带式输送机传动装置设计课程设计（论文） .docx

机械设计课程设计 说明书 设计课题：带式输送机传动装置设计 呼伦贝尔学院工程技术学院 机械设计 课程设计任务书姓 名：专 业：班 级：指导教师：职 称：课程设计题目：二级锥齿圆柱减速器已知技术参数和设计要求：动力来源：电力，三相交流，电压380/220v;输送带的牵引力f=2600n，运输带速度v=1.1ms，运输机滚筒直径为d=220mm。两班制，单向运转，载荷平稳，室内工作，有粉尘,环境最高温度35度。工作寿命为八年;检验间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；运输带速度允许误差：制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。按通用零件的设计原理、方法和机械设计完成传动装置所需仪器设备：计算机、软件cad、铅笔、本、计算器成果验收形式：提交的设计成果为：1、设计说明书1份2、传动装置装配图1张3、零件图2张 4、设计手稿设计成果通过答辩、查阅等形式验收参考文献：1.机械设计课程设计手册（第三版） 高等教育出版社吴宗泽2机械设计（第九版） 高等教育出版社 濮良贵 纪名刚 主编时间安排 指导教师： 教研室主任： 年 月 日注：本表下发学生一份，指导教师一份，栏目不够时请另附页。课程设计任务书装订于设计计算说明书封面之后，目录页之前。工程技术学院 机械设计 课程设计成绩评定表专业： 机制机电 班级：12机电班 学号：201217102030姓名：左玖川 课题名称二级减速器设计任务与要求设计任务(1) 减速器总装配图1张（0号或1号图纸）(2) 齿轮、轴零件图各一张（2号或3号图纸）(3) 设计计算说明书一份指导教师评语 建议成绩： 指导教师：课程小组评定评定成绩： 课程负责人： 年 月 日目 录第一章、设定基本参数. (1)第二章、动力机的选择.(1) 2.1、选择电动机. . (1) 2.2、选择电动机的功率. . (1) 2.3、确定电动机转速. . . (2)第三章、传动比分配. . (2)第四章、传动装置运算机动力参数(3) 4.1、各轴转速. (3) 4.2、各轴功率. . (3) 4.3、各轴转矩. . (3)第五章、传动件的设计计算 . . . . . .(4) 5.1、高速级锥齿传动设计计算. . . . .(4)5.2、低速级斜齿圆柱齿的设计计算. . . .(10)第六章、轴的设计计算. .(17) 6.1、i轴上力的计算.(17) 6.2、i轴的校核.(20) 6.3、iii轴的设计.(22) 6.4、iii轴的校核.(26)第七章、键连接的选择及计算.(27) 7.1、输入键的计算. (27) 7.2、中间轴的计算. (28) 7.3、输出键的计算. (28)第八章、联轴器的选择.(29)第九章、润滑与密封 . .(29)第十章、减速器附件的选择.(30)第十一章、轴的校核. (33) 第十二章、总体设计. (33)第十三章、参考文献. (34)计算及说明结果一、 设定基本参数1设备工作环境有粉尘，常温连续工作，该传动设备的传动系统由电动机减速器输送带组成，工作寿命为10年。输送带拉力传送带速度卷筒直径使用年限2600n1.1ms22010年二、 电动机选择1、选择电动机类型按其工作要求和零件，选用y系列鼠笼三相异步电动机。 2、选择电动机功率工作机要求的电动机输出功率为 pd=pw畏 其中pw=fv1000畏w 则： 由电动机至输送带的传动总效率为： 为圆锥齿轮传动（8级精度，油润滑）的效率为一对滚动轴承的传动效率为一对球轴承的效率为联轴器的传动效率为卷筒效率 为一般齿轮传动效率 pw=2.98 pd=3.54p=4kw计算及说明结果查表1-5(机械设计课程设计手册)得：=0.96 =0.99 则： 由机械设计课程设计手册中表12-1选取额定功率 p=4kw3、确定电动机的转速 卷筒轴工作转速 =95.5计算输入转速 初估传动比：i=12.6 则输入转速=95.512.6=1203.3 由机械设计课程设计手册中表12-1选取电动机转速为1440r/min，型号为y112m-4额定功率同步转速满载转速起动转矩最大转矩电机总重4kw150014002.2n 2.3n 430n三、 传动比分配 计算及说明计算项目计算说明计算结果总传动比i=15i=15分配传动比=0.25 =3四、 传动装置运算及动力参数 1、 各轴转速i 轴输入转速： ii 轴输入转速：=480iii 轴输入转速：=95.5iv 轴输入转速：=2、 各轴功率 i:0.99=3.50ii :iii：iv：3、各轴转矩 pw=2.98kwpd=3.54kw=95.5计算及说明结果 i轴的输入转矩： ii轴的输入转矩： iii轴的输入转矩： iv轴的输入转矩 五、 传动件设计计算1、 高速级锥齿传动设计计算、选择材料、热处理方式和公差等级 考虑到带式输送为一般机械，大小齿轮均采用45号钢，小齿轮调质处理，大齿轮正火处理，机械设计第九版，表10-1得齿面硬度hbw1=217255 hbw2=162217。平均硬度hbw1=236，hbw2=190,，hbw1-hbw2=46，在3050hbw之间，选用8级精度。 、初步计算传动主要尺寸 1）按齿面接触疲劳强度计算 t1=t3=312.03n鈭橫计算及说明结果 试选kht=1.3，压力角 z2=72 计算小齿轮传递的转矩 选取齿宽系数由图10-20查的区域系数zh=2.5 由表10-5查的材料的弹性影响系数ze=189.8mpa12计算疲劳许用应力 由图10-25d查的大齿轮和小齿轮的接触疲劳极限分别为， 由式10-15计算循环次数： n1=60n1jlh=60脳1440脳1脳16脳365脳10=5.046脳109n2=n1渭=5.046脳1093=1.68脳109 由图10-23查的接触疲劳寿命,取失效率为1，安全系数s=1，由式10-14得： t1=n1=5.046脳109计算及说明结果 取蟽h1和蟽h2中较小的作为齿轮副的接触疲劳许用应力，即： 计算小齿轮的分度圆直径 = =55.87 2）调整小齿轮的分度圆直径 计算载荷前的数据准备： 圆周速度：mm 当量齿轮的齿： =0.55 3）计算实际载荷系数 由表10-2查得使用系数 根据、8级精度，由图10-8查得d1t=55.87计算及说明结果动载系数 直齿锥齿精度较低，取齿间载荷分布系数 由表10-4用插值法查得8级精度小齿轮悬臂布置时，得齿向载荷分布系数 由此得实际载荷系数=11.1611.378=1.60 4）由式10-12可得按实际载荷系数算得的分度圆直径为： 及相应的齿轮模数： m= 按齿根弯曲疲劳强度设计1) 由式10-27计算模数，即： 试选kft=1.3 计算 由分锥角 =69.52可得： kh=1.60计算及说明结果 由图10-17查得齿形系数由图10-18查得应力修正系数 由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为： mpa 由图10-22取弯曲疲劳寿命系数kfn1=0.85 kfn2=0.88 取弯曲疲劳寿命系数s=1.7，由式10-14得： 因为大齿轮的大于小齿轮所以取 2）计算模数 =1.207计算及说明结果调整齿轮模数1） 计算实际载荷系数前的数据准备 圆周速度 d1=mz1=1.207脳24=28.99 齿宽b b=/2=0.328.9932+12=13.75mm2） 计算实际载荷系数kf根据v=1.85ms 8级精度，由图10-8查得动载系数kv=1.12齿间载荷分配系数由表10-4用插值法查得 则载荷系数为：kf= 按照齿根弯曲疲劳强度计算的模数，就接近标准模数m=2mm，按接触疲劳强度的分度圆直径d1=59.87mm，算出小齿轮齿数z1=d1m=59.872=29.935,取， v=1.85m/s计算及说明结果 几何尺寸计算 计算分度圆直径 计算分锥角 计算齿轮宽度、 b=/2=0.360102=28.46 取b1=b2=29 主要结论 齿数z1=30，z2=90，模数m=2mm，压力角，变位系数，分锥角，齿宽b1=b2=29，大小齿轮选用45钢（调制）。齿轮按8级精度。2、 低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算选择材料、热处理方式面为硬齿面，小齿轮40cr,硬度选用50hrc，大齿轮45钢，硬度选用45hrc，调质后便面淬火，齿轮的精度选用8级精度。选小齿轮齿数=24,大齿轮齿数=120，初选螺旋角=14，压力角=20。z1=30，z2=90计算及说明结果 按齿面接触疲劳强度计算1） 由式（10-24）得计算小齿轮分度圆直径 d1t=确定公式中的各参数 式选载荷系数kht=1.3 由图10-20查得区域系数zh=2.43。 由式（10-21）计算接触疲劳强度重合度系数z蔚 =arctan(tan/cos)=arctan(tan20/cos14)=20.56=arcosz1cos/(z1+2han*cos)=29.974=arcosz2cos/(z2+2han*cos)=23.42 =z1(tan-tan)+ z2(tan+ tan)/2=1.643=tan/=0.720tan14/3.14=1.905z蔚= =0.669 由式（10-23）可得螺旋角系数z尾 z尾=cos尾=0.985计算接触疲劳许用应力由图10-25e查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为：=600mpa,=550mpakht=1.3z尾=0.985计算及说明结果由式（10-15）得计算应力循环次数： n1=60n1jlh=60=3.36384n2=n1/u=3.36384/4.8=6.72768 由图10-23查得解除疲劳寿命系数khn1=0.90, khn2=0.95取失效概率为1%，安全系数s=1，由式（10-14）得：=khn1蟽hlim1s =765mpa=khn2蟽hlim2s =665mpa取中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用力，即=665mpa计算小齿轮的分度圆直径d1t= =41.02 mm2）调整小齿轮的分度圆直径计算实际载荷系数前的数据准备： 圆周速度 =1.03m/s 齿宽bb=1=41.02 mmd1t=41.02 mm计算及说明结果计算实际载荷系数kh由表10-2查得使用系数ka=1根据=1.03m/s，8级精度，由图10-8查得动载系数kv=1.05 齿轮的圆周力ft1=2t1/d1t=3.2n kaft1/b=13.2n/41.02=78.03n/m100n/m查表10-3得齿间载荷分配系数=1.4，=1.34则载荷系数为kf=1.91mn= mnt3kfkft = 1.358 =1.543mm取mn近似2mm,分度圆直径取d1=48.03mm来算小齿轮的齿数即z1=d1cos/mn=23.29取z1=24 z2=uz1=120 取z2=120几何尺寸计算计算中心距a=147.69mm 考虑模数有1.543增大到2，为此将中心距减小到147mm。 按圆整后的中心距修正螺旋角 =arccos(z1+z2)mn2a=12.88计算大小齿轮的分度圆直径 d1=z1mncos尾=24脳2cos12.88掳=49.89mmmn=2z1=24z2=120计算及说明结果 d2=z2mncos尾=120脳2cos12.88掳=244.83mm 计算齿轮宽度b=1=49.89mm取b2=50mm b1=55mm主要结论： 齿数z1=24，z2=120，模数m=2mm，压力角，变位系数，中心距a=147mm，齿宽，小齿轮选用45钢（调制），大齿轮用45钢正火处理。齿轮按8级精度。六、 轴的设计计算1、i轴上的力的计算 求输入轴的功率p、转速n和转矩tp1=3.50kw n1=1440rmin 求作用在齿轮上的力 已知高速级小圆锥齿轮平均分度圆直径： mm 则：ft=2tdm1=2脳2.326脳10451=912.5n fr=fttan20cos未1=280.27n 受力图见下：b2=50结果 图6-1 初步确定轴的最小直径： 选按式15-2初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45钢调制处理。根据表15-3，取 轴的最小直径显然是安装联轴器上的直径，为了使所选轴的直径与联轴器的孔相适应，故需要同时选取联轴器的型号。联轴器的计算转矩，查表14-1，考虑转矩变化很小，故取 tca=计算及说明结果 查gb/t5014-2003或手册，选用lx2型弹性柱销联轴器，其公称转矩为560000nmm，而电机轴的直径为28mm，所以联轴器直径不能太小，取d12=20mm，半联轴器长度l=52mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为38mm。 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 为了满足半联轴器的轴向定位，12段轴右端需制作出一轴肩故取23段直径d23=27mm，左端用轴端挡圈定位。12段长度适当小于l，所以取l12=36mm初步选择滚动轴承。因轴同时承受径向力，选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据d23=27mm，由机械设计表13-1，初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30306，其尺寸ddl=307220.75，所以d34=30mm，而l34=25.25mm这对轴承均采用轴肩的轴向定位，有表gb/t297-1994查的30306轴承的轴肩高度d45=37mm。l12=36mmd23=27mmd34=30mml34=25.25mmd45=37mm计算及说明结果 取安装齿轮处轴段67的直径d67=25mm，为使套筒可靠地压紧轴承，56段应略短于轴承的宽度，故取 轴承端盖的总宽度为20mm，根据轴承的拆装及便于对轴承添加润滑油的要求，求得端盖外端面与半联轴器右端面间距的距离l=30，取l23=50mm， 锥齿齿轮轮毂宽度为30mm，为使套筒断面可靠地押金齿轮取l67=41mm，由于 轴的周向定位：圆锥齿的轴向定位采用平键连接，按，由于机械设计表6-1查的平键截面bh=87，键槽用铣刀加工，长为25mm，同时保证齿轮与轴的配合有良好对中性，故选择齿轮轮毂的配合为。同样，半联轴器的平键截面为bhl=8728，与轴的配合为。 确定轴的圆角和倒角尺寸，参考表15-2，取轴端倒角为c22、轴的校核求轴上的载荷： 首先很据图示，计算交点时，从手册中取值，对于30306型柱销滚子轴承，查的=15.3，因此，作为d67=25mm，d56=30mml67=41mml45=74mm计算及说明结果简支梁的轴的承跨距，l1=a+l452=30.5 （一）、对点a取距，ma=0， 对点b取距：mb=0 得 (二)对a点取矩 对b点取矩得 m=t=9549载荷水平面垂直面支反力 弯矩总弯矩m=扭矩t= 计算及说明结果 按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。b截面为危险截面，由上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，根据式（15-5）轴的计算应力为mpa前已选定轴的材料为45钢（调质），由机械设计（第八版）表15-1查得 ，故安全。3、 输出轴（轴）的设计（1）求输入轴上的功率p1，转速n1和转矩t1p3=3.14kw n3=95.5r/mint3=312.03nmm（2）求作用在齿轮上的力 已知高速级的小圆锥齿轮的分度圆直径为244.83mm 图6-1（3）初步确定轴的最小直径先按式（15-2）初步估算轴的最小直径，选取轴材料为mpa fr=953.78nfa=584.11n计算及说明结果45钢，调质处理，根据表15-3，取于是得：dmin=a03p3n3=35.88mm输入轴的最小直径很显然是安装联轴器的直径为了使所选的轴直径d1-2与联轴器的孔径相适应，故需要同时选取联轴器型号 圆周力ft，径向力fr，及轴向力剪力弯矩图图6.3.4dmin=35.88mm计算及说明结果 联轴器转矩：tca=kat3，按式（15-2），查表（14-1）故取ka=1.3，则按照计算转矩tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准手册lx3型弹性注销联轴器，其公称转矩1250000n*mm，而半联轴器孔径d1=40mm，故取d12=40mm，半联轴器长度为l=112mm，半联轴器与周配合的轮毂长度为l1=84mm。 轴的结构设计 6.3.6输出轴轴上零件的装配根据轴向定位的要求确定，左端用轴端挡圈定位,为了保证周程度端盖只压在半联轴器上而不压在轴端面上故12段长度应适当小于，所以初步选择滚动轴承因轴承同时受由径向力和轴向力故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据，由表6-7中初步选取0基本游隙组标准精度等级的单列圆锥滚子d12=40mm计算及说明结果轴承30310, 其尺寸d*d*t=50*110*29.25（mm）即：d34=d78=50mm 而 l34=29.25mm右端轴承采用轴间定位，由表6-7查得30310型轴定位轴间高度故取56右端为非定位轴肩取d56=66,l45=2*36-2=70.齿轮左端和左轴承之间采用套筒定位，已知轮轮毂的宽度为55mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取50mm齿轮的轮毂直径取为55mm所以55mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度，故取，则轴环处的直径为d56=63。轴环宽度，取mm。 轴承端盖的总宽度为20mm，根据轴承的拆装及便于对轴承添加润滑油的要求，求得端盖外端面与半联轴器右端面间距的距离l=30，取l23=50mm， 齿轮箱体内壁的距离a=16mm,大锥齿与大斜齿的距离c=20mm,在确定滚子轴承的位置时应距离内壁一段距离，可求得l78=57.25 轴的周向定位：圆锥齿的轴向定位采用平键连接，按，由于机械设计表6-1查的平键截面bh=1610，键槽用铣刀加工，长为36mm，同时保证齿轮与轴的配合有良好对中性，故选择齿轮轮 d56=66l45=70.l23=50mmmm计算及说明结果毂的配合为。同样，半联轴器的平键截面为bhl=12870，与轴的配合为。 4、iii轴的校核：（一）对a点取矩 -ftl1+fnh2l1+l2=0对b点取矩 -fnh1l1+ftl2=0得fnh1=1693.94n fnh2=860n 取向上为正其中：l1=55.5mm，l2=109.25mm （二）对a点取矩 fnv2(l1+l2)-frl1+ma=0对b点取矩 -fnv1l1+l2+frl2+ma=0得fnv1=1066.48n fnv2=-112.7n mv2=mv1-ma=-(71503-59189)=-12313n路mmm1=m2=t=9549fnh1=1693.94n fnh2=860n计算及说明结果进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面b）的强度。根据图6.3.4 可知右端轴承支点截面为危险截面，由上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，根据式（15-5）轴的计算应力为w = = 12580前已选定轴的材料为45钢（调质），由机械设计（第八版）表15-1查得 ，故安全。七、键连接选择及计算1） 输入轴键计算校核联轴器处的键连接该处选用普通平键尺寸为接触长度=25-6=19mm键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=3mm d=18mm则键联接的强度为故合格k=0.5h=3mm d=18mm计算及说明结果校核圆锥齿轮处的键连接该处选用普通平键尺寸为接触长度=28-8=20mm键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=3.5mm d=24mm则键联接的强度为，故合格。2）中间轴键计算校核圆锥齿轮处的键连接该处选用普通平键尺寸为接触长度=28-10=18mm键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=4mm d=35m则：键联接的强度为 选用钢材料3）输出轴键计算校核联轴器处的键连接该处选用普通平键尺寸为接触长度=40-16=24mm键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=5mm d=55mmk=0.5h=3.5mm d=24mm计算及说明结果则键联接的强度为 选用钢材料八、联轴器的选择输入轴选lx2型弹性柱销联轴器，其公称转矩为250000 nmm ，半联轴器的孔径，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度为30mm， z型轴孔。输出轴选lx3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250000 nmm ，半联轴器的孔径，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度为60mm ，z型轴孔。九、润滑与密封 齿轮采用浸油润滑，由机械设计表10-11和表10-12查得选用100号中负荷工业闭式齿轮油（gb5903-1995），油量大约为5.5l。当齿轮圆周速度时，圆锥齿轮浸入油的深度至少为半齿宽，圆柱齿轮一般浸入油的深度为一齿高、但不小于10mm，大齿轮的齿顶到油底面的距离3050mm。由于大圆锥齿轮，可以利用齿轮飞溅的油润滑轴承，并通过油槽润滑其他轴上的轴承，且有散热作用，效果较好，当然也可用油脂润滑。 计算及说明结果十、减速器附件的选择名称符号计算公式结果箱座壁厚8箱盖壁厚8箱盖凸缘厚度12箱座凸缘厚度12箱座底凸缘厚度20地脚螺钉直径m18地脚螺钉数目查手册4轴承旁联接螺栓直径m14机盖与机座联接螺栓直径=（0.50.6）m10轴承端盖螺钉直径=（0.40.5）8视孔盖螺钉直径=（0.30.4）6定位销直径=（0.70.8）8，至外机壁距离查机械课程设计指导书表4242016，至凸缘边缘距离查机械课程设计指导书表42214外机壁至轴承座端面距离=+（812）50大齿轮顶圆与内机壁距离1.210齿轮端面与内机壁距离10计算及说明结果机盖，机座肋厚7 8.5轴承端盖外径+（55.5）140（1轴）125（2轴）102（3轴）轴承旁联结螺栓距离120（1轴）125（2轴）100（3轴）2. 对附件设计 a 视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用m6紧固l1=140mm,l2=125mm,b1=120mm,b2=105mm,d=7mm 孔数 8，盖厚 b 油螺塞：外六角油塞及封油垫放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。c 油标：油标为压配式圆形的油标a20jb/t 7491.1-1995油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。计算及说明结果杆式油标（表7-10）m16. d1=4mm,d2=16mm,d3=6mm,h=35mm,a=12mm b=8mm c=5mm d=26mmd1=22mmd 通气：表11-5由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡.数据：m22e 盖螺钉：启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.f 位销：为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结g 吊钩：箱座吊耳，吊环螺钉为螺钉gb825-88）m16在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体.数据：k=c1+c2=40mm h=0.8k=32mmh=0.5h=16mm r=k6=7mm 计算及说明结果十一、轴承校核1）输入轴滚动轴承计算初步选择的滚动轴承为0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30305，其尺寸为，轴向力fa=111.08n.，e=0.3 y=2，x=0.4载荷水平面h垂直面v支反力ffr1=fnh12+fnv12=5776nfr2=fnh22+fnv22=1315n则由表（13-7）可得 fd1=fr12y=1444n fd2=fr22y=328.75n则fa+ fd1 fa 轴承2紧1松所以 fa1= fd1=1444n fa2= fa+ fd1=1555.08n则fa1fr1=5542218=0.25ep1=fdxfr1+yfa1=5776n（c=46800nmm e=10/3）故合格。长：384.75宽：272.5高：265.83计算及说明结果十二、总体设计箱体： 长：30+25.25+24+20+20.5+90+147+20+8=384.75 宽：8+8+2+20+57.25+50+8+70+29.25+20=272.5 高：8+8+5+244.83=265.83十三、参考文献1机械设计课程设计仁济生、唐道武、马克新主编 1版 中国矿业大学出版社 20082机械设计濮良贵，纪名刚主编9版 高等教育出版社 20063机械原理孙恒主编 高等教育出版社 7版 20064工程制图赵大兴主编 高等教育出版社 7版 20055材料力学刘鸿文主编 高等教育出版社 8版 2009长：384.75宽：272.5高：265.83原创性声明本人郑重承诺：所呈交的毕业设计（论文），是我个人在指导教师的指导下进行