V帶式輸送機(jī)傳動(dòng)裝置-展開式直齒輪減速器設(shè)計(jì)F=3.5KN,V=0.6,D=360含6張CAD圖
V帶式輸送機(jī)傳動(dòng)裝置-展開式直齒輪減速器設(shè)計(jì)F=3.5KN,V=0.6,D=360含6張CAD圖,輸送,傳動(dòng),裝置,展開式,齒輪,減速器,設(shè)計(jì),knv,cad
機(jī)械設(shè)計(jì)減速器設(shè)計(jì)說明書 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43.1 電動(dòng)機(jī)的選擇43.2 確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比5第四部分 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)6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)136.1 高速級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算136.2 低速級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算18第七部分 傳動(dòng)軸和傳動(dòng)軸承及聯(lián)軸器的設(shè)計(jì)247.1 輸入軸的設(shè)計(jì)247.2 中間軸的設(shè)計(jì)297.3 輸出軸的設(shè)計(jì)35第八部分 鍵聯(lián)接的選擇及校核計(jì)算408.1 輸入軸鍵選擇與校核418.2 中間軸鍵選擇與校核418.3 輸出軸鍵選擇與校核41第九部分 軸承的選擇及校核計(jì)算429.1 輸入軸的軸承計(jì)算與校核429.2 中間軸的軸承計(jì)算與校核439.3 輸出軸的軸承計(jì)算與校核43第十部分 聯(lián)軸器的選擇44第十一部分 減速器的潤滑和密封4411.1 減速器的潤滑4411.2 減速器的密封45第十二部分 減速器附件及箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸4612.1 減速器附件的設(shè)計(jì)與選取4612.2 減速器箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸52設(shè)計(jì)小結(jié)55參考文獻(xiàn)56第一部分 設(shè)計(jì)任務(wù)書1.1初始數(shù)據(jù) 設(shè)計(jì)展開式二級(jí)直齒圓柱齒輪減速器,初始數(shù)據(jù)F = 3.5KN,V = 0.6m/s,D = 360mm,設(shè)計(jì)年限(壽命):12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):齒輪相對于軸承不對稱分布,故沿軸向載荷分布不均勻,要求軸有較大的剛度。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)和展開式二級(jí)直齒圓柱齒輪減速器。2.2 計(jì)算傳動(dòng)裝置總效率ha=h1h24h32h4h5=0.960.9940.9720.990.96=0.825h1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=0.6m/s工作機(jī)的功率Pw:Pw=FV1000=35000.61000=2.1Kw電動(dòng)機(jī)所需工作功率為:Pd=Pwa=2.10.825=2.55Kw工作機(jī)的轉(zhuǎn)速為:n=601000VD=6010000.6360=31.8rmin 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=24,二級(jí)圓柱直齒輪減速器傳動(dòng)比i2=840,則總傳動(dòng)比合理范圍為ia=16160,電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為nd = ian = (16160)31.8 = 508.85088r/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Y100L2-4的三相異步電動(dòng)機(jī),額定功率為3KW,滿載轉(zhuǎn)速nm=1430r/min,同步轉(zhuǎn)速1500r/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HLHDABKDEFG100mm38024516014012mm28608243.2 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=143031.8= 44.97(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)外廓尺寸不致過大,初步取i0=3,則減速器傳動(dòng)比為:i=iai0=44.973=14.99取兩級(jí)圓柱齒輪減速器高速級(jí)的傳動(dòng)比為:i12=1.3i=1.314.99=4.41則低速級(jí)的傳動(dòng)比為:i23=ii12=14.994.41=3.4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=14303=476.67rmin中間軸:nII=nIi12=476.674.41=108.09rmin輸出軸:nIII=nIIi23=108.093.4=31.79rmin工作機(jī)軸:nIV= nIII=31.79rmin(2)各軸輸入功率:輸入軸:PI= Pd1=2.550.96=2.45Kw中間軸:PII= PI23=2.450.990.97=2.35Kw輸出軸:PIII= PII23=2.350.990.97=2.26Kw工作機(jī)軸:PIV= PIII24=2.260.990.99=2.22Kw則各軸的輸出功率:輸入軸:PI= PI2=2.450.99=2.43Kw中間軸:PII= PII2=2.350.99=2.33Kw輸出軸:PIII= PIII2=2.260.99=2.24Kw工作機(jī)軸:PIV= PIV2=2.220.99=2.2Kw(3)各軸輸入轉(zhuǎn)矩:電動(dòng)機(jī)軸輸出轉(zhuǎn)矩:Td=9550Pdnm=95502.551430=17.03Nm輸入軸:TI=9550PInI=95502.45476.67=49.09Nm中間軸:TII=9550PIInII=95502.35108.09=207.63Nm輸出軸:TIII=9550PIIInIII=95502.2631.79=678.92Nm工作機(jī)軸:TIV=9550PIVnIV=95502.2231.79=666.91Nm各軸輸出轉(zhuǎn)矩為:輸入軸:TI= TI2=49.090.99=48.6Nm中間軸:TII= TII2=207.630.99=205.55Nm輸出軸:TIII= TIII2=678.920.99=672.13Nm工作機(jī)軸:TIV= TIV2=666.910.99=660.24Nm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 = 1.2,故Pca= KAPd=1.22.55=3.06Kw2.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 = 75 mm。 2)驗(yàn)算帶速v。按課本公式驗(yàn)算帶的速度v=dd1nm601000=751430601000=5.61ms 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 = 75 mm和nm = 1430 r/min,查表得P0 = 0.67 kW。 根據(jù)nm = 1430 r/min,i0 = 3和A型帶,查表得DP0 = 0.17 kW。 查表得Ka = 0.96,查表得KL = 0.96,于是Pr=P0+P0KKL=0.67+0.170.960.96=0.77Kw 2)計(jì)算V帶的根數(shù)zz=PcaPr=3.060.77=3.97 取4根。7.計(jì)算單根V帶的初拉力F0 由表查得A型帶的單位長度質(zhì)量q = 0.105 kg/m,所以F0=5002.5-KPcaKzv+qv2=5002.5-0.963.060.9645.61+0.1055.612=112.68N8.計(jì)算壓軸力FPFp=2zF0 sin12=24112.68sin1622=890.24N9.主要設(shè)計(jì)結(jié)論帶型A型根數(shù)4根小帶輪基準(zhǔn)直徑dd175mm大帶輪基準(zhǔn)直徑dd2224mmV帶中心距a474mm帶基準(zhǔn)長度Ld1430mm小帶輪包角1162帶速5.61m/s單根V帶初拉力F0112.68N壓軸力Fp890.24N5.2 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 = 28mm28mm分度圓直徑dd175mmdadd1+2ha75+22.7580.5mmd1(1.82)d(1.82)2856mmB(z-1)e+2f(4-1)15+2963mmL(1.52)B(1.52)6394mm2.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 = 20mm20mm分度圓直徑dd2224mmdadd1+2ha224+22.75229.5mmd1(1.82)d(1.82)2040mmB(z-1)e+2f(4-1)15+2963mmL(1.52)d(1.52)2040mm第六部分 齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)6.1 高速級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算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 = 244.41 = 105.84,取Z2= 107。(4)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+1uZEZHZH21)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=9.551032.45476.67=49.09Nm選取齒寬系數(shù)d = 1。由圖查取區(qū)域系數(shù)ZH = 2.5。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:a1=arccosZ1cosZ1+2ha*=arccos24cos2024+21=29.85a2=arccosZ2cosZ2+2ha*=arccos107cos20107+21=22.716端面重合度:=12Z1tana1-tan+Z2tana2-tan=1224tan29.85-tan20+107tan22.716-tan20=1.732重合度系數(shù):Z=4-3=4-1.7323=0.869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=60476.6711238300=2.47109N2=N1i12=2.471094.41=5.6108查取接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1 = 0.87、KHN2 = 0.9。取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,得:H1=Hlim1KHN1S=6000.871=522MPaH2=Hlim2KHN2S=5500.91=495MPa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=495MPa2)試算小齒輪分度圓直徑d132KT1du+1uZEZHZH2=3210001.349.0914.41+14.41189.82.50.8694952=47.717mm(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=47.717476.67601000=1.19ms齒寬bb=dd1t=147.717=47.717mm2)計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KH由表查得使用系數(shù)KA = 1。根據(jù)v = 1.19 m/s、8級(jí)精度,由圖查得動(dòng)載系數(shù)KV = 1.08。齒輪的圓周力Ft1=2T1d1t=2100049.0947.717=2057.548NKAFt1b=12057.54847.717=43.12Nmm 100 Nmm查表得齒間載荷分配系數(shù)KHa = 1.2。由表用插值法查得8級(jí)精度、小齒輪相對支承非對稱布置時(shí),KHb = 1.453。由此,得到實(shí)際載荷系數(shù)K=KAKVKHKH=11.081.21.453=1.8833)可得按實(shí)際載荷系數(shù)算的的分度圓直徑d1=d1t3KKt=47.71731.8831.3=53.989mm及相應(yīng)的齒輪模數(shù)m=d1Z1=53.98924=2.25mm模數(shù)取為標(biāo)準(zhǔn)值m = 2 mm。3.幾何尺寸計(jì)算(1)計(jì)算分度圓直徑d1=mZ1=224=48mmd2=mZ2=2107=214mm(2)計(jì)算中心距a=d1+d22=48+2142=131mm(3)計(jì)算齒輪寬度b=dd1=148=48mm取b2 = 48、b1 = 53。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=2KT1YFaYSaYdm3Z121)確定公式中各參數(shù)值計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)YeY=0.25+0.75=0.25+0.751.732=0.683由齒數(shù),查圖得齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)YFa1 = 2.63 YFa2 = 2.17YSa1 = 1.59 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 = 1.2根據(jù)KHb = 1.453,結(jié)合b/h = 10.67查圖得KFb = 1.423則載荷系數(shù)為K=KAKVKFKF=11.081.21.423=1.844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 = 0.83、KFN2 = 0.85取安全系數(shù)S=1.4,得F1=KFN1Flim1S=0.835001.4=296.43MPaF2=KFN2Flim2S=0.853801.4=230.71MPa2)齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核F1=2KT1YFa1YSa1Ydm3Z12=210001.84449.092.631.590.683123242=112.213MPaF1F2=2KT1YFa2YSa2Ydm3Z12=210001.84449.092.171.830.683123242=106.562MPaF2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 = 107,模數(shù)m = 2 mm,壓力角a = 20,中心距a = 131 mm,齒寬b1 = 53 mm、b2 = 48 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)m2mm2mm齒數(shù)z24107齒寬b53mm48mm分度圓直徑d48mm214mm齒頂高系數(shù)ha1.01.0頂隙系數(shù)c0.250.25齒頂高h(yuǎn)amha2mm2mm齒根高h(yuǎn)fm(ha+c)2.5mm2.5mm全齒高h(yuǎn)ha+hf4.5mm4.5mm齒頂圓直徑dad+2ha52mm218mm齒根圓直徑dfd-2hf43mm209mm6.2 低速級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算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)Z3 = 25,大齒輪齒數(shù)Z4 = 253.4 = 85,取Z4= 84。(4)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d332KT2du+1uZEZHZH21)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T2=9.55103P2n2=9.551032.35108.09=207.63Nm選取齒寬系數(shù)d = 1。由圖查取區(qū)域系數(shù)ZH = 2.5。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:a1=arccosZ3cosZ3+2ha*=arccos25cos2025+21=29.54a2=arccosZ4cosZ4+2ha*=arccos84cos2084+21=23.391端面重合度:=12Z3tana1-tan+Z4tana2-tan=1225tan29.54-tan20+84tan23.391-tan20=1.723重合度系數(shù):Z=4-3=4-1.7233=0.871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=60n2jLh=60108.0911238300=5.6108N2=N1i23=5.61083.4=1.65108查取接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1 = 0.9、KHN2 = 0.92。取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,得:H1=Hlim1KHN1S=6000.91=540MPaH2=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d332KT2du+1uZEZHZH2=3210001.3207.6313.4+13.4189.82.50.8715062=77.532mm(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=d3tn2601000=77.532108.09601000=0.44ms齒寬bb=dd3t=177.532=77.532mm2)計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KH由表查得使用系數(shù)KA = 1。根據(jù)v = 0.44 m/s、8級(jí)精度,由圖查得動(dòng)載系數(shù)KV = 1.02。齒輪的圓周力Ft1=2T2d3t=21000207.6377.532=5355.982NKAFt1b=15355.98277.532=69.08Nmm 100 Nmm查表得齒間載荷分配系數(shù)KHa = 1.2。由表用插值法查得8級(jí)精度、小齒輪相對支承非對稱布置時(shí),KHb = 1.462。由此,得到實(shí)際載荷系數(shù)K=KAKVKHKH=11.021.21.462=1.7893)可得按實(shí)際載荷系數(shù)算的的分度圓直徑d3=d3t3KKt=77.53231.7891.3=86.239mm及相應(yīng)的齒輪模數(shù)m=d3Z3=86.23925=3.45mm模數(shù)取為標(biāo)準(zhǔn)值m = 3 mm。3.幾何尺寸計(jì)算(1)計(jì)算分度圓直徑d3=mZ3=325=75mmd4=mZ4=384=252mm(2)計(jì)算中心距a=d3+d42=75+2522=163.5mm(3)計(jì)算齒輪寬度b=dd3=175=75mm取b4 = 75、b3 = 80。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=2KT2YFaYSaYdm3Z321)確定公式中各參數(shù)值計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)YeY=0.25+0.75=0.25+0.751.723=0.685由齒數(shù),查圖得齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)YFa1 = 2.61 YFa2 = 2.23YSa1 = 1.6 YSa2 = 1.77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 = 1.2根據(jù)KHb = 1.462,結(jié)合b/h = 11.11查圖得KFb = 1.432則載荷系數(shù)為K=KAKVKFKF=11.021.21.432=1.753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F1=2KT2YFa1YSa1Ydm3Z32=210001.753207.632.611.60.685133252=123.398MPaF1F2=2KT2YFa2YSa2Ydm3Z32=210001.753207.632.231.770.685133252=116.634MPaF2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)Z3 = 25、Z4 = 84,模數(shù)m = 3 mm,壓力角a = 20,中心距a = 163.5 mm,齒寬b1 = 80 mm、b2 = 75 mm。齒輪參數(shù)總結(jié)和計(jì)算代號(hào)名稱計(jì)算公式低速級(jí)小齒輪低速級(jí)大齒輪模數(shù)m3mm3mm齒數(shù)z2584齒寬b80mm75mm分度圓直徑d75mm252mm齒頂高系數(shù)ha1.01.0頂隙系數(shù)c0.250.25齒頂高h(yuǎn)amha3mm3mm齒根高h(yuǎn)fm(ha+c)3.75mm3.75mm全齒高h(yuǎn)ha+hf6.75mm6.75mm齒頂圓直徑dad+2ha81mm258mm齒根圓直徑dfd-2hf67.5mm244.5mm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 = 2.45 KW n1 = 476.67 r/min T1 = 49.09 Nm2.求作用在齒輪上的力 已知高速級(jí)小齒輪的分度圓直徑為:d1 = 48 mm 則:Ft=2T1d1=2100049.0948=2045.4NFr=Fttan=2045.4tan20=744.1N3.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 32.45476.67=19.3mm 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 = 20 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 = 25 mm;左端用軸端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直徑D = 30 mm。大帶輪寬度B = 63 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段的長度應(yīng)比大帶輪寬度B略短一些,現(xiàn)取l12 = 61 mm。 2)初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承只受徑向力的作用,故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)d23 = 25 mm,由軸承產(chǎn)品目錄中選擇深溝球軸承6206,其尺寸為dDT = 306216 mm,故d34 = d78 = 30 mm,取擋油環(huán)的寬度為15,則l34 = l78 = 16+15 = 31 mm。 軸承采用擋油環(huán)進(jìn)行軸向定位。由手冊上查得6206型軸承的定位軸肩高度h = 3 mm,因此,取d45 = d67 = 36 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 = 53 mm,d56 = d1 = 48 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,低速小齒輪和高速小齒輪之間的距離c = 12 mm??紤]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,已知低速小齒輪的寬度b3 = 80 mm,則l45 = b3+c+s-15 = 80+12+16+8-15 = 101 mml67 = +s-15 = 9 mm至此,已初步確定了軸的各段直徑和長度。6.軸的受力分析和校核1)作軸的計(jì)算簡圖(見圖a): 根據(jù)6206型軸承查手冊得T = 16 mm 帶輪中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L1 = 63/2+50+16/2 = 89.5 mm 齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L2 = 53/2+31+101-16/2 = 150.5 mm 齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L3 = 53/2+9+31-16/2 = 58.5 mm V帶壓軸力Fp = 890.24 N2)計(jì)算軸的支反力:水平面支反力(見圖b):FNH1=FtL3L2+L3=2045.458.5150.5+58.5=572.5NFNH2=FtL2L2+L3=2045.4150.5150.5+58.5=1472.9N垂直面支反力(見圖d):FNV1=FrL3-FpL1+L2+L3L2+L3=744.158.5-890.2489.5+150.5+58.5150.5+58.5=-1063.2NFNV2=FrL2+FpL1L2+L3=744.1150.5+890.2489.5150.5+58.5=-1063.2N3)計(jì)算軸的彎矩,并做彎矩圖:截面C處的水平彎矩:MH=FNH1L2=572.5150.5=86161Nmm截面A處的垂直彎矩:MV0=FpL1=890.2489.5=79676Nmm截面C處的垂直彎矩:MV1=FNV1L2=-1063.2150.5=-160012NmmMV2=FNV2L3=917.158.5=53650Nmm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=861612+-1600122=181735NmmM2=MH2+MV22=861612+536502=101499Nmm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=1817352+0.649.09100020.1483=16.6MPa-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 中間軸的設(shè)計(jì)1.求中間軸上的功率P2、轉(zhuǎn)速n2和轉(zhuǎn)矩T2P2 = 2.35 KW n2 = 108.09 r/min T2 = 207.63 Nm2.求作用在齒輪上的力 已知高速級(jí)大齒輪的分度圓直徑為:d2 = 214 mm 則:Ft1=2T2d2=21000207.63214=1940.5NFr1=Ft1tan=1940.5tan20=705.9N 已知低速級(jí)小齒輪的分度圓直徑為:d3 = 75 mm 則:Ft2=2T2d3=21000207.6375=5536.8NFr2=Ft2tan=5536.8tan20=2014.1N3.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,?。篈0 = 107,得:dmin=A03P2n2=107 32.35108.09=29.9mm4.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度 1)初步選擇滾動(dòng)軸承。中間軸最小直徑是安裝滾動(dòng)軸承的直徑d12和d56,因軸承只受徑向力的作用,故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)dmin = 29.9 mm,由軸承產(chǎn)品目錄中選取深溝球軸承6207,其尺寸為dDT = 357217 mm,故d12 = d56 = 35 mm。 2)取安裝大齒輪處的軸段V-VI的直徑d45 = 40 mm;齒輪的右端與右軸承之間采用擋油環(huán)定位。已知高速大齒輪齒輪輪轂的寬度B = 48 mm,為了可靠的壓緊齒輪,此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度,故取l45 = 46 mm。齒輪的左端采用軸肩定位,軸肩高度h = (23)R,由軸徑d45 = 40 mm查表,得R = 1.6 mm,故取h = 4 mm,則軸環(huán)處的直徑d34 = 48 mm。軸環(huán)寬度b1.4h,取l34 = 14.5 mm。 3)左端滾動(dòng)軸承采用擋油環(huán)進(jìn)行軸向定位。由手冊上查得6207型軸承的定位軸肩高度h = 3.5 mm,因此,取d23 = 40 mm。 4)考慮材料和加工的經(jīng)濟(jì)性,應(yīng)將低速小齒輪和軸分開設(shè)計(jì)與制造。已知低速小齒輪的輪轂寬度為B = 80 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l23 = 78 mm。 5)取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離 = 16 mm,高速小齒輪和低速小齒輪之間的距離c = 12 mm??紤]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)軸承寬度T = 17 mm,則l12 = T+s+2 = 17+16+8+2 = 43 mml56 = T2T+s+2.5+2 = 17+8+16+2.5+2 = 45.5 mm至此,已初步確定了軸的各段直徑和長度。6.軸的受力分析和校核1)作軸的計(jì)算簡圖(見圖a): 根據(jù)6207型軸承查手冊得T = 17 mm 高速大齒輪齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L1 = (48/2-2+45.5-17/2)mm = 59 mm 中間軸兩齒輪齒寬中點(diǎn)距離L2 = (48/2+14.5+80/2)mm = 78.5 mm 低速小齒輪齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L3 = (80/2-2+43-17/2)mm = 72.5 mm2)計(jì)算軸的支反力:水平面支反力(見圖b):FNH1=Ft1L2+L3+Ft2L3L1+L2+L3=1940.578.5+72.5+5536.872.559+78.5+72.5=3306.8NFNH2=Ft1L1+Ft2L1+L2L1+L2+L3=1940.559+5536.859+78.559+78.5+72.5=4170.5N垂直面支反力(見圖d):FNV1=Fr1L2+L3-Fr2L3L1+L2+L3=705.978.5+72.5-2014.172.559+78.5+72.5=-187.8NFNV2=Fr1L1-Fr2L1+L2L1+L2+L3=705.959-2014.159+78.559+78.5+72.5=-1120.4N3)計(jì)算軸的彎矩,并做彎矩圖:截面B、C處的水平彎矩:MH1=FNH1L1=3306.859=195101NmmMH2=FNH2L3=4170.572.5=302361Nmm截面B、C處的垂直彎矩:MV1=FNV1L1=-187.859=-11080NmmMV2=FNV2L3=-1120.472.5=-81229Nmm分別作水平面彎矩圖(圖c)和垂直面彎矩圖(圖e)。截面B、C處的合成彎矩:M1=MH12+MV12=1951012+-110802=195415NmmM2=MH22+MV22=3023612+-812292=313082Nmm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B)的強(qiáng)度。必要時(shí)也對其他危險(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+T22W=1954152+0.6207.63100020.1403=36.2MPa-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:7.3 輸出軸的設(shè)計(jì)1.求輸出軸上的功率P3、轉(zhuǎn)速n3和轉(zhuǎn)矩T3P3 = 2.26 KW n3 = 31.79 r/min T3 = 678.92 Nm2.求作用在齒輪上的力 已知低速級(jí)大齒輪的分度圓直徑為:d4 = 252 mm 則:Ft=2T3d4=21000678.92252=5388.3NFr=Fttan=5388.3tan20=1960.1N3.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=A03P3n3=112 32.2631.79=46.4mm 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 = KAT3,查表,考慮轉(zhuǎn)矩變化很小,故取KA = 1.3,則:Tca=KAT3=1.3678.92=882.6Nm 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,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。因軸承只受徑向力的作用,故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)d23 = 55 mm,由軸承產(chǎn)品目錄中選取深溝球軸承6212,其尺寸為dDT = 60mm110mm22mm,故d34 = d78 = 60 mm,取擋油環(huán)的寬度為15,則l34 = 22+15 = 37 mm 左端滾動(dòng)軸承采用擋油環(huán)進(jìn)行軸向定位。由手冊上查得6212型軸承的定位軸肩高度h = 4.5 mm,因此,取d45 = 69 mm。 3)取安裝齒輪處的軸段VI-VII段的直徑d67 = 65 mm;齒輪的右端與右軸承之間采用擋油環(huán)定位。已知低速大齒輪輪轂的寬度為B = 75 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l67 = 73 mm。齒輪的左端采用軸肩定位,軸肩高度h = (23)R,由軸徑d67 = 65 mm查表,得R = 2 mm,故取h = 6 mm,則軸環(huán)處的直徑d56 = 77 mm。軸環(huán)寬度b1.4h,取l56 = 12 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)取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離 = 16 mm,低速小齒輪和高速小齒輪之間的距離c = 12 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 = 22 mm高速大齒輪輪轂寬度B2 = 48 mm,則l45 = B2+c+5+2.5+s-l56-15 = 48+12+5+2.5+16+8-12-15 = 64.5 mml78 = T+s+2.5+2 = 22+8+16+2.5+2 = 50.5 mm至此,已初步確定了軸的各段直徑和長度。6.軸的受力分析和校核1)作軸的計(jì)算簡圖(見圖a): 根據(jù)6212型軸承查手冊得T = 22 mm 第一段軸中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L1 = (82/2+50+22/2)mm = 102 mm 齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L2 = (75/2+12+64.5+37-22/2)mm = 140 mm 齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L3 = (75/2-2+50.5-22/2)mm = 75 mm2)計(jì)算軸的支反力:水平面支反力(見圖b):FNH1=FtL3L2+L3=5388.375140+75=1879.6NFNH2=FtL2L2+L3=5388.3140140+75=3508.7N垂直面支反力(見圖d):FNV1=FrL3L2+L3=1960.175140+75=683.8NFNV2=FrL2L2+L3=1960.1140140+75=1276.3N3)計(jì)算軸的彎矩,并做彎矩圖:截面C處的水平彎矩:MH=FNH1L2=1879.6140=263144Nmm截面C處的垂直彎矩:MV=FNV1L2=683.8140=95732Nmm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:M=MH2+MV2=2631442+957322=280017Nmm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+T32W=2800172+0.6678.92100020.1653=18MPa-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 = 6mm6mm50mm,接觸長度:l = 50-6 = 44 mm,則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T=0.25hldF=0.25644201201000=158.4NmTT1,故鍵滿足強(qiáng)度要求。8.2 中間軸鍵選擇與校核1)中間軸與高速大齒輪處鍵 該處選用普通平鍵尺寸為:bhl = 12mm8mm40mm,接觸長度:l = 40-12 = 28 mm,則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T=0.25hldF=0.25828401201000=268.8NmTT2,故鍵滿足強(qiáng)度要求。2)中間軸與低速小齒輪處鍵 該處選用普通平鍵尺寸為:bhl = 12mm8mm70mm,接觸長度:l = 70-12 = 58 mm,則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T=0.25hldF=0.25858401201000=556.8NmTT2,故鍵滿足強(qiáng)度要求。8.3 輸出軸鍵選擇與校核1)輸出軸與低速大齒輪處的鍵 該處選用普通平鍵尺寸為:bhl = 18mm11mm70mm,接觸長度:l = 70-18 = 52 mm,則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T=0.25hldF=0.251152651201000=1115.4NmTT3,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=756NmTT3,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:Lh=1238300=86400h9.1 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: 因該軸承只受徑向力,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=1744.1+00=744.1N2)求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:C=P360n1Lh106=744.1360476.6786400106=10060N3)選擇軸承型號(hào): 查課本表11-5,選擇:6206軸承,Cr = 19.5 KN,由課本式11-3有:Lh=10660n1CP3=10660476.6719.51000744.13=6.29105hLh所以軸承預(yù)期壽命足夠。9.2 中間軸的軸承計(jì)算與校核1) 初步計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷P: 因該軸承只受徑向力,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=1705.9+00=705.9N2)求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:C=P360n2Lh106=705.9360108.0986400106=5820N3)選擇軸承型號(hào): 查課本表11-5,選擇:6207軸承,Cr = 25.5 KN,由課本式11-3有:Lh=10660n2CP3=10660108.0925.51000705.93=7.27106hLh所以軸承預(yù)期壽命足夠。9.3 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: 因該軸承只受徑向力,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=11960.1+00=1960.1N2)求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:C=P360n3Lh106=1960.136031.7986400106=10746N3)選擇軸承型號(hào): 查課本表11-5,選擇:6212軸承,Cr = 47.8 KN,由課本式11-3有:Lh=10660n3CP3=1066031.7947.810001960.13=7.6106hLh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=T3=678.92Nm由表查得KA = 1.3,故得計(jì)算轉(zhuǎn)矩為:Tca=KAT3=1.3678.92=882.6Nm2.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,軸孔長度為84 mm。Tca=882.6NmT=1000Nmn3=31.79rminn=2850rmin聯(lián)軸器滿足要求,故合用。第十一部分 減速器的潤滑和密封11.1 減速器的潤滑1)齒輪的潤滑
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V帶式輸送機(jī)傳動(dòng)裝置-展開式直齒輪減速器設(shè)計(jì)F=3.5KN,V=0.6,D=360含6張CAD圖,輸送,傳動(dòng),裝置,展開式,齒輪,減速器,設(shè)計(jì),knv,cad
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