加热炉装料机设计机械设计说明书

机械设计课程设计计算说明书设计题目：加热炉装料机设计院系:设计者:指导教师:年月日北京航空航天大学内容为网络收集 仅供参考设计任务书1、设计题目：加热炉装料机2、设计要求(1)装料机用于向加热炉内送料，由电动机驱动，室内工作，通过传动装置使装料机推杆作往复移动，将物料送入加热炉内。(2)生产批量为5台。(3)动力源为三相交流电380/220V,电机单向转动，载荷较平稳。(4)使用期限为10年，每年工作300天，大修期为三年，双班制工作。(5)生产厂具有加工7、8级精度齿轮、蜗轮的能力。加热炉装料机设计参考图如图3、技术数据推杆行程200mm,所需电机功率2kw,推杆工作周期4.3s.4、设计任务(1)完成加热炉装料机总体方案设计和论证，绘制总体原理方案图。(2)完成主要传动部分的结构设计。(3)完成装配图一张(用A0或A1图纸)，零件图两张。(4)编写设计说明书1份。目录一、总体方案设计31 、执行机构的选型与设计32 、传动装置方案确定4二、传动零件的设计计算61 、联轴器62 、齿轮设计73、蜗轮蜗杆设计12三、轴系结构设计及计算161 、轴的强度计算162 、轴承校核计算243 、键校核计算28四、箱体及附件设计30五、润滑与密封301、齿轮、蜗杆及蜗轮的润滑302、滚动轴承的润滑304 、油标及排油装置315 、密封形式的选择31六、技术要求31七、总结与体会32参考文献32一、总体方案设计1、执行机构的选型与设计(1)机构分析执行机构由电动机驱动，电动机功率2kw,原动件输出等速圆周运动。传动机构应有运动转换功能，将原动件的回转运动转变为推杆的直线往复运动，因此应有急回运动特性。同时要保证机构具有良好的传力特性，即压力角较小。为合理匹配出力与速度的关系，电动机转速快扭矩小，因此应设置蜗杆减速器，减速增扭。(2)机构选型方案一：用摆动导杆机构实现运动形式的转换功能。方案二：用偏置曲柄滑块机构实现运动形式的转换功能。方案三：用曲柄摇杆机构和摇杆滑块机构串联组合，实现运动形式的转换功能。(3)方案评价方案一：结构简单，尺寸适中，最小传动角适中，传力性能良好，且慢速行程为工作行程，快速行程为返回行程，工作效率高。方案二：结构简单，但是不够紧凑，且最小传动角偏小，传力性能差。方案三：结构复杂，且滑块会有一段时间作近似停歇，工作效率低，不能满足工作周期4.3秒地要求。综上所述，方案一作为装料机执行机构的实施方案较为合适。(4)机构设计，得0 =效。n*急回系数k定为2,则51=24。，pz=120简图如下：暂定机架长100mm,则由二6可得曲柄长50mm,导杆长200mm。2、传动装置方案确定(1)传动方案设计由于输入轴与输出轴有相交，因此传动机构应选择锥齿轮或蜗轮蜗杆机构。二级圆锥一一圆柱齿轮减速器。齿轮蜗杆减速器。蜗杆齿轮减速器。万案一万案一万案一 万案一 万案二(2)方案评价由于工作周期为4.3秒，相当于14r/min,而电动机同步转速为1000r/min或1500r/min,故总传动比为i=71或107,i较大，因此传动比较小的方案一不合适，应在方案二与方案三中选。而方案二与方案三相比，结构较紧凑，且蜗杆在低速级，因此方案二较为合适。(3)电动机选择选择电动机类型按工作条件和要求，选用Y系列全封闭自扇冷式笼型三相异步卧式电动机，电压380v。选择电动机容量由设计要求得电动机所需功率Pd2kwo因载荷平稳，电动机额定功率略大于Fd即可，因此选定电动机额定功率B也为2.2kwo确定电动机转速速可选范围为nd曲柄工作转速%=13.95r/min,方案二中减速器传动比为6090,故电动机转故选定电动机转速为1000r/min 。进而确定电动机型号为ianw8401260r/min。符合这一范围的同步转速有1000r/min,Y112M-6。(4)分配传动比计算总传动比：i anMnw940r / min67. 3813. 95r / min取第一级齿轮传动比i 1分配减速器的各级传动比:3,故第二级蜗杆传动比i2ia/i122.46。(5)运动和动力参数计算滚动轴承效率：Y1=0.99闭式齿轮传动效率：Y2=0.97蜗杆传动效率：Y3=0.80联轴器效率：Y4=0.99故刀=一仔二斗电机轴：Nm=940r/min,Pd=2kw,T0=9550*F0/Nm=20.319N*M对于I轴（小齿轮轴）：F1=2.0*r4=1.98kwN1=940r/minT1=9550*F0/Nm=20.116N*M对于n轴（蜗杆轴）：F2=F1*Y1*Y2=1.98*0.99*0.97=1.90kwN2=N10/3=313.3r/minT2=9550*F2/N2=57.934N*M对于出轴（蜗轮轴）：P3=P2*引3*刀i=1.90*0.8*0.99=1.5kwN3=N2/22.46=13.95r/minT3=9550*P3/N3=1026.882N*M运动参数核动力参数的结果加以汇总，列出参数表如下轴名功率P/kW转矢巨T/Nm转速nr/min传动比i效率输入输出输入输出电机轴220.31994010.99小齿轮轴1.981.9620.11619.91594010.99蜗杆轴1.901.88579.34573.54313.330.99蜗轮轴1.501.481026.8821016.61313.9522.460.99总体设计方案简图如下:二、传动零件的设计计算1、联轴器(1)TcKAT式中：k为载荷系数；T为联轴器传递的工作扭矩(即轴的扭矩)。因为载荷较平稳，KA查表得1,T=20.32N*m,故TC=20.32N*m。(2)由于%=的=1000r/min,所以选弹性联轴器。(3)匹配：电动机Y112M-6轴径D=28mm。综上，查表选择弹性套柱销联轴器，型号LT4,齿轮轴轴径为25mm。2、齿轮设计计算项目计算内容计算结果1、选考虑主动轮转速n1=940r/min不是很高，故大小齿轮均用材、45”,调质处理。小齿轮硬度HB=229286,取260HB。精度大齿轮HB=217255,取230HB。精度等级选8级。2、初因为米用闭式软齿面传动，按齿面接触强度初步估算小齿一步计算小轮分度圆直径，由附录人表1Ad3!KTl2上由表齿轮dHPU直径K1.4A1取Ad756,动载荷系数K1.4,初取15转di矩工,20.11Nm,由表27.11查取d1.2T120.11Nm接触疲劳极限Hiim1610MPaHiim2580MPaHim1610MPaHllim2580MPaHP0.9Hhm10.9610MPaHP20.9Hlhm20.9580MPaHP549MPaHP2522MPa“KTu1d1A；|12dHPU1.42Q1131.7563136.7411.252223Bd140mm3、确8级精度合理d1n140940,“，定基圆周速度v1.96m/s本参601000601000数精度等级取8级精度合理Bz131z2iz133193Z131确定模数md1/Z140/311.290,查表取Z292n1.25取G1.254、齿面确定螺旋角：dmnarccos_arccos1.2514.305dmt1.29b小齿轮直径d10z11.293139.99mm大齿轮直径d2mZ21.2992118.68mm初步尺宽bdd11.24048mmi248mm校核传动比误差:92/312.967,2.967/31.1%hZhZeZZ,KaKvKhKh1计算齿面接触应力节点区域系数：查图27-16非变位斜齿轮39.99mm118.68mm传动比误差为1.1%Ftd1bZh弹性系数：查表27.11ZE189.8jMPa重合度系数端面重合度Z1tana1tanat1at2Z2tana2tanHP2.43ZhZe2.43189.8MPa,tannarctancosdgarccosda1x_tan20arctan-cos14305d1costarccosd12ha140cos20.587arccos33.6824022.5db2d2costarccosarccosda2d22ha2118.68cos20.587arccos118.6822.5由于没有变位所以端面啮合角t3.102Q58726.06520.5873.10纵向重合度bsin48sin14.3053.141.253.020.57螺旋角系数Zcos0.98Ka1.13KaKhFt2T1/d120.11/401.0055kNKaF1100554820.9N/mm10CN/mmcoscoscosn/cost0.973Kh1.17/2/cosBdb0.16齿面接触应力1.一一一一2一一3.1/0.97323.27C103b220.61103481.43H2.43189.80.570.9811.131.433.271005.44048495N/mn22计算许用接触应力HPHlimZNTZLZVZRZWZXHPSHlim总工作时间th103001648000h应力循环次数NL160n1th6012.7110994048000KhKh0.570.9811.133.271.43495N/mrmNL2NL1/i1.35109接触寿命系数ZNT由图27-23查出（单向运转取1）齿面工作硬化系数ZW1ZW21.21.2（240130接触强度尺寸系数Zx润滑油膜影响系数取为HB21301700)/17001.14由表27.15按调质钢查ZliZl2ZriZR2ZV1Zv21由表27.14取最小安全系数SHlim许用接触应力：HP18100.8811583N/mm2HP25800.911566N/mnm3验算：2.h495N/mmmin11.141/1.0511.141/1.05HP1,HP2566MPaZnt10.88Znt20.9ZW1ZxiSHlimZw21.14Zx21.01.05HP12847.9N/mm2HP2736.8N/mm2接触疲劳强度较为合适，齿轮尺寸无须调整5、确定主要传动尺寸中心距a79.335因为a(d1d2mm,圆整取(Ziz2)m)/2ancos(39.99180mm/218.68)精确的arccos亿1z2)mn2aarccos(3192)1.251604216042280端面模数:Bmn/cos1.25/cos160421.30081小齿轮直径d1mz11.3008131大齿轮直径40.325mmd140.325mmd2mz21.3008192119.674mm齿宽b=48mm,b248mm,b154mmrr，3Zv1Z1/cos34.9d2b2b1119.674mm48mm54mmrr，3Zv2Z2/cos103.576、齿根弯曲疲劳强度验算1由式27.11KaKvKfKf1,K/1.13,Yf2.55,Yf2Ys1.63,Ys20.250.750.25KfFt-YFaYsaYYbmnKfKh1.49FP0.753.1/0.0.9348/2.251.4齿根弯曲应力：KaKvKfKf1.131.41.630.480.F2F1YFa22计算许用弯曲应力由式27.17FP2.26,1.7397322.Ftb1mn0.250.488.53YFa1Ysa丫1.491005.593FP0.75cosK/KfYF1YsYsKf1.131.492.552.261.631.730.6550.931.4481.2573.0MPa2.5F1F2YFa1/Ysa1a69MPaFlimYsTYNTYVrelT丫RrelT丫XsflimFlim73.0MPa69MPa330MPa试验齿轮的齿根弯曲疲劳极限Flim查图320MPa27-24CFlim1230MPa,Fig2200MPa另外取YST1YST22.0，YVrelT1YRrelT1YRrelT21，YNT1YVrelT210.88420.9由图27-26确定尺寸系数YX1=YX21由表27.14查最小安全系数SFmin1.2523020.9881111.2520020.91111.25FP1FP2Y.NT10.88YNT20.9Yxi=YX21Flim2minSF1.25YST1YST22YVrelT1YVrelT2324M互问YRrelT21288MPafpi324MpaFP2288MPa3弯曲疲劳强度验算F173. 0MPaFP169MPa合格FP27、静强度 校核静强度校核，因传动无严重过载，故不作静强度校核3、蜗轮蜗杆设计计算项目计算内容计算结果1.选择传动精度等级，材料考虑传动功率不大，转速也不高，选用ZA型蜗杆传动，精度等级为8级。蜗杆用45号钢淬火，表面硬度4550HRC,蜗轮轮缘材料用ZCuSn10P1沙模铸造。2.确定蜗杆，涡轮齿数传动比i1222.46，取z12,z2iz122.46244.92Bz245Zi2Z245i45/222.5,校核传动比误差：22.522.46/22.460.2%涡轮转速为：n2n1/i313.3/22.4613.95r/min3.确定涡轮许用接触应力蜗杆材料为锡青铜，则HPHPZVSZN,P200N/mm2,初估滑动速度Vs2m/s,浸油润滑。滑动速度影响系数ZVS0.97，单项运转取1,涡轮应力循环次数NL60n2th60113.9510163004.02107查得：Zn0.83HPHPZVSZN2000.970.83161.02N/mn2HP120.6N/mmi4.接触强度设计2150002.md1()KT2载荷系数K1HPZ2蜗轮转矩：估取蜗杆传动效率0.8ETi157.9340.822.461040.9Nm则m2dl(15000)211040.94460.7mm3161.0245选用m2d5376mm3传动基本尺寸：m8,d180,q10则蜗杆的宽度b12.5mjz212.58V451135mmT21040.9Nmm8d180mm5.主要几何尺寸计算涡轮分度圆直径：d2mz2845360mm蜗杆导程角tan乙/q2/100.2mm11.3涡轮尺宽b22m0.5vq128(0.5V101)61.066mm传动中心距a0.5(d1d2)220mmd2360mm11.3b262mma220.0mm6.计算涡轮的圆周速度和传动效率涡轮圆周速度V2d2n2/(60100()0.263m/s,齿面相对滑动速度VsVi/cosdini/(601000cos11.31.34m/s查出当量摩擦角V2092.15tantan11.3一“八10.836tan(V)tan(11.32.15)搅油效率20.96滚动轴承效率30.991 230.8360.960.990.79与估取值近似v20.263m/svs1.34m/s0.797.校核接触强度)，9400T2HZeJKaKvKHPd2T2T1i157.9340.7922.461027.9Nm查得弹性系数Ze155,使用系数KA1V20.263m/s3m/s取动载荷系数Kv1.01载荷分布系数K1h150.4N/mrnHHP合格1940010279彳彳彳H155J：11.01115Q4N/mm88036(28.轮齿弯曲强度校核666T2KaKvKF.YFSYFPd1d2m确定许用甯曲应力FFPyn查出FP51N/mm2查出弯曲强度寿命系数YN0.6椒FPFPYN510.673417N/mm确定涡轮的复合齿形系数YfsYFaYSa涡轮当量齿数ZvZ2/cod45/cos311.347.73YFa2.25涡轮无变位查得YSa1.73YFs2.251.733.89导程角,一，113的系数Y1/12010.906120其他参数同接触强度设计6661027.911.011CF3.890.90680360810.62N/mm29.蜗杆轴刚度验算/Ft2Fr2,3ylVp48EI蜗杆所受圆周力l2000T200057.9340。广Ft11448.35Nd180蜗杆所受径向力l2000T220001027.92Fr1tanxtan20d23602078.5N蜗杆两支撑间距离L取L0.9d20.9360324mm蜗杆危险及面惯性矩I端(1002.58.0)42.01106mm6464许用最大变形yp0.001d180mFP34.17N/mm2F6.919N/mm2HFP合格Ft1144835NFr12078.5NI2.011064mmyp80mpyyp合格蜗杆轴笠形J1448.3522078.523y156324482.11052.0110642myp合格pp10.蜗杆传动热平衡计算P1(1)3t295CKA蜗杆传动效率0.79导热率取为K15W/(m2C)(中等通风环境)K工作环境温度1220C传动装置散热的计算面积为A0.33()1.731.173m21001900(10.79)112042.68C151.173t142.68C95C合格三、轴系结构设计及计算1、轴的强度计算(1)小齿轮轴(结构简图、受力图、弯矩、扭矩图附表后)计算项目计算内容计算结果1、材料选择、热处理2、初45钢，正火，硬度为170至217HB当轴材料为45钢时可取C=110,则dC3JP/n1103/1.98/94014.1mm估轴考虑有键联接，故轴径增加3%,因需与联轴器匹配，径取dmin25mm轴孔长度L=62mm取dmin25mm3、初定轴的结初选中系列深沟球轴承6006，轴承尺寸外径初步设计轴的结构件图见表后。D=55mm宽度B=13mm4、的间力该轴所受的外载荷为转矩和大齿轮上的作用力。T19.551069.551061.9894020116Nmm小齿轮圆周力Ft12T1d1220118401006N小齿轮径向力小齿轮轴向力Fr1Fttgn/8s1006381Ntg20/cos1642Fa11006tg1642290N5、承占八、支力出平和直弯图轴支的反绘水面垂面矩6、管合BV84FAVFBV503NMVCFAV4221126N2）水平面支反力及弯矩计算FAH381422902084260NFBH381422902084MHCFBH4210920NMHCFAH425082NMcMVCMHC21729MevMVCMhC237811）垂直面支反力及弯矩计算100642mmMVC121Nmmmmmmmm，制成矩矩弯绘合弯图T20116Nmm制量矩绘当弯图按扭成力核的度*弯合应校轴强bMeMeW0. 1d31bbc1b 2648914MPa合格bc0. 1403查得许用应力 体55MPa2MekM(T)21b/0b,查表得b600MPa1b55MPa,0b95MPa,则55/950.58危险截面C处当量弯矩：映c48000h,寿命合格载荷变化系数_P_96100748000h,寿命合格载荷变化系数_P_961_004查图得Cr14200f11载荷分布系数对于圆锥滚子轴承，arctan22杳得Frf20.92许用转速N取2比N2576r/min大于工作转速13.95r/min满足要求结论：所选轴承能满足寿命、静载荷与许用转速的要求。(3)蜗杆轴蜗杆轴采用一端固定一端游动的支撑方案，固定端采用两个圆锥滚子轴承，以承受蜗杆轴向力，按轴径初选32309;游动端采用一个深沟球轴承，只承受径向力，按轴径初选6009。受力图如下图：卜面进行校核：深沟球轴承6009计算项目计算内容计算结果轴承主要性能参数查手册6009轴承主要性能参数如下：Cr21000N；C0r14800N；N08000r/minCr21000NC0r14800NN08000r/min轴承受力情况Fri1026N；Fai0N；X、Y值Fa/Cr0/148000,e0.16,Fa/Fr0eX1Y0冲击载荷系数查得fd1.1当量动载荷PfdXFrYFaP1129N轴承寿命16670CrL10hnP（球轴承3）L10h342345h48000h,寿命合格载荷变化系数29610.05查图得Cr14200f11载荷分布系数对于深沟球轴承，查得f21许用转速NfN。N8000r/min大于工作转速313.3r/min满足要求结论：所选轴承能满足寿命、静载荷与许用转速的要求。圆锥滚子轴承32309:计算项目计算内容计算结果轴承主要性能参数查手册32309轴承主要性能参数如下：Cr145000N；C0r188000N；N04000r/mine=0.35Cr145000NC0r188000NN04000r/min轴承受力情况Fa5420NaFr2908N；Fr3908NFsFr/Y,Y1.5Fs3303N,方向向左；Fs2303N,方向向右；Fa20N,Fa3巳542CNX、Y值e0.35,轴承二：Fa/Fr0e轴承三：Fa/Fr5420/9085.97eX21Y21.9X30.67丫22.8冲击载荷系数查得fd1.1当量动载荷PfdXFrYFaP2999N,P317363NP17363N轴承寿命16670CrL10hnP（滚子轴承10/3）L10h62858h48000h,寿命合格载荷变化系数_P_961012查图得Cr14200f10.94载荷分布系数对于圆锥滚子轴承，a=13.130查得f21许用转速NMMN3760r/min大于工作转速313.3r/min满足要求结论：所选轴承能满足寿命、静载荷与许用转速的要求。3、键校核计算键的选择主要考虑所传递的扭矩的大小，轴上零件是否需要沿轴向移动，零件的对中要求等等。计算项目计算内容计算结果(1)小齿轮轴键的选择与校核键的选择和参数与联轴器相联接，为静联接，选用普通平键，圆头。由手册查得d=25mm时，应选用键87GB1096-79转矩T20.116Nm依据轮载长度为63mm选择标准键长L=57mmL57mm接触长度lLb578l49mm许用挤压应力P校核查表可得钢的许用挤压应力为P=(70-80)MPa4T420116Rgp9.4MPahld74925PP故满足要求(2)蜗轮键的选择和校核键的选择和参数静联接选用普通平键，圆头，由手册查得d=80mm时，选用键2214GB1096-79转矩T102.6882N依据轮载长度为117mm选择标准健长L=110mmL110mm接触长度._lLb11022l88mm许用挤压应力P校核查表可得钢的许用挤压应力为p=(70-80)MPa4T41026882皿p42MPahld148880pp故满足要求(3)蜗杆轴键的选择和校核键的选择和参数静联接，选用普通平键，圆头由手册查得d=35mm时，选用键87,GB1096-79转矩T57.934Nm依据轮载长度为43mm,选择标准键长L=37mmL37mm接触长度lLb.l29mm许用挤压应力P校核查表可得钢的许用挤压应力为p=(70-80)Mpa4T457934-P：-33MPahld72935pp故满足要求四、箱体及附件设计计算项目计算内容计算结果箱座厚度8=0.04a+38取6=12mm箱盖厚度61=0.856=10.2取61=10mm箱座突缘厚度b=1.56b=18mm箱盖突缘厚度b1=1.581b1=15mm箱座底突缘厚度b2=2.56b2=30mm地角螺钉直径df=0.036a+12df=20mm地角螺钉数目n=4轴承旁连接螺钉直径d1=0.75df=16取d1=16mm机盖与机座连接螺栓直径d2=(0.50.6)df取d2=12mm轴承端盖螺钉直径d3=(0.40.5)df取d3=10mm窥视孔盖螺钉直径d4=(0.30.4)df取d4=6mm连接螺栓d2的间距l=(120200)mm取l=150mm定位销直径d=(0.70.8)d2取d=9mm大齿轮顶圆与内机壁距离A11.26取A1=15齿轮端面与内机壁距离A2S取A2=12轴承端盖外径D2=1.25D+10依轴承而定轴承端盖突缘厚度t=(1.11.2)d3t=12机盖肋厚m1=0.8581取m1=8机座肋厚m=0.85S取m=10五、润滑与密封1、齿轮、蜗杆及蜗轮的润滑在减速器中，蜗杆相对滑动速度V=1.34m/s,采用浸油润滑，选用LCPE/P蜗轮蜗杆油（摘自SH009491）,用于蜗杆蜗轮传动的润滑，代号为N220。浸油深度一般要求浸没蜗杆螺纹高度，但不高于蜗杆轴承最低一个滚动体中心高。2、滚动轴承的润滑三对轴承处的零件轮缘线速度均小于轴承处d n值进行af算。d n值小于22m/s ,所以应考虑使用油脂润滑，但应对510 mm rpm时宜用油脂润滑；否则应设计辅助润滑装置。对轴承处d n值分别为：3094028200 mm rpm ,45313.310498.5mmrpm，7513.951046.25mmrpm均小于2105mmrpm，所以可以选择油脂润滑。采用脂润滑轴承的时候，为避免稀油稀释油脂，需用挡油板将轴承与箱体内部隔开。在选用润滑脂的牌号时，根据手册查得常用油脂的主要性质和用途。因为本设计的减速器为室内工作，环境一般，不是很恶劣，所以6212和6214轴承选用通用锂基润滑脂(SY732487)，它适用于20120C宽温度范围内各种机械设备的轴承，选用牌号为1的润滑脂。3、油标及排油装置(1) 油标：选择杆式油标A型(2) 排油装置：管螺纹外六角螺赛及其组合结构4、密封形式的选择为防止机体内润滑剂外泄和外部杂质进入机体内部影响机体工作，在构成机体的各零件间，如机盖与机座间、及外伸轴的输出、输入轴与轴承盖间，需设置不同形式的密封装置。对于无相对运动的结合面，常用密封胶、耐油橡胶垫圈等；对于旋转零件如外伸轴的密封，则需根据其不同的运动速度和密封要求考虑不同的密封件和结构。本设计中由于密封界面的相对速度不是很大，采用接触式密封，输入轴与轴承盖间V3m/s，采用粗羊毛毡封油圈，输出轴与轴承盖间也为V3m/s,故采用粗羊毛毡封油圈。六、技术要求1装配前所有零件用煤油清洗，滚动轴承用汽油浸洗，箱体内不允许有任何杂物存生。2保持侧隙不小于0.115mm。3调整、固定轴承时应留轴向间隙，0.250.4mm。4涂色检查接触斑点，沿齿高不小于55%，沿齿长不小于50%5箱体被隔开为两部分，分别装全损耗系统用油L-AN68至规定高度。6空载试验，在n1=1000r/min、L-AN68润滑油条件下进行，正反转各1小时，要求减速器平稳，无撞击声，温升不大于60。C,无漏油。7减速器部分面，各接触面及密封处均不允许漏油，剖分面允许涂以密封胶或水玻璃，不允许使用垫片。8箱体外表面涂深灰色油漆，内表面涂耐油油漆。七、总结与体会参考文献1、 王之栎、王大康主编机械设计综合课程设计2010年8月第2版，机械工业出版社。2、 吴瑞祥，王之栋，郭卫东，刘静华主编机械设计基础（下册）2007年2月第2版，北京航空航天大学出版社。