畢業(yè)設計（論文）CK6163型數(shù)控車床設計

1、畢業(yè)設計說明書 目錄1機床主傳動系統(tǒng)設計31.1主要技術參數(shù)41.2 主傳動系統(tǒng)設計滿足的基本要求51.3主傳動系統(tǒng)傳動方式的選擇51.4運動設計61.4.1 已知條件61.4.2 結構分析式71.4.3 擬定轉速圖71.4.4 確定轉速圖,81.4.5 確定各變速組傳動副齒數(shù)91.4.6 繪制傳動系統(tǒng)圖102 齒輪傳動設計102.1漸開線直齒輪設計182.1.1 選擇齒輪材料及精度等級102.1.2模數(shù)的確定102.1.3 校核齒輪102.2斜齒輪設計122.2.1選擇齒輪材料及精度等級122.2.2確定設計準則132.2.3按齒面接觸疲勞強度設計143. 主軸傳動設計153.1確定主軸最小

2、直徑153.1.1選擇軸的材料,確定許用應力153.1.2按扭轉強度估算軸徑153.2主軸最佳跨距的確定163.3主軸剛度的校核174. 帶傳動設計185. 滾珠螺母絲杠205.1、 滾珠絲杠副的種類與結構205.2、滾珠絲杠副的結構參數(shù)275.3、滾珠絲杠副的結構特點22總結23參考書本24緒 論ck6163型數(shù)控車床，是車床中應用最廣泛、最典型的一種數(shù)控車床。該機床是開環(huán)式的數(shù)字控制車床。能進行內外圓柱面、圓錐面、圓弧面、圓柱螺紋和圓錐螺紋等加工。機床主軸的起動、停止和變速，縱向和橫向進給運動的行程和速度，刀具的變換和冷卻，都可以自動控制。并具有直線、錐度、直螺紋和錐螺紋等自動循環(huán)功能。在

3、該機床中采用液壓卡盤、液壓尾座、快換刀架和機床外對刀裝置。該機床使用于加工形狀復雜的中小批量的零件。數(shù)控技術及裝備是發(fā)展新興高新技術產業(yè)和尖端工業(yè)的使能技術和最基本的裝備。世界各國信息產業(yè)、生物產業(yè)、航空、航天等國防工業(yè)廣泛采用數(shù)控技術，以提高制造能力和水平，提高對市場的適應能力和競爭能力。工業(yè)發(fā)達國家還將數(shù)控技術及數(shù)控裝備列為國家的戰(zhàn)略物資，不僅大力發(fā)展自己的數(shù)控技術及其產業(yè)，而且在高精尖數(shù)控關鍵技術和裝備方面對我國實行封鎖和限制政策。因此大力發(fā)展以數(shù)控技術為核心的先進制造技術已成為世界各發(fā)達國家加速經濟發(fā)展、提高綜合國力和國家地位的重要途徑。目前高速加工中心進給速度最高可達80m/min，

4、空運行速度可達100m/min左右。目前世界上許多汽車廠，包括我國的上海通用汽車公司，已經采用以高速加工中心組成的生產線部分替代組合機床。美國cincinnati公司的hypermach機床進給速度最大達60m/min，快速為100m/min，加速度達2g，主軸轉速已達60000r/min。加工一薄壁飛機零件，只用30min，而同樣的零件在一般高速銑床加工需3小時，在普通銑床加工需8小時。由于機構各組件分工的專業(yè)化，在專業(yè)主軸廠的開發(fā)下，主軸高速化日益普及。過去只用于汽車工業(yè)高速化的機種（每分鐘1.5萬轉以上的機種），現(xiàn)在已成為必備的機械產品要件。 在加工精度方面，近10年來，普通級數(shù)控機床的

5、加工精度已由10m提高到5m，精密級加工中心則從35m，提高到11.5m，并且超精密加工精度已開始進入納米級(0.01m)。對機床高速及精密化要求的提高導致了對加工工件制造速度的要求提高。同時，由于產品競爭激烈，產品生命周期快速縮短，模具的快速加工已成為縮短產品開發(fā)時間必須具備的條件。對制造速度的要求致使加工模具的機床朝著高效能專業(yè)化機種發(fā)展。 數(shù)控機床已逐漸發(fā)展成為系統(tǒng)化產品?，F(xiàn)在可以用一臺電腦控制一條生產線的作業(yè)，不但可縮短產品的開發(fā)時間，還可以提高產品的加工精度和產品質量。如前所述，開放式數(shù)控系統(tǒng)有更好的通用性、柔性、適應性、擴展性。美國、歐共體和日本等國紛紛實施戰(zhàn)略發(fā)展計劃，并進行開放

6、式體系結構數(shù)控系統(tǒng)規(guī)范(omac、osaca、osec)的研究和制定，世界3個最大的經濟體在短期內進行了幾乎相同的科學計劃和技術規(guī)范的制定，預示了數(shù)控技術的一個新的變革時期的來臨。我國在2000年也開始進行中國的onc數(shù)控系統(tǒng)的規(guī)范框架的研究和制定。我國裝備制造業(yè)所存在的許多問題中，最基本的是技術開發(fā)力量不強和制造水平低這兩個問題。過去我國為了發(fā)展裝備工業(yè)，縮小與國際先進水平的差距，主要通過技術引進和對企業(yè)進行技術改造等手段，取得一定的成效。至今技術引進仍是我國裝備制造業(yè)解決技術來源的主要手段?！?。本次畢業(yè)設計ck6163型數(shù)控車床，機床的研制、開發(fā)、生產直至出廠都由我們自己完成。根據大學所學

7、的課程和理論，結合現(xiàn)有的參數(shù)，查閱圖書館的資料，畢業(yè)設計指導老師的幫助，完成ck6163數(shù)控車床主軸箱的設計。 設計者的水平有限，設計中難免有錯誤和不足之處，希望老師批評指正。1 機床主傳動系設計1.1 主要技術參數(shù)工件最大回轉直徑 630mm工件最大長度 1500mm主軸孔徑 80mm主軸前端孔錐度 公制100號主軸轉速范圍（16級） 321000轉/分 刀架縱進給和螺紋的螺距范圍 0.0120.47毫米 刀架橫向進給量范圍（在直徑上）0.0120.47毫米 刀架縱向與橫向進給的脈沖當量 0.01毫米 刀架快速移動速度： 縱向 3.6米/分橫向 1.8米/分 尾座頂尖套筒直徑 100毫米 尾

8、座頂尖套液壓最大行程 80毫米 尾座頂尖手動最大形成 250毫米 尾座頂尖套端孔錐度 莫氏5號 數(shù)控裝置座標數(shù) 2 插補運算原理 逐點比較 數(shù)據輸入方式 增量值和絕對值單用或混合使用 紙帶標準 eia標準 紙帶代碼 iso 單程序段最大指令值： 直線 10485.75毫米 圓弧 5242.87毫米 脈沖當量： z軸（縱向） 0.01毫米/脈沖 x軸（橫向，在直徑上） 0.01毫米/脈沖1.2 主傳動系統(tǒng)設計滿足的基本要求機床主傳動系因機床的類型、性能、規(guī)格尺寸等因素的不同，應滿足的要求也不一樣。設計機床主傳動系是最基本的原則就是以最經濟、合理的方式滿足既定的要求。在設計時應結合具體機床進行具體

9、分析。一般應滿足下述基本要求：1.滿足機床使用性能的要求。首先應滿足機床的運動特性，如機床的主軸有足夠的轉速范圍和轉速級數(shù)（對與主傳動為直線運動的機床，則有足夠的每分鐘雙行程數(shù)范圍及變速級數(shù)）。傳動設計合理，操縱方便、靈活、迅速、安全可靠等。2.滿足機床傳遞動力要求。主電動機和傳動機構能提供和傳遞足夠的功率和轉矩，具有較高的傳動效率。3.滿足機床工作性能的要求。主傳動中所有零件要有足夠的剛度、精度、和抗震性、熱變形特性穩(wěn)定。4.滿足產品設計經濟性的要求。傳動鏈盡可能簡短，零件數(shù)目要少，以便于接生材料，降低成本。5.調整維修方便，結構簡單、合理，便于加工和裝配。防護性能好，使用壽命長。1.3 主

10、傳動系傳動方式的選擇主傳動系一般由動力源、變速裝置及執(zhí)行件，以及開停、換向和制動機構等部件組成。動力源給執(zhí)行件提供動力，并使用其得到一定的運動速度和方向；變速裝置傳動動力以及變換運動速度；執(zhí)行件執(zhí)行機床所需的運動，完成旋轉或直線運動。1.3.1 主傳動系選擇按驅動主傳動的電動機類型可分為交流電動機驅動和直流電動機驅動。本次設計采用交流電動機驅動.變速的連續(xù)性可以分為分級變速傳動和無級變速傳動,本次設計采用無級變速傳動.1.3.2 傳動方式的選擇本次設計采用分離傳動方式：主傳動系中的大部分的傳動和變速機構裝在遠離主軸的單獨變速箱中，然后通過帶傳動將運動傳到主軸箱。1.4 運動設計1.4.1 已知

11、條件 已知主軸最低轉速nmin為32r/min,最高轉速nmax為1000r/min，轉速調整范圍為 rn=nmax/nmin=31.25 取rn=32確定公比 選定主軸轉速數(shù)列的公比為1.25求出主軸轉速級數(shù)z z=lgrn/lg+1= lg32/lg1.25+1=16.53 取z=16 21.4.2 結構分析式確定結構式： 16=2222 16=224 16=242根據擬定轉速圖的原則篩選結構式1.極限傳動比、極限變速范圍原則；2.確定傳動順序及傳動副數(shù)的原則“前多后少”的原則；3.確定傳動順序與擴大順序相一致的原則“前密后疏” 的原則 4.確定最小傳動比的原則“前慢后快”（降速），“前快

12、后慢”（升速）的原則。經整理得：16=212224281.4.3 擬定轉速圖（1）選定電動機一般金屬切削機床的驅動，如無特殊性能要求，多采用y系列封閉自扇冷式鼠籠型三相異步電動機。y系列電動機高效、節(jié)能、起動轉矩大、噪聲低、振動小、運行安全可靠。根據機床所需功率選擇y160m-4，其同步轉速為1460r/min。（2）分配總降速傳動比總降速傳動比為uii=nmin/nd=32/14600.0213,nmin為主軸最低轉速，考慮是否需要增加定比傳動副，以使轉速數(shù)列符合標準或有利于減少齒輪和及徑向與軸向尺寸，并分擔總降速傳動比。然后，將總降速傳動比按“先緩后急”的遞減原則分配給串聯(lián)的各變速組中的最

13、小傳動比。（3）確定各級轉速并繪制轉速圖由 z = 16 確定各級轉速：1000、800、630、500、400、315、250、200、160、135、100、80、63、40、32r/min。本設計有四種傳動機構，四段無級變速： （1）iv v vi vii viii （2）iv v vii viii（3）iv vi vii viii （下?lián)懿孀螅?）iv vi vii viii （下?lián)懿嬗遥?先來確定iv軸的轉速nmax=1450130/18640/3236/36190/304=791 取nmax=800nmin=145032/4032/40190/304=405 取 nmin=400

14、根據轉速圖跟結構式，可確定iv軸的轉速為400、500、630、800r/min 確定軸v的轉速因為iv軸跟v軸是1：1傳遞，所以v軸的轉速等同iv軸轉速。400、500、630、800r/min。確定軸vi的轉速由軸iv傳遞到軸vi可以得到四級轉速：400、500、630、800r/min由軸v傳遞到軸vi可以得到四級轉速：40024/60=16050024/60=200 63024/60=252 取n=250 80024/60=320取n=315所以vi軸的轉速確定為160、200、250、315、400、500、630、800r/min確定軸vii的轉速由軸iv經軸v直接傳遞到軸vii可

15、以得到四級轉速：400、500、630、800r/min由軸iv經軸vi傳遞到軸vii可以得到八級轉速：80024/60=160 63024/60=125 50024/60=100 40024/60=80 （80060/24=2000 3060/24=1575 n=1600 50060/24=1250 40060/24=1000）由軸iv經軸v傳遞到軸vi再傳遞到軸vii可以得到四級轉速：31524/60=160 25024/60=100 20024/60=80 16024/60=63確定vii軸的轉速為：2000、1600、1250、1000、800、630、500、400、315、250、

16、200、160、135、100、80、63r/min1.4.4 確定轉速圖圖1.1 轉速圖1.4.5 確定各變速組傳動副齒數(shù)軸iv-v: 時：64、66、68、70、72、74、76、84時：64、66、68、70、72、74、76、84可取84,于是可得軸iv齒數(shù)為：42于是 可得軸v上的齒輪齒數(shù)為：42軸v-vi: ， 時：69、72、73、76、77、80、81、84、87可取 84，于是可得軸v上齒輪的齒數(shù)為：24于是 ，得軸vi上齒輪的齒數(shù)為：60軸vi-軸vii:時： 72、75、78、81、84、87、89、90可取 84.得軸vi齒輪齒數(shù)為24；由得vii軸齒輪齒數(shù)為60軸vi

17、i-軸viii：時：72、75、78、81、84、87、89、90可取 90.得軸vii齒輪齒數(shù)為30；由得viii軸齒輪齒數(shù)為60根據軸數(shù)，齒輪副，電動機等已知條件可有如下系統(tǒng)圖： 圖1.2 傳動系統(tǒng)圖2 齒輪傳動設計2.1 漸開線直齒輪設計2.1.1 選擇齒輪材料及精度等級:因為是1:1傳遞,所以兩齒輪材料選擇一致:齒輪選用合金鋼調質，硬度為220250hbs；選8級精度，要求齒面粗糙度ra3.26.32.1.2 模數(shù)的確定：在iv軸上42齒數(shù)的齒輪最容易受損，所以應以42齒數(shù)齒輪位代表進行模數(shù)計算，因為 m1.262.1 5查機械設計基礎表10.11“載荷系數(shù) k”得：k=1.2因為 =

18、9.552.2 5 式子中p為主動軸的傳輸功率n為從動軸的的轉數(shù)iv軸的計算轉速為：=400r/min則有 =9.552.3 5 =9.550.3n查機械設計基礎表11.19得=1查機械設計基礎表10.13“標準外齒輪的齒形系數(shù)”得：當z=42時 所對應的外齒輪齒形系數(shù)=2.41查機械設計基礎表10.14“標準外齒輪的應力修正系數(shù)”得：當z=42時 所對應的外齒輪的應力修正系數(shù)=1.67查機械設計基礎圖11.24得：=210 mpa查圖11.25得: yn=1 查表11.9得sf=1.3 因為=yn/sf所以=1=161經整理得：m1.26 m4.27 取m=4.于是軸iv齒輪的直徑為 因為是

19、漸開線標準直齒輪,所以v軸齒輪的模數(shù)也為m=4. 2.1.3 校核齒輪按齒根彎曲疲勞強度校核:如果 yf ys，則校核合格。確定有關系數(shù)與參數(shù)：齒形系數(shù)yf查表11.12得 yf=2.41應力修正系數(shù)ys查表11.13得 ys=1.67許用彎曲應力由圖11.24查得 =210 mpa由表11.9查得 sf=1.3由圖11.25查得 yn=1由式 yf ys可得=1=161 mpa故 yf ys=2.411.67 =28 mpa齒根彎曲強度校核合格.驗算齒輪的圓周速度5m/s查表11.21可知,選8級精度是合適的.2.2 斜齒輪設計2.2.1 選擇齒輪材料及精度等級:按表11.8選擇齒輪的材料為

20、小齒輪選用45鋼調質，硬度為220250hbs；大齒輪選用45鋼正火，硬度為170210hbs；選8級精度，要求齒面粗糙度ra3.26.32.2.2 確定設計準則由于為閉式齒輪傳動,且兩齒輪均為齒面硬度hbs小于等于350的軟齒面,齒面點蝕是最主要的失效形式.應選按齒面接觸疲勞強度進行設計計算,確定齒輪的主要參數(shù)和尺寸,然后再按彎曲疲勞強度校核齒根的彎曲強度2.2.3 按齒面接觸疲勞強度設計確定有關參數(shù)與系數(shù):轉矩=9.55 2.3=9.551.9n載荷系數(shù) 查機械設計基礎表10.11“載荷系數(shù) k”得：k=1.1齒數(shù)z1,螺旋角和齒寬系數(shù)小齒輪齒數(shù)取為30，大齒輪齒數(shù)是60 初選螺旋角=15

21、彈性系數(shù)ze由表11.11查得ze=189.8許用接觸應力查機械設計基礎由圖11.23查得=560mpa =530mpa由表11.9查得 sh=1n1=60njlh=60631105240=7.86107n2= n1/i=3.93107查圖11.26得zn1=zn2=1由=zn/sh可得1=zn1/sh=560mpa 2=zn2/sh=562mpa故153mmmn= = mm=4.92mm由表11. 3取標準模數(shù)為m=4.5確定中心距a螺旋角a= = mm=209.64mm取中心距a=210mm主要尺寸計算= = =139.762mm= = =278.52mmb=1139=139mm取=140

22、mm, =135mm按齒根彎曲疲勞強度校核確定有關參數(shù)與系數(shù)：(1)當量齒數(shù) = = =33.28=2=66.76(2)齒形系數(shù)yf查表11.12得yf1=2.54 yf2=2.30(3)應力修正系數(shù)ys查表11.13得ys1=1.63 ys2=1.73(4)許用彎曲應力由圖11.24查得=210mpa =190mpa由表11.9查得sf=1.3由圖11.25查得yn1= yn2=1由式=yn/sf可得1=yn/sf=162mpa2=yn/sf=146mpa故 yfys=116mpa1= =111mpa2齒根彎曲強度校核合格.驗算齒輪的圓周速度 10m/s由表11.21可知,選8級精度是合適的

23、.3 主軸傳動設計3.1 確定主軸最小直徑3.1.1 選擇軸的材料,確定許用應力由已知條件可知此主軸箱傳遞的功率屬中小功率,對材料無特殊的要求,故選45號鋼并經調質處理,由機械設計基礎一書中表16.1查得強度極限=637mpa,再由表16.3得許用彎曲應力=60mpa.3.1.2 按扭轉強度估算軸徑由式c=118=87考慮到主軸的最小直徑處要安裝聯(lián)軸器,會有鍵槽存在.故需要將估算直徑加大.設計手冊取標準直徑=110mm.3.2主軸最佳跨距的確定630mm車床，p=13kw.求軸承剛度考慮機械效率主軸最大輸出轉距床身上最大加工直徑約為最大回轉直徑的60%,取50%即315,切削力 背向力 故總的

24、作用力 次力作用于頂在頂尖間的工件上主軸尾架各承受一半,故主軸軸端受力為 先假設 前后支撐分別為根據 。3.3主軸剛度的校核前支承為雙列圓柱滾子軸承，后支承為雙列圓柱滾子軸承當量外徑主軸剛度：由于故根據式（10-8）對于機床的剛度要求，取阻尼比當v=50m/min,s=0.1mm/r時,取 計算 可以看出，該機床主軸是合格的.4 帶傳動設計電動機轉速n=1450r/min,傳遞功率p=13kw,傳動比i=1.6，1確定計算功率 取1.1，則2選取v帶型 根據小帶輪的轉速和計算功率，選b型帶。3確定帶輪直徑和驗算帶速 查表小帶輪基準直徑, 驗算帶速成 其中 -小帶輪轉速，r/min； -小帶輪直

25、徑，mm； ,合適4確定帶傳動的中心距和帶的基準長度 設中心距為,則 055（）a2（） 于是 357.2a988,初取中心距為400mm。 帶長 查表取相近的基準長度，。 帶傳動實際中心距5驗算小帶輪的包角 一般小帶輪的包角不應小于。 。合適。6確定帶的根數(shù) 其中： -時傳遞功率的增量； -按小輪包角，查得的包角系數(shù)； -長度系數(shù)； 為避免v型帶工作時各根帶受力嚴重不均勻，限制根數(shù)不大于10。 7計算帶的張緊力 其中： -帶的傳動功率,kw； v-帶速,m/s； q-每米帶的質量，kg/m；取q=0.17kg/m。 v = 1440r/min = 9.42m/s。 8計算作用在軸上的壓軸力

26、5.滾珠螺母絲杠5.1、 滾珠絲杠副的種類與結構 滾珠絲杠螺母副：是回轉運動與直線運動相互轉換的傳動裝置，在數(shù)控機床進給系統(tǒng)中一般采用滾珠絲杠副來改善摩擦特性。工作原理是：當絲杠相對于螺母旋轉時，兩者發(fā)生軸向位移，而滾珠則可沿5.1.1內循環(huán)式內循環(huán)方式的滾珠在循環(huán)過程中始終與絲杠表面保持接觸。如圖3。在螺母的側面孔內，裝有接通相鄰滾道的反向器，利用反向器引導滾珠越過絲杠的螺紋頂部進入相鄰滾道，形成一個循環(huán)回路。一般在同一螺母上裝有24個反向器，并沿螺母圓周均勻分布。 優(yōu)缺點：滾珠循環(huán)的回路短、流暢性好、效率高、螺母的徑向尺寸也較小，但制造精度要求高。圖3 內循環(huán)示意圖 1凸鍵 2、3反向鍵5

27、.1.2外循環(huán)式 外循環(huán)方式的滾珠在循環(huán)反向時，離開絲杠螺紋滾道，在螺母體內或體外做循環(huán)運動。如圖4，（a）為螺旋槽式外循環(huán)（b）為插管式外循環(huán)。優(yōu)缺點：結構簡單、制造容易、但徑向尺寸大，且彎管兩端耐磨性和抗沖擊性差。圖4 外循環(huán)示意圖（a）螺旋槽式：1套筒；2螺母；3滾珠；4擋珠器；5絲杠（b）插管式：1彎管；2壓板；3絲杠；4滾珠；5滾道5.2、滾珠絲杠副的結構參數(shù) 滾珠絲杠副的主要參數(shù)有：公稱直徑d、導程l和接觸角。 1）公稱直徑d：是指滾珠與螺紋滾道在理論接觸角狀態(tài)時包絡滾珠球心的圓柱直徑。它與承載能力直接有關，常用范圍為3080 mm，一般大于絲杠長度的1/35/30。 2）導程l：

28、導程的大小要根據機床加工精度的要求確定，精度高時，導程小一些；精度低時，導程大些。但導程取小后，滾珠直徑將取小，使?jié)L珠絲杠副的承載能力下降；若滾珠直徑不變，導程取小后，螺旋升角也小，傳動效率將下降。因此，一般地，導程數(shù)值的確定原則是：在滿足加工精度的條件下盡可能取得大一些。5.3、滾珠絲杠副的結構特點 1）摩擦因素小，傳動效率高。滾珠絲杠副的傳動效率可達0.920.96，比常規(guī)的絲杠螺母副提高34倍。因此，功率消耗只相當于常規(guī)絲杠的1/41/3。2）可預緊消隙。給予適當預緊，可消除絲杠和螺母的間隙，反向運動時無死區(qū)，定位精度高，剛度好。3）運動平穩(wěn)，低速時不易出現(xiàn)爬行現(xiàn)象，傳動精度高。4）運動

29、具有可逆性?？梢詮男D運動轉換為直線運動，也可以從直線運動轉換為旋轉運動，即絲杠和螺母均可以作為主動件。5）磨損小，使用壽命長。6）所需傳動轉矩小。7）制造工藝復雜。滾珠絲杠和螺母等元件的加工精度要求高，表面粗糙度要求也高，故制造成本高。8）不能自鎖。特別是對于垂直絲杠，由于處于重慣性力的作用，常需添加輔助制動裝置。5.4、滾珠絲杠副的安裝支撐方式 為提高傳動剛度，滾珠絲杠合理的支撐結構及正確的安裝很重要一般采用高剛度的止推軸承支撐結構，以提高滾珠絲杠的軸向承載能力。 圖5 （a）一端裝止推軸承（固定-自由式）。其承載能力小，軸向剛度低，僅適用于短絲杠，如用于數(shù)控機床的調整環(huán)節(jié)或升降臺式數(shù)控機

30、床的垂直坐標中。 （b）一端裝止推軸承，另一端裝深溝球軸承（固定-支承式）。當滾珠絲杠較長時，一端裝止推軸承固定，另一端由深溝球軸承支承。為了減小絲杠熱變的影響，止推軸承的安裝位置應遠離熱源（如液壓馬達）。 （c）兩端裝止推軸承。將止推軸承裝在滾珠絲杠的兩端，并施加預緊拉力，有助于提高傳動剛度。但這種安裝方式對熱伸長較為敏感。 （d）兩端裝雙重止推軸承及深溝球軸承（固定-固定式）。為了提高剛度，絲杠兩端采用雙重支承，如止推軸承和深溝球軸承，并施加預緊拉力。這種結構形式，可使絲杠的熱變形能轉化為止推軸承的預緊力。結 論 此次畢業(yè)設計是我們從大學畢業(yè)生走向未來工程師重要的一步。從最初的選題，開題到計算、繪圖直到完成設計。其間，查找資料，老師指導，與同學交流，反復修改圖紙，每一個過程都是對自己能力的一次檢驗和充實。通過