哈工大综合课程设计报告2

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哈尔滨工业大学“综合课程设计II”任务书

姓 名： 院 系：机电工程学院 专 业：机械设计制造及其自动化 班 号：1208108 学 号： 任务起止日期：2015年11月30日 至 2015年12月18日 课程设计题目： 工作台面积320?1250mm2卧式升降台铣床主传动系统设计 主要内容： 设计说明书，包括机床的运动设计、动力设计以及传动件校核验算等。 图纸，包括A0展开图一张、A1截面图一张。 技术要求： 公比??1.41，最小转速nmin?28r/min，级数Z?12，功率N?5.5KW 指导教师签字： 年 月 日 教研室主任意见： 教研室主任签字： 学习好帮手

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综合课程设计II 项目总结报告

题 目：卧式升降台铣床主传动系统设计

院 （系） 机电工程学院 专 业 机械设计制造及其自动化 学 生 学 号

班 号 1208108 指导教师 填报日期 2015年12月16日

哈尔滨工业大学机电工程学院制

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2014年11月

目 录

1．项目背景分析 ...................................................................... 1 2．研究计划要点与执行情况 ............................................................ 1 3．项目关键技术的解决 ................................................................ 2

3.1确定转速系列................................................................... 2 3.2确定结构式 .................................................................... 2 3.3绘制转速图、传动系统图及核算误差 ............................................... 3

4．具体研究内容与技术实现 ............................................................ 3

4.1确定转速系列................................................................... 3 4.2绘制转速图 .................................................................... 4 4.3确定变速组齿轮传动副的齿数及定比传动副带轮直径 ................................. 7 4.4绘制传动系统图 ................................................................. 9 4.5核算主轴转速误差 .............................................................. 10 4.6传动轴的直径的确定 ............................................................ 10 4.7齿轮模数的初步计算 ............................................................ 12 4.8选择带轮传动带型及根数 ........................................................ 14

5．技术指标分析 ..................................................................... 14

5.1第2扩大组的验证计算 .......................................................... 14 5.2传动轴2的验算 ................................................................ 17 5.3主轴组件的静刚度验算 .......................................................... 20

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6. 存在的问题与建议 ................................................................. 24 参考文献 ........................................................................... 24

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1．项目背景分析

铣床系指主要用铣刀在工件上加工各种表面的机床。通常铣刀旋转运动为主运动，工件（和）铣刀的移动为进给运动。它可以加工平面、沟槽，也可以加工各种曲面、齿轮等。铣床是用铣刀对工件进行铣削加工的机床。铣床除能铣削平面、沟槽、轮齿、螺纹和花键轴外，还能加工比较复杂的型面，效率较刨床高，在机械制造和修理部门得到广泛应用。

铣床是一种用途广泛的机床，在铣床上可以加工平面（水平面、垂直面）、沟槽（键槽、T形槽、燕尾槽等）、分齿零件（齿轮、花键轴、链轮、螺旋形表面（螺纹、螺旋槽）及各种曲面。此外，还可用于对回转体表面、内孔加工及进行切断工作等。铣床在工作时，工件装在工作台上或分度头等附件上，铣刀旋转为主运动，辅以工作台或铣头的进给运动，工件即可获得所需的加工表面。由于是多刃断续切削，因而铣床的生产率较高。简单来说，铣床可以对工件进行铣削、钻削和镗孔加工的机床。

2．研究计划要点与执行情况

本设计机床为卧式铣床，其级数Z?12，最小转数

nmin?28r/min，转速公比为

??1.41，驱动电动机功率N?5.5kW。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。

第一周：准备图版等工具，齿轮和轴的计算完成，进行初步计算并开始画展开草图。

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第二周：完成截面草图，验算、加粗。 第三周：撰写项目总结报告。

3．项目关键技术的解决

3.1确定转速系列

根据已知要求的公比，查表得到系统转速系列：28 40 56 80 112 160 224 315 450 630 900 1250 r/min

3.2确定结构式

12?31?23?26

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3.3绘制转速图、传动系统图及核算误差

图1 传动系统图

4．具体研究内容与技术实现

4.1确定转速系列

已知最低转速为28r/min，公比?=1.41，查教材表标准转速系列的本系统转速系列如下：

28 40 56 80 112 160 224 315 450 630 900 1250 r/min 则转速的调整范围Rn?nmax1250??44.64 nmin28 学习好帮手

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4.1.1传动组和传动副数可能的方案

12=4?3 12=3?4 12=3?2?2 12=2?3?2 12=2?2?3

前两个方案虽然可以减少轴的数目，但有一个传动组内有四个传动副。若采用一个四连滑移齿轮，则会增加轴向尺寸；若用两个双联滑移齿轮，操纵机构必须互锁防止两滑移齿轮同时啮合。故不采用。

对于后三个方案，遵循传动副“前多后少”的原则，选取方案12=3?2?2

4.1.2确定结构式

12=3?2?2方案中，因基本组和扩大组排列顺序的不同而有以下6种扩大顺序方案：

12?31?23?26， 12?32?21?26， 12?32?26?21 12?31?26?23， 12?34?21?22， 12?34?22?21

6?(2?1)??8?rmax是可行的。pr22方案1,2,3,4的第二扩大组x2?6，＝2，则＝

4?(3?1)p2?3??16?rmax，不可行。 xr22方案5,6中，＝4，，则＝

在可行的1,2,3,4方案中，为使中间传动轴变速范围最小，采用扩大顺序与传动顺序一致的传动方案1，12?31?23?26。 综上所述，结构式12?31?23?26 4.2绘制转速图 4.2.1选定电动机

确定电机功率为5.5KW。参照相关手册选择Y132S-4型电机。 Y132S-4型电机主参数如下：

额定功率

5.5KW

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满载转速 1440r/min

同步转速 1500/min

起动转矩/额定转速 2.2 最大转矩/额定转矩 2.2

确定传动轴的轴数和各转速

按从主轴向电机分配传动比，并按照升二降四、先快后慢原则分配；同时考虑铣床主轴的飞轮效应，第三级传动副应选最大降速比，以使主轴上大齿轮直径较大，适应断续切削；考虑定比传动使用带轮传动，降速比不能太大，故尽量提高各传动轴转速。

6?(2?1)??8，由于第二扩大组的变速范围为可知两个传动副的传动比必然是极限

值：

uc1?1/4?1/?4, uc2?2/1??2/1,

于是，可以确定轴Ⅲ的六种转速只能是

112 160 224 315 450 630r/min

轴Ⅱ各转速确定

第一扩大组的级比指数为3，在传动比极限范围内，轴Ⅱ的转速最高可为450 630 900r/min；最低转速可为160 224 315r/min。为了避免升速，又不使传动比太小，可取

ub1?1/2.8?1/?3, ub2?1

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于是就确定了轴Ⅱ的转速为315 450 630r/min 轴Ⅰ各转速确定 同理，轴Ⅰ可取

ua1?1/2?1/?2,ua2?1/1.41?1/?, ua3?1

于是就确定了轴Ⅰ的转速为630r/min。

电动机与轴Ⅰ之间为定比传动，传动比为630/1440?1/2=1/?2 分配总降速传动比分配如下(转速图)

表1 各副传动比分配

传动副名称 定比传动副 1 a 2 3 b c

1 2 1 2 传动副类型 带轮副 齿轮副 齿轮副 齿轮副 齿轮副 齿轮副 齿轮副 齿轮副 传动比 630:1440 1:1 1:1.41 1:2 1:1 1:2.8 2:1 1:4 学习好帮手

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1250 900 630 450 315 224 160 112 80 56 40 28 (r/min)

a b 图2 转速图 c 4.3确定变速组齿轮传动副的齿数及定比传动副带轮直径 4.3.1确定带轮直径

根据电机功率为5.5KW，电机类型为Y型电机，执行机构类型为金属切削机床，设每天工作8-16小时。可得设计功率为：

Pd?KAP?1.2?5.5?6.6KW

其中：

KA为工况系数，查GB/T 13575.1-1992取1.2 P为电机功率

根据Pd和n在下图中选择带型和小带轮直径，摘自《机械设计手册》。

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参照GB/T 10412-2002普通V带直径优选系列选择A型带小带轮直径90mm。则大带轮直径为：

D?dD应取200mm

n11440(1??)?90?(1?0.02)?201.6mm n2630其中： ?为转速损失率

但此时转速误差较大，故d取90mm；D取200mm。 4.3.2确定各齿轮副齿数 变速组a：

变速组a有三个传动副，传动比分别是ua1?1，ua2?1/1.41，ua3?1/2 由参考文献【1】表5-1查得：

取SZ?72，查表可得轴I主动齿轮齿数分别为：24，30，36。则可以算出三个传动副齿轮齿数为ua1?24/48，ua2?30/42，ua3?36/36

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变速组b：

变速组b有两个传动副，同理可得第一扩大组的齿数和SZ?84，查表可得轴Ⅱ主动齿轮齿数分别为22，42。可以算出传动副齿轮齿数为ub1?22/62，

ub2?42/42。 变速组c：

变速组c有两个传动副，可取SZ?95，查表可得轴Ⅲ主动齿轮齿数分别为19，63。可以算出传动副齿轮齿数为uc1?19/76，uc2?63/32。 4.4绘制传动系统图

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图2 传动系统图

4.5核算主轴转速误差

按各个转速实现所需的传动路线核算，过程及结果：

(??1)?4.1％。下表为主轴转速实际传动比所造成的主轴转速误差，要求不超过10误差与规定值之间的比较：

表2 主轴转速误差与规定值之间的比较

标准转速r/min 28 40 56 80 112 160 224 315 450 630 900 1250 实际转速r/min 28.7 41.1 57.4 81 115.7 162 226.3 323.3 452.6 637.8 911.2 1275.7 主轴转速误差 2.5% 2.75% 2.5% 1.25% 3.30% 1.25% 1.02% 2.63% 0.57% 1.24% 1.24% 2.06% 在标准值范围之内 合格 合格 合格 合格 合格 合格 合格 合格 合格 合格 合格 合格 4.6传动轴的直径的确定

传动轴的直径可以按照扭转刚度进行初步计算：

d?914Pnj[?]

式中 d——传动轴直径 P——该轴传递的功率

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nj——该轴的计算转速

[?]——该轴每米长度允许扭转角，取值为1?/m

主轴的计算转速：

z由参考文献[1]表5-2中所述，n?nmin?各个传动轴的计算转速：

3?1?80r/min。

由转速图可以得到I、II、III轴的计算转速分别为630, 315, 112r/min。 各轴直径计算：

I轴：

dI ?91?45.5?27.82mm

630?15.5?33.08mm

315?14II轴：

dII ?91?4III轴：

dIII

?91?5.5?42.84mm

315?1表3 各传动轴直径初算值

传动轴 I轴 II轴 III轴 直径/mm 30 35 45

主轴轴颈尺寸的确定

根据参考文献[1]，主轴前轴轴颈取D1?90mm，后轴颈直径

D2?(0.7?0.85)D1?63?76.5mm，取D2?70mm。

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4.7齿轮模数的初步计算 4.7.1齿轮计算转速的确定

a变速组内最小齿轮齿数是z=24，只有一个转速630r/min，取为计算转速 b变速组内最小齿轮齿数是z=22，112r/min是III轴的计算转速，所以该齿轮的计算转速为450r/min。

c变速组内的最小齿轮齿数是z=19，80r/min是主轴的计算转速，所以该齿轮的计算转速为315r/min。 4.7.2模数的计算

要求每个变速组的模数相同。

齿轮材料初选45钢调质+表面淬火（硬度约45HRC），按较高可靠度选择安全系数为1.25，得：

[?H]??HlimSH?1120MPa?896MPa1.25

同一变速组中的齿轮取同一模数，选择负荷最重的小齿轮，按简化的接触疲劳强度公式进行初算：

其中：

mj?163383(u?1)Nd?mz12u[?j]2njmj——按接触疲劳强度计算的齿轮模数

u——大小齿轮的齿数比

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Nd

——电动机功率kW，Nd?5.5KW

?m——齿宽系数，取 z1——小齿轮齿数

?m?8

[?j]——齿轮传动许用接触应力，取??j??1370MPa ——计算齿轮计算转速（r/min）

变速组a：

njma?16338?变速组b：

3(48/24?1)?5.5?1.87mm 228?24?(48/24)?1370?630ma?16338?

变速组c：

3(62/22?1)?5.5?2.15mm 228?22?(62/22)?1370?450ma?16338?3(76/19?1)?5.5?2.60mm 228?19?(76/19)?1370?315故取 ma?2.5mm mb?3mm mc?4mm 4.7.3齿数的验算

套装在轴上的小齿轮还考虑到齿根圆到它的键槽深处的最小尺寸应大于基圆齿厚，以防断裂，则其最小齿数应为：

式中 D——齿轮花键孔的外径（mm），单键槽的取其孔中心至键槽槽底的尺寸的两倍；

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m——齿轮模数（mm）

根据《实用机床设计手册》，I轴D为36.6mm，d为30mm，II轴D为40mm，d为36mm，III轴D为50mm，d为46mm，I轴Zmin=22，II轴Zmin=19，III轴Zmin=17，均符合要求。

4.8选择带轮传动带型及根数

根据前文所述已选择A型带，皮带根数由下列公式确定：

z?Pd(P1??P1)K?KL

式中

z 皮带根数

Pd 设计功率KW，6.6KW

P1 单根V带的基本额定功率，按GB/T 13575.1-992选择1.92KW

?P1 传动比导致的额定功率补偿，按GB/T 13575.1-992选择0.134KW

小带轮包角导致的修正，由于中心距未定，无法计算小带轮包角，故忽略此项 皮带长度导致的修正，由于中心距未定，无法计算皮带长度，故忽略此项

K?KL计算得z=6.5，取为7。

5．技术指标分析

5.1第2扩大组的验证计算

第2变速组的最小齿轮齿数为

z1?19,与之相啮合的大齿轮齿数为z2?76.由参考

文献［1］,对于传递一定速度和功率的一般驱动用齿轮,第1,2级变速组选用7级齿轮,

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主轴选用6级齿轮

5.1.1小齿轮的弯曲强度验算

对于直齿圆柱齿轮,弯曲应力需要满足下式：

191?105K1K2K3KsN???(MPa)?????

zm2BYnj式中：N----传递的额定功率（kW），N??Nd； Nd----电动机功率（kW），取5.5kW；

?----从电动机到所计算齿轮的传递效率，取?=1； nj----计算转速（r/min），由上可得：315r/min；

Kn----转速变化系数，取0.93；

KN----功率利用系数，取0.79； Kv----材料强化系数；

K3----工作状况系数，考虑载荷冲击的影响，主运动取1.2~1.6； K2----动载荷系数，取1.012； Kl----齿向载荷分布系数，取1.045； 计算可得：

191?105K1K2K3KsN???(MPa)?131.49MPa??????336MPa

zm2BYnj满足弯曲疲劳强度。

5.1.2大齿轮的接触疲劳强度验算

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对于直齿圆柱齿轮,接触疲劳强度的校核公式为：

2088?103?j?zm(u?1)K1K2K3KsN (MPa)???j???uBnj式中：

m----初算的齿轮模数（mm）； B----齿宽（mm）； z----小齿轮齿数；

u----大齿轮齿数与小齿轮齿数之比u?1，“+”号用于外啮合，“-”号用于内啮合；

Ks----寿命系数：

Ks?KTKnKNKq

KT----工作期限系数：

KT?m由计算得：KT=2.097

60n1T C0 T----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取

Ts?15000~20000h，同一变速组内的齿轮总工作时间可近似地认为T?TS/p，p为该

变速组的传动副数；

n1----齿轮的最低转速（r/min）；

C0----基准循环次数，钢和铸铁件：接触载荷取C0?107，弯曲载荷C0?2?106；

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m----疲劳曲线指数，钢和铸铁件，接触载荷m=3；弯曲载荷时，对正火、调制及整体淬硬件取m=6，对表面淬硬取m=9。 Y----齿形系数；

?； ??j??----许用接触应力（MPa） ????----许用弯曲应力（MPa）； 计算可得：

2088?103 ?j?zm(u?1)K1K2K3KsN(MPa)?431.26MPa???j????1260MPa uBnj满足接触疲劳强度的要求。 5.2传动轴2的验算

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[y]及[?],允许变形量见参考文献［3］上910页表3.10-7,得

[y]?0.0005l?0.0005?351?0.1755mm

[?]?0.014rad

由参考文献［1］,对于传动轴II,仅需要进行刚度计算,无须进行强度验算。 5.2.1传动轴2的最大挠度计算

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%。

由参考文献［1］,若两支承的齿轮传动轴为实心的圆形钢轴,忽略其支承变形,在

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单在弯曲载荷作用下,其中点挠度为：

l3N(0.75x?x3)ya(/yb)?171.39(mm)D4mzn

式中：l——两支承间的跨距(mm),对于轴II,l?351mm.

D——该轴的平均直径(mm),本轴的平均直径D?44mm.

x?ail,ai——齿轮zi的工作位置至较近支承点的距离(mm)

ya——输入扭矩的齿轮在轴的中点引起的挠度(mm) ——输出扭矩的齿轮在轴的中点引起的挠度(mm)

yb其余各符号定义与之前一致。

对于输入的三个驱动力,计算其分别作用时对于轴中点的挠度值 对于Qa1,其输入位置aa1?125mm,故x?125?0.356 3513513?5.5?(0.75?0.356?0.3563)ya1?171.39?0.064mm

444?2.5?48?315对于Qa2,其输入位置aa2?72mm,故x?72?0.205 3513513?5.5?(0.75?0.205?0.2053)ya2?171.39?0.033mm 444?2.5?42?450对于

Qa3,其输入位置aa3?98mm,故x?98?0.279 3513513?5.5?(0.75?0.279?0.2793)ya3?171.39?0.036mm 444?2.5?36?630故Qa1引起的中点挠度最大,在计算合成挠度时使用Qa?Qa1,ya?ya1?0.064mm进行计算。此时轴II转速为315r/min，同理：

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对于Qb1,其输入位置ab1?48mm,故

yb1?0.027mm

对于Qb2,其输入位置ab2?140mm,故

yb2?0.123mm

故

Qb2引起的中点挠度最大,在计算合成挠度时使用Qb?Qb2,yb?yb2?0.123mm进行

计算.

由参考文献［1］,中点的合成挠度

yh可按余弦定理计算,即：

22yh?ya?yb?2yaybcos?(mm)式中：

yh——被验算轴的中点合成挠度(mm);

?——驱动力Qa和阻力Qb在横剖面上,两向量合成时的夹角

(deg),????2(???)

?——在横剖面上,被验算的轴与其前、后传动轴连心线的夹角(deg),按被验算的轴的

?,得旋转方向计量,由剖面图上可得?值.啮合角??20?,齿面磨擦角??5.72????2(???)?0?2(20?5.72)??51.44?

代入计算,得：

yh?0.0642?0.1232?2?0.064?0.123?cos(?51.44?)?0.097mm?[yh]

满足要求。

5.2.2传动轴2在支承处的倾角计算

由参考文献［1］,传动轴在支承点A,B处的倾角?A,?B时,可按下式进行近似计算：

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3yh(rad) l3?0.097代入yh?0.097mm,l?351mm,得?A???B??8.29?10?4(rad)?[?]

351?A???B?满足要求,故不用计算其在齿轮处的倾角. 5.3主轴组件的静刚度验算 5.3.1计算条件的确定 (1)变形量的允许值

验算主轴轴端的挠度[yc],目前广泛采用的经验数据为：

[yc]?0.0002l(mm)

式中：l——两支承间的距离,在本主轴中,l?310mm.故取[yc]?0.062mm

由参考文献［1］,对对于工作台宽度为320mm的卧式铣床,其主轴前端静刚度为

120N/?m.

根据不产生切削自激振动的条件来确定主轴组件的刚度.

由参考文献1,(1)、(2)、(3)可以任选一种,进行判定.此处,选用验算主轴轴端的挠度

[yc]

切削力的确定

最大圆周切削力Pt须按主轴输出全功率和最大扭矩确定,其计算公式为：

2?955?104???NdPz?(N)

Djnj式中：Nd——电动机额定功率(kW),此处Nd?5.5kW.

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??——主传动系统的总效率,?????i,?i为各传动副、轴承的效率，取

i?1n???1。

nj——主轴的计算转速(r/min),由前知,主轴的计算转速为80r/min. Dj——计算直径,对于铣床,Dj为最大端铣刀计算直径,由参考文献［1］,对于

升降台宽度为320的?1250卧式铣床,其端铣刀的计算直径及宽度分别为

Dj?200mm,B?60mm.

将参数值带入(5-8)式,得Pt?6565.6N

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. 对于升降台式铣床的铣削力,一般按端铣计算,不妨设本铣床进给系统的末端传动

副有消隙机构,应采用不对称顺铣,则各切削分力与Pt的比值可大致认为

PV?0.95Pt?6237.32N,

PH?0.24Pt?1575.74N,

Pa?0.5Pt?3282.8N.则

22P?PH?P?与水平面成60?角,P?在??1.1Pt?7222.16N,即PV?0.98Pt?6434.29N,P水平面的投影与PH成65?角.

(2)切削力的作用点

设切削力P的作用点到主轴前支承的距离为s,则

s?c?w(mm)

式中：c——主轴前端的悬伸长度,此处c?95mm

w——对于普通升降台铣床w?B?60mm

代入,切削力P的作用点到主轴前支承的距离为s?155mm

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5.3.2两支承主轴组件的静刚度验算

为了计算上的简便,主轴部件前端挠度可将各载荷单独作用下所引起的变形值按线性进行向量迭加,由参考文献[1]其计算公式为： (1) 计算切削力P作用在s点引起主轴前端c占的挠度ycsp

ycsp3sc2?c3lsc(l?s)(l?c)sc?P[???](mm) 226EIc3EICBlCAl式中：E——抗拉弹性模量,钢的E?2.1?106MPa

Ic——为BC段惯性矩,对于主轴前端,有

Ic?

?d(1??)6444??1284?(1?(?64554))128?12.728?106mm4

I——为AB段惯性矩,有

I??d(1??)6444??804?(1?(?64284))80?1.98?106mm4

其余各参数定义与之前保持一致.代入计算,得ycsp?0.01387mm 沿P方向,?p?75.8?.

(2) 计算力偶矩M作用在主轴前端c点产生的挠度yccM

yccM?M(clcl?cc???)(mm) 2EIC3EICBl2CAl2式中各参数定义与之前保持一致.力偶矩

M?PHDj2?1575.74?200?157.574N?m

2?1000代入,得：

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yccM?1.109?10?6mm

其方向在H平面内，?M?180?

(3)计算驱动力Q作用在两支承之间时,主轴前端c点的挠度ycmQ

ycmQ?Q[?bc(2l?b)(l?b)(l?c)(l?b)bc??](mm) 226EIlCBlCAl式中各参数定义与之前保持一致。 驱动力：

Q?PP??4.321kN 2?nmzv?602代入得

ycmQ?1.8079?10?6mm

其方向角度

?Q???90??????270??90??20??5.72?154.28?

（4）求主轴前端c点的综合挠度yc H轴上的分量代数和为：

ycH?ycspcos?P?ycmQcos?Q?yccMcos?M

代入,得：

ycH?3.3997?10?3mm

V轴上的分量代数和为：

ycV?ycspsin?P?ycmQsin?Q?yccMsin?M

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代入,得：

ycV?0.0134mm

综合挠度为：

22yc?ycV?ycH?0.01382mm?[yc]

?yc?arctg故满足对主轴的刚度要求。

ycH?75.76? ycV6. 存在的问题与建议

该设计方案中齿轮传动组结构较为紧凑，在减小了整体尺寸的同时，增加了制造、装配等人工操作的难度，在实际情况中，应该提高制造精度、装配后进行测试。此外，各轴的固定方式都是通过弹性挡圈固定轴承来实现，挡圈的承载能力相对较小，而该铣床工作时，轴转矩较大，电机轴转速较高，运转时可能产生机械振动，所以，在使用必要减振措施的同时，在加工零件的时候要提高精度，尽量减少因为精度不够而引起的振动，防止挡圈损坏。

参考文献

[1]哈尔滨工业大学，《金属切削机床课程设计指导书》 [2]冯辛安主编，《机械制造装备设计》，北京：机械工业出版 2005.12 [3]李洪主编，《实用机床设计手册》，沈阳：辽宁科学技术出版社1999 .1 [4]陈铁明主编，《机械设计》，哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社2003 .3 [5]《机床设计手册》编写组，《机床设计手册》，北京：机械工业出版社1980

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