一级齿轮减速器带传动设计计算说明指导书.doc

目录目一、 设计任务书-2二、 传动方案分析和确定-3三、 电动机选择计算-4四、 传动装置运动及动力参数选择和计算-6五、 传动零件设计计算-8六、 轴设计计算-16七、 滚动轴承选择和计算-25八、 键连接选择和计算-28九、 联轴器选择-29十、 减速器润滑方法和密封类型选择润滑油牌号选择和装油量计算-30十一、铸造减速器箱体关键结构尺寸-31十二、设计小结-32十三、参考文件-33一、 设计任务书1.1 机械课程设计目标 课程设计是机械设计课程中最终一个教学步骤，也是第一次对学生进行较全方面机械设计训练。其目标是：1. 经过课程设计，综合利用机械设计课程和其它先修课程理论和实际知识，来处理工程实际中具体设计问题。经过设计实践，掌握机械设计通常规律，培养分析和处理实际问题能力。2. 培养机械设计能力，经过传动方案确实定，设计计算，结构设计，查阅相关标准和规范及编写设计计算说明书等各个步骤，要求学生掌握通常机械传动装置设计内容、步骤和方法，并在设计构思设计技能等方面得到对应锻炼。1.2 设计题目设计运输原料带式运输机用圆柱齿轮一级减速器。1.3 工作和生产条件两班制工作，常温下连续单向运转，空载起动，载荷平稳，室内工作，环境有轻度粉尘，每十二个月工作300 天，减速器设计寿命10 年，电压为三相交流电（220V/380V）.运输带许可速度误差： 51.4 设计要求依据给定工况参数，选择合适电动机、选择联轴器、设计V带传动、设计一级齿轮减速器（全部轴、齿轮、轴承、减速箱体、箱盖和其它附件）和和输送带连接联轴器。滚筒及运输带效率h=0.96，工作时，载荷有轻微冲击。室内工作，水分和颗粒为正常状态，产品生产批量为成批生产。1.5原始数据 见下表表1 原始数据输送带拉力F (N)输送带速度v (m/s)驱动带轮直径D (m)40000.93501.6设计内容1.6.1确定传动装置类型，画出机械系统传动简图。1.6.2选择电动机，进行传动装置运动和动力参数计算。1.6.3传动装置中传动零件设计计算。1.6.4绘制传动装置中一级减速器装配图一张（A0）。1.6.5绘制高速轴齿轮轴、低速轴和低速轴大齿轮零件图各一张（A3）。1.6.6编写和提交设计计算说明书（电子版和纸版）各一份。 二、传动方案分析和确定1、设计方案 单级圆柱齿轮减速器及带传动。2、原始数据（按学号分到第A16组）输送带拉力F (N)输送带速度v (m/s)驱动带轮直径D (m)40000.93503、工作和生产条件两班制工作，常温下连续单向运转，空载起动，载荷平稳，室内工作，环境有轻度粉尘，每十二个月工作300 天，减速器设计寿命10 年，电压为三相交流电（220V/380V），运输带许可速度误差： 5。4、传动方案分析整体传动方案关键分为两部分，即带传动和齿轮传动，因为带传动传动平稳，故放在高速级，减速器齿轮传动放在带传动以后。因为滚筒工作转速较低，故减速器齿轮传动采取直齿圆柱齿轮啮合传动就好，又因为滚筒工作载荷较大，故带传动传动比不宜过大，不然带轻易打滑。4、传动方案确实定（以下图） 1、带传动 2、减速器 3、联轴器 4、输送带 5、滚筒 6、电动机三、电动机选择计算（1）选择电动机类型： Y系列三相异步电动机（2）选择电动机功率 依据已知条件F、v和D，确定求出输送带功率Pw 传动装置总效率：式中各部分效率由机械设计基础课程设计 邢琳、张秀芳主编82页表8-20差得一般V带传动效率1 、一对滚动轴承（球轴承）效率2 、闭式齿轮传动效率3、刚性联轴器效率4、卷筒传动效率5取1=0.96，2=0.99，3=0.97，4=0.97，5=0.96那么有 电动机所需功率：式中，取载荷系数K = 1查机械设计课程设计表16-1，取电动机额定功率 Ped=5.5kW（3）选择电动机转速 滚筒转速： 由机械设计课程设计 朱文坚、黄平主编表2-1差得V带传动比常见值范围，单级齿轮减速器传动比则总传动比范围为 。故电动机转速可选范围为2951178.6 r/min符合这一范围同时转速有750和1000 r/min依据容量和转速，由机械设计课程设计表16-1查出有两种适用电动机型号，故有两种传动方案可供选择，以下表传动方案电动机型号额定功率（kW）电动机转速（r/min）传动装置传动比同时转速满载转速总传动比V带传动减速器1Y160M2-85.5750 710 14.462.89 52Y132M2-65.5 1000 960 19.5 3.9 5（4）确定电动机型号 综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器传动比，选择方案2较为适合（在满足传动比范围条件下，有利于提升齿轮转速，便于箱体润滑设计）。所以，选择电机型号和关键数据以下：电动机型号额定功率（kW）同时转速（r/min）满载转速nm（r/min）Y132M2-65.510009602.02.0四、传动装置运动及动力参数选择和计算1、传动装置总传动比： 又 取V带传动比： 单级圆柱齿轮减速器传动比2、计算运动和动力参数（1）计算各轴输入功率电动机轴Pd = 4.14kW轴I（减速器高速轴） 轴II（减速器低速轴） 卷筒轴 （2）计算各轴转速电动机轴 轴I ： 轴II ：卷筒轴 ： （3）计算各轴转矩电动机轴 轴I 轴II 卷筒轴 把上述计算结果列于下表：轴号转速n/(r/min)输入功率P/kW输入转矩T/Nm传动比i传动效率电机轴9604.1441.18 3.90.96轴2463.97 154 5 0.96轴493.81 743 1 0.96卷筒轴493.66 713五、传动零件设计计算1、一般V带设计计算 传动比： 两班制，天天工作16小时电机轴输入功率 电机轴转速 1）确定计算功率式中取工作情况系数KA 由机械设计 第八版表8-7查得，取KA=1.32）选择V带类型依据计算功率和小带轮转速，查机械设计 第八版图8-10，选择A型V带3) 确定带轮基准直径并验算带速v 初选小带轮基准直径 由机械设计 第八版表8-6和表8-8，取小带轮基准直径 验算带速v 因为5m/sv30m/s，故带速适宜。 计算大带轮基准直径 依据机械设计 第八版表8-8，圆整为=450mm4）确定V带中心距a和基准长度 初定中心距 故，初定 计算带所需基准长度 由机械设计 第八版表8-2选带基准长度 计算实际中心距a 故中心距改变范围为5）验算小带轮上包角 6）计算带根数z 计算单根V带额定功率由和查机械设计 第八版表8-4a得 依据，i1 = 3.9和A型带，查机械设计 第八版表8-4b得查机械设计 第八版表8-5得查机械设计 第八版表8-2得故 计算V带根数z 取5根7）计算单根V带初拉力最小值 由机械设计 第八版表8-3得B型带单位长度质量q=0.1kg/m 所以 应使带实际初拉力8）计算压轴力 9）带轮结构设计 材料选择HT150小带轮直径300mm，采取腹板式大带轮实景300mm，采取轮辐式机械设计 第八版表8-10差得各参数以下 小带轮 大带轮 基准宽度 11 11 基准线上槽深 2.75 2.75 基准线下槽深 8.7 8.7 槽间距 150.3 150.3槽边距 9 9 轮缘厚 8 8外径 112 450内径 30 30 带轮宽度 80 80 带轮结构 实心式 轮辐式 槽型 A A结构以下图所表示2、齿轮传动设计计算 齿轮传动传动比i2 = 5，工作寿命，每十二个月工作300天，天天两班制，每班8小时。选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数选择直齿圆柱齿轮传动卷筒机为通常工作机器，速度不高，故选择7级精度（GB 10095-88）材料选择 由机械设计 第八版表10-1选大、小齿轮材料均为40Cr，并经调质及表面淬火，两齿轮均为硬齿轮，齿面硬度均为4855HRC。初选小齿轮齿数，大齿轮齿数按齿面接触强度设计 确定公式内各计算值 试选载荷系数 小齿轮传输转矩 由机械设计 第八版表10-7选择齿宽系数 由机械设计 第八版表10-6查得齿轮材料弹性影响系数 由机械设计 第八版表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 计算应力循环次数 j为齿轮每转一周，同一齿面啮合次数，取j=1 为齿轮工作寿命， 故 由机械设计 第八版表10-19取接触疲惫寿命系数,计算接触疲惫许用应力 取失效概率为1%，安全系数S=1 计算 计算小齿轮分度圆直径，带入中较小值 计算圆周速度v 计算齿宽b 计算齿宽和齿高之比 模数 齿高 计算载荷系数 依据，7级精度，由机械设计 第八版表10-8查得动载荷系数；直齿轮选 由机械设计 第八版表10-2查得使用系数 由机械设计 第八版表10-4用插值法查得 7级精度、两齿轮相对支承对称部署取 由，查机械设计 第八版图10-13得 故载荷系数 按实际载荷系数校正所算得分度圆直径 计算模数m 按齿根弯曲强度设计 由弯曲强度设计公式 确定公式内各计算数值 由机械设计 第八版图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 由机械设计 第八版图10-18取弯曲疲惫寿命系数, 计算弯曲疲惫许用应力 取弯曲疲惫安全系数S=1.4，则 计算载荷系数K 查取齿形系数 由机械设计 第八版表10-5查得 ，查取应力校正系数 由机械设计 第八版表10-5查得 ，计算大、小齿轮并加以比较 故小齿轮较大设计计算 对比计算结果，由齿面接触疲惫强度计算模数m大于由齿根弯曲疲惫强度计算模数，因为齿轮模数m大小关键取决于弯曲疲惫强度所决定承载能力，而齿面接触疲惫强度所决定承载能力仅和齿轮直径（即模数和齿数乘积）相关，故可取由弯曲疲惫强度所算得模数2.2，并就近圆整为标准值m=2.5，由接触疲惫强度所算得分度圆直径算出小齿轮齿数 取大齿轮齿数 这么设计出齿轮传动，既满足了齿面接触疲惫强度，又满足了齿根弯曲疲惫强度，并做到结构紧凑，避免浪费。几何尺寸计算计算分度圆直径 计算中心距 计算齿轮宽度 取大齿轮宽度，小齿轮宽度则齿轮传动几何尺寸，制表以下：（具体见零件图）计算大、小齿轮齿顶高、齿根高和齿全高h取 计算大、小齿轮齿顶圆直径 和齿根圆直径 齿轮结构设计 因为小齿轮直径很小，故暂定为齿轮轴结构，大齿轮采取孔板式结构，大齿轮结构设计以下 图所表示（由后面轴计算决定）取取六、轴设计计算输入轴（高速轴）设计计算 选择轴材料，确定许用应力输入轴为齿轮轴，故其材料应和小齿轮材料一样，选择40Cr，调质处理，由机械设计 第八版表15-1查得材料硬度为241286HBS,拉伸强度极限,弯曲疲惫强度极限，许用弯曲应力 估算轴基础直径 依据教材机械设计 第八版公式，取，则 考虑有键槽，将直径增大5%，则 轴结构设计，初定轴径及轴向尺寸 考虑带轮机构要求和轴刚度，取装带轮处轴径；依据密封件尺寸，初选装轴承处轴径为d35mm 轴上零件定位、固定和装配 以下图所表示： 图所表示，因为是单级减速器，可将齿轮轴段安排在箱体中央，相对两轴承对称部署，整个轴系轴向定位由左右两轴肩、挡油环和轴承端盖实现，固定方法为两支点单向固定，即全固式，选择挡油环高度h=6mm，轴承端盖宽度=30mm 确定各段轴直径和长度 段：直径 长度取决于带轮轮毂结构和安装位置，取段：定位轴肩高度 故 取 选择6407型深沟球轴承，内径35mm，外径100mm，宽 （输入轴轴承选择计算） 取轴承端盖断面到大带轮距离为 则 段：直径 取 该段轴为定位轴肩，取段：该段位齿轮轴，直径为小齿轮分度圆直径，故 长度等于小齿轮宽度，即段：因为两轴承相对于齿轮对称部署，故须两定位轴肩也相对于齿轮 对称，则 段：段轴和段轴出装轴承，故 取段轴轴头露出轴承长度为3mm，则按弯扭合成应力校核轴强度 由轴上零件装配图有 1）绘出轴计算简图 轴计算简图图所表示2)计算作用在轴上力计算作用在小齿轮上力圆周力：径向力：大带轮压轴力 3）计算支反力水平面 算得 垂直面 算得 4）作弯矩图 作x0y面弯矩图，图（c）所表示 作x0z面弯矩图，图（d）所表示 作合成弯矩图M， 图（e）所表示5）作扭矩图 图（f）所表示 6）按弯扭合成应力校核轴强度 通常需校核轴上承受最大弯矩和扭矩截面强度，故需校核C截强度，在C截面处 ， 轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取则 故安全。 另外，B截面也可能是危险截面，因为 在B截面处， , , 故安全。确定轴上圆角和倒角参考机械设计 第八版表15-2，由，取左轴端倒角为，右轴端倒角为，各轴肩处圆角半径为1.5mm。绘制轴工作图（见零件图齿轮轴） 输出轴（低速轴）设计计算 选择轴材料，确定许用应力选择40Cr，调质处理，由机械设计 第八版表15-1查得材料硬度为241286HBS,拉伸强度极限,弯曲疲惫强度极限，许用弯曲应力估算轴基础直径 依据教材机械设计 第八版公式，取，则 考虑有键槽，将直径增大5%，则 轴结构设计，初定轴径及轴向尺寸 考虑联轴器机构要求和轴刚度，取和联轴器连接处轴径；依据密封件尺寸，初选装轴承处轴径为d60mm轴上零件定位、固定和装配 图所表示，将大齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称部署，大齿轮左端面由轴肩轴向定位，右端面由轴套轴向定位，靠平键和过盈配合实现周向固定，两轴承分别以轴肩和轴套实现轴向定位，靠过盈配合和轴承座实现周向固定，固定方法为两支点单向固定，即全固式，选择挡油环高度h=6mm，轴承端盖宽度=30mm 确定各段轴直径和长度 段：直径 该段轴和联轴器配合，长度取决于联轴器结构和安装位置，半联 轴器和轴配合毂孔长度为（转入联轴器选择计算）为了满足半联轴器轴向定位要求，段轴左端需制出一轴肩，右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径，半联轴器和轴配合毂孔长度，为了确保轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端面上，故段轴轴头长度应比略短部分，取 段：定位轴肩高度 故 取 选择6212型深沟球轴承，内径60mm，外径110mm，宽 （输入轴轴承选择计算） 取轴套长度，内径为60mm，外径为78mm，轴承端盖 端面到联轴器距离为，则 取 段：直径 取 该段轴和大齿轮配合，为了确保大齿轮定位可靠，故取该段轴 轴头长度比大齿轮宽度小2mm，取 段：直径 取 该段位大齿轮定位轴肩，因为两轴承相对于大齿轮对称部署， 故须大齿轮左端定位轴肩和右端定位轴套也要相关大齿轮对 称，则该段定位轴肩长度应等于定位轴套长度，即 段：因为该段和段同装轴承，故，取 则轴总长为L=286mm 按弯扭合成应力校核轴强度 由轴上零件装配图有 1）绘出轴计算简图 轴计算简图图所表示 2)计算作用在轴上力计算作用在大齿轮上力圆周力：径向力：简化力系图（b）所表示 3)计算支反力 水平面 算得 垂直面 算得 4）作弯矩图 作x0y面弯矩图，图（c）所表示 作x0z面弯矩图，图（d）所表示 作合成弯矩图M 图（e）所表示5）作扭矩图 图（f）所表示 6）按弯扭合成应力校核轴强度 只需校核轴上承受最大弯矩和扭矩B截面强度，在B截面处 ， 轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取则 故安全。确定轴上圆角和倒角 参考机械设计 第八版表15-2，由，取左轴 端倒角为，右轴端倒角为，各轴肩处圆角半径为2mm。绘制轴工作图（见零件图输出轴） 七、滚动轴承选择和计算 依据工作条件，各轴承估计寿命均为1、计算输入轴承 轴承转速 由输入轴设计计算可求得两轴承径向载荷 故取径向载荷，又因为减速器传动为直齿轮传动，故理论上轴向力为零，即 初步计算当量动载荷P 按机械设计 第八版式13-8a计算当量动载荷 查机械设计 第八版表13-5得e=0.22，载荷系数X=1，Y=0 查机械设计 第八版表13-6得，取则 依据机械设计 第八版式13-6a机械设计 第八版式13-6求轴承应有基础额定动载荷 工作温度正常，查机械设计基础表18-8得，温度系数为，则 试选轴承型号 依据计算轴颈及基础额定动载荷值，由机械设计手册选择 C=56800N6407型深沟球轴承 验算6407轴承寿命 依据机械设计 第八版式13-5得 故所选轴承满足寿命要求。2、计算输出轴承 轴承转速 由输入轴设计计算可求得两轴承径向载荷 故取径向载荷，又因为减速器传动为直齿轮传动，故理论上轴向力为零，即 初步计算当量动载荷P 按机械设计 第八版式13-8a计算当量动载荷 查机械设计 第八版表13-5得e=0.22，载荷系数X=1，Y=0 查机械设计 第八版表13-6得，取则 依据机械设计 第八版式13-6a机械设计 第八版式13-6求轴承应有基础额定动载荷 工作温度正常，查机械设计基础表18-8得，温度系数为，则 试选轴承型号 依据计算轴颈及基础额定动载荷值，由机械设计手册选择 C=47800N6212型深沟球轴承 验算6212轴承寿命 依据机械设计 第八版式13-5得 故所选轴承满足寿命要求。 八、键连接选择和计算1.高速轴（输入轴）和大带轮用平键联接（1）选择键联接类型和尺寸因为大带轮在轴端，故选择单圆头一般平键（C型） 按轴径d30mm，及带轮宽 80mm，查机械设计 第八版表6-1选键截面尺寸为：宽度b=8mm，高度h=7mm，由带轮轮毂宽度并参考键尺寸系列，取键长L=70mm。（2）校核键联接强度 键材料选择45钢，大带轮材料为铸铁，查机械设计 第八版表6-2得键联接许用应力，键工作长度，键和轮毂键槽接触高度。由机械设计 第八版式6-1得挤压应力,故安全则所选键为：键C 870 GB/T 1096-2. 低速轴（输出轴）和大齿轮用平键联接（1）选择键联接类型和尺寸因为大齿轮不在轴端，故选择圆头一般平键（A型） 按轴径d70mm，及和大齿轮配合段轴长，查机械设计 第八版表6-1选键截面尺寸为：宽度b=20mm，高度h=12mm，由大齿轮轮毂宽度并参考键尺寸系列，取键长L=40mm。（2）校核键联接强度 键材料选择45钢，大带轮和轴材料均为40Cr，查机械设计 第八版表6-2得键联接许用应力，键工作长度，键和轮毂键槽接触高度。由机械设计 第八版式6-1得挤压应力故所选键联接挤压强度不够，改为平头一般平键联接。则键工作长度改为：，则，故安全。则所选键为：键B 2040 GB/T 1096-3、低速轴（输出轴）和联轴器用平键联接（1）选择键联接类型和尺寸因为联轴器在轴端，故选择单圆头一般平键（C型） 按轴径d50mm，及和联轴器配合段轴长，查机械设计 第八版表6-1选键截面尺寸为：宽度b=14mm，高度h=9mm，由带轮轮毂宽度并参考键尺寸系列，取键长L=80mm。（2）校核键联接强度 键材料选择45钢，轴材料为40Cr，联轴器材料为碳钢，查表得键联接许用应力，键工作长度，键和轮毂键槽接触高度。由机械设计 第八版式6-1得挤压应力,故安全则所选键为：键C 1480 GB/T 1096-九、联轴器选择联轴器计算转矩查机械设计 第八版表14-1取工作情况系数，则 依据工作条件，查机械设计手册选择GY7凸缘联轴器，其公称转矩为，许用转速，配合轴径d = 50mm，半联轴器长度L=112mm，半联轴器和轴配合毂孔长度L1 = 84mm（J1型）。十、减速器润滑方法和密封类型选择齿轮润滑方法选择齿轮传动圆周速度为因，所以采取浸油润滑。润滑油牌号选择由齿轮材料和圆周速度查机械设计 第八版表10-12，选择齿轮传动润滑油粘度为，由所选润滑油粘度查机械设计 第八版表10-11润滑油牌号为220（GB 5903-1995）齿轮浸油高度设计大齿轮浸入油中深度约为12个齿高，但不应少于10mm。装油量计算 取油面高度为70mm，箱体内腔尺寸为l=374mm，b=85mm，则装油量为 轴承润滑方法选择对轴承润滑，因圆周速度，采取脂润滑，由机械设计课程设计表8-168，选择钙基润滑脂L-XAAMHA2（GB 491-1987），只需填充轴承空间，并在轴承内侧设挡油环，使油池中油不能进入轴承以致稀释润滑脂。减速器密封类型 减速器需要密封部位通常有轴伸出处、轴承室内侧、箱体接合面和轴承盖、检验孔和排油孔接合面等处。轴伸出处密封 选择接触式密封，采取毡圈油封，在轴承端盖透盖上开出梯形槽，将毛毡圈放置在梯形槽中以和轴密合接触。轴承室内侧密封 采取挡油环密封，使油池中油不能进入轴承以致稀释润滑脂。箱盖和箱座接合面密封 采取在箱盖和箱座接合面上涂密封胶密封。其它部位密封 检验孔盖板、排油螺塞、油标和箱体接合面加纸封油垫或皮封油圈。 轴承端盖为螺钉式轴承端盖，故其和箱体之间加密封垫片。十一、铸造减速器箱体关键结构尺寸铸造减速器箱体关键结构尺寸计算结果名称代号及计算公式尺寸（mm）底座壁厚d8箱盖壁厚8座上部凸缘厚度12底座下部凸缘厚度20轴承座连接螺栓凸缘厚度8底座加强肋厚度e8箱底加强肋厚度8地脚螺栓直径16地脚螺栓数目n4轴承座连接螺栓直径12底座和箱盖连接螺栓直径10轴承盖固定螺钉直径8视孔盖固定螺钉直径6轴承盖螺钉分布直径 120 130轴承座凸缘端面直径D36、至箱外壁距离、22、18、16、至凸缘边缘距离、22、14箱体内壁和齿顶圆距离D10箱体内壁和齿轮端面距离D115底座深度H198底座高度212箱盖高度140外箱壁至轴承座端面距离l40箱底内壁横向宽度L85其它圆角、3十二、设计小结写到了这里也就意味着为期三周课程设计差不多靠近尾声了，即使感觉很累，不过收获了很多。严格来说大家差不多全部是在最终18周才集中精力去搞这个课程设计，因为16和17周大家全部要去准备考试，不过计算部分话我在之前就差不多完成了，剩下差不多只是画图和写设计说明书，这两部分也是工作量最大，我认为自己亲自动手设计计算、画图和一字一句写这份说明书即使过程很艰辛，不过就像之前带我们测绘实习杜莹老师说，我们只有亲自走完一遍这些步骤以后才知道这些东西怎么设计并制造出来，现在走了一遍步骤以后出去以后就不用那么辛劳了。所以我认为这次课程设计很有意义，也是十分必需。这也算是一次实践了，万事开头难，第一次搞设计难免会感觉很辛劳，不过搞完这次以后那么以后课程设计我们搞起来就相对简单部分了。经过这次课程设计我们大家全部学到了很多，比如现在查阅机械设计手册也得心应手了，打开设计手册软件后要查什么大约全部知道在那一栏，还有查阅其它资料也比较方便，自己忘得差不多CAD也差不多捡回来了，Proe也熟练了很多，还有对公式编辑器利用也熟练了这些对我们下学期或是以后课程设计或是其它部分设计无可否认全部奠定了一定基础，所以这次课程设计是很有意义。作为我们机制专业学生，设计是很关键一块，画图是我们专业大部分学生以后工作要必备技能，所以在大学里多做部分设计是很必需。十三、参考文件机械设计 第八版 主编 濮良贵 纪名刚 机械设计手册 软件版机械设计基础课程设计 主编 邢琳、张秀芳机械设计课程设计 主编 朱文坚、黄平机械设计课程设计 第四版 主编 陈秀宁 施高义