一级带式运输机传动装置机械设计课程设计(共28页)

上传人:494895****12427 文档编号:58728281 上传时间:2022-03-01 格式:DOC 页数:29 大小:1.14MB
收藏 版权申诉 举报 下载
一级带式运输机传动装置机械设计课程设计(共28页)_第1页
第1页 / 共29页
一级带式运输机传动装置机械设计课程设计(共28页)_第2页
第2页 / 共29页
一级带式运输机传动装置机械设计课程设计(共28页)_第3页
第3页 / 共29页
资源描述:

《一级带式运输机传动装置机械设计课程设计(共28页)》由会员分享,可在线阅读,更多相关《一级带式运输机传动装置机械设计课程设计(共28页)(29页珍藏版)》请在装配图网上搜索。

1、精选优质文档-----倾情为你奉上 机械设计课程设计 计算说明书 设计题目: 设计带式运输机传动装置 姓名: 、 学号: 班级: 成绩: 指导教师: 完成时间: 2 机械设计课程设计任务书 班级: 姓名: 学号: 设计题目: 设计带式运输机传动装置 运动简图: 工作条件及原始数据: 电动机驱动,工作寿命8年(每年工作300天、两班制、每班8小时),带式输送机工作载荷平稳

2、,单向运转。 输送带拉力F= 1.4 kN; 输送带速 v= 1.55 m/s; 滚筒直径 D= 250 mm 设计工作量: 1.减速器0#装配图1张(0#坐标草图一同交上) 2.主要零件图2~3张(输入轴、输出轴、大齿轮,均为3#白图) 3.设计说明书1份(手写、打印均可) 完成时间: 目录 1、传动方案拟定………………………………………………………3 2、电动机的选择………………………………………………………3 3、计算总传动比及分配各级的传动比………………………………5 4、运动参数及动力参数计算…

3、………………………………………6 5、传动零件的设计计算………………………………………………7 6、轴的设计计算………………………………………………………14 7、滚动轴承的选择及校核计算………………………………………20 8、键联接的选择及计算………………………………………………21 9、箱体结构的设计……………………………………………………22 10、润滑密封设计……………………………………………………25 11、联轴器设计………………………………………………………25 12、设计参考资料……………………………………………………26 13、设计小结………………………………

4、…………………………26 计算过程及计算说明 结果 一、传动方案拟定 第七组:设计带式运输机传动装置 1、工作条件:使用年限8年,工作为二班工作制,载荷平稳,环境清洁。 2、原始数据:滚筒圆周力F=1400N;带速V=1.55m/s; 滚筒直径D=250mm。 3、传动简图: 图一 二、电动机选择 1、电动机类型的选择: Y系列三相异步电动机 2、电动机功率选择: 3、传动装置的总功率: ηa=η带×η3轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒 =0.95×0.993×0.97×0.99×0.96 =0.849 4

5、、电机所需的工作功率: Pw=FV/1000 =1400×1.55/1000=2.17KW Pd= Pw /η总 =2.17/0.849=2.56KW 5、确定电动机转速: 计算滚筒工作转速: n筒=60×1000V/πD =60×1000×1.55/(π×250) =118.47r/min 按手册表1推荐的传动比合理范围,取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I齿轮 =3~5。取V带传动比I带=2~4,则总传动比理时范围为Ia=6~20。故电动机转速的可选范围为 nd=Ia×n筒=(6~20)×118.47=711~2374r/min 符合这一范围的同步转速有

6、750、1000、和1500r/min。 根据容量和转速,由有表19-1查出适用的电动机 型号: 方案 电动机型号 额定 Kw 电动机转速n(r/min) 同步转速 满载转速 1 Y100L2-4 3 1500 1440 2 Y132S-6 3 1000 960 3 Y132M-8 3 750 710 综合考虑多方面因素,选择第二种方案,即选电动机型号为Y132S-6,则电动机的技术参数如下表: 方案 电动机型号 额定功 Kw 电动机转速n(r/min) 同步转速 满载转速 2 Y132S-6 3

7、1000 960 6、确定电动机型号 根据以上选用的电动机类型,所需的额定功率及同步转速,选定电动机型号为Y132S-6。 其主要性能:额定功率:3KW,满载转速960r/min,额定转矩2.0。 三、计算总传动比及分配各级的传动比 1、总传动比:i总=n电动/n筒=960/118.47=8.10 2、分配各级传动比 据指导书表2-1,取齿轮i齿轮=4(单级减速器i=3~5合理) ∵i总=i齿轮×i带 ∴i带=i总/i齿轮=8.10/4=2.025 四、运动参数及动力参数计算 1、计算各轴转速 n电机=960r/min nI = n电机/i带=960/2.025=4

8、74.07(r/min) nII = nI /i齿轮=474.07/4=118.51(r/min) 2、计算各轴的功率(KW) P电机=2.56KW 输入轴: PI= P电机×η带×η轴承=2.56×0.95×0.99=2.41KW 输出轴: PII= =2.56×0.95×0.992×0.97 =2.31KW 滚筒轴: PIII=η带×η3轴承×η齿轮×η联轴器 =2.56×0.95×0.993×0.97×0.99 = 2.27KW 4、计算各轴扭矩(N·mm) TI=9.55×106 PI/ nI =9.55×106×2.41/474.07 =485

9、49N·mm TII=9.55×106PII/nII =9.55×106×2.31/118.51 =N·mm TIII=9.55×106PI/nI=9.55×106×2.27/118.47 =N·mm 轴的明细表: 轴名 功率P(KW) 转矩T(N·mm) 转速 r/min 传动比 电动机轴 2.56 25467 960 4 Ⅰ轴 2.41 48549 474.07 Ⅱ轴 2.31 118.51 2.025 卷筒轴 2.27 118.47 五、传动零件的设计计算 1、皮带轮传动的设计计算 (1)、

10、选择普通V带截型 由课本表2-10得:ka=1.1 PC=KaP=1.1×2.56=2.82KW 由课本2-17得:选用A型V带 (2)、确定带轮基准直径,并验算带速 推荐的小带轮基准直径为≥75mm 则取dd1=125mm dd2=n1/n2·dd1=960/474.07×125=253mm 取dd2=250mm 实际从动轮转速n2’=n1dd1/dd2=960×125/250 =480r/min 传动比误差为:(i。—i)/i =2.025-2/2.025 =0.0125<0.05(允许)

11、 带速V:V=πdd1n1/60×1000 =π×125×960/60×1000 =6.28m/s 在5~25m/s范围内,带速合适。 (3)、确定带长和中心矩 0. 7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2) 0. 7(100+200)≤a0≤2×(100+200) 所以有:262.5mm≤a0≤750mm 初选a0=600mm L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)/4a0 =2×600+1.57(125+250)+(250-125)2/4×600 =1795.26mm 取Ld=1800mm a≈a0+L

12、d-L0/2=600+(1800-11795.26)/2 =602.37mm (4)验算小带轮包角 α1=1800-(dd2-dd1)/a×57.30 =168.10>1200(适用) (5)确定带的根数 根据课本表(2-5)P0=1.37KW 根据课本表(2-7)△P0=0.11KW 根据课本表(2-9)Kα=0.974 根据课本表(2-2)KL=1.01 Z =PC/(P0+△P0)KαKL =2.82/(1.37+0.11) ×0.974×1.01 =1.87根 Z =2根 (6)计算轴上拉力 由课本表2-1查得q=0.1kg/m,由式单根V带的

13、初拉力: F0=+qV2 =[×(2.5/0.974-1)+0.1×6.282]N =177.33N 则作用在轴承的压力FQ FQ=2ZF0sinα1/2=2×2×177.33sin(168.1/2) =705.51N 2、齿轮传动的设计计算 (1)选择齿轮材料及精度等级 考虑减速器传递功率不大,所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40Cr调质,齿面硬度为241~286HBW,取260 HBW。大齿轮选用45钢,调质,齿面硬度197~255HBW ,取230HBW;选8级精度。 (2)确定许用应力 确定有关参数如下:传动比i齿=4 取小齿轮齿数Z1=24。则大齿

14、轮齿数: Z2=iZ1=4×24=96 齿数比:u=i=4 查表4.19—3得:αHlim1=710Mpa αHlim2=580Mpa 查表4.21—3得:αFlim1=600Mpa αFlim2=450Mpa 查表4—10得:SHlim1=1.1 FHlim1=1.25 N1=60×474.07×8×300×12 =8.19×108 N2=N1/u =2.05×108 查图4—20 ZN1=1.016 ZN2=1.068 查图4—22 YN1=0.872 YN2=0.898 查图4—23 YX1= YX2=1 [σH]

15、1=σHlim1ZN1/SHmin=(710×1.016/1.1)Mpa =655.78Mpa [σH]2=σHlim2ZN2/SHmin=(580×1.068/1.1)Mpa =563.13Mpa [σF]1=σFlim1 YX1YN1/SFmin=(600×0.872/1.25)Mpa =418.56Mpa [σF]2=σFlim2 YX2YN2/SFmin =(450×0.898/1.25)Mpa =323.28Mpa (3)按齿面接触疲劳强度设计 1、转矩T1 TI=9.55×106 PI/ nI =9.55×106×2.41/474.07 =48549N·mm

16、 2、初步算小齿轮的直径 d1≥Ad 取Ad=96 =1 d1≥96=55.24mm 取d1=60mm 则齿宽B1= × d1 =60mm 2、 按齿面接触疲劳强度设计 d1≥ KA = 1.5 设计齿轮精度等级为8级, V= 取Kv=1.02 = 1 查图4.12,取= 1.05 表4—5 = 1.1 K = KAKv= 1.5×1.02×1.05×1.1=1.77 4、计算齿面接触应力 查图4.14得 = 2.5 查表4—6得 =189.8 ==1.713 = d1≥ = = 50.83mm 模数:

17、m=d1/Z1=50.83/24=2.12mm 取标准模数:m=2.5mm d1= m× Z1 =60mm = 60mm (4)校核齿根弯曲疲劳强度 有图4.18查得 = 2.58 = 2.22 有图4.16查得 =1.62 =1.75 因= 1.713 所以得 =0.25+0.75/ =0.25+0.75/1.713=0.688 根据(4—11)式 = =54.68<[σF1]= 418.56Mpa = =37.09<[σF2] =323.28Mpa 大小齿轮弯曲疲劳强度满足要求 (5)确定齿轮主要尺寸 d

18、1 = 60mm = d1=60mm d2 = d1i=60×4 =240mm = 54mm a=(d1 + d2)/2 =(60+240)/2=150mm (6)计算齿轮的圆周速度V V=πd1n1/60×1000 =3.14×60×474.07/60×1000=1.49m/s 名称 小齿轮 大齿轮 中心距a 150mm 传动比i 4 d 60mm 240mm Z 24 96 m 2.5mm 2.5mm 齿顶高系数 1 1 顶隙系数 0.25 0.25 da 65mm 245mm df 53.75mm 233.7

19、5mm 齿宽b 60mm 54mm 六、轴的设计计算 1、 低速轴的设计计算 各轴间用圆角过渡 倒角 (1)按扭矩初算轴径 选用45钢调质,硬度217~255HBW 根据表3—1,取C=120 d0≥C=120×(2.31/118.47)1/3mm=32.29mm 考虑有键槽,将直径增大5%,则 d0=32.29×(1+5%)mm=33.90mm ∴选d0=34mm 2、轴的结构设计 为满足轴上的零件的定位,紧固要求和便于轴的装拆,常将轴做成阶梯状。小齿轮的直径小,可以直接铸造到轴上,为了能选用合适的圆钢和减少切削加工量,阶梯轴各相邻轴段的直径不宜相差太大

20、,一般非定位轴肩取1~ 2mm,定位轴肩取5~10mm。各段的两个阶梯之间的直径之差视具体情况而定。 为了便于切削加工,一根轴上的圆角半径应尽可能相同;各退刀槽(砂轮越程槽)应取相同的宽度及相同的倒角尺寸;一根轴上各键槽应开在轴的同一母线上。 为了便于加工和检测,轴的直径应取圆整值;与标准件配合的轴段应取标准值。为了便于装配,轴端应加工出倒角。 单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央,相对两轴承对称分布,齿轮左面由轴肩定位,右面用套筒轴向固定,联接以平键作过渡配合固定,两轴承分别以轴肩和大筒定位,则采用过渡配合固定 (2)确定轴各段直径、圆角和长度 由外向内确定各段直径,由内向外确定各段

21、长度 工段:d1=34mm 长度取L1=50mm 有表12-13 R= 1.6mm h=3mm 考虑轴承端面和箱体内壁,齿轮端面和箱体内壁应有一定距离,通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度。 II段:d2=d1+2h=34+2×3=40mm d2=40mm L2=40mm 初选用6009型申购球轴承,其内径为45mm, 宽度为16mm. 取套筒长为20mm,取该段长为mm,安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故III段 长: L3=(2+24+16)= 42mm 直径d3=45mm Ⅳ段直径: c = 1 h = 1.5 d4=d3+

22、2h=45+2×1.5=48mm 长度L4=54-2=52mm Ⅴ段直径d5=56mm. 长度L5=12mm Ⅵ段直径d6=45mm 长度L6=28mm 由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=224mm 3、按弯矩复合强度计算 ①已知d1=34mm ②求转矩:已知T2=N·mm ③求圆周力:Ft 根据课本P142得 Ft=2T2/d1=2×/34=10949N ④求径向力Fr Fr=Ft·tanα=10949×tna200=3985.45 ⑤因为该轴两轴承对称,所以: (1)绘制轴受力简图(如图a) (2)绘制垂直面弯矩图(如图b) 轴承支反力: FAY=

23、FBY=Fr/2=1992.73N FAZ=FBZ=Ft/2=5474.5N 由两边对称,知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为 MC1=FAyL/2=1992.73×50/2=49818.25N·mm (3)绘制水平面弯矩图(如图c) 截面C在水平面上弯矩为: MC2=FAZL/2=5474.5×50/2=.5N·mm (4)绘制合弯矩图(如图d) MC=(MC12+MC22)1/2=(49818.32+.52)1/2 =N·mm (5)绘制扭矩图(如图e) 转矩:T=9.55×(P2/n2)×106=N·mm (6)绘制当量弯矩图(如图f) 转矩产生

24、的扭剪文治武功力按脉动循环变化,取α=1,截面C处的当量弯矩: Mec=[MC2+(αT)2]1/2 =[+(1×)2]1/2 =N·mm (7)校核危险截面C的强度 σe=Mec/0.1d43=/0.1×483 =21.31MPa< [σ-1b] =60MPa ∴该轴强度足够。 2 、高速轴的设计计算 (1)按扭矩初算轴径 选用45调质钢,硬度(217~255HBW) 根据课本表6-3取c=115 d0≥c(P3/n3)1/3=115(2.41/474.07)1/3=19.8mm 取d0=22mm 6.2.2轴的结构设计 (1)轴的零件定位,固定和装配 单

25、级减速器中,可以将齿轮安排在箱体中央,相对两轴承对称分布,齿轮左面用轴肩定位,右面用套筒轴向定位,周向定位采用键和过渡配合,两轴承分别以轴承肩和套筒定位,周向定位则用过渡配合或过盈配合,轴呈阶状,左轴承从左面装入,齿轮套筒,右轴承和皮带轮依次从右面装入。 (2)确定轴的各段直径和长度 初选6006型深沟球轴承,其内径为30mm,宽度为13mm。考虑齿轮端面和箱体内壁,轴承端面与箱体内壁应有一定矩离,则取套筒长为18mm,则该段长31mm。 d0=22mm d1=22mm L1=40m d2=28mm L2=40mm d3=30mm L3=31mm d

26、4=36mm L4=10mm d5=48mm L5=60mm d6=36mm L6=10mm d7=30mm L7=31mm L=226mm 轴的明细表: 低速轴 高速轴 d1=34mm L1=50mm d1=22mm L1=40mm d2=40mm L2=40mm d2=28mm L2=30mm d3=45mm L3=42mm d3=30mm L3=31mm d4=48mm L4=52mm d4=36mm L4=10mm d5=56mm L5=12mm d5=48mm L5=6

27、0mm d6=45mm L6=28mm d6=30mm L6=33mm L=224mm d7=30mm L7=31mm L=222mm 七、滚动轴承的选择及校核计算 低速轴轴承6009 B=16mm d = 45mm D= 75mm 低速轴轴承6006 B=13mm d = 30mm D= 55mm 八、键联接的选择及校核计算 8.1输入轴与带轮联接采用平键联接 轴径d1=22mm,L1=40mm 查手册123页得,选用A型平键,得: 键A 6×32 GB/T1096-2003 L=32mm TI =48549N·mm h=6m

28、m 根据课本P149(6.15)式得 σp= =4×48549/22×6×32 =45.97Mpa<[σp]=110Mpa 8.2输出轴与大齿轮联接用平键联接 轴径d4=48mm L4=64mm T2=N·mm 查手册123页得, 选用A型平键 键14×56 GB/T1096-2003 L =56mm h=9mm 据课本P149(6.15)式得 σp= =4×/48×9×56=30.8Mpa<[σp] =110Mpa 8.3输出轴与传送带联接用平键联接 轴径d1=34mm L1=50mm T2=N·mm 查手册123页得, 选用A型平键 键10

29、×45 GB/T1096-2003 L =45mm h=8mm 据课本P149(6.15)式得 σp= =4×/34×8×45=60.8Mpa<[σp] =110Mpa 九、箱体结构的设计 减速器的箱体采用铸造(HT200)制成,采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量。 1. 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 2. 考虑到机体内零件的润滑,密封散热。 因其传动件速度小于12m/s,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大于40mm。 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

30、表面粗糙度为6.3 3.机体结构有良好的工艺性. 铸件壁厚为8mm,圆角半径为R=5。机体外型简单,拔模方便. 4.对附件设计 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M8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

31、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,为便于排气,在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器,以便达到体内为压力平衡。 E 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。 F 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。 减速器机体结构尺寸如下: 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 12 箱座凸缘厚 b 12 箱座底凸缘厚度

32、 20 地脚螺钉直径 M18 地脚螺钉数目 a≤250 4 轴承旁联接螺栓直径 M14 机盖与机座联接螺栓直径 (0.5~0.6) M12 轴承端盖螺钉直径 (0.4~0.5) M10 视孔盖螺钉直径 0.3~0.4) M8 定位销直径 (0.7~0.8) 10 ,,至外机壁距离 查表4.2 24 20 18 ,至凸缘边缘离 查表4 .2 22 16 外机壁至轴承座端面距离 ++(8~12) 48 大齿轮顶圆与内机壁距离 ≥ 10 齿轮端面与内机壁

33、距离 ≥ 11 机座肋厚 轴承端盖外径 + (5~5.5) 98 轴承旁连接螺栓距离 s 以和互不干涉为准,一般取s≈ 98 十. 润滑密封设计 对于单级圆柱齿轮减速器,因为传动装置属于轻型的,且传速较低,所以其速度小于12m/s,所以采用浸油润滑。油的深度为 从密封性来讲为了保证机盖与机座连接处密封,凸缘应有足够的宽度,连接表面应精刨,密封的表面要经过刮研。而且,凸缘连接螺柱之间的距离不宜太大,并均匀布置,保证部分面处的密封性。轴承端盖采用嵌入式端盖,易于加工和安装。 十一.联轴器设计 1.

34、类型选择. 为了隔离振动和冲击,选用弹性套柱销联轴器 十三. 参考资料 1、《机械设计》高等教育出版社 主编 吕宏 王慧 2、《机械原理》北京大学出版社 主编 王跃进 3、《材料力学》 高等教育出版社 主编 刘鸿文 4、《互换性与技术测量基础》 华南理工大学出版社 主编 黄镇昌 十二、设计小结 做了两周的课程设计,有很多的心得体会。 在课程设计过程中,有时会感到有些心烦意乱。有好几次,因为不小心,我计算出错,只能重来。 设计中还存在不少错误和缺点,需要继续努力学习和掌握有关机械设计的知识。 通过这次机械课程设计,我对机械有了更深的理解,对减速器的原理和构造也有了

35、一定的了解。 通过课程设计,使我深深体会到,干任何事都必须耐心,细致。 F=1400N V=1.55m/s D=250mm η总=0.849 Pw=2.17KW Pd=2.56KW n筒= 118.47r/min 电动机型号 Y132S-6 i总=8.10 i齿轮=4 i带=2.025 n电机 =960r/min nI= 474.0

36、7r/min nII= 118.51r/min P电机=2.56KW PI=2.41KW PII=2.31KW PIII=2.27KW TI = 48549N·mm TII = N·mm TIII = N·mm PC=2.82KW dd1=125mm 取标准值 dd2=250mm n2’= 480r/min V=6.28m/s 取a0=600 Ld=1800mm a=602.37mm

37、 P0=1.37KW △P0 =0.11KW Kα=0.974 KL=1.01 Z=2根 F0=177.33N FQ =705.51N i齿=4 Z1=24 Z2=96 u=4 N1=8.19×108 N2=2.05×108 ZN1=1.016 ZN2=1.068 [σH]1 = 655.78Mpa [σH]2 = 563.13Mpa [σF]1= 418.56Mpa [σF]2= 323.28Mpa T1= 48549N·mm

38、 d1=60mm B1=60mm KA = 1.5 Kv=1.02 = 1.05 = 1.1 K=1.77 = 2.5 = 189.8 =1.713 =0.93 m=2.5mm d1= 60mm = 60mm = 2.58 = 2.22 =1.62 =1.75 =0.688 =54.68 <[σF1] =37.09 <[σF2] a=150mm =60mm =54mm V =1.49m/s

39、 d0=34mm d1=34mm L1=50mm d2=40mm L2=40mm d3=45mm L3=42mm d4=48mm L4=52mm d5=56mm L5=12mm d6=45mm L6=28mm L=224mm Ft =10949N Fr=3958.45N FAY =1992.73N FAZ =5474.5N MC1= 49818.3N·mm MC2=.5N·mm M

40、C= N·mm T= N·mm Mec =N·mm σe= 21.31Mpa < [σ-1b] = 60MPa 故该轴强度足够 d0=22mm d1=22mm L1=40mm d2=28mm L2=40mm d3=30mm L3=31mm d4=36mm L4=10mm d5=48mm L5=60mm d6=36mm L6=10mm d7=30mm L7=31mm L=222mm A型平键6×32 GB/T1096 -2003 σp=45.97Mpa <[σp] A型平键14×56 GB/T1096 -2003 σp=30.8Mpa <[σp] A型平键10×45 GB/T1096 -2003 σp=60.8Mpa <[σp] 专心---专注---专业

展开阅读全文
温馨提示:
1: 本站所有资源如无特殊说明,都需要本地电脑安装OFFICE2007和PDF阅读器。图纸软件为CAD,CAXA,PROE,UG,SolidWorks等.压缩文件请下载最新的WinRAR软件解压。
2: 本站的文档不包含任何第三方提供的附件图纸等,如果需要附件,请联系上传者。文件的所有权益归上传用户所有。
3.本站RAR压缩包中若带图纸,网页内容里面会有图纸预览,若没有图纸预览就没有图纸。
4. 未经权益所有人同意不得将文件中的内容挪作商业或盈利用途。
5. 装配图网仅提供信息存储空间,仅对用户上传内容的表现方式做保护处理,对用户上传分享的文档内容本身不做任何修改或编辑,并不能对任何下载内容负责。
6. 下载文件中如有侵权或不适当内容,请与我们联系,我们立即纠正。
7. 本站不保证下载资源的准确性、安全性和完整性, 同时也不承担用户因使用这些下载资源对自己和他人造成任何形式的伤害或损失。

相关资源

更多
正为您匹配相似的精品文档
关于我们 - 网站声明 - 网站地图 - 资源地图 - 友情链接 - 网站客服 - 联系我们

copyright@ 2023-2025  sobing.com 装配图网版权所有   联系电话:18123376007

备案号:ICP2024067431-1 川公网安备51140202000466号


本站为文档C2C交易模式,即用户上传的文档直接被用户下载,本站只是中间服务平台,本站所有文档下载所得的收益归上传人(含作者)所有。装配图网仅提供信息存储空间,仅对用户上传内容的表现方式做保护处理,对上载内容本身不做任何修改或编辑。若文档所含内容侵犯了您的版权或隐私,请立即通知装配图网,我们立即给予删除!