机械设计课程设计计算说明书（二级展开式圆柱齿轮减速器）.doc

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1、目录第一章 设计任务书1.1 设计题目1.2 设计要求1.3原始技术数据1.4 设计任务第二章 机械装置的总体设计方案2.1 电动机选择2.1.1选择电动机类型2.1.2选择电动机容量2.1.3确定电动机转速2.2 传动比分配2.2.1总传动比2.2.2分配传动装置各级传动比2.3 运动和动力参数计算2.3.1 0轴（电动机轴）参数计算2.3.2 1轴（高速轴）参数计算2.3.3 2轴（中间轴）参数计算2.3.4 3轴（低速轴）参数计算2.3.5 4轴（卷筒轴）参数计算第三章 主要零部件的设计计算3.1 V带传动设计3.2 展开式二级圆柱齿轮减速器齿轮传动设计3.2.1 高速级齿轮传动设计3.

2、2.2 低速级齿轮传动设计3.3 轴系结构设计3.3.1 高速轴的轴系结构设计3.3.2 中间轴的轴系结构设计3.3.3 低速轴的轴系结构设计3.3.4 各轴键、键槽的选择及其校核第四章 减速器附件的设计第五章 运输、安装和使用维护要求参考文献第一章 设计任务书1.1 设计题目用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器。传动装置简图如下图1所示。1.2 设计要求1、设计用于带式运输机的传动装置。2、连续单向运转，载荷较平稳，空载启动，运输带速度允许速度误差为5%。3、使用期限为10年（每年以260天计算），小批量生产，两班制工作。1.3原始技术数据表1 展开式二级圆柱齿轮减速器设计原始技术数据数

3、据组编号12345678910运输机工作轴转矩T/(Nm)800850900950800850900800850900运输带工作速度v/(m/s)1.21.251.31.351.41.451.21.31.351.4运输带滚筒直径D/mm360370380390400410360370380390注：本设计说明书以第7组数据为设计依据。1.4 设计任务1、选择电动机型号；2、确定带传动的主要参数及尺寸；3、设计减速器；4、选择联轴器。1.5 具体作业1、减速器装配图一张；2、零件工作图二张（大齿轮，输出轴）；3、设计说明书一份。第二章 机械装置的总体设计方案2.1 电动机选择2.1.1选择电动机

4、类型按工作要求选用Y系列全封闭自扇冷式笼型三想异步电动机，电压380V。2.1.2选择电动机容量电动机所需工作功率（kW）为： 工作机所需功率（kW）为： 传动装置的总效率为 ： 按机械课程设计手册表2-5确定各部分效率为:V带传动效率为，滚动轴承效率（一对），闭式齿轮传动效率，联轴器效率，卷筒效率，代入得：所需电动机功率为：因载荷平稳，电动机额定功率略大于即可。由机械课程设计手册表6-163，Y系列电动机技术数据，选电动机的额定功率为7.5kW。2.1.3确定电动机转速卷筒轴工作转速：通常V带传动的传动比常用范围为，二级圆柱齿轮减速器为，则总传动比的范围为，故电动机转速的可选范围为:符合这一

5、范围的同步转速有1500和3000r/min。现以这两种方案进行比较。由机械课程设计手册第六章相关资料查得的电动机数据及计算出的总传动比列于表2：表2 额定功率为时电动机选择对总体方案的影响方案电动机型号额定功率/kW同步转速/满载转速/(r/min)电动机质量/kg价格/元传动比1Y132M-47.51500/1440499182Y1132S2-27.53000/292045910表2中，方案1与方案2相比较，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量及总传动比，为使传动装置结构紧凑，兼顾考虑电动机的重量和价格，选择方案1，即所选电动机型号为Y132M-4。2.2 传动比分配2.2.1总传动比2.

6、2.2分配传动装置各级传动比考虑到传动装置的外部空间尺寸取V带传动的传动比 ，则减速器的传动比 为: 取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比:则低速级的传动比2.3 运动和动力参数计算2.3.1 0轴（电动机轴）：2.3.2 1轴（高速轴）：2.3.3 2轴（中间轴）：2.3.4 3轴（低速轴）：2.3.5 4轴（卷筒轴）：运动和动力参数的计算结果加以汇总，列出表3如下：表3 各轴运动和动力参数轴名功率 P/kW转矩 T/(Nm)转速n/(r/min)传动比效率输入输出输入输出电动机轴7.276348.25614402.53.42962.638211轴6.98526.9153115.8163114

7、.65555760.962轴6.70796.6408381.4266377.6123167.94960.963轴6.44166.3772966.3306956.667363.66070.96卷筒轴6.31346.2503947.0988937.627863.66070.98第三章 主要零部件的设计计算3.1 V带传动设计由前面运动及动力参数的计算结果知V带所需传递的功率为7.28kW,大、小轮转速分别为576r/min、1440r/min，预设传动比为，载荷较平稳，空载启动，每天两班制工作,因此选载荷系数为1.1。将这些参数输入AutoCAD机械设计软件得设计结果见表4参数项目参数值参数项目参

8、数值参数项目参数值参数项目参数值轮槽类型SPA小轮转速(r/min)1440小轮直径(mm)90压轴力(N)1961.17带根数4(3.98)大轮转速(r/min)576大轮直径(mm)224预紧力(N)250.95传递功率(kw)7.28实际传动比2.49基准长度(mm)1120功率增量(kW)0.49设计功率(kW)8传动比误差0.4%带长修正系数0.87工况系数1.1额定功率(kW)1.97线速度 (m/s)6.79小轮包角()155.3最大功率(kw)7.31中心距 (mm)306包角修正系数0.94表4 V带传动设计参数3.2 展开式二级圆柱齿轮减速器齿轮传动设计考虑到制造的方便及小

9、齿轮容易磨损并兼顾到经济性，两级圆柱齿轮的大、小齿轮材料均用合金钢（20Cr），热处理均为调质处理且大、小齿轮的齿面硬度分别为57HRC、63HRC；由于斜齿轮的承载能力强、运动平稳，两级圆柱齿轮传动均使用斜齿轮，且预设螺旋角为12；初步规划该减速器的使用寿命为10年，每年按260天计算,两班制，第、公差组精度分别为7、8、7；鉴于该减速器的载荷较平稳，空载启动，两级圆柱齿轮的使用系数均取1。由机械设计P201页表6-10齿轮相对于两轴承非对称布置且两齿轮为硬齿面,因此选齿宽系数0.6。 3.2.1 高速级齿轮传动设计由第二章运动及动力参数的计算结果知高速级齿轮传动的最大传递功率为6.9852

10、kW，小齿轮最高转速为576 r/min、最大扭矩为.6 T/(Nmm)。将相关参数输入AutoCAD机械设计软件得设计结果见表5。3.2.2 低速级齿轮传动设计由第二章运动及动力参数的计算结果知低速级齿轮传动的最大传递功率为6.7079kW，小齿轮最高转速为167.9496r/min、最大扭矩.6 T/(Nmm)。将相关参数输入AutoCAD机械设计软件得设计结果见表5。表5 二级圆柱齿轮减速器齿轮设计参数齿轮对参数项高速级低速级齿轮对参数项高速级低速级Z1Z2Z1Z2Z1Z2Z1Z2齿数28962977齿宽( mm)40.0035.005045分度圆直径( mm)49.68170.3276

11、.60203.40变位系数( mm)0.00000.00000.00000.0000基本许用接触应力(MPa)1475.001350.001475.001350.00基本许用弯曲应力(MPa)830.00710.00830.00710.00许用接触应力(MPa)1292.701243.811356.911312.02许用弯曲应力(MPa)626.44538.85626.88538.62计算接触应力(MPa)970.46970.461002.831002.83计算弯曲应力(MPa)371.83374.98376.06380.91极限传递功率(kW)10.03799.4853齿面硬度(HRC)63

12、.0057.0063.0057.00法向模数(mm)1.752.50中心距 (mm)110140小齿轮最高转速(r/min)576167.95小齿轮最大扭矩(N.mm)第公差组精度7螺旋角()92822185021第公差组精度8设计传递功率(kW)6.98526.7079第公差组精度7预期工作寿命(h)416003.3 轴系结构设计根据箱体结构取定下列尺寸(符号含义见箱体设计处):1、箱体内部宽度: 2、调整间隙如下: ; ; 3、轴承端盖螺钉: GB/T5783 M8X25 总长 端盖厚度 4、调整垫片厚度: 5、轴承座的度: 6、挡油环长度:见第四章挡油环的设计7、高速轴轴颈处的线速度：。

13、因此，轴承的润滑方式选用油脂润滑，取3.3.1 高速轴的轴系结构设计一、轴的结构尺寸设计根据结构几使用要求该轴设计成阶梯轴且为齿轮轴,共分七段,其中第V段为齿轮,如图2所示:图2由于结构及工作需要将该轴定为齿轮轴,因此其材料须与齿轮材料相同,均为20Cr,热处理为渗碳淬火,取材料系数 所以,有该轴的最小轴径为: 考虑到该段开键槽的影响,轴径增大5%,于是有: 标准化取其他各段轴径、长度的设计计算依据和过程见下表:表6 高速轴结构尺寸设计阶梯轴段设计计算依据和过程计算结果第I段(考虑键槽影响)(由带轮宽度尺寸确定)23.893828(25.0885)62(63)第II段(由毛毡圈尺寸确定)30(

14、31.92)72第III段由轴承尺寸确定(轴承预选7207AC )3528第IV段40(39.9)65第V段齿顶圆直径齿宽53.22840第VI段407第VII段3528 二、轴的受力分析及计算FBVFr1Fy轴的受力模型简化(见图3)及受力计算：Ft1Fa1FBHFSBFSAFAHFAVT1图3L1=111.5 L2=105.5 L3=47.5 三、轴承的寿命校核鉴于轴承间隙调整的方便,两轴承均采用正装.预设轴承寿命为3年即12480h.校核步骤及计算结果见下表:表7 轴承寿命校核步骤及计算结果计算步骤及内容计算结果7207AC轴承7307AC轴承7407AC轴承30207轴承A端B端A端B

15、端A端B端A端B端由手册查出Cr、C0r及e、Y值Cr=29kNC0r=19.2kNe=0.68Cr=32.8kNC0r=24.8kNe=0.68Cr=53.8kNC0r=42.5kNe=0.68Cr=54.2kNC0r=63.5kNe=0.37 Y=1.6计算Fs=eFr(7类)、Fr/2Y(3类)FsA=2177.4309 FsB=2818.29171000.65761295.1708确定FaFSA+Fa1 FSBFSA+Fa1 FSBFaA= 2177.4309 FaB=2955.39676(FSA) (FSA+Fa1)1000.6576(FSA)1778.6243(FSA+Fa1)计算

16、比值Fa/FrFaA /FrA=0.68003e FaB /FrB=0.71 e0.31e确定X、Y值XA= XB = 0.41 YA = YB= 0.87XA = 1 YA = 0XB = 0.4 YB = 1.6查载荷系数fP1.11.1计算当量载荷P=Fp(XFr+YFa)PA=3527.9504 PB=4697.50603522.31464953.9793计算轴承寿命6809h小于12480h9852h小于12480h43447h大于12480h84138大于12480h由计算结果可见轴承7407AC、30207均合格,但考虑到使用轴承30207时箱体结构尺寸紧凑,最终选用轴承3020

17、7.3.3.2 中间轴的轴系结构设计一、轴的结构尺寸设计根据结构几使用要求该轴设计成阶梯轴且为齿轮轴,共分六段,其中第III段为齿轮,如图4所示:图4由于结构及工作需要将该轴定为齿轮轴,因此其材料须与齿轮材料相同,均为20Cr,热处理为渗碳淬火,取材料系数 所以,有该轴的最小轴径为: 因键槽开在中间，其影响不预考虑 标准化取其他各段轴径、长度的设计计算依据和过程见下表:表8 中间轴结构尺寸设计阶梯轴段设计计算依据和过程计算结果第I段由轴承尺寸确定(轴承预选7207AC )34.86635（34.866）32.5第II段（由轮毂定位调整）53(49.02)2.5第III段齿顶圆直径81.8865

18、0第IV段535.5第V段由齿轮轮毂孔径尺寸确定4544第VI段3533(34.5)二、轴的受力分析及计算轴的受力模型简化(见图5)及受力计算FSBT2Fr2Fr1FBVFa=Fa2-Fa1Fa2Ft2FSAFa1Ft1FBHFAHFAV图5L1=53.5 L2=53 L3=48.5由高速轴的受力分析知：Ft1=4662.4919 Fa1=777.9667 Fr1=1720.4694 三、轴承的寿命校核鉴于轴承间隙调整的方便,两轴承均采用正装.预设轴承寿命为3年即12480h.校核步骤及计算结果见下表:表9 轴承寿命校核步骤及计算结果计算步骤及内容计算结果7207AC轴承7407AC轴承302

19、07轴承A端B端A端B端A端B端由手册查出Cr、C0r及e、Y值Cr=29kNC0r=19.2kNe=0.68Cr=53.8kNC0r=42.5kNe=0.68Cr=54.2kNC0r=63.5Kne=0.37 Y=1.6计算Fs=eFr(7类)、Fr/2Y(3类)FsA=5589.5084 FsB=4516.89192568.70792075.7775确定FsFSA+Fa FSBFSA+Fa1 FSBFaA=5589.5084 FaB=8209.4393(FSA) (FSA+Fa1)2568.7079(FSA)5188.6388(FSA+Fa1)计算比值Fa/FrFaA /FrA=0.670

20、09e FaB /FrB=1.24 e 0.31e确定X、Y值XA=1 YA=0XB=0.41 YB=0.87X=1 Y=0X=0.4Y=1.6查载荷系数fP1.11.1计算当量载荷P=Fp(XFr+YFa)PA=9041.8518 PB=10852.19559041.851812054.6991计算轴承寿命1894h小于12480h12093h小于12480h14890h大于12480h由计算结果可见只有轴承30207均合格，最终选用轴承30207.3.3.3 低速轴的轴系结构设计一、 轴的结构尺寸设计根据结构几使用要求该轴设计成阶梯轴,共分七段,如图6所示:图6考虑到低速轴的载荷较大，材料

21、选用40Cr,热处理调质处理,取材料系数 所以,有该轴的最小轴径为: 考虑到该段开键槽的影响,轴径增大5%,于是有: 标准化取其他各段轴径、长度的设计计算依据和过程见下表:表10 低速轴结构尺寸设计阶梯轴段设计计算依据和过程计算结果第I段(考虑键槽影响)(由联轴器宽度尺寸确定)46.598750(48.9286)82(84)第II段(由毛毡圈尺寸确定)55(57)72第III段由轴承尺寸确定(轴承预选7012AC )6032.5第IV段7040第V段（由轮毂定位调整）884(74.1)8第VI段67（68.4）53第VII段6035二、轴的受力分析及计算轴的受力模型简化(见图7)及受力计算Ft

22、2Fa2Fr2FSAFSBT3FBHFBVFAHFAV图7L1=111.5 L2=105.5 L3=47.5由中间轴的受力分析知：Ft2=4662.4919 Fa2=3397.8976 Fr2=3828.9247 三、轴承的寿命校核鉴于轴承间隙调整的方便,两轴承均采用正装.预设轴承寿命为3年即12480h.校核步骤及计算结果见下表:表11 轴承寿命校核步骤及计算结果计算步骤及内容计算结果7212AC轴承7012AC轴承A端B端A端B端由手册查出Cr、C0r及e、Y值Cr=58.2kNC0r=46.2kNe=0.68Cr=36.2kNC0r=31.5kNe=0.68计算Fs=eFr(7类)、Fr

23、/2Y(3类)FsA=4729.9060 FsB=2525.6779确定FaFSB+Fa2 FSAFaA= 5923.5755 FaB=2525.6779(FSB+Fa2) (FSB)计算比值Fa/FrFaA /FrA=0.85e FaB /FrB=0.68001 e确定X、Y值XA= XB = 0.41 YA = YB= 0.87查载荷系数fP1.1计算当量载荷P=Fp(XFr+YFa)PA=8805.9023 PB=4092.1925计算轴承寿命75598h大于12480h18191h大于12480h由计算结果可见轴承7212AC、7012AC均合格,但考虑到轴承7212AC浪费较轴承70

24、12AC较大以及箱体结构尺寸的紧凑性,最终选用轴承7012AC.四、轴的强度校核经分析知C、D两处为可能的危险截面， 现来校核这两处的强度，见图8：（1）、水平受力及弯矩由低速轴的受力分析知： （2）、垂直受力及弯矩（3）、合成弯矩（4）、扭矩T图（5）、当量弯矩（6）、校核由手册查材料40Cr的强度参数C截面当量弯曲应力：图8（因截面C有键槽，考虑到对轴强度的削弱影响，故d乘以0.95）D截面当量弯曲应力：由计算结果可见C、D两截面均安全。3.3.4 各轴键、键槽的选择及其校核因减速器中的键联结均为静联结,因此只需进行挤压应力的校核.一、 高速级键的选择及校核:带轮处键:按照带轮处的轴径及轴

25、长选 键B8X50 GB/T1096联结处的材料分别为: 铸铁(带轮) 、45钢(键) 、20Cr(轴)其中带轮的强度最低,因此按其许用应力进行校核,查手册其该键联结合格.二、中间级键的选择及校核:高速级大齿轮处键: 按照轮毂处的轴径及轴长（轮毂长取45）选 键B14X40 GB/T1096联结处的材料分别为: 20Cr (轮毂) 、45钢(键) 、20Cr(轴)其中键的强度最低,因此按其许用应力进行校核,查手册其该键联结不合格.现采用双键联结,两键对称布置,考虑到载荷分布不均匀,其承载能力按1.5个键计算,则此时, 键联结合格.三、低速级级键的选择及校核:1、低速级大齿轮处键: 按照轮毂处的

26、轴径及轴长（轮毂长取55）选 键B20X50 GB/T1096联结处的材料分别为: 20Cr (轮毂) 、45钢(键) 、40Cr(轴)其中键的强度最低,因此按其许用应力进行校核,查手册其该键联结不合格现采用双键联结,两键对称布置,考虑到载荷分布不均匀,其承载能力按1.5个键计算,则此时, 键联结合格.2、联轴器处键: 按照联轴器处的轴径及轴长选 键C14X80 GB/T1096联结处的材料分别为: 45钢 (联轴器) 、45钢(键) 、40Cr(轴)其中键的强度最低,因此按其许用应力进行校核,查手册其该键联结不合格.现采用双键联结,两键对称布置,考虑到载荷分布不均匀,其承载能力按1.5个键计

27、算,则此时, 键联结合格.第四章 减速器箱体及其附件的设计4.1箱体结构设计根据箱体的支撑强度和铸造、加工工艺要求及其内部传动零件、外部附件的空间位置确定二级齿轮减速器箱体的相关尺寸如下：（表中a=140）表12 箱体结构尺寸名称符号设计依据设计结果箱座壁厚0.025a+388考虑铸造工艺，所有壁厚都不应小于8箱盖壁厚10.02a+388箱座凸缘厚度b1.512箱盖凸缘厚度b11.5112箱座底凸缘厚度b22.520地脚螺栓直径df0.036a+1216地脚螺栓数目na250时，n=44轴承旁联结螺栓直径d10.75df12箱盖与箱座联接螺栓直径d 2(0.50.6)df8轴承端盖螺钉直径d3

28、(0.40.5)df8窥视孔盖螺钉直径d4(0.30.4)df6定位销直径d(0.70.8) d 26轴承旁凸台半径R1c216凸台高度h根据位置及轴承座外径确定，以便于扳手操作为准34外箱壁至轴承座端面距离l1c1+c2+ (58)42大齿轮顶圆距内壁距离11.210齿轮端面与内壁距离211箱盖、箱座肋厚m1 、 mm10.851 m0.857轴承端盖凸缘厚度t(11.2) d38轴承端盖外径D2D+(55.5) d3112轴承旁联结螺栓距离S尽量靠近，以Md1和Md3互不干涉为准，一般取SD2116螺栓扳手空间与凸缘厚度安装螺栓直径dxM8M12M16至外箱壁距离c1min131822至凸

29、缘边距离c2min111620沉头座直径Dmin2026324.2减速器附件的设计4.2.1螺塞、油标、通气器的设计根据箱体结构以及整个减速器的外观的协调性，在保证各附件的应有功能的前提下，由机械设计综合课程设计手册、选用螺塞、油标、通气器公称尺寸分别为M12X1.25外六角螺塞、B型油标M12、M20X1.5型通气器。将相关数据输入AutoCAD机械设计软件可得设计结果。4.2.2减速器的润滑一、轴承的润滑由高速轴轴颈处的线速度：，其他两轴轴承处轴颈的线速度也必小于2m/s。因此，轴承的润滑方式均选用油脂润滑。由机械设计综合课程设计手册选用钙基润滑脂L-XAAMHA1（GB/T491-198

30、7）。二、齿轮的润滑齿轮的润滑采用全损耗系统用油L-AN68，两对齿轮的润滑均依靠齿轮的转动将减速器箱体油池中的油甩到齿轮啮合处来实现。4.2.3挡油环的设计为使减速器的安装方便，尽量减少其零件数量，将挡油环与定位套筒作为一体。同时，为了加工的方便，将同一轴两端的挡油环设计为同一尺寸（见图）。各轴轴承挡油环的设计依据及结果见下表：图表挡油环的设计依据及其结果设计项目及依据设计结果级别挡油环轴向长度（有轴承、齿轮的轴向定位以及箱体尺寸确定）Bh挡油环孔径（须与轴承孔径相同）d挡油环大径（由轴承的外径以及挡油环的挡油可靠性确定）D0挡油环中径（由齿轮轮毂或轴定位尺寸确定，以保证定位可靠为准）D2挡

31、油环小径（由轴承的内圈定位、安装尺寸确定）D1挡油环厚度（由挡油环的制造工艺及挡油可靠性确定）e1挡油环内伸长度（油箱体结构尺寸3以及挡油环的厚度确定）e2高速级123571.6504463中间级16.53571.6604463低速级16.56094.6846863下图为根据以上设计完成的减速器的预期三维结构图图10第五章 安装和使用维护要求5.1 减速器的安装1、减速器输入轴直接与原动机连接时，推荐采用弹性联轴器；减速器输出轴与工作机联接时，推荐采用齿式联轴器或其他非刚性联轴器。联轴器不得用锤击装到轴上。2、减速器应牢固地按装在稳定的水平基础上，排油槽的油应能排除，且冷却空气循环流畅。 3、

32、减速器、原动机和工作机之间必须仔细对中，其误差不得大于所用联轴器的许用补偿量。 4、减速器安装好后用手转动必须灵活，无卡死现象。传动轴轴承的轴向间隙应符合技术要求规定。 5、安装好的减速器在正式使用前，应进行空载，部分额定载荷间歇运转13h后方可正式运转，运转应平稳、无冲击、无异常振动和噪声及渗漏油等现象，最高油温不得超过100；用途色法检验齿轮齿面接触区位置、面积，必要时可用研磨或刮后研磨以便改善接触情况。 5.2 使用维护5.2.1 使用限制条件1.减速器高速轴转速不高于1500r/min; 2.减速器齿轮圆周速度不高于20m/s; 3.减速器工作环境温度为60，高于60时应采取隔热措施。

33、 5.2.2 减速器的日常维护一、减速器润滑油脂的更换1、减速器第一次使用时，当运转150300h后须更换润滑油脂，在以后的使用中应定期检查油脂的质量。对于混入杂质或变质的油须及时更换。一般情况下，对于长期工作的减速器，每5001000h必须换油一次。2、减速器应加入与原来牌号相同的润滑油脂，不得与不同牌号的润滑油脂相混用。3、换油过程中，齿轮应使用与运转时相同牌号的油清洗。 4、工作中，当发现油温温升超过80或油池温度超过100及产生不正常的噪声等现象时，应停止使用，检查原因。如因齿面胶合等原因所致，必须排除故障，更换润滑油后，方可继续运转。 二、减速器应定期检修。1、如发现擦伤、胶合及显著

34、磨损，必须采用有效措施制止或予以排除。备件必须按标准制造，更新的备件必须经过跑合和负荷试验后才能正式使用。 2、用户应有合理的使用维护规章制度，对减速器的运转情况和检验中发现的问题应做认真的记录。 参考文献1 王之栎、王大康主编.机械设计综合课程设计.北京:机械工业出版社,20032 吴宗泽主编.机械设计.北京:高等教育出版社,20013 申永胜主编.机械原理.北京:清华大学出版社,19994 单辉祖主编.材料力学.北京:高等教育出版社,19995 齐乐华主编.工程材料及成形工艺基础.西安:西北工业大学出版社,20026 甘永立主编.几何量公差检测.上海:上海科学技术出版社,20017 李涛主编.学用AutoCAD2000. 北京:清华大学出版社,20008 焦永和主编.机械制图.北京:北京理工大学出版社,2001