版權(quán)說明:本文檔由用戶提供并上傳,收益歸屬內(nèi)容提供方,若內(nèi)容存在侵權(quán),請進行舉報或認領
文檔簡介
1、<p> 設計課題 干粉壓片機</p><p><b> 主要技術條件</b></p><p> 將陶瓷干粉料壓制成直徑為34mm,厚度為5mm的圓形片坯;</p><p> 沖頭壓力為15噸,每分鐘壓制25片</p><p> 機器許用運動不均勻系數(shù)為0.01</p>
2、<p> 驅(qū)動電機Y112M-6(或Y112M-4)額定功率2.2kw(2.8kw),滿載轉(zhuǎn)速940r/min(1440r/min)</p><p> 干粉壓片總體方案設計(傳動方案)</p><p> 由電動機通過皮帶輪傳動傳給減速器,減速器通過聯(lián)軸器聯(lián)接干粉壓片機主動軸,主動軸帶動主加壓機構(gòu),移動料篩機構(gòu),處沖頭輔助加壓機構(gòu)進行工作。</p><
3、p><b> 選擇電動機</b></p><p> 驅(qū)動電動機Y112M-6. 額定功率2.2kw 滿載轉(zhuǎn)速940r/min</p><p> 計算總傳動比和分配各級傳動比</p><p> 傳動裝置的總傳動比要求應為i= nw=940/25=37.6</p><p> nm-電動機滿載轉(zhuǎn)速r/m
4、in</p><p> nw干粉壓片機驅(qū)動軸轉(zhuǎn)速r/min</p><p> 各級傳動中,總傳動比應為i=i1i2i3</p><p> 在己知傳動比要求時,如何合理選擇和分配各級傳動比要考慮以下幾點</p><p> 各級傳動機構(gòu)的傳動比應級盡量在推薦范圍內(nèi)選取</p><p> i1=2.5 i2
5、=3.5 i3=4.297</p><p> 計算傳動件時,需要知道各軸的轉(zhuǎn)速,轉(zhuǎn)矩或功率,因此應將工作機上的轉(zhuǎn)速,轉(zhuǎn)矩或功率推算到各軸上,如傳動裝置從電動機到工作機三軸,依次為A,B,C,D,E軸 則:</p><p><b> 各軸轉(zhuǎn)速:</b></p><p> n= nm/io=940r/min nA,nB,n
6、C,nD,nE分別為A,B,C,D,E軸的轉(zhuǎn)速</p><p> n= n/i1=376r/min nA為高速軸,nE為低速軸</p><p> n= n/i2=107.43r/min</p><p> n= n/i3=25r/min io,i1,i2,i3,i4依次為電動軸至高速軸A,AB軸,BC軸,CD軸,DE軸的傳動比</p&g
7、t;<p> n= n/i4=25r/min</p><p><b> 各軸功率</b></p><p> PA=Pdη=2.2kw PD-電動機輸出功率</p><p> PB=Paηa=2.2*0.96=2.112kw</p><p&g
8、t; Pc=PBη=2.112*0.97=2.04864kw</p><p> PD=Pcη=2.04864*0.97=1.9871808kw</p><p> PE=PDη=1.9871808*0.995=1.977244896kw</p><p><b> 3.各軸轉(zhuǎn)矩</b></p><p> TA=Td
9、*io*η=22.35106383Nm</p><p> TB=TAi1η=53.64255319Nm</p><p> Tc=Tbi2η=182.1164681Nm</p><p> TD=Tci3η=759.0778295Nm</p><p> TE=Tdi4η=755.2824403Nm</p><p>
10、 式中Td-電動機軸的輸出轉(zhuǎn)矩</p><p> Td=9550Pd/ nm=9550*2.2/940=22.35106383Nm</p><p><b> 設計帶傳動</b></p><p> 確定設計功率 (1)表9-9查得工作情況系數(shù)kA=1.3(干粉壓片機的載荷變動較大,每天工作8小時)</p><p&
11、gt; 據(jù)式9-12 Pd=kA*ρ=1.3*2.2=2.86kw</p><p> 選擇V帶型號 查圖9-9,選A型V帶</p><p> 確定帶輪直徑dd1,dd2 (1)參考圖9-9及表9-4 選取小帶輪直徑dd1=100mm</p><p> (2)驗算帶速 V1=πdd1n1/60*1000=4.92182849(m/s)<
12、;/p><p> (3)從動帶輪直徑 dd2=idd1=2.5*100=250mm</p><p> 查表9-4取dd2=250mm</p><p> 確定中心距 (1)按式9-19初選中心距ao</p><p> 0.7(100+250)≤ao(100+250) 即245≤ao≤700 取ao=500mm<
13、/p><p> (2)按式9-20求帶的計算基準長度Ldo</p><p> Ldo=2ao+π/2(dd1+dd2)+(dd2-dd1)/4ao</p><p><b> =1560mm</b></p><p> (3)查表9-2,取帶的基準長度Ld=1600mm</p><p> 按式9
14、-21計算實際中心距 a=ao+Ld-Lo/2=500+1600-1560/2=520mm</p><p> (4)按式9-22確定中心距調(diào)整范圍</p><p> amax=a+0.03Ld=500+0.03*1600=568mm</p><p> amin=a-0.015Ld=520-0.015*160=496mm</p><p>
15、 驗算小帶輪包角α1≈180°-dd2-dd1/a*57.3°=180°-250-100/520*57.3°≈163.47°>120° 合適</p><p> 確定V帶根數(shù)Z (1)由表9-5查dd1=100mm, n1=800r/min及n1=950r/min時單根A型V帶的額定功率分別為0.83kw和0.95kw,用線性插值法
16、求n1=940r/min時的額定功率值。</p><p> P1=0.83+[(0.95-0.83)/(950-800)](940-800)=0.942kw</p><p> 由表9-6查得△Po=0.11kw</p><p> (2) 由表9-7查得包角修正系數(shù)k=0.96</p><p> (3)由表9-8查得帶長修正系kl=0.
17、99</p><p> (4)計算V帶根數(shù)Z 由式9-24</p><p> Z≥Pa/(p1+△Po) kkl=2.86 Z取3根</p><p> 由表9-1查得m=0.1kg/m</p><p> 由式9-25 Fo=500Pd/VZ[2.5/ k-1]+mV²=146N</p>
18、<p> 計算單根V帶初拉力Fo和對軸的壓力FQ</p><p> 由式9-26 FQ=2Zfosin(α/2)=876N</p><p> 設計I,II兩對齒輪傳動</p><p> 選擇齒輪材料,熱處理方法及精度等級。</p><p> 減速機選閉式傳動,無特殊要求,為制造方便,采用軟齒面鋼制齒輪。查表6-1
19、并考慮HBS1=HBS2+30~50的要求,小齒輪選用45鋼,調(diào)質(zhì)處理,齒面硬度217-255HBS,大齒輪選用45鋼,正火處理,齒面硬度162-217HBS計算時取HBS1=240,HBS2=200,該減速機為一般傳動裝置,轉(zhuǎn)速不高,根據(jù)表6-2,初選8級精度</p><p> 按齒面接觸疲勞強度設計</p><p> 載荷系數(shù)k 由于工作平穩(wěn),精度不高,且齒輪為對稱布置,查表6
20、-3取k=1.5(中等沖擊)</p><p> 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T1 T11=9.55*102.112/376=53642.5Nmm</p><p> T21=9.55*102.04864/107.43=182114Nmm</p><p> 齒數(shù)Z和齒寬系數(shù) 取小齒輪系數(shù)Z11=28 Z21=30</p><p> 取
21、大齒輪系數(shù)Z21=i2Z2=3.5*28=98 Z22=128.91</p><p> 實際傳動比:i23=129/30=4.3</p><p> 誤差△I=i23-i/I=0.069%≤2.5% 合適</p><p> 齒數(shù)比U1=3.5 U2=4.3</p><p> 查表6-6,取Φd=0.9 [δH]=δHlimZnt
22、/sH</p><p> 由圖6-8查得δHlim1=595Mpa δHlim2=555Mpa</p><p> 取SH=1,計算應力循環(huán)次數(shù)(每天工作8小時)每年工作300天,預期使用壽命為20年</p><p> N11=60n1j=60*376*1*8*300*20=1.08288*10 N12=N11/u1=3.0939*10</p>
23、;<p> N21=60n2j=60*107.43*1*18*300*20=3.09394*10 N22=N21/u2=7.195*10</p><p> 由圖6-6查得Zn11=1.0 Zn12=1.06</p><p> Zn21=1.06 Zn22=1.16</p><p> [δ
24、H]11=595*1.0/1=595Mpa [δH]12=555*1.06/1=588.3Mpa</p><p> [δH]21=595*1.06/1=630.7Mpa [δH]22=555*1.6/1=643.8Mpa</p><p> 取小值代入 故取[δH]1=588.3Mpa [δH]2=630.7Mpa</p><p> 標準齒輪
25、 α=20°則Zh==2.49</p><p> 兩對齒輪材料均為鋼,查表6-4 ZE=189.8 (彈性系數(shù))</p><p> 由于是閉式軟齒面齒輪傳動,齒輪承載能力應由齒面接觸疲勞強度決定由式6-11</p><p> d11≥=52.93893654mm</p><p> d21≥=74.91376821m
26、m</p><p> 模數(shù)M1=d11/Z1=49.14415534/28=1.890676305</p><p> M2=d21/Z2=69.543782/30=2.497125607</p><p> 由表5-2取M1=2.0mm 取M2=2.5mm</p><p> 3.主要尺寸計算 d11=M1Z11=2.0*2
27、.8=56mm d22=M1Z12=2.0*98=196mm</p><p> d21=M2Z21=2.5*30=75mm d22=M2Z22=2.5*129=322.5mm</p><p> 齒寬 b1=φd1d11=0.9*56=50.4mm b2=φd1d21=0.9*75=67.5mm</p><p> 取
28、b11=55mm b12=50mm b21=70mm b22=65mm</p><p> []12=12Ynt12/ S=300Mpa</p><p> []21=21Ynt21/ S=314.3Mpa</p><p> []22=22Ynt22/ S=300Mpa</p><p> 11=(2KT11/bm1Z11) 11
29、11=2*1.2*53642.5/50*2.0*28*2.55*1.61=94.38≤[]11</p><p> 12=11(1212/1112)=94.38*2.18*1.79/2.55*1.61=89.71≤[]12</p><p> 21=(2KT21/bm2Z21) 2121=2*1.2*182114/65*2.5*30*2.52*1.625=146.85≤[]21</p
30、><p> 22=21(2222/2121)=146.85*2.16*1.81/2.52*1.625=140.21≤[]22</p><p> 5.齒輪的圓周速度 V1=πd11n11/60*1000=3.14*56*376/60*1000=1.1m/s</p><p> V2=πd21n21/60*1000=3.14*75*107.43/60*1000=0.
31、442m/s</p><p><b> 6.齒輪結(jié)構(gòu)設計</b></p><p><b> 設計B,C,D三軸</b></p><p> 選擇軸的材料并確定許用應力 (1)選用45鋼正火處理</p><p> ?。?)由表5-2查得強度極限=588Mpa</p><p&g
32、t; 由表5-1查得許用彎曲應力[=54Mpa</p><p> 確定B,C,D軸的直徑dmin (1)按扭轉(zhuǎn)強度估算軸的直徑dmin</p><p> (2)由表5-3取A=110,則</p><p> d=A=19.6mm</p><p> d=A=29.4mm</p><p> d=A=47.3m
33、m</p><p> ?。?)考慮有鍵槽,將直徑增大5%,則</p><p> d=19.6*(1+5%)=20.58mm</p><p> d=47.3*(1+5%)=49.665mm</p><p> B軸輸入端的直徑和長度應和大帶輪相同,故軸輸入端下徑d=30 mm,L=48 mm;C軸兩端直徑應和軸承相符,選取63型滾動軸承,其
34、軸承孔直徑為35mm和軸配合部分長度為21mm,故軸兩端直徑d=35 mm。D軸輸出端的直徑和長度應和聯(lián)帶輪相符。選取TL9型彈性柱銷聯(lián)軸器,其軸孔直徑為50mm,和軸配合部分長度為84mm,故軸輸出端直徑d=50mm</p><p> C軸的結(jié)構(gòu)設計 (1)軸上零件的定位,固定和裝配</p><p> 二級減速器中,可將齒輪安排在箱體中部,相對兩軸承不對稱分布,小齒輪設計在軸上
35、靠右,大齒輪右面由小齒輪定位,周向靠干鍵和過渡配合固定,兩軸承分別以套筒和軸肩定位,周向則采用過渡配合或過盈配合固定。軸做成階梯形,右軸承從右面裝入,大齒輪,套筒,左軸承依次從左面裝到軸上。</p><p> ?。?)確定軸各段直徑和長度</p><p> 1段直徑d1=35mm L1=21mm (初選6307型滾動軸承,其內(nèi)徑35mm,外徑80 mm,寬度21 mm)</p&g
36、t;<p> 2段直徑d2=45mm 小齒輪與軸承有一定距離 L2=10mm</p><p> 3段直徑d3=75mm L3=70mm(小齒輪段)</p><p> 4段直徑d4=55mm L4=60-2=58mm</p><p> 5段直徑d5=35mm L5=2+20+21=43mm</p><p>
37、(3)繪制軸的結(jié)構(gòu)設計草圖</p><p> 由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=181mm</p><p> 按彎扭合成強度(1)繪制軸受力簡圖</p><p> 校核C軸和強度(2)計算軸所受力 Ft1=2T1/d1=2*182114/75=4856.4N</p><p> Fr1=Ft1*tanα=1767.6N<
38、/p><p> Ft2=2T1/d2=2*182114/196=1858.3N</p><p> Fr2=Ft2*tanα=676.4N</p><p> (3)繪制垂直彎距圖b FRBV=(1767.6*125.5-676.4*60.5)/181=999.5N</p><p> FRAV=(1767.6*55.5-676.4*120
39、.5)/181=91.7N</p><p> 計算彎距 MCV(左)= FRAV*l1=91.7*60.5*0.001=5.55N*m</p><p> MCV(右)=FRAV*l3- Fr1(l3-l2)=5.55N*m</p><p> MDV(左)=(91.7*125.5+676.4*65)*0.001=55.47N*m</p>&l
40、t;p> MDV(右)=999.5*55.5*0.001=55.47 N*m</p><p> MCV=-(MCV(左)-60.5/125.5*MCV(右))=21.19N*m</p><p> MDV= MDV(左)-55.5/120.5*MDV(右)=52.91N*m</p><p> (4) 繪制水平彎距圖C FRBH=(4856.5*125
41、.5-1858.3*60.5)=2746.1N</p><p> 截面D處的當量彎距為 FRAH=(4856.5*55.5-1858.3*120.5)=252.0N</p><p> MCH(左)=FRAH*l1=252.0*60.5*0.001=15.25 N*m</p><p> MCH(右)=(2746.1*120
42、.5-4856.4*65)*0.001=15.24 N*m</p><p> MDH(左)=(252*125.5+1858.3*65)*0.001=152.42 N*m</p><p> MDH(右)=2746.1*55.5*0.001=152.41N*m</p><p> MCH=60.5/125.5*MCH(左)-MCH(右))=58.23N*m</
43、p><p> MDH=MDH(左)-55.5/120.5*MDH(右)=145.39N*m</p><p> (5)繪制合成彎距圖d </p><p> ?。?)繪制彎距圖e T=9550*P/n=9550*2.04864/107.43=182.114N*m</p><p> ?。?)繪制當量彎距圖f 轉(zhuǎn)距產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)剪應力
44、按脈動循環(huán)變化,取α=0.6</p><p> 截面C處的當量彎距為</p><p> 截面D處的當量彎距為</p><p> (8)校核危險截面C處的強度強度足夠; 校核危險截面D處的強度強度足夠。</p><p> B軸的結(jié)構(gòu)設計 (1)軸上零件的定位,固定和裝配</p><p> 二級減速器中,
45、可將齒輪安排在箱體中部,相對兩軸承不對稱分布,齒輪設計在軸上靠左,周向則采用過渡配合或過盈配合固定。軸做成階梯形,左軸承從左面裝入,右軸承和大帶輪依次從右面裝到軸上。</p><p> ?。?)確定軸各段直徑和長度</p><p> 1段直徑d1=30mm L1=48mm</p><p> 2段直徑d2=35mm(裝有6307型滾動軸承)帶輪與箱體外壁有一定距
46、離而定,為此該段長為70mm, L2=21+70=101mm</p><p> 3段直徑d3=45mm L3=83mm</p><p> 4段直徑d4=56mm L4=22mm</p><p> 5段直徑d5=35mm (裝有6307型滾動軸承) L5=21mm</p><p> ?。?)繪制軸的結(jié)構(gòu)設計草圖</p>
47、;<p> ?。?)由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=181mm</p><p> ?。?)按彎扭合成強度(1)繪制軸受力簡圖a</p><p> 校核B軸和強度 計算軸所受力 Ft=1915.8N Fr=697.3N</p><p> (2)繪制垂直彎距圖b FRBV=(60*697.3)/181=231.1N<
48、/p><p> FRAV=(121*697.3)/181=466.2N</p><p> 計算彎距 MCV(右)= =121*231.1*0.001=27.97N*m</p><p> MCV(左)=60*466.2*0.001=27.97N*m</p><p> (3) 繪制水平彎距圖c FRBv=60*1915.8/181=
49、635N</p><p> FRAv=121*1915.8/181=1280.7N</p><p> (4)繪制合成彎距圖d </p><p> (5)繪制彎距圖e T=9550*P/n=9550*2.112/376=53.64N*m</p><p> (6)繪制當量彎距圖f 轉(zhuǎn)距產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)剪應力按脈動循環(huán)變化,取
50、α=0.6</p><p> (7)校核危險截面C處的強度強度足夠</p><p> D軸的結(jié)構(gòu)設計 (1)軸上零件的定位,固定和裝配</p><p> 二級減速器中,可將齒輪安排在箱體中部,相對兩軸承不對稱分布,齒輪左面由軸肩定位,右面用軸端定位環(huán)軸向定位,周向靠平鍵和過渡配合固定,聯(lián)軸器軸向以靠階梯鍵和過渡配合固定,周向則采用過渡配合或過盈配合固定。
51、軸做成階梯形,左軸承從左面裝入,齒輪,定位環(huán),右軸承和聯(lián)軸器依次從右面裝到軸上。</p><p> ?。?)確定軸各段直徑和長度</p><p> 1段直徑d1=50mm 聯(lián)軸器軸孔長度為80mm L1=80mm</p><p> 2段直徑d2=55mm (裝有6311型滾動軸承 ) 帶輪與箱體外壁有一定距離而定,為此該段長為75mm, L2=
52、2+12+29+75=118mm</p><p> 3段直徑d3=75mm L3=65-2=63mm</p><p> 4段直徑d4=65mm (右端軸肩d3=85mm)L4=83mm</p><p> 5段直徑d5=55mm (裝有6311型滾動軸承) L5=29mm</p><p> ?。?)繪制軸的結(jié)構(gòu)設計草圖</p&g
53、t;<p> ?。?)由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=189mm</p><p> ?。?)按彎扭合成強度(1)繪制軸受力簡圖a</p><p> 校核D軸和強度 計算軸所受力 Ft=4707.2N Fr=1713.3N</p><p> ?。?)繪制垂直彎距圖b FRBV=(59*1713.3)/189=534.8N&
54、lt;/p><p> FRAV=(150*1713.3)/189=1178.5N</p><p> 計算彎距 MCV(右)=MCV(左)=1178.5*59*0.001=69.53N*</p><p> (3) 繪制水平彎距圖c FRBv=59*4707.2/189=1469.4N</p><p> FRAv=130*4707.
55、2/189=3227.8N</p><p> (4)繪制合成彎距圖d </p><p> (5)繪制彎距圖e T=9550*P/n=9550*1.987/25=759N*m</p><p> (6)繪制當量彎距圖f 轉(zhuǎn)距產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)剪應力按脈動循環(huán)變化,取α=0.6</p><p> (7)校核危險截面C處的強度強度足
56、夠</p><p><b> 減速器設計資料</b></p><p> 鑄鐵減速器箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸(齒輪減速器)</p><p> 名稱 符號 取值</p><p> 箱座壁厚
57、 δ 8</p><p> 箱蓋壁厚 δ1 8</p><p> 箱座凸緣壁厚 b 12</p><p> 箱蓋凸緣壁厚
58、 b1 12</p><p> 箱座低凸緣壁厚 b2 20</p><p> 地腳螺釘直徑 df 20</p><p>
59、; 地腳螺釘數(shù)目 n 6</p><p> 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 d1 16</p><p> 蓋與座聯(lián)接螺栓直徑 d2 12</p>&
60、lt;p> 聯(lián)接螺栓d2的間距 L 160</p><p> 軸承端蓋螺栓直徑 d3 8</p><p> 視孔蓋螺栓直徑 d4 6</p
61、><p> 定位銷直徑 d 10</p><p> 到外箱壁距離 c1 c1(df)=26 c1(d1)=22 c1(d2)=18</p><p> 到凸緣邊壁距離 c2 c
62、2(df)=24 c2(d1)=20 c2(d2)=16</p><p> 軸承旁凸臺半徑 R c2</p><p> 凸臺高度 h 50</p><p> 外箱壁到軸承端面距離
63、 L1 47</p><p> 鑄造過渡尺寸 x,y 3,15或4,20</p><p> 大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離 Δ1 10</p><p> 齒輪端面與內(nèi)箱壁
64、距離 Δ2 8</p><p> 箱座肋厚 m 6.8</p><p> 軸承端蓋外徑 D2 120和170</p><
65、;p> 軸承旁聯(lián)接螺栓距離 s s=D2</p><p><b> 起重吊耳和吊鉤</b></p><p><b> d=b</b></p><p><b> b=20</b></p><p&
66、gt;<b> R=24</b></p><p><b> E=16</b></p><p><b> K=34</b></p><p><b> H=14</b></p><p><b> R=8.5</b></p&
67、gt;<p><b> B=20</b></p><p> 通氣帽 M36x2</p><p> 桿式油標 M16x1.5</p><p> 型無骨架橡膠油封 35*60*12和55*80*12</p><p> 鍵的選擇和強度校核 A型平鍵(45鋼)<
68、;/p><p> 公稱直徑d 公稱尺寸bxh 軸深t L k</p><p> ф30 8x7 4.0 40 3.268</p><p> ф55 16x10 6.0
69、 55 4.585</p><p> ф75 20x12 7.5 65 5.170</p><p> ф55 16x10 6.0 80 4.644</p><p
70、> δp1=(2*53642.5)/(30*3.268*40)=27.36Mpa</p><p> δp2=(2*182114)/(55*4.585*55)=26.26Mpa</p><p> δp3=(2*759034)/(75*5.170*65)=60.23Mpa</p><p> δp4=(2*759034)/(55*4.644*80)=81.7
71、22Mpa</p><p> 查表13-2鍵聯(lián)接的許用擠壓應力〔δp〕 取沖擊載荷〔δp〕=90Mpa</p><p><b> 則四鍵的強度都足夠</b></p><p> 上沖頭主加壓機構(gòu)設計</p><p> 該機構(gòu)選定方案是由曲柄搖桿機構(gòu)和搖桿串聯(lián)而成的。</p><p>
72、 設OAA=AB=200mm</p><p> 2*OAA(1-sinθ)=0.4 θ=2.56°</p><p> 2*T*9.8*cosθsinθcosα<=9550*p/(nr)cos(β-90)</p><p> AC=140mm,COB=50mm</p><p><b> α=14.17
73、76;</b></p><p><b> β=122.5°</b></p><p> T=15.0086t 當T>=15t時合適。</p><p> 則OA=AB=200mm,AC=140mm,CO=50mm,α=14.18°,β=122.5°。</p><p
74、><b> 參考文獻:</b></p><p> 1、蔡厚道.數(shù)控機床構(gòu)造.北京:北京理工大學出版社,2007.2:1-5</p><p> 2、汪木蘭.數(shù)控原理與系統(tǒng).北京:機械工業(yè)出版社,2004.7:264-275</p><p> 3、Mahbubur Rahman *, Jouko Heikkala, Kauko Lap
75、palainen.Modeling,Measurement and error compensation of multi-axis machine tools.Part I:theory.International Journal of Machine Tools & Manufacture 40 (2000) 1535-1546.</p><p> 4、http://zhidao.baidu.com
76、/question/15375676.html</p><p> 5、陳嬋娟.數(shù)控車床設計.北京:化學工業(yè)出版社,2006.2: 135-148</p><p> 6、 韓鴻鸞,榮維芝.數(shù)控機床結(jié)構(gòu)與維修.北京:機械工業(yè)出版社,2004.8: 179-190</p><p> 7、機械設計手冊編委會,機械設計手冊.北京:機械工業(yè)出版社,2004.8</
77、p><p> 8、王積偉,章宏甲等.液壓與氣動傳動.北京:機械工業(yè)出版社,2005:108-114</p><p> 9、陳立德.機械設計基礎.北京:高等教育出版社,(2005重?。?92-93</p><p> 10、Rohit G. Reddy, Richard E. DeVor *, Shiv G. Kapoor.A mechanistic forc
78、e model for combined axial-radial contour turning.International Journal of Machine Tools & Manufacture 41(2001) 1551-1572 </p><p> 11、陸劍中,孫家寧.金屬切削原理與刀具.北京:機械工業(yè)出版社,2005.1: </p><p
溫馨提示
- 1. 本站所有資源如無特殊說明,都需要本地電腦安裝OFFICE2007和PDF閱讀器。圖紙軟件為CAD,CAXA,PROE,UG,SolidWorks等.壓縮文件請下載最新的WinRAR軟件解壓。
- 2. 本站的文檔不包含任何第三方提供的附件圖紙等,如果需要附件,請聯(lián)系上傳者。文件的所有權(quán)益歸上傳用戶所有。
- 3. 本站RAR壓縮包中若帶圖紙,網(wǎng)頁內(nèi)容里面會有圖紙預覽,若沒有圖紙預覽就沒有圖紙。
- 4. 未經(jīng)權(quán)益所有人同意不得將文件中的內(nèi)容挪作商業(yè)或盈利用途。
- 5. 眾賞文庫僅提供信息存儲空間,僅對用戶上傳內(nèi)容的表現(xiàn)方式做保護處理,對用戶上傳分享的文檔內(nèi)容本身不做任何修改或編輯,并不能對任何下載內(nèi)容負責。
- 6. 下載文件中如有侵權(quán)或不適當內(nèi)容,請與我們聯(lián)系,我們立即糾正。
- 7. 本站不保證下載資源的準確性、安全性和完整性, 同時也不承擔用戶因使用這些下載資源對自己和他人造成任何形式的傷害或損失。
最新文檔
- 干粉壓片機傳動裝置設計說明書.doc
- 干粉壓片機傳動裝置設計說明書.doc
- 干粉壓片機傳動裝置設計說明書.doc
- 干粉壓片機傳動裝置設計說明書.doc
- 干粉壓片機傳動裝置設計
- 干粉壓片機設計說明書.doc
- 干粉壓片機設計說明書.doc
- 干粉壓片機設計說明書.doc
- 干粉壓片機設計說明書.doc
- 干粉壓片機傳動裝置設計【5張cad圖紙】【課設】
- 干粉壓片機傳動裝置設計【5張cad圖紙】【課設】
- 干粉壓片機設計說明書.doc
- 畢業(yè)設計--單沖干粉壓片機說明書
- 畢業(yè)設計--單沖干粉壓片機說明書
- 干粉壓片機
- 干粉壓片機.dwg
- 機械原理課程設計---干粉壓片機設計說明書
- 干粉壓片機的設計【6張cad圖紙和說明書】
- 干粉壓片機.dwg
- 干粉壓片機的設計【6張cad圖紙和說明書】
評論
0/150
提交評論