1、毕业设计说明书题目中型普通车床主轴变速箱设计专业机械制造与自动化专业班级机自1001学生姓名指导教师2013年5月14日1摘要本设计着重研究机床主传动系统的设计步骤和设计方法，根据已确定的运动参数以变速箱展开图的总中心距最小为目标，拟定变速系统的变速方案，以获得最优方案以及较高的设计效率。在机床主传动系统中，为减少齿轮数目，简化结构，缩短轴向尺寸，用齿轮齿数的设计方法是试算，凑算法，计算麻烦且不易找出合理的设计方案。本文通过对主传动系统中双联滑移齿轮传动特点的分析与研究，绘制零件工作图与主轴箱展开图及剖视图关键词传动系统设计，主轴箱，转速图ABSTRACTTHEDESIGNFOCUSEDONT
2、HEMAINTRANSMISSIONSYSTEMOFMACHINETOOLDESIGNSTEPSANDDESIGNMETHOD,ACCORDINGTOTHEIDENTIFIEDPARAMETERSFORTRANSMISSIONEXPANSIONGRAPHOFTHESMALLESTCENTRALDISTANCEASTHEGOAL,FORMULATETRANSMISSIONSYSTEMTRANSMISSIONSCHEME,TOOBTAINTHEOPTIMALSCHEMEANDHIGHDESIGNEFFICIENCYINTHEMAINTRANSMISSIONSYSTEMOFMACHINETOOL,I
3、NORDERTOREDUCETHENUMBEROFGEARS,SIMPLESTRUCTURE,SHORTAXIALDIMENSION,WITHTHETEETHNUMBEROFGEARDESIGNMETHODISASPREADSHEET,COLLECTALGORITHMANDISNOTEASYTOFINDOUTTHETROUBLE,CALCULATIONOFREASONABLEDESIGNSCHEMETHISARTICLETHROUGHTOTHEMAINTRANSMISSIONSYSTEMOFTWOLINKEDSLIPGEARCHARACTERISTICSANALYSISANDRESEARCH,
4、DRAWINGPARTSDRAWINGANDSPINDLEBOXEXPANSIONGRAPHANDCUTAWAYVIEWKEYWORDSTRANSMISSIONSYSTEMDESIGN,MAINSPINDLEBOX,SPEEDDIAGRAM1目录第一章绪论11机床的发展与现状12总设计方案说明1第二章车床住参数和基本参数31主轴的极限转速32确定主轴的传动级数33主电机的确定3第三章传动设计41传动组和传动副数的确定42传动结构式的选择421分配总降速比422拟定转速图43绘制传动系统图。6第四章动力设计81确定各轴的转速82带传动设计83齿轮参数设计和强度校核1031选择齿轮材料及确定强度设
5、计计算1032计算齿轮参数1032齿轮强度校核122第五章主轴的轴径估算及强度校核151各轴轴径的估算152轴强度的校核16第六章轴承的选用和寿命计算181轴承的类型及特性182轴承的选用203轴承的寿命计算21总结23致谢24参考文献25附录261第一章绪论1机床的发展与现状机床技术参数有主参数和基本参数，他们是运动传动和结构设计的依据，影响到机床是否满足所需要的基本功能要求，参数拟定就是机床性能设计。主参数是直接反映机床的加工能力、决定和影响其他基本参数的依据，如车床的最大加工直径，一般在设计题目中给定，基本参数是一些加工件尺寸、机床结构、运动和动力特性有关的参数，可归纳为尺寸参数、运动参
6、数和动力参数。通用车床工艺范围广，所加工的工件形状、尺寸和材料各不相同，有粗加工又有精加工；用硬质合金刀具又用高速钢刀具。因此，必须对所设计的机床工艺范围和使用情况做全面的调研和统计，依据某些典型工艺和加工对象，兼顾其他的可能工艺加工的要求，拟定机床技术参数，拟定参数时，要考虑机床发展趋势和同国内外同类机床的对比，使拟定的参数最大限度地适应各种不同的工艺要求和达到机床加工能力下经济合理。机床主传动系因机床的类型、性能、规格和尺寸等因素的不同，应满足的要求也不一样。设计机床主传动系时最基本的原则就是以最经济、合理的方式满足既定的要求。在设计时应结合具体机床进行具体分析，一般应满足的基本要求有满足
7、机床使用性能要求。首先应满足机床的运动特性，如机床主轴油足够的转速范围和转速级数；满足机床传递动力的要求。主电动机和传动机构能提供足够的功率和转矩，具有较高的传动效率；满足机床工作性能要求。主传动中所有零部件有足够的刚度、精度和抗震性，热变形特性稳定；满足产品的经济性要求。传动链尽可能简短，零件数目要少，以便节约材料，降低成本。2总设计方案说明根据机械设计手册18269，表1829，变速级为8级栏中，排列方式有三种A无公用齿轮B单公用齿轮C双公用齿轮。由于我们设计的是有满足最大和次大齿轮的次数差大于4的要求模数相同。目的是为了避免两齿轮轴上任意两个齿轮的齿顶相碰。若采用双公用齿轮2时因两变速互
8、相制约，齿数及径向尺寸可能增大；若采用三公用齿轮时配齿困难。公用齿轮既是前一变速组的从动齿轮，又是后一变速组的主动轮，啮合时间长，磨损快，且故公用齿轮的材料好，精度要高。所以，我们设计选用A无公用齿轮传动方式。3第二章车床住参数和基本参数1主轴的极限转速由设计任务书可知机床主轴的极限转速为MIN/1450MAXRN，变速级数Z8，公比571,可求出MIN/62MIN/67615711450MIN7MAX1RRNZN转速范围423621450MINMAXNNR2确定主轴的传动级数已知主轴转速级数Z8和公比157已知423621450MINMAXNNR且BAZ42A，B为正整数，即Z应可分解为2和
9、4的因子，以便用2和4联滑移齿轮实现变速取Z8级，则42Z综上述可得主传动部件的运动参数MIN/R1450NMAXMIN/62NMINR级8Z5713主电机的确定符合4KW额定功率的三相异步电机的转速有75010001500和3000R/MIN。根据机械设计课程设计指导书表131查出有三种适应的电动机型号，型号是Y112M2满载转速2890R/MIM。Y112M4满载转速1440R/MIM。Y132M16满载转速960R/MIM。因此有三种传动比方案，综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、齿轮传动的传动比，可见第2方案比较适合选定电动机型号为Y112M4满载转速1440R/MIN。
10、其主要性能额定功率4KW满载转速1440R/MIN额定转矩204第三章传动设计1传动组和传动副数的确定可能的方案有2222228或者41248但是第一个方案使轴的数量增多了一个，也扩大了箱体体积，所以一般少用，所以选择24的方案比较好2传动结构式的选择21分配总降速比分配降速比时，应注意传动比的取值范围，齿轮传动副中最大传动比2MAXU最小传动比41MINU，传动比过大，引起震动和噪音，传动比过小，是动齿轮和传动齿轮的直径相差太大，将引起结构过大。A确定皮带传动的传动比分为4,2I，取I2由于主电机的额定转速为1440R/MIN，可知第一根轴的转速MIN/R720501440N1B确定最末一级
11、的传动比总的传动比为2223621440NIMINN总所以21IIII皮总且11II122I皮且5,3II21，可以算出63I253I2122拟定转速图转速结构图如图1所示。5A选定各级转速值，有机械设计手册查表1823可选取各级转速的派生系列为1N63100N2160N3250N4400N5630N61000N71560N8图1结构网B齿轮齿数的确定传动组A11A1I5711A2I5121A3I9831A4I由表1826（机械设计手册单行本，减速器和变速器）可知，确定最小齿轮的齿数和MINZ及最小齿数和MINS，最小齿数必在9831A4I的齿轮副中，由表1826（机械设计手册单行本，减速器和
12、变速器）可知24MINZ120MINS由此可知四对齿轮的齿数为如表1所示6表1齿数齿轮总齿数120轴一齿轮数60463424轴二齿轮数60748696传动组B5811B1I9831B2I查表1826（机械设计手册单行本，减速器和变速器）确定最小齿轮的齿轮MINZ和最小齿数和MINS必在9831B2I的齿轮副中，由表1826（机械设计手册单行本，减速器和变速器）可知MINZ21MINS99查得两副齿轮副为如表2所示表2齿数齿轮总齿数99轴二齿轮数3821轴三齿轮数6178确定带轮直径由以上可知，电机转速电N1440R/MINMIN/R62NMIN则63021782496144062带U查机械设计
13、表88可得140DMINMM230DMAX，此时传动比60230140U比063小，所以，取MM230DMM140DMAXMIN很接近预定值。3绘制传动系统图。根据轴数、齿轮副、电动机等已知参数和条件可绘制出如下的传动系统简图。如图2所示7图2传动系统简图8第四章动力设计1确定各轴的转速根据机械设计手册查得18256121标准公比和标准转速数列的经验公式有13MINNNZ第三轴的转速为413157162NN13813MIN3ZR/MIN第二轴的转速为MIN/R207N2第一轴的转速为MIN/R1258N12带传动设计电动机转速为1440R/MIN，传递功率为4KW，传动比为1571确定计算功率
14、由机械设计基础表117查得AK11，则KWPKPA44411CA2选取V带型根据小带轮的转速和计算功率，查机械设计图811选B型带。3确定带轮直接和验算带速由以上已得小带轮直径140DMIN，25,5/M6101000601440140143100060ND11SV，所以选取带合格。4确定带传动的中心距和带的基准长度设中心距为0A，则）（）（21021DD2ADD5509740A52030初选中心距为450带长02122100A4DDDD2A2）（）（L4504903702143450220L414850L查机械设计表82选取相近的基准长度DL，则DL1400所以带传动的实际中心距34072A
15、A0D0LL5验算小带轮的包角一般小带轮的包角不应小于0120包角OOO12O11203167357ADD180所以合适6确定带的根数LCAKKPPPZ）（00查机械设计基础表114其中OP1I时传递功率的增量04查表115得K096按小轮包角，查表116得包角系数LK09长度系数为避免V带工作时各根带受力严重不均匀，限制根数不大于102581909604082244）（Z所以选取V带的根数为2根。7计算带的张紧力2C0MV52500）（KKVZPFA其中CAP带的传动功率V带速M/SM每米带的质量KG/M查表111取M017KG/M10V106M/SNF1187610170960960522
16、6104450020）（8计算作用在轴上的压轴力NFZFQ17332SIN2103齿轮参数设计和强度校核31选择齿轮材料及确定强度设计计算1由于没有特殊要求的传动设计，由机械设计基础表164选取，小齿轮选45号钢调制，齿面硬度为240HBS，大齿轮选45号钢正火，齿面硬度为200HBS。由于齿面硬度小于350HBS，又是闭式传动，故按齿面接触强度设计，按齿根弯曲强度校核。2按齿面接触疲劳强度设计许用接触应力根据表123得极限应力A5891LIMMPHA5542LIMMPH查表167选取11HS故MPASHHH535115891LIM1MPASHHH504115542LIM232计算齿轮参数1计
17、算小齿轮的分圆直径因载荷有冲击，取载荷系数K14（表165），车床变速箱中，齿轮相对轴承对称分布，齿宽系数查表163可得21,20D，选取齿宽系数为30D11第一根轴的转矩为10912125884310559N1055946161MMNPT（去应力的较小值代入设计858452535043012531091241437614376D32432D11UUKTH确定几何尺寸齿数取1Z24222485845DM11Z按表机械设计基础162取M25根据公式MZD计算分度圆直径。2第一对齿轮则分度圆直径1D2524602409652D2中心距150DD21A211）（齿宽186030DB1D经圆整后取大齿
18、轮齿宽20MM，小轮齿宽25MM（为了补偿安装误差，通常使小齿轮齿宽略大一些）。3第二对齿轮分度圆直径1D253485MMMM2158652D2中心距150DD21A211）（齿宽258530DB1D经圆整后取大齿轮齿宽25MM，小轮齿宽30MM（为了补偿安装误差，通常使小齿轮齿宽略大一些）。4第三对齿轮分度圆直径1154652D11857452D2中心距150DD21A211）（齿宽3411530DB1D经圆整后取大齿轮齿宽35MM，小轮齿宽40MM（为了补偿安装误差，通常使小齿轮齿宽略大一些）。125第四对齿轮分度圆直径1506052D11506052D2中心距150DD21A211）（齿
19、宽4515030DB1D经圆整后取大齿轮齿宽45MM，小轮齿宽45MM。6确定第二、三轴传递的齿轮参数第二轴上的传动转矩为）（MM107120765310559N105595662NPT粗略的估算齿轮的分度圆直径55363504306410714143761U4376D325321D12UKTH）计算模数，54221553M按表机械设计基础162取M37第一对齿轮分度圆直径63213D1234783D2中心距5148DD21A212）（齿宽196330DB1D经圆整后取大齿轮齿宽20MM，小轮齿宽25MM（为了补偿安装误差，通常使小齿轮齿宽略大一些）。8第二对齿轮分度圆直径114383D118
20、3613D2中心距5148DD21A212）（齿宽23411430DB1D经圆整后取大齿轮齿宽35MM，小轮齿宽40MM（为了补偿安装误差，通常使小齿轮齿宽略大一些）。32齿轮强度校核1校核第一、二轴上啮合的齿轮的强度13根据表123得极限应力A4431LIMMPFA3002LIMMPF查表167得安全系数41FS许用齿根应力MPASFFF316414431LIM1MPASFFF214413002LIM2由上可知10912125884310559N1055946161MMNPT（验算齿根弯曲应力查表齿形系数1826522A1FAFYY7915812A1ASSYY1121112SAFAFYYMB
21、ZKT载荷系数K查机械设计基础表165可得K141121112SAFAFYYMBZKTA1135816525224201091241224MP1F211A1A2A2A2FFSFSFFYYYY所以安全2校核第二、三轴上啮合的齿轮的强度根据表123得极限应力A4431LIMMPFA3002LIMMPF查表167得安全系数41FS许用极限应力MPASFFF316414431LIM114MPASFFF214413002LIM2由上面计算可知）（MM107120765310559N105595662NPT验算齿根弯曲应力齿形系数2227622A1AFFYY7715612A1ASSYYA814956176
22、2940381071412MB251A1A2221MPYYZKTSFFMPAFF3161121112A2A2FFSAFASFFYYYY所以二三轴上的齿轮传动是安全的。15第五章主轴的轴径估算及强度校核1各轴轴径的估算各轴的输入功率根据机械设计基础课程设计表127查得V带的传动效率为096，滚子轴承的效率是098，齿轮副的传动效率是097。电动机轴KWPP4ED0一轴KWPP843960401ED1二轴KWPP6539709808431212三轴KWPP4739709806532323前面已算出一、二轴的转矩10912125884310559N1055946161MMNPT（）（MM107120
23、765310559N105595662NPT再算出第三轴上的转矩）（MM1052413147310559N105595663NPT估算轴径根据3NDPC其中查表可得C的取值范围是107,118。所以估算的轴径为一轴9185161258843118107ND331）（PC考虑键槽对轴的削弱，将直径增大510，所以取为183222，由设计手册取MM20D1D，根据轴系结构确定轴C处的直径MM30D1C二轴730827207653118107ND332）（PC考虑键槽对轴的削弱，将直径增大510，所以取为30936116由设计手册取MM35D2D，根据轴系结构确定轴C处的直径MM45D2C三轴）（）
24、（4351324131473118107ND333PC考虑键槽对轴的削弱，将直径增大510，所以取为357416由设计手册取MM40D3D，根据轴系结构确定轴C处的直径MM50D3C2轴强度的校核1校核一轴由上可知10912125884310559N1055946161MMNPT（通过查找资料，把齿轮的分布如传动系统图所示而轴长MM240B12L取轴长为250MM所以一轴上所受的力轴向力NTF34111T1091220109122D2径向力NFF915083639010912TAN31T1R法向力NCOSFF30979396029101T1N2画出轴的受力图如图A所示3计算水平支反力，画水平面
25、弯矩图如图B所示NFFFBHAH145521TNLFMAHCH1818752250145524计算垂直面支反力，画垂直弯矩图如图C所示垂直面支反力为02D125250CARFFFAVNFAV6568图A图B图C17NFFFAVBV3940RCC截面的左侧垂直面弯矩NLFMAVCV710752左MMCC截面的右侧垂直面弯矩51175372LFMBHCV右MMN5画合成弯矩图如图D所示MM99144322NMMMCVCHC左左MM410431722NMMMCVCHC右右6画转矩图如图E所示10912125884310559N1055946161MMNPT（7计算当量弯矩因变速箱单向运转传动，故可认
26、为转矩脉动循环变化，取系数06由图可知CC处最危险，则MM49458722ECNTMMC）（右8校核强度A60A1352700494587D1013ECECEMPMPMWMBZ故轴的强度足够18第六章轴承的选用和寿命计算1轴承的类型及特性滚动轴承的类型及特性见表3表3滚动轴承的类型和特性轴承名称、类型及代号结构简图及承载方向极限转速NC允许角偏差特性与应用调心球轴承10000中23主要承受径向载荷，可承受少量的双向轴向载荷，外圈滚道为球面，具有自动调心性能。适用于多支点轴、弯曲刚度小的轴以及难于精度对中的支承调心滚子轴承20000中052主要承受径向载荷，其载荷能力比调心滚子轴承约大一倍，也能
27、承受少量的双向轴向载荷。外圈滚道为球面，具有调心性能，适用于多支点轴、弯曲刚度小的轴及难于精度对中的支承圆锥滚子轴承30000中2能承受较大径向载荷和单向轴向载荷，内外圈可分离。适用于转速不太高，轴的刚性较好的场合19双列深沟球轴承40000中210能承受较大径向载荷，也承受一定的双向轴向载荷。它比深沟球轴承具有较大的承载能力推力球轴承单列51000双列52000低不允许推力球轴承的套圈与滚动体可分离，单向推力球轴承只能承受单向轴向载荷，两个圈的内孔不一样大，内孔较小的与轴配合，内孔较大的与机座固定。双向推力球轴承可以承受双向轴向载荷，中间圈与轴配合，另两个圈为松圈。常用与轴向载荷大、转速不高
28、场合。低不允许深沟球轴承60000高816主要承受径向载荷，也可同时承受少量双向轴向，工作时内外圈轴线允许偏斜。摩擦阻力小，极限转速高，结构简单，价格便宜，应用最广泛。但承受冲击载荷能力较差，适用于高速场合角接触轴承7000C157000AC257000B40较高210能同时承受径向载荷与单向的轴向载荷，公称接触角有15、25、40三种，越大，轴向承载能力越大。适用于转速较高，同时承受径向和轴向再和场合202轴承的选用（1）载荷条件轴承所承受载荷的大小、方向和性质是选择轴承的主要依据。轻载和中载时应选用球轴承，受重载或冲击载荷时，应选用滚子轴承；纯径向载荷时，应选用深沟球轴承、圆柱滚子轴承或滚
29、针轴承等；纯轴向载荷时，可选用推力轴承；轴向、径向均有载荷时，若轴向载荷比径向载荷大得多，常选用推力轴承和深沟球轴承的组合结构。需要注意的是推力轴承不能承受径向载荷，圆柱滚子轴承不能承受轴向载荷。（2）转速条件高速时应优先选用球轴承。内径相同时，外径越小，离心力也越小，所以在高速时宜选用超轻、特轻系列轴承。推力轴承的极限转速都很低，高速运转时摩擦发热严重，若轴向载荷不十分大，侧可采用角接触球轴承或深沟球轴承来承受纯轴向力。（3）装调性能圆锥滚子轴承和圆柱滚子轴承的内外圈可以分离，便于拆装。为方便在长轴上轴承的装拆和紧固，可选用带内锥孔和紧定套的轴承。（4）调心要求当由于和安装误差等因素致使周的
30、中心线与轴承中心线不重合时，当轴受力弯曲造成轴承内外圈轴线发生偏斜时，宜选用调心轴承或调心滚子轴承。（5）经济考虑在满足使用要求的情况下，优先选用价格低廉的轴承。以球轴承的价格低于滚子轴承。轴承的精度越高价格越贵。在同精度的轴承中，深沟球轴承的价格最低。综上几点考虑，由于车床箱整体的受力要求不高，所以选用深沟球轴承一轴的轴颈的直径为20MM，我们选用滚子轴承，根据机械设计基础课程设计可知选用6204二轴的轴颈的直径为35MM，我们选用滚子轴承，根据机械设计基础课程设计可知选用6207三轴的轴颈的直径为40MM，我们选用滚子轴承，根据机械设计基础课程21设计可知选用6208。3轴承的寿命计算如表
31、4所示表4深沟球轴承轴承代号基本尺寸/MM安装尺寸/MM基本额定动载荷CR基本额定静载荷COR极限转速/RMIN1脂润滑油润滑KNDDBRSMINDAMINDAMAXRASMAX6204204714126411128665140001800062073572171142651255152850001100062084080181147731295180800010000一轴的轴承寿命计算由前面设计可知NFF915083639010912TAN31T1RNCOSFF30979396029101T1N查表根据工作条件传动有轻微冲击，查表168得21FP温度不超过CO100，由表1610查得1FT求
32、当量动载荷P，该轴承为620422查手册表KNC812RKNC656OR根据47066503097ORACF查得E037又因为E1RAFF所以机械设计基础表169可知X056Y102所以NFFP72666YXFA1RP1）（轴承的寿命）（PCLN60106H因为是滚子轴承310）（PCLN60106H31084213）（132186624632H23总结在完成毕业设计的过程中，我们走了很多弯路。特别是资料书很多时，我们却无从下手。不过我们通过了几种模拟方案对比后，选了个最佳方案。通过，此次的毕业设计，使我们把3年来，所有学过的东西都用上了。并且还在相关的权威的网站上查阅了大量资料。使用过程当中
33、有一些问题实在是很棘手，但是，通过细心加仔细。我们把难关一一克服。特别是在计算的时候要特别仔细，一不小心就容易出错。不过通过这次毕业设计使我们对机械设计又有了新的认识和新的方向，就是对机械设计的系统知识有了新的了解。结构也有了跟进一步的加深。车床主轴箱是机床的动力源将动力和运动传递给机床主轴的基本环节，其机构复杂而巧妙。这次设计的效果没有预计的理想，有一些硬件方面的原因。我接受的设计任务是对车床主轴箱进行设计。主轴箱的结构繁多，考虑到实际硬件设备的承受能力，在画主轴展开图的时候不影响表达出主轴箱内部结构的情况下，我省去了很多细部结构。从这点让我深深的体会到“科技是第一生产力”这句话的正确与严谨
34、性。在设计中我们也遇到了其它许多棘手的问题，例如，设计采用的度量标准不一致，导致装配的时候产生了干涉的问题，对于这个问题我们采用互相调节的方法，需要相互配合的两个零件的设计者相互协调，最后实现设计的效果。24致谢本文的毕业设计是在老师指导下完成的。王老师治学严谨，和蔼可亲，待人诚恳，热心帮组学生，研究深入而广泛。指导学生认真负责。在毕业设计当中，我也遇到了很多问题。王老师对主轴箱有着深刻的理解，特别是对主轴箱的设计有一些研究工作，设计过程中王老师帮我收集资料，为我指出设计思路，不时鼓舞我，还经常给我必要的指导，使我少走了许多弯路。设计过程也是培养我们认真细心的态度。在此过程中不断发现问题和解决
35、问题，使我加深了对大学所学课程理解，综合应用，并得到进一步的巩固，这对以后的学习和工作都有积极的意义。通过这一次的毕业设计使我们机床结构又有了更进一步的加深和了解。特别是在设计出现了细微地放的计算时，我很容易就出错。不过幸好有王老师的指点，使我们正确而且有效率的完成了。并且，还有小组成员的积极参与和彼此间的分工合作。互相帮助、协作。这里面老师是起了不可或缺的作用。才把这次毕业设计给做完。在这里，我们全体小组成员一起再一次的说声谢谢王老师。您真的是幸苦了。对于毕业设计的本身，就是让我锻炼与成长的过程。确确实实让我学到了很多东西，特别是为人处事方面。这个是教科书上学不到的。我认为，通过这次的毕业设
36、计的经历会让我在以后的工作岗位上有很大的帮助。为此，在对王老师说一声谢谢来作为这一毕业设计的结束，“谢谢”王老师。25参考文献1机械设计手册编写组机械设计手册机械工业出版社北京3版19852任殿阁，张佩勤主编设计手册辽宁科学技术出版社辽宁19973吴宗泽罗圣国主编机械设计课程设计手册高等教育出版社20004唐金松主编简明机械设计手册上海科技技术出版社上海19865李国斌机械设计基础机械工业出版社北京20036孟玲琴王志伟机械设计基础课程设计北京理工大学出版社20017孙恒陈作模主编机械原理高等教育出版社北京20018卢秉恒主编机械制造技术基础机械工业出版社北京20019机械设计手册委员会编机械设计手册机械工业出版社北京2004826附录1传动系统简图2齿轮的零件图3传动轴的零件图4主轴箱的展开图及剖面图
