機械原理糕點切片機分析

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1、精選優(yōu)質(zhì)文檔-----傾情為你奉上 機械原理課程設計 題目名稱 糕點切片機 專業(yè)班級 15機制（專升本） 學生姓名 切克鬧 學 號 666 指導教師 何華 機械與車輛工程系 二○一六年 六月 十五日 專心---專注---專業(yè) 目 錄 1 執(zhí)行機構(gòu)的選型與評價 圖1.1 運動循環(huán)圖 注：該機構(gòu)采用兩把切刀可提高工作效率 方案Ⅰ： 切

2、刀連續(xù)運動：凸輪—連桿機構(gòu) 糕點間歇運動：不完全齒輪機構(gòu) 注：兩者通過齒輪連接 圖1.2 執(zhí)行機構(gòu)運動方案Ⅰ 切刀的往復運動用凸輪—連桿機構(gòu)實現(xiàn)，刀裝在滑塊上，利用杠桿定理，當推桿行程增大時，刀具切割糕點，當推桿到達最高點時刀具到達最低點，當推桿行程減小時刀具上升。另外，采用圖1.2的偏置曲柄滑塊機構(gòu)有急回運動特性，可使刀在向下運動即切糕點時速度加快，從而使切口光滑。糕點的間歇運動采用不完全齒輪實現(xiàn)。當滑塊向上運動即刀向上運動時，不完全齒輪進入嚙合區(qū)，帶動糕點的移動，當滑塊向下運動即刀向下運動時，不完全齒輪進入非嚙合區(qū)即糕點靜止，進行切割。 該方案Ⅰ結(jié)構(gòu)

3、簡單，但對于不完全齒輪來說，嚙合時會有較大沖擊，易損壞， 同時該方案整體尺寸較大，工作效率較低，結(jié)構(gòu)不緊湊，可調(diào)試性較低。 方案Ⅱ： 切刀往復運動：齒輪機構(gòu) 糕點間歇運動：槽輪機構(gòu) 圖1.3 執(zhí)行機構(gòu)運動方案Ⅱ 對于此結(jié)構(gòu)選刀的運動為連續(xù)旋轉(zhuǎn)，而且采用兩把刀的情況，這樣的話系統(tǒng)的效率將會得到很大的提高，并且由于無論糕點的高低，其放置位置總是與刀切入時刀刃所在的直線存在一定夾角，存在應力集中現(xiàn)象，便于切片過程的實現(xiàn)。此機構(gòu)采用多個齒輪連接，傳動穩(wěn)定，傳動比可靠，同時整個系統(tǒng)機構(gòu)設計簡單，易于制造。 采用槽輪機構(gòu)完成糕點的間歇運動，在帶動刀的錐齒輪旋轉(zhuǎn)一周的

4、過程中，撥盤旋轉(zhuǎn)四周，完成糕點的切割動作。對于糕點的厚度，因槽輪的運動確定，采用改變摩擦輪的直徑來改變糕點的輸送距離達到改變糕點切片的厚度。槽輪機構(gòu)的結(jié)構(gòu)簡單，外形尺寸較小，其機械效率高，并能較平穩(wěn)地、間歇地進行轉(zhuǎn)位。 綜合比較兩個方案的優(yōu)劣，方案Ⅱ為我們所選的最終方案。 2 機械傳動系統(tǒng)的速比和變速機構(gòu) 通過原始數(shù)據(jù)： 1）糕點厚度：10~20mm。 2）糕點切片長度（亦即切片高）范圍：5~80mm。 3）切刀切片時最大作用距離（亦即切片寬度方向）：300mm。 4）切刀工作節(jié)拍：40次/min。 5）工作阻力很小。要求選用的機構(gòu)簡單、輕便

5、、運動靈活可靠。 6）電機可選用，功率0.55KW（或0.75KW）、1390r/min。 可以得出： 機構(gòu)總傳動比為：i總=1390/20=69.5，周期：T=60/20=3s，故需采用三級減速，選帶傳動減速和齒輪減速。 傳動比的分配：帶傳動的傳動比為i=n1/n2≤10；錐齒輪傳動的傳動比為1~15;直齒輪的傳動比為1~10，故選擇帶傳動的傳動比為i1=6.95，第二級齒輪傳動比i2=2.5則第三級中錐齒輪的傳動比i3=i總/i1/i2 =4，直齒輪的傳動比i4=i3=4。 3 系統(tǒng)流程分析 首先，電動機連續(xù)轉(zhuǎn)

6、動帶動同步帶轉(zhuǎn)動，通過采用槽輪機構(gòu)完成糕點的直線間歇運動，在帶動刀的錐齒輪旋轉(zhuǎn)一周的過程中，撥盤旋轉(zhuǎn)四周，其次，切刀的旋轉(zhuǎn)運動，完成糕點的切割動作，最后，糕點切割完畢，進入下一個循環(huán)。故如下圖所示 切刀的旋轉(zhuǎn)運動 糕點的直線間歇運動 糕點停止輸送，切刀切割 電動機連續(xù)旋轉(zhuǎn) 切割完畢，進入下一循環(huán) 圖3.1 系統(tǒng)流程循環(huán)圖 4 機構(gòu)運動示意圖 圖4.1 機構(gòu)運動示意圖 序號 名稱 1 電動機 2 同步帶 3 直齒輪 4 直齒輪 5 錐齒輪 6 錐齒輪 7 錐齒輪 8

7、 錐齒輪 9 直齒輪 10 主動撥盤 11 直齒輪 12 從動槽輪 13 切刀 14 摩擦輪 表4.1 5 對機械傳動系統(tǒng)和執(zhí)行機構(gòu)進行尺寸計算 5.1 電動機的選型 題目已知電動機功率0.55KW、轉(zhuǎn)速為1390r/min，查《機械設計手冊——機械傳動》可以得到電動機的型號為Y801-4。電動機可放在機架的左側(cè)或下側(cè)。 選用Y系列異步電動機，該電動機一般用與全封閉自扇冷式籠型三相異步電動機，具有防止灰塵、鐵屑或其他雜質(zhì)物侵入電動機內(nèi)部之特點，B級絕緣，工作環(huán)境溫度不超過+40℃，相對濕度不超過95%，海

8、拔高度不超過1000m，額定電壓380v, 頻率50Hz。適用于無特殊要求的機械上。 表5.1 電動機型號參數(shù) 電動機型號 額定功率 /kw 滿載轉(zhuǎn)速 （r/min） 堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)距 最大轉(zhuǎn)距 質(zhì)量 /kg 額定轉(zhuǎn)距 額定轉(zhuǎn)距 Y801-4 0.55 1390 2.4 2.3 17 （a） （b） 圖5.1 Y801-4安裝形式 機座號 級數(shù) A B C D E G H K AB AC AD HD BB L 80 4 125 100 5

9、0 19 +0.009 40 15.5 90 10 165 165 150 170 130 285 表5.2 表5.2 Y801-4尺寸參數(shù) 5.2 同步帶的選擇 一級減速采用同步帶傳動。其優(yōu)點為緩沖減振，傳動比精確，傳動輕巧。同步帶傳動具有帶傳動、鏈傳動和齒輪傳動的優(yōu)點。同步帶傳動由于帶與帶輪是靠嚙合傳遞運動和動力，故帶與帶輪間無相對滑動，能保證準確的傳動比。傳動時的線速度可達50m/s，傳動比可達10，效率可達98％。傳動噪音比帶傳動、鏈傳動和齒輪傳動小，耐磨性好，不需油潤滑，壽命比摩擦帶長。其主要缺點是制造和安裝

10、精度要求較高，中心距要求較嚴格。所以同步帶廣泛應用于要求傳動比準確的中、小功率傳動中。 所選電動機為Y系列三相異步電動機（普通轉(zhuǎn)矩鼠籠式），功率為P=0.55KW。 1、由《機械設計手冊——機械傳動》表12-1-67得工況系數(shù)KA=1.5。傳動功率P=0.55KW，得同步帶的設計功率Pd=KA*Pd=1.5x0.55KW=0.825KW。 2、小帶輪轉(zhuǎn)速n1=1390r/min。初選同步帶為模數(shù)制，因帶輪轉(zhuǎn)速較高，故同步帶模數(shù)應選較小值，初定模數(shù)m=1.5。由《機械設計手冊——機械傳動》表12-1-51 表5.3 同步帶相關(guān)數(shù)據(jù) 模數(shù) m/mm 節(jié)距 Pb

11、/mm 齒形角 2β/° 齒根厚 s/mm 齒高 hf/mm 齒根圓 齒頂圓 齒頂厚 st/mm 節(jié)頂距 δ/mm 帶寬 bs/mm 角半徑 1.5 4.712 40 2.16 0.9 0.15 1.5 0.375 20 3、由《機械設計手冊——機械傳動》表12-1-68得小帶輪最少齒數(shù)zmin=12，初定小帶輪的齒數(shù)為z1=20。 4、小帶輪節(jié)圓直徑d1=mz1=1.5x20=30mm。 5、帶速v=vmax，v=2.18m/s，由vmax=40~50m/s，得v滿足條件。 6、傳動比i=n1/n2≤10

12、，其中n2為大帶輪轉(zhuǎn)速，r/min，定傳動比為6.95。 則大帶輪齒數(shù)z2=iz1=139，其節(jié)圓直徑d2=mz2=1.5x139=208.5mm。 7、初定中心距a0，0.7（d1+d2）

13、帶輪嚙合齒數(shù)系數(shù)Kz=1.00，由表12-1-67查得代為帶寬的許用拉力Fa=5N/mm，帶的單位寬度、單位長度的質(zhì)量mb=1.810-3Kg. mm-1.m-1 。 11、作用在軸上的力Fr=Pd/v10-3=378.44N。 根據(jù)上表5.3數(shù)據(jù)可以查得應該選用m×zb×bs(模數(shù)×齒數(shù)×帶寬)=1.5×208×30（mm），其節(jié)線長Lp=980.18mm的同步帶。 圖5.2 同步帶尺寸參數(shù) 5.3 對漸開線標準直齒圓柱齒輪3、4的設計 用標準齒輪傳動設計簡單，使用方便，互換性好。 參照《機械設計手冊——機械傳動》得漸開線圓柱齒輪傳動的參數(shù)選擇

14、。 根據(jù)其不發(fā)生根切的最小齒數(shù)zmin=2ha*/=17和傳動比i34=i2=2.5要求，擬定直齒輪3、4的參數(shù)。 a、初選中心距：取初始標準安裝中心距a=65mm 。 b、模數(shù)、傳動比及中心距確定：(數(shù)據(jù)和公式來源：《機械原理》第十章齒輪 機構(gòu)及其設計表10-1、10-2)。 由《機械設計手冊——機械傳動》第一章表13-1-3查得：在一般動力傳動中，模數(shù)m不應小于2mm。 根據(jù)《機械原理》第十章表10-1中取第一系列模數(shù)m=2mm。 齒輪8、9的傳動比i34=u1=z4/z3=2.5 則由中心距公式a=(z4+z3)m/2，得齒數(shù)z8=18.57,z2=46.

15、43 取整后取z3=18,z4=45 則實際標準安裝中心距為a=(z3+z4)m/2=63mm 則齒輪1、2的實際傳動比 i12=u2= z4/z3=45/18=2.5 可得標準支持圓柱齒輪3、4的參數(shù)結(jié)果如下： ha*=1 c*=0.25 模數(shù)：m3=m4=2mm 嚙合角：α=20° 齒頂高：ha3=ha4=ha*m=2mm 齒根高：hf3=hf4=(ha*+c*)m=2.5mm 齒頂圓直徑：da3=(z3+2ha*)m=40mm，da4=94mm 齒根圓直徑：df3=(z3-2ha*-2c*)m=31mm ，df4=85mm 基圓直徑：db3=d3cosα=33

16、.83mm db4=84.57mm 齒距：p=πm=6.28mm 基圓齒距：pb=pcosα=5.90mm 齒厚：s=πm/2=3.14mm 齒槽寬：e=πm/2=3.14mm 標準中心距：a=m(z3+z4)/2=63mm r3=mz3/2=18mm r4=mz4/2=45mm ra3=r3+ha*m=20mm ra4=r4+ha*m=47mm αa3=arc cos(r3cosα/ra3)=arccos(18cos20°/20)=32.25° αa4=arc cos(r4cosα/ra4)=arccos(45cos20°/47)=25.88°

17、故兩齒輪的重合度： ξα=[z3(tanαa3-tanα)+ z4(tanαa4-tanα)]/2π =[18(tan32.25°-tan20°)+ 45(tan25.88°-tan20°)]/2π =1.63>1, 故所選齒輪滿足要求。 5.4 直齒錐齒輪5、6、7、8的設計 本設計采用直齒錐齒輪傳動，一方面起到了換向的作用，另一方面，錐齒輪傳動具有以下主要特點：1、齒形簡單，制造容易，成本較低。2、承載能力較低。3、軸向力較小，且方向離開錐頂。 圖5.3 錐形齒尺寸參數(shù) 對于錐齒輪5和6的傳動，其傳動比為i56=4，對于錐齒輪，其不發(fā)生根切的最少齒數(shù)

18、為zmin=2ha*×cosδ/sin2a，通常小齒輪的齒數(shù)為z=16~30，在此，根據(jù)結(jié)構(gòu)強度的要求：初選錐齒輪5的分度圓直徑為36，按照模數(shù)第一系列標準選取m=2，則可得 錐齒輪5的齒數(shù)z5=36/2=18，則錐齒輪6的齒數(shù)為z6= i56×z5=72。則其他相關(guān)參數(shù)計算如下： 齒頂高系數(shù)：ha*=c*=0.25 分錐角：δ5=arctan(z5/z6)=14° δ6=90°-δ5=76° 齒頂高：ha=ha*m=2mm 齒根高：hf=(ha*+c*)m=2.5mm 分度圓直徑：d5=m5z5=36mm d6=m6z6=144mm

19、 齒頂圓直徑：da5=d5+2hacosδ5=39.88mm da6=d6+2hacosδ6=144.97mm 齒根圓直徑：df5=d5-2hfcosδ5=31.15mm df6=d6-2hfcosδ6=142.79mm 錐距：R=d1/2sinδ1=74.22mm 齒根腳：tanθf=hf/R=0.0337 頂錐角：δa5=δ5+θf=15.93° δa6=δ6+θf=77.93° 根錐角：δa5=δ5-θf=12.07° δa6=δ6-θf=74.07° 頂隙：c

20、=c*m=0.25 分度圓齒厚：s=πm/2=3.14 當量齒數(shù)：zv5=z5/cosδ5=18.55 zv6=z6/cosδ6=297.62 齒寬：B≤R/3=24 αva5=arccos=31.98° αva6=arccos=21.03° 端面重合度：ξα=[zv5(tanαva5-tanα)+ zv6(tanαva6-tanα)]/2π=1.54>1 故直齒錐齒輪5、6滿足傳動要求。 對于錐齒輪7和8，我們以上面同樣的方法可以得到其相關(guān)數(shù)據(jù)。初選直齒錐齒輪7的分度圓直徑為100mm，7、8的傳動比為i=1，按照第一系列標準選擇直齒錐

21、齒輪7和8的模數(shù)均為4，z7=100/4=25，z8=z5×i=25。 分錐角：δ7=arctan(z7/z8)=45°，δ8=90°-δ7=45° 齒頂高：ha=ha*m=4mm 齒根高：hf=(ha*+c*)m=5mm 分度圓直徑：d7=m7z7=100mm d8=m8z8=100mm 齒頂圓直徑：da7= da8=d7+2hacosδ7=101.414mm 齒根圓直徑：da7= da8=d7-2hfcosδ7=98.23mm 錐距：R=d2/2sinδ2=70.71mm 齒根腳：tanθf=hf/R=0.07071mm 頂錐角：δa

22、7=δa8=δ7+θf=49.045° 根錐角：δa7=δa8=δ7-θf=40.96° 頂隙：c=c*m=1 mm 分度圓齒厚：s=πm/2=6.28mm 當量齒數(shù)：zv7= zv8=z7/cosδ7=35.36 齒寬：B≤R/3=23mm，αva7=αva8=arccos=25.08° 端面重合度：ξα=[zv7(tanαva7-tanα)+ zv8(tanαva8-tanα)]/2π=1.17>1 故所選直齒錐齒輪5、6滿足傳動要求。 表5.4 各錐齒輪模數(shù)和齒數(shù) 序號 模數(shù)m 齒數(shù)z 錐齒輪5 2 18 錐齒輪6 2 72 錐齒輪7

23、 4 25 錐齒輪8 4 25 5.5 對漸開線標準直齒圓柱齒輪8、9的設計 用標準齒輪傳動設計簡單，使用方便，互換性好。 1、參照《機械設計手冊——機械傳動》得漸開線圓柱齒輪傳動的參數(shù)選擇。 根據(jù)其不發(fā)生根切的最小齒數(shù)zmin=2ha*/=17和傳動比i89=i總/i1=10要求，擬定直齒輪8、9的參數(shù)。 a、初選中心距：取初始標準安裝中心距a=140mm b、模數(shù)、傳動比及中心距確定：(數(shù)據(jù)和公式來源：《機械原理》第十章齒輪機構(gòu)及其設計表10-1、10-2)按經(jīng)驗公式，m=(0.016~0.0315)a=(0.016︿0.0315)×1

24、40=2.24~4.41 根據(jù)《機械原理》第十章表10-1中取第一系列模數(shù)m=3mm。 齒輪9、11的傳動比i=u1=z11/z9=4 則由中心距公式a=(z11+z9)m/2，得齒數(shù)z9=18.67,z11=74.67 經(jīng)取整后取z9=18,z11=72 則實際標準安裝中心距為a=(z9+z11)m/2=135mm 可得標準直齒圓柱齒輪8、9的參數(shù)結(jié)果如下 模數(shù)：m9=m11=3mm。 嚙合角：α=20° 齒頂高：ha9=ha11=ha*m=3mm 齒根高：hf9=hf11=(ha*+c*)m=3.75mm 齒頂圓直徑：da9=(z9+2ha*)m=60mm ，da

25、11=222mm 齒根圓直徑：df9=(z9-2ha*-2c*)m=46.5mm ，df11=208.5mm 基圓直徑：db9=d9cosα=50.74mm ，db9=202.97mm 齒距：p=πm=9.42mm 基圓齒距：pb=pcosα=8.85mm 齒厚：s=πm/2=4.71mm 齒槽寬：e=πm/2=4.71mm 標準中心距：a=m(z11+z9)/2=135mm r9=mz9/2=27mm r11=mz11/2=108mm ra9=r9+ha*m=30mm ra11=r11+ha*m=111mm αa9=arc cos(r9cosα/ra9)=arccos

26、(27cos20°/30)=32.25° αa11=arc cos(r11cosα/ra11)=arccos(108cos20°/111)=23.89° 故兩齒輪的重合度： ξα=[z9(tanαa9-tanα)+ z11(tanαa11-tanα)]/2π =[18(tan32.25°-tan20°)+ 72(tan23.89°-tan20°)]/2π =1.67>1 故所選齒輪滿足要求。 5.6 對刀長的設計 由已知條件糕點切片長度（亦即切片高）范圍：5~80mm及切刀切片時最大作 用距離（亦即切片寬度方向）：300mm得知：根據(jù)運動循環(huán)圖作得刀切割的示意

27、圖，得輸送帶與錐齒輪8之間的距離為92mm>80mm,不至蛋糕與錐齒輪8發(fā)生干涉，由于刀是做圓周運動，通過CAD作圖可以得到：刀長L≥156.77mm，糕點的最大寬度為300mm，刀切割過的角度為135°。 故擬定刀的長度L=160mm＞156.77mm,滿足使用條件。 5.7 對槽輪機構(gòu)的設計和計算 圖5.4 槽輪機構(gòu)結(jié)構(gòu)和尺寸 圖5.5 切刀結(jié)構(gòu)和尺寸 由機械傳動系統(tǒng)圖4.1所示，我們根據(jù)前面的齒輪設計得到槽輪的相關(guān)數(shù)據(jù)： 槽數(shù)：Z=4 根據(jù)圖4.1及各構(gòu)件尺寸得槽輪中心距，并將摩擦輪尺寸考慮進去得： L>18+40+100+92-

28、135=115mm 取L=130mm 從動輪運動角：2β=360°/Z=90° 主動輪運動角：2α=360°－2β=90° 從動輪軸心到槽口長度：O2A=Lcosβ=91.92mm 主動曲柄長度：R1=O1A=Lsinβ=91.92mm 滾子半徑：r3≈R1/6=91.92/6=15.32mm,取15mm 鎖止弧半徑：RH≤O1A-r3-h=91.92-15-（0.6~0.8）×15 =64.92mm~67.92mm，取65mm 主動輪上鎖止弧所占角度，以O1A為起始線兩邊各α角中無鎖止弧。 槽輪上槽口至槽底深：LS=O2A-

29、(L-O1A)+r3+△ =91.92-（130-91.92）+15+△ =（68.84+△）mm 式中△是預留的間隙。 周期：T=3s 從動輪運動時間：td=α×T/π=(1/2-1/Z)T=T/4=0.75s 從動輪停歇時間：tj=T-td=2.25s 總 結(jié) 在設計過程中，遇到了很多問題，比如傳動機構(gòu)、執(zhí)行機構(gòu)的知識，而我所學也只不過是滄海一粟罷了，需要老師的指導和自己在圖書館或是網(wǎng)上查閱資料。在設計過程中一些必要的公式和內(nèi)容，更是無從下手，其中的一些內(nèi)容不只是靠書本的知識就

30、可以掌握完成的，我在設計的時候往往只注意到局部的設計而沒有全面的考慮整體的設計。 在本次機械設計過程之中，對于機構(gòu)整體的設計花費了很多精力，讓我修改了很多遍。如在進行傳動機構(gòu)設計中，我查找了很多資料，每一步設計都是要進行分析，而且都是相互聯(lián)系的。在設計中，自知自己的專業(yè)知識不夠硬，沒能夠把切糕機的模型圖完整的畫出來，這是設計中最不足的地方。 本次課題主要是切糕機設計。利用了圓周運動與直線往復運動的結(jié)合，并對其作了進一步改進。本次設計的切糕機樣式美觀、大方。另本次設計的切糕機可以使得切刀和糕點的相互運動更能夠完美的相互配合，使切糕機應用得更加的廣泛和和靈活。切糕機可以加工一切（包

31、括軟硬）的各種糕點，大大提高了產(chǎn)品的生產(chǎn)效率，從而提高了生產(chǎn)力水平。降低了由前幾代切糕機所生產(chǎn)出來的廢品率，從而節(jié)約了資源，也節(jié)約了人力，物力，為社會創(chuàng)造了更多的財富。一臺切糕機機器是由若干個零部件組成的，并按一定的形式把它們組裝起來，本次設計的切糕機里面涉及到許許多多的零部件，它們有電動機，主軸，皮帶輪，齒輪機構(gòu)，齒輪齒條機構(gòu)，軸承，直齒圓柱齒輪，機架的整體設計等。任何一臺機器或一個零部件都是由若干零件按一定的裝配關(guān)系和設計、使用要求裝配而成的。切糕機的零部件設計出來還是沒有用的，我學機械的，設計的是裝配零件整體，在設計的時候，還要考慮好怎樣去把這些已經(jīng)設計好的零部件，一件一件的把它們按照已

32、經(jīng)設計，規(guī)劃好的次序把它們組裝起來。所以在畫裝配圖時候，要把它們組裝起來成為一個機器的整體，畫裝配圖組裝零件，首先考慮這個零部件裝在哪里，確定好位置之后再考慮怎么裝。在組裝零部件的時候，考慮到幾種聯(lián)接，第一就是螺紋聯(lián)接，第二是鍵連接，鍵連接又分為平鍵聯(lián)接和花鍵聯(lián)接，我設計的時候大多用的是平鍵連接，在設計軸承的時候大多用的是帶軸瓦的帶座軸承，因為它的結(jié)構(gòu)簡單，組裝方便，而且很牢固，因為帶座軸承固定時候，只要用螺栓螺母擰緊鎖死就可以了。當然還可以選用焊接，但我個人認為選用焊接不可靠，不牢固。 參 考 文 獻 [1] 吳宗澤,羅圣國.機械設計課程設計手冊[M].北京:高等教育出版社,2003. [2] 成大先.機械設計手冊——機械傳動[M].化學工業(yè)出版社,2003. [3] 孫桓,陳作模,葛文杰.機械原理[M].7版.北京:高等教育出版社,2013. [4] 郭繼展.C語言程序設計[M].北京:機械工業(yè)出版社,2010. [5] 劉伯海,張宗彩,張偉.AutoCAD教程[M].北京:北京航空航天大學出版社, 2013. [6] 孟憲源,姜琪.機構(gòu)構(gòu)型與應用[M].北京:機械工業(yè)出版社.2009.