减速器课程设计带重要体会及建议

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1、Four short words sum up what has lifted most successful individuals above the crowd: a little bit more.-author-date减速器课程设计(带重要体会及建议)减速器课程设计(带重要体会及建议)1设计任务适用专业：机械制造及其自动化学分数：3学时数：3周一、 课程设计的性质、目的和任务课程设计是继机械设计课程后的一个重要实践教学环节，其主要目的是培养学生综合御用先修课程的理论和生产实践知识进行设计、计算和绘图的能力。通过本课程的训练要求学生达到：掌握通用机械零件、机械传动装置和简单机械的一般

2、设计方法，提高设计能力和分析解决问题的能力；具有运用设计资料（手册、标准、规范、图册等）、经验估算和强度校验进行机械设计的技能；为后续的专业设备设计、复杂机械的设计以及毕业设计打下必要的基础。二、 课程设计要求（一） 本课程要求学生完成以下工作：1. 两级减速器（或等效工作量的其他装置）装配图一张；2. 零件工作图两张（由设计老师在设计中指定）；3. 设计说明书一份（约6000字和必要的插图）。（二） 对设计图纸的要求：1. 图幅和相关标注等要符合机械制图国家标准；2. 结构图合理、清晰、明了；3. 技术条件完整和标题栏填写完整；4. 图面布局合理、整洁、美观；5. 折叠规范。（三） 对设计说

3、明书的要求：1. 封面和内容格式都要符合课程设计指导书上所提的要求；2. 设计、计算、校核内容都要正确、完整、简明；3. 插图规范、字迹工整；4. 装订规范、牢固。三、 设计提交内容和时间安排：3周1 课程设计题目：二级减速器的设计2 课程设计主要内容（1） 传动装置转配图1张（0号或1号图纸）；（2） 零件图23张（3号图）；（3） 设计计算说明书1份。3.学生安排4. 时间与内容安排序号内容安排时间1设计任务分析，设计准备0.5天2传动装置的总体设计1天3传动零件的设计计算及强度校核2天4设计、绘制装配图6.5天5零件图设计2天6编写设计计算说明书2天7总结和答辩1天四、 课程设计考核方法

4、及成绩评定l 对学生评分按五个等级进行：优，良，中，及格，不及格。l 对课程设计考评按三项内容进行，所占比例为：图样部分及说明书 40%答辩 40%出勤 20%1. 已知条件：（1） 卷筒受力2.8，卷筒转速1.4,卷筒直径D=350；（2） 卷筒效率f0.96；工作情况 单向转速，单向转动，有轻微振动，经常满载，空载启动，两班制；（3） 使用寿命 10年，每年300天，每天8小时；2传动系统方案的拟定2.1方案简图和简要说明1设计要求：1选择电动机类型和规格；2设计减速器和齿轮传动；3选择联轴器类型和型号；4绘制减速器装配图和零件图；5编写设计说明书；2. 已知条件：（1） 卷筒受力2.8，

5、卷筒转速 （2） 1.4,卷筒直径D=350；（3） 卷筒效率0.96；工作情况单（4） 向转速，单向转动，有轻微振动，（5） 经常满载，空载启动，两班制；（6） 使用寿命 10年，每年300天，每天8小时；2.2电动机选择一、电动机的选择：1）输送机主轴效率功率：=3.922） 输送机主轴转速：=76 3）传动装置总效率： 选取 弹性柱销联轴器效率：弹性联轴器1效率弹性联轴器2效率： 圆柱斜齿轮效率： 轴承效率： 滚筒效率： 总效率：=0.864) 电动机输出功率：5) 计算传动装置总传动比型号额定功率同步转速满载转速传动比总传动比第一级第二级Y160M2-85.57507209.473.1

6、63.01Y132M2-65.5100096012.634.013.16=4.56二、分配传动比：由于第一种方案不符合要求，舍去。而第二组符合要求，故采用方案二。三、传动装置的运动和动力参数计算：1. 计算各轴转速：电动机轴为0轴，减速器高速轴为1轴，中间轴为2轴，低速轴为3轴，则各轴转速为 =960 =960 = =240 = =76 2. 各输出轴功率 按电动机额定功率计算各轴输入功率，即 =5.5 =5.45 =5.23=5.02 3. 各轴的转矩= =54.7 =1=54.22 =2=208.11 =630.83传动零件的设计计算3.1齿轮传动的主要参数和几何参数计算齿轮的设计：1.

7、高速齿轮传动设计（1）选择材料、精度及参数 小齿轮：40Cr，调质，HB1=280 大齿轮：45钢，调质，HB2=240 精度等级：选7级（GB1009588）试选齿数小齿轮齿数 24 大齿轮齿数 96.24 取96所以 96（2）按齿面接触强度设计 由设计计算公式进行试算 ，即 1）确定公式各计算数值 试选载荷系数 =1.6。选取螺旋角 由图103选取区域系数=2.433 由表10-26查得=0.78， =0.91 ,则 +=1.69许用接触应力= =，= 由表10-21d得小齿轮的接触疲劳强度极限600大齿轮的解除疲劳强度极限550由表10-6查得材料的弹性影响系数189.8 由式10-1

8、3计算应力循环次数=60609601（2830010）2.76109=2.76109/4=6.9108 由图10-19取接触疲劳寿命系数=0.89，=0.94 计算接触疲劳许用应力取失效概率1%，安全系数=1，得=0.89600 =534=0.94550 =517 则 =525.5 2. 计算 试算小齿轮分度圆直径，带入中较小的值=46.26 计算圆周速度 =2.3 计算齿宽。=1 计算齿宽与齿高之比模数 =1.87 齿高 =2.25 =2.251.87=4.2 =11 计算载荷系数K。根据=2.3 ，7级精度，由图10-8查得动载荷系数=1.09；斜齿轮，=1.4;由表10-2查得使用系数=

9、1；由表10-4用插值法查得小齿轮相对轴承非对称布置时，的值与直齿轮相同，由=11 查得 =1.418计算纵向重合度=0.318=0.318124=1.903查图10-13得=1.325；故动载荷系数=11.091.41.418=2.16 按实际得载荷系数校正所算得的分度圆直径= =46.26=51.13计算模数。=2.073. 按齿根弯曲强度设计。 弯曲强度公式为 1). 确定公式内的各计算数值 计算载荷系数：K=11.091.41.325=2.02 根据纵向重合度 =0.318，从图10-28查得螺旋角影响系数=0.88 计算当量齿数：=26.27 =105.09 查取齿形系数（插值法）由

10、表105查得， =2.592 =2.180 查取应力校正系数（插值法）由表105查得，=1.591；=1.810由表10-20c得小齿轮的接触疲劳强度极限500大齿轮的解除疲劳强度极限380 由图10-18根据，得弯曲疲劳强度系数：=0.9 =0.9 计算弯曲疲劳许用应力取安全系数S=1.4 = =321.43= =244.29 计算大、小齿轮的并加以比较，取大者 =0.01287 =0.016152）设计计算=1.44对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于齿根弯曲疲劳计算的法面模数，取=1.44，圆整得=1.5，为满足接触疲劳强度，需根据接触疲劳强度计算得分度圆直径=51.13来

11、计算应有齿数。于是由=33.07，取=33则=u=1333. 几何尺寸的计算计算中心距。a= 圆整后中心距为128 按圆整后的中心距修正螺旋角 = 因值改变不多，故参数，等不必修正。 计算齿轮宽度 =1=51. 20 圆整后取 ，2. 低速齿轮传动设计（1）选择材料、精度及参数 小齿轮：40Cr，调质，HB1=280 大齿轮：45钢，调质，HB2=240 精度等级：选7级（GB1009588）试选齿数小齿轮齿数 24 大齿轮齿数 75.84，所以 76 （2）按齿面接触强度设计 由设计计算公式进行试算 ，即 1）确定公式各计算数值 试选载荷系数 =1.6。选取螺旋角 由图103选取区域系数=2

12、.433 由表10-26查得=0.78， =0.86,则 +=1.64许用接触应力= =，= 由表10-21d得小齿轮的接触疲劳强度极限600大齿轮的解除疲劳强度极限550 由表10-6查得材料的弹性影响系数189.8 由式10-13计算应力循环次数=6060240（2830010）6.91210=6.912108/3.16=2.18710 由图10-19取接触疲劳寿命系数=0.94，=0.96 计算接触疲劳许用应力取失效概率1%，安全系数=1，得=0.94600=564=0.96550=528 则 = 计算 试算小齿轮分度圆直径，带入中较小的值=72.58 计算圆周速度 =0.91 计算齿宽

13、。=72.58 计算齿宽与齿高之比模数 =2.93 齿高 =2.25 =2.252.93=6.59 ；=11 计算载荷系数K。根据=0.91 ，7级精度，由图10-8查得动载荷系数=1.04；斜齿轮，=1.4;由表10-2查得使用系数=1；由表10-4用插值法查得小齿轮相对轴承非对称布置时，的值与直齿轮相同，由=11 查得 =1.424计算纵向重合度=0.318=0.318124=1.903查图10-13得=1.325；故动载荷系数=11.041.41.325=1.93 按实际得载荷系数校正所算得的分度圆直径= =72.58=79.09计算模数。=3.203. 按齿根弯曲强度设计。 弯曲强度公

14、式为 2). 确定公式内的各计算数值 计算载荷系数：K=11.041.41.325=1.93 根据纵向重合度 =1.903，从图10-28查得螺旋角影响系数=0,。88 计算当量齿数：=26.27 =83.20 查取齿形系数（插值法）由表105查得， =2.592 =2.21 查取应力校正系数（插值法）由表105查得，=1.591；=1.773由表10-20c得小齿轮的接触疲劳强度极限500大齿轮的解除疲劳强度极限380 由图10-18根据，得弯曲疲劳强度系数：=0.86 =0.885 计算弯曲疲劳许用应力取安全系数S=1.4 = =321.43= =238.86 计算大、小齿轮的并加以比较，

15、取大者 =0.01287 =0.016402）设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于齿根弯曲疲劳计算的法面模数，取=2.25，圆整得=2.5，为满足接触疲劳强度，需根据接触疲劳强度计算得分度圆直径=79.09 来计算应有齿数。于是由=30.70，取=31则=u=97.96,圆整的=984. 几何尺寸的计算计算中心距。a= 圆整后中心距为166 按圆整后的中心距修正螺旋角 = 计算齿轮宽度 =79.78 圆整后取 ，3.2轴的设计计算（初估轴颈、结构设计和强度校核）8 7 6 5 4 3 2 11、求输出轴上的功率、转速和转矩3.92，=76,=630.802、求作用在齿轮上

16、的力，因已知低速级大齿轮的分度圆直径为=252.22 而，3、初步确定轴的最小直径先按下式初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。于是得=45.3输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径。为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩为，考虑到转矩变化很小，故取=1.3，则=820.04按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查表根据GB/T5014-2003选取HL4型弹性柱销联轴器。其公称转矩为1250。半联轴器的孔径=48，故取=48半联轴器长度L=112，半联轴器与轴配合的毂孔的长度=84（1）拟定轴上零件的装配方案(chatu)（2）

17、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1)为了满足半联轴器的轴向定位要求，1-2轴端右端需制出一轴肩，故取2-3端的直径=50；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=60。半联轴器与轴配合的毂孔长度=84，为了满足轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故1-2段的长度应比略短一些，现取=82。2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据=50，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列 圆锥滚子轴承30311，其尺寸为5512031.50，故=55；而=31.5。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得30

18、311型轴承的定位轴肩高度，因此，取h=5，因此，取=65。3）取安装齿轮处的轴端4-5的直径=70；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为80，为了使轴套端面可靠的压紧齿轮，此轴端应略短于轮毂宽度，故取 =76。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度 h0.07d，故取 h=6，则轴环处的直径=82。轴环宽度b1.4h，取=124）轴承端盖的总宽度为22.5。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间距离=30，故取=60。5）取齿轮距箱体内壁之距离=10，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离=10，已知滚动轴承宽

19、度T=31. 5，则 =58，=67.5。(3)轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按查得平键截面2012，键槽长为63，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为14980，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为。5、轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定轴承的指点位置时，应从手册中查取a值。因此，a=26。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面c是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的列于下表载荷

20、水平面垂直面支反力=2046.4N-172.4N弯矩M=154.23= 21.2=21.2总弯矩250.8250.8扭矩TT=630.86、按弯矩扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。根据下式及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭矩切应力为脉动循环应变力，取=0.6，轴的计算应力=13.12 前已选定轴的材料为45钢，调质处理，故得=60，因此，故安全。五中间轴的设计1 2 3 4 5 61、求输出轴上的功率、转速和转矩5.23，=240,=208.112、求作用在齿轮上的力而，3、初步确定轴的最小直径先按下式初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，

21、调质处理。于是得=31.3输出轴的最小直径显然是安装轴承处轴的直径。为了使所选的轴直径与轴承的孔径相适应，故需同时选取轴承型号。（1）拟定轴上零件的装配方案(chatu)（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据=35，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30307，其尺寸为35 80 22.75，故=35；由h0.07d，可初步给定各轴段的直径，=40 ，=46， 2）由于轴承端面到内壁的距离已知，且两内壁的间距也已知，齿轮的宽度前面也已经求出，故各段轴长也可

22、求出来: =47.75，=80，=7.5，=50，=47.25六高速轴的设计8 7 6 5 4 3 2 11、求输出轴上的功率、转速和转矩5.45，=960,=54.222、已知低速级大齿轮的分度圆直径为=2523、初步确定轴的最小直径先按下式初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。于是得=20输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径。为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩为，考虑到转矩变化很小，故取=1.3，则=70.49按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查表根据GB/T5014-2003选取HL1型弹性柱销联轴器。半联轴器的孔

23、径=20，故取=20，半联轴器长度L=52，半联轴器与轴配合的毂孔的长度=38（1）拟定轴上零件的装配方案(chatu)（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1)为了满足半联轴器的轴向定位要求，1-2轴端右端需制出一轴肩，故取2-3端的直径=22；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=28。半联轴器与轴配合的毂孔长度=38，为了满足轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故1-2段的长度应比略短一些，现取=36 。2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据=52，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列

24、圆锥滚子轴承30305，其尺寸为256218.25，故=25； 右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得30305型轴承的定位轴肩高度，因此，取h，因此，取=32。3）取安装齿轮处的轴端4-5的直径=38；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为57，为了使轴套端面可靠的压紧齿轮，此轴端应略短于轮毂宽度，故取 =55。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度 h0.07d，则轴环处的直径=36。轴环宽度b1.4h，取=54）轴承端盖的总宽度为33.95。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离=20.05，故取=605）取齿轮距箱体内壁

25、之距离a=10，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s=4，已知滚动轴承宽度T=18.25，则=40.25，=90。(3)轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。齿轮与轴联接按查得平键截面108，键槽长为55，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为6616，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为。3.3滚动轴承选择和寿命计算（圆锥滚动轴承 其基本额定动载荷为）计算公式各数值C= n=76P=，轻微冲击 e= 所以 2875

26、.74N计算 =1.34h年 合格3.4键连接选择和校核轴上键的校核（钢质材料键的许用应力为100-120Mpa）假定载荷在键的工作面上均布，普通键联接的强度条件为与齿轮相联接的键：求得 故安全与联轴器相联接的键得 故安全3.5润滑和密封形式的选择由于低速轮的线速度小于2所以轴承采用脂润滑。对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以采用油润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号油润滑，装至规定高度.油的深度为H+ H=50 =34所以H+=50+34=84其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应

27、精创，其表面粗度应为 密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大，为180。并匀均布置，保证部分面处的密封性。4 箱体及附件的结构设计和选择4.1箱体设计减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构保证齿轮啮合质量。机体有足够的刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度考虑到机体内零件的润滑密封散热。因其传动件速度小于12，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为50为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为机体结构有良好的工艺性。铸件壁厚为8，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便.4.2

28、附件设计 A 视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固B 油螺塞：放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。C 油标：油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.D 通气孔：由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，以便达到箱体内为压力平衡.E

29、 起盖螺钉：启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.F 定位销：为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度.G 吊钩：在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体.减速器箱体结构尺寸如下：名称符号计算公式结果箱座壁厚8箱盖壁厚8箱盖凸缘厚度12箱座凸缘厚度12箱座底凸缘厚度20地脚螺栓直径M24地脚螺栓数目查手册6轴承旁联接螺栓直径M20箱盖与箱座联接螺栓直径=（0.50.6）M12轴承端盖螺钉直径=（0.40.5）10视孔盖螺钉直径=（0.30.4）10定位销直径=（0.70.8）8

30、，至外机壁距离查机械课程设计指导书表4342618，至凸缘边缘距离查机械课程设计指导书表42816外机壁至轴承座端面距离=+（812）40大齿轮顶圆与箱体壁距离1.210齿轮端面与内壁距离10机盖，机座肋厚6.8 6.8轴承端盖外径+（55.5）92（1轴）110（2轴）170（3轴）轴承旁联结螺栓距离92（1轴）110（2轴）170（3轴）总 结这次课程设计终于完成，收获很多，感触也很多。由于上学期的机械原理的课程设计时纯粹的理论性的东西，致使我在这次课程设计之初就抱有一种侥幸心理，总以为很简单就可以完成，但当我真正开始设计时，我迷茫了，不知该怎样办了，平时学的东西不知道怎么运用到课程设计中

31、。于是，我开始仔细看课程设计课本，又从图书馆借了化学工业出版社出版的骆素君主编的机械设计课程设计实例与禁忌来仔细研读，学到了很多原来不懂的知识；再加上老师的指点，逐渐有了一些思路。在最初的几天里，当到轴的计算时我又遇到了困难，不知如何确定长度。后来问了指导老师和一组的同学，最终才确定下来。在设计过程中，我发现减速器的设计不仅仅运用机械设计的知识，还有互换性原理及机械原理的知识，再查找课本的时候我才发现以前学过的东西大部分已经忘记了，这次的课程设计使我重新温习了这些专业知识，其实这就是为毕业设计做准备。通过查找资料，知道了所学的知识应如何运用，对专业知识再次掌握。做到了学以致用。通过同学们的共同

32、研究，最终顺利的完成这次课程设计，让我再次领会到团队的重要性。也培养了我独立设计的能力，与同学，老师的交流使我受益匪浅。在此，非常感谢王鑫慧老师，高凡老师，张福霞老师，孙晋美老师，孙秀花老师。参考资料目录【1】 王昆等主编.机械设计机械设计基础课程设计.北京：高等教育出版社，1996.【2】 骆素君主编.机械设计课程设计实例与禁忌 .北京：化学工业出版社，2009【3】 孙桓等主编.机械原理.北京：高等教育出版社，2006.【4】 濮良贵等主编. 机械设计.北京：高等教育出版社，2006.【5】 何铭新、钱可强主编 机械制图.第五版：北京：高等教育出版社，2004.【6】 邓文英主编 金属工业

33、学.北京：高等教育出版社，2004.【7】 戴枝荣、张远明主编.工程材料.第二版高等教育出版社，2006.【8】 陈于萍等主编.互换性与测量技术基础.第二版 机械工业出版社2010.重要启示每一个大标题要另起一张。要练习页眉页脚，目录。做的时候要用12分的心，以后才能省心，作图小到每个标注都要用心考虑。作图要同一个零件表一个就行，而且要考虑让左视图，俯视图画起来简单。要认真问清楚表皮后的下一页时第一页还是第二页。总之要用心再用心，标注，粗糙度的方向等全部考虑。认真再认真啊,装配图要标记五大类尺寸，零件图要考虑公差等剖面线要均匀，不同的零用不同方向的，不同比例的表示。连在一起的不同零件也要方向不一样（轴承端盖）-