一單級(jí)帶式輸送機(jī)的傳動(dòng)裝置-V帶斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)減速器設(shè)計(jì)F=2000N,V=1.8m-s,D=450mm含3張CAD圖
一單級(jí)帶式輸送機(jī)的傳動(dòng)裝置-V帶斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)減速器設(shè)計(jì)F=2000N,V=1.8m-s,D=450mm含3張CAD圖,一單級(jí)帶式,輸送,傳動(dòng),裝置,帶斜齒,圓柱齒輪,減速器,設(shè)計(jì),nv,sd,mm,妹妹,cad
機(jī)械設(shè)計(jì)減速器設(shè)計(jì)說(shuō)明書 系 別: 專 業(yè): 學(xué)生姓名: 學(xué) 號(hào): 指導(dǎo)教師: 職 稱:目 錄第一部分 設(shè)計(jì)任務(wù)書31.1、初始數(shù)據(jù)31.2. 設(shè)計(jì)步驟3第二部分 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案42.1. 傳動(dòng)方案特點(diǎn)42.2. 計(jì)算傳動(dòng)裝置總效率4第三部分 電動(dòng)機(jī)的選擇53.1 電動(dòng)機(jī)的選擇53.2 確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比6第四部分 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)7第五部分 V帶的設(shè)計(jì)85.1 V帶的設(shè)計(jì)與計(jì)算85.2 帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)11第六部分 齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)13第七部分 傳動(dòng)軸和傳動(dòng)軸承及聯(lián)軸器的設(shè)計(jì)197.1 輸入軸的設(shè)計(jì)207.2 輸出軸的設(shè)計(jì)25第八部分 鍵聯(lián)接的選擇及校核計(jì)算308.1 輸入軸鍵選擇與校核318.2 輸出軸鍵選擇與校核31第九部分 軸承的選擇及校核計(jì)算319.1 輸入軸的軸承計(jì)算與校核329.2 輸出軸的軸承計(jì)算與校核32第十部分 聯(lián)軸器的選擇33第十一部分 減速器的潤(rùn)滑和密封3311.1 減速器的潤(rùn)滑3311.2 減速器的密封34第十二部分 減速器附件及箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸3512.1 減速器附件的設(shè)計(jì)與選取3512.2 減速器箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸41設(shè)計(jì)小結(jié)43參考文獻(xiàn)44第一部分 設(shè)計(jì)任務(wù)書1.1、初始數(shù)據(jù) 設(shè)計(jì)一級(jí)斜齒圓柱齒輪減速器,初始數(shù)據(jù)F = 2000N,V = 1.8m/s,D = 450mm,設(shè)計(jì)年限(壽命):5年,每天工作班制(8小時(shí)/班):3班制,每年工作天數(shù):300天,三相交流電源,電壓380/220V。1.2. 設(shè)計(jì)步驟1. 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案2. 電動(dòng)機(jī)的選擇3. 確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比4. 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)5. 設(shè)計(jì)V帶和帶輪6. 齒輪的設(shè)計(jì)7. 滾動(dòng)軸承和傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)8. 鍵聯(lián)接設(shè)計(jì)9. 箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)10. 潤(rùn)滑密封設(shè)計(jì)11. 聯(lián)軸器設(shè)計(jì)第二部分 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案2.1. 傳動(dòng)方案特點(diǎn)1.組成:傳動(dòng)裝置由電機(jī)、V帶、減速器、工作機(jī)組成。2.特點(diǎn):齒輪相對(duì)于軸承對(duì)稱分布。3.確定傳動(dòng)方案:考慮到電機(jī)轉(zhuǎn)速高,V帶具有緩沖吸振能力,將V帶設(shè)置在高速級(jí)。選擇V帶傳動(dòng)和一級(jí)斜齒圓柱齒輪減速器。2.2. 計(jì)算傳動(dòng)裝置總效率ha=h1h23h3h4h5=0.960.9830.970.990.96=0.833h1為V帶的效率,h2為軸承的效率,h3為齒輪嚙合傳動(dòng)的效率,h4為聯(lián)軸器的效率,h5為工作裝置的效率。第三部分 電動(dòng)機(jī)的選擇3.1 電動(dòng)機(jī)的選擇圓周速度v:v=1.8m/s工作機(jī)的功率Pw:Pw=FV1000=20001.81000=3.6Kw電動(dòng)機(jī)所需工作功率為:Pd=Pwa=3.60.833=4.32Kw工作機(jī)的轉(zhuǎn)速為:n=601000VD=6010001.8450=76.4rmin 經(jīng)查表按推薦的傳動(dòng)比合理范圍,V帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比i1=24,一級(jí)圓柱斜齒輪減速器傳動(dòng)比i2=36,則總傳動(dòng)比合理范圍為ia=624,電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為nd = ian = (624)76.4 = 458.41833.6r/min。綜合考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置的尺寸、重量、價(jià)格和帶傳動(dòng)、減速器的傳動(dòng)比,選定型號(hào)為Y132M2-6的三相異步電動(dòng)機(jī),額定功率為5.5KW,滿載轉(zhuǎn)速nm=960r/min,同步轉(zhuǎn)速1000r/min。電動(dòng)機(jī)主要外形尺寸:中心高外形尺寸地腳螺栓安裝尺寸地腳螺栓孔直徑電動(dòng)機(jī)軸伸出段尺寸鍵尺寸HLHDABKDEFG132mm51531521617812mm388010333.2 確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比(1)總傳動(dòng)比: 由選定的電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速n 和工作機(jī)主動(dòng)軸轉(zhuǎn)速n,可得傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比為:ia=nmn=96076.4= 12.57(2)分配傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比:ia=i0i 式中i0、i分別為帶傳動(dòng)和減速器的傳動(dòng)比。為使V帶傳動(dòng)外廓尺寸不致過(guò)大,初步取i0=3,則減速器傳動(dòng)比為:i=iai0=12.573=4.19第四部分 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)(1)各軸轉(zhuǎn)速:輸入軸:nI=nmi0=9603=320rmin輸出軸:nII=nIi=3204.19=76.37rmin工作機(jī)軸:nIII= nII=76.37rmin(2)各軸輸入功率:輸入軸:PI= Pd1=4.320.96=4.15Kw輸出軸:PII= PI23=4.150.980.97=3.94Kw工作機(jī)軸:PIII= PII24=3.940.980.99=3.82Kw則各軸的輸出功率:輸入軸:PI= PI2=4.150.98=4.07Kw輸出軸:PII= PII2=3.940.98=3.86Kw工作機(jī)軸:PIII= PIII2=3.820.98=3.74Kw(3)各軸輸入轉(zhuǎn)矩:電動(dòng)機(jī)軸輸出轉(zhuǎn)矩:Td=9550Pdnm=95504.32960=42.98Nm輸入軸:TI=9550PInI=95504.15320=123.85Nm輸出軸:TII=9550PIInII=95503.9476.37=492.69Nm工作機(jī)軸:TIII=9550PIIInIII=95503.8276.37=477.69Nm各軸輸出轉(zhuǎn)矩為:輸入軸:TI= TI2=123.850.98=121.37Nm輸出軸:TII= TII2=492.690.98=482.84Nm工作機(jī)軸:TIII= TIII2=477.690.98=468.14Nm第五部分 V帶的設(shè)計(jì)5.1 V帶的設(shè)計(jì)與計(jì)算1.確定計(jì)算功率Pca 由表查得工作情況系數(shù)KA = 1.3,故Pca= KAPd=1.34.32=5.62Kw2.選擇V帶的帶型 根據(jù)Pca、nm由圖選用A型。3.確定帶輪的基準(zhǔn)直徑dd并驗(yàn)算帶速v 1)初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1。由表,取小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1 = 112 mm。 2)驗(yàn)算帶速v。按課本公式驗(yàn)算帶的速度v=dd1nm601000=112960601000=5.63ms 因?yàn)? m/s v 1206.計(jì)算帶的根數(shù)z 1)計(jì)算單根V帶的額定功率Pr。 由dd1 = 112 mm和nm = 960 r/min,查表得P0 = 1.16 kW。 根據(jù)nm = 960 r/min,i0 = 3和A型帶,查表得DP0 = 0.11 kW。 查表得Ka = 0.93,查表得KL = 1,于是Pr=P0+P0KKL=1.16+0.110.931=1.18Kw 2)計(jì)算V帶的根數(shù)zz=PcaPr=5.621.18=4.76 取5根。7.計(jì)算單根V帶的初拉力F0 由表查得A型帶的單位長(zhǎng)度質(zhì)量q = 0.105 kg/m,所以F0=5002.5-KPcaKzv+qv2=5002.5-0.935.620.9355.63+0.1055.632=171.85N8.計(jì)算壓軸力FPFp=2zF0 sin12=25171.85sin151.82=1666.44N9.主要設(shè)計(jì)結(jié)論帶型A型根數(shù)5根小帶輪基準(zhǔn)直徑dd1112mm大帶輪基準(zhǔn)直徑dd2355mmV帶中心距a494mm帶基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld1750mm小帶輪包角1151.8帶速5.63m/s單根V帶初拉力F0171.85N壓軸力Fp1666.44N5.2 帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1.小帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 1)小帶輪的結(jié)構(gòu)圖 2)小帶輪主要尺寸計(jì)算代號(hào)名稱計(jì)算公式代入數(shù)據(jù)尺寸取值內(nèi)孔直徑d電動(dòng)機(jī)軸直徑DD = 38mm38mm分度圓直徑dd1112mmdadd1+2ha112+22.75117.5mmd1(1.82)d(1.82)3876mmB(z-1)e+2f(5-1)15+2978mmL(1.52)B(1.52)78117mm2.大帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 1)大帶輪的結(jié)構(gòu)圖 2)大帶輪主要尺寸計(jì)算代號(hào)名稱計(jì)算公式代入數(shù)據(jù)尺寸取值內(nèi)孔直徑d輸入軸最小直徑D = 28mm28mm分度圓直徑dd2355mmdadd1+2ha355+22.75360.5mmd1(1.82)d(1.82)2856mmB(z-1)e+2f(5-1)15+2978mmL(1.52)d(1.52)2856mm第六部分 齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)1.選精度等級(jí)、材料及齒數(shù)(1)材料選擇:由表選小齒輪材料為40Cr調(diào)質(zhì)處理,硬度范圍取為280HBS,大齒輪材料為45鋼調(diào)質(zhì)處理,硬度范圍取為240HBS。(2)一般工作機(jī)器,選用8級(jí)精度。(3)選小齒輪齒數(shù)Z1 = 24,大齒輪齒數(shù)Z2 = 244.19 = 100.56,取Z2= 101。(4)初選螺旋角b = 14。(5)壓力角a = 20。2.按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)(1)由式試算小齒輪分度圓直徑,即d132KT1du+1uZEZHZZH21)確定公式中的各參數(shù)值。試選載荷系數(shù)KHt = 1.3。計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T1=9.55103P1n1=9.551034.15320=123.85Nm選取齒寬系數(shù)d = 1。由圖查取區(qū)域系數(shù)ZH = 2.44。查表得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Z 。端面壓力角:t=arctantanncos=arctantan20cos14=20.561at1=arccosZ1costZ1+2ha*cos =arccos24cos20.56124+21cos14=29.982at2=arccosZ2costZ2+2ha*cos =arccos101cos20.561101+21cos14=23.274端面重合度:=12Z1tanat1-tant+Z2tanat2-tant=1224tan29.982-tan20.561+101tan23.274-tan20.561=1.655軸向重合度:=dZ1tan=124tan14=1.905重合度系數(shù):Z=4-31-+=4-1.65531-1.905+1.9051.655=0.666由式可得螺旋角系數(shù)Z=cos=cos14=0.985計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力sH查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為sHlim1 = 600MPa、sHlim2 = 550 MPa。計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù):N1=60n1jLh=603201538300=6.91108N2=N1i12=6.911084.19=1.65108查取接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1 = 0.89、KHN2 = 0.92。取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,得:H1=Hlim1KHN1S=6000.891=534MPaH2=Hlim2KHN2S=5500.921=506MPa取sH1和sH2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力,即H=H2=506MPa2)試算小齒輪分度圓直徑d132KT1du+1uZEZHZZH2=3210001.3123.8514.19+14.19189.82.440.6660.9855062=52.389mm(2)調(diào)整小齒輪分度圓直徑1)計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備圓周速度vv=d1tn1601000=52.389320601000=0.88ms齒寬bb=dd1t=152.389=52.389mm2)計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KH由表查得使用系數(shù)KA = 1.25。根據(jù)v = 0.88 m/s、8級(jí)精度,由圖查得動(dòng)載系數(shù)KV = 1.05。齒輪的圓周力Ft1=2T1d1t=21000123.8552.389=4728.092NKAFt1b=1.254728.09252.389=112.81Nmm 100 Nmm查表得齒間載荷分配系數(shù)KHa = 1.4。由表用插值法查得8級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支承對(duì)稱布置時(shí),KHb = 1.346。則載荷系數(shù)為:K=KAKVKHKH=1.251.051.41.346=2.4733)可得按實(shí)際載荷系數(shù)算的的分度圓直徑d1=d1t3KKt=52.38932.4731.3=64.913mm及相應(yīng)的齒輪模數(shù)mn=d1cosZ1=64.913cos1424=2.624mm模數(shù)取為標(biāo)準(zhǔn)值mn = 2.5mm。3.幾何尺寸計(jì)算(1)計(jì)算中心距a=Z1+Z2mn2cos=24+1012.52cos14=161.028mm中心距圓整為a = 160 mm。(2)按圓整后的中心距修正螺旋角=arccosZ1+Z2mn2a=arccos24+1012.52160=12.436即:b = 122610(3)計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑d1=mnZ1cos=2.524cos12.436=61.44mmd2=mnZ2cos=2.5101cos12.436=258.56mm(4)計(jì)算齒輪寬度b=dd1=161.44=61.44mm取b2 = 62 mm、b1 = 67 mm。4.校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度(1)齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件F=2KT1YFaYSaYYcos2dmn3Z121)確定公式中各參數(shù)值計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)ZV1=Z1cos3=24cos12.4363=25.77ZV2=Z2cos3=101cos12.4363=108.448計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的重合度系數(shù)Ye基圓螺旋角:b=arctantancost=arctantan12.436cos20.561=11.667當(dāng)量齒輪重合度:v=cos2b=1.655cos11.6672=1.725軸向重合度:=dZ1tan=124tan12.436=1.685重合度系數(shù):Y=0.25+0.75v=0.25+0.751.725=0.685計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的螺旋角系數(shù)YbY=1-120=1-1.68512.436120=0.825由當(dāng)量齒數(shù),查圖得齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)YFa1 = 2.61 YFa2 = 2.17YSa1 = 1.61 YSa2 = 1.83計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KF由表查得齒間載荷分配系數(shù)KFa = 1.4根據(jù)KHb = 1.346,結(jié)合b/h = 11.02查圖得KFb = 1.316則載荷系數(shù)為KF=KAKVKFKF=1.251.051.41.316=2.418計(jì)算齒根彎曲疲勞許用應(yīng)力sF查得小齒輪和大齒輪的彎曲疲勞極限分別為sFlim1 = 500 MPa、sFlim2 = 380 MPa。由圖查取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1 = 0.85、KFN2 = 0.88取安全系數(shù)S=1.4,得F1=KFN1Flim1S=0.855001.4=303.57MPaF2=KFN2Flim2S=0.883801.4=238.86MPa2)齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核F=2KFT1YFa1YSa1YYcos2dmn3Z12=210002.418123.852.611.610.6850.825cos212.43612.53242=150.713MPaF1F=2KFT1YFa2YSa2YYcos2dmn3Z12=210002.418123.852.171.830.6850.825cos212.43612.53242=142.427MPaF2齒根彎曲疲勞強(qiáng)度滿足要求。主要設(shè)計(jì)結(jié)論 齒數(shù)Z1 = 24、Z2 = 101,模數(shù)mn = 2.5 mm,壓力角a = 20,螺旋角b = 12.436= 122610,中心距a = 160 mm,齒寬b1 = 67 mm、b2 = 62 mm。齒輪參數(shù)總結(jié)和計(jì)算代號(hào)名稱計(jì)算公式高速級(jí)小齒輪高速級(jí)大齒輪模數(shù)m2.5mm2.5mm齒數(shù)z24101螺旋角左122610右122610齒寬b67mm62mm分度圓直徑d61.44mm258.56mm齒頂高系數(shù)ha1.01.0頂隙系數(shù)c0.250.25齒頂高h(yuǎn)amha2.5mm2.5mm齒根高h(yuǎn)fm(ha+c)3.125mm3.125mm全齒高h(yuǎn)ha+hf5.625mm5.625mm齒頂圓直徑dad+2ha66.44mm263.56mm齒根圓直徑dfd-2hf55.19mm252.31mm第七部分 傳動(dòng)軸和傳動(dòng)軸承及聯(lián)軸器的設(shè)計(jì)7.1 輸入軸的設(shè)計(jì)1.輸入軸上的功率P1、轉(zhuǎn)速n1和轉(zhuǎn)矩T1P1 = 4.15 KW n1 = 320 r/min T1 = 123.85 Nm2.求作用在齒輪上的力 已知小齒輪的分度圓直徑為:d1 = 61.44 mm 則:Ft=2T1d1=21000123.8561.44=4031.6NFr=Fttanncos=4031.6tan20cos12.436=1502.6NFa=Fttan=4031.6tan12.436=888.6N3.初步確定軸的最小直徑: 先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理,根據(jù)表,取A0 = 112,得:dmin=A03P1n1=112 34.15320=26.3mm 輸入軸的最小直徑是安裝大帶輪處的軸徑,由于安裝鍵將軸徑增大5%,故選取:d12 = 28 mm4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)圖5.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度 1)為了滿足大帶輪的軸向定位要求,I-II軸段右端需制出一軸肩,故取II=III段的直徑d23 = 33 mm;左端用軸端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直徑D = 38 mm。大帶輪寬度B = 78 mm,為了保證軸端擋圈只壓在大帶輪上而不壓在軸的端面上,故I-II段的長(zhǎng)度應(yīng)比大帶輪寬度B略短一些,現(xiàn)取l12 = 76 mm。 2)初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用,故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)d23 = 33 mm,由軸承產(chǎn)品目錄中選擇單列圓錐滾子軸承30207,其尺寸為dDT = 357218.25 mm,故d34 = d78 = 35 mm,取擋油環(huán)的寬度為15,則l34 = l78 = 18.25+15 = 33.25 mm。 軸承采用擋油環(huán)進(jìn)行軸向定位。由手冊(cè)上查得30207型軸承的定位軸肩高度h = 3.5 mm,因此,取d45 = d67 = 42 mm。 3)由于齒輪的直徑較小,為了保證齒輪輪體的強(qiáng)度,應(yīng)將齒輪和軸做成一體而成為齒輪軸。所以l56 = B = 67 mm,d56 = d1 = 61.44 mm 4)根據(jù)軸承端蓋便于裝拆,保證軸承端蓋的外端面與大帶輪右端面有一定距離,取l23 = 50 mm。 5)取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離 = 16 mm,考慮箱體的鑄造誤差,在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí),應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s,取s = 8 mm,則l45 = +s-15 = 16+8-15 = 9 mml67 = +s-15 = 16+8-15 = 9 mm至此,已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。6.軸的受力分析和校核1)作軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖(見圖a): 根據(jù)30207軸承查手冊(cè)得a = 15.3 mm 帶輪中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L1 = (78/2+50+15.3)mm = 104.3 mm 齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L2 = (67/2+33.25+9-15.3)mm = 60.4 mm 齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L3 = (67/2+9+33.25-15.3)mm = 60.4 mm V帶壓軸力Fp = 1666.44 N2)計(jì)算軸的支反力:水平面支反力(見圖b):FNH1=FtL3L2+L3=4031.660.460.4+60.4=2015.8NFNH2=FtL2L2+L3=4031.660.460.4+60.4=2015.8N垂直面支反力(見圖d):FNV1=FrL3+Fad12-FpL1+L2+L3L2+L3=1502.660.4+888.661.442-1666.44104.3+60.4+60.460.4+60.4=-2128NFNV2=FrL2-Fad12+FpL1L2+L3=1502.660.4-888.661.442+1666.44104.360.4+60.4=1964.1N3)計(jì)算軸的彎矩,并做彎矩圖:截面C處的水平彎矩:MH=FNH1L2=2015.860.4=121754Nmm截面A處的垂直彎矩:MV0=FpL1=1666.44104.3=173810Nmm截面C處的垂直彎矩:MV1=FNV1L2=-212860.4=-128531NmmMV2=FNV2L3=1964.160.4=118632Nmm分別作水平面彎矩圖(圖c)和垂直面彎矩圖(圖e)。截面C處的合成彎矩:M1=MH2+MV12=1217542+-1285312=177043NmmM2=MH2+MV22=1217542+1186322=169993Nmm作合成彎矩圖(圖f)。4)作轉(zhuǎn)矩圖(圖g)。5)按彎扭組合強(qiáng)度條件校核軸的強(qiáng)度: 通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面(即危險(xiǎn)截面C)的強(qiáng)度。必要時(shí)也對(duì)其他危險(xiǎn)截面(轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面)進(jìn)行強(qiáng)度校核。根據(jù)公式(14-4),取a = 0.6,則有:ca=McaW=M12+T12W=1770432+0.6123.85100020.161.443=8.3MPa-1=60MPa 故設(shè)計(jì)的軸有足夠的強(qiáng)度,并有一定的裕度(注:計(jì)算W時(shí),忽略單鍵槽的影響)。軸的彎扭受力圖如下:7.2 輸出軸的設(shè)計(jì)1.求輸出軸上的功率P2、轉(zhuǎn)速n2和轉(zhuǎn)矩T2P2 = 3.94 KW n2 = 76.37 r/min T2 = 492.69 Nm2.求作用在齒輪上的力 已知大齒輪的分度圓直徑為:d2 = 258.56 mm 則:Ft=2T2d2=21000492.69258.56=3811NFr=Fttanncos=3811tan20cos12.436=1420.4NFa=Fttan=3811tan12.436=840N3.初步確定軸的最小直徑 先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理,根據(jù)表,取:A0 = 112,于是得dmin=A03P2n2=112 33.9476.37=41.7mm 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d12,為了使所選的軸直徑d12與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng),故需同時(shí)選取聯(lián)軸器型號(hào)。 聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca = KAT2,查表,考慮轉(zhuǎn)矩變化小,故取KA = 1.5,則:Tca=KAT2=1.5492.69=739Nm 按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件,查標(biāo)準(zhǔn)GB/T 4323-2002或手冊(cè),選用LT9型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為50 mm故取d12 = 50 mm,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度為84 mm。4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)圖5.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度 1)為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求,I-II軸段右端需制出一軸肩,故取II-III段的直徑d23 = 55 mm;左端用軸端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直徑D = 60 mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度L = 84 mm,為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上,故I-II段的長(zhǎng)度應(yīng)比L略短一些,現(xiàn)取l12 = 82 mm。 2)初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用,故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)d23 = 55 mm,由軸承產(chǎn)品目錄中選取單列圓錐滾子軸承30212,其尺寸為dDT = 60mm110mm23.75mm,故d34 = d67 = 60 mm,取擋油環(huán)的寬度為15,則l67 = 23.75+15 = 38.75 mm 右端滾動(dòng)軸承采用擋油環(huán)進(jìn)行軸向定位。由手冊(cè)上查得30212型軸承的定位軸肩高度h = 4.5 mm,因此,取d56 = 69 mm。 3)取安裝齒輪處的軸段IV-V段的直徑d45 = 65 mm;齒輪的左端與左軸承之間采用擋油環(huán)定位。已知大齒輪輪轂的寬度為B = 62 mm,為了使擋油環(huán)端面可靠地壓緊齒輪,此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度,故取l45 = 60 mm。 4)根據(jù)軸承端蓋便于裝拆,保證軸承端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面有一定距離,取l23 = 50 mm。 5)取小齒輪端面距箱體內(nèi)壁之距離 = 16 mm,考慮箱體的鑄造誤差,在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí),應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s,取s = 8 mm,已知滾動(dòng)軸承的寬度T = 23.75 mm,則l34 = T+s+2.5+2 = 23.75+8+16+2.5+2 = 52.25 mml56 = s+2.5-15 = 8+16+2.5-15 = 11.5 mm至此,已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。6.軸的受力分析和校核1)作軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖(見圖a): 根據(jù)30212軸承查手冊(cè)得a = 22.3 mm 齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L2 = (62/2-2+52.25-22.3)mm = 59 mm 齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L3 = (62/2+11.5+38.75-22.3)mm = 59 mm2)計(jì)算軸的支反力:水平面支反力(見圖b):FNH1=FtL3L2+L3=38115959+59=1905.5NFNH2=FtL2L2+L3=38115959+59=1905.5N垂直面支反力(見圖d):FNV1=FrL3+Fad22L2+L3=1420.459+840258.56259+59=1630.5NFNV2=Fad22-FrL2L2+L3=840258.562-1420.45959+59=210.1N3)計(jì)算軸的彎矩,并做彎矩圖:截面C處的水平彎矩:MH=FNH1L2=1905.559=112424Nmm截面C處的垂直彎矩:MV1=FNV1L2=1630.559=96200NmmMV2=FNV2L3=210.159=12396Nmm分別作水平面彎矩圖(圖c)和垂直面彎矩圖(圖e)。截面C處的合成彎矩:M1=MH2+MV12=1124242+962002=147965NmmM2=MH2+MV22=1124242+123962=113105Nmm作合成彎矩圖(圖f)。4)作轉(zhuǎn)矩圖(圖g)。5)按彎扭組合強(qiáng)度條件校核軸的強(qiáng)度: 通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面(即危險(xiǎn)截面C)的強(qiáng)度。必要時(shí)也對(duì)其他危險(xiǎn)截面(轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面)進(jìn)行強(qiáng)度校核。根據(jù)公式(14-4),取a = 0.6,則有:ca=McaW=M2+T22W=1479652+0.6492.69100020.1653=12MPa-1=60MPa 故設(shè)計(jì)的軸有足夠的強(qiáng)度,并有一定的裕度(注:計(jì)算W時(shí),忽略單鍵槽的影響)。軸的彎扭受力圖如下:第八部分 鍵聯(lián)接的選擇及校核計(jì)算8.1 輸入軸鍵選擇與校核 校核大帶輪處的鍵連接: 該處選用普通平鍵尺寸為:bhl = 8mm7mm70mm,接觸長(zhǎng)度:l = 70-8 = 62 mm,則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T=0.25hldF=0.25762281201000=364.6NmTT1,故鍵滿足強(qiáng)度要求。8.2 輸出軸鍵選擇與校核1)輸出軸與大齒輪處鍵 該處選用普通平鍵尺寸為:bhl = 18mm11mm50mm,接觸長(zhǎng)度:l = 50-18 = 32 mm,則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T=0.25hldF=0.251132651201000=686.4NmTT2,故鍵滿足強(qiáng)度要求。2)輸出軸與聯(lián)軸器處鍵 該處選用普通平鍵尺寸為:bhl = 14mm9mm70mm,接觸長(zhǎng)度:l = 70-14 = 56 mm,則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T=0.25hldF=0.25956501201000=756NmTT2,故鍵滿足強(qiáng)度要求。第九部分 軸承的選擇及校核計(jì)算根據(jù)條件,軸承預(yù)計(jì)壽命:LhLh=538300=36000h9.1 輸入軸的軸承計(jì)算與校核1)初步計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷P: 因該軸承即受軸向力也受徑向力,有課本表12-5查得徑向動(dòng)載荷系數(shù)X和軸向動(dòng)載荷系數(shù)Y分別為:X = 1,Y = 0所以:P=XFr+YFa=11502.6+0888.6=1502.6N2)求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:C=P10360n1Lh106=1502.61036032036000106=10684N3)選擇軸承型號(hào): 查課本表11-5,選擇:30207軸承,Cr = 54.2 KN,由課本式11-3有:Lh=10660n1CP103=1066032054.210001502.6103=8.08106hLh所以軸承預(yù)期壽命足夠。9.2 輸出軸的軸承計(jì)算與校核1) 初步計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷P: 因該軸承即受軸向力也受徑向力,有課本表12-5查得徑向動(dòng)載荷系數(shù)X和軸向動(dòng)載荷系數(shù)Y分別為:X = 1,Y = 0所以:P=XFr+YFa=11420.4+0840=1420.4N2)求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:C=P10360n2Lh106=1420.41036076.3736000106=6571N3)選擇軸承型號(hào): 查課本表11-5,選擇:30212軸承,Cr = 102 KN,由課本式11-3有:Lh=10660n2CP103=1066076.3710210001420.4103=3.36108hLh所以軸承預(yù)期壽命足夠。第十部分 聯(lián)軸器的選擇1.載荷計(jì)算公稱轉(zhuǎn)矩:T=T2=492.69Nm由表查得KA = 1.5,故得計(jì)算轉(zhuǎn)矩為:Tca=KAT2=1.5492.69=739Nm2.型號(hào)選擇 選用LT9型聯(lián)軸器,聯(lián)軸器許用轉(zhuǎn)矩為T = 1000 Nm,許用最大轉(zhuǎn)速為n = 2850 r/min,軸孔直徑為50 mm,軸孔長(zhǎng)度為84 mm。Tca=739NmT=1000Nmn2=76.37rminn=2850rmin聯(lián)軸器滿足要求,故合用。第十一部分 減速器的潤(rùn)滑和密封11.1 減速器的潤(rùn)滑1)齒輪的潤(rùn)滑 通用的閉式齒輪傳動(dòng),其潤(rùn)滑方法根據(jù)齒輪的圓周速度大小而定。由于大齒輪的圓周速度v 12 m/s,將大齒輪的輪齒浸入油池中進(jìn)行浸油潤(rùn)滑。這樣,齒輪在傳動(dòng)時(shí),就把潤(rùn)滑油帶到嚙合的齒面上,同時(shí)也將油甩到箱壁上,借以散熱。 齒輪浸入油中的深度通常不宜超過(guò)一個(gè)齒高,但一般亦不應(yīng)小于10mm。為了避免齒輪轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)將沉積在油池底部的污物攪起,造成齒面磨損,大齒輪齒頂距油池底面距離不小于30mm,取齒頂距箱體內(nèi)底面距離為30mm。由于大齒輪全齒高h(yuǎn) = 5.625 mm 10 mm,取浸油深度為10mm,則油的深度H為H = 30+10 = 40 mm 根據(jù)齒輪圓周速度查表選用中負(fù)荷工業(yè)齒輪油(GB 5903-2011),牌號(hào)為220潤(rùn)滑油,粘度薦用值為177 cSt。2)軸承的潤(rùn)滑 軸承常用的潤(rùn)滑方式有油潤(rùn)滑及脂潤(rùn)滑兩類。此外,也有使用固體潤(rùn)滑劑潤(rùn)滑的。選用哪一類潤(rùn)滑方式,可以根據(jù)低速大齒輪的圓周速度判斷。由于大齒輪圓周速度v = 0.88 m/s 2 m/s,所以采用脂潤(rùn)滑。潤(rùn)滑脂形成的潤(rùn)滑膜強(qiáng)度高,能承受較大的載荷,不易流失,容易密封,一次加脂可以維持相當(dāng)長(zhǎng)的一段時(shí)間。滾動(dòng)軸承的裝脂量一般以軸承內(nèi)部空間容積的1/32/3為宜。為避免稀油稀釋油脂,需用擋油環(huán)將軸承與箱體內(nèi)部隔開。在本設(shè)計(jì)中選用通用鋰基潤(rùn)滑脂,它適用于溫度寬溫度范圍內(nèi)各種機(jī)械設(shè)備的潤(rùn)滑,選用牌號(hào)為ZL-1的潤(rùn)滑脂。11.2 減速器的密封 為防止箱體內(nèi)潤(rùn)滑劑外泄和外部雜質(zhì)進(jìn)入箱體內(nèi)部影響箱體工作,在構(gòu)成箱體的各零件間,如箱蓋與箱座間、外伸軸的輸出、輸入軸與軸承蓋間,需設(shè)置不同形式的密封裝置。對(duì)于無(wú)相對(duì)運(yùn)動(dòng)的結(jié)合面,常用密封膠、耐油橡膠墊圈等;對(duì)于旋轉(zhuǎn)零件如外伸軸的密封,則需根據(jù)其不同的運(yùn)動(dòng)速度和密封要求考慮不同的密封件和結(jié)構(gòu)。本設(shè)計(jì)中由于密封界面的相對(duì)速度較小,故采用接觸式密封。輸入軸與軸承蓋間v 3 m/s,輸出軸與軸承蓋間v 3 m/s,故均采用半粗羊毛氈密封圈。第十二部分 減速器附件及箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸12.1 減速器附件的設(shè)計(jì)與選取1.檢查孔和視孔蓋 檢查孔用于檢查傳動(dòng)件的嚙合情況、潤(rùn)滑狀態(tài)、接觸斑點(diǎn)及齒側(cè)間隙,還可用來(lái)注入潤(rùn)滑油,故檢查孔應(yīng)開在便于觀察傳動(dòng)件嚙合區(qū)的位置,其尺寸大小應(yīng)便于檢查操作。 視孔蓋可用鑄鐵、鋼板制成,它和箱體之間應(yīng)加密封墊,還可在孔口處加過(guò)濾裝置,以過(guò)濾注入油中的雜質(zhì)。視孔蓋示意圖及相關(guān)尺寸計(jì)算如下:查輔導(dǎo)書手冊(cè)得具體尺寸如下:L1 = 120 ; L2 = 105 ; b1 = 90 ; b2 = 75 ; d = 7 ; R = 5 ; h = 42.放油螺塞 放油孔應(yīng)設(shè)在箱座底面最低處或設(shè)在箱底。箱外應(yīng)有足夠的空間,以便于放容器,油孔下也可制出唇邊,以利于引油流到容器內(nèi)。放油螺塞常為六角頭細(xì)牙螺紋,在六角頭與放油孔的接觸面處,應(yīng)加封油圈密封。放油螺塞及對(duì)應(yīng)油封圈尺寸如下圖所示:3.油標(biāo)(油尺) 油標(biāo)用來(lái)指示油面高度,應(yīng)設(shè)置在便于檢查及油面較穩(wěn)定之處。本設(shè)計(jì)采用桿式油標(biāo),桿式油標(biāo)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單,其上有刻線表示最高及最低油面。油標(biāo)安置的位置不能太低,以防油溢出。其傾斜角度應(yīng)便于油標(biāo)座孔的加工及油標(biāo)的裝拆。查輔導(dǎo)書手冊(cè),具體結(jié)構(gòu)和尺寸如下:4.通氣器 通氣器用于通氣,使箱體內(nèi)外氣壓一致,以避免由于運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)箱體內(nèi)溫度升高,內(nèi)壓增大,而引起減速器潤(rùn)滑油的滲漏。簡(jiǎn)易的通氣器鉆有丁字形孔,常設(shè)置在箱頂或檢查孔蓋上,用于較清潔的環(huán)境。較完善的通氣器具有過(guò)濾網(wǎng)及通氣曲路,可減少灰塵進(jìn)入。查輔導(dǎo)書手冊(cè),本設(shè)計(jì)采用通氣器型號(hào)及尺寸如下:5.起吊裝置 起吊裝置用于拆卸及搬運(yùn)減速器。它常由箱蓋上的吊孔和箱座凸緣下面的吊耳構(gòu)成。也可采用吊環(huán)螺釘擰入箱蓋以吊小型減速器或吊起箱蓋。本設(shè)計(jì)中所采用吊孔(或吊環(huán))和吊耳的示例和尺寸如下圖所示:吊孔尺寸計(jì)算:b (1.8-2.5)1 = (1.8-2.5)8 = 16 mmd = b =16 mmR (1-1.2)d = (1-1.2)16 = 16 mm吊耳尺寸計(jì)算:K = C1+C2 = 16+14 = 30 mmH = 0.8K = 0.830 = 24 mmh = 0.5H = 0.524 = 12 mmr = 0.25K = 0.2530 = 8 mmb = (1.8-2.5) = (1.8-2.5)8 = 16 mm6.起蓋螺釘 為便于起箱蓋,可在箱蓋凸緣上裝設(shè)2個(gè)起蓋螺釘。拆卸箱蓋時(shí),可先擰動(dòng)此螺釘頂起箱蓋。 起蓋螺釘釘頭部位應(yīng)為圓柱形,以免損壞螺紋。本設(shè)計(jì)起蓋螺釘尺寸如下:7.定位銷 為保證箱體軸承孔的加工精度與裝配精度,應(yīng)在箱體連接凸緣上相距較遠(yuǎn)處安置兩個(gè)圓錐銷,并盡量放在不對(duì)稱位置,以使箱座與箱蓋能正確定位。 為便于裝拆,定位銷長(zhǎng)度應(yīng)大于連接凸緣總厚度。本設(shè)計(jì)定位銷尺寸如下:12.2 減速器箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸名稱符號(hào)公式與計(jì)算結(jié)果取值箱座壁厚0.025a+3=0.025160+3=5取8mm箱蓋壁厚10.02a+3=0.02160+3=4.2取8mm箱蓋凸緣厚度b11.51=1.58=12取12mm箱座凸緣厚度b1.5=1.58=12取12mm箱座底凸緣厚度b22.5=2.58=20取20mm地腳螺釘直徑df0.036a+12=0.036160+12=17.8取M18地腳螺釘數(shù)目na250時(shí),取n=4取4軸承旁連接螺栓直徑d10.75df=0.7518=13.5取M14蓋與座連接螺栓直徑d2(0.5-0.6)df=(0.5-0.6)18=9-10.8取M10連接螺栓d2的間距l(xiāng)150-200取150軸承端蓋螺釘直徑d3(0.4-0.5)df=(0.4-0.5)18=7.2-9取M8視孔蓋螺釘直徑d4(0.3-0.4)df=(0.3-0.4)18=5.4-7.2取M6定位銷直徑d(0.7-0.8)d2=(0.7-0.8)10=7-8取8mmdf、d1、d2至外箱壁距離C1根據(jù)螺栓直徑查表取24、20、16df、d1、d2至凸緣邊緣距離C2根據(jù)螺栓直徑查表取22、18、14軸承旁凸臺(tái)半徑R1=18取18凸臺(tái)高度h根據(jù)低速級(jí)軸承座外徑確定,以便于扳手操作為準(zhǔn)外箱壁至軸承座端面距離L1C1+C2+(5-10)=20+18+(5-10)取43大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離11.2=1.28=9.6取12齒輪端面與內(nèi)箱壁距離=8取16箱蓋、箱座肋厚m1、m0.85=0.858=6.8取7設(shè)計(jì)小結(jié) 這次關(guān)于減速器的課程設(shè)計(jì)是我們真正理論聯(lián)系實(shí)際、深入了解設(shè)計(jì)概念和設(shè)計(jì)過(guò)程的實(shí)踐考驗(yàn),對(duì)于提高我們機(jī)械設(shè)計(jì)的綜合素質(zhì)大有用處。通過(guò)兩個(gè)星期的設(shè)計(jì)實(shí)踐,使我對(duì)機(jī)械設(shè)計(jì)有了更多的了解和認(rèn)識(shí).為我們以后的工作打下了堅(jiān)實(shí)的基礎(chǔ)。 機(jī)械設(shè)計(jì)是機(jī)械工業(yè)的基礎(chǔ),是一門綜合性相當(dāng)強(qiáng)的技術(shù)課程,它融機(jī)械原理、機(jī)械設(shè)計(jì)、理論力學(xué)、材料力學(xué)、互換性與技術(shù)測(cè)量、工程材料、機(jī)械設(shè)計(jì)(機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ))課程設(shè)計(jì)等于一體。 這次的課程設(shè)計(jì),對(duì)于培養(yǎng)我們理論聯(lián)系實(shí)際的設(shè)計(jì)思想、訓(xùn)練綜合運(yùn)用機(jī)械設(shè)計(jì)和有關(guān)先修課程的理論,結(jié)合生產(chǎn)實(shí)際反應(yīng)和解決工程實(shí)際問(wèn)題的能力,鞏固、加深和擴(kuò)展有關(guān)機(jī)械設(shè)計(jì)方面的知識(shí)等方面有重要的作用。 本次設(shè)計(jì)得到了指導(dǎo)老師的細(xì)心幫助和支持。衷心的感謝老師的指導(dǎo)和幫助。設(shè)計(jì)中還存在不少錯(cuò)誤和缺點(diǎn),需要繼續(xù)努力學(xué)習(xí)和掌握有關(guān)機(jī)械設(shè)計(jì)的知識(shí),繼續(xù)培養(yǎng)設(shè)計(jì)習(xí)慣和思維從而提高設(shè)計(jì)實(shí)踐操作能力。參考文獻(xiàn)1 濮良貴、陳國(guó)定、吳立言.機(jī)械設(shè)計(jì).9版.北京:高等教育出版社,2013.052 陳立德.機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書3 龔桂義.機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)圖冊(cè)4 機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)委員會(huì).機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)(新版).北京機(jī)械工業(yè)出版社,2004
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一單級(jí)帶式
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傳動(dòng)
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帶斜齒
圓柱齒輪
減速器
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一單級(jí)帶式輸送機(jī)的傳動(dòng)裝置-V帶斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)減速器設(shè)計(jì)F=2000N,V=1.8m-s,D=450mm含3張CAD圖,一單級(jí)帶式,輸送,傳動(dòng),裝置,帶斜齒,圓柱齒輪,減速器,設(shè)計(jì),nv,sd,mm,妹妹,cad
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