多工位钻床传动系统设计毕业设计

1、吉 林 建 筑 大 学毕业论文多工位钻床传动系统设计 学 生： 指 导 教 师： 专 业： 机械工程及其自动化学 号： 02709213 答 辩 日 期： 2013年 6 月 18 日吉林建筑大学绪 论 金属切削机床是人类在改造自然的长期生产实践中，不断改进生产工具的基础上生产和发展起来的。最原始的机床是依靠双手的往复运动，在工件上钻孔。随着加工对象材料的变化和社会的进步，机床的种类也随着增加，功能也越来越多。近年来，由于新技术的发展并在机床领域得到应用，使机床的发展更加迅猛，传动方式也越来越多。多样化，精密化，高效化，自动化是这一机床的发展的基本特征。也就是说，机床发展紧密迎合社会生产多种多

2、样和越来越高的生活要求。 目前我国已形成布局比较合理、比较完善的工业体系。机床的性能也在逐渐的提高，有些机床的性能已经接近世界先进水平。但与世界水平相比，还是有巨大差距的。因此，要想缩短与先进国家的差距，我们必须开发设计出我国自己的高性能机床。 现代金属切削机床的主要发展趋势是：提高机床的加工效率，提高机床的自动化程度以及进一步提高机床的加工精度和减少表面粗糙度值。 本篇文章主要研究通过改变传动方式，来提高机床的工作效率。绪 论1第一章 传动机构布置方案分析11.1多工位钻铣床传动原理11.2固定轴式变数器和圆柱减速器11.3零部件结构方案分析2第二章 变速器主要参数的选择32.1中心距a32

3、.2齿轮参数的选取3第三章 变速器的设计与计算63.1轴的计算与校核63.2轴的弯矩图73.3轴的校核计算10第四章 减速器的设计114.1 电机的传递效率计算114.2 计算传动装置总传动比及分配各级传动比114.3计算传动装置的运动和动力参数11第五章 减速器的齿轮设计135.1 减速器齿数的设计135.2 减速器齿数的设计165.3齿轮几何尺寸计算绘制齿轮零件图19第六章 减速器轴的设计216.1选择轴的材料216.2按许用扭应力初步估算轴径及联轴器216.3校核计算24第七章 选取、校核轴承和计算寿命257.1轴承选取257.2校核减速器i轴的轴承257.3校核减速器iii轴的轴承25

4、7.4校核减速器ii轴的轴承26第八章 键的选取和强度校核278.1键的选取278.2强度校核27第九章 减速器箱体的结构设计289.1减速器的机构设计289.2保证机体有足够的刚度289.3机体结构有良好的工艺性289.4对附件设计28第十章 润滑和密封2910.1润滑方式的选择2910.2密封方式的选择2910.3润滑油的选择29结 论30致 谢31参考文献32iii吉林建筑大学 第一章 传动机构布置方案分析1.1多工位钻铣床传动原理通过对文献的查阅,了解多工位钻铣床传动原理。首先须知道工件加工工艺，机床工作时有几个电机提供动力，有哪几部分运动。在动力机构中，观察其中各齿轮，各个齿轮轴，各

5、个轴承和各个同步齿形带的工作状态及原理。传动原理简图如下图。在动力输出端用液压变矩器来实现钻头的进给。1.2固定轴式变数器和圆柱减速器固定轴式变速器中的两轴式和中间轴式变速器得到广泛应用。其中，两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动汽车上。与中间轴式变速器比较，两轴式变速器因轴和轴承数少，结构简单、轮廓尺寸小和容易布置等优点，此外，各挡位因只经一对齿轮传递动力，故传动效率高同时燥声也低。两轴式变速器在高档工作时齿轮和轴承均承载，不仅工作燥声增大，容易损坏，还有，受结构限制，两轴式变速器与一挡速比不可能设计的很大。对于前进挡，两轴式变速器输入轴的转动方向与输出轴的转动方向相反;而中间轴式变速器的第

6、一轴与输出轴的转动方向相同。圆柱减速器传动平稳，相对噪声比较小，并且设计简单 所以选择两轴式变速器和二级圆柱减速器，主要是结构简单，操作方便。1.3零部件结构方案分析 变速器和减速器用齿轮有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮两种。与直齿圆柱齿轮比较，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长，运转平稳，工作噪声低等优点；缺点是制造时稍复杂，工作时有轴向力，这对轴承不利。变速器中的常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮，尽管这样会使常啮合齿轮齿数增加，导致变速器的质量和转动惯量增大。直齿圆柱齿轮仅用于低挡和倒挡。 本次设计全部采用直齿圆柱齿轮。因为两档变速为了方便，直接移动传动轴使齿轮啮合改变转速，所以圆柱齿轮应该倒圆角，便于换挡

7、。作旋转运动的变速器轴支撑在壳体或其它部位的地方以及齿轮与轴不做固定连接处应安置轴承。变速器和减速器轴承常采用圆柱滚子轴承，球轴承，滚针轴承，圆锥滚子轴承，滑动轴套等。至于何处应当采用何种类型的轴承，是受结构限制并随所承受的载荷特点不同而不同。本次设计采用深沟球轴承和滑动套筒，便于安装。 第二章 变速器主要参数的选择2.1中心距a 对中间轴式变速器，是将中间轴与第二轴轴线之间的距离称为变速器的中心距a。对两轴式变速器，将变速器输入轴与输出轴轴线之间的距离称为变速器的中心距a。它是一个基本参数，其大小不仅对变速器的外形尺寸、体积大小由影响，而且对齿轮的接触强度由影响。中心距越小，齿轮的接触应力越

8、大，齿轮的寿命越短。因此，最小允许中心距应当由保证齿轮必要的接触强度来确定。变速器轴经轴承安装在壳体上，从布置轴承的可能与反便和不因同一垂直面上的两轴承孔之间的距离过小而影响壳体的强度考虑，要求中心距取大些。此外，受一挡小齿轮齿数不能过少的限制，要求中心距也要大些。还有，变速器中心距取的过小，会使变速器长度增加，并因此使轴的刚度被削弱和使齿轮的啮合状态变坏。对于中间轴式初选中心距a时，可根据下述公式计算 式中，a为中心距（mm）；为中心距系数，一般取8.69.6；为电动机的最大转矩2.3875（n.m）；取=2.5为变速器一挡传动比；为变速器传动效率，取96。查阅文献电机一般取p=0.75kw

9、，n=3000r/m，转矩=2.3875a=（8.99.3）*=15.9316.64mm初选取a=16mm。在初选中心距、齿轮模数和螺旋角以后，可根据变速器的挡数、传动比和传动方案来分配各挡齿轮的齿数。应该注意的是，各挡齿轮的齿数比应尽量不是整数，以使齿面磨损均与。2.2齿轮参数的选取 2.2.1模数 齿轮模数是一个重要参数，并且影响它的选取因素又很多，如齿轮的强度、质量、噪声、工艺要求等。在变速器中心距相同的的条件下，选取较小的模数，就可以增加齿轮的齿数，同时增加齿宽可使齿轮啮合的重合度增加，并减少齿轮噪声、所以为了减少噪声应合理减少模数，同时增加齿宽；为使质量小些，应该增加模数，同时减少齿

10、宽；从工艺方面考虑，各挡齿轮应该选用一种模数，而从强度方面考虑，各挡齿轮应有不同的模数；减少齿轮工作噪声又较为重要的意义，因此齿轮的模数应选的小些，所以取m=1.5. 2.2.2压力角齿轮压力角较小时。重合度较大并降低了齿轮的刚度，为此能减少进入啮合和推出啮合时的动载荷，使传动平稳，有利于降低噪声；压力角较大时，可提高齿轮的抗弯强度和表面接触强度。实际上，因国家规定的标准压力角为20，所以变速器齿轮普遍采用压力角为20。在这次设计中我选用压力角20。因为是直齿轮所以螺旋角=0 2.2.3齿宽b在选择齿宽时，应该注意齿宽对变速器的轴向尺寸、质量、工作平稳性、齿轮强度和齿轮工作时的受力均匀程度均有

11、影响。 考虑到尽可能缩短变速器的轴向尺寸和减小质量，应该选用较小的齿宽。另一方面，齿宽减小使斜齿轮传动平稳的有点被削弱，此时虽然可以用增加齿轮螺旋角的方法给予补偿，但这时轴承承受的轴向力增大，使其寿命降低。齿宽窄又会使齿宽方向受力不均匀造成便载，导致承载能力降低，并载齿宽方向磨损不均匀。通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽：齿宽b=,为齿宽系数取，直齿=4.4-7.0齿宽系数可取大些，使接触线长度增加，接触应力降低，以提高传动平稳性和齿轮寿命。对于模数相同的各挡，挡位低的齿轮的齿宽系数取得稍大。齿宽=1.5*6=9mm 2.2.4档位齿数及传动比的确定 一挡传动比为 ，取整数得22。所以一般取，得

12、到,取。=18+46=64。2.556，=27mm，=69mm。 2.2.5对中心距a进行修正 ， 47.25取得48mm，为标准中心距。 2.2.6二挡齿数及传动比的确定取传动比，48， =32 =48mm。齿轮齿轮模数压力角分度圆直径齿数11.520271821.520694631.520483241.5204832第三章 变速器的设计与计算 3.1轴的计算与校核 1）当变速器挂一挡时候，即接触时，得受力分析 =176.85n =64.37n 2)当变速器挂二挡时候，即接触时，受力分析如下图。 =99.48n =36.2n3.2轴的弯矩图 i轴当接触时，由图可得，初选有效轴长l=106mm

13、，28.5 57.5 由*28.5=*86得，=21.33n，=+ =43.04n *28.5=1226.65 i轴当接触时，57.5 28.5 由*57.5=*86得，=24.2n，=+ =12n *57.5=690 ii轴当接触时，14.5 57.5 由=64.37n，*14.5=*86，=+。得 =10.85n =53.52n *14.5=776 ii轴当接触时，71.5 14.5 由=36.2n，*71.5 =*86，=+。得 =30.1n =6.1n *71.5=463.15。3.3轴的校核计算 t=2387.5 401.92 6.68mpa mpa 所以轴的材料选用20cr，采用渗

14、碳，淬火，回火处理。验算合格。 第四章 减速器的设计4.1 电机的传递效率计算查机械设计手册得， 电动机的输出功率 0.75kw每对轴承的传动效率 每对啮合齿轮的传动效率 =0.98联轴器的传动效率 =0.94变速器的传递效率 =0.8616减速器的传递效率 =0.89384.2 计算传动装置总传动比及分配各级传动比 1传动装置总传动比取变速器挂一挡是的速度计算n=1500r/min，电动机经过变速器后，即减速器的输入功率为=0.6462kw 为减速器输入转速，为减速器输出转速。 2分配各级传动比 查手册初选取=3.2，由上公式可得=2.34。4.3计算传动装置的运动和动力参数 1各轴转速 1

15、500r/min 468.75r/min 200r/min 2各轴的输入功率 =0.63kw =0.614kw =0.575kw 3根据输入功率计算各轴输入转矩 4.011 12.51 27.46参数轴名输入功率p（kw）输入转矩t（nm）转速r/min轴0.634.0111500轴0.61412.51468.75轴0.57527.46200第五章 减速器的齿轮设计 查机械设计第八版，主编濮良贵，纪名刚5.1 减速器齿数的设计 1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1） 按图1所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。2） 速度不高，选7级精度3） 材料选择。由表10-1选择小齿轮材料为40cr，

16、硬度为280hbs,大齿轮材料为45钢，硬度为240hbs，二者硬度差为40hbs。2. 按齿面接触强度设计由设计计算公式10-9a进行试算，即 (1)确定公式内的各计算数值1） 试选载荷系数。2） 小齿轮传递转矩 3） 由表10-7选取齿宽系数。4） 由表10-6查得材料的弹性影响系数。5） 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。6） 由式10-13计算应力循环次数。 =60*1500*1*(2*8*300*10)=4.32* =1.35*7) 由图10-19取接触疲劳寿命系数0.90；0.95。8) 计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%,安全系

17、数s=1，由式10-12得 0.9*600mpa=540mpa 0.95*550mpa=522.5mpa (2)计算1） 试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值。 2.32*9.666=22.42mm2） 计算圆周速度v。 =1.76m/s3） 计算齿宽b。 =1*22.42=22.42mm4） 计算齿宽与齿高之比。模数 =0.934mm齿高 =2.102mm =10.6665） 计算载荷系数。根据v=1.76m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数1.08；直齿轮，；由表10-2查得使用系数；由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，1.309。由10.666，,1.30

18、9查图10-13得=1.28；故载荷系数 =1*1.08*1*1.309=1.4146） 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式10-10a得 =22.42*=23.057mm7）计算模数m。 0.9607mm。3. 按齿根弯曲强度设计由式10-5得弯曲强度的设计公式为 （1） 确定公式内的各计算数值1） 由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限500mpa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限380mpa；2） 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数0.85，0.88；3） 计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数s=1.4，由式10-12得 4） 计算载荷系数。 =1*1.08*1*1.28=1.

19、38245） 查取齿形系数。由表10-5查得 。6） 查取应力校正系数。由表10-5查得 。7） 计算大、小齿轮的并加以比较。 大齿轮的数值大。（2） 设计计算 =0.7022mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算得的模数0.7022并接近圆整为标准值m=1mm，按接触强度算得的分度圆直径23.057mm，算得小齿轮齿数 23.057/1=23.05724大齿轮齿数 =76.8,取。这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强

20、度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。 4.几何尺寸计算（1） 计算分度圆直径 =1*24=24mm =1*77=77mm（2） 计算中心距 =50.5mm（3） 计算齿轮宽度 =1*24=24mm 5.2 减速器齿数的设计 1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）按图1所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。2）速度不高，选7级精度3）材料选择。由表10-1选择小齿轮材料为40cr，硬度为280hbs,大齿轮材料为45钢，硬度为240hbs，二者硬度差为40hbs。2.按齿面接触强度设计由设计计算公式10-9a进行试算，即 (1)确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数。2）

21、小齿轮传递转矩 3）由表10-7选取齿宽系数。4）由表10-6查得材料的弹性影响系数。5）由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。6）由式10-13计算应力循环次数。 =60*468.75*1*(2*8*300*10)=1.35* =0.577*7）由图10-19取接触疲劳寿命系数0.95；1.0。8）计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%,安全系数s=1，由式10-12得 0.95*600mpa=570mpa 1.0*550mpa=550mpa (2)计算7） 试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值。 2.32*14.0346=32.56mm8） 计算

22、圆周速度v。 0.799m/s9） 计算齿宽b。 =1*32.56=32.56mm10） 计算齿宽与齿高之比。模数 =1.36mm齿高 =3.05mm =10.67511） 计算载荷系数。根据v=0.799m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数1.02；直齿轮，；由表10-2查得使用系数；由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，1.417。由10.675，,1.417查图10-13得=1.35；故载荷系数 =1*1.02*1*1.417=1.44512） 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式10-10a得 =32.56*=33.73mm7）计算模数m。 1.4

23、05mm。4. 按齿根弯曲强度设计由式10-5得弯曲强度的设计公式为 （2） 确定公式内的各计算数值8） 由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限500mpa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限380mpa；9） 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数0.85，0.88；10） 计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数s=1.4，由式10-12得 11） 计算载荷系数。 =1*1.02*1*1.35=1.382412） 查取齿形系数。由表10-5查得 。13） 查取应力校正系数。由表10-5查得 。14） 计算大、小齿轮的并加以比较。 大齿轮的数值大。（3） 设计计算 =0.994mm对比计算结果，由齿面

24、接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算得的模数0.994并接近圆整为标准值m=1mm，按接触强度算得的分度圆直径33.73mm，算得小齿轮齿数 33.73/1=33.7334大齿轮齿数 =79.56,取。这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。 4.几何尺寸计算（4） 计算分度圆直径 =1*34=34mm =1*80=80mm（5） 计算中心距 =57mm（6） 计算齿轮宽度 =1*34=3

25、4mm 5.3齿轮几何尺寸计算绘制齿轮零件图齿数 模数压力角齿顶高系数顶隙系数齿距=3.14=3.14齿厚分度圆齿厚齿根高1.251.25齿顶高分度圆直径齿高2.252.25中心距50.557第六章 减速器轴的设计查简明机械零件设计手册，朱龙根主编6.1选择轴的材料 轴的材料选用45钢，经调质处理，由表15-1查得材料力学性能为：650mpa，360mpa。6.2按许用扭应力初步估算轴径及联轴器1） 初步估算轴径 根据表15-2公式初步估算轴径，材料为45钢由表15-3取a=110，轴的输出端直径考虑轴上有键槽，轴径应增大4%到5%，取d=9mm 2）选择联轴器 根据表16-3，选取联轴器工作

26、情况因数k=1.5，联轴器的计算转矩为： =6.0165 根据工作要求选柱销联轴器，由和考虑到联轴器轴孔直径的标准系列，取轴径d=16mm，选联轴器型号为hl1，轴孔直径16mm，轴孔长度42mm。 3）i轴的受力分析和弯矩图 =334.25n =121.66n由，得n n 4）iii轴的受力分析和弯矩图 n n由，得n n 5）ii轴的受力分析和弯矩图由，得n n =12000 =801.36 6.3校核计算由上可分析出ii轴和iii轴接触处受力最大，所以对此进行校核。 t=27460 434.4 75.2mpa mpa 所以轴的材料选用20cr，采用渗碳，淬火，回火处理。验算合格。第七章

27、选取、校核轴承和计算寿命 查机械设计第八版，主编濮良贵，纪名刚7.1轴承选取因主要承受径向负荷，并且能承受转速很快，无轴向力情况下很好的工作，所以选用深沟球轴承。变速器移动轴处，用滑动套筒能更方便轴移动，便于换挡。7.2校核减速器i轴的轴承1）校核轴承 径向载荷=355.7n 轴向载荷n故，查表13-5得，则，查表13-5得得当量动载荷：=1*355.7+0=355.7n。2） 计算寿命查表13-6得，查表13-4得，对于球轴承代入公式 h由上可得轴承可工作小时。 7.3校核减速器iii轴的轴承1)校核轴承 径向载荷=1723.4n 轴向载荷n故，查表13-5得，则，查表13-5得得当量动载荷

28、：=1*1723.4+0=1723.4n。3） 计算寿命查表13-6得，查表13-4得，对于球轴承代入公式 h由上可得轴承可工作小时。7.4校核减速器ii轴的轴承1)校核轴承 径向载荷=1387.3n 轴向载荷n故，查表13-5得，则，查表13-5得得当量动载荷：=1*1387.3+0=1387.3n。4） 计算寿命查表13-6得，查表13-4得，对于球轴承代入公式 h由上可得轴承可工作小时。第八章 键的选取和强度校核查简明机械零件设计手册，朱龙根主编 8.1键的选取 选取普通平键（a型），因为其特点是靠侧面传递转矩。对中良好，装拆方便。不能实现轴上零件的轴向固定。a型键用于端铣刀加工的轴槽，

29、键在槽中固定良好，但轴上槽引起的应力集中较大。其主要用途应用最广，也适用高精度，高速或承受变载、冲击的场合。 8.2强度校核 查表5-3得 许用挤压应力mpa，许用切应力mpa。查5-2得下列公式。 1)校核减速器i轴联轴器键（a型） 2）校核减速器3齿轮键（a型）3） 校核减速器4齿轮键（a型）4） 校核变速器齿轮键（b型）所以以上键都合格。第九章 减速器箱体的简单设计9.1减速器的机构设计减速器的箱体采用铸造（ht200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量。9.2保证机体有足够的刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度。9.3机体结构有良好的工艺性铸件壁厚为5，圆角半径为r

30、=5。机体外型简单，拔模方便。 9.4对附件设计1 视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用m6紧固。 2 油螺塞放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。 3 油标油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出。 4 通气孔由于减速器运转时，机体内温度升高

31、，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡。 5 盖螺钉启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹。 6 位销为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度。第十章 润滑和密封10.1润滑方式的选择因为此变速器和减速器都为闭式齿轮传动，又因为齿轮的圆周速度小，所以采用将大齿轮的轮齿浸入油池中进行浸油润滑。考虑到高速级大齿轮可能浸不到油，所以在大齿轮下安装一小油轮进行润滑。轴承利用大齿轮的转动把油溅到箱壁的油槽里输送到轴承机型润滑。为保证机盖与机座连接处密封，联接凸

32、缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为。10.2密封方式的选择由于减速器i，ii，iii轴和变速器ii轴与轴承接触处的线速度小，所以采用毡圈密封。10.3润滑油的选择因为是一般减速器及变速器，查简明机械零件设计手册表19-3可选用组别代号c，齿轮油，品种代号clc。其适用中等速度和负载比较苛刻的手动变速器和弧齿锥齿轮的驱动桥。结 论随着时间的推移，毕业设计已经临近了尾声，针对这次毕业设计我做如下总结总结，找出其中的缺点和不足，吸取教训、经验。这次设计我设计的是多工位钻床传动系统设计，传动系统设计的好坏直接关系到钻床工作效率的大小。在本次设计中既存在一些个人创新，也有一些缺点和失误。由于这次设计中我采用了两个减速器，因此实现了钻床同时钻两个孔，使机器的工作效率提升近一倍，也增加了产量节省了时间。并且我还设计了变速器，来改变钻床的转速可以钻不同直径的孔。更大的提高了钻床的工作性能。通过本次设计我对变速器和减速器的结构形式和工作原理有了更加深入和广泛的了解，这不仅扩展了我的知识面，更使