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12级变速机床传动系统设计


毕业设计(论文)
18 级变速机床传动系统设计



别:

机械与电子工程系 11 机制(升本) 张正初(51101090004) 王月英(副教授) 2013 年 05 月 20 日

专业(班级) : 作者(学号) : 指导教师: 完成日期:

蚌埠学院教务处制

r />





要: ............................................................... 1

Abstract: ............................................................... 2

蚌埠学院本科毕业设计(论文)

1 设计要求 .............................................................. 3 2 设计目的 .............................................................. 3 3 设计步骤 .............................................................. 3 3.1 运动设计 .............................................................. 3 3.1.1 已知条件 ............................................................ 3 3.1.2 结构分析式 .......................................................... 3 3.1.3 绘制转速图 .......................................................... 4 3.1.4 绘制传动系统图 ...................................................... 7 3.2 动力设计 .............................................................. 8 3.3 带传动设计 ............................................................ 9 3.4 齿轮传动设计 ......................................................... 12 3.4.1 第一变速组齿轮的结构尺寸 ........................................... 12 3.4.2 第二变速组齿轮结构尺寸的设计 ....................................... 15 3.4.3 第三变速组齿轮结构尺寸的设计 ....................................... 18 3.5 轴的设计 ............................................................. 21 3.5.1 Ⅰ轴的设计计算 ..................................................... 21 3.5.2 Ⅱ轴结构设计 ....................................................... 23 3.5.3 Ⅲ轴结构设计 ....................................................... 25 3.6 主轴结构设计 ......................................................... 27 3.7 轴承的校核 ........................................................... 29 3.7.1 Ⅰ轴上的轴承校核 ................................................... 29 3.7.2 Ⅱ轴上的轴承校核 ................................................... 29 3.7.3 III 轴上的轴承校核 ................................................. 30 3.7.4 主轴上的轴承校核 ................................................... 31 3.8.1 Ⅰ轴上的键的选用和强度校核 ......................................... 31 3.8.2 II 轴上的键的选用和强度校核 ........................................ 32 3.8.3 Ⅲ轴上的键的选用和强度校核 ......................................... 32 3.8.4 主轴上的键的选用和强度校核 ......................................... 32 3.9 轴承端盖的设计 ....................................................... 33 4 箱体的结构设计 ....................................................... 35 4.1 箱体材料 ............................................................. 35

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4.2 箱体结构 ............................................................. 35 5 润滑与密封 ........................................................... 37 5.1 润滑设计 ............................................................. 37 5.2 润滑油的选择 ......................................................... 37 6 总 7 致 结 ............................................................. 38 谢 ............................................................. 39

8 参 考 文 献 .......................................................... 40

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18 级变速机床传动系统设计
摘 要: 传动系统是指将动力机的运动和动力传递给执行机构或执行末端件的中间
装置。组成传动联系的一系列传动件称为传动链,所有传动链及它们之间的相 互联系组成传动系统。 而机床传动系统的现状及发展趋势由整体机床表现出来, 我国现今企业机械加工机床大多数还是以普通车床为主,但数控机床占有率逐 年上升,且在大中企业已有较多的使用,在中小企业甚至个体企业中也使用。 但除少量机床以 FMS 模式集成使用外,大都处于单机运行状态,并且相当部分 处于使用效率不高,管理方式落后的状态。而世界上许多国家机床的发展正向 着:高速、精密、复合、智能和绿色是数控机床技术发展的总趋势。本课题是 以车床传动系统为研究目标,从其主传动系统结构入手,对其系统结构设计、 结构组成分析、分级变速分析、传动件的计算分析的几个方面进行研究。为优 化传动系统结构和改善传动系统的精度及稳定特性提供必要的理论依据通过本 课题的研究,使机床结构更加紧凑,性能更加优越,生产加工更加精密。

关键词: 传动链;传动系统;数控机床;FMS。

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Design of variable speed drive machine 18
Abstract: Transmission refers to the movement of the power machine and power passed to
the implementing agencies or the implementation of the end of the intermediate device. Up the drive links a series of drive known as the drive chain of transmission chains and their inter-linkages between the transmission systems. Situation and development trend of the machine drive system overall machine performance, our present most of the enterprise machining machine tool or an ordinary lathe-based, but the CNC machine tools market share increased year by year, and more use in large and medium enterprises, is also used in small and medium enterprises and even individual companies. Apart from a small amount of machine tools to integrated use of the FMS mode, mostly in the stand-alone operation status, and a considerable part in the inefficient use of backward, management status. The development of many countries, machine tools in the world! High-speed, precision, complex, intelligent and green is the general trend of the CNC machine tool technology development. This topic is a variable speed lathe drive system for the study objectives, starting from the structure of the main transmission system, system architecture design, structure, grading, several aspects of the calculation of the transmission study. In order to optimize the transmission system and to improve the accuracy and stability characteristics of the transmission system to provide the necessary theoretical basis for the research of this subject, to make the machine more compact, more superior, more sophisticated production and processing

Keywords: transmission chain; transmission;CNC; FMS.

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1 设计要求
(1) 要求 级数 Z=18,最高转速 1500r/min,最低转速 30r/min. 本次设计主要参考 CA6140 (2) 用途 车床适用于加工各种轴类、套筒类、轮盘类零件上的回转表面。可车削端面、车削 外圆柱面、车削内外圆锥面、钻中心孔、钻孔、镗孔、铰孔、车削各种螺纹、切槽和切 断、车削特型面、滚花和盘绕弹簧等。加工范围广、结构复杂、自动化程度不高,所以 一般用于单件、小批生产。

2 设计目的
通过机床主运动变速传动系统的结构设计, 及拟定传动和变速的方案过程中得到设 计构思、方案分析、结构工艺性、机械制图、零件计算、编写技术文件和查阅技术资料 等方面的综合训练,树立正确的设计思想,掌握基本的设计方法,并具有初步的结构分 析、结构设计和计算能力。

3 设计步骤
3.1 运动设计
3.1.1 已知条件 [1] 转速范围:主轴最小转速 nmin ? 30r / min ,最高转速 nmin ? 1500 / min r [2] 转速级数: z ? 18 [3] 确定公比: ? ? 1.26

3.1.2 结构分析式 (1) 18 ? 31 ? 23 ? 39 ⑵ 18 ? 34 ? 2 2 ? 31 (3) 18 ? 31 ? 33 ? 29 从电动机到主轴主要为降速传动, 若使传动副较多的传动组放在较接近电动机处可 使小尺寸零件多些,大尺寸零件少些,节省材料,也就是满足传动副“前多后少”的原 则,及在降速传动中,防止齿轮直径过大而使径向尺寸常限制最小传动比 imin ? 0.25 ;

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在升速时为防止产生过大的噪音和震动常限制最大转速比 imax ? 2 。故(3)方案最为合 适。在主传动链任一传动组的最大变速范围 Rmax ? ?imax imin ? ? 8 ~ 10 的原则。在设计时 必须保证中间传动轴的变速范围最小,检查方案(3)传动组的变速范围时,只检查最 后一个扩大组:

R 主max ? u 主max /u 主min ? 2/0.25 ? 8 R2 ? ? X

2 ( P ?1) 2

? 1.269( 2?1) ? 8

其中 ? ? 1.26 , X 2 ? 9 , P2 ? 2 R2 ? R主max 值,符合要求,其他变速组的变速范围 肯定也符合要求。 因此取 18 ? 31 ? 33 ? 29 方案。 根据中间传动轴变速范围小的原则选择 结构网。从而确定结构网如下









31

33
图 3-1 结构网

29

3.1.3 绘制转速图 1) 选择电动机类型 根据已知工作条件和要求,选择一般用途的 Y 系列三相鼠笼式异步电动机,卧式封

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闭结构。 2) 机械传动效率

? ? ?1 ?? 2 ?? 3 ? ? ? ?? N
式中?1 ,?2 ,?3 ,? ? ??,? N 分别为传动装置中每一件传动副(齿轮、涡轮、带或者链传动等) 每对轴承和每个齿轮的效率根据以上公式可得

? ? ?1 ?? 24 ?? 33
式中?1 ,? 2 ,?3分别为带传动、轴承、齿轮的效率
传动副效率的概略值可按表 2-3 选取(参考《机械设计基础课程指导》主编林远艳、 下面简称文献[11])?1 ? 0.96,?2 ? 0.99,?3 ? 0.97 (齿轮 8 级精度) 于是

? ? 0.96 ? 0.99 4 ? 0.97 3 ? 0.842
Pw

3) 电动机所需的输出功率为:

pd ?
其中:

?

Pd ? 电动机工作功率, W; k Pw ? 工作机所需要输入功率 kW; , ? ? 电动机至工作机之间传 动装置的总效率。

所以

pw ? 4 ? 0.842 ? 3.68kW

4) 确定电动机的型号 根据已知条件选择最低转速 31.5r/min,最高转速 1400r/min,功率 4kW,所以选择 Y112M-4 的 Y 系列三相鼠笼式异步电动机
表 3-1 Y112M-4 电动机性能 电机转速/(r/min) 电机型号 Y112M-4 额定功率/kW 4 同步转速 1500 满载转速 1440

5) 分配总降速传动比 总降速传动比 i ? n min / n d ? 31.5 / 1440? 0.02 又电动机转速 nd ? 1440 / min 不符合转速数列标准,因此需增加定比传动副。 r 确定传动轴轴数

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传动轴轴数 = 变速组数 + 定比传动副数 ?1 ? 3 ? 1 ? 1 ? 5 。 确定各级转速并绘制转速图 由 n mim ? 30r/min

? ? 1.26 z ? 18 确定各级转速:30、37.5、47.5、60、75、

95、118、150、190、236、300、375、475、600、750、950、1180、1500r/min。 在五根轴中,除去电动机轴,其余四轴按传动顺序依次设为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ。Ⅰ与 Ⅱ、Ⅱ与Ⅲ、Ⅲ与Ⅳ轴之间的传动组分别设为 a、b、c。在降速传动中,防止齿轮直径
imin ? 1 4 ,现取最后的变速组的最小降速传动比为

过大而使径向尺寸常限制最小传动比

6 1/4;查表,可得 1.26 ? 4 。根据降速前慢后快的原则,决定其余变速组的最小降速传

动比,变速组 c 的最小传动比 u min = 1 / 1.26 ;变速组 b 的最小传动比 u min = 1 / 1.26 ;变速 组 a 的最小传动比 u min = 1 / 1.26 . ? ? ? Ⅲ轴的转速:118、150、190、236、300、375、475、600、750r/min。 Ⅱ轴的转速:375、475、600r/min。 Ⅰ的转速:600r/min。
2

5

3

由此也可确定加在电动机与主轴之间的定传动比 i ? 1440 / 710 ? 144 / 71 。 下面画出转速图(电动机转速与主轴最高转速相近)

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图 3-2 转速图

<3> 确定各变速组传动副齿数 根据参考文献[7]表 2-8 查得 ① 传动组 a:

ai1 ? 1/ ? 2 ? 1/ 2 , ai 2 ? 1/ ? ? 1/ 1.41, ai 3 ? 1/ 1 ai1 ? 1/ ? 2 ? 1/ 2 时: S z ? ??57、60、63、66、69、72、75、78??
ai 2 ? 1 / ? ? 1 / 1.41时: S z ? ??58、60、63、65、67、68、70、72、73、
77??

ai 3 ? 1 / 1 时: S z ? ??58、60、62、64、66、68、70、72、74、76??
可取 S z ? 72,于是可得轴Ⅰ齿轮齿数分别为:24、30、36。 于是 ia1 ? 24 / 48 , ia 2 ? 30 / 42 , ia3 ? 36 / 36 可得轴Ⅱ上的三联滑移齿轮数分别为:48、42、36。 ① 动组 b:

bi1 ? 1 / ? 3 ? 1 / 2.8 , bi 2 ? 1 / 1 bi1 ? 1 / ? 3 ? 1 / 2.8 时:S z ? ??69、72、73、76、77、80、81、84、87??
bi 2 ? 1 / 1时: S z ? ??70、72、74、76、78、80、82、84、86??
可取 S z ? 84,于是可得轴Ⅱ上双联滑移齿轮的齿数分别为:22、42。 于是 bi1 ? 22 / 62 , bi 2 ? 42 / 42 ,得轴Ⅲ上两齿轮的齿数分别为:62、42。 ② 传动组 c:

ci1 ? 1 / 4 , ic 2 ? 2 ci1 ? 1 / 4 时: S z ? ??84、85、89、90、94、95??
ic 2 ? 2 时: S z ? ??72、75、78、81、84、87、89、90??
可取 S z ? 90. ci1 ? 1 / 4 为降速传动,取轴Ⅲ齿轮齿数为 18; i c 2 ? 2 为升速传动, 取轴Ⅳ齿轮齿数为 30。于是得 ci1 ? 18 / 72 , ic 2 ? 60 / 30 得轴Ⅲ两联动齿轮的齿数分 别为 18,60;得轴Ⅳ两齿轮齿数分别为 72,30。 3.1.4 绘制传动系统图 根据轴数,齿轮副,电动机等已知条件可有如下系统图(图 3-3) :

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图 3-3 传动系统简图+

3.2 动力设计
[1]确定主轴计算转速 由转速图可知:主轴的计算转速是低速第一个三分之一变速范围的最高以转速,即

n V? ? 90r/ min
[2]各传动轴的计算转速: 轴Ⅲ可从主轴 90r/min 按 72/18 的传动副找上去, 轴Ⅲ的计算转速为 125r/min; 轴 Ⅱ的计算转速为 355r/min;轴Ⅰ的计算转速为 710r/min。 [3]各齿轮的计算转速 传动组 c 中,18/72 只需计算 z = 18 的齿轮,计算转速为 355r/min;60/30 只需 计算 z = 30 的齿轮,计算转速为 250r/min;传动组 b 计算 z = 22 的齿轮,计算转速为 355r/min;传动组 a 应计算 z = 24 的齿轮,计算转速为 710r/min。 [4]核算主轴转速误差

n 实 ? 1440? ?126/ ?256? 36/ 36? 42/ 42? 60/ 30 ? 14175r / min .

n 标 ? 1400 / min r

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(n 实 ? n 标 ) n标

? 100% ?

(1417 5 ? 1400 . ) ? 100% ? 1.25% ? 5% 1400

所以合适。 [5]各轴的功率

p ? ? Pd ?1?2 ? 3.80kW

p?? ? Pd ?1?2 ?3 ? 3.65kW 2

p??? ? Pd ?1?3 ?2 ? 3.51kW 2 3
pV? ? Pd ?1?4 ?3 ? 3.37kW 2 3
[6]计算各轴的输入转矩
Td ? 9550? Pd 4 ? 9550? ? 26.53( N ? m) nm 1440

T? ? 9550?

Pd ?1?2 4 ? 0.96? 0.99 ? 9550? ? 51.13( N ? m) nm 710

T?? ? 9550?

Pd ?1?2 ?3 2 nm

4 ? 0.96? 0.992 ? 0.97 ? 9550? ? 98.21( N ? m) 355
? 9550? 4 ? 0.96 ? 0.993 ? 0.972 ? 267.84( N ? m) 125

T??? ? 9550?

Pd ?1?3 ?2 2 3 nm

TV? ? 9550?

Pd ?1?4 ?3 2 3 nm

? 9550?

4 ? 0.96 ? 0.994 ? 0.973 ? 357.23( N ? m) 90

3.3 带传动设计
电动机转速 n=1440r/min,传递功率 P=3.68kW,传动比 i ? 2.03 , 两班制, 一天运转 16 小时,工作年数 10 年。 [1]确定计算功率 取 K A ? 1.1,则 Pca ? K A P ? 1.1? 3.68 ? 4.048KW [2]选取 V 带型 根据小带轮的转速和计算功率,选 A 型带。 [3]确定带轮直径和验算带速 查表小带轮基准直径 d1 ? 125mm

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所以有大带轮直径 d 2 ? 125? i ? 125? 2.03 ? 256mm 查 A 型 V 带轮的基准直径系列表应选大带轮的直径为 250mm(传动比误差在允许 范围内) 验算带速成 v ?
?d 1 n 1 60 ? 1000

其中: n1 -小带轮转速,r/min;

d1 -小带轮直径,mm;
v? 3.14 ? 125 ? 1440 ? 9.42 m / s ? [5,25] ,合适。 60 ? 1000

[4]确定带传动的中心距和带的基准长度 设中心距为 a0 ,则 0.55( d1 ? d 2 ) ? a ? 2( d1 ? d 2 ) 于是 208.45 ? a ? 758,初取中心距为 a0 ? 400mm 。 带长:

L0 ? 2a0 ?

?
2

(d1 ? d 2 ) ?

(d 2 ? d1 ) 2 4a0

3.14 (254 ? 125) 2 ? 2 ? 400 ? ? (125 ? 254) ? ? 1405 mm 2 4 ? 400

查表取相近的基准长度 Ld , Ld ? 1400 。 mm L ? L0 ? 397.5m m 带传动实际中心距 a ? a0 ? d 2 [5]验算小带轮的包角: 一般小带轮的包角不应小于 120? 。
?1 ? 180? ?
d 2 ? d1 ? 57.3? ? 161.4? ? 120? a

合适。

[6]确定带的根数

Z?
其中:

p ca (p1 ? ?p1 )k ? k L

?p0 - i ? 1 时传递功率的增量;
k? -按小轮包角 ? ,查得的包角系数;
k L -长度系数;

为避免 V 型带工作时各根带受力严重不均匀, 限制根数不大于 10。 由文献[1]查表 10-7 取 P1 ? 1.95kW, ?P1 ? 0.17kW; 从文献[1]中表 10-5 查取 K a ? 0.84, 表 10-2 查取

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K L ? 0.96; 则

Z?

4.048 ?3 (1.95 ? 0.17) ? 0.84 ? 0.96

[7]计算带的张紧力 F0

F0 ? 500
其中:

pca 2.5 ? k? ( ) ? qv2 vZ k?

p ca -带的传动功率,KW;
v-带速,m/s; q-每米带的质量,kg/m;取 q=0.17kg/m 8.25 2.5 ? 0.9 F0 ? 500 ? ?( ) ? 0.17 ? 9.42 2 ? 194 .2 N 9.42 ? 3 0.95

[8]计算作用在轴上的压轴力
?1 161.4 ? FQ ? 2ZF0 sin ? 2 ? 3 ? 193.7 ? sin ? 1522N 2 2

[9]V 带轮的结构设计 V 带轮的结构如下图所示

图 3-4 V 带轮结构图

d1 ? (1.8 ~ 2)d ? 2 ? 22 ? 44mm B ? ( Z ? 1)e ? 2f ? (3 ? 1) ? 15 ? 2 ? 9 ? 48mm 1 1 1 C ' ? ( ~ )B ? ? 48 ? 8mm 7 4 6 L ? (1.5 ~ 2)d ? 2 ? 22 ? 44mm

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考虑到对齿轮及传动系统轴的保护,且不论在何种速度时,都能使带轮轴和Ⅰ轴随 时接合或分离,动力传动到Ⅰ轴时冲击、振动较小,过载时可以发生打滑,并达到最大 转矩可以调节的目的,大带轮轴和Ⅰ轴之间用多盘摩擦离合器连接。多盘摩擦离合器结 构图如图 3-5 所示:

图 3-5 多盘摩擦离合器结构图

3.4 齿轮传动设计
3.4.1 第一变速组齿轮的结构尺寸 已 知 : V 带 效 率 为 ?1 ? 0.96, , 轴 承 ( 对 ) 效 率 为 ?2 ? 0.97, 传 递 功 率

p ? ? Pd ?1?2 ? 3.80kW ,主动轮转速 V ? 710, ,最大传动比 i ? u ? 2 ,载荷平稳,单向
回转,单班制工作,工作期限 10 年,每年按 300 天计,原动机为电动机。 解:材料、热处理方法。可选一般齿轮材料如下:小齿轮选用 45 号钢,调制处理,
HB1 ? 450 HBS ;大齿轮选用 45 号钢,正火处理, HB 2 ? 410 HBS ,硬质差 40 HBS ,在

规定的 30~50 范围内。 选择精度等级。减速器为一般齿轮传动,估计圆周速度不大于 6 m ?s ,根据参考文献 [1]中的表 8-4,初选 8 级精度。 按齿面接触疲劳强度设计齿轮,齿轮承载能力应由齿面接触疲劳强度决定。
?

d1 ? ?????

??I ? u ? 1? ?du?????

1) 载荷系数 K:查参考文献[1]中表 8-5,取 K=1.2. 2) 转矩 T1 :

T? ? 9550?

Pd?1? 2 4 ? 0.96 ? 0.99 ? 9550? ? 51.13( N ? m) nm 710

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3) 接触疲劳许用应力 ??

H

?:
?? H ? ? z N ? ? h lim sH
, ? H lim 2 ? 850 MPa 。

由参考文献[1]的图 8-12 查得:

? H lim 1 ? 950 MPa

接触疲劳寿命系数 ZN :由公式 N= 60 ? n ? j ? Lh 得 、 ‘】 N1 ? 60? 710?10? 300? 8 ? 1.02?109
N2 ? N 1 1.02 ? 109 ? ? 5.01? 108 i 2

查参考文献[1]的图 8-11,得 Z N1 ? 1? N1 ? N0 ? N0 ? 109 ?

ZN 2 ?1.05
按一般可靠性要求,查参考文献[2]的表 8-8,取 SH =1.1,则
?? H ?? ? Z N 1 ?? H lim1 SH ?? H ? ?
?

?

1 ? 950 ? 863? MPa 1.1 ? 1.05 ? 850 ? 811? MPa ? 1.1

Z N 2 ?? H lim 2 SH

4) 计算小齿轮分度圆直径 d 1 : 查参考文献[1]中的表 8-10,取 ? d ? 0.3
3

d 1 ? 76.57
取 d ? ? 60(mm)

KTI ? u ? 1? ? 76.57 ? du?? H ??

3

1.2 ? 51130 ? (2+1) ? 59.38( mm) 0.3 ? 2 ? 8112

5) 计算圆周速度 v :
V ?

?n1 d1
60 ? 1000

?

3.14 ? 710? 60 ? 2.23(m / s) 60 ? 1000

因 v ? 5m ? s ,故所取的八级精度合适。 ① 确定主要参数, 第一对齿轮(齿数 24/48)主要几何尺寸 1) 模数 m :

m?

d 60 ? ? 2.5(mm) z 24

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2) 分度圆直径:

d? ? 60(mm) d 2 ? 48 ? 2.5 ? 120(mm)
3) 中心距 a :

a ? (d1 ? d2 ) / 2 ? (60 ?120) / 2 ? 90(mm)
4) 齿根圆直径:

d f 1 ? m(Z1 ? 2ha ? 2c) ? 2.5 ? (24 ? 2 ? 1 ? 2 ? 0.25) ? 53.75(mm) d f 2 ? m(Z 2 ? 2ha ? 2c) ? 2.5 ? (48 ? 2 ? 1 ? 2 ? 0.25) ? 113.75(mm)
5) 齿顶圆直径:

d a1 ? m(Z1 ? 2ha ) ? 2.5 ? (24 ? 2 ?1) ? 65(mm)
d a 2 ? m(Z1 ? 2ha ) ? 2.5 ? (48 ? 2 ?1) ? 125(mm)
6) 齿宽 B:

b ? ?d d1 ? 0.3 ? 60 ? 18(mm)
经处理后取 b2 ? 20mm ,则 b1 ? b2 ? 5 ? 25(mm) 第二对齿轮(齿数 30/42)的主要几何尺寸 1) 分度圆直径:

d1 ? m1 z1 ? 2.5 ? 30 ? 75(mm)

d 2 ? m z2 ? 2.5 ? 42 ? 105(mm)
2) 齿根圆直径:

d f 1 ? m(Z1 ? 2ha ? 2c) ? 2.5 ? (30 ? 2 ? 1 ? 2 ? 0.25) ? 68.75(mm) d f 2 ? m(Z 2 ? 2ha ? 2c) ? 2.5 ? (42 ? 2 ?1 ? 2 ? 0.25) ? 98.75(mm)
3) 齿顶圆直径:

d a1 ? m(Z1 ? 2ha ) ? 2.5 ? (30 ? 2 ?1) ? 80(mm)
d a 2 ? m(Z1 ? 2ha ) ? 2.5 ? (42 ? 2 ? 1) ? 110(mm)
4) 齿宽 b :

b ? ?d d1 ? 0.3 ? 75 ? 22.5(mm)
经处理后取 b1 ? 25mm ,则 b2 ? b1 ??? 20(mm) 第三对齿轮(36/36)的主要几何尺寸 1) 分度圆直径:

d1 ? m1 z1 ? 2.5 ? 36 ? 90(mm)

d 2 ? m z 2 ? 2.5 ? 36 ? 90(mm)
2) 齿根圆直径:

- 14 -

蚌埠学院本科毕业设计(论文)

d f 1 ? m(Z1 ? 2ha ? 2c) ? 2.5 ? (36 ? 2 ?1 ? 2 ? 0.25) ? 83.75(mm) d f 2 ? m(Z 2 ? 2ha ? 2c) ? 2.5 ? (36 ? 2 ?1 ? 2 ? 0.25) ? 83.75(mm)
3) 齿顶圆直径:

d a1 ? m(Z1 ? 2ha ) ? 2.5 ? (36 ? 2 ? 1) ? 95(mm)

d a 2 ? m(Z1 ? 2ha ) ? 2.5 ? (36 ? 2 ? 1) ? 95(mm)
4) 齿宽 b :

b ? ?d d1 ? 0.3 ? 90 ? 27(mm)
经处理取 b1 ? b2 ? 30mm ② 按齿根弯曲疲劳强度校核。 由参考文献[1]中的式(8-5)得出 ? F ,若 ? F ? ?? F ? 则校核合格。 齿形系数 YF :由考文献[1];查表 8-6 得:

YF1 ? 2.65;YF 2 ? 2.35;
应力修正系数 Ys :查文献[1]中表 8-7 得:

YS1 ? 1.59;YS 2 ? 1.71;
由文献[1]中图 8-8 查得: ? F lim1 ? 500MPa,? F lim2 ? 450MPa 由文献[1]表 8-8 查得: S F ? 1.3 由文献[1]图 8-8 查得: YN1 ? YN 2 ? 1 所以:

[? F ] 1?

YN1? F lim1 1? 500 ? ? 384.62(MPa) SF 1.3

[? F ] 1?


YN 2? F lim2 1? 450 ? ? 346.15(MPa) SF 1.3

?F ?

2 KTY F 1Ys1 2 ? 1.0 ? 51130? 2.65 ? 1.59 ? ? 143.61( MPa ) ? [? F ]1 b1md 20 ? 2.5 ? 60 YF 2YF 2 2.35 ? 1.71 ? 143.61 ? 141.60( MPa ) ? [? F ]2 YF 1YF 1 2.47 ? 1.65

? F2 ? ? F

齿根弯曲疲劳强度校核合格。 3.4.2 第二变速组齿轮结构尺寸的设计 已 知 : V 带 效 率 为 ?1 ? 0.96, , 轴 承 ( 对 ) 效 率 为 ? 2 ? 0.99, 传 递 功 率

- 15 -

程京华:12 级变速机床传动系统设计

p?? ? Pd?1? 2? 3 ? 3.65kW ,主传动轮最低转速 v ? 355r / min, ,传动比 i ? 2.84 ,载荷
2

平稳,但想回转,单班制工作,工作期限 10 年,每年按 300 天计,原动机为电动机。 解: ①小齿轮选用 45 号钢,调质处理, HB1=450HBS ;大齿轮选用 45 号钢正火处理,
HB2=410HBS ,硬质差 40HBS ,在规定的 30~50 范围内。

②选择精度等级。估计圆周速度不大于 6m/s ,根据参考文献[1]中的表 8-4,初选 8 级精度。 ③ 齿面接触疲劳强度设计齿轮,齿轮承载能力应由齿面解除疲劳强度决 0 定。
3

d 1 ? 76.57
1)

KTII ? u ? 1? ? du?? H ??

载荷系数 K:参考文献[1]中的表 8-5,取 k ? 1.2 。

2) 转矩 TII :

T?? ? 9550?

2 Pd?1? 2 ? 3

nm

? 9550?

4 ? 0.96 ? 0.992 ? 0.97 ? 98.21( N ? m) 355

3) 接触疲劳许用应力 ?? H ? :

?? H ? ?

z? ? ??lim SH

由参考文献[1]中的图 8-12 查得: ??lim1=950MPa , ??lim2=850MPa 接触疲劳寿命系数 ZN :由公式 N= 60 ? n ? j ? Lh 得

N1 ? 60? 355?10? 300? 8 ? 5.01?108
N1 1.02 ? 109 N2 ? ? ? 2.5 ? 108 i 2

查参考文献[1]的图 8-11,得 ZN1 ?1? N1 ? N 0? N 0 ?109 ?

ZN 2 ? 1.05
按一般可靠性要求,查参考文献[1]的表 8-8,取 S H =1.1,则

?? H ?? ?
?? H ?? ?

Z N1 ? ? H lim1 1? 950 ? ? 863? MPa ? SH 1.1
ZN 2?? H lim 2 SH ? 1.05 ? 850 ? 811? MPa ? 1.1

4) 计算小齿轮分度圆直径 d 1 :

- 16 -

蚌埠学院本科毕业设计(论文)

查参考文献[1]中的表 8-10,取
3

? d ? 0.3
3

d 1 ? 76.57
取 d ? ? 66(m m)

KTI ? u ? 1? ? 76.57 ? du?? H ??

1.2 ? 98210 ? (2+1) ? 65.83( mm) 0.3 ? 2.82 ? 8112

5) 计算圆周速度 v :
V ?

?n1d1
60 ? 1000

?

3.14 ? 355? 60 ? 1.12(m / s) 60 ? 1000

因 v ? 5m ? s ,故所取的八级精度合适。 ④ 确定主要参数, 第一对齿轮(齿数 22/62)主要几何尺寸 1)模数 m :

m?
2)分度圆直径:

d 66 ? ? 3(mm) z 22

d1 ? 66(mm)

d 2 ? 62 ? 3 ? 186(mm)
3) 中心距 a :

a ? (d1 ? d2 ) / 2 ? (66 ? 186) / 2 ? 126(mm)
4) 齿根圆直径:

d f 1 ? m(Z1 ? 2ha ? 2c) ? 3 ? (22 ? 2 ?1 ? 2 ? 0.25) ? 58.5(mm)
d f 2 ? m(Z 2 ? 2ha ? 2c) ? 2.5 ? (62 ? 2 ?1 ? 2 ? 0.25) ? 178.5(mm)
5)齿顶圆直径:

d a1 ? m(Z1 ? 2ha ) ? 3 ? (22 ? 2 ?1) ? 71(mm)

da 2 ? m(Z1 ? 2ha ) ? 3? (62 ? 2 ?1) ? 192(mm)
6)齿宽 b :

b ? ?d d1 ? 0.3 ? 66 ? 19.8(mm)
经处理后取 b2 ? 20(mm) ,则 b1 ? b2 ? 5 ? 25(mm) 第二对齿轮(齿数 42/42)的主要几何尺寸 1) 分度圆直径:

d1 ? m1 z1 ? 3 ? 42 ? 126(mm)

d 2 ? m z2 ? 3 ? 42 ? 126(mm)

- 17 -

程京华:12 级变速机床传动系统设计

2) 齿根圆直径:

d f 1 ? m(Z1 ? 2ha ? 2c) ? 3 ? (42 ? 2 ? 1 ? 2 ? 0.25) ? 118.5(mm) d f 2 ? m(Z 2 ? 2ha ? 2c) ? 3 ? (42 ? 2 ? 1 ? 2 ? 0.25) ? 118.5(mm)
3) 齿顶圆直径:

da1 ? m(Z1 ? 2ha ) ? 3? (42 ? 2 ?1) ? 132(mm) da2 ? m(Z1 ? 2ha ) ? 3? (62 ? 2 ?1) ? 132(mm)
4) 齿宽 b :

b ? ?d d1 ? 0.3 ? 126 ? 37.8(mm)
经处理后取 b1 ? b2 ? 40(mm) ⑤ 按齿根弯曲疲劳强度校核。 由参考文献[1]中的式(8-5)得出 ? F ,若 ? F ? ?? F ? 则校核合格。 齿形系数 YF :由文献[1]查表 8-6 得:

YF1 ? 2.75, YF 2 ? 2.30
应力修正系数 Ys :查文献[1]中表 8-7 得:

YS1 ? 1.58; YS 2 ? 1.73;
由文献[1]图 8-8 查得: ? F lim1 ? 500MPa, ? F lim 2 ? 450MPa 由文献[1]表 8-8 查得: S F ? 1.3 由文献[1]图 8-8 查得: YN1 ? YN 2 ? 1 所以:

[? F ] 1?

YN1? F lim1 1? 500 ? ? 384.62( MPa) SF 1.3 YN 2? F lim2 1? 450 ? ? 346.15(MPa) SF 1.3

[? F ] 1?


?F ?

2 KTYF 1Ys1 2 ? 1.0 ? 98210 ? 2.75 ? 1.58 ? ? 143.68( MPa) ? [? F ]1 b1 md 30 ? 3 ? 66 YF 2 YF 2 2.30 ? 1.73 ? 143.68 ? 131.57( MPa) ? [? F ] 2 YF 1YF 1 2.75 ? 1.58

? F2 ? ? F

齿根弯曲疲劳强度校核合格。 3.4.3 第三变速组齿轮结构尺寸的设计 已 知 : V 带 效 率 为 ?1 ? 0.96, , 轴 承 ( 对 ) 效 率 为 ? 2 ? 0.99, 传 递 功 率

- 18 -

蚌埠学院本科毕业设计(论文)

p??? ? Pd?1? 3? 2 ? 3.51kW ,主传动轮最低转速 v ? 125r / min, ,传动比 i ? 4 ,载
2 3

荷平稳,但想回转,单班制工作,工作期限 10 年,每年按 300 天计,原动机为电动机。 解:小齿轮选用 45 号钢,高频淬火, HB1 ? 55HRC ;大齿轮选用 45 号钢,高频 淬火, HB2 ? 52HRC ,硬质差 30HBS ,在规定的 30~50 的范围内。选择精度等级。 估计圆周速度不大于 6m ? s ,根据参考文献[1]中的表 8-4,初选八级精度。
3

d 1 ? 76.57

KTII ? u ? 1? ? du?? H ??

载荷系数 K:参考文献[1]中的表 8-5,取 k ? 1.2 。 转矩 TII :

T??? ? 9550 ?

Pd?1? 3? 2
2 3

nm

? 9550 ?

4 ? 0.96 ? 0.99 3 ? 0.97 2 ? 267.84( N ? m) 125

接触疲劳许用应力 ?? H ? :

? H ? z? ???lim
SH
由参考文献[1]的图 8-12 查得 : ??lim1=1250MPa , 接触疲劳寿命系数 ZN :由公式 N= 60 ? n ? j ? Lh 得

??lim2=1200MPa

N1 ? 60 ?125?10 ? 300 ? 8 ? 1.8 ?108
N2 ? N1 1.08 ? 109 ? ? 4.5 ? 107 i 4

查参考文献[1]的图 8-11,得 ZN1 ? 1? N 1 ? N 0? N 0 ? 109 ? ZN 1 ? 1.14 按一般可靠性要求,查参考文献[1]的表 8-8,取 ZN 2 ? 1.2 按一般可靠性要求,查参考文献[2]表 8-8,取 SH ? 1.2 , 则

????? ?
????? ?

??? ???lim1 1.14 ?1250
SH ? 1.2

? 1188(MPa)

??? ? ??lim2 1.2 ?1200 ? ? 1200( MPa) SH 1.2

计算小齿轮分度圆直径 d 1 : 查参考文献[1]中的表 8-10,取

? d ? 0.3

- 19 -

程京华:12 级变速机床传动系统设计

d ? ? 76.573
取 d ? ? 90(mm) 计算圆周速度 v :

KT ? (u ? 1) 1.2 ? 267840? (4 ? 1) ? 76.573 ? 74.74(mm) 2 ?d u[? H ] 0.3 ? 4 ? 12002

V?

?n1 d1
60 ? 1000

?

3.14 ? 125 ? 90 ? 0.59(m / s) 60 ? 1000

因 v ? 5m ? s ,故所取的八级精度合适。 确定主要参数, 第一对齿轮(齿数 18/72)主要几何尺寸 1) 模数 m :

m?
2) 分度圆直径:

d 90 ? ? 5(mm) z 18

d ? ? 90(mm)
d 2 ? 72 ? 5 ? 360(mm)
3)中心距 a :

a ? (d1 ? d 2 ) / 2 ? (90 ? 360) / 2 ? 225(mm)
4) 齿根圆直径:

d f 1 ? m(Z1 ? 2ha ? 2c) ? 5 ? (18 ? 2 ?1 ? 2 ? 0.25) ? 77.5(mm)
d f 2 ? m(Z 2 ? 2ha ? 2c) ? 5 ? (72 ? 2 ? 1 ? 2 ? 0.25) ? 347.5(mm)
5) 齿顶圆直径:

d a1 ? m(Z1 ? 2ha ) ? 5 ? (22 ? 2 ?1) ? 100(mm)

da 2 ? m(Z1 ? 2ha ) ? 5 ? (72 ? 2 ?1) ? 370(mm)
6) 齿宽 b :

b ? ?d d1 ? 0.3 ? 90 ? 27(mm)
经处理后取 b2 ? 30(mm) ,则 b1 ? b2 ? 5 ? 35(mm) 第二对齿轮(齿数 60/30 的主要几何尺寸 1)分度圆直径:

d1 ? m1 z1 ? 5 ? 60 ? 300(mm)

d 2 ? m z 2 ? 5 ? 30 ? 150(mm)
2) 齿根圆直径:

- 20 -

蚌埠学院本科毕业设计(论文)

d f 1 ? m(Z1 ? 2ha ? 2c) ? 5 ? (60 ? 2 ? 1 ? 2 ? 0.25) ? 387.5(mm) d f 2 ? m(Z2 ? 2ha ? 2c) ? 5 ? (30 ? 2 ? 1 ? 2 ? 0.25) ? 137.5(mm)
3) 齿顶圆直径:

da1 ? m(Z1 ? 2ha ) ? 5 ? (60 ? 2 ?1) ? 310(mm) da2 ? m(Z1 ? 2ha ) ? 5 ? (30 ? 2 ?1) ? 160(mm)
4) 齿宽 b :

b ? ?d d1 ? 0.3 ? 150 ? 45(mm)
经处理后取 b2 ? 45(mm) 则 b1 ? b2 ? 5 ? 40(mm) 按齿根弯曲疲劳强度校核。 齿形系数 YF :由《机械设计基础》刘孝民主编;查表 8-6 得:
YF1 ? 2.91, YF 2 ? 2.30;

应力修正系数 Ys :查《机械设计基础》刘孝民主编中表 8-7 得:

YS1 ? 1.54; YS 2 ? 1.75;
由《机械设计基础》刘孝民主编;由图 8-8 查 0 得: ? F lim 1 ? 500MPa, ? F lim 2 ? 450MPa 由《机械设计基础》刘孝民主编;由表 8-8 查得: S F ? 1.3 由《机械设计基础》刘孝民主编;由图 8-8 查得: YN1 ? YN 2 ? 1 所以:

YN1? F lim1 1? 500 ? ? 384.62(MPa) SF 1.3 Y ? 1? 450 [? F ] 1? N 2 F lim2 ? ? 346.15(MPa) SF 1.3 [? F ] 1?


?F ?

2 KTYF 1Ys1 2 ? 1.0 ? 267840? 2.91 ? 1.54 ? ? 152.41( MPa) ? [? F ]1 b1m d 35 ? 5 ? 90 YF 2YF 2 2.30 ? 1.75 ? 152.41 ? 136.89( MPa) ? [? F ]2 YF 1YF 1 2.91 ? 1.54

?F ? ?F

齿根弯曲疲劳强度校核合格。

- 21 -

程京华:12 级变速机床传动系统设计

3.5 轴的设计
3.5.1 Ⅰ轴的设计计算 1) 选择轴的材料 由文献[1]中的表 11-1 和表 11-3 选用 45 号钢,调质处理,硬度 217 ? 225HBS ,

??

? ?? ? ??MPa , ? b

? ???MPa , ? s ? ???MPa 。

2) 按扭矩初算轴径 根据文献[1]中式(11-2) ,并查表 11-2,取 C=115,则

d ?C

3

3 3.80 P ? 115 ? 20.12(mm) n 710

考虑有键槽和轴承,轴加大 5%: d ? (1 ? 5%) ? 20.12 ? 21.12mm 所以取 d ? 22mm 3) 轴的结构设计

图 3-6 Ⅰ轴结构图

4) 确定轴各段直径和长度 Ⅰ段 直径 d1 ? 22mm l1 ? 100(离合器右段及套筒总长) Ⅱ段 直径 d2 ? 25m m (选择轴承内径, 初选用圆锥滚子轴承 30205, 宽度 15mm, 外径 52mm.) l2 ? 25mm (轴承宽及套筒长) Ⅲ段 直径 d3 ? 30m m l3 ? 160mm (安装齿轮段及变速时齿轮的滑移距离总 长) Ⅳ段直径 d2 ? 25m m (选择轴承内径, 初选用圆锥滚子轴承 30205, 宽度 15mm, 外径 52mm.) l2 ? 25mm (轴承宽及套筒长) 所以总长 l ? 310mm 5) 轴的强度校核 已知小齿轮 d1 ? 60mm, T1 ? 51130N ? mm; La ? Lb ? 90mm. 求圆周力 Ft , 径向力 Fr

- 22 -

蚌埠学院本科毕业设计(论文)

Ft ? 2T? / d1 ? 2 ? 51130/ 60 ? 1704 N ) ( Fr ? Ft ? tan ? ? 1704 ? tan 20 ? 602( N )
轴的支持反力

Fay ? Fby ? Fr / 2 ? 602 / 2 ? 301N
水平面弯矩

M c1 ? La Fay ? 90 ? 301 ? 27090 N ? mm) (
轴承支反力

Faz ? Fbz ? Ft / 2 ? 1704 / 2 ? 852( N )
垂直面的弯矩

M c 2 ? La Faz ? 90 ? 852 ? 76680 N ? mm) (
合成弯矩
Mc ? M c1 ? M c 2
2 2 2 2 ? (27090 ? 76680 )1 / 2 ? 813246( N ? m m) .

转矩
T ? 51130 N ? mm

转矩产生的剪力按脉动循环变化,取 ? ? 0.6 ,截面 C 处的当量弯矩:

M cc ? [M c2 ? (?T ) 2 ]1 / 2 ? 869185( N ? mm) .
校核危险截面 C 的强度

? ? M ec /(0.1d4 ) ? 869185 /(0.1 ? 323 ) ? 26.53MPa ? [? ?1 ] ? 55MPa .
该轴强度足够。 3.5.2 Ⅱ轴结构设计 1) 选择轴的材料 由文献[1]中的表 11-1 和表 11-3 选用 45 号钢,调质处理,硬度 217 ? 225HBS ,

??

? ?? ? ??MPa , ? b

? ???MPa , ? s ? ???MPa 。

2) 按扭矩初算轴径 根据文献[1]中式(11-2) ,并查表 11-2,取 C=115,则

d ?C

3

3 3.65 P ? 115 ? 25(mm) n 355

考虑有键槽,轴加大 5%: d ? (1 ? 5%) ? 25 ? 26.25mm 所以取最小 d=30mm 3) 轴的结构设计

- 23 -

程京华:12 级变速机床传动系统设计

图 3-6 Ⅱ轴结构图

4) 确定轴各段直径和长度 Ⅰ段 直径 d1 ? 30m m(选择左端轴承内径,初选用圆锥滚子轴承 30206,宽度 16mm,外径 62mm.) l1 ? 25m m(轴承内径及套筒长) Ⅱ段 l2 轴肩高 h ? (0.07 ~ 0.1)d1 ? (0.07 ~ 0.1) ? 40 ? 2.8 ~ 4(mm) 考虑到要用花 键连接,初选键的型号为 8 ? 32 ? 36 ? 6 ,所以直径 d 2 ? 36m m, l2 ? 530mm (第 一传动组、 第二传动组滑移齿轮安装, 中间轴承宽度, 初选中间轴承为 NN3007E, 20mm, 宽 外径 62mm,且考虑箱体铸造时的方便) Ⅲ段直径 d 3 ? 30m m(选择右端轴承内径,初选用圆锥滚子轴承 30206,宽度 16mm,外径 62mm.) l3 ? 25mm (轴承内径及套筒长) 所以总长 l ? 580 mm 。 5) 轴的强度校核 已知小齿轮 d1 ? 66mm, T1 ? 98210 ? mm la ? 60mm, lb ? 270mm 求圆周力 Ft , N ; . 径向力 Fr

Ft ? 2T? / d1 ? 2 ? 98210/ 66 ? 2976 N ) ( Fr ? Ft ? tan ? ? 2976 ? tan 20 ? 1086 N ) (
轴的支持反力
Ft1 ? Fr lb 270 ? 2976 ? ? 2434 N ) ( la ? lb 60 ? 270 la 60 ? 1086 ? ? 197.5( N ) la ? lb 60 ? 270

Fr 2 ? Fr

垂直面的弯矩

M c 2 ? la Ft1 ? 60 ? 1637 ? 98220 N ? mm) (
轴承支反力

- 24 -

蚌埠学院本科毕业设计(论文)

Fr1 ? Fr

lb 270 ? 1086 ? ? 888.5( N ) la ? lb 60 ? 270 la 60 ? 1086 ? ? 197.5( N ) la ? lb 60 ? 270

Ft 2 ? Fr

水平面弯矩

M c1 ? l a Fr1 ? 60 ? 888.5 ? 53310( N ? mm)
合成弯矩
Mc ? M c1 ? M c 2
1 2 2 2 ? (53310 ? 98220 )1 / 2 ? 111754 N ? m m) (

转矩
T ? 98210 N ? mm

转矩产生的剪力按脉动循环变化,取 ? ? 0.6 ,截面 C 处的当量弯矩:

M cc ? [M c2 ? (?T ) 2 ]1 / 2 ? 1263378( N ? mm) .
校核危险截面 C 的强度

? ? M ec /(0.1d 4 ) ? 1263378 /(0.1 ? 343 ) ? 32.14MPa ? [? ?1 ] ? 55MPa .
该轴强度足够。 3.5.3 Ⅲ轴结构设计 1) 选择轴的材料 由文献[1]中的表 11-1 和表 11-3 选用 45 号钢,调质处理,硬度 217 ? 225HBS ,

??

? ?? ? ??MPa , ? b

? ???MPa , ? s ? ???MPa 。

2) 按扭矩初算轴径 根据文献[1]中式(11-2) ,并查表 11-2,取 C=115,则

d ?C

3

3 3.51 P ? 115 ? 34.95(mm) n 125

有键槽和轴承,轴加大 5%: d ? (1 ? 5%) ? 34.95 ? 36.70mm 取 d ? 40mm (考虑到安装轴承处最细,应以轴承内径为准,初选轴承 30208,宽 18mm,外径 80mm) 3) 轴的结构设计

- 25 -

程京华:12 级变速机床传动系统设计

图 3-7 Ⅲ轴结构图

4) 确定轴各段直径和长度 Ⅰ段 直径 d1 ? 40mm.(选择轴承内径,初选轴承 30208,宽 18mm,外径 80mm)

l1 ? 20m m
Ⅱ段 l2 轴肩高 h ? (0.07 ~ 0.1)d1 ? (0.07 ~ 0.1) ? 40 ? 2.8 ~ 4(mm) 考虑到要用花

m 键连接,初选键的型号为 8 ? 42 ? 46 ? 8 ,所以取 d 2 ? 46m m, l2 ? 308 m(考
虑变速时齿轮的滑移距离及箱体铸造时的方便) Ⅲ段 直径 d 3 ? 40m m(选择轴承内径,初选轴承 30208,宽 18mm,外径 80mm)

l3 ? 20m m
所以总长 l ? 348 mm 。 5) 轴的强度校核 已知小齿轮 d1 ? 90mm,T1 ? 267840N ? mm;la ? 225mm, lb ? 103mm. 求圆周力

Ft ,径向力 Fr
Ft ? 2T? / d1 ? 2 ? 267840/ 90 ? 5952 N ) ( Fr ? Ft ? tan ? ? 5952 ? tan 20 ? 2166 N ) (
轴承支反力

Fr1 ? Fr

lb 103 ? 2166 ? ? 680.2( N ) l a ? lb 225 ? 103
la 225 ? 2166 ? ? 1485 8( N ) . l a ? lb 225 ? 103

Fr 2 ? Fr

水平面弯矩

M c1 ? lb Fr 2 ? 103 ? 14858 ? 1530398( N ? mm) . .
轴的支持反力

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Ft1 ? Fr

lb 103 ? 5952 ? ? 1869 1( N ) . l a ? lb 225 ? 103 la 225 ? 5952 ? ? 4082 9( N ) . l a ? lb 225 ? 103

Fr 2 ? Fr

垂直面的弯矩

M c 2 ? la Ft1 ? 18691. ? 225 ? 4205475( N ? mm) . .
合成弯矩
Mc ? M c1 ? M c 2
2 2

? (15303982 ? 42054752 )1 / 2 ? 4475281( N ? m m) . . .
T ? 267840 N ? mm

转矩 转矩产生的剪力按脉动循环变化,取 ? ? 0.6 ,截面 C 处的当量弯矩:

M cc ? [M c2 ? (?T ) 2 ]1 / 2 ? 4755073( N ? mm) .
校核危险截面 C 的强度

? ? M ec /(0.1d 4 ) ? 4755073 /(0.1 ? 453 ) ? 52.2MPa ? [? ?1 ] ? 55MPa .
该轴强度足够。

3.6 主轴结构设计
1)选择轴的材料 由于主轴承受的扭矩较大并且是空心轴, 由文献[2]中的表 11-1 和表 11-3 所以选

H 用 35Si Mn 调 质 处 理 , 硬 度 2 2 9? 2 8 6B S , ?? ? s ? ???MPa 。
2)按扭矩初算轴径

? ?? ? ??MPa

, ? b ? ???MPa ,

根据文献[1]中式(11-2) ,并查表 11-2,取 C=115,则

d ?C

3

3 3.37 P ? 115 ? 38(mm) n 90

有键槽和轴承,由于主轴为空心轴轴加大 70%: d ? (1 ? 70%) ? 38 ? 64.6(mm) 取 d ? 70mm 3) 轴的结构设计

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程京华:12 级变速机床传动系统设计

图 3-8 主轴结构图

4) 确定轴各段直径和长度 Ⅰ段 d1 ? 60m m l1 ? 20m m Ⅱ段 d 2 ? 65m m, l2 ? 55m m(考虑到密封和端盖所以取) Ⅲ段 d3 ? 65m m,l3 ? 26m m(轴承的安装,初选圆柱滚子轴承 NN3013E, 宽度 26mm,内径 65 慢慢,外径 100mm) Ⅳ段 d 4 ? 70m m, l4 ? 720m m(考虑变速时齿轮的滑移及箱体铸造时的 方便) Ⅴ段 d 5 ? 80m m, l5 ? 34m m(选择主轴右端轴承,初选轴承 NN3016E,宽 34mm,内径 80,外径 125mm) Ⅵ段 d 6 ? 80m m, l6 ? 4mm, d7 ? M 86 X 1.5 , l9 ? 11mm , d8 ? 80mm ,

l8 ? 6mm (考虑端盖的安装,挡油环安装螺纹的加工)
Ⅶ段 d9 ? 134m m, l9 ? 3mm, d10 ? 130mm , l10 ? 11mm (用于安装卡盘等 机构) Ⅶ段 工艺椎体,锥度为 1 :12 轴的总长 l ? 890mm 。 4)验算轴的疲劳强度 已 知 齿 轮 d1 ? 360mm, T1 ? 357230 ? mm l a ? 605mm, lb ? 153mm 求 圆 周 N ; . 力 Ft ,径向力 Fr

Ft ? 2T? / d1 ? 2 ? 357230/ 360 ? 1984( N ) Fr ? Ft ? tan? ? 1984? tan 20 ? 722( N )
轴承支反力

Fr1 ? Fr

lb 153 ? 722? ? 145.7( N ) l a ? lb 605? 153

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蚌埠学院本科毕业设计(论文)

Fr 2 ? Fr
水平面弯矩

la 605 ? 722? ? 576.3( N ) l a ? lb 605? 153

M c1 ? la Fr1 ? 605?145.7 ? 881485( N ? mm) .
轴的支持反力

Ft1 ? Fr

lb 153 ? 1984? ? 400.5( N ) l a ? lb 605? 153 la 605 ? 1984? ? 1583 5( N ) . l a ? lb 605? 153

Fr 2 ? Fr
垂直面的弯矩

M c 2 ? la Ft1 ? 605? 400.5 ? 2423025( N ? mm) .
合成弯矩

M c ? M c1 ? M c 2 ? (8814852 ? 24230252 )1 / 2 ? 2578384( N ? mm) . . .
转矩

T ? 357230N ? mm 转矩产生的剪力按脉动循环变化,取 ? ? 0.6 ,截面 C 处的当量弯矩:
M cc ? [M c2 ? (?T ) 2 ]1/ 2 ? 3352931( N ? mm) .
校核危险截面 C 的强度

??

d D

?

45 ? 0.64 70

? ? M ec /[0.1d 3 (1 ? ? 4 )] ? 3352931/[0.1X 453 (1 ? 0.644 )] ? 44.21MPa ? [? ? ] ? 71MPa .
该轴强度足够。

3.7 轴承的校核
3.7.1 Ⅰ轴上的轴承校核 1) 确定参数 已知计算转速为 n1 ? 710r/min,两轴承径向反力为 Fr1 ? Fr 2 ? 852N 。

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初选圆锥滚子轴承 30205 型,额定动载荷 Cr ? 32.2kN ,额定静载荷 C0r ? 37kN 。 根据文献[1]中表 (12-6) 按减速器, f p ? 1 , 取 由文献中表 12-8 的温度系数 fT ? 1 。 根 据 根 据 文 献 [1] 中 式 ( 12-1 ) 及 表 12-7 得 压 紧 端 轴 承 当 量 载 荷

P2 ? f P ( xFr1 ? yFt ) ? 1? (0.4 ? 852? 1.6 ?1704 ? 20448( N ) ) .
滚子轴承的寿命系数 10/3,取 3。 2) 轴承的寿命计算 由文献[1]中式(12-6)得
Lh ? 106 f T C 3 106 1 ? 36000 3 ( ) ? ( ) ? 128249h) ? 38400 h) ( ( 60n P 60 ? 710 2044 8 .

预期寿命满足 3.7.2 Ⅱ轴上的轴承校核 1)确定参数 Ⅱ轴上一共三个轴承, 已知计算转速为 n1 ? 355r/min,左, 中间轴承从Ⅰ轴上齿轮 传 递 径 向 反 力 为 Fr1 ? Fr 2 ? 852N , 中 间 和 右 边 轴 承 承 受 径 向 反 力 为

Fr 3 ? 598N , Fr 4 ? 488N 。
初 选 承受 Fr1 圆锥 滚子轴承 30206 型,额定动载荷 Cr ? 43.3kN ,额定静载 荷

C0r ? 50.5kN 。而承受 Fr 3 的轴承是 NN3007E 型,额定动载荷 Cr ? 46.5kN ,额定静载荷 C0r ? 48.0kN 。初选承受 Fr 4 圆锥滚子轴承 30206 型,额定动载荷 Cr ? 43.3kN ,额定静
载荷 C0r ? 50.5kN 。 根据文献[1]中表 (12-6) 按减速器, f p ? 1 , 取 由文献中表 12-8 的温度系数 fT ? 1 。 根据根据文献[1]中式(12-1)及表 12-7 得 当量载荷

P ? f P ( xFr1 ? yFt1 ) ? 1278 N ) ( 1 P2 ? f P ( Fr 2 ? Fr 3 ) ? 1? (852? 488) ? 2010 N ) ( P3 ? f P ( xFr 4 ? yFt 4 ) ? 732( N )

滚子轴承的寿命系数 10/3,取 3。 2)轴承的寿命计算 由文献[1]中式(12-6)得

Lh1 ?

106 f T C 3 106 1? 19500 3 ( ) ? ( ) ? 166775(h) ? 38400(h) 60n P 60 ? 355 1278

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Lh 2 ? Lh3 ?

106 f T C 3 106 1 ? 46500 3 ( ) ? ( ) ? 581287(h) ? 38400(h) 60n P1 60 ? 355 2010 106 f T C 3 106 1 ? 19500 3 ( ) ? ( ) ? 482332(h) ? 38400(h) 60n P2 60 ? 355 732

预期寿命满足 3.7.3 III 轴上的轴承校核 1) 确定参数 Ⅲ轴上一共两个轴承, 已知计算转速为 n1 ? 125r/min,从Ⅱ轴上齿轮传递径向反力 为 Fr ? 181N 。 初 选 承 受 Fr 圆 锥 滚 子 轴 承 30208 型 , 额 定 动 载 荷 Cr ? 63kN , 额 定 静 载 荷

C0r ? 74kN 。
根据文献[1]中表 (12-6) 按减速器, f p ? 1 , 取 由文献中表 12-8 的温度系数 fT ? 1 。 根据根据文献[1]中式(12-1)及表 12-7 得 压紧端轴承当量载荷

P2 ? f P ( xFr ? yFt 2 ) ? 1604 N ) (

滚子轴承的寿命系数 10/3,取 3。 2) 轴承的寿命计算 由文献[1]中式(12-6)得

106 f T C 3 106 1 ? 46500 3 Lh 2 ? ( ) ? ( ) ? 324851(h) ? 38400(h) 60n P1 60 ? 125 1604
预期寿命满足 3.7.4 主轴上的轴承校核 主轴上一共三个轴承, 已知计算转速为 n1 ? 90r/min,左,Fr1 ? 181N , Fr 2 ? 541N , 总体来说主轴轴承承受齿轮传动的力不大,按一般的校核一定满足要求寿命要求,但是 主轴是的要求很高,必须保证主轴的传动稳定,和刚度要求,所以主轴双排圆柱滚子轴 承及单排圆柱滚子轴承,左边的选择 NN3013E,额定动载荷 Cr ? 89.8kN ,额定静载荷 中间的轴承是 N214E 型, 额定动载荷 Cr ? 112kN , 额定静载荷 C0r ? 135kN 。 C0r ? 102kN 。 右边圆柱滚子轴承 NN3016 型,额定动载荷 Cr ? 158kN ,额定静载荷 C0r ? 192kN 。而且 预期寿命满足。

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3.8 键的选用和强度校核
3.8.1 Ⅰ轴上的键的选用和强度校核 <1> Ⅰ轴与大带轮链接采用平键链接 1) 轴径 d1 ? 22mm , L1 ? 50m m,传递扭矩 T1 ? 51130 ? mm。 N 2) 选用 C 型平键,键 C8 ? 7 ? 45, GB / T1096? 1979, l ? L ? b ? 45 ? 4 ? 41(mm) 。 3) 由文献[1]中表 7-9 得 [? ] p ? 100MPa,[? ] ? 90MPa 。 4) 根据文献[1]中式(7-14)和式(7-15)得

? P ? 4T1 / dhl ? 4 ? 51130/(22 ? 7 ? 41) ? 32.4MPa ? [? ]P ? 110MPa
挤压强度满足

? ? 2T1 / dbl ? 2 ? 51130/(22 ? 8 ? 41) ? 14.2MPa ? [? ]P ? 110MPa
抗剪切强度满足。 <2>Ⅰ轴与齿轮的联接采用平键联接 1) 轴径 d1 ? 30mm , L1 ? 25mm(齿轮宽度) ,传递扭矩 T1 ? 51130 ? mm。 N 2) 选用 B 型平键,键 B10 ? 8 ? 18, GB1096 ? 79 , l ? 18(mm) 。 3) 由文献[1]中表 7-9 得 [? ] p ? 100MPa,[? ] ? 90MPa 。 4) 根据文献[1]中式(7-14)和式(7-15)得

? P ? 4T1 / dhl ? 4 ? 51130/(32 ? 8 ?18) ? 44.39MPa ? [? ]P ? 110MPa
挤压强度满足

? ? 2T1 / dbl ? 2 ? 51130/(32 ?10 ?18) ? 17.78MPa ? [? ]P ? 110MPa
抗剪切强度满足。 由于Ⅰ轴与齿轮的联接情况一样,所以另外的两个齿轮与Ⅰ轴同样选用 C 型平键, 键 B10 ? 8 ? 18, GB1096 ? 79 ,也满足要求。无需重复校核。 3.8.2 II 轴上的键的选用和强度校核 1)轴与齿轮的联接采用花键联接,轴径 d1 ? 36mm ,传递扭矩 T1 ? 98210 ? mm N 2)选用 8 ? 32 ? 36 ? 6 花键。 3) 由文献[1]中表 7-9 得 [? ] p ? 100MPa,[? ] ? 90MPa 。 4) 根据文献[1]中式(7-14)得

? P1 ? 2T1 ?103 /?zdhl ? [? ]P ? 100MPa
挤压强度满足

? ? 2T1 ?103 /?zdbl ? [? ] ? 90MPa

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蚌埠学院本科毕业设计(论文)

抗剪切强度满足。 3.8.3 Ⅲ轴上的键的选用和强度校核 1)轴与齿轮的联接采用花键联接,轴径 d ? 46 mm ,传递扭矩 T1 ? 98210 ? mm。 N 2)选用 8 ? 42 ? 46 ? 8 花键。 3) 由文献[1]中表 7-9 得 [? ] p ? 120MPa,[? ] ? 100MPa 。 4) 根据文献[1]中式(7-14)得

? P1 ? 2T1 ?103 /?zdhl ? [? ]P ? 120MPa
挤压强度满足

? ? 2T1 ?103 /?zdbl ? [? ] ? 100MPa
抗剪切强度满足。 3.8.4 主轴上的键的选用和强度校核 1) 轴与齿轮的联接采用平键联接,轴径 d1 ? 70mm , L1 ? 45mm(齿轮宽度 , )
L2 ? 40mm(齿轮宽度 ,传递扭矩 T1 ? 357230 ? mm 。 ) N

2) 齿 宽 为 L1 ? 45mm(齿轮宽度) , 选 用 B 型 平 键 , 由 于 主 轴 空 心 所 以 选 择 键
B20 ? 12 ? 40, GB1096? 79 , l ? 40(mm) 。 L2 ? 40mm(齿轮宽度 选用 B 型平键,键 )

B20 ? 12 ? 30, GB1096? 79 , l ? 30(m m) 。

3) 由文献[1]中表 7-9 得 [? ] p ? 110MPa,[? ] ? 100MPa 。 4) 根据文献[1]中式(7-14)和式(7-15)得

? P1 ? 4T1 / dhl ? 4 ? 357230 70?14? 40) ? 31.9MPa ? [? ]P ? 110MPa /(
? P 2 ? 4T1 / dhl ? 4 ? 357230 70?14? 25) ? 51.0MPa ? [? ]P ? 110MPa /(
挤压强度满足

? 1 ? 2T1 / dbl ? 2 ? 357230 70? 22? 40) ? 10.2MPa ? [? ]P ? 100MPa /(
? ? 2T1 / dbl ? 2 ? 357230 70? 22? 25) ? 16.2MPa ? [? ]P ? 100MPa /(
抗剪切强度满足。

3.9 轴承端盖的设计
1) Ⅰ轴前端盖结构图 结构图如下图 3-9 所示,密封槽尺寸按毛毡的标准尺寸

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程京华:12 级变速机床传动系统设计

图 3-9 Ⅰ轴前端盖

2) Ⅱ轴、Ⅲ轴的端盖结构图下图 3-10 所示 由于Ⅱ轴、Ⅲ轴作用相同,所以结构也相同,只是相应 ?65、?100 为 ?68、?106

图 3-10 Ⅱ轴前端盖

3) 主轴的轴承端盖如下图

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图 3-11 主轴前端盖

图 3-12 主轴后端盖

4 箱体的结构设计
4.1 箱体材料
箱体多采用铸造方法获得, 也有用钢板焊接而成。 铸造箱体常用材料为 HT150,强度 要求较高的箱体用 HT200,只有热变形要求小的情况下才采用合金铸铁,采用 HT200。 与床身做成一体的箱体材料应根据床身或导轨的要求而定。箱体要进行时效处理。

4.2 箱体结构
1) 箱体结构设计要点 根据齿轮传动的中心距、齿顶圆直径、齿宽 等几何尺寸,确定减速器的箱体的内 部大小。由中心距确定箱体的长度,由齿顶圆直径确定箱体的高度。由齿宽来确定箱体 的宽度。依据铸造(或焊接)箱体的结构尺寸、工艺要求,确定箱体的结构尺寸,绘制 箱体。如箱盖,箱座及螺栓的尺寸。根据齿轮的转速确定轴承润滑的方法与装置,选择 轴承端盖的类型。附件设计与选择。同时,可以进行轴系的结构设计,选择轴承和联轴 器。
表 4-1 箱体的尺寸

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名称 箱座壁厚 箱盖壁厚

符号

尺寸关系 24 20

?

?1
b1
b

箱盖凸缘厚 箱座凸缘厚 箱座底凸缘厚 地脚螺钉数目 轴承旁凸台半径 外箱壁至轴承端面距离 铸造过渡尺寸

10 10 35 18

b2

n
R1 l1
x、 y

C2

C1 ? C 2 ? (5 ? 10)
“一般标准” “铸造过渡斜度” 中的

齿轮顶圆与内箱壁距离

?1
?2

? 1.2?
??

齿轮端面与内箱壁距离

箱盖、箱座肋厚

m1、m 2

m1 ? ??????、m2 ? ?????

2) 铸造工艺性要求 为了便于铸造以及防止铸件冷却时产生缩孔或裂纹, 箱体的结构应有良好的铸造工 艺性。 3) 加工工艺性对结构的要求 由于生产批量和加工方法不同,对零件结构有不同要求,因此设计时要充分注意加 工工艺对结构的要求。 4) 装配工艺对结构的要求 为了更快更省力地装配机器,必须充分注意装配工艺的要求,下图为主轴箱展开图

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图 4-1 主轴箱展开图

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,其中半精加工、精加工和没有油式摩擦离合器的 机床,采用油泵进行强制的箱内循环或箱外循环润滑效果好。粗加工机床多采用结构简 单的飞溅润滑点。 1) 飞溅润滑 要求贱油件的圆周速度为 0.6~8 米/秒, 贱油件浸油深为 10~20 毫米 (不大于 2~ 3 倍轮齿高) 速度过低或浸油深度过浅, 。 都达不到润滑目的, 速度过高或浸油深度过深, 搅油功率损失过大产生热变形大,且油液容易气化,影响机床的正常工作。油的深度要 足够,以免油池底部杂质被搅上来。 2) 进油量的大小和方向 回油要保证畅通,进油方向要注意角接触轴承的泵油效应,即油必须从小端进大端 出。箱体上的回油孔的直径应尽可能的大些,一般应大于进油孔的直径。箱体上放置油

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程京华:12 级变速机床传动系统设计

标,一边及时检查润滑系统工作情况。 3) 放油孔 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。 4) 防止或减少机床漏油

① 箱体上外漏的最低位置的孔应高出油面。 ② 轴与法兰盖的间隙要适当,通常直径方向间隙 1~1.5 毫米。 ③ 主轴上常采用环形槽和间隙密封,效果要好,槽形的方向不能搞错。 ④ 箱盖处防漏油沟应设计成沟边向箱体油沟内侧偏一定距离,大约为 3~5 毫米。

5.2 润滑油的选择
润滑油的选择与轴承的类型、尺寸、运转条件有关,速度高选粘度低的,反之选粘 度高的。润滑油粘度通常根据主轴前颈和主轴最高转速选。

6 总



在本次系统设计中,我了解了组合机床及液压系统设计的过程及相关的方法,使自己 在本科阶段所学的知识得到了充分的利用,达到了实践与理论的结合。 在设计过程中,发现了自己在专业知识方面的欠缺,基础知识掌握得不够牢固,不能 灵活运用以往所学理论,通过这三个月的努力,查漏补缺,广泛地查阅了大量的参考资 料,才使自己慢慢地了解掌握了该机床系统的设计过程。通过反复的论证,总结,才最 终确定了本次设计的最终方案。但是由于时间紧迫,任务相对较重,本次设计存在着不 足之处,以后的生活学习的过程中还要努力力求精益求精。 本次设计是对我大学知识能力的整体考察、同时也是对一些知识的温故。通过毕业设 计的锻炼, 我初步懂得了用已经掌握的知识解决实际问题的能力。 这种锻炼是多方面的, 有发现主要问题的并解决它的能力,有实际动手的能力,查阅搜集资料的能力,这为我 即将踏上工作岗位作一次实战演练。可是由于本人能力有限,并且缺乏大型设计经验, 因此在设计过程中难免存在错误与不足之处。希望老师提出宝贵的意见,我一定多多自 省,争取在今后的工作中做得更好 总之,在同学们的帮助及自己努力,再加上老师的悉心指导下,我终于顺利地完成

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了这次毕业设计任务。本次设计巩固和深化了课堂理论教学的内容,锻炼和培养了我综 合运用所学过的知识和理论的能力,是我独立分析、解决问题的能力得到了强化。

7 致



在本文结束之际,首先要向我的指导老师王月英老师表示衷心的感谢。在我的整个 毕业论文写作期间,得到王老师的悉心指导,并提供了充分的论文资料,使我能够顺利 完成我的毕业设计。她知识渊博,治学严谨,而又平易近人的工作作风给我留下了深刻 的印象。 这些不仅在学业上对我帮助很大, 而且在今后实际工作中也必将使我终生受益。 其次,我还要感谢和我一起接受王老师指导的我的同学们,谢谢你们给予了我很多 的帮助和支持,没有你们的帮助和支持我想我不可能完成我的毕业设计,是你们平时的 帮助,建设性的修改意见和建议,才使得我在最短的时内完成了我的设计任务,也使我 在这次的毕业设计中受益匪浅,非常感谢你们。 最后,再次向王月英老师表示衷心的感谢,同时也谢谢在我本科学习阶段关心和帮 助过我的老师及我们机械设计制造及其自动化专业的同学, 谢谢你们为我提供了良好的 学习条件,是我能够顺利的完成学业,谢谢你们。

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程京华:12 级变速机床传动系统设计

8 参 考 文 献
[1]《金属切削机床指导书》工程学院机械制造教研室主编; [2]《机械零件手册》主编:周开勤,第五版,高等教育出版社,2001 年 7 月; [3]《机床设计手册》编写组主编.机床设计手册.北京:机械工业出版社,1980 年 8 月; [4]《机械设计基础课程设计指导》主编:林远艳,华南理工大学出版社,2008 年 8 月; [5]《机械设计》主编:濮良贵.纪名刚,高等教育出版社,2010 年 9 月; [6]《机械设计基础》主编:刘孝民.黄卫萍,华南理工大学出版社,2006 年 8 月; [7]《现代机械设计》主编:杨汝清,上海科科学技术文献出版社,2000 年; [8]《机械系统学》主编:黄天铬.邓先礼.梁锡昌,重庆出版社,1997 年; [9]《机械零件手册》主编:周开勤,第五版,高等教育出版社,2001 年 7 月; [10]《机床设计手册》编写组主编:机床设计手册,北京:机械工业出版社,1980 年 8 月; [11]《机械设计基础课程设计指导》主编:林远艳,华南理工大学出版社,2008 年 8 月; [12]《机械设计基础》主编:刘孝民,华南理工大学出版社,2006 年 8 月; [13]《机械零件设计手册》东北工学院编写组, 1980 年; [14]《机床设计图册》华东纺织工学院.哈尔滨工业大学.天津大学主编,上海科学技术出 版社,1979 年 6 月; [15]《机械系统设计》主编;周堃敏,高等教育出版社,2009 年 4 月; [16] Margaret Wan Nar Wong, Daniel Hung Kei Chow, Chi Kei Li. Rotational stability of Seidel nail distal locking mechanism Injure .Int .J. Care Injured (2005)36,1201-1205

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蚌埠学院本科毕业设计(论文)

[17] 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 34(2004)517-526

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