一个蜗轮蜗杆减速器设计说明书.docx

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1、机械基础设计实践设计说明书设计题目：一级蜗轮蜗杆减速器姓名： 指导老师： 学号： 班号：092209012011/9/8目录前言（4）1、机械设计课程设计任务书（4）2、系统运动方案的设计（5）3电动机的选择及传动比（6）3.1、电动机类型的选择（6）3.2、电动机功率选择（6）3.3、确定电动机转速（6）3.4、总传动比（7）4、运动学与动力学计算（8）4.1、蜗杆蜗轮的转速（8）4.2、功率（8）4.3、转矩（8）5、传动零件设计计算（9）5.1、选择蜗杆传动类型（9）5.2、选择材料（9）5.3、按齿面接触疲劳强度进行设计（9）5.4校验蜗轮弯曲强度5.5、蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸

2、（9）6、轴的设计计算及校核（10）6.1高速轴（蜗杆轴）的设计计算（10）6.1.2联轴器的选择（10）6.1.3输入轴的结构设计（11）6.1.4由弯扭合成法校核轴的强度 （11）6.2输出轴的设计计算 （13）6.2.1轴上的零件定位，固定和装配（13）6.2.2确定轴的各段直径和长度 （14）6.2.3按弯扭复合强度计算147、滚动轴承的选择及校核计算（16）7.1、计算输入轴轴承（16）7.2、计算输出轴轴承（18）8、联轴器及键等相关标准的选择（19）8.1、连轴器与电机连接采用平键连接（19）8.2、输入轴与联轴器连接采用平键连接（20）8.3、输出轴与蜗轮连接用平键连接（20）

3、9、减速器结构与润滑的概要说明（20）9.1、箱体的结构形式和材料（20）9.2、铸铁箱体主要结构尺寸和关系（21）9.3、齿轮的润滑（22）9.4、滚动轴承的润滑（22）9.5、密封（22）9.6、注意事项（22）9.7减速器附件简要说明（22）10、设计小结（22）11、参考资料（23）前言课程设计能培养学生综合运用所学的理论知识与实践技能，树立正确的设计 思想，掌握设计的基本方法。 本设计是蜗轮蜗杆减速器的设计，在荣辉老师的 指导下，由本人独立完成设计任务。根据所给数据选择第二组参数，从而由所选 参数设计整个传动装置，其中包括电动机的选择，运动参数计算，蜗轮蜗杆传动 设计，蜗杆、蜗轮的基

4、本尺寸设计，蜗轮蜗杆轴的尺寸设计与校核，减速器箱体 的结构设计，减速器其他零件的选择，最后完成减速器装配图一长，零件工作图 两张，设计说明书一份。一，课程设计任务书1，题目：设计用于带式运输机上的减速器。2,基本要求：运输机每天单班制工作，每班工作8小时，每年按300天计算， 轴承寿命为齿轮寿命的1/31/4。设计参数：运输带拉力F/kN运输带速度V/(m/s)滚筒直径 (mm)使用年限/年2.31.230083，技术条件：(1) 工作机上的载荷性质比较平稳，启动过载不大于5%，单向回转。(2) 电动机的电源为三相交流电，电压为380V。(3) 允许鼓轮的速度误差为5%4, 工作环境：室内5,

5、 设计要求：(1) 减速器装配图一张(2) 零件图2张(低速段轴及与轴配合的蜗轮)(3) 设计说明书一份，按指导书的要求写二，系统运动方案的设计采用一级蜗轮蜗杆减速器，优点是传动比较大，结构紧凑，传动平稳，噪音 小，适合于繁重及恶劣条件下长期工作。缺点是效率低，发热量较大，不适合于 传递大功率。传动路线为：电机一一连轴器一一减速器一一连轴器一一带式运输机。电动 机与蜗杆之间采用弹性联轴器，低速轴与工作机之间使用齿式联轴器。蜗轮及蜗 轮轴利用平键作轴向固定。蜗杆一端采用一对圆锥滚子构成固定端，一端实用深 沟球轴承构成游动端。蜗轮和蜗杆承受径向载荷和轴向载荷的复合作用，为防止 轴外伸段箱内润滑油漏

6、失以及外界灰尘，异物侵入箱内，在轴承盖中装有密封元 件。该减速器的结构包括电动机、蜗轮蜗杆传动装置、蜗轮轴、箱体、滚动轴承、 检查孔与定位销等附件、以及其他标准件等。传动装置简图如右图:1 电动机2 脚器3 蜗柘.成速器4一卷筒S一带式运输机三、电动机的选择及传动比3.1、电动机类型的选择按工作要求和条件，选择全封闭自散冷式笼型三相异步电动机，电压380V, 型号选择Y系列三相异步电动机。3.2、电动机功率选择。稳定运转下工件机主轴所需功率：p _ 旦 _ 2.3*103*L2 _ kw w 10001000。工作机主轴转速为:n_ 60*1000 v _ 60*1000*1.2 _ 76 牝

7、3 nD3.14*300.。工作机主轴上的转矩:T_ 伫*9550 _ 2.76*9550 _ 344.85 N m n 76.433Q如传动简图所示，各联轴器及传动零件的效率如下。弹性柱销联轴器:门 _ 0.99齿式联轴器：门=0.圆锥滚子轴承：门_0.98闭式蜗轮蜗杆的传动效率：门=0.85 （四头闭式）Q所以，电动机至工件机主轴之间的总效率为：n = 0.99 * 0.99* 0.98* 0.98 * 0.85=0.80。所以电动机所需功率为：P =么=276 = 3.45 kW d 门 0.803.3、确定电动机转速选取电动机的转速为n = 960 min，查机械设计手册，取电动机型号

8、 为Y132M1-6，则所选取电动机部分性能如下：额定功率P d=4kW满载转速m = 960 min对y系列电动机，通常选用同步转速为1000rpm或1500rpm的电动机，如无特殊需要，不选用低于750rpm的电动机配 合计算出的容量，由表查出有两种适用的电动机型号，其技术参数比较情况见下 表：方案电动机型号额定功率kw电动机转速r/min同步转速满载转速1Y132M1-6410009602Y112M-4415001440综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量和减速器的传动比，可知方案1比较适合。因此选定电动机型号为Y132M1-6,所选电动机的额定功率P = 4kw，满载转速n= 960r

9、/min。3.4、总传动比1，计算总传动比和各级传动比的分配96076.4=12.57 12.5气为蜗杆转速，nw为蜗轮转速）2，各级传动比的分配由于为蜗杆传动，传动比都集中在蜗杆上，其他不分配传动比。四、运动学与动力学计算4.1、蜗杆蜗轮的转速：蜗杆转速和电动机的额定转速相同蜗轮转速：n = 黑 =76.80 ri则”f 在5%内 12.5.mm76.4滚筒的转速和蜗轮的转速相同4.2、功率：蜗杆的功率：P=3.45*0.99=3.4155kW蜗轮的功率：p=3.4155*0. 98*0.85=2.845kW4.3、转矩：电动机转T = 9.55*106 *土 = 9.55*106 *竺=3

10、4.32 N.m d1n960m蜗杆转矩 Td2 =孔、联=34.32*0.99 = 34.0N.m蜗轮转矩 Td3= 9.55*106 *3 = 355-625N.m轮表格统计如下：参数电动机蜗杆蜗轮转速r/min96096080功率P/kw3.5553.5193.136转矩N.m34.3234.00355.635五、传动零件的设计计算5.1、选择蜗杆传动类型根据GB/T100851988的推荐，采用渐开线蜗杆(ZI)。5.2、选择材料考虑到蜗杆传动功率不大,速度只是中等，故蜗杆采用45钢；因希望效率高 些，耐磨性好些，故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度为4555HRC。蜗轮用铸锡磷青 铜ZCuS

11、n10P1,金属模铸造。为了节约贵重的有色金属，仅齿圈用青铜制造，而轮 芯用灰铸铁HT200制造。5.3、按齿面接触疲劳强度进行设计m3q 9000kT2 (Z 弁 J = 1080.34mm32H2J由教材表7-1取标准值：模数：m=4, 分度圆直径d1 = 71,蜗杆系数q=17.755.4校验蜗轮弯曲强度蜗杆导程角：Y = arctan冥=124205q蜗轮弯曲许用应力(教材表7-6)oF2 = 75MPa蜗轮当量齿轮zvzv = z2 = 53.86蜗轮齿形系数YF2 (教材表7-5)Y =1.45+1-40-1-45 x(53.86 - 50)= 1.4307 F260-50/根据蜗

12、轮齿根弯曲强度校核公示(教材7-13)校核安全=1530KT2 cosy y =21 39aF2 aF25.5、蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸(1)蜗杆蜗杆齿顶圆直径：齿根圆直径:da1 = d1 + 2ham = 71 + 2x1x4 = 79mm螺旋部分长度：bdf1 = d1 - 2（h；m + c） = 61.4mm1 = 2mjz2 + 1 = 58mm八 十 同 el手口存丫 12 4205分度圆导程角i Z 50=125蜗轮 蜗轮蜗轮齿数50;演算传动比 4 mm,这时传动误差比为,12.5 12.57 x 100% = 0.6% 5%12-57是允许的。蜗轮分度圆直径12 =

13、mz2 = 200mm蜗轮齿顶圆直径d2 2 = d 2 + 2、2 =208mm蜗轮齿根圆直径df2=d22hf2 = 190蜗轮咽喉母圆半径d = d - 2h = 281.25 mmdf2 = d2 2(h* + c)m = 3211蜗轮咽喉母圆半径r = a -方d 2 = 180 - *315 = 22.5mm蜗轮宽度：b2 - 2m(0.5 + Jq + 1) = 40mm蜗轮外径：de2 = d 2 + m = 212蜗轮宽度： B C - 3 =16.55mmV n即轴的最小直径dmin=20mm。根据电动机的选择，电动机的输入轴的直径D1 = 38mm，用弹性联轴器将 高速轴

14、与电动机连接起来。根据设计手册表15-6,初定高速轴与联轴器相连轴径D = 40mm，度取L80mm （连联轴器）。6.1.2联轴器的选择如前所述，高速段LX3弹性联轴器，低速端采用GICL2齿式联轴器型号公称转矩Tn允许转速n轴孔直径dY型长度LX31250N.m475040mm 和 3880mmGICL21400N.m63042mm85mm输入轴 Tca = % 叮=1.5*34.32=51.48N.m1250N.m 满足要求；输出轴七=% *T = 1.5*355.625=533.44N.mB16 段：直径 d6= d4=48mm 长度 L6=52mm7 段：直径 d =d =58mm

15、长度 L =L =10mm- .73、738 段：直径 d =55mm，长度 L =40mm。88确定其他细节尺寸：。轴两端倒角尺寸为1.5x45，轴肩处过渡圆角半径取为1.5mm，与蜗轮配 合轴与其两边轴段之间的过渡原件半径可取为10mm。轴1段为过盈配合(n6,且采用A型平键连接实现周向固定。该轴段上键 槽宽度b=12mm，槽深t=5mm，键槽长度L=70mm)6.1.4由弯扭合成法校核轴的强度：Q建立力学模型：高速端轴上的功率，转速，转矩：P2 = 3.4155kWn2 = 960 %inT2 = 34.0N.m由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=L+L+L+2(t-a)+2*轴环长46

16、5=203mm=200mm。为提高刚度，尽量缩小支承跨距L= ( 0.9-1.1 ) da2= (187.2-228.8) mm,则 200mm 满足要求。齿顶圆直径：da=79mm。求蜗杆受力：根据教材P125(7-5)式有，蜗杆圆周力：F1 二F2 =2T1/d1=2*34/0.071=957.746N蜗杆轴向力：F = F =2T /d =2*355.625/0.2N=3556.25N 2 al 22蜗杆径向力：Fr1= F2 tana=3556.25Xtan200=1294. 37NL=200mm，左右基本对称，两边轴承距蜗杆受力点均为100mm。求出蜗杆的受力简图(1)垂直面的支承反

17、力L dF F % =2 广 2 = 262.47N=F - F1V = 1000 262 .47 = 737 .53 NFr1h = Fr2h = 9 =957.746-=478.873N2由两边基本对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为:McFrhL=478.873X 100X 10 -3 =47.9N m(2) 水平面的支承反力：截面C在水平面上弯矩为：Mc1=d*F/2=957.746*71* 10 -3/2=34.0N m(3) 绘制合弯矩图Mc=(Mc12+Mc22)1/2=58.74 Nm(4) 绘制扭矩图转矩：T= T =34.0N - mI校核危险截面C的强度V、经

18、判断轴所受扭转切应力为i M 2 +（UT 由教材 P220 式（12-3）b = 一ecaW脉动循环应力，取a =0.6,.；M2 +（以T）2caW： 587402 +（0.6*34000= 1.73Mp0.1W1*前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由教材P362表12-2查得In 1 = 60MPa，因此b心1 11故安全。该轴强度足够。6.2输出轴的设计计算6.2. 1轴上的零件定位，固定和装配单级减速器中，可以将蜗轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，蜗轮 左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分 别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，

19、轴呈阶梯状，左轴 承从左面装入，蜗轮套筒，右轴承从右面装入。6.2.2确定轴的各段直径和长度1 2345671、段：直径dj42mm2、段：h=0.07 d =3mm直径d =d +2h=42+2 X 3=48mm,该直径处安装密封毡圈2 1、,一一，、，一 、一一3、段：直径d =50mm ,由GB/T297-1994初选用30210型单列圆锥滚子轴承，3其内径为 50mm, T 为 21.75mm, B=20mm。4、段：d =d+6=50+6=56mm，长为 15mm。435、段：d=d+2*1=58mm，长为 90mm一 5 、 4 ，、， 一6、段：起定位作用d =58+4*2=66

20、mm，长为15mm。一6、,一一，、，一 、一7，段：直径d =50mm，由GB/T297-1994初选用30210型单列圆锥滚子轴一 ，一，一、，一7 _一一承，其内径为 50mm，T 为 21.75mm，B=20mm。由上述轴各段长度及正装T=21.75mm，a=20.0可由L=(L5+2)+L6+(套筒长)+2(T-a) 算得轴支承受力跨距L=125.5mm取126计算。6.2.3按弯扭复合强度计算 求分度圆直径：已知d =200mm2 求转矩：已知T2= Tiz=355.625N - m 求圆周力Ft：F =2T /d =3556.25N.mF =957.746N.mt222a2 求径

21、向力Fr:根据教材P198 (10-3)式得Fr= F2 tana=3556.25 Xtan200=1294.37N ,两轴承对称则L =L =63mmA B1、Frlv求支反力 fay、fby、faz、fbzF *d-F *L957.75*200-1294.37*63-a 2 r 2 _2126= 112.9N126F2 = F -F = 1294.37-112.9 = 1181.4NFr1h= Fr2h = F223556.252=1778.1N2、由两边对称，截面C的弯矩也对称，截面C在垂直面弯矩为McFhL=1778.1X63X 10 -3 = 112.0N - m3、截面C在水平面弯

22、矩为Mc1=d*Ft/2二 3556.25 *200* 10-3 /2=355.625N - m4、计算合成弯矩M= (M 2+M 2)1/2= ( 1122+355.6252)1/2=372.84Nm5、校核危险截面C的强度由式t 经判断轴所受扭转切应-1.由教材 P373 式(15-5) t =、M+cay力为对称循环变应力，取a =1,=22.01Mpa_ Jm： + (aT_(3728402 +(0.6 * 35562壶ca w0.1*(581前已选定轴的材料为45钢,调质处理，由教材1查得L 1 = 60MPa, 因此t e F 1584.5F /a2 = eFr2由教材查表或插值计

23、算得径向载荷系数和轴向载荷系数为对轴承 1 X 1 =0.4, Y 1=1.5对轴承 2 X2 =1,Y2 =0因轴承运转中有轻微冲击,按教材P245表14-3,4, fp = 1.01.2，取fp = 。则由教(14-3)将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面图(2)和水平面图(3)两个(4) 验算轴承寿命P = f(XF + YF )=1.0*(0.40*1178.19+1.5*3840.25)=6231.65N67.9KN1 p 1 r1 1 alP = f(X F + YF )=1.0*1*2134=2134NP2,所以按轴承1的受力大小验算106 (C 乎 r60n P )寿命要求。1

24、06 ( 73200 卞 60*960 6231.65 /=63964.3h 19200h故所选轴承满足7.2、计算输出轴轴承初选两轴承为30210型圆锥滚子轴承查圆锥滚子轴承手册可知其基本额定动载荷C=73.2KN(1) 求两轴承受到的径向载荷F和F1r 2将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面图(2)和水平面图(3)两个平面力 系。其中图(3)中的Ft为通过另加转矩而平移到指定轴线；图(1)中的F.亦通过另 加弯矩而平移到作用于轴线上。由力分析知：F2 = 3556.25NF 2 = 1294.37N F 2 = 957.746NF = 112.9N F2 = 1181.4NFr1h = 1

25、778.1NF 1 = J(Fr1v+(F 止=1781.68N= (F * +(F * = 2143.8N(2) 求两轴承的计算轴向力气和.对于30210型轴承，按教材F =旦,d 2YF = 土 =性=593.9N di 2Y 2*1.5Fd2F r2- 2Y2143.82*1.5=714.6NF = F + Fd2 = 957.746 + 714.6 = 1672.346NF2 = F2 =711.6N(3)求轴承当量动载荷P和P2FF /a1 ea2 eF1F2对轴承 1X1 =0.4, y1.5对轴承2X2 = 1Y2 =0因轴承运转中有轻微冲击fp = 1.0 1.2，取fp =

26、1.1 oP = f(XF + YF )=1.1*(0.40*1781.68+1.5*1672.346)=3543.3N73.2KN1 p 1 r1 1 a1P = f(X F + YF )=1.1*1*2143.8=12358.18NP2,所以按轴承1的受力大小验算由教材P319式(13-5)L =比(宜丫 =106 ( 73200 3 = 5250065h 19200h 故所选轴承满足h 60n P J60*76.8 3543.3J寿命要求18,键及联轴器连接的选择及校核计算8.1、连轴器与电机连接采用平键连接查机械设计实践得Y132M轴径d1=38mm，E=80mm取L电机=50mm基本

27、额定转矩为2000N. mm选用A型平键，得：b=12 h=8 L=70根据教材表11-13得平键在轻微冲击下的许用挤压应力。=110Mpa根据教材P203式11-20得P。=4T/dhl=4X2000/ (38X8X70) =0.376Mpa。(110Mpa)8.2、编入轴与联轴器连接采用平键连接P轴径 d =40mm L =80mm T=35.0N m查手册选入型平键，得：b=12 h=8, L=,80 轴槽深t=5mm。=4T2/dhl=4X34.32X1000/ (40X8X70) =6.13Mpa。(110Mpa)8.3输出轴与涡轮连接用平键连接轴径 d4=58mmL2=90mmT=

28、355.625N.m选用A型平键，得：b=16 h=10 L=70轴槽深t=6mm，轮毂槽深t4.3mm p=4T/dhl=4X355625/ (58X 10X70) =35.04Mpa。(110Mpa)9,减速器结构及密封润滑的概要说明9.1减速器的结构形式与材料本课题所设计的减速器，其基本结构设计是在参照机械基础设计实践图 18-10装配图的基础上完成的，该项减速器主要由传动零件(蜗轮蜗杆)，轴和 轴承，联结零件(键，销，螺栓，螺母等)。箱体和附属部件以及润滑和密封装 置等组成。箱体为剖分式结构，由箱体和箱盖组成，其剖分面通过蜗轮传动的轴线；箱 盖和箱座用螺栓联成一体；采用圆锥销用于精确定

29、位以确保和箱座在加工轴承孔 和装配时的相互位置；起盖螺钉便于揭开箱盖；箱盖顶部开有窥视孔用于检查齿 轮啮合情况及润滑情况用于加住润滑油，窥视孔平时被封住；通气器用来及时排 放因发热膨胀的空气，以放高气压冲破隙缝的密封而致使漏油；副标尺用于检查 箱内油面的高低；为了排除油液和清洗减速器内腔，在箱体底部设有放汕螺塞； 吊环螺栓用来提升箱体，而整台减速气的提升得使用与箱座铸成一体的吊钩；减 速气用地脚螺栓固定在机架或地基上。具体结构详见装配图采用下置剖分式蜗杆减速器(由于V=1m/s 4m/s) 铸造箱体，材料HT150O9.2、铸铁箱体主要结构尺寸和关系名称符号尺寸关系计算结果机座壁厚50.04a

30、+3N810机盖壁厚510.85 5 810机座凸缘厚度b1.5 514机盖凸缘厚度bi1.55 112机座底凸缘厚度p2.5 525地脚螺钉直径d f0.036a+1217.76 取M20地脚螺钉数目n44轴承旁连接螺栓直径d10.75d f11.9 M12机盖与机座连接螺栓直径d2(0.5 0.6 f9.35 M10轴承端盖螺钉直径d3(0.4 0.5)df7.65 M8窥视孔盖螺钉直径d4(0.3 0.4f5.95 M6Df，d1，d2至外壁距离C1见表26,18,16df，d1,d2至凸边缘距离C2见表24,16,14轴承端盖外径D2轴承座直径+(5-5.5) d3蜗杆：134蜗轮：1

31、44定位销直径d(0.7 0.827联接螺栓间距Ss=D2140蜗轮外圆与内机壁距离A11.2511蜗轮轮毂端面与内机壁距离A2N610机盖机座肋厚m、mm1 20.85 81 m 20.85878轴承端盖凸缘厚度e(11.2) d399.3、齿轮的润滑因齿轮的圆周速度12 m/s，所以采用浸油润滑的润滑方式。高速齿轮浸入油 面高度约0.7个齿高，但不小于10mm，低速级齿轮浸入油面高度约为1个齿高 (不小于10mm)，1/6齿轮。9.4、滚动轴承的润滑因润滑油中的传动零件(齿轮)的圆周速度VN1.52m/s所以采用飞溅润滑，在轴承内侧加一个挡油环，宽为A 2 + % L5=14mm9.5、密

32、封轴承盖上均装垫片。透盖上装密封圈。9.6、注意事项(1) 装配前，所有的零件用煤油清洗，箱体内壁涂上两层不被机油浸蚀的涂料；(2) 齿轮啮合则隙用铅丝检验，高速级则隙应不小于0.211mm，低速级则隙也 不应小于0.211mm；(3) 齿轮的齿则间隙最小二0.09mm，齿面接触斑点高度45%，长度60%；(4) 30210型单列圆锥滚子轴承的轴向游隙均为0.100.15mm；用润滑油润滑；(5) 减速器装置内装CKC150工业用油至规定的油面高度范围；(6) 减速器外表面涂灰色油漆；(7) 按减速器的实验规程进行试验。(8) 最低浸油一个齿高，最高浸油面比最低浸油面高出10mm在以上设计选择

33、的基础上，对该减速器的结构，减速器箱体的结构，轴承端 盖的结构尺寸，减速器的润滑与密封，减速器的附件作一简要的阐述。9.7减速器附件简要说明该减速器的附件含窥视孔，窥视孔盖，排油孔与油盖，通气空，油标，吊环螺 钉，吊耳和吊钩，起盖螺钉，其结构及装配。详见装配图。十，设计小结通过2周的一级蜗轮蜗杆减速器设计，觉得自己受益非浅。机械设计课程设计是机械设计课程的一个重要环节，它可以让我们进一步巩 固和加深学生所学的理论知识，通过设计把机械设计及其他有关先修课程(如机 械制图、理论力学、材料力学、工程材料等)中所获得的理论知识在设计实践中 加以综合运用，使理论知识和生产实践密切的结合起来。而且，本次设计是我们 学生首次进行完整综合的机械设计，它让我树立了正确的设计思想，培养了我对 机械工程设计的独立工作能力；让我具有了初步的机构选型与组合和确定传动方 案的能力；为我今后的设计工作打了良好的基础。通过本次课程设计，还提高了我的计算和制图能力；我能够比较熟悉地运用 有关参考资料、计算图表、手册、图集、规范；熟悉有关的国家标准和行业标准 （如GB、JB等），获得了一个工程技术人员在机械设计方面所必须具备的基本技 能训练。十一，参考资料机械基础设计实践一一编者：孔凌嘉等机械设计基础一一编者荣辉等工程制图一一焦永和北京理工大学出版社北京理工大学出版社高等教育出版社北京理工大学出版社工程力学基础