z4` Z5 Z5` 齒數 48 34 41 41 34 48 分度圓直徑 168 119 143.5 143.5 119 168 齒頂圓直徑 175 126 150.5 150.5 126 175 齒根圓直徑 159.25 110.25 134.75 134.75 110.25 159.25 齒寬 24 24 24 24 24 24 （4）第二擴大組齒輪計算。 擴大組齒輪幾何尺寸見下表 齒輪 Z6 Z6` Z7 Z7` 齒數 96 34 34 96 分度圓直徑 336 119 119 336 齒頂圓直徑 343 126 126 343 齒根圓直徑 327.25 110.25 110.25 327.25 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3-3。 表3-3 最小軸徑 軸 號 Ⅰ 軸 Ⅱ 軸 最小軸徑mm 35 40 4.5 主軸合理跨距的計算 由于電動機功率P=3kw，根據【1】表3.24，前軸徑應為60~90mm。初步選取d1=80mm。后軸徑的d2=（0.7~0.9）d1，取d2=60mm。根據設計方案，前軸承為NN3016K型，后軸承為圓錐滾子軸承。定懸伸量a=124mm，主軸孔徑為30mm。 軸承剛度，主軸最大輸出轉矩T=9550=9550×=424.44N.m 設該機床為車床的最大加工直徑為250mm。床身上最常用的最大加工直徑，即經濟加工直徑約為最大回轉直徑的50%，這里取75%，即180mm，故半徑為0.09m； 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 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：前軸徑D=100mm，后軸徑d=80mm。前軸承 采用雙列圓柱滾子軸承，后支承采用背對背安裝的角接觸球軸承。 4.6 軸承的選擇 I軸：與帶輪靠近段安裝雙列角接觸球軸承代號7007C 另一安裝深溝球軸承6012 II軸：對稱布置深溝球軸承6009 III軸：后端安裝雙列角接觸球軸承代號7015C 另一安裝端角接觸球軸承代號7010C 中間布置角接觸球軸承代號7012C 4.7 鍵的規(guī)格 I軸安裝帶輪處選擇普通平鍵規(guī)格： BXL=10X56 II軸選擇花鍵規(guī)格： N× d×D×B =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軸上的三聯滑移齒輪和二聯滑移齒輪。 4.9主軸合理跨距的計算 設機床最大加工回轉直徑為?250mm,電動機功率P=3kw，,主軸計算轉速為800r/min。 已選定的前后軸徑為:定懸伸量a=85mm。 軸承剛度，主軸最大輸出轉矩: TIII ＝ 設該車床的最大加工直徑250mm。床身上最常用的最大加工直徑，即經濟加工直徑約為最大回轉直徑的50%，這里取45%，即125mm 切削力（沿y軸） Fc=250.346/0.125=2781N 背向力（沿x軸） Fp=0.5 Fc=1390N 總作用力 F==3109N 此力作用于工件上，主軸端受力為F=3109N。 先假設l/a=2，l=3a=255mm。前后支承反力RA和RB分別為 RA=F×=3109×N RB=F×=3109×N 根據《主軸箱設計》得：=3.39得前支承的剛度：KA= 1376.69 N/ ；KB= 713.73 N/；==1.93 主軸的當量外徑de=(85+65)/2=75mm，故慣性矩為 I==1.55×10-6m4 η===0.38 查《主軸箱設計》圖 得 =2.5，與原假設接近，所以最佳跨距=85×2.5=212.5mm 合理跨距為（0.75-1.5），取合理跨距l(xiāng)=250mm。 根據結構的需要，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：前軸徑D=85mm，后軸徑d=55mm。后支承采用背對背安裝的角接觸球軸承。 4.10 軸承壽命校核 由П軸最小軸徑可取軸承為7008c角接觸球軸承,ε=3；P=XFr+YFa X=1，Y=0。 對Ⅱ軸受力分析 得：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。 第5章 設計部分的調節(jié)、潤滑、維護保養(yǎng)、技術要求及其它 1、為了減少車床磨損，延長使用壽命，保證工件加工精度，應對車床的所有摩擦部位進行潤滑，并注意日常的維護保養(yǎng)。 2、車床的潤滑形式常用以下幾種， （1）澆油潤滑：常用于外露的滑動表面，如導軌面和滑板導軌面等。 （2）濺油潤滑：常用于密閉的箱體中。如車床的主軸箱中的傳動齒輪將箱底的潤滑油濺射到箱體上部的油槽中，然后經槽內油孔流到各潤滑點進行潤滑。 （3）油繩導油潤滑：常用于進給箱和溜板箱的油池中。利用毛線即吸油又滲油的特性，通過毛線把油引入潤滑點，間斷地滴油潤滑。 （4）彈子油杯注油潤滑：常用于尾座、中滑板搖手柄及三杠（絲杠、光杠、開關杠）支架的軸承處。定期的用油槍端頭油嘴壓下油杯上的彈子，將油注入。油嘴撤去，彈子又回復原位，封住注油口，以防塵屑入內。 （5）黃油杯潤滑：常用于交換齒輪箱掛輪架的中間軸或不經常潤滑處。事先在黃油杯中加滿鈣基潤滑脂，需要潤滑時，擰進油杯蓋，則杯中的油脂就被擠壓到潤滑點中去。 （6）油泵輸油潤滑：常用于轉速高、需要大量潤滑油連續(xù)強制潤滑的場合。如主軸箱內許多潤滑點就是采用這種方式。 3、車床的潤滑要求: （1）車床上一般都有潤滑系統(tǒng)圖，應嚴格按照潤滑系統(tǒng)圖進行潤滑。 （2）換油時，應先將廢油放盡，然后用煤油把箱體內沖洗干凈后，在注入新機油，注油時應用網過濾，且油面不得低于油標中心線。主軸箱內零件用油泵潤滑或飛濺潤滑。箱內潤滑油一般三個月更換一次。主軸箱體上有一個油標，若發(fā)現油標內無油輸出，說明油泵輸油系統(tǒng)有故障，應立即停車檢查斷油的原因，并修復。 （3）進給箱上部油繩導油潤滑的儲油槽，每班應給該儲油槽加一次油。 （4）交換齒輪箱中間齒輪軸軸承是黃油杯潤滑，每班一次，7天加一次鈣基脂。 （5）彈子油杯潤滑每班潤滑一次。導軌工作前后擦凈用油槍加油。 5、車床日常保養(yǎng)要求： （1）每天工作后，切斷電源，對車床各表面、各罩殼、導軌面、絲杠、光杠、各操縱手柄和操縱桿進行擦拭，做到無油污、無鐵屑、車床外表整潔。 （2）每周要求保養(yǎng)床身導軌面和中小滑板導軌面及轉動部位的整潔、潤滑。要求油眼暢通、油標清晰，清洗油繩和護床油毛氈，保持車床外表清潔和工作場地整潔。 6、車床一級保養(yǎng)要求： 車場運行500小時后，須進行一級保養(yǎng)。其保養(yǎng)以操作工人為主，在維修工人的配合下進行。保養(yǎng)時必須先切斷電源，然后按下述順序和要求進行。 （1）主軸箱的保養(yǎng)： a、清洗濾油器、使其無雜物 b、檢查主軸鎖緊螺母有無松動，緊定螺釘是否擰緊。 c、調整制動器及離合器摩擦片間隙。 （2）交換齒輪箱的保養(yǎng)： a、清洗齒輪、軸套，并在油杯中注入新油脂。 b、調整齒輪嚙合間隙。 c、檢查軸套有無晃動現象 （3）滑板和刀架的保養(yǎng)： 拆洗刀架和中、小滑板，洗凈擦干后重新組裝，并調整中、小滑板與鑲條的間隙。 （4）尾座的保養(yǎng)： 搖出尾座套筒，并擦凈涂油，以保證內外清潔。 （5）潤滑系統(tǒng)的保養(yǎng) a、清洗冷卻泵、濾油器和成液盤。 b、保證油路暢通，油孔、油繩、油氈清潔無鐵屑 c、檢查油質，保持良好，油杯齊全，油槽清晰。 （6）電器的保養(yǎng)： a、清掃電動機、電氣箱上的塵屑。 b、電器裝置固定整齊。 （7）外表的保養(yǎng)： a、清洗車床外表及各罩蓋，保持其內外整潔，無銹蝕、無油污。 b、清洗三杠 c、檢查并補齊各螺釘、手柄球、手柄。 （8）其他部件的潤滑保養(yǎng) 第6章 設計中的優(yōu)缺點，存在的問題及改進意見 經過課程設計，使我和同伴對主軸箱設計這門課當中許多原理公式有了進一步的了解，并且對設計工作有了更深入的認識。懂得了理論和實踐同等重要的道理。理論能指導實踐，使你能事半功倍，實踐能上升成為理論，為以后的設計打下基礎。? 從校門走出后,一定要重視實踐經驗的積累,要多學多問。把學校學習的專業(yè)知識綜合的應用起來，這非常重要。體會到把技術搞好就必須安心的學習，虛心向別人請教，耐心的對待每一個問題，不放過任何一個自己遇到的問題，要善于發(fā)現問題。 在設計過程中，我們得到了老師們的精心指導和幫助，在此表示衷心的感謝！由于我們的經驗尚淺，知識把握不熟練，設計中定有許多地方處理不夠妥當，有些部分甚至可能存在錯誤，希望老師多提寶貴意見。 參考文獻 1.段鐵群.《主軸箱設計》，科學出版社； 2.于惠力，向敬忠，張春宜.《機械設計》，科學出版社； 3.潘承怡，蘇相國. 《機械設計課程設計》，哈爾濱理工大學； 4.戴署.《金屬切削機床設計》，機械工業(yè)出版社； 5.陳易新，《金屬切削機床課程設計指導書》；