外装式行星减速滚筒设计说明书

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1、外装式电动滚筒 —两级定轴、加一级行星齿轮传动 带宽800mm，直径800mm，线速度2m/s，功率11kw 说 明 书 指导老师： 学院： 班级： 姓名： 学号： 完成时间： 目录 1. 介绍········································2页 2. 电动机选型··································3页 3. 传动比及传动比分配计算······················3页 4. 定轴齿轮计算及校

2、····························4页 5. 行星轮系的设计计算··························13页 6. 电动滚筒各传动轴的计算······················23页 7. 传动部件的校核······························33页 8. 参考文献····································40页 介绍 电动滚筒是一种将电动机和减速器放在一起进行传动，他主要应用于固定式或移动式带式输送机，替代传统的电动机，减速器在驱动滚筒以外的分离

3、是驱动装置。 电动滚筒具有结构紧凑，传动效率高，噪声低，使用寿命长，运转平稳，工作可靠密封性好，占据空间小，安装维修方便等优点并且适合在各种恶劣的环境下工作。 在设计此电动滚筒中，先进行电动机的选择，计算出总传动比，然后确定各级传动比。根据扭矩算术传动轴的最小直径，分析计算出各传动轴的直径及长度和各个轴承，平键型号尺寸。然后再进行校核，确保电动滚筒能正常工作。 电动机选型 Y系列封闭式三相异步电动机，具有效率高，耗电少，性能好，噪声低，振动小，体积小，重量轻，运行可靠，维修方便。为B级绝缘，结构为全封闭式，自扇冷式，能防止灰尘铁屑杂物侵入电动

4、机内部。故选取YB315S-6型电动机。其 基本参数为： 额定功率：11KW，满载转速980r/min， 堵转电流/额定电流=5.6; 堵转转距/额定转距=1.6; 最大转距/额定转距=2.0 二．传动比及传动比分配计算 1．计算传动比i 都采用定轴所需的空间较大，可以采用定轴加行星轮系来解决，因为行星轮数目，传动范围有，故选两级定轴一级行星齿轮传动机构。 2．传动比分配 分配原则是各级传动等强度和获得最小外形尺寸，取行星轮数目，第一级圆柱齿轮传动比定为2，第二集齿轮传动中心距要与第一级相同。算出传动比以后，就可以算出行星轮系的传动比。

5、 因为动载系数，接触强度计算的齿向载荷分布系数及接触强度计算的寿命系数的三项比值的乘积（）等于1.8~2.0,故取（）=1.9。所以 A==2.28 1高速轴的设计计算： P=11kw,n1=980.i12=2 1)选择齿轮材料，确定许用应力 由表6.2选 小齿轮40Cr调质 大齿轮45正火 许用接触应力[] 由式[]= 接触疲劳极限 查图6-4 接触强度寿命系数应力循环次数N由式6-7 =60nj= 609801(103003) = 查图6-5得、 接触强度最小安全系数 则 []=700

6、 []=550 许用弯曲应力[] 由式6-12,[]= 弯曲疲劳极限 查图6-7,双向传动乘0.7 弯曲强度寿命系数 查表6-8 弯曲强度尺寸系数查表6-9(设模数m小于5mm) 弯曲强度最小安全系数 则 []=3781 []=2941 2)齿面接触疲劳强度设计计算 确定齿轮传动精度等级,按=(0.013—0.022)估取圆周速度=6 选取 小轮分度圆直径，由式6-5得 齿宽系数 查表按齿轮相对轴承为非对称布置 小轮齿数 在推荐值20—40中选 大轮齿数 ==227=54圆整取 齿数比u u== 传动比误差: =(2-2)/2=0<

7、0.05 小轮转矩: =9.55=9.5511/980 载荷系数K K= -使用系数 -动载系数 由推荐值1.05—1.4 -齿间载荷分配系数 由推荐值1.0—1.2 -齿向载荷分布系数 由推荐值1.0—1.2 载荷系数K K==11.21.11.1 材料弹性系数 查表6.4 节点区域系数 查表6-3(=,==0) 重合度系数 由推荐值0.85—0.92 故 齿轮模数m m==66.8204/27=2.47mm 按表6.6取整 小轮分度圆直径 =m=327 圆周速度v v=/60000=81980/60000 标准中心距a a=m(+)/2=3

8、(27+54)/2 齿宽b b==0.881=64.8mm 大轮齿宽 =b 小轮齿宽 =+7=71.8 3)齿根弯曲疲劳强度校核计算 由式 =[] 齿形系数 查表6.5 小轮 大轮 应力修正系数 查表6.5 小轮大轮 重合度 =[(-tan)+(-tan)] =[27(tan(arccos-tan20)+54(tan(arccos-tan20)] 重合度系数=0.25+0.75/ 故:=2×1.45×107194×2.57×1.60/(71.8×81×3) =2×1.45×107194×2.21×1

9、.776/(64.8×81×3) 4）齿轮其他主要尺寸计算 大圆分度圆直径： =3×54 根圆直径： ==81－2×1.25×3 =162－2×1.25×3 顶圆直径： =81+2×3 =162+2×3 2中间轴的设计计算： 取传递效率=0.98 i12=2,n2=490 1)选择齿轮材料，确定许用应力 由表6.2选 小齿轮40Cr调质 大齿轮45正火 许用接触应力[] 由式[]= 接触疲劳极限 查图6-4 接触强度寿命

10、系数应力循环次数N由式6-7 =60nj= 609801(103003) = 查图6-5得、 接触强度最小安全系数 则 []=700 []=550 许用弯曲应力[] 由式6-12,[]= 弯曲疲劳极限 查图6-7,双向传动乘0.7 弯曲强度寿命系数 查表6-8 弯曲强度尺寸系数查表6-9(设模数m小 于5mm) 弯曲强度最小安全系数 则 []=3781 []=2941 2)齿面接触疲劳强度设计计算 确定齿轮传动精度等级,按=(0.013—0.022)估取圆周速度=6 选取 小轮分度圆直径，由式6-5得 齿宽系数 查表

11、按齿轮相对轴承为非对称布置 小轮齿数 在推荐值20—40中选 由于要和高速级的齿轮传动保持相同的中心距，故先确定中心距a2=121.5 由a2=m（+）=121.5 得：=56 齿数比u u==56/25 小轮转矩: =9.55=9.55110.98/490 载荷系数K K= -使用系数 -动载系数 由推荐值1.05—1.4 -齿间载荷分配系数 由推荐值1.0—1.2 -齿向载荷分布系数 由推荐值1.0—1.2 载荷系数K K==11.21.11.1 材料弹性系数 查表6.4 节点区域系数 查表6-3(=,==0) 重合度系数 由推荐值0.85

12、—0.92 小轮分度圆直径 =m=325 圆周速度v v=/60000=75490/60000 标准中心距a a=m(+)/2=3(25+56)/2 齿宽b b==0.875=60mm 大轮齿宽 =b 小轮齿宽 =+5=65 3)齿根弯曲疲劳强度校核计算 由式 =[] 齿形系数 查表6.5 小轮 大轮 应力修正系数 查表6.5 小轮大轮 重合度 =[(-tan)+(-tan)] =[25(tan(arccos-tan20)+56(tan(arccos-tan20)] 重合度系数=0.25+0.75/

13、 故:=2×1.45×210100×2.57×1.60/(65×75×3) =2×1.45×210100×2.21×1.776/(60×75×3) 4）齿轮其他主要尺寸计算 大圆分度圆直径： =3×56 根圆直径： ==75－2×1.25×3 =168－2×1.25×3 顶圆直径： =75+2×3 =168+2×3 行星轮系的设计计算 （ 1） 齿计算 由高速级计算得i=4.58,且低速级改为行星架固定，由内齿轮输出，仍按行星轮计算。 , 则公式（6-24）进行配齿计

14、算 ，则=26 ， 符合取质数，/整数，/整数。及无公约数的配齿要求，速比误差。 （2）按接触强度初算A-C传动的中心距a和模数m 低速级输入扭矩取载荷不均匀系数，在一对A-C轮传动中，小轮（太阳轮）传递的转矩 取综合系数K=2.4,齿数比= 太阳轮和行星轮材料和高速级一样，改用40调质表面淬火，齿面硬度HRC=50~55（太阳轮）和HRC=45~50（行星轮），取，也可用40MnB钢质表面淬火代替，其性能变能变。齿宽系数在低速级取。 按式（6-25）初算低速级中心距 模数 按第一序列选取 m=3 （3）计算A-C传动的实

15、际中心距和啮合角 取模数，则实际中心距 因为直齿轮高变位，则实际中心距变动系数 则 （4）计算C-B传动的中心距和啮合角 实际中心距 因为中心距变动系数 所以啮合角 （5）几何尺寸计算 按高变位齿轮传动计算A、C、B三轮的几何尺寸。 1） 分度圆直径 2） 齿顶高

16、 因 3） 齿根高 4） 齿高 5） 齿顶圆直径 +2=78+2×3.9=85.8 (mm) +2=138+2×2.1=142.2(mm) +2=354-2×3.5757=346.8486 (mm) 6)齿根圆直径 （6）验算A-C传动的接触强度和弯曲强度 按定轴线齿轮传动的强度计算公式计算 1）确定计算公式中的系数 使用系数按式（6-26）计算行星架圆速度： 由表6-11查得速度系数，动载系数，齿间载荷分布系数、，由式（6-27）及式（6-2

17、8）： ， 式中及由表6-29查取，=0.67, =0.9 因 由图6-10查得，所以 计算齿间载荷分布系数及，先求齿顶圆压力角及端面重合度： =1.64 因为直齿轮，总重合度，所以 节点区域系数 =2.53 计算弹性系数，由高速级计算可知=189.9。 接触强度计算和重合度系数 接触强度计算和螺旋角系数

18、 确定接触强度计算和寿命系数，因为当量循环次数，所以。 最小安全系数，取=1。 确定润滑剂系数，考虑用N46（30号）机械油作为润滑冷却剂，按表6-10取0。92。 粗糙度系数，按表6-12，取=1.2 齿面工作硬化系数，为简化计算取=1。 接触强度计算的尺寸系数，取=1。 2）A-C传动接触强度验算 由式（6-6）计算接触应力 按式（6-7）许用接触应力及强度条件，则 计算结果，A-C传动接触强度通过。用40钢（40钢）调质

19、后表面淬火，安全可靠。 3）传动A-C弯曲强度验算 按式（6-15），齿根应力 式中 -齿形系数，由图6-5查取，， -应力修正系数，由图6-6查取， -弯曲强度计算的重合度系数 ； -弯曲强度计算的螺旋角系数，因为直齿 所以 考虑到行星轮轮齿受力可能出现不均匀性，齿根最大应力 由强度条件 即 则 40Cr钢调质，表面淬火， 故A-C传动弯曲强度验算也通过。 ⑺验算低速级C-B传动的接触强度和弯曲强度 ① 根据A-C传动的来确定C-B传动的接触应力，因为C-

20、B传动为内啮合， 所以 ②核算内齿轮材料的接触疲劳极限 由，按式（6-7）有 = 因为45钢调质, 所以内齿轮用45号钢调质处理，调质硬度HB229~286，接触强度符合要求。 3）弯曲强度的验算 只对内齿轮进行验算，按式（6-15）计算齿根应力，其大小和A-C传动的外啮合一样，即 由强度条件 得 因为45号钢调质弯曲疲劳极限=220，所以低速级C-B传动中，内齿轮强度也符合要求。内齿轮壁厚，模数小取大值。 电动滚筒各传动轴的计算 Ⅰ轴的计算 1

21、）①=107194 N·mm KW 齿轮分度圆直径d=81 mm 圆周力=== 2646.8N 径向力=tan=2646.8×tan=963.4 N ② 初步估算轴的直径 取40Cr调质作为轴的材料，由式≥ 计算轴的最小直径并加大3%以考虑键槽的影响， 查表 取A=115 则≥1.03×115= 26.52 mm 2）确定各轴段直径和长度 1)段 根据 ，并且与电动机输出轴的直径相配合来选择联轴器并确定轴1段的轴颈。根据GB/T5843-1986选择联轴器型号为:YL8型，长度L=60mm。轴①段长度比联轴器

22、长度短1～5mm，取为2mm。则=60-2=58mm，=50mm。根据轴径选择键尺寸为b=14mm,h=9mm,L=48mm 2)段为使半联轴器定位，轴肩高h=c+(2～3)mm，孔倒角C取3mm ，且符合标准密封内径，则=50+2×5=60mm。根据轴径选择轴承型号为7012C，该轴承宽度B=18mm，轴承的最小安装尺寸=67mm。取端盖宽度20mm ,则=18+20+10=48 mm。轴承润滑方式选择： ×=60×970=5.82×mm·<1×mm· 选择脂润滑 3） 段 轴承的单边定位轴肩应小于轴承 内圈厚度，单边定位轴肩取为3mm 则=66mm，=23

23、0mm 4）段 为保证第二轴的强度，故应该加大轴径，+10 mm 66+10=76mm =50 mm 5）段 为了保证轴承的良好定位，选择=-6=70 mm,并根据轴径依据标准GB/T294-1994选圆柱滚动轴承型号为7014C，轴承宽度为20，轴承的最小安装尺寸=77mm，轴承的单边定位轴肩应小于轴承内圈厚度，单边定位轴肩取为3mm，为了保证轴承的良好定位，选择=-6=70 mm,。所以选择轴段长度 =20 mm 6）段 为了定位轴承，所以取该轴段直径70-10=60 mm，上面装有逆止器，则取=40mm 为了与第二

24、轴连接，第一根轴在左端为空心，以便第二轴插进去并通过键来传动，故取孔径为50mm，孔深为90mm。 为了第二轴的周向定位,在轴的第四段上打一螺钉孔,用其来协助限制第二轴的转动。 Ⅱ轴的计算 1）①=107194 N·mm KW 齿轮分度圆直径d=81 mm 圆周力=== 2646.8N 径向力=tan=2646.8×tan=963.4 N ② 初步估算轴的直径 取40Cr调质作为轴的材料，由式≥ 计算轴的最小直径并加大3%以考虑键槽的影响， 查表取A=115 则≥1.03×115= 26.52 mm 2

25、）确定各轴段直径和长度 1)段 根据 ，并根据与一轴配合轴的内孔决定=50mm，根据轴径选择标准键，键b=20mm,h=12mm,L=80mm.由于一轴的内孔深为90mm，所以L1的长度应小于90mm。故取L1=85mm。 2)段为使轴的右端深入空的长度定位，轴肩高h=c+(2～3)mm，孔倒角C取3mm ，故取=60mm,取= 10mm 3） 段 此段上装有齿轮，为了便于齿轮的定位，取 <。则=60-4=56mm，取=67mm 键的联结采用普通平键,尺寸为b=22,h=14,L=70 轴的左端齿轮采用M10螺栓定位。 Ⅲ轴的计算 1）①=

26、210100N·mm KW 齿轮分度圆直径d=120 mm 圆周力=== 3501.6N 径向力=tan=3501.6×tan= 1274.48N ② 初步估算轴的直径 取40Cr调质作为轴的材料，由式≥ 计算轴的最小直径并加大3%以考虑键槽的影响， 查表 取A=115 则≥1.03×115= 33.41 mm 2）确定各轴段直径和长度 1)段 根据 ，以及轴承标准确定=50mm。根据轴径选择轴承型号7010C(GB/T283-1994)。轴承宽度B=16mm，外径D=80mm。齿轮的宽度为65mm。

27、 根据齿轮的宽度以及轴承的宽度和 定位轴套确定L1=16+65+20mm=101mm。齿轮与键 的联结采用普通平键。根据轴径选 择平键尺寸 b=14mm,h=9mm,L=48mm。 轴的右端齿轮采用M10螺栓定位。 2)段上装有齿轮，为了齿轮定位， 此段直径应比第一段的大，=55mm。由于齿轮宽度为65mm，为了齿轮的定位，又由于轴的长度应小于齿轮长度2-5mm取为3mm，则=65-3=62mm 齿轮与轴的联结采用普通平键，尺寸为b=14mm,h=9mm,L=80mm。 3）段 为轴肩，为了左边轴承的定位和右端齿轮的定位取： =65mm 取L3

28、=15mm 4）段 为了轴承的定位取50 mm 根据轴颈选择轴承7010C(GB/T283-1994)，其宽度B=16mm 故=15 mm。 Ⅳ轴的计算 1）①= 461.21N·m 考虑各种系数的影响。 ×0.98=10.78 KW 齿轮分度圆直径d=212 mm 圆周力=== 4351.04N =tan=4351.04×tan= 1583.64N ② 初步估算轴的直径 取40Cr调质作为轴的材料，由式≥ 计算轴的最小直径并加大3%以考虑键槽的影响， 查表 取A=115

29、 则≥1.03×115= 43.42mm 2）确定各轴段直径和长度 1)段 根据 ，以及轴承标准确定=60mm。根据轴径选择轴承型号7012C(GB/T283-1994)，轴承宽度b=16mm。 根据轴承的宽度L1=16mm 2)段为了左齿轮的定位和右端轴承定位取： =66mm 取L2=15mm 3）段为了安装齿轮方便，所以取 =55mm。由于轴的长度应小于齿轮宽度2-5mm取为3mm，齿轮宽度B=94mm，L3=94-3=91mm 4）段 此段装有齿轮套和轴承，为了定位取50mm 根据轴径选择轴承7011C（

30、GB/T 283-1994），其宽度为B=18mm 根据轴径选择键为普通平键，尺寸为：b=14mm,h=9mm,L=60mm. 根据以上以及左端行星太阳轮轴的支撑综合确定L4=68mm。 行星轮系的太阳轮的轴选择d=35mm，l=295mm。 行星轮系的行星轮的轴选择d=40mm，l=273mm。 传动部件的校核 校核Ⅲ轴、Ⅲ轴上的键、轴承以及校核联轴器 （一） 校核Ⅲ轴 1） 计算作用在第一级小圆柱齿轮上的力 圆周力=2/=2×107194/81=2647N 径向力=×tan=2647×tan=963N 作用在第一级大圆柱齿轮上的力

31、 圆周力=2647N 径向力=963N 作用在第二级小圆柱齿轮上的力 圆周力=2×210100/75=5603N 径向力×tan=5603×tan=2039N 2） 绘制轴的弯矩图和扭矩图 （1） 求轴承反力 H水平面 由图（a）求轴承反力 由得：-×73.5-×141+×191.5=0 =674N 由得=+-=5603+674-2647=3630N V垂直面 由图（b）求轴承反力 由得：×50.5-×67.5+×141=0 =631N 由=0得：= =2039+963-631 =2371N

32、（2） 求齿宽中点处弯矩 H水平面 ×73.5=3630×73.5=266805N·mm ×50.5=2647×50.5=133673.5N·mm V垂直面 ×73.5=-631×73.5=-46378.5N·mm ×50.5=963×50.5=48631.5N·mm 合成弯矩M = =270806N·mm = =142245N·mm 扭矩T=210100 N·mm 轴的弯矩图和扭矩图如下面所示： （3）按弯扭合成强度校核轴的强度 当量弯矩，取折合系数=0.6,则齿宽中点处当量弯矩 ==298709N·mm

33、 ==190065N·mm 轴的材料为45号钢，调质处理。由设计书中可查得=640N/mm，由设计书中可查得材料许用应力= 60N/mm。 轴的计算应力为 ＜= 60N/mm 所以该轴满足强度要求。 （二） 校核Ⅲ轴上的键 轴径d=50mm 所选的键宽b=14mm，键高h=9mm，键的总长L=80（从36-160中选择） 校核此键是否满足强度要求 查机械手册可知：=120 N/mm =90 N/mm 键的挤压应力p= = =28.30N/mm＜ 键的剪切应力

34、 = =18.19 N/mm＜ 所以该轴满足强度要求 （三） 校核Ⅲ轴上的轴承 1.Ⅲ轴的第1段轴上所选的轴承型号为7010C(角接触球轴承) 查机械手册可知：额定载荷=26.5KN 受径向力：=3630N =631N =674N =2371N 合成径向力： ==3684N ==2465N 则 查表：， h =15.23KN < =26.5 KN 所以，该轴承合格 2. Ⅲ轴的第4段轴上所选的轴承型号为7012C(角接触球轴承) 查机械手册可知

35、：额定载荷=38.2KN 受径向力：=3630N =631N =674N =2371N 合成径向力： ==3684N ==2465N 则 查表：， h =15.23KN < =38.2 KN 所以，该轴承合格 （四）联轴器的校核 根据和选择联轴器，型号为YL8联轴器公称转矩=250 N·m ，许用转 速=4300 计算联轴器的实际传递的转矩 工况系数=1.1 由=1.1×107.194=117.91 N·m ＜ =980 ＜ 所以，选用的联轴器合适

36、 P=11kw v=980r/min P=11kw n1=980 i12=2 =260HBS =260HBS N1=1.4 N2=0.7 =1 =1.05 =1 []=700 []=577 []=577 =378 =294 ==1 =1 =1.4 []=270 []=210 II公差组8级 =0.8 =27 =54 u=2 合适 =107194Nmm =1

37、 =1.2 =1.1 =1.1 K=1.45 =189.8 =2.5 =0.87 66.8204mm m=3mm =81mm v=4.11m/s a=121.5mm =64.8mm =71.8mm =2.57 =2.21 =1.60 =1.776 =1.70 =0.69 =73.3N/ =77.49N/ 齿根弯曲强度满足 =162mm =73.5mm =154.5mm =87mm =168mm =260HBS =260HBS N1=1.4 N2=4

38、.3 =1 =1.05 =1 []=700 []=577 []=577 =378 =294 ==1 =1 =1.4 []=270 []=210 II公差组8级 =0.8 =25 a2=121.5 =56 u=2.24 =210100Nmm =1 =1.2 =1.1 =1.1 K=1.45 =189.8 m=5mm =75mm v=1.923m/s a=121.5mm =60mm =65mm =2.57 =2.21 =1.60 =1.776

39、 =6.39 =0.37 =171.30N/ =177.14N/ 齿根弯曲强度满足 =168mm =67.5mm =160.5mm =81mm =174mm =26 ZB=118 ZC=46 T3=461.21N.m T3A=176.80N.m a=110.88mm m=3 =108mm =0 =108mm =0 =78mm

40、=138mm =354mm =3.9 =2.1 =3.58 =0.1081mm =2.85mm =4.65mm =2.85 mm =6.75mm =6.75mm =6.4257mm 85.8mm 142.2mm =346.8486mm =72.3mm =128.7mm =359.7mm =0.698m/s =1.02 =0.67 =0.9 =0.293 =1.05 =1.07 =31.32 =1.64

41、=1.213 =2.53 =189.9 =0.887 =1 =1.2 =1 =13.37N/mm 强度通过 ， =0.705 = = 强度合格 u=2.56 =8.07N/mm 强度合格 强度合格 =107194 N·mm

42、 = 2646.8N =963.4 N =50mm =58mm =60mm =48mm =66mm =230mm =76mm =50 mm =70 mm, =20 mm =60 mm =40mm =107194 N·mm = 2646.8N = 963.4 N =50mm =85mm

43、 =60mm = 10mm =56mm =67mm =644701N·mm =3501.6N = 1274.48 N =50mm =101mm =55mm =62mm =66mm L3=15mm =50mm =15 mm = 461.21N·m = 4351.04N =3851N

44、 =60mm =16mm =66mm =15mm =55mm L3=91mm =50mm =68 mm =2647N =963N =2647N =963N =5603N =2039N =674N =3630N =631N =2371N =266805N·mm =133673.5N·mm =-46378.5N·mm =48631.5N·mm =2

45、70806N·mm =142245N·mm T=210100 N·mm =298709N·mm =190065N·mm = 60N/mm =120 N/mm =90 N/mm p=28.30 N/mm＜ 18.19 N/mm＜ =3684N =2465N 2400h =15.23KN

46、 =3684N =2465N 2400h =15.23KN =117.91N·m =980 参考文献 【1】 程志红等主编.机械设计.南京:东南大学出版社,2006 【2】 程志红、唐大放等主编.机械设计课程上机与设计.南京:东南大学出版社,2006 【3】 <<现代机械设计传动手册>>编辑委员会编.现代机械设计传动手册.北京:机械工业出版社,2003 【4】 国家标准.滚动轴承代号方法.GB/T272-93 【5】 徐灏主编.继续设计手册.第3卷.北京:机械工程出版社，1992 【6】 吴宗泽主编.机械设计.北京:人民交通出版社,2003 【7】 庄宗元等主编.AutoCAD2004使用教程.徐州：中国矿业大学出版社，2004 【8】 王洪欣等主编.机械设计工程学Ⅰ.徐州:中国矿业大学出版社，2001 【9】 唐大放等主编.机械设计工程学Ⅱ.徐州:中国矿业大学出版社，2001 【10】 吴相宪主编.实用机械设计手册.徐州:中国矿业大学出 版社，1993 41