毕业设计（论文）带式输送机传动装置的设计及制造.doc

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1、摘 要 本次论文设计的题目是“带式输送机传动装置的设计及制造”。 进行结构设计，并完成带式输送机传动装置中减速器装配图、零件图设计及主要零件的工艺、工装设计。本次的设计具体内容主要包括：带式输送机传动总体设计；主要传动机构设计；主要零、部件设计；完成主要零件的工艺设计；设计一套主要件的工艺装备；撰写开题报告；撰写毕业设计说明书；翻译外文资料等。 对于即将毕业的学生来说，本次设计的最大成果就是：综合运用机械设计、机械制图、机械制造基础、金属材料与热处理、公差与技术测量、理论力学、材料力学、机械原理、计算机应用基础以及工艺、夹具等基础理论、工程技术和生产实践知识。掌握机械设计的一般程序、方法、设计

2、规律、技术措施，并与生产实习相结合，培养分析和解决一般工程实际问题的能力，具备了机械传动装置、简单机械的设计和制关键字： 减速器 齿轮 轴承 联轴器1. 设计说明书1.1 设计方案用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器。传动装置简图如下图1所示。 图 11.2 工作条件连续单向运转，有轻微振动，空载启动，运输带速度允许速度误差为。使用期限为10年，小批量生产，两班制工作。1.3原始技术数据（表1）表1-1 展开式二级圆柱齿轮减速器设计原始技术数据运输机工作轴转矩T/(Nm)460运输带工作速度v/(m/s)0.8运输带滚筒直径D/mm380 1.4设计工作量（1）减速器装配图一张；（0号图纸

3、）（2）零件图6张（大齿轮，输出轴，3号图纸）；（3）设计说明书一份。2. 电动机的选择2.1动机类型的选择： Y系列三相异步电动机（工作要求：连续工作机器）2.1.1电动机功率选择：94KW.110001000=wwwDTVFvphh（1）传动装置的总功率：（查指导书附表2.2） 由表2.2.1查得：v= 0.96 承= 0.97 齿= 0.99 联=0.96总=14*22*3*4 = 0.964*0.972*0.99*0.96 =0.86(2) 电机所需的工作功率：P d=FV/1000=2.26KW2.1.2确定电动机转速：计算滚筒工作转速：n筒=601000V/D=60100008/3

4、80=40.23r/min 按指导书P7表2.1推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围i齿轮=840。故电动机转速的可选范围为nd=i总n筒=（840）40.23=(643.686436.8)r/min，符合这一范围的同步转速有750r/min、和1440r/min。根据容量和转速，由指导书附表10查出有三种适用的电动机型号，其技术参数及传动比的比较情况见下表：表2-1动比方案电动机型号额定功率（KW）电动机转速（r/min）传动装置的传动比同步转速满载转速总传动比V减速器1Y112M-2415002890125.65235.92.1.3 确定电动机型号综合考虑电动机和传动装

5、置的尺寸、重量以及带传动和减速器的传动比，可知方案1比较合适（在满足传动比范围的条件下，有利于提高齿轮转速，便于箱体润滑设计）。因此选定电动机型号为Y132S-6，额定功率为Pd =4KW，满载转速n电动=960r/min。表2-2电动机型号额定功率 满载转速 启动转矩额定转矩 最大转矩额定转矩Y112M-2 4KW 2890r/min2.52.22.2 计算总传动比及分配各级的传动比 2.2.1总传动比：i总=n电动/n筒=2890/40.23=71.842.2.2分配各级传动比（1） 据指导书P7表2.1，取齿轮i齿轮=7.73（2） i总=i齿轮i带 i带=i总/i齿轮=35.92/7.

6、73=4.653.运动参数及动力参数计算3.1计算各轴转速（r/min）n电动=2890/2=1445r/minIIIr/min2.40.4.65.186.93III=inn/ i齿轮=1445/7.73=186.93r/min卷筒轴n=n=40.2r/min 3.2 计算各轴的功率（KW）PI=Pd1=2.260.97=2.19KWPII=PI12=2.190.970.97=2.06KWPIII=PII23=2.060.990.97 =1.97KWP=p*3*4=1.97*0.97*0.99=1.90KW3.3计算各轴扭矩（Nmm）= 9550Pd / n电动= 95502.26/2890

7、=7.47Nmm TI=9550PI/=95502.14/1445=14.2NmmTII=9550PII/=95502.06/186.93 =105.4NmmTIII=9550PIII/=95501.97/40.2=470.69NmmT=TIII24=470.690.990.99= 461.32Nmm 表3-1电动机轴高速轴中间轴低速轴卷筒轴转速（r/min）14451445186.9340.240.2功率(kW)2.192.192.061.971.90转矩(N*m)7.4714.2105.4470.69461.32传动比35.927.734.651效率0.960.950.950.94 4.

8、齿轮传动的设计计算4.1 选择齿轮材料及精度等级 考虑减速器传递功率不大，按课本P142表10-8及10-9选，以齿轮采用软齿面。小齿轮选用45#钢，齿面硬度为240HBS。大齿轮选用45#钢，正火，齿面硬度180HBS；根据表选8级精度。齿面精糙度Ra1.63.2m。取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数：Z2=i齿Z1=7.7320=155 按齿面接触疲劳强度设计 由课本P147式（10-24）d1【kT1(u+1)/duHP2】1/3 确定有关参数如下：传动比i齿=u=4.2由表10-12 取d=1转矩 TI=9550P1/n1=95502.14/1445 =14143.25Nm载荷系数k

9、 由课本P144 取k=1.2许用接触应力HP，由课本P150图10-33查得：Hlim1=610Mpa Hlim2=500Mpa由公式6-3760njtn知：ZN1=1 ZN2=1.13HP1=0.9Hlim1=610Mpa=610Mpa HP2=0.9Hlim2=1.13500Mpa=565Mpa取HP=565Mpa故得：d1【kT1(u+1)/duHP2】1/3 =1.214143.25(7.73+1)/1.27.7356521/3mm =28.24mm 取d1=30mm4.2 确定齿轮传动主要参数及几何尺寸模数：m=d1/Z1=30/20=1.2mm 取标准值m=1.5分度圆直径d1=

10、mZ1=1.520=30mm d2=mZ2=1.5152=228mm传动中心距 a=m(Z1+Z2)/2=1.5(20+152)/2=129mm齿宽 b2=b=dd1=1.230=36mm b1=b2+5mm=41mm验算齿轮圆周速度 V齿=d1n1/601000=3.14301445/601000=2.27m/s由表10-7选齿轮传动精度等级8级合宜校核齿根弯曲疲劳强度 由课本P148式（10-26）得 F=(2kT1/d1mb)YFS1F1确定有关参数和系数许用弯曲应力FP由课本P150图10-34查得：Flim1=510Mpa Flim2 =430MpaF1= 0.7Flim1 =0.7

11、510Mpa=357Mpa F2= 0.7Flim2 =0.7430Mpa=308Mpa 复合齿形系数YFS 由P149图10-32查得 YFS1=4.25 YFS2=3.94计算两轮的许用弯曲应力F1=(2kT1/d1mb)YFS1 =（21.214143.25)/(41301.5）4.25Mpa =42.60MpaF1F2=(2kT1/d1mb)YFS2 =（21.214143.25)/(36301.5）3.94 Mpa =8.68MpaF24.3 选齿轮类、精度等级、材料及齿数1） 为提高传动平稳性及强度，选用直圆柱齿轮；2） 因为运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度；3 ）小

12、齿轮材料：40 Cr调质 HBS=280接触疲劳强度极限 （由图10-21d）弯曲疲劳强度极限 Mpa （由图10-20c）大齿轮材料：45号钢正火 HBS=240接触疲劳强度极限 MPa （由图10-21c）弯曲疲劳强度极限 （由图10-20b）4） 初选小齿轮齿数 大齿轮齿数Z4=3.430=102 4.4 按齿面接触强度设计计算公式： mm （由式10-21）4.4.1确定公式内的各计算参数数值取 K =1.2 1）齿宽系数 （由表10-7） 材料的弹性影响系数 Mpa1/2 （由表10-6）计算应力循环次数915.79*107N=7.75 10 72=1.24*104.11N=2）计算

13、接触疲劳寿命系数 （由图10-19）3）计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%，取安全系数 4.4.2计算高速级齿轮的主要尺寸1）试算小齿轮分度圆直径=96mmn2） 计算圆周速度 8.010006023=dvp 3）计算齿宽b及模数mntmmdbItd5.2112.196=f 4.328.962=m取m2=4 b/h=13.33 b1 =116 b2=1214）计算载荷系数 使用系数 根据电动机驱动得 动载系数 根据v=0. 807m/s 7级精度 直齿轮， 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，根据b/h=13.33，查图10-13得，故载荷系数= 5）按实际的载荷

14、系数修正所算得的分度圆直径 6） 计算模数m 4.5 按齿根弯曲强度设计 1)计算载荷系数2）弯曲疲劳系数KFN 得 3）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.3 得 4）查取齿型系数YF 应力校正系数YS 得 5）计算大小齿轮的 并加以比较 比较 所以大齿轮的数值大，故取0.016056） 计算7） 分析对比计算结果对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取=3.已可满足齿根弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆d1t=90.07mm来计算应有的齿数。于是由 283007.901=mdz 4.6 几何尺寸计算

15、1）计算大小齿轮的分度圆直径d1、d2mmmzd9332811=mm mm 2）计算中心距 3）计算齿轮宽度 b1 =116 b2 =121 高低速级轴上齿轮的主要参数 表4-1高速级低速级齿数201=z 1552=z 1314=z模数5.11=m42=m压力角齿顶高系数顶隙系数齿距P1=4.41=12.56.2p齿厚mms14.31=mms14.32=齿槽宽mme14.31=mme14.32=齿根高mmhf88.11=.52=fh齿顶高mm1.5 ha1=.42=ah分度圆直径d1=20 mm d2=233 mmmmmmd1123= d5243=齿高mmh38.31=mmh.92=基圆直径d

16、=2dmmdd2.281= mm.55218. 齿顶圆直径dmmda.331= mma235.5=2mmmmda105.3883= mmda492.564=齿根圆直径 mmdf4103= mmdf5.5164=中心距a.5.2621=mma6362=4.7 V带的设计1）计算功率 2）选择带型 据和=2890由图10-12选取A型带3）确定带轮基准直径 由表10-9确定 （1）验算带速 因为故符合要求（2） 验算带长 初定中心距 由表10-6选取相近（3） 确定中心距 （4） 验算小带轮包角 故符合要求（5） 单根V带传递额定功率 据 和 查图10-9得4） 时单根V带的额定功率增量:据带型及

17、查表10-2得5 ）确定带根数 查表10-3 查表10-4 6） 单根V带的初拉力 查表10-5 7）用的轴上的力 8）带轮的结构和尺寸 以小带轮为例确定其结构和尺寸,由图10-11带轮宽5.轴的设计计算5.1、高速轴轴的结构尺寸设计根据结构及使用要求,把该轴设计成阶梯轴且为齿轮轴,共分七段,其中第5段为齿轮,如图2所示: 图5-1由于结构及工作需要将该轴定为齿轮轴,因此其材料须与齿轮材料相同,均为合金钢,热处理为调制处理, 材料系数为110。所以,有该轴的最小轴径为:d1(p1/n1)1/3=(2.14/1445)1/3=12.77mm考虑到该段开键槽的影响,轴径增大5%,于是有: d1 =

18、12.77*(1+5)=13.3 标准化取d=14mm其他各段轴径、长度的设计计算依据和过程见下表:表5-1 高速轴结构尺寸设计阶梯轴段设计计算依据和过程计算结果第1段(考虑键槽影响)L=5612.771456第2段L=7815.96取标准值1778第3段L=50取标准值2050第4段L=302430第5段L=362036第6段L=361436由表21-33知 轴承选用6002型 内径15 宽度 B1= 95.1.1轴的受力模型简化(见图3)及受力计算 图5-2轴承跨度232.5 L1=40 L2=192.5 MC=FRBHL1=780.66*40=31.23 垂直弯矩 绘制扭矩图：绘制当量弯

19、矩图： 校核危险截面强度：所以强度满足要求图5-35.1.2轴承的寿命校核鉴于调整间隙的方便,轴承均采用正装.预设轴承寿命为3年即12480h.校核步骤及计算结果见下表: 表5-2 轴承寿命校核步骤及计算结果计算步骤及内容计算结果6007轴承A端B端由手册查出Cr、C0r及e、Y值Cr=12.5kNC0r=8.60kNe=0.68计算Fs=eFr(7类)、Fr/2Y(3类)FsA=1809.55 FsB=1584.66计算比值Fa/FrFaA /FrAe FaB /FrB e确定X、Y值XA= 1,YA = 0, XB =1 YB=0查载荷系数fP1.2计算当量载荷P=Fp(XFr+YFa)P

20、A=981.039 PB=981.039计算轴承寿命9425.45h小于12480h由计算结果可见轴承6007合格.5.2 中间轴的轴系结构设计5.2.1轴的结构尺寸设计根据结构几使用要求该轴设计成阶梯轴且为齿轮轴,共分五段,其中第II段和第IV段为齿轮,如图4所示:图5-4由于结构及工作需要将该轴定为齿轮轴,因此其材料须与齿轮材料相同,均为合金钢,热处理为调制处理,取材料系数 所以,有该轴的最小轴径为: d2(p2/n2)1/3=(2.06/189.93)1/3=24.92mm因键槽开在中间，其影响不预考虑 标准化取d2=25mm其他各段轴径、长度的设计计算依据和过程见下表:表5-3 中间轴

21、结构尺寸设计阶梯轴段设计计算依据和过程计算结果第1段L21=4725、 3047第2段(考虑键槽影响)B=41 35 41第3段39.9取标准值4030第4段=B=11635116第5段=25L=473047 轴承选用6006型 内径 30 宽度 B2=135.2.2轴的受力分析及计算轴的受力模型简化(见图5)及受力计算L1=51 L2=105.75 L3=106图5-5由高速轴的受力分析知： 图5-65.2.3轴承的寿命校核鉴于调整间隙的方便,轴承均采用正装.预设轴承寿命为3年即12480h.校核步骤及计算结果见下表:表5-4 轴承寿命校核步骤及计算结果计算步骤及内容计算结果6007A端B端

22、由手册查出Cr、C0r及e、Y值Cr=29kNC0r=19.2kNe=0.68确定X、Y值X= 1 Y=0查载荷系数fP1.2计算当量载荷P=Fp(XFr+YFa)PA=4976.72 PB=5982.60计算轴承寿命10179.13h小于12480h由计算结果可见轴承6007合格,5.3 低速轴的轴系结构设计5.3.1轴的结构尺寸设计根据结构几使用要求该轴设计成阶梯轴,共分八段,如图6所示:图5-7考虑到低速轴的载荷较大，材料选用45,热处理调质处理,取材料系数 所以,有该轴的最小轴径为: d(p/n3)1/3=(1.97/40.2)1/3=40.99mm考虑到该段开键槽的影响,轴径增大5%

23、,于是有: D31 =12.77*(1+5)=13.3 标准化取其他各段轴径、长度的设计计算依据和过程见下表:表5-5 低速轴结构尺寸设计阶梯轴段设计计算依据和过程计算结果第1段 考虑到该段开键槽的影响,轴径增大5%,于是有: 标准化取L=11643.4745.6545116第2段 L=505250第3段L=326032第4段L=307030第5段d33=d35=60齿宽b=12160121第6段D32=d36=52 L=47 5247轴承选用6009型 内径 45 宽度B3 =165.3.2轴的受力分析及计算轴的受力模型简化(见图7)及受力计算 图5-8 轴承跨度190.5 L1=71.5

24、L2=119由中间轴的受力分析知： 5.3.3轴承的寿命校核鉴于调整间隙的方便,轴承均采用正装.预设轴承寿命为3年即12480h.校核步骤及计算结果见下表:表5-6 轴承寿命校核步骤及计算结果计算步骤及内容计算结果6014A端B端由手册查出Cr、C0r及e、Y值Cr=98.5kNC0r=86.0kNe=0.68计算比值Fa/FrFaA /FrA e确定X、Y值XA=1 YA =0 查载荷系数fP1.2计算当量载荷P=Fp(XFr+YFa)PA=5796.24 PB=6759.14计算轴承寿命763399h大于12480h由计算结果可见轴承6014AC、6007均合格，最终选用轴承6014。5.

25、3.4轴的强度校核经分析知C、D两处为可能的危险截面， 现来校核这两处的强度：1）合成弯矩2）扭矩T图3）当量弯矩4）校核由手册查材料45的强度参数C截面当量弯曲应力：由计算结果可见C截面安全。 图5-96.各轴键、键槽的选择及其校核均选用平键连接6.1 键的选择轴安装齿轮处直径d=17由表12-6查得普通平键尺寸b*h*L=6*6*28强度校核:由于静连接钢制齿轮有轻微冲击,由表12-7查得键许用应力键有效工作长度L=28-6=22输出轴传递转矩: T=9.55*106 p/n=411289.85 普通平键强度条件: 6-2轴高速级大齿轮与轴键的连接:根据d=30由表12-6查得普通平键尺寸

26、为: b*h*L=6*6*34 低速级小齿轮平键尺寸为: b*h*L=8*7*100强度校核:由表12-7查得键许用应力高速级齿轮有效长度L=34-6=28低速级小齿轮有效长度L=100-8=92转矩: T=9.55*106 p/n=467529.8 平键强度条件 平键强度满足6-3 轴齿轮与轴间连接安装处直径d=112 由表12-6查得普通平键尺寸b*h*L=16*10*125轴与联轴器连接由表12-6查得普通平键尺寸b*h*L=14*9*110强度校核:由表12-7查得键许用应力转矩: T=9.55*106 p/n=467529.8 强度条件 平键强度满足7.减速器箱体及其附件的设计7.1

27、箱体结构设计根据箱体的支撑强度和铸造、加工工艺要求及其内部传动零件、外部附件的空间位置确定二级齿轮减速器箱体的相关尺寸如下：（表中a=225）表7-1 箱体结构尺寸名称符号设计依据设计结果箱座壁厚0.025a+3=8.99考虑铸造工艺，所有壁厚都不应小于8箱盖壁厚10.02a+388箱座凸缘厚度b1.513.35箱盖凸缘厚度b11.5112箱座底凸缘厚度b22.522.25地脚螺栓直径df0.036a+1220.1地脚螺栓数目na250时，n=44轴承旁联结螺栓直径d10.75df16箱盖与箱座联接螺栓直径d 2(0.50.6)df12轴承端盖螺钉直径和数目d3，n(0.40.5)df,n6,

28、4窥视孔盖螺钉直径d4(0.30.4)df8定位销直径d(0.70.8) d 28轴承旁凸台半径R1c216凸台高度h根据位置及轴承座外径确定，以便于扳手操作为准34外箱壁至轴承座端面距离l1c1+c2+ (510)42大齿轮顶圆距内壁距离11.210齿轮端面与内壁距离210箱盖、箱座肋厚m1 、 mm10.851 =7.565 m0.85=6.87轴承端盖凸缘厚度t(11.2) d310轴承端盖外径D2D+(55.5) d3120螺栓扳手空间与凸缘厚度安装螺栓直径dxM8M10M12M16至外箱壁距离c1min13161822至凸缘边距离c2min11141620沉头座直径Dmin20242

29、6327.2减速器零件的位置尺寸 表7-2代号名称荐用值代号名称荐用值1大齿轮顶圆距内壁距离107箱底至箱底内壁得距离202齿轮端面与内壁距离 10H减速器得中心高2253轴承端面与内壁距离5L1箱体内壁至轴承座孔端面得距离594旋转零件间轴向距离15e轴承端盖凸缘的厚度75齿轮顶圆至箱体内壁得距离106大齿轮齿顶圆至箱底内壁的距离508. 运输、安装和使用维护要求8.1减速器的安装 （1）减速器输入轴直接与原动机连接时，推荐采用弹性联轴器；减速器输出轴与工作机联接时，推荐采用齿式联轴器或其他非刚性联轴器。联轴器不得用锤击装到轴上。 （2）减速器应牢固地安装在稳定的水平基础上，排油槽的油应能排

30、除，且冷却空气循环流畅。 （3）减速器、原动机和工作机之间必须仔细对中，其误差不得大于所用联轴器的许用补偿量。 （4）减速器安装好后用手转动必须灵活，无卡死现象。（5）安装好的减速器在正式使用前，应进行空载，部分额定载荷间歇运转13h后方可正式运转，运转应平稳、无冲击、无异常振动和噪声及渗漏油等现象，最高油温不得超过100；并按标准规定检查轮齿面接触区位置、面积，如发现故障，应及时排除。 8.2使用维护 本类型系列减速器结构简单牢固，使用维护方便，承载能力范围大，公称输入功率0.856660kw，公称输出转矩100410000N.m，不怕工况条件恶劣，是适用性很好，应用量大面广的产品。可通用于

31、矿山、冶金、运输、建材、化工、纺织、轻工、能源等行业的机械传动。但有以下限制条件： 1）减速器高速轴转速不高于1000r/min; 2）减速器齿轮圆周速度不高于20m/s; 3）减速器工作环境温度为4045，低于0时，启动前润滑油应预热到8以上，高于45时应采取隔热措施。 8.3减速器润滑油的更换：（1）减速器第一次使用时，当运转150300h后须更换润滑油，对于混入杂质或变质的油须及时更换。对于长期工作的减速器，每5001000h必须换油一次。对每天工作时间不超过8h的减速器，每12003000h换油一次。 减速器应加入与原来牌号相同的油，不得与不同牌号的油相混用牌号相同而粘度不同的油允许混

32、合用。 （3）换油过程中，蜗轮应使用与运转时相同牌号的油清洗。 （4）工作中，当发现油温温升超过80或油池温度超过100及产生不正常的噪声等现象时，应停止使用，检查原因。如因齿面胶合等原因所致，必须排除故障，更换润滑油后，方可继续运转。 减速器应定期检修。如发现擦伤、胶合及显著磨损，必须采用有效措施制止或予以排除。备件必须按标准制造，更新的备件必须经过跑合和负荷试验后才能正式使用。 用户应有合理的使用维护规章制度，对减速器的运转情况和检验中发现的问题应做认真的记录 。设计总结毕业设计是我毕业之前要经历的一个重要环节通过了4周的毕业设计使我从各个方面都受到了机械设计的训练，对机械的有关各个零部件

33、有机的结合在一起得到了深刻的认识。由于在设计方面我们没有经验，理论知识学的不牢固，在设计中难免会出现这样那样的问题，如：在选择计算标准件是可能会出现误差，如果是联系紧密或者循序渐进的计算误差会更大，在查表和计算上精度不够准在设计的过程中，培养了我综合应用机械设计课程及其他课程的理论知识和应用生产实际知识解决工程实际问题的能力，在设计的过程中还培养出了我们的团队精神，大家共同解决了许多个人无法解决的问题，在这些过程中我们深刻地认识到了自己在知识的理解和接受应用方面的不足，在今后的学习过程中我们会更加努力和团结。由于本次设计是分组的，自己独立设计的东西不多，但在通过这次设计之后，我想会对以后自己独

34、立设计打下一个良好的基础。致谢在论文完成之际，我要特别感谢我的指导老师：的热情关怀和悉心指导。在我撰写论文的过程中，倾注了大量的心血和汗水，无论是在论文的选题、构思和资料的收集方面，还是在论文的研究方法以及成文定稿方面，我都得到了老师们悉心细致的教诲和无私的帮助，特别是他们广博的学识、深厚的学术素养、严谨的治学精神和一丝不苟的工作作风使我终生受益，在此表示真诚地感谢和深深的谢意。在论文的写作过程中，也得到了许多同学的宝贵建议、支持和帮助，在此一并致以诚挚的谢意。感谢所有关心、支持、帮助过我的良师益友。最后，向在百忙中抽出时间对本文进行评审并提出宝贵意见的各位专家表示衷心地感谢！ 参考文献1 孙桓,陈作模，葛文杰主编. 机械原理M. 北京：高等教育出版社，2006年5月第7版2 李育锡主编. 机械设计课程设计M. 北京：高等教育出版社，2008年6月第1版3 濮良贵,纪名刚主编. 机械设计M. 北京：高等教育出版社，2006年5月第8版4 宋宝玉主编. 机械设计课程设计指导书M北京：高等教育出版社，2006年8月第1版5 左宗义，冯开平主编 画法几何与机械制图M广州：华南理工大学出版社，2001年9月第1版6 刘锋，禹奇才主编. 工程力学材料力学部分M. 广州：华南理工大学出版社，2002年8月第1版