單級減速器的設計吳天生

1、單級齒輪減速箱設計11機電 吳天生 設計說明書第一部分 機械設計課程設計任務書來源（原始資料）第二部分 傳動方案的擬定及說明第三部分 電動機的選擇第四部分 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)第五部分 三角帶傳動設計第六部分 齒輪的設計計算第七部分 軸的設計計算第八部分 滾動軸承的選擇及計算第九部分 減速器附件的選擇第十部分 箱體結(jié)構(gòu)的設計第十一部分 潤滑與密封第十二部分 設計與小結(jié)第十三部分 參考資料目錄第一部分 機械設計課程設計任務書來源（原始資料）（指導老師：李明圣，手機：）1、題目：單級齒輪減速箱設計2、工作情況： 一般條件，通風良好，連續(xù)工作，中等沖擊，雙向旋轉(zhuǎn)，一天1班，壽命8年， 減速器

2、輸出扭矩600N.m，輸出轉(zhuǎn)速不大于500r/min；（學號尾號為單號學生）一般條件，通風良好，連續(xù)工作，均勻，雙向旋轉(zhuǎn)，一天2班，工作時間10年，每年按300天計，減速器輸出扭矩600N.m，輸出轉(zhuǎn)速不大于500r/min。（學號尾號為雙號學生）3、要求：、減速器總裝配圖一張 （2號圖紙）、 齒輪、軸零件圖各一張 （3號圖紙）、設計說明書一份 （不少于5000字）說明書內(nèi)容： 設計任務來源 （原始資料） 傳動方案的擬定及說明 （至少三種方案） 電動機的選擇 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 齒輪的設計計算 軸的設計計算 滾動軸承的選擇及計算 減速器附件的選擇 潤滑與密封 設計小結(jié) 參考資料目錄4

3、、考核：小組內(nèi)成員的內(nèi)容不能一樣；答辯第二部分 傳動方案的擬定及說明1、工作情況選擇一般條件，通風良好，連續(xù)工作，均勻，雙向旋轉(zhuǎn)，一天2班，工作時間10年，每年按300天計，減速器輸出扭矩600N.m，輸出轉(zhuǎn)速不大于500r/min。2、多種傳動類型優(yōu)缺點對比（1）帶傳動特點：傳動平穩(wěn)、能緩沖減振，但承載能力較小，即傳遞相同的轉(zhuǎn)矩時結(jié)構(gòu)尺寸較其它傳動形式大些。此外，帶傳動宜布置在高速級。（2）鏈傳動的特點是運轉(zhuǎn)不均勻、有沖擊，不適于高速傳動，應布置在低速級。（3）蝸桿傳動的特點是可以實現(xiàn)較大的傳動比、尺寸緊湊、傳動平穩(wěn)，但效率較低，適用于中、小功率且間歇運轉(zhuǎn)的場合。對于傳遞動力且連續(xù)工作的場合

4、，應選擇多級齒輪傳動來實現(xiàn)大傳動比。（4）圓錐齒輪加工較困難，大直徑、大模數(shù)的圓錐齒輪加工更為困難，所以只有在需改變軸的布置方向時才采用。此外，圓錐齒輪傳動盡量放在高速級，并限制傳動比，以減小圓錐齒輪的直徑和模數(shù)。（5）斜齒輪傳動的平穩(wěn)性較直齒輪傳動好，承載能力大，常用在要求結(jié)構(gòu)尺寸小或要求傳動平穩(wěn)的場合。（6）開始齒輪傳動的工作環(huán)境較差、潤滑條件不好、磨損較嚴重、壽命較短，應布置在低速級或用于不重要的場合。傳動類型優(yōu)點缺點一級蝸桿傳動傳動比大、結(jié)構(gòu)緊湊、傳動平穩(wěn)、噪音低。具有自鎖性（單向旋轉(zhuǎn)）、效率低、成本高。一級直齒圓柱齒輪傳動承載能力和速度范圍大、傳動比恒定、效率高。噪音大、成本高、一級

5、斜齒圓柱齒輪傳動承載能力和速度范圍大、傳動比恒定、效率高、嚙合重合度大、傳動平穩(wěn)。成本高、有軸向力產(chǎn)生。普通V帶傳動傳動平穩(wěn)、噪音小、能緩沖吸振、成本低。軸間距大、外輪廓大（不能作減速器）、傳動比不恒定、壽命短。表21常見的機械傳動的主要性能選用指標傳動機構(gòu)平帶傳動V帶傳動圓柱摩擦輪傳動鏈傳動齒輪傳動蝸桿傳動功率/kw(常用值)小（20）中（100）?。?0）中（100）大（50 000）?。?0）單級常用值24242425圓柱35圓錐231040傳動比最大值57568580傳動效率0.900.970.960.88！0.900.930.970.880.980.400.95許用的線速度（m/s）

6、25253015254020501535外廓尺寸大大大大小小傳動精度低低低中等高高工作平穩(wěn)性好好好較差一般好自鎖能力無無無無無可有過載保護作用有有有無無無使用壽命短短短中等長中等緩沖吸振能力好好好中等差差要求制造及安裝精度低低好中等高高要求潤滑條件不需不需一般不需中等高高環(huán)境適應性 不能接觸酸、堿、油類、爆炸性氣體一般好一般一般3傳動方案分析及擬定（1）運輸帶的工作拉力F=3.2KN（2）運輸帶的工作速度v=2m/s（3）卷筒直徑D=400mm（4）使用壽命10年（5）工作情況：通風良好，連續(xù)工作，均勻，雙向旋轉(zhuǎn)，一天2班（6）制造條件及生產(chǎn)批量：一般機械廠制造，小批量（7）工作環(huán)境：通風良好

7、（8）邊界連接條件：原動機采用一般工業(yè)電動機；傳動裝置與工作機分別在不同底座上，用彈性聯(lián)軸器連接（9）外形擬定： 第三部分 電動機的選擇1、按工作要求和工作條件選用Y系列（IP44）小型三相籠型異步電動機，該型電動機為一般用途籠型封閉自扇冷式結(jié)構(gòu)，具有防止灰塵或其他雜物入侵的特點，B級絕緣，可采用全壓或降壓起動。該型電動機的工作條件為：環(huán)境溫度 -15+40,相對濕度不超過90%，海拔高度不超過1000m，電源額定電壓360V，頻率50Hz。2、確定電動機的功率：（1）傳動裝置的總效率：總=2軸承齒輪聯(lián)軸器2滾筒=0.990.970.990.95=0.90( 2 )電機所需的工作功率：Pd=F

8、V/1000總 =32002/(10000.90) =7.11KW3、確定電動機轉(zhuǎn)速：滾筒軸的工作轉(zhuǎn)速：Nw=601000V/（D）=6010002/（400）=95.5r/min單級圓柱齒輪傳動比范圍ic7.1，故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為nd=iNw7.195.5=678.05r/min。由指導書機械設計課程設計手冊表12-1查出適合電動機型號：（如下表）電動機型號額定功率kw電動機轉(zhuǎn)速(r/min)電動機質(zhì)量kg同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速Y 160L-87.5750720145由選定電機的滿載轉(zhuǎn)速nm，傳動比i=nm/Nw=720/95.5=7n小齒=nm=720 (r/min) n大齒=n小齒/i=

9、720/7=102.9(r/min)第四部分 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)將傳動裝置各軸由高速和低速依次定為軸，軸i.為相鄰兩軸間的傳動比1，2，.為各傳動構(gòu)件的傳動效率P，P，.為各軸的輸入功率，（KW）T，T，.為各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 （Nm）n,n,.為各軸的輸入轉(zhuǎn)速（r/min）可按電動機軸至工作運動傳遞路線推算，得到各軸的運動和動力參數(shù)1、運動參數(shù)及動力參數(shù)的計算（1）計算各軸的轉(zhuǎn)數(shù)：軸：n=nm=720（r/min）軸：n= nm/ i =720/7=102.9r/min（2）計算各軸的功率：軸： P=Pd1=7.110.97=6.90（KW）軸： P= P23=6.900.990.97

10、 =6.63（KW）（3）計算各軸的輸入轉(zhuǎn)矩：電動機軸輸出轉(zhuǎn)矩為：Td=9550Pd/nm=95507.11/720=94.31Nmm軸： T= Td1=94.310.97=91.48 Nmm 軸： T= Ti23=91.4870.990.97=614.94Nmm（4）計算各軸的輸出功率：由于軸的輸出功率分別為輸入功率乘以軸承效率：故：P=P軸承=6.900.99=6.83KWP= P軸承=6.630.99=6.56 KW計算各軸的輸出轉(zhuǎn)矩：由于軸的輸出功率分別為輸入功率乘以軸承效率：則：T= T軸承=91.480.99=90.57NmmT= T軸承=614.940.99=608.79 Nmm

11、綜合以上數(shù)據(jù)，得表如下：軸名功率P （KW）轉(zhuǎn)矩T （Nmm）轉(zhuǎn)速nr/min傳動比 i效率輸入輸出輸入輸出電動機軸7.1194.3172070.97軸6.906.8391.4890.577200.99軸6.636.56614.94608.79102.900.97第五部分 三角帶傳動設計1確定計算功率查表得KA=1.4，則PC=KAP=1.48=11.2KW2確定V帶型號按照任務書得要求，選擇普通V帶。根據(jù)PC=11.2KW及n1=720r/min，查圖確定選用B型普通V帶。3確定帶輪直徑（1）確定小帶輪基準直徑根據(jù)圖推薦，小帶輪選用直徑范圍為112140mm，選擇dd1=140mm。（2）驗

12、算帶速v =5.28m/s5m/sv25m/s,帶速合適。（3）計算大帶輪直徑dd2= i dd1（1-）=7140（1-0.02）=960.4mm根據(jù)GB/T 13575.1-9規(guī)定，選取dd2=1000mm4確定帶長及中心距（1）初取中心距a0得798a02280， 根據(jù)總體布局，取ao=1500mm(2) 確定帶長Ld：根據(jù)幾何關系計算帶長得=4913.97mm根據(jù)標準手冊，取Ld =5000mm。 (3)計算實際中心距=1543.5mm5.驗算包角=148.07120，包角合適。6.確定V帶根數(shù)ZZ 根據(jù)dd1=140mm及n1=720r/min，查表得P0=3.13KW,P0=0.2

13、2KW中心距a=1543.5mm包角=148.07包角合適（查表得）K=0.89KL=1.18則Z=2.27，取Z=37.確定粗拉力F0F0=500查表得q = 0.17/m,則F0=500=461.55N8.計算帶輪軸所受壓力QQ=2ZF0sin=23461.55sin=2713.62N第六部分 齒輪的設計計算1選定齒輪傳動類型、材料、熱處理方式、精度等級。齒輪采用軟齒面。查課本表11-1，小齒輪的材料為45號鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為286HBS，大齒輪選用45號鋼正火，齒面硬度為217HBS。查課本表11-2，齒輪精度初選7級。2初選主要參數(shù)小輪齒數(shù) Z1=20 ，i=7大輪齒數(shù) Z2=Z1i=

14、207=140由課本表11-6取齒寬系數(shù)d=13轉(zhuǎn)矩T1=T2=600N.mm4查課本表11-3，取載荷系數(shù)k=1.25查課本表11-4材料的彈性影響系數(shù) 6許用接觸應力HH= HlimZN/SH 由課本表11-1查得：Hlim1=620Mpa Hlim2=400Mpa接觸疲勞壽命系數(shù)Zn：按每周五個工作日，每天24h計算，由公式N=60njLh計算應力循環(huán)次數(shù)N1=60720812524=4.98x108N2=N1/i=4.98x108/7=7.11x107查課本圖11-8和圖11-9，得接觸疲勞壽命系數(shù)ZN1=0.93 ZN2=1.1由表11-5按一般可靠度要求選取安全系數(shù)SH=1.0H1

15、=Hlim1ZN1/SH=6200.93/1=576.6MpaH2=Hlim2ZN2/SH=4001.1/1=440Mpa選用較小值按面接觸疲勞強度設計 7.07模數(shù)：md1/Z1=7.07/20=0.35mm取課本P57表4-1標準模數(shù)第一數(shù)列上的值，m=3(7)校核齒根彎曲疲勞強度小輪分度圓直徑d1=mZ1=320=60mm齒輪嚙合寬度b=dd1 =160=60mm查課本圖11-8齒輪系數(shù) YF1=2.81 YF2=2.13查課本圖11-9應力修正系數(shù)YS1=1.56 YS2=1.83 許用應力 由課本表11-1查得 Flim1=220MPa Flim2=200Mpa查課本表11-5 ，取

16、SF=1.3取 YN1=YN2=1則F1= YN1Flim1/SF=1220/1.0=220MpaF2= YN2Flim2/SF=1200/1.0=200MpaF1=2KT1YF1YS/bm2z1=21.3.612.811.56/(603220)=114.50MpaF1F2=F1 YF2YS2/ YF1YS1=114.502.131.83/(2.811.56)=101.81MpaF2 故滿足齒根彎曲疲勞強度要求(8) 幾何尺寸計算d1=mZ1=320=60 mmd2=mZ2=3140=420 mma=m （Z1+Z2）/2=3（20+140）/2=240mmb=60mm b2=60mm 取b1

17、=70mm(9)計算齒輪的圓周速度V計算圓周速度V=n1d1/（601000）=3.1472060/（601000）=2.26m/s因為V10m/s，故取7級精度合適第七部分 軸的設計計算 主動軸的設計1、 初步確定軸的最小直徑查課本表14-2可得，45鋼取C=118，則d118(5.44/120) 1/3mm=42.1mm 考慮鍵槽的影響以及聯(lián)軸器孔徑系列標準，取d=45mm2、主動軸形狀的確定（1)初步選擇滾動軸承。查機械設計基礎課程設計手冊表6-7選用圓錐滾子軸承30209 其尺寸為（2） 軸肩高度。試?。?） 查指導書表8-5，初步選用彈性套柱銷聯(lián)軸器，型號LT2聯(lián)軸器 ，J型軸孔，L

18、=42。2、 主動軸的形狀如下：確定軸各段直徑和長度（1）從聯(lián)軸器起第一段，由于聯(lián)軸器與軸鍵聯(lián)結(jié)，因此軸加粗5%。取d1=25mm，根據(jù)計算轉(zhuǎn)矩TC=KAT=1.375.14=97.68Nmm，（2）右起第二段直徑取d2=30mm，根據(jù)軸承端蓋的裝拆以及對軸承添加潤滑脂的要求和箱體的厚度，取端蓋的外端面與聯(lián)軸器的左端面間的距離為18mm，則取第二段的長度L2=71mm 右起第三段，取d3=40mm，長度取L3= 7mm 右起第四段，該段為齒輪軸段，由于齒輪的齒頂圓直徑為66mm，分度圓直徑為60mm，齒輪的寬度為65mm，則，此段的直徑為d4=66mm，長度為L4=65mm右起第五段，取d3=

19、40mm，長度取L3= 7mm 右起第六段，該段為滾動軸承安裝出處，取軸徑為d7=30mm，長度L6=33mm5、求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，應從手冊中查取值。對于圓錐滾子軸承30209，。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。上圖中，a為軸的受力圖，c為水平面內(nèi)的彎矩圖，e垂直面內(nèi)的彎矩圖，f為合成彎矩圖，g轉(zhuǎn)矩圖。從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C(即齒輪寬度中間截面)是軸的危險截面。6、按彎矩復合強度計算（1）分度圓直徑：d1=400mm（2）轉(zhuǎn)矩：已知T11=614.94 Nmm（3）齒輪所受力圓周力：Ft=2T11/d=2614

20、.94/400N=307.47N 徑向力：Fr=Fttan200=307.47tan200=112.31N7、軸長支反力：根據(jù)軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學模型。水平面的支反力：FHA=FHB=Ft/2 =153.74N垂直面的支反力：由于選用深溝球軸承則Fa=0那么FVA=FVB=Fr/2=56.16N8、剖面C處的彎矩： 水平面的彎矩：MHC= FHA0.115/2= 8.840N.mm 垂直面的彎矩：MVC= FVA0.115/2=3.23N.mm合成彎矩：9、當量彎矩： 因加速器雙向運轉(zhuǎn)，故認為轉(zhuǎn)矩為對稱循環(huán)轉(zhuǎn)矩，取修正系數(shù)。10、判斷危險截面并驗算強度（1

21、）右起第四段剖面C處當量彎矩最大，而其直徑與相鄰段相差不大，所以剖面C為危險截面。有:-1b=58Mpa 則：e= Me/W= Me/(0.1d33)=2701000/(0.1553)=16.2 Mpa-1（2）右起第一段雖僅受轉(zhuǎn)矩但其直徑較小，故該面也為危險截面：e= MD/W= MD/(0.1d13)=259.81000/(0.1453)=28.5 -1所以確定的尺寸是安全的 。從動軸的設計1、按扭轉(zhuǎn)強度估算軸的最小直徑單級齒輪減速器的低速軸為轉(zhuǎn)軸，輸出端與聯(lián)軸器相接，從結(jié)構(gòu)要求考慮，輸出端軸徑應最小，最小直徑為: dC （P/n）1/33、 從動軸的形狀跟主動軸一樣3、確定軸上零件的位置

22、與固定方式 單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，軸承對稱布置 在齒輪兩邊。軸外伸端安裝聯(lián)軸器，齒輪靠軸肩和套筒實現(xiàn)，軸向定位和固定，靠平鍵和過盈配合實現(xiàn)周向固定，兩端軸承靠套筒實現(xiàn)軸向定位，靠過盈配合實現(xiàn)周向固定 ，軸通過兩端軸承蓋實現(xiàn)軸向定位，聯(lián)軸器靠軸肩平鍵和過盈配合分別實現(xiàn)軸向定位和周向定位 4、確定各段軸的直徑（1） 將估算軸d=45mm作為外伸端直徑d1與聯(lián)軸器相配，齒輪和左端軸承從左側(cè)裝入，考慮聯(lián)軸器用軸肩實現(xiàn)軸向定位，同時為很順利地在軸段二上安裝軸承，軸段二必須滿足軸承內(nèi)徑的標準，故取第二段直徑為d2=50mm，為便于齒輪裝拆與齒輪配合處軸徑d3應大于d2，取d3=55mm，

23、用相同的方法確定軸段四、五直徑 d4=65mm、d5=60mm（2） 選擇軸承型號.由課本表16-2初選深溝球軸承,代號為6210,查指導書表6-1可得:軸承寬度B=20,安裝尺寸D=57,故軸段直徑d6=57mm.(3） 確定軸各段直徑和長度1 段： d1=45mm 長度取L1=82mm3 段： d3=55mm L3=L輪轂-2=60-2=58mm4 段： d4=65mm L4=7mm 5 段： d5=60mm L5=10.5mm6 段： d6=57mm. L6=22mm2 段： d2=50mm L2=82mm由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=261.5mm5、按彎矩復合強度計算（1）小分

24、度圓直徑：d2=60mm（2）轉(zhuǎn)矩：已知T1=91.48Nmm（3）圓周力：Ft=304N（4）徑向力：Fr=111N6、軸長支反力根據(jù)軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學模型。水平面的支反力：FHA=FHB=Ft/2 =152 N垂直面的支反力：由于選用深溝球軸承則Fa=0那么FVA=FVB=Fr/2=55.5N7、右起第四段剖面C處的彎矩：水平面的彎矩：MHC= FHA0.115=17.48Nm垂直面的彎矩MVC1 = MVC2 = FVA0.115=6.38Nm合成彎矩： 8、判斷危險截面并驗算強度（1）右起第四段剖面C處當量彎矩最大，而其直徑與相鄰段相差不大，所以

25、剖面C為危險截面。已知MeC2=86.6Nm , 由-1b=58Mpa 則：e= MeC2/W= MeC2/(0.1d43)=24.21000/(0.1663)=3.01Nm-1（2）右起第一段D處雖僅受轉(zhuǎn)矩但其直徑較小，故該面也為危險截面：e = MD/W= MD/(0.1d13)=45.061000/(0.1253)=28.8 Nm-1所以確定的尺寸是安全的 。第八部分 滾動軸承的選擇及計算根據(jù)條件，軸承預計壽命 Lh=10123024=86400 h1、計算輸入軸承 已選定的圓錐滾子軸承30209，由軸的校核可知，B方向的軸承所受載荷比A方向的大，所以對于收入軸，只校核B方向的軸承。 (

26、1)已知，兩軸承的徑向反力 。 (2)軸向力 (3)，查指導書表6-7知，由于，查課本附表3和表16-11，; (4).計算當量載荷 查課本表16-9，取，則 (5).軸承壽命計算 對于滾子軸承，查課本表16-8取,30209軸承Cr=67.8預期壽命足夠此軸承合格2、計算輸出軸承選用圓錐滾子軸承30309,由軸的校核可知，軸承在A方向所受載荷比B方向大，故對于輸出軸承，只校核A方向軸承。(1).已知，兩軸承的徑向反力 (2).軸向力(3)，查指導書表6-7知，由于，查課本表16-11 得(4)軸承壽命計算 查指導書表6-1，選擇6210軸承 Cr=35KN由課本式11-3有預期壽命足夠此軸承

27、合格第九部分 減速器附件的選擇鍵聯(lián)接設計輸入軸與聯(lián)軸器聯(lián)接用平鍵聯(lián)接軸徑d1=25mm L1=60mm T=720Nm查設計手冊表4-1，選用A型平鍵鍵87 GB/T1096，長度L取50l= L-b=42mm h=7mmp=4T/（dhl） =4720（25742）=39Mpa p (110Mpa)輸出軸與齒輪聯(lián)接用平鍵聯(lián)接軸徑d3=55mm L3=58mm T=720 Nm查設計手冊表4-1，選用A型平鍵鍵87 GB/T1096，長度L取50l= 34mm h=10mmp=4T/（dhl）=4720/（551034）=43Mpa p (110Mpa)輸出軸與聯(lián)軸器聯(lián)接用平鍵聯(lián)接軸徑d1=4

28、5mm L1=82mm T= Nmm查設計手冊表4-1，選用A型平鍵鍵87 GB/T1096，長度L取70l= L-b=56mm h=9mmp=4T/（dhl） =4720（45956）=36Mpa p (110Mpa)第十部分 聯(lián)軸器的選擇 由于減速器載荷平穩(wěn)，速度不高，無特殊要求，考慮拆裝方便及經(jīng)濟問題，選用彈性套柱聯(lián)軸器K=0.5=9550=9550=307.66選用LT7型彈性套住聯(lián)軸器，公稱尺寸轉(zhuǎn)矩=500，。采用Y型軸孔，A型鍵軸孔直徑選d=40，軸孔長度L=112LT7型彈性套住聯(lián)軸器有關參數(shù)型號公稱轉(zhuǎn)矩T/(Nm)許用轉(zhuǎn)速n/（r軸孔直徑d/mm軸孔長度L/mm外徑D/mm材料

29、軸孔類型LT725036004011265HT200Y型第十一部分 潤滑與密封1.密封 由于選用的電動機為低速，常溫，常壓的電動機則可以選用毛氈密封。毛氈密封是在殼體圈內(nèi)填以毛氈圈以堵塞泄漏間隙，達到密封的目的。毛氈具有天然彈性，呈松孔海綿狀，可儲存潤滑油和遮擋灰塵。軸旋轉(zhuǎn)時，毛氈又可以將潤滑油自行刮下反復自行潤滑。2潤滑(1)對于齒輪來說，由于傳動件的的圓周速度v 12m/s,采用浸油潤滑，因此機體內(nèi)需要有足夠的潤滑油，用以潤滑和散熱。同時為了避免油攪動時泛起沉渣，(2)齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯xH不應小于3050mm。對于單級減速器，浸油深度為一個齒全高，這樣就可以決定所需油量，單級傳動,每傳遞1KW需油量V0=0.350.7m3。（3）對于滾動軸承來說，由于傳動件的速度不高，且難以經(jīng)常供油，所以選用潤滑脂潤滑。這樣不僅密封簡單，不宜流失，同時也能形成將滑動表面完全分開的一層薄膜。第十二部分 設計與小結(jié)開始：剛剛拿到任務書我覺得很難，無從下手，后來在網(wǎng)上找了一些參考文檔，看完后，懂了那么一點點。過程：經(jīng)過認真研究后發(fā)現(xiàn)，原來我