帶式輸送機傳動裝置設計.doc

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1、 畢業(yè)設計 帶式輸送機傳動裝置設計 院系：機電信息系 班別： 姓名： 學號： 指導老師： 完成日期：xxxx年x月x日 目 錄 一 、 總體方案設計................. ...... 2 二 、設計要求 ............................. 2 三 、 設計步驟 .............................. 1. 傳動裝置總體設計方案 ............. ...........2 2. 電動機的選擇......

2、................. ..........3 3. 計算傳動裝置的傳動比及各軸參數的確定... ...4 4. 齒輪的設計 ............................. .....6 5. 滾動軸承和傳動軸的設計................ .......8 附：兩根軸的裝配草圖.................. ........16 6.鍵聯接設計............................ ........18 7. 箱體結構的設計....................... ........19 8.潤滑密封設計 .

3、............................ ....20 四 、 設計小結 ................................. ....20 五 、 參考資料 ................................ .....21 一 、總體方案設計 課程設計題目： 帶式運輸機傳動裝置設計（簡圖如下 1——V帶傳動 2——電動機 3—-圓柱齒輪減速器 4——聯軸器 5——輸送帶 6——滾筒 1.設計課題： 設計一用于帶式運輸上的單級圓柱齒輪減速器。運輸機連續(xù)工作，使用壽命 5年，每年365天，每天24小時，傳動不逆

4、轉，載荷平穩(wěn)，起動載荷為名義載荷的1.25倍，輸送帶速度允許誤差為+_5%。 2.原始數據：題號3第一組 運送帶工作拉力F/KN 運輸帶工作速度v/(m/s) 滾筒直徑D/mm 1.9 1.6 400 二、設計要求 1．減速器裝配圖1張(三視圖，A1圖紙)； 2.零件圖兩張（A3圖紙，齒輪，軸，箱體）； 3.設計計算說明書1份(8000字左右）。 三、設計步驟 1. 傳動裝置總體設計方案 1）外傳動機構為V帶傳動。 2）減速器為一級展開式圓柱齒輪減速器。 3) 方案簡圖如下圖： 1——V帶傳動；2——電動機；3——圓柱齒輪減速器； 4—

5、—聯軸器；5——輸送帶；6——滾筒 一傳動方案擬定： 采用V帶傳動與齒輪傳動的組合，即可滿足傳動比需求，同時由于帶傳動具有良好的緩沖，吸振性能。適應大起動轉矩工況要求，結構簡單，成本低，使用維護方便。 2、電動機的選擇 1）選擇電動機的類型 按工作要求和工作條件選用Y系列三相籠型異步電動機，全封閉自扇冷式結構，電壓380V。 2）選擇電動機的容量 工作機的有效功率為 從電動機到工作機傳送帶間的總效率為 由《機械設計基礎課程設計指導書》表2-3可知： η1：帶傳動 0.96（球軸承） η2：齒輪傳動的軸承 0.99 （8級精度一般齒輪傳動） η3

6、：齒輪傳動 0.97（彈性聯軸器） η4：聯軸器 0.97 η5：卷筒軸的軸承 0.98 η6：卷筒的效率 0.96 所以電動機所需工作功率為 3）確定電動機轉速 V帶傳動的傳動比i1=(2-4)，單級齒輪傳動比 i2 =(3-5)，一級圓柱齒輪減速器傳動比范圍為i=（6-20），而工作機卷筒軸的轉速為 所以電動機轉速的可選范圍為： 根據電動機類型、容量和轉速，由《機械設計基礎課程設計指導書》附錄8，附表8-1選定電動機型號為Y132M1-6。其主要性能如下表： 電動機型號 額定功率/kw

7、滿載轉速/(r/min) Y1600M1-8 4 720 2.0 2.0 Y132M1-6 4 960 2.0 2.0 綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、質量及價格等因素，為使傳動裝置結構緊湊，決定選用同步轉速為1000的電動機，所以電動機的類型為Y132M1-6。 3.計算傳動裝置的傳動比及各軸參數的確定 (1)傳動比為 （ 為電動機滿載轉速，單位：r/min ） 分配各級傳動比時由《機械設計基礎課程設計指導書》表2—2 {圓柱直齒輪傳動比范圍i1=（3—5） V

8、帶傳動范圍（2—4）取值i0=3 所以i=13 1).各軸的轉速 I軸 n1 = II軸 卷筒軸 nm為電動機的滿載轉速r/min；n1﹑n2為I軸﹑II軸 （I軸高速軸﹑II軸為低速軸）的轉速，i0電動機至I軸的傳動比，i1為I軸至II軸的傳動比。 2).各軸的輸入功率 電動機軸 w 軸I 滾筒軸 3）.各軸的輸入轉矩 電動機軸的輸出轉矩為： I軸 II軸 滾筒軸

9、將上述計算結果匯總如下表所示： 軸名 功率P/kw 轉矩T/(Nm) 轉速n/(r/min) 傳動比 效率 I軸 3.552 106.01 320 3 0.97 II軸 3.2 400 76.4 4．118 0.90 卷筒軸 3.01 376.25 76.4 電動機 3.7 36.8 960 4.齒輪的設計 1） 選擇齒輪材料及精度等級 小齒輪選用45鋼調質，硬度為220-250HBS；大齒輪選用45鋼正火，硬度為170-210HBS。因為是普通減速器，由表10.21選9級精度，要求齒

10、面粗糙度 R≤3.2～6.3. （2）按齒面接觸疲勞強度設計 因兩齒輪均為鋼質齒輪，可應用式（10.22）求出d1值。確定有關參數與系數： 1）、轉矩T1 2）、載荷系數K 查表10.11取K=1.1 3）、齒數z1齒寬系數 小齒輪的齒數z1取為25，則大齒輪齒數z2=100.因單級齒輪傳動為對稱布置，而齒輪齒面又為軟齒面，由表10.20選取。 4）、許用接觸應力 由圖10.24查得 由表10.10查得SH=1。

11、 查圖10.27得 由式（10.13）可得 故 由表10.3取標準模數m=2.5㎜。 （3）計算主要尺寸 經圓整后取b2=65㎜。 （4）按齒根彎曲

12、疲勞強度校核 由式（10.24）得出，如則校核合格。 確定有關系數與參數： 1） 齒形系數YF 查表10.13得 YF1=2.65，YF2=2.18。 2） 應力修正系數YS 查表10.14得YS1=1.59， YS2=1.80。 3） 許用彎曲應力 由圖10.25查得 。 由表10.10查得 。 由圖10.26查得 。 由式（10.14）可得 故 齒輪彎曲強度校核合格。 （5）驗算齒輪的圓周速度v 由表10.22可知，選9級精度是合適的。 （6）計算幾何尺寸及繪

13、制齒輪零件工作圖。 略。 將上述計算結果整理如下表所示： 名稱 小齒輪(mm) 大齒輪(mm) 分度圓直徑d 62.，5 250 齒頂高 2.5 2.5 齒根高 3.75 3.75 齒全高h 6.25 6.25 齒頂圓直徑 64.5 252 齒根圓直徑 55 242.5 基圓直徑 58.73 234.92 中心距a 156.25 傳動比i 4 5 V帶的設計 （1）確定計算功率Pc 由表8.21查得KA=1.3，由式（8.12）得 （2）選取

14、普通V帶型號 根據Pc=7.15kW、n1=960r/min， 由圖8.12選用B型普通V帶。 （3）確定帶輪基準直徑dd1、dd2 根據表8.6和圖8.12選取dd1=140mm，且dd2=140mm＞ddmin=125mm。 大帶輪基準直徑為 按表8.3選取標準值dd2=500mm，則實際傳動比i、從動輪的實際轉速分別為 從動輪的轉速誤差率為 在 以內為允許值。 （4）驗算帶速v 帶速在5～25m/s范圍內。 （5）確定帶的基準長度L

15、d和實際中心距a 按結構設計要求初定中心距a0=1500mm。 由式（8.15）得 由表8.4選取基準長度Ld=4000mm。 由式（8.16）的實際中心距a為 中心距a的變化范圍為 （6）校驗小帶輪包角 由式（8.17）得 （7）確定V帶根數z 由式（8.18）得 根據dd1=140mm，n1=960r/min，查表8.10，根據內插法可得 取P0=2.82kW。 由式（8.11）得功率增量為 由表8.18

16、查得Kb= 根據傳動比i=3.35，查表8.19得Ki=960r/min則 由表8.4查得帶長度修正系數Kl=1.13，由圖8.11查得包角系數Ka=0.95，得普通V帶根數 圓整得z=4。 （8）求初拉力F0級帶輪軸上的壓力FQ 由表8.6查得B型普通V帶的每米長質量q=0.17kg/m，根據式（8.19）得單根V帶的初拉力為 由式（8.20）可得作用在軸上的壓力FQ為 （9）帶輪的結構設計 按本章8.2.2進行設計（設計過程及帶輪零件圖略）。 （10）設計結果 選用3根B-3150GB/T 11544—1997的V帶，中心距a=968mm，帶輪直徑dd1

17、=140mm，dd2=469.0mm，軸上壓力FQ=2067.4N。 6.傳動軸的設計 齒輪軸的設計 (1) 確定輸入軸上各部位的尺寸（如圖） (2)按扭轉強度估算軸的直徑 選用45并經調質處理，硬度217~255HBS 軸的輸入功率為PI= 4.03 KW 轉速為nⅠ=286.57 r/min 根據《機械設計基礎》P265表14.1得C=107～118.又由式（14.2）得： d≥ (3)確定軸各段直徑和長度 從大帶輪開始右起第一段，由于帶輪與軸通過鍵聯接，則軸應該增加3%～5%，取D1=Φ30mm，又帶輪的寬度 B=（Z

18、-1）e+2f =（3-1）18+28=52 mm 則第一段長度L1=60mm 右起第二段直徑取D2=Φ38mm 根據軸承端蓋的裝拆以及對軸承添加潤滑脂的要求和箱體的厚度，取端蓋的外端面與帶輪的左端面間的距離為30mm，則取第二段的長度L2=70mm 右起第三段，該段裝有滾動軸承，選用深溝球軸承，則軸承有徑向力，而軸向力為零，選用6208型軸承，其尺寸為dDB=408018，那么該段的直徑為D3=Φ40mm，長度為L3=20mm（因為軸承是標準件，所以采用基孔制，軸與軸承間為過盈配合P7/h6） 右起第四段，為滾動軸承的定位軸肩,其直徑應小 于滾動軸承的內圈外徑，取D4

19、=Φ48mm，長度取L4= 10mm 右起第五段，該段為齒輪軸段，由于齒輪的齒頂圓直徑為d5=67.5mm，分度圓直徑為Φ62.5mm，齒輪的寬度為70mm，則，此段的直徑為D5=Φ67.5mm，長度為L5=70mm 右起第六段，為滾動軸承的定位軸肩,其直徑應小于滾動軸承的內圈外徑，取D6=Φ48mm長度取L6= 10mm（因為軸承是標準件，所以采用基孔制，軸與軸承間為過盈配合P7/h6） 右起第七段，該段為滾動軸承安裝出處，取軸徑為D7=Φ40mm，長度L7=18mm (4)求齒輪上作用力的大小、方向： 小齒輪分度圓直徑：d1=62.5mm

20、作用在齒輪上的轉矩為：T= 9.55106P/n=134300Nmm 求圓周力：Ft Ft=2T2/d2=2134300/250=1074.40N 求徑向力Fr Fr=Fttanα=1074.40tan200=391.05N Ft，Fr的方向如下圖所示 （5）軸上支反力 根據軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學 模型。 水平面的支反力：FA=FB=Ft/2 =537.2N 垂直面的支反力：由于選用深溝球軸承則Fa=0 那么FA’=FB’ =Fr/2=195.525 N （6）畫彎矩圖 右起第四段剖面C處的彎矩： 水

21、平面的彎矩：MC=PA24=53.352 Nm 垂直面的彎矩：MC1’= MC2’=RA’24=19.2 Nm 合成彎矩： （7）畫轉矩圖：T1 =138.952Nm （8）畫當量彎矩圖 因為是單向回轉，轉矩為脈動循環(huán)，α=0.6 可得右起第四段剖面C處的當量彎矩： （9）判斷危險截面并驗算強度 右起第四段剖面C處當量彎矩最大，而其直徑與相鄰段相差不大，所以剖面C為危險截面。 已知MeC2=100.825 Nm ,由課本表13-1有: ［σ-1］=60Mpa 則： σe= MeC2/W= MeC2/(0.1D43) =10

22、0825/(0.1483)=9.11 Mpa <［σ-1］ 右起第一段D處雖僅受轉矩但其直徑較小，故該面也為危險截面： σe= MD/W= MD/(0.1D13) =83.371/(0.1403)=13 Nm<［σ-1］ 所以確定的尺寸是安全的 。 受力圖如下： 2.輸出軸的設計計算 確定軸上零件的定位和固定方式 （如圖） (2)按扭轉強度估算軸的直徑 (1) 由前面計算得，傳動功率P2=4.207kw, n2=76.19r/min工作單向，采用

23、深溝球軸承支撐。由已知條件知減速器傳遞的功率屬于中小功率故選用45剛并經調質處理， 硬度217~255HBS 根據課本（14.2）式，并查表14.1，得 d≥ (3)確定軸各段直徑和長度 從聯軸器開始右起第一段，由于聯軸器與軸通過鍵聯接，則軸應該增加5%，取Φ（41.97~47.18），根據計算轉矩T= 9.55106P/n=527.324 Nm Tc=RAT=1.3527324=685.49Nm查標準GB/T 5014—2003，選用HL4型彈性柱銷聯軸器，半聯軸器長度為l1=112mm,軸段長L1=84mm 右起第二段，考慮聯軸器的軸向定位要求，該段的直徑取Φ52mm,

24、根據軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯軸器左端面的距離為30mm，故取該段長為L2=74mm 右起第三段，該段裝有滾動軸承，選用深溝球軸承，則軸承有徑向力，而軸向力為零，選用6011型軸承，其尺寸為dDB=559018，那么該段的直徑為Φ55mm，長度為L3=32 右起第四段，該段裝有齒輪，并且齒輪與軸用鍵聯接，直徑要增加5%，則第四段的直徑取Φ60mm,齒輪寬為b=65mm，為了保證定位的可靠性，取軸段長度為L4=62mm 右起第五段，考慮齒輪的軸向定位,定位軸肩，取軸肩的直徑為D5=Φ66mm ,長度取L5=11.5mm 右起第六段，該段為滾動軸承安裝

25、出處，取軸徑為D6=Φ55mm，長度L6=18mm (4) 按彎扭合成強度校核軸徑 按設計結果畫出軸的結構草圖（圖a） 1） 畫出軸的受力圖（圖b） 2） 作水平面內的彎矩圖（圖c支點反力為） Ⅰ—Ⅰ截面處的彎矩為MHI=2003.397/2=97160Nmm Ⅱ—Ⅱ截面處的彎矩為MHII=2003.323=46076Nmm 3） 作垂直面內的彎矩圖（圖d）支點反力為 FVB=FVA=Fr2/2=1458.29/2=729.145 Ⅰ—Ⅰ截面處的彎矩為 MrI左=FVAL/2=729.14597/2=35363.5Nmm Ⅱ—Ⅱ

26、截面處的彎矩為 MrII =FVB23=729.14523=16770.3Nmm 4)合成彎矩圖（圖e） MI=（35363.52+971602）1/2=103396 Nmm MII=（16770.32+460762）1/2=49033 Nmm 5） 求轉矩圖（圖f） T=9.55106P/n=9.551064.207/76.19=527324 Nmm 求當量彎矩 6） 因減速器單向運轉，故可認為轉矩為脈動循環(huán)變化，修正系數α為0.6 Ⅰ—Ⅰ截面: MeI=( 609252+(0.65273242）1/2=322200 Nmm Ⅱ—Ⅱ截面：MeII=( 490332+

27、(0.65273242）1/2=320181 Nmm 8)確定危險截面及校核強度 由圖可以看出，截面Ⅰ—Ⅰ可能是危險截面。但軸徑d3> d2，故也應對截面Ⅱ—Ⅱ進行校核。 Ⅰ—Ⅰ截面：σeI=MeI/W=322200/(0.1603)=14.9Mpa Ⅱ—Ⅱ截面：σeII=MeII/W=320181/(0.1553)=19.2Mpa 查表得［σ-1b］=60Mpa,滿足σe≤［σ-1b］的條件，故設計的軸有足夠強度，并有一定余量。 其受力圖如下 7．滾動軸承設計 根據條件，軸承預計壽命 Lh536524=43800小時 1.輸入軸的軸承設計計算 （1）初步計算

28、當量動載荷P 因該軸承在此工作條件下只受到Fr徑向力作用，所以P=Fr=391.05N P=fp Fr=1.1391.05=430.155N （2）求軸承應有的徑向基本額定載荷值 （3）選擇軸承型號 查課本P284頁，選擇6208 軸承 Cr=29.5KN 根據課本式15-5有 算得Lh=187589.77＞43800 ∴預期壽命足夠 ∴此軸承合格 其草圖如下： 2.輸出軸的軸承設計計算 （1）初步計算當量動載荷P 因該軸承在此工作條件下只受到Fr徑向力作用，所以P=Fr=391.05N （2）求軸承應有的徑向基本額定載荷值 （3）選擇軸

29、承型號 查課本P154頁，選擇6011軸承 Cr=30.2KN 由課本式11-3有 ∴預期壽命足夠 ∴此軸承合格 8、鍵的設計 1）聯軸器的健 a、選擇鍵的型號：C型鍵 由軸徑d1=45mm，在表14.8查得鍵寬b=14mm，鍵高h=9mm，L=36～160mm。 L=54mm≤（1.6～1.8）d=72～81mm l1=L-0.5b=54-7=47mm 由式14.7得 σjy1=4T/(dhl1) =4525.871000/（45947）=110.47MPa＜【σjy】=120MPa(輕微沖擊，由表14.9查得) b、寫出鍵的型號：選鍵為

30、C1470GB/T1096-1979 2）齒輪鍵的選擇 a、選擇鍵的型號：A型鍵 軸徑d4=60mm，為了使加工方便應盡量選取相同的鍵高和鍵寬。但強度不夠。查表14.8得鍵寬b=18mm， h=11mm，L=50～200mm,取L=56mm l2=L-18=56-18=38mm σjy2=4T/(dhl2) =4525.871000/（451138） =111.79MPa＜【σjy】=120MPa(輕微沖擊，由表14.9查得) b、寫出鍵的型號： 取鍵A1880GB/T1096-1979 3）輸入端與帶輪鍵 選軸徑d4=30mm，查表14.8取鍵108。即 b=10，

31、h=8，L=50 l2=L-10=60-10=50mm σjy2=4T/(dhl2) =4138.951000/（30850） =46.317＜【σjy】 9、聯軸器的選擇 1）、計算聯軸器的轉矩 由表16.1查得工作情況系數K=1.3 由式16.1得 主動端 TC1=KT2 =1.3400=520Nm 從動端 TC2=KTW =1.3376Ｎｍ =488.8Nm＜Tm=1250Nm（附表９.４） 由前面可知： d≥C =40.23～44.37mm 又因為d=C（1+0.05） =（40.23～44.3

32、7）（1+0.05） =42.24～46.59mm n2=76.４r/min＜〔n〕=4000r/min 由附表9.4可確定聯軸器的型號為彈性柱銷聯軸器 2）確定聯軸器的型號 HL4 GB5014-２００３。 由其結構取 L=11.5 d=55 D=64 10.箱體結構的設計 減速器的箱體采用鑄造（HT200）制成，采用剖分式結構為了保證齒輪佳合質量， 大端蓋分機體采用配合。 1）.機體有足夠的剛度 在機體為加肋，外輪廓為長方形，增強了軸承座剛度。 2）.考慮到機體內零件的潤滑，密封散熱 因其傳動件速度小于12m/s，故采用侵油潤油，同時

33、為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂到油池底面的距離H大于40mm。 為保證機蓋與機座連接處密封，聯接凸緣應有足夠的寬度，聯接表面應精創(chuàng)，其表面粗糙度為。 3）.機體結構有良好的工藝性 鑄件壁厚為8mm，圓角半徑為R=5。機體外型簡單，拔模方便。 4.）對附件設計 A 視孔蓋和窺視孔： 在機蓋頂部開有窺視孔，能看到 傳動零件齒合區(qū)的位置，并有足夠的空間，以便于能伸入進行操作，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵制成，用M8緊固。 B 油螺塞： 放油孔位于油池最底處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一側，以便放油，放油孔用

34、螺塞堵住，因此油孔處的機體外壁應凸起一塊，由機械加工成螺塞頭部的支承面，并加封油圈加以密封。 C 油標： 油標位在便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定之處。 油尺安置的部位不能太低，以防油進入油尺座孔而溢出。 D通氣孔： 由于減速器運轉時，機體內溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達到體內為壓力平衡。 E位銷： 為保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯結凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度。 F吊鉤： 在機蓋上直接鑄出吊鉤和吊環(huán)，用以起吊或搬運較重的物體。 11. 潤滑密封設計 對于單級圓柱齒輪

35、減速器，因為傳動裝置屬于輕型的，且傳速較低，所以其速度遠遠小于，所以采用脂潤滑，箱體內選用SH0357-92中的50號潤滑，裝至規(guī)定高度。油的深度為H+，H=30 =34。所以H+=30+34=64。 從密封性來講為了保證機蓋與機座連接處密封，凸緣應有足夠的寬度，連接表面應精刨，密封的表面要經過刮研。而且，凸緣連接螺柱之間的距離不宜太大，并均勻布置，保證部分面處的密封性。軸承端蓋采用嵌入式端蓋，易于加工和安裝。 四 、 設計小結 通過這次對于帶式輸送機傳動裝置的設計，我收獲了很多知識，同時也提高了自己實踐和創(chuàng)造的能力。這次課程設計是我們第一次真正的去理論聯系實際，在設計中我初步的

36、了解到了課程設計的內涵和做設計時應具備的能力。設計過程的實踐考驗，對于提高我們機械設計的綜合素質有很大用處。通過接近一個星期的課程設計實踐，使我對機械設計有了更多的了解和認識.為我們以后的學習和工作打下了堅實的基礎。 1．機械設計所涉及的內容是多方面的,要搞好機械設計，首先要對相關學科有所認識和了解，并且會有機結合相關的知識。然后將書本上的知識運用到實際當中，做到學以致用，這樣不僅提高了我們的實踐能力，并且還加深了我們對理論知識的理解。 2．通過本次課程設計，使我意識到了對于一個設計問題，解決的方案是多種多樣的。在設計時，我們要嚴格按照要求，結合生產實際關系和工程實際問題，在節(jié)約成本和

37、零件易于加工、裝配的基礎上設計出較好的零件裝配圖。 3在這次的課程設計過程中,我綜合運用了機械設計基礎課程中所學的相關知識知識與技能,并結合CAD進行制圖,在這一過程中提高了我的理論水平及分析問題和解決問題的能力,對我以后要接觸的各種設計打下了堅實的基礎。 4．由于時間較短、準備的資料不充分以及對帶式輸送機傳動裝置的結構還是不太了解等原因，設計中還存在不少錯誤和漏洞，如V帶的傳動中V帶的型號偏差較大，軸的彎矩可能較小，鍵的型號可能稍大……… 所以在今后我還要需要繼續(xù)努力學習和掌握有關機械設計的知識，了解各種機械的構造并向老師及技術人員請教，希望在以后的課程設計中表現的更好。 5. 設計

38、是一門需要耐心和精力的學科，要有認真謹慎的態(tài)度才能做好。 6．本次課程設計的一些不懂之處通過詢問老師，得到了很好的解決。 五、 參考資料 《機械設計基礎》 高等教育出版社 主編 陳立德 《機械設計基礎課程設計指導書》 高等教育出版社 主編 陳立德 《機械設計基礎實例教程》 北京航空航天大學出版社 主編 封立耀 肖堯先 《機械課程設計簡明手冊》 化學工業(yè)出版社 主編 駱素君 朱詩順 《計算機繪圖》 機械工業(yè)出版社 主編 管殿柱 《現代工程圖學》 北京郵電大學出版社 主編 楊裕根 諸世敏