哈工大综合课程设计：卧式升降台铣床(18页).docx

哈工大综合课程哈工大综合课程设计设计：卧式升降台卧式升降台铣床铣床机械制造装备课程设计项目总结报告机械制造装备课程设计项目总结报告题题 目：目：工作台面积工作台面积 3201250mm2 卧式升降台铣卧式升降台铣床主传动系统设计床主传动系统设计院院（系）（系）机电工程学院机电工程学院专专业业机械设计制造及其自动化机械设计制造及其自动化学学生生学学号号班班号号指导教师指导教师韩振宇韩振宇填报日期填报日期20142014 年年 1212 月月 1010哈尔滨工业大学机电工程学院哈尔滨工业大学机电工程学院制制2014 年年 4 月月哈尔滨工业大学机械制造装备课程设计任务书姓名：院系：机电学院专业：机械设计制造及其自动化班号：学号：任务起止日期：2014 年 11 月 24 日 至 2014 年 12 月 12 日课程设计题目：工作台面积2320 1250mm卧式升降台铣床主传动系统设计-第 1 页主要内容：（1）运动设计：根据给定的设计要求，分析定传动方案和传动系统图，确定传动副的传动比及轮齿数，并计算主轴实际转速与标准转速的相对误差。（2）动力设计：根据给定的电动机功率和传动件的计算转速，初算传动轴朱静、齿轮模数，确定皮带类型及根数等。完成装配草图，验算传动件的应力、变形等是否在允许范围内，验算主轴组件的静刚度。（3）结构设计：进行主传动轴系、变速机构、主轴组件、箱体、操纵机构、润滑与密封等结构设计，回执装配图（包括展开图、剖视图）及零件工作图。（4）撰写项目总结报告，包含详细的设计说明。技术要求：主轴转速级数12Z，最低转速min=28r/minn，公比1.41，电动机功4KWP。进度安排：三周（1）准备工作及初算2天；（2）展开草图4天；（3）截面草图2天；（4）验算、加粗、标注4天；（5）技术文档整理3天；（6）答辩1天指导教师签字：年月日教研室主任意见：教研室主任签字：年月日目录1.1.项目背景分析项目背景分析1.1.综合课程设计 II 的目的1.2.金属切削机床在国内外发展趋势2.2.研究计划要点与执行情况研究计划要点与执行情况2.1.设计任务2.2.进度安排3.3.项目关键技术的解决项目关键技术的解决4.4.具体研究内容与技术实现具体研究内容与技术实现4.1.机床的规格及用途-第 2 页4.2.运动设计1.确定极限转速：2.确定结构网或结构式：3.绘制转速图：4.绘制传动系统图1）确定变速组齿轮传动副的齿数2）核算主轴转速误差4.3.动力设计1.传动件的计算转速2.传动轴直径初定3.主轴轴颈直径的确定4.齿轮模数的初步计算4.4.结构设计4.5.零件的验算1 直齿圆柱齿轮的应力计算2 齿轮精度的确定3 传动轴的弯曲刚度验算4 主轴主件静刚度验算5.5.存在的问题与分析存在的问题与分析6.6.技术指标分析技术指标分析参考文献参考文献1.项目背景分析1.1.综合课程设计综合课程设计 II 的目的的目的机床课程设计，是在金属切削机床课程之后进行的实践性教学环节。其目的在于通过机床主运动机械变速传动系统的结构设计，使学生在拟定传送和变速的结构方案中，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，并培养学生具有初步的结构分析、结构设计和计算能力。1.2.金属切削机床在国内外发展趋势金属切削机床在国内外发展趋势机床作为加工的母机，总是要保证和提高加工质量和生产率，随着科技的不断进步，各种机床也相应地不断发展与更新，如性能参数的提高、功能的扩大、切削功率的加大，自动化程度的提高，机床动态性能的不断改善，加工精度的不断提高，基础元件的不断创新，控制系统的更新等等。我国机床工业的发展趋势：根据机床工具工业局对振兴我国机床工业的设想，-第 3 页要在以后相当长时期内限制和压缩落后机床的生产，要化大力气发展高性能、高效率、高水平的适合国民经济需要的“高档”产品，改善机床品种的构成比。重点发展机、电、仪结合的产品。注意在冲压、电加工、激光、等离子加工中应用数控技术。国外机床工业的发展，特别讲究机床的精度、效率，讲究机床制造工艺技术水平，试验分析与理论研究。从七十年代以来，国外已普遍推广使用数控机床。日本和美国已建成柔性自动化生产车间和柔性自动化工厂，整个机床制造的技术水平和自动检测控制技术已有大幅度提高。2.研究计划要点与执行情况1.1.设计任务设计任务机械制造及其自动化专业的“综合课程设计 II”，是以车床和铣床主传动系统设计为内容，每个学生设计参数不同，完成展开图和截面图各一张及相关计算和文件和项目结题报告。（1）设计内容要求图纸工作量：画两张图。其中：开展图（A0）：轴系展开图。其中摩擦离合器、制动和润滑不要求画，但要求掌握；操纵机构只画一个变速手柄。截面图（A1）：画剖面轴系布置示意图（包括截面外型及尺寸、车床标中心高）。（2）标注：中心距、配合尺寸、定位尺寸、中心高（车床）、外型尺寸。（3）标题栏和明细栏不设明细表，件号采用流水号（1，2，3，）标注，标准件的标准直接标在图纸上（件号下面）；标题栏采用标准装配图的标题栏（18056），其中，图号：KS01（表示：课设 01 号图纸）；单位：哈尔滨工业大学；图名：主传动系统装配图。（4）主轴端部结构要按标准画。（5）按模板编写项目总结报告，相关设计计算内容，写到“具体研究内容与技术实现”项中。要求验算：一对齿轮，小齿轮验算接触弯曲强度，大齿轮验算接触弯曲强度，一根传动轴，主轴按两支撑计算。1.2.进度安排进度安排一、运动设计根据给定设备的用途规格、调速范围、极限转速的、公比和功率要求，拟定传动方案，确定传动系统图和转速图。二、动力设计根据功率和速度，选择电机型号，确定各传动件计算转速，初算传动件尺寸、绘制装配图草图，验算传动件的应力、刚度、寿命等参数。三、结构设计-第 4 页绘制主传动系统展开图和截面图，完成传动件、箱体、操纵机构零部件结构设计。完成相关技术文档，形成项目总结报告。3.项目关键技术的解决减速箱内各级减速比分配、齿轮模数齿数齿宽的选取和机床功率的计算为本次设计的关键内容，解决以上问题可以完成机床基本功能的实现以及机床正常运行的保证。同时主轴箱内传动件的空间布置是极其重要的问题之一，变速箱内各传动轴的空间布置首先要满足机床总体布局对变速箱的形状和尺寸的限制，还要考虑各轴受力情况，装配调整的操纵维修的方便。其中齿轮的布置与排列是否合理将直接影响主轴箱的尺寸大小、结构实现的可能性以及变速操纵的方便性。主轴传动件的合理布置也很重要。合理布置传动件在主轴上的轴向位置，可以改善主轴的受力情况，减小主轴变形，提高主轴的抗振性。4.具体研究内容与技术实现4.1.机床的规格及用途机床的规格及用途通用机床，加工范围广泛，用于各种圆柱铣刀、盘铣刀、成型铣刀、端铣刀、角度铣刀等来铣削各种斜面、成型表面、沟槽及齿轮、螺旋槽等。参数如下：4.2.运动设计运动设计1.确定极限转速：确定极限转速：由已知设计要求，车床的主轴最小转速是,主轴转速级数,公比，故可得出,。根据已知的公比、最小转速和级数计算最大转速和各级转速，查标准数列得到各级转速分别为：28、40、56、80、112、160、224、315、450、630、900 和1250。2.确定结构网或结构式：确定结构网或结构式：根据传动副“前多后少”的原则，选择主轴转速结构式。根据级数要求，需要有一组重复的转速。故其转速结构式及级比指数为136322Z，符合要求。类型工作台（mm2）公比nmin级数 Z功率（KW）卧式升降台铣床320125001.4128124-第 5 页则系统的结构网如下图：3.绘制转速图：绘制转速图：1)选定电动机铣床为一般金属切削机床的驱动，没有特殊性能要求，所以采用 Y 系列封闭自扇冷式鼠笼型三相异步电动机。Y 系列电动机高效、节能、启动转矩大、噪声低、振动小、运行安全可靠。根据机床使用设计手册选择电动机的型号为Y112S-4，同步转速 1500r/min，满载转速 1440r/min，功率 5.5kW。2)分配总降速传动比最后扩大组的级比指数为 6，同时升速和降速都不能超过极限范围，所以 III轴的最低转速只能为 112r/min，根据“前慢后快”的原则 II 轴的最低转速可以为 224r/min 或 315r/min，选择较低转速虽然可以减小发热和噪声，但这两根轴上的齿轮副模数会略大，所以选择为 315r/min。电机转速为 1450r/min，II轴的转速定为 630r/min,可选出电机传入齿轮传动比。3)确定传动轴的轴数变速机构共需要 5 个轴。绘制转速图如下：4.绘制传动系统图绘制传动系统图因为零件的参数尚未确定，先根据转速图，按传动副的传动比拟定一个主传动系统草图如下：1）确定变速组齿轮传动副的齿数可用计算法或查表法选定齿轮的齿数各个变速组双轴间的齿数和的确定式中：minu 同一变速组中的最小传动比，第一、二变速组2/1minu，第三变速4/1minu；minZ 同一变速组中最小齿轮齿数，2018minZ。由参考文献【2】表 5-1 查表选定选定第一变速组的齿数和为 72，小齿轮齿数分别为 24、30、36。第二变速组的齿数和为 80，小齿轮齿数分别为 21、40。第三变速组为避免出现齿轮轴，选择齿数和为 115，查表得小齿轮的齿数分别为23 和 38。2）核算主轴转速误差实际传动比所造成的主轴转速误差，一般不超过%110，即%141.110=%1.4。则通过齿轮齿数计算的实际主轴转速误差如下表：主轴转速误差与规定值之间的比较标准转速r/min实际转速计算式实际转速r/min转速误差%在标准范围内-第 6 页4.3.动力设计动力设计零件的计算，需要知道它们的计算转速 nj,即参与传递全功率的最低转速、传递全扭矩的最高转速。各零件的计算转速可从转速图上按主轴的计算转速确定。2812124212348485992n 28.004012130212348425992n 40.005612136212348365992n 56.10.18012124402348484092n 78.81.611212130402348424092n 112.50.416012136402348364092n 157.51.622412124217748485938n 227.21.431512130217748425938n 324.63.045012136217748365938n 454.41.063012124407748484038n 638.31.390012130407748424038n 911.81.3125012136407748364038n 1216.62.1-第 7 页1.传动件的计算转速传动件的计算转速计算转速为主轴或传动件传递全部功率时的最低转速，所以各轴的计算转速和齿轮的计算转速分别如下表各传动轴计算转速表轴序号IIIIIIIVV计算转速 r/min144063031511280各齿轮计算转速表序号12345678计算转速r/min1440630630630630315315450序号910111213141516计算转速r/min315315315112224112315802.传动轴直径初定传动轴直径初定传动轴直径按扭转刚度用下式进行概算式中d传动轴直径（mm）；N该轴传递的功率（kW）；jn该轴的计算转速（r/min）；该轴每米长度允许扭转角（deg/m），一般传动轴取 0.51。这里取 0.8。则各个轴的初算直径为I I 轴轴取为I25mmd。IIII 轴轴取为II30mmd。花键轴尺寸取6 28 30。IIIIII 轴轴取为III40mmd。花键轴尺寸取8 36 40。I IV V 轴轴取为IV50mmd。花键轴尺寸取8 46 50。3.主轴轴颈直径的确定主轴轴颈直径的确定由参考文献1表 3-13 查得主轴前轴颈的直径mmD95601，取为 80mm。-第 8 页后轴颈的直径mmDD6856)85.07.0(12。取为 65mm。尽量使主轴截面变化要小，外径尺寸要缓减。铣床主轴内孔直径按铣床主轴端部尺寸标准选取。主轴材料选为 45 号钢，调质处理，在主轴端部、锥孔、定心轴颈和定心锥面处进行高频局部淬火。4.齿轮模数的初步计算齿轮模数的初步计算同一变速组中的齿轮取同一模数，选择负荷最重的小齿轮，第一变速组选择齿轮 1 计算，第二变速组选择齿轮 6 计算，第三变速组选择齿轮 11 计算。按简化的接触疲劳强度公式进行计算：式中jm按接触疲劳强度计算的齿轮模数（mm）；dN驱动电动机功率（）；jn计算齿轮的计算转速（）u大齿轮齿数与小齿轮齿数之比1u 1z小齿轮齿数；m齿宽系数，mBm（为齿宽，为模数），取m8；j许用接触应力（），一般的机床寿命为 610 年，1NZ，齿轮材料为调质 45 号钢表面淬火，查得许用接触应力 MPaj1370。则初步计算各个传动组的齿轮模数如下：第一变速组的齿轮 1第二变速组的齿轮 4第三变速组的齿轮 10第四变速组的齿轮 15取第一、第二变速组的模数相等，便于减少设备成本，所以模数 m1m2 为 2.5mm。第三、第四变速组的齿轮模数 m3、m4 选择为 3.0mm。4.4.结构设计结构设计见 A0 及 A1 图纸。-第 9 页4.5.零件的验算零件的验算1 直齿圆柱齿轮的应力计算直齿圆柱齿轮的应力计算选择第四传动组中的 Z23和 Z92进行接触应力和弯曲应力进行验算。接触应力验算公式为弯曲应力验算公式为式中：N传递的额定功率（kW）,dNN;Nd电动机的功率（kW）;从电动机到计算齿轮的传递效率；j计算转速（r/min）；m齿轮模数（mm）；B齿宽（mm）；Z小齿轮齿数；u大齿轮齿数和小齿轮齿数之比；SK寿命系数：TK工作期限系数：T齿轮在机床工作期限sT内的总工作时间（h），对于中型机床的齿轮取15000 20000sTh。同一变速组内的齿轮总工作时间可近似地认为/ssTTp，p 为该变速组的传动副数。此处取 Ts=15000h，p=2，则 T=7500h。1n齿轮的最低转速（r/min），此处小齿轮为 315，大齿轮为80；0C基准循环次数，钢和铸铁件：接触载荷取7010C，弯曲载荷取602 10C；m 疲劳曲线指数，钢和铸铁件，接触载荷取 m=3，弯曲载荷时，对正火、调质及整体淬硬件取 m=6，对表面淬硬（高频、渗碳、氮化等）取 m=9；此处解得 KT=1.95（小）/2.60（大）。nK转速变化系数，此处取 0.97/0.98；NK功率利用系数，此处取 0.76/1.08；vK材料强化系数，此处取 0.76/0.77；-第 10 页解得1.09/2.11sK。K3工作状况系数，考虑载荷冲击的影响，主运动（中等冲击）取 K3=1.21.6；2K动载荷系数，此处取 1.1；1K齿向载荷分布系数，此处取 1.05；Y 齿形系数，大齿轮取 0.510；j-许用接触应力（MPa），查表 3-9，j=1370MPa；w-许用弯曲应力（MPa），查表 3-9，w=283MPa。代入式中得符合要求。符合要求。2 齿轮精度的确定齿轮精度的确定齿轮精度等级的选择根据它的用途、圆周速度、载荷状况和对振动、噪声、使用寿命等方面的要求确定。本设计中齿轮传递的速度和功率都不太大，故选用 7 级精度的圆柱齿轮。3 传动轴的弯曲刚度验算传动轴的弯曲刚度验算(1)传动轴传动轴 III 的弯曲载荷的弯曲载荷齿轮传动轴同时受输入扭矩的齿轮驱动力 Qa 和输出扭矩的齿轮驱动阻力Qb 的作用而产生弯曲变形，当齿轮为直齿圆柱齿轮时，其啮合角20，齿面摩擦角5.72时，其弯曲载荷由下式计算：式中：N 该齿轮传递的全功率(kW)，此处取 N=5.5kWm,z该齿轮的模数(mm)、齿数n该传动轴的计算工况转速(r/min)，ajn该轴输入扭矩的齿轮计算转速(r/min)bfn该轴输出扭矩的齿轮计算转速(r/min)选取 III 轴进行弯曲刚度验算，输入齿轮选取 48，其计算转速为 315r/min，输出齿轮选取 21，其计算转速为 315r/min，则 II 轴的计算工况转速为 315r/min。-第 11 页带入式（4-8）计算得：(2)验算两支承传动轴的弯曲变形验算两支承传动轴的弯曲变形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 6表 3.10-7，得y=(0.01 0.03)m=3(0.01 0.03)=(0.03 0.09)mm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%。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，在单在弯曲载荷作用下,其中点挠度为：式中：l两支承间的跨距(mm)，对于轴 III，i=400mmD该轴的平均直径(mm)，本轴的平均直径 D=40mmia齿轮iz的工作位置至较近支承点的距离(mm)70 mm；130 mm代入数据得：计算在驱动力 Qa 和驱动阻力 Qb 同时作用下，传动轴中心的合成挠度hy，可按余弦定理计算式中：hy被验算轴的中心合成挠度（mm）ay输入扭矩的齿轮在轴的中点引起的挠度(mm)by输出扭矩的齿轮在轴的中点引起的挠度(mm)驱动力 a Q 和阻力 b Q 在横剖面上,两向量合成时夹角在横剖面上,被验算的轴与其前、后传动轴连心线的夹角，按被验算的轴的旋转方向计量,由剖面图上可得=180o。啮合角20，齿面磨擦角=5.72，得代入式中计算，得未满足要求。传动轴在支承点 A，B 处的倾角AB时,可按下式进行近似计算：满足要求4 主轴主件静刚度验算主轴主件静刚度验算（1 1）主轴支承跨距主轴支承跨距 L 的确定的确定选定前端悬伸量 C，主轴前端的悬伸长度，即从主轴外侧前支撑中点（滚-第 12 页锥轴承及向心推轴承则是接触角法线与轴线的交点处）到主轴前端的距离，这里选定 C=75mm。一般最佳跨距L0=（23）C=140225mm。考虑到结构以及支承刚度会因磨损不断降低，应取跨距L比最佳跨距L0大一些。再考虑到结构需要，这里取L=370mm。（2）计算条件的确定）计算条件的确定变形量允许值：验算主轴轴端的挠度 y0，对普通机床前端挠度的允许值y0，目前广泛使用经验数据为：y00.0002L（mm），其中 L为主轴两支撑间的距离（mm）。本设计中 L=370mm，故前端挠度的允许值y0应不大于 0.0740mm。验算时以此作为是否合格的依据。（3）轴组件的静刚度验算）轴组件的静刚度验算1.切削力的确定最大圆周切削力tP须按主轴输出全功率和最大扭矩确定,其计算公式为：42 955 10()dtjjNPND n式（4-18）式中：dN电动机额定功率(kW),此处4dNkW.主传动系统的总效率,1nii,i为各传动副、轴承的效率,总效率0.7 0.85,此处,为方便起见,起0.75jn主轴的计算转速(/minr),由前知,主轴的计算转速为80/minr.jD计算直径,对于铣床,jD为最大端铣刀计算直径,对于升降台宽度为320 1250的 卧 式 铣 床,其 端 铣 刀 的 计 算 直 径 及 宽 度 分 别 为160jDmm,60Bmm.得4476tPN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tP的比值可大致认为0.954252.7VtPPN,0.241074.2HtPP,0.52238atPPN.-第 13 页则220.984386HVtPPPPN,1.14923.6tPPN,即P与水平面成60角,P在水平面的投影与HP成65角.3 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()scw mm式（4-19）式中：c主轴前端的悬伸长度,此处75cmmw对于普通升降台铣床60wBmm代入,切削力P的作用点到主轴前支承的距离为135smm4.受力分析及计算：由于主轴上的大齿轮比小齿轮对主轴的刚度影响较大,故仅对大齿轮进行计算.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,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cspy23223()()()63cspcBAscclscls lcscyPmmEIEIC lC l式(4-20)对圆锥滚子轴承：0.90.90.80.81.903.01cosABCCizlRa或i滚动体的列数z每列中的滚动体数 zA=16.zB=20l0滚子的有效长度l0A=26;l0B=35a轴承的接触角a=15R轴承的径向负荷RA=210000;RB=440000式中：E抗拉弹性模量,钢的52.1 10EMPacI为BC段惯性矩,对于主轴前端,有I为 AB 段惯性矩,有其余各参数定义与之前保持一致.代入计算,得0.0016cspymm其方向如图 4-3 所示,沿P方向,75.8p.(2)计算力偶矩M作用在主轴前端c点产生的挠度ccMy-第 14 页222()()23ccMCBAclclccyMmmEIEIC lC l式(4-21)式中各参数定义与之前保持一致.力偶矩801074.285.921000jHDMPN m代入,得：62.16 10ccMymm其方向在 H 平面内,如图 4-3 所示,180M.(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cmQy22(2)()()()()6cmQBAbclb lblc lbbcyQmmEIlC lC l式(4-22)式中各参数定义与之前保持一致.驱动力4.152602PPQkNnmzv代入得0.0013cmQymm,其方向如图 4-3 所示,角度(1)求主轴前端c点的综合挠度cyH 轴上的分量代数和为：coscoscoscHcspPcmQQccMMyyyy式(4-23)代入,得：60.0016 cos75.80.0013cos154.282.16 10cos1800.00078cHymm V 轴上的分量代数和为：sinsinsincVcspPcmQQccMMyyyy式(4-24)代入,得：60.0016 sin75.80.0013sin154.282.16 10sin1800.002cVymm 综 合 挠度为：22ccHCVyyy(mm)=0.003 0.075ayc=arctgycHycV=32.1故满足对主轴的刚度要求。（4）滚动轴承的验算）滚动轴承的验算机床的一般传动轴用的滚动轴承，主要是因为疲劳破坏而失效，故要进行疲-第 15 页劳寿命计算，其额定寿命的计算公式为式中：10hL额定寿命（h）；T工作期限（h），本设计中为 7500h；C滚动轴承尺寸表所载的额定动载荷（N）。圆锥滚子轴承 30313 的动载荷为318250 10CN，圆锥滚子轴承 30314 的动载荷为314145 10CN;P切削力42 955 10jNPD;式中：jD计算直径max(0.5 0.6)jDD;代入数据得：tf温度系数，查机械设计表 10-10 得tf=1.0;Ff载荷系数，查机械设计表 10-11 得Ff=1.6;代入数据得：圆锥滚子轴承 30313：圆锥滚子轴承 30314：显然，轴承寿命符合要求。5.存在的问题与分析本次的课程设计资料比较混乱，课程设计指导书看不清！并且图书馆的参考书数量比较少，某些标准件只在少数的书上能查到，通常一个班只能借到 2-3 本，这使得同学们画图时常常因为资料的冲突耽误进度。希望今后学校的课程设计指导书能够编得更全面。希望能够配合实验进行，让学生在设计的同时有机会真正的看到所设计的机床主传动系统的实物，加深学习和理解。6.技术指标分析由校核可知，主轴 12 级转速均在误差允许范围之内；所校验齿轮的接触疲劳强度和弯曲疲劳强度均在允许范围之内；主轴刚度在允许范围之内；传动轴的最大挠度超过额定值，解决的措施为适当加大轴径或改变热处理工艺或更换材料。参考文献1王连明，宋宝玉.机械设计课程设计.哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社，2010.2冯辛安.机械制造装备设计.北京：机械工业出版社，2005.3机械制造装备设计.哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社4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-第 16 页5综合课程设计指导书.哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社6 高等教育出版社 机械设计 宋宝玉主编7范云涨，陈兆年主编.金属切削机床设计简明手册.北京：机械工业出版社，1996.10