同轴式二级圆柱齿轮减速器设计项目新版说明书.doc

同轴式二级圆柱齿轮减速器设计

目录

1. 题目及总体分析…………………………………………………2
2. 各关键部件选择…………………………………………………2
3. 选择电动机………………………………………………………3
4. 分配传动比………………………………………………………3
5. 传动系统运动和动力参数计算………………………………4
6. 设计高速级齿轮…………………………………………………5
7. 设计低速级齿轮…………………………………………………10
8. 减速器轴及轴承装置、键设计………………………………14
１轴（输入轴）及其轴承装置、键设计………………………15
２轴（中间轴）及其轴承装置、键设计………………………21
３轴（输出轴）及其轴承装置、键设计………………………27
9. 润滑和密封………………………………………………………32
10. 箱体结构尺寸……………………………………………………32
11. 设计总结…………………………………………………………33
12. 参考文件…………………………………………………………33
一.题目及总体分析
题目：设计一个带式输送机减速器
给定条件：由电动机驱动，运输带工作拉力为4500N，运输带速度为1.8m/s，运输机滚筒直径为400mm。
自定条件：工作寿命8年（设每十二个月工作300天），四年一大修,连续单向运转,载荷平稳,室内工作,有粉尘。
减速器类型选择：选择同轴式两级圆柱齿轮减速器。
整体部署以下：

图示：１为电动机，２及６为联轴器，３为减速器，４为高速级齿轮传动，５为低速级齿轮传动，７为输送机滚筒。
辅助件有:观察孔盖,油标和油尺,放油螺塞,通气孔,吊环螺钉,吊耳和吊钩,定位销,启盖螺钉,轴承套,密封圈等.。
二.各关键部件选择
目标
过程分析
结论
动力源

电动机
齿轮
斜齿传动平稳
高速级，低速级均为斜齿轮
轴承
此减速器轴承所受轴向力不大
球轴承
联轴器

弹性联轴器

三.选择电动机
目标
过程分析
结论
类型
依据通常带式输送机选择电动机选择
选择Y系列（IP44）封闭式三相异步电动机
功率
工作机所需有效功率为Pw＝F×V＝4500N×1.8m/s
圆柱齿轮传动(8级精度)效率(两对)为η1＝0.972
球轴承传动效率(四对)为η2＝0.99 4
弹性联轴器传动效率(两个)取η3＝0.9932
输送机滚筒效率为η4＝0.96
电动机输出有效功率为
要求电动机输出功率为
型号
查得型号Y160M-4封闭式三相异步电动机参数以下
额定功率\kW=11
满载转速\r/min=1460

选择
型号Y160M-4封闭式三相异步电动机
四.分配传动比
目标
过程分析
结论

分
配
传
动
比
传动系统总传动比其中i是传动系统总传动比，多级串联传动系统总传动等于各级传动比连乘积；nm是电动机满载转速，r/min；nw 为工作机输入轴转速，r/min。
计算以下
(两级圆柱齿轮)

五.传动系统运动和动力参数计算
目标
过程分析
结论

传
动
系
统

运
动
和
动
力
参
数
计
算
设：从电动机到输送机滚筒轴分别为0轴、1轴、2轴、3轴、4轴；对应于各轴转速分别为 、 、 、 、 ；对应于0轴输出功率和其它各轴输入功率分别为 、 、 、 、 ；对应于0轴输出转矩和其它名轴输入转矩分别为 、 、 、 、 ；相邻两轴间传动比分别为 、 、 、 ；相邻两轴间传动效率分别为 、 、 、 。
轴号
电动机
两级圆柱减速器
工作机
O轴
1轴
2轴
3轴
4轴
转速n(r/min)
n0=1460
n1=1460
n2=356
n3=86.85
n4=86.85
功率P(kw)
P0=9.46
P1=9.39
P2=9.02
P3=8.66
P4=8.17
转矩T(N·m)
T0=61.9
T1=61.42
T2=242.2
T3=953.15
T4=899.22
两轴联接
联轴器
齿轮
齿轮
联轴器
传动比 i
i01=1
i12=3.6
i23=3.6
i34=1
传动效率η
η01=0.993
η12=0.96
η23=0.96
η34=0.944

六.设计低速级齿轮
目标
过程分析
结论
选
精
度
等
级
、
材
料
和
齿
数
１） 选择斜齿圆柱齿轮传
２） 选择8级精度
３） 材料选择。小齿轮材料为４０Ｃｒ（调质），硬度为２８０ＨＢＳ，大齿轮材料为４５钢（调质），硬度为２４０HBS，二者材料硬度差为４０HBS。
４） 选小齿轮齿数Ｚ1＝２４，大齿轮齿数Ｚ2＝ｉ1·Ｚ1＝4.1×24=98.4,取Z2=98。
选择螺旋角。初选螺旋角

目标
过程分析
结论

按
齿
面
接
触
强
度
设
计
按式（10－21）试算，即

１）确定公式内各计算数值
（１）试选
（２）由图１０－３０，选择区域系数
（３）由图１０－２６查得　　
（４）计算小齿轮传输转矩

（５）由表１０－７选择齿宽系数
（６）由表１０－６查得材料弹性影响系数
（７）由图１０－２１ｄ按齿面硬度查得小齿轮接触疲惫强度极限，大齿轮接触疲惫强度极限
（８）由式１０－１３计算应力循环次数

（９）由图１０－１９查得接触疲惫强度寿命系数
（１０）计算接触疲惫强度许用应力
　　　　取失效概率为１％，安全系数为S=1，由式１０－１２得

目标
过程分析
结论

按
齿
面
接
触
强
度
设
计
２）计算
　（１）试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得

　（２）计算圆周速度

　（３）计算齿宽ｂ及模数

　（４）计算纵向重合度

　（５）计算载荷系数K
　　　由表10—2查得使用系数
　　　依据，8级精度，由图１０－８查得动载荷系数
　　　由表１０－４查得

　　　由图１０－１３查得
　　　假定，由表１０－３查得
故载荷系数
　（６）按实际载荷系数校正所算得分度圆直径，由式１０－１０ａ得

目标
过程分析
结论
按
齿
面
接
触
强
度
设
计

　（７）计算模数

按
齿
根
弯
曲
强
度
设
计
由式１０－１７　
１） 确定计算参数
（１）计算载荷系数

（２）依据纵向重合度，从图１０－２８查得螺旋角影响系数

（３）计算当量齿数

（４）查取齿形系数
由表１０－５查得　
　（５）查取应力校正系数
　　　由表１０－５查得　
　（６）由图１０－２０ｃ查得，小齿轮弯曲疲惫强度极限
　　　　大齿轮弯曲疲惫强度极限
（７）由图１０－１８查得弯曲疲惫强度寿命系数

目标
过程分析
结论

按
齿
根
弯
曲
强
度
设
计
（８）计算弯曲疲惫许用应力
　　　取弯曲疲惫安全系数S＝1.4，由式１０－１２得

　（９）计算大小齿轮

　　　　大齿轮数据大
２） 设计计算

对比计算结果，由齿面接触疲惫强度计算法面模数大于由齿根弯曲疲惫强度计算法面模数，取＝2.5mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲惫强度，须按接触疲惫强度算得分度圆直径来计算应有齿数。于是由
取32，则
齿数

几
何
尺
寸
计
算
１） 计算中心距
将中心距圆整为210mm
２）按圆整后中心距修正螺旋角

因值改变不多，故参数、、等无须修正。
中心距
α=210mm
螺旋角

目标
分析过程
结论

几
何
尺
寸
计
算
３） 计算大、小齿轮分度圆直径

４） 计算大、小齿轮齿根圆直径

５） 计算齿轮宽度

圆整后取；
分度圆直径

齿根圆直径

齿轮宽度

验算

适宜
适宜
七.设计高速级圆柱斜齿传动
目标
过程分析
结论
选
精
度
等
级
、
材
料
和
齿
数
５） 选择斜齿圆柱齿轮传
６） 选择8级精度
７） 材料选择。小齿轮材料为４０Ｃｒ（调质），硬度为２８０ＨＢＳ，大齿轮材料为４５钢（调质），硬度为２４０HBS，二者材料硬度差为４０HBS。
８） 选小齿轮齿数Ｚ1＝２４，大齿轮齿数Ｚ2＝ｉ1·Ｚ1＝4.1×24=98.4,取Z2=98。
选择螺旋角。初选螺旋角

目标
过程分析
结论

按
齿
面
接
触
强
度
设
计
按式（10－21）试算，即

１）确定公式内各计算数值
（１）试选
（２）由图１０－３０，选择区域系数
（３）由图１０－２６查得　　
（４）计算小齿轮传输转矩

（５）由表１０－７选择齿宽系数
（６）由表１０－６查得材料弹性影响系数
（７）由图１０－２１ｄ按齿面硬度查得小齿轮接触疲惫强度极限，大齿轮接触疲惫强度极限
（８）由式１０－１３计算应力循环次数

（９）由图１０－１９查得接触疲惫强度寿命系数
（１０）计算接触疲惫强度许用应力
　　　　取失效概率为１％，安全系数为S=1，由式１０－１２得

目标
过程分析
结论

按
齿
面
接
触
强
度
设
计
２）计算
　（１）试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得

　（２）计算圆周速度

　（３）计算齿宽ｂ及模数

　（４）计算纵向重合度

　（５）计算载荷系数K
　　　由表10—2查得使用系数
　　　依据，8级精度，由图１０－８查得动载荷系数5
　　　由表１０－４查得

　　　由图１０－１３查得
假定，由表１０－３查得
故载荷系数
（６）按实际载荷系数校正所算得分度圆直径，由式１０－１０ａ得

目标
过程分析

按
齿
面
接
触
强
度
设
计

（７）计算模数

结论

按
齿
根
弯
曲
强
度
设
计
由式１０－１７　
６） 确定计算参数
（１）计算载荷系数

（２）依据纵向重合度，从图１０－２８查得螺旋角影响系数

（３）计算当量齿数

（４）查取齿形系数
由表１０－５查得　
　（５）查取应力校正系数
　　　由表１０－５查得　
　（６）由图１０－２０ｃ查得，小齿轮弯曲疲惫强度极限
　　　　大齿轮弯曲疲惫强度极限
（７）由图１０－１８查得弯曲疲惫强度寿命系数

按
齿
根
弯
曲
强
度
设
计
（８）计算弯曲疲惫许用应力
　　　取弯曲疲惫安全系数S＝1.4，由式１０－１２得

　（９）计算大小齿轮

　　　　大齿轮数据大
７） 设计计算

对比计算结果，由齿面接触疲惫强度计算法面模数大于由齿根弯曲疲惫强度计算法面模数，取＝2，已可满足弯曲强度。但为了满足同轴式减速器两对齿轮中心距相等，按中心距和传动比来计算应有齿数。于是由
取，则
齿数

几
何
尺
寸
计
算
２） 计算中心距
将中心距圆整为210mm
２）按圆整后中心距修正螺旋角

因值改变不多，故参数、、等无须修正。
中心距
α=210mm
螺旋角

目标
分析过程
结论

几
何
尺
寸
计
算
８） 计算大、小齿轮分度圆直径

９） 计算大、小齿轮齿根圆直径

１０） 计算齿轮宽度

圆整后取；
分度圆直径

齿根圆直径

齿轮宽度

验算

适宜
适宜
八.减速器轴及轴承装置、键设计

（中间轴）

1．１轴（输入轴）及其轴承装置、键设计
目标
过程分析
结论

输
入
轴

设
计
及
其
轴
承
装
置
、
键

设
计
１．输入轴上功率
２．求作用在车轮上力

３．初定轴最小直径
选轴材料为４５钢，调质处理。依据表１５－３，取于是由式１５－２初步估算轴最小直径
这是安装联轴器处轴最小直径，因为此处开键槽，校正值，联轴器计算转矩 查表14-1取，则
查《机械设计手册》（软件版），选择GB5014-中LX3型弹性柱销联轴器，其公称转矩1250000N·ｍｍ。半联轴器孔径，轴孔长度L＝112ｍｍ,J型轴孔,C型键,联轴器主动端代号为HL1 24*32 GB5014-1985,对应地,轴段1直径,轴段1长度应比联轴器主动端轴孔长度略短,故取
选轴材料为４５钢，调质处理

目标
过程分析
结 论

输
入
轴

设
计
及
其
轴
承
装
置
、
键

设
计
４．轴结构设计
　１）确定轴上零件装配方案（见前图）
　２）依据轴向定位要求确定轴各段直径和长度
　（１）为满足半联轴器轴向定位要求，１－２轴段右端需制处一轴肩，轴肩高度,故取２段直径
　（2）初选型号7010AC角接触球轴承　参数以下
　　　基础额定动载荷
　基础额定静载荷
故 轴段7长度和轴承宽度相同,故取　　

( 3 )轴段4上安装齿轮,为便于齿轮安装,应略大和,可取.齿轮左端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮左端面上,即靠紧,轴段4长度应比齿轮毂长略短,若毂长和齿宽相同,已知齿宽,故取
( 4 )齿轮右端用肩固定,由此可确定轴段5直径,轴肩高度,取,,故取
为减小应力集中,并考虑右轴承拆卸,轴段6直径应依据7010AC角接触球轴承定位轴肩直径确定,即

( 5 )取齿轮端面和机体内壁间留有足够间距H,取 ,取轴承上靠近机体内壁端面和机体内壁见距离S=8mm,取轴承宽度C=75mm.由机械设计手册可查得轴承盖凸缘厚度e=10mm,取联轴器轮毂端离K=20mm.
故
取齿轮齿宽中间为力作用点,则可得,

选择LX3型弹性柱销联轴器
轴尺寸（ｍｍ）：

目标
过程分析
结 论
输
入
轴

设
计
及
其
轴
承
装
置
、
键

设
计
（6）键连接。联轴器：选单圆头平键C12X8X100 GB/T1096R=4mm h=8mm 齿轮：选一般平键A16X10X80GB/T1096 R=5mm h=10mm
5.轴受力分析
1)画轴受力简图

输
入
轴

设
计
及
其
轴
承
装
置
、
键

设
计
２）计算支承反力
　在水平面上

　在垂直面上

故
总支承反力

１） 画弯矩图

故

4）画转矩图

输
入
轴

设
计
及
其
轴
承
装
置
、
键

设
计

输入
轴
设计
及其
轴承
装置、
键
设计
6 按弯矩合成应力校核轴强度
对于单向转动转轴,通常转矩按脉动循环处理,故取折合系数,则

查表15-1得[]=60mpa

考虑到键对该段轴减弱作用将增大5%

故安全。
7 校核键连接强度
联轴器:
查表得.故强度足够.
齿轮:

查表得.故强度足够.
8. 校核轴承寿命
轴承载荷 轴承1 径向:
轴承2 径向:
两角接触球轴承反装，由此产生派生轴向力为：

压紧端：
放松端：
计算当量动载荷

按表13-5可得,
查表13-6可得=1
故

按1受力大小验孙算。

预期计算寿命
所选轴承满足寿命要求。
轴校核安全
键校核安全

轴承选择7010AC角接触球轴承，校核安全
寿命（ｈ）为

2．3轴（输出轴）及其轴承装置、键设计
目标
过程分析
结论

中
间
轴

设
计
及
其
轴
承
装
置、
键

设
计
1．输入轴上功率

２．求作用在齿轮上力

３．初定轴最小直径
选轴材料为４５钢，调质处理。依据表１５－３，取于是由式１５－２初步估算轴最小直径

这是安装联轴器处轴最小直径，因为此处开键槽，校正值，联轴器计算转矩 查表14-1取，则
查《机械设计手册》（软件版），选择GB5014-中LX4型弹性柱销联轴器，其公称转矩2500000N·ｍｍ。半联轴器孔径，轴孔长度L＝112ｍｍ,J型轴孔,C型键,联轴器主动端代号为LX4 55*112 GB5014-1985,对应地,轴段1直径,轴段1长度应比联轴器主动端轴孔长度略短,故取
选轴材料为４５钢，调质处理
目标
过程分析
结论

中
间
轴

设
计
及
其
轴
承
装
置、
键

设
计
４．轴结构设计
　１）确定轴上零件装配方案（见前图）
　２）依据轴向定位要求确定轴各段直径和长度
　（１）为满足半联轴器轴向定位要求，１－２轴段右端需制处一轴肩，轴肩高度,故取２段直径
　（2）初选型号7013AC角接触球轴承　参数以下
　　　基础额定动载荷
　基础额定静载荷
故 轴段7长度和轴承宽度相同,故取　　

( 3 )轴段4上安装齿轮,为便于齿轮安装,应略大和,可取.齿轮左端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮左端面上,即靠紧,轴段4长度应比齿轮毂长略短,若毂长和齿宽相同,已知齿宽,故取
( 4 )齿轮右端用肩固定,由此可确定轴段5直径, 轴肩高度,取,,故取
为减小应力集中,并考虑右轴承拆卸,轴段6直径应依据7013AC角接触球轴承定位轴肩直径确定,即

( 5 )取齿轮端面和机体内壁间留有足够间距H,取 ,取轴承上靠近机体内壁端面和机体内壁见距离S=8mm,取轴承宽度C=95mm.由机械设计手册可查得轴承盖凸缘厚度e=10mm,取联轴器轮毂端离K=20mm.
故
取齿轮齿宽中间为力作用点,则可得,
选择型弹性柱销联轴器
轴尺寸（ｍｍ）：

目标
过程分析
结论

中
间
轴

设
计
及
其
轴
承
装
置、
键

设
计
键连接：
联轴器：选单圆头平键 键C 16X10X100 GB/T1096R=8mm h=10mm
齿轮因为轴径过大，齿轮分度圆直径过小故加工为齿轮轴。
5.轴受力分析
1)画轴受力简图

目标
过程分析
结论

中
间
轴

设
计
及
其
轴
承
装
置、
键

设
计
２）计算支承反力
　在水平面上

　在垂直面上

故
总支承反力

２） 画弯矩图

故

4）画转矩图

目标
过程分析
结论

中
间
轴

设
计
及
其
轴
承
装
置、
键

设
计
6 按弯矩合成应力校核轴强度
对于单向转动转轴,通常转矩按脉动循环处理,故取折合系数,则

查表15-1得[]=60mpa

考虑到键对该段轴减弱作用将增大5%

故安全。

7 校核键连接强度
联轴器:
查表得.故强度足够.
齿轮:
查表得.故强度足够.
8. 校核轴承寿命
轴承载荷 轴承1 径向:
轴承2 径向:
两角接触球轴承反装，由此产生派生轴向力为：

压紧端：
放松端：
计算当量动载荷

按表13-5可得,
查表13-6可得=1
故

按1受力大小验孙算。

预期计算寿命
所选轴承满足寿命要求。
轴校核安全

键校核安全

轴承选择7013AC角接触球轴承，校核安全
寿命（ｈ）为

3.2轴（中间轴）及其轴承装置、键设计
目标
过程分析
结论
输
出
轴
及
其
轴
承
装
置、
键

设
计
１．输入轴上功率
２．求作用在齿轮上力
高速级大齿轮：

低速级小齿轮：

３．初定轴最小直径
选轴材料为４５钢，调质处理。依据表１５－３，取于是由式１５－２初步估算轴最小直径

这是安装联轴器处轴最小直径

目标
过程分析
结论

输
出
轴
及
其
轴
承
装
置、
键

设
计
４．轴结构设计
（1）初选型号7311AC角接触球轴承　参数以下
　　　基础额定动载荷
　基础额定静载荷
故
(2)轴段2，4上安装齿轮,为便于齿轮安装,应略大和,可取.齿轮左端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮左端面上,即靠紧,轴段4长度应比齿轮毂长略短,若毂长和齿宽相同,已知齿宽,故取
,故取
(3)齿轮右端用肩固定,由此可确定轴段3直径, 轴肩高度,取
(4)取齿轮端面和机体内壁间留有足够间距H,取 ,取轴承上靠近机体内壁端面和机体内壁见距离S=8mm,取轴承宽度,由机械设计手册可查得轴承盖凸缘厚度e=10mm,取联轴器轮毂端离K=20mm.
故
取齿轮齿宽中间为力作用点,则可得
,
键连接。
高速齿轮：选一般平键 键 12*50 GB1095-1979 t=5mm h=8mm
低速级齿轮因为轴径过大，齿轮分度圆直径过小故加工为齿轮轴。
5.轴受力分析
1)画轴受力简图
轴尺寸（ｍｍ）：

输
出
轴
及
其
轴
承
装
置、
键

设
计

２）计算支承反力
　在水平面上

故
　在垂直面上

故
总支承反力

３） 画弯矩图

故

4）画转矩图

目标
过程分析
结论
输
出
轴
及
其
轴
承
装
置、
键

设
计
6 按弯矩合成应力校核轴强度
对于单向转动转轴,通常转矩按脉动循环处理,故取折合系数,则

查表15-1得[]=60mpa

考虑到键对该段轴减弱作用将增大5%

故安全。
7 校核键连接强度
高速级大齿轮:
查表得.故强度足够.
低速级小齿轮:
查表得.故强度足够.

8. 校核轴承寿命
轴承载荷 轴承1 径向:
轴承2 径向:
两角接触球轴承反装，由此产生派生轴向力为：

压紧端：
放松端：
计算当量动载荷

按表13-5可得,
查表13-6可得=1
故

按1受力大小验孙算。

预期计算寿命
所选轴承满足寿命要求。
轴校核安全

键校核安全

轴承选择7311AC角接触球轴承，校核安全
寿命（ｈ）为

九.润滑和密封
目标
过程分析
结论
润
滑
和
密
封

1、齿轮润滑
V齿=6.29m/s＜12m/s，采取浸油润滑，浸油高度h约为1/6大齿轮分度圆半径，取为56mm。侵入油内零件顶部到箱体内底面距离H=41mm。
2、滚动轴承润滑
角接触球轴承采取润滑脂润滑，结构上增设档油盘。
3、润滑油选择
查表得，齿轮选择全损耗系统用润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选择L-AN32润滑油。轴承选择ZL—1号通用锂基润滑脂。
4、密封方法
（1）箱体和箱盖凸缘接合面密封
选择在接合面涂密封漆或水玻璃方法
（2）观察孔和油孔德处接合面得密封
在观察孔或螺塞和机体之间加石棉橡胶纸，垫片进行密封
（3）端盖密封
选择凸缘式轴承盖，因为轴线速度全部小于5m/s内圈采取毛毡圈进行密封。

十.箱体结构尺寸
目标
分析过程
结论
机座壁厚δ
δ=0.025a+3
8mm
机盖壁厚δ1
δ1=0.02a+3
8mm
机座凸缘壁厚
b=1.5δ
12mm
机盖凸缘壁厚
b1=1.5δ1
12mm
机座底凸缘壁厚
b2=2.5δ
20mm
地脚螺钉直径
df =0.036a+12
20mm
地脚螺钉数目
a<250,n=4
4
轴承旁联接螺栓直径
d1=0.75 df
16mm
机盖和机座联接螺栓直径d2
d2=(0.5～0.6) df
10mm
联接螺栓d2间距
L=150～200
160mm
轴承盖螺钉直径
d3=(0.4～0.5) df
8mm
窥视孔螺钉直径
d4=(0.3～0.4) df
6mm
定位销直径
d=(0.7～0.8) d2
8mm

目标
分析过程
结论
轴承盖螺钉分布圆直径
D1= D+2.5d3
(D为轴承外径)
D11=100mm
D12=140mm
D13=120mm
轴承座凸起部分端面直径
D2= D1+2.5d3
D21=120mm
D22=160mm
D23=140mm
大齿顶圆和箱体内壁距离Δ1
Δ1>1.2δ
10mm
齿轮端面和箱体内壁距离Δ2
Δ2>δ
10 mm
df,d1,d2至外机壁距离
C1=1.2d+(5～8)
C1f=26mm
C11=22mm
C12=16mm
df,d1,d2至凸台边缘距离
C2
C2f=24mm
C21=20mm
C22=14mm
机壳上部（下部）凸缘宽度
K= C1+ C2
Kf=50mm
K1=42mm
K2=30mm
吊环螺钉直径
dq=0.8df
16mm
十一.设计总结

十二.参考文件
1.《机械设计课程》第七版 濮良贵 纪名刚主编 高等教育出版社
2.《机械原理课程》第六版 孙桓 陈作模主编 高等教育出版社
3.《机械设计手册》修订版 陈铁鸣 王连明 王黎钦主编 哈尔滨工业大学出版社
4.《机械设计手册（软件版）R2.0》数字化手册系列（软件版）编写委员会编制 机械工业出版社
5. 《简明机械零件设计实用手册》胡家秀 主编 机械工业出版社