機(jī)械課程設(shè)計(jì)二級減速器
機(jī)械課程設(shè)計(jì)二級減速器,機(jī)械,課程設(shè)計(jì),二級,減速器
目錄
1. 設(shè)計(jì)任務(wù) 2
2. 傳動(dòng)系統(tǒng)方案的擬定 2
3. 電動(dòng)機(jī)的選擇 3
3.1選擇電動(dòng)機(jī)的結(jié)構(gòu)和類型 3
3.2傳動(dòng)比的分配 5
3.3傳動(dòng)系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算 5
4. 減速器齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算 7
4.1高速級斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算 7
4.2低速級直齒圓柱齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算 11
5. 減速器軸及軸承裝置的設(shè)計(jì) 16
5.1軸的設(shè)計(jì) 16
5.2鍵的選擇與校核 23
5.3軸承的的選擇與壽命校核 25
6. 箱體的設(shè)計(jì) 28
6.1箱體附件 28
6.2鑄件減速器機(jī)體結(jié)構(gòu)尺寸計(jì)算表 29
7. 潤滑和密封 30
7.1潤滑方式選擇 30
7.2密封方式選擇 30
參考資料目錄 30
計(jì)算及說明
結(jié)果
1. 設(shè)計(jì)任務(wù)
1.1設(shè)計(jì)任務(wù)
設(shè)計(jì)帶式輸送機(jī)的傳動(dòng)系統(tǒng),工作時(shí)有輕微沖擊,輸送帶允許速度誤差±4%,二班制,使用期限12年(每年工作日300天),連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn),大修期三年,小批量生產(chǎn)。
1.2原始數(shù)據(jù)
滾筒圓周力:
輸送帶帶速:
滾筒直徑:
1.3工作條件
二班制,空載起動(dòng),有輕微沖擊,連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn),大修期三年;三相交流電源,電壓為380/220V。
2. 傳動(dòng)系統(tǒng)方案的擬定
帶式輸送機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)方案如下圖所示:
帶式輸送機(jī)由電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)。電動(dòng)機(jī)1通過聯(lián)軸器2將動(dòng)力傳入兩級齒輪減速
計(jì)算及說明
結(jié)果
器3,再經(jīng)聯(lián)軸器4將動(dòng)力傳至輸送機(jī)滾筒5帶動(dòng)輸送帶6工作。傳動(dòng)系統(tǒng)中采用兩級展開式圓柱齒輪減速器,高速級為斜齒圓柱齒輪傳動(dòng),低速級為直齒圓柱齒輪傳動(dòng),高速級齒輪布置在遠(yuǎn)離轉(zhuǎn)矩輸入端,以減輕載荷沿齒寬分布的不均勻。展開式減速器結(jié)構(gòu)簡單,但齒輪相對于軸承位置不對稱,因此要求軸有較大的剛度。
3. 電動(dòng)機(jī)的選擇
3.1選擇電動(dòng)機(jī)的結(jié)構(gòu)和類型
按設(shè)計(jì)要求及工作條件,選用Y系列三相異步電動(dòng)機(jī),臥式封閉結(jié)構(gòu),電壓380V。
3.1.1選擇電動(dòng)機(jī)的容量
根據(jù)已知條件計(jì)算,工作機(jī)所需要的有效功率
設(shè):η4w——輸送機(jī)滾筒軸至輸送帶間的傳動(dòng)效率;
ηc——聯(lián)軸器效率,ηc=0.99(見《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)(西安交通大學(xué)出版社)》表3—1);
ηg——閉式圓柱齒輪傳動(dòng)效率,ηg=0.98(同上);
ηb——滾動(dòng)軸承(一對球軸承),ηb=0.99(同上);
ηcy——輸送機(jī)滾筒效率,ηcy =0.96(同上)。
估算傳動(dòng)裝置的總效率
式中
傳動(dòng)系統(tǒng)效率
工作機(jī)所需要電動(dòng)機(jī)功率
計(jì)算及說明
Pw=2.16kW
傳動(dòng)總效率
η=0.8680
Pr=2.4884kW
結(jié)果
選擇電動(dòng)機(jī)容量時(shí)應(yīng)保證電動(dòng)機(jī)的額定功率Pm等于或大于工作機(jī)所需的電動(dòng)機(jī)動(dòng)率Pr。因工作時(shí)存在輕微沖擊,電動(dòng)機(jī)額定功率Pm要大于Pr。由《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)(西安交通大學(xué)出版社)》表3—2所列Y系列三相異步電動(dòng)機(jī)技術(shù)數(shù)據(jù)中可以確定,滿足選Pm≥Pr條件的電動(dòng)機(jī)額定功率Pm應(yīng)取為3kW。
3.1.2確定電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速
由已知條件計(jì)算滾筒工作轉(zhuǎn)速
傳動(dòng)系統(tǒng)總傳動(dòng)比
由《機(jī)械設(shè)計(jì)(高等教育出版社)》表18—1查得,展開式兩級圓柱齒輪減速器推薦傳動(dòng)比范圍為 i=8~60,故電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為
由《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)(西安交通大學(xué)出版社)》表3—2可以查得電動(dòng)機(jī)數(shù)據(jù)如下表:
方案
電動(dòng)機(jī)型號
額定功率(kw)
滿載轉(zhuǎn)速(r/min)
總傳動(dòng)比
1
Y100L-2
3
2880
28.26
2
Y100L2-4
3
1440
14.13
3
Y132S-6
3
960
9.42
通過對以上方案比較可以看出:
方案1選用的電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速最高、尺寸最小、重量最低、價(jià)格最低,總傳動(dòng)比為28.26。但總傳動(dòng)比最大,傳動(dòng)系統(tǒng)(減速器)尺寸大,成本提高。方案2選用的電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速中等、質(zhì)量較輕、價(jià)格較低,總傳動(dòng)比為14.13。傳動(dòng)系統(tǒng)(減速器)尺寸適中。方案3選用的電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速最低、質(zhì)量最重、價(jià)格高,總傳動(dòng)比為9.42。對于展開式兩級減速器(i=8~60)綜合考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置的尺寸、質(zhì)量及價(jià)格等因素,為使傳動(dòng)裝置結(jié)構(gòu)緊湊,選用方案2比較合理。Y100L2-4型三相異步電動(dòng)機(jī)的額定功率Pm=3kw,滿載轉(zhuǎn)速nm=1440r/min。由《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)(西安交通大學(xué)出版社)》表3—3電動(dòng)機(jī)的安裝及外型尺寸(單位mm)如下:
A
B
C
D
E
F
G
H
K
AB
AC
AD
HD
BB
L
160
140
63
28+0.009
-0.004
60
8
24
100
12
205
205
180
245
170
380
計(jì)算及說明
Pm=3kW
電動(dòng)機(jī)
Y100L2-4型
電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速
nm=1440
r/min
總傳動(dòng)比i=14.13
結(jié)果
查得電動(dòng)機(jī)電動(dòng)機(jī)基本參數(shù)如下:
中心高,
軸伸出部分用于裝聯(lián)軸器軸端的直徑,
軸伸出部分長度。
3.2傳動(dòng)比的分配
帶式輸送機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)的總傳動(dòng)比 i=14.13
由傳動(dòng)系統(tǒng)方案可知
因此,兩級圓柱齒輪減速器的總傳動(dòng)比
為便于兩級圓柱齒輪減速器采用浸油潤滑,當(dāng)兩級齒輪的配對材料相同、齒面硬度HBS≤350,、齒寬系數(shù)相等時(shí),考慮齒面接觸強(qiáng)度接近相等的條件,取高速級傳動(dòng)比
低速級傳動(dòng)比
傳動(dòng)系統(tǒng)各傳動(dòng)比分別為
3.3傳動(dòng)系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算
取電動(dòng)機(jī)軸為0軸,減速器高速軸為1軸、中速軸為2軸、低速軸3軸,帶式輸送機(jī)滾筒軸為4軸。各軸的轉(zhuǎn)速如下
計(jì)算及說明
結(jié)果
計(jì)算出各軸的輸入功率
計(jì)算出各軸的輸入轉(zhuǎn)矩
運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)的計(jì)算結(jié)果如下表格所示:
軸號
電動(dòng)機(jī)
兩級圓柱齒輪減速器
工作機(jī)
0軸
1軸
2軸
3軸
4軸
轉(zhuǎn)速n(r/min)
1440
1440
336
102
102
功率P(Kw)
2.4884
2.4635
2.3901
2.3189
2.2728
轉(zhuǎn)矩T(N?m)
16.50
16.34
67.95
217.36
213.03
兩軸聯(lián)接、傳動(dòng)件
聯(lián)軸器
齒輪
齒輪
聯(lián)軸器
傳動(dòng)比i
1
4.286
3.297
1
傳動(dòng)效率η
0.99
0.9702
0.9702
0.9801
(注:除了電動(dòng)機(jī)軸的轉(zhuǎn)矩為輸出轉(zhuǎn)矩外,其余各軸的轉(zhuǎn)矩為輸入轉(zhuǎn)矩。)
計(jì)算及說明
結(jié)果
4. 減速器齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算
4.1高速級斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算
1、初選精度等級、材料及齒數(shù)
(1) 材料及熱處理:選擇小齒輪材料40Cr(調(diào)質(zhì)),齒面硬度280HBS,大齒輪材料為45鋼(調(diào)質(zhì)),齒面硬度240HBS。
(2) 齒輪精度:7級
(3) 初選小齒輪齒數(shù)z1=24, 大齒輪齒數(shù)z2=103
(4) 初選螺旋角β=14°
(5) 壓力角α=20°
2、按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)
(1).由《機(jī)械設(shè)計(jì).(高等教育出版社 第九版)》式(10-24)試算小齒輪分度圓直徑,即
確定公式中的各參數(shù)值。
試選載荷系數(shù)KHt=1.0。
由式(10-23)可得螺旋角系數(shù)Zβ。
計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩:
由圖10-20查取區(qū)域系數(shù)。
由表10-7選取齒寬系數(shù)。
由表10-5查得材料的彈性影響系數(shù)。
由式(10-21)計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)
計(jì)算及說明
結(jié)果
計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力
由圖10-25d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為和
由式(10-15)計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù):
由圖10-23查取接觸疲勞壽命系數(shù) 。
取失效概率為1%、安全系數(shù)S=1
取和中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力,即
計(jì)算小齒輪分度圓直徑。
(2)調(diào)整小齒輪分度圓直徑
1)計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前段數(shù)據(jù)準(zhǔn)備。
圓周速度v
齒寬b
2)計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KH。
查得使用系數(shù)。
根據(jù)v=2.183m/s、7級精度,由圖10-8查得動(dòng)載荷系數(shù)Kv=1.08。
齒輪的圓周力,
,
計(jì)算及說明
結(jié)果
查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)。
由表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱分布時(shí),。
其載荷系數(shù)為
3)可得按實(shí)際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑
3、按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)
(1)由式(10-20)試算齒輪模數(shù),即
1)確定公式中的各參數(shù)值
試選載荷系數(shù)
由式(10-19),可得計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的重合度系數(shù)
由式(10-19)可得計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的螺旋角系數(shù)
計(jì)算
由當(dāng)量齒數(shù),查圖10-17得齒形系數(shù)、。
由圖10-18查得應(yīng)力修正系數(shù)。
由圖10-24c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限;大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限。
由圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數(shù) 、。
取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4,由式(10-14)
設(shè)計(jì)及說明
結(jié)果
因?yàn)榇簖X輪的大于小齒輪,所以取
2)試算模數(shù)
(2) 調(diào)整齒輪模數(shù)
1)計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備
①圓周速度v
②齒寬b
③寬高比。
2)計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)
①根據(jù),7級精度,由圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)。
②由
查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)。
③由表10-4用插值法查得,結(jié)合 查圖10-13可得。
則載荷系數(shù)為
3)由式(10-13),可得按實(shí)際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)
由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力,取由彎曲疲勞強(qiáng)度算得的模數(shù)m=1.037mm并從標(biāo)準(zhǔn)中就近取;而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力,僅與齒輪直徑有關(guān),取按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑來計(jì)算小齒輪的齒數(shù),即
計(jì)算及說明
結(jié)果
取則大齒輪的齒數(shù),取,兩齒輪齒數(shù)互為質(zhì)數(shù)。
4.幾何尺寸計(jì)算
(1)計(jì)算中心距
考慮模數(shù)從1.037mm增大圓整至2mm,為此將中心距圓整為90。
(2)按圓整后的中心距修正螺旋角
(3)計(jì)算分度圓直徑
(4)計(jì)算齒輪寬度
取、。
5.圓整中心距后的強(qiáng)度校核
齒輪副的中心距在圓整之后,應(yīng)重新校核齒輪強(qiáng)度,以明確齒輪的工作能力。
(1) 齒面接觸疲勞強(qiáng)度校核
滿足齒面接觸疲勞強(qiáng)度條件
(2) 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核
6.主要設(shè)計(jì)結(jié)論
齒數(shù)、,模數(shù),壓力角,螺旋角變位系數(shù),中心距,齒寬。小齒輪選用40Cr(調(diào)質(zhì)),大齒輪選用45鋼(調(diào)質(zhì))。齒輪按照7級精度設(shè)計(jì)。齒頂圓大齒輪齒頂圓直徑,做成實(shí)心式齒輪。
4.2低速級直齒圓柱齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算
1 初選精度等級、材料及齒數(shù)
計(jì)算及說明
結(jié)果
材料及熱處理:選擇小齒輪材料40Cr(調(diào)質(zhì)),齒面硬度280HBS,大齒輪材料為45鋼(調(diào)質(zhì)),齒面硬度240HBS。
1) 齒輪精度:7級
2) 初選小齒輪齒數(shù)z1=24, 大齒輪齒數(shù)z2=79
3) 壓力角α=20°
2 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)
(1).由《機(jī)械設(shè)計(jì).高等教育出版社第九版》式(10-24)試算小齒輪分度圓直徑,即
1) 確定公式中的各參數(shù)值。
1 試選載荷系數(shù)。
2 計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩:
3 由圖10-20查取區(qū)域系數(shù)=2.433。
4 由表10-7選取齒寬系數(shù)
5 由表10-5查得材料的彈性影響系數(shù)
6 由式(10-21)計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)。
⑧計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力
由圖10-25d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為和
由式(10-15)計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù):
由圖10-23查取接觸疲勞壽命系數(shù)
取失效概率為1%、安全系數(shù)S=1
取 和中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力,即
2) 計(jì)算小齒輪分度圓直徑。
α=20°
計(jì)算及說明
結(jié)果
調(diào)整小齒輪分度圓直徑
1)計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前段數(shù)據(jù)準(zhǔn)備。
圓周速度v。
齒寬b。
2)計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KH。
①查得使用系數(shù)KA=1。
②根據(jù)v=0.877m/s、7級精度,查得動(dòng)載荷系數(shù)Kv=1.0。
③齒輪的圓周力
查得齒間載荷分配系數(shù)KHα=1.2。
④用表10-4插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱分布時(shí),得齒向載荷分布系數(shù)。
其載荷系數(shù)為
3)可得按實(shí)際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑
及相應(yīng)的齒輪模數(shù)
3.按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)
(1)試算齒輪模數(shù),即
1)確定公式中的各參數(shù)值。
①試選。
②由式(10-5)計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的重合度系數(shù)。
計(jì)算
由圖10-17查得齒形系數(shù)
由圖10-18查得應(yīng)力修正系數(shù)
由圖10-24c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限;大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限
由圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數(shù) 、。
取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4,得
計(jì)算及說明
結(jié)果
因?yàn)榇簖X輪的大于小齒輪,所以取
2)試算模數(shù)
(2)調(diào)整齒輪模數(shù)
1)計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備。
①圓周速度v
②齒寬b
③寬高比。
2)計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)
①根據(jù),7級精度,由圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)。
②由
查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)。
③由表10-4用插值法查得,結(jié)合 查圖10-13可得。
則載荷系數(shù)為
3)由式(10-13),可得按實(shí)際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)
對比計(jì)算結(jié)果,由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)。由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決與于彎曲疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力,而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力,僅與齒輪直徑有關(guān),可取由彎曲疲勞強(qiáng)度算得的模數(shù)1.569mm并近
計(jì)算及說明
結(jié)果
圓取整為標(biāo)準(zhǔn)值m=2mm,按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑,算出小齒輪齒數(shù)。
取則大齒輪的齒數(shù),取,兩齒輪齒數(shù)互為質(zhì)數(shù)。z1和z2互為質(zhì)數(shù)。這樣設(shè)計(jì)出的齒輪傳動(dòng),既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度,又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度,并做到結(jié)構(gòu)緊湊,避免浪費(fèi)。
4.幾何尺寸計(jì)算
(1)計(jì)算分度圓直徑
(2)計(jì)算中心距
(3)計(jì)算齒輪寬度
考慮不可避免的安裝誤差,為了保證設(shè)計(jì)齒寬b的節(jié)省材料,一般將小齒輪略為加寬(5~10)mm,即
取,而使大齒輪的齒寬等于設(shè)計(jì)齒寬,即
5.圓整中心距后的強(qiáng)度校核
上述齒輪副的中心距不便于相關(guān)零件的設(shè)計(jì)和制造。為此,可以通過調(diào)整傳動(dòng)比、改變齒數(shù)或變位法進(jìn)行圓整。將中心距圓整為。在圓整之后,齒輪副幾何尺寸發(fā)生變化,應(yīng)重新校核齒輪強(qiáng)度,以明確齒輪的工作能力。
(1) 計(jì)算變位系數(shù)和
1) 計(jì)算嚙合角、齒數(shù)和、變位系數(shù)和、中心距變動(dòng)系數(shù)和齒頂高降低系數(shù)。
從圖10-21b可知,當(dāng)前的變位系數(shù)和提高了齒輪強(qiáng)度,但重合度有所下降。
2)分配變位系數(shù)
由圖10-21b可知,坐標(biāo)點(diǎn)位于L17和L16之間。按這兩條線做射線,再從橫坐標(biāo)的處做垂直線,與射線交點(diǎn)的縱坐標(biāo)分別是。
3)齒面接觸疲勞強(qiáng)度校核
滿足齒面接觸疲勞強(qiáng)度條件。
4)齒根彎曲強(qiáng)度校核
m=2mm
計(jì)算及說明
結(jié)果
小齒輪
大齒輪
齒根彎曲疲勞強(qiáng)度滿足要求,并且小齒輪抵抗彎曲疲勞破壞的能力大于大齒輪。
6. 主要設(shè)計(jì)結(jié)論
齒數(shù),,模數(shù)m=2mm,壓力角,變位系數(shù),中心距,齒寬。小齒輪選用40Cr(調(diào)質(zhì)),大齒輪選用45鋼(調(diào)質(zhì))。齒輪按照7級精度設(shè)計(jì)。齒頂圓大齒輪齒頂圓直徑,做成實(shí)心式齒輪。
4.3兩級圓柱齒輪減速器的傳動(dòng)誤差校核
高速級斜齒輪傳動(dòng),低速級直齒輪傳動(dòng),可求出兩級圓柱齒輪減速器的實(shí)際傳動(dòng)比
傳動(dòng)誤差
傳動(dòng)誤差在題目給定的允許速度誤差±4%之內(nèi),符合設(shè)計(jì)要求。
5. 減速器軸及軸承裝置的設(shè)計(jì)
5.1軸的設(shè)計(jì)
5.1.1高速軸的的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
一、輸入軸的功率,、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩
轉(zhuǎn)速,功率,轉(zhuǎn)矩
二、計(jì)算作用在高速斜齒輪軸上的力:
圓周力:
徑向力:
軸向力:
作用在高速斜齒輪軸上的力
計(jì)算及說明
結(jié)果
三、初步估算軸的最小直徑:
選取45號鋼作為軸的材料,調(diào)質(zhì)處理。硬度為217~255HBS查表取A0=112
根據(jù)公式
計(jì)算軸的最小直徑,并加大5%以考慮鍵槽的影響,
四、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì):
(1)確定軸的結(jié)構(gòu)方案:
該軸(輸入軸)的軸承分別從兩端裝入,由套筒定位,如下圖。
軸段1主要用于安裝聯(lián)軸器,其直徑應(yīng)于聯(lián)軸器的孔徑相配合,因此要先選擇聯(lián)軸器。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩為,考慮到轉(zhuǎn)矩變化小,根據(jù)工作情況選取,則:。
根據(jù)國標(biāo)GB/T4323-2002要求選用彈性套柱銷聯(lián)軸器,型號為LT3,與輸入軸聯(lián)接的半聯(lián)軸器孔徑,因此選取軸段1的直徑為。半聯(lián)軸器輪轂總長度(J型軸孔),與軸配合的輪轂孔長度為。
(2)確定各軸段的直徑和長度:
軸段1:為配合軸頸,按半聯(lián)軸器孔徑,選取軸段1直徑為。為保證定位要求,半聯(lián)軸器右端用需制出一軸肩,軸段1的長度應(yīng)比半聯(lián)軸器配合段輪轂孔長度略短2~3mm,軸段1總長為。
軸段2:此軸段為連接軸身,為了保證定位軸肩有一定的高度,其直徑確定為:。取軸承端蓋的寬度為40mm,取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離,故取。
軸段3:為支撐軸頸,用來安裝軸承,取其直徑為。預(yù)選軸承型號為7205AC角接觸球軸承。寬度,軸承內(nèi)圈直徑;為保證軸承的軸向定位用套筒定位, 套筒。則此軸段的長
軸段4:過渡軸段,軸肩用來軸向定位套筒,其高度,取,取中間軸一級齒輪與二級齒輪間的距離,二級齒輪距箱體左內(nèi)壁的距離,考慮到箱體的鑄造誤差,在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)應(yīng)距箱體內(nèi)壁一定距離s,取,在軸承右側(cè)有一套筒,已知二級輸入齒輪齒寬為,則此段軸的長
A0=112
計(jì)算及說明
結(jié)果
軸段5:此段為齒輪軸段,此段的長。
軸段6:此段為過渡軸段,同軸段4,取,取齒輪距箱體右內(nèi)壁的距離,考慮到箱體的鑄造誤差,在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)應(yīng)距箱體內(nèi)壁一定距離s,取,在軸承左側(cè)有一套筒,則此段軸的長
軸段7:此段為軸承及套筒軸段,已知滾動(dòng)軸承寬度為,,取其直徑。
(3) 軸上零件的軸向定位
半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵連接。按由表6-1查得平鍵截面b×h=6mm×6mm,鍵槽用鍵槽銑刀加工,長為30mm,同時(shí)為了保證半聯(lián)軸器與軸配合有良好的對中性,故選擇半聯(lián)軸器輪轂與軸的配合為H7/k6。滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過盈配合來保證的,此處選軸的直徑尺寸公差為m6。
4)確定軸上圓角與倒角尺寸
參考表15-2,取軸端倒角為C1,各軸肩處圓角半徑為R1.0。
五、求軸上載荷
(1)畫軸的受力簡圖
在確軸承的支點(diǎn)位置時(shí),從手冊中查得7205AC型角接觸球軸承軸承,。因此,作為簡支架的軸的支承距由圖可知作為支梁的軸的支承跨距:。根據(jù)軸的計(jì)算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖如下所示。
半聯(lián)軸器輪轂與軸的配合為H7/k6
軸端倒角為C1
各軸肩處圓角半徑為R1
計(jì)算及說明
結(jié)果
(1)計(jì)算支反力
(2)計(jì)算彎矩M
(3)計(jì)算總彎矩
(4)計(jì)算扭矩T
現(xiàn)將計(jì)算出的截面C處的、及的值列于下表。
載荷
水平面
垂直面
支反力
彎矩
總彎矩
扭矩
計(jì)算及說明
結(jié)果
六、按彎矩合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度
進(jìn)行校核時(shí),通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面(即危險(xiǎn)截面C)的強(qiáng)度。由上表中的數(shù)據(jù),以及軸單向旋轉(zhuǎn),扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力,取,則軸的計(jì)算應(yīng)力為:
根據(jù)選定軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理,由機(jī)械設(shè)計(jì)第八版表15—1查得。因此,故安全。
5.1.2中間軸的的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
一、中間軸上的功率
轉(zhuǎn)速
轉(zhuǎn)矩
二、作用在齒輪上的力:
高速級斜齒輪上:
圓周力:
徑向力:
軸向力:
低速級主動(dòng)直齒輪上:
三、初步估算軸的最小直徑:
選取45號鋼作為軸的材料,調(diào)質(zhì)處理。硬度為217~255HBS查表取A0=112
根據(jù)公式計(jì)算軸的最小直徑,并加大3%以考慮鍵槽的影響,
四、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
(1)確定軸的結(jié)構(gòu)方案:
中間軸的軸承分別從兩端裝入,由套筒定位,其初步確定結(jié)構(gòu)如下圖
作用中間軸上的力
計(jì)算及說明
結(jié)果
(2) 確定各軸段的直徑和長度:
軸段1:為支撐軸頸,用來安裝軸承。預(yù)選軸承型號為7205AC角接觸球軸承。寬度,軸承內(nèi)圈直徑;為保證軸承的軸向定位用套筒定位。為保證定位要求,高速級齒輪中心線要對齊,軸段1總長為。
軸段2:此軸段為支撐軸頸,用來安裝齒輪。為了保證定位軸肩有一定的高度,其直徑確定為:。為保證高速級齒輪準(zhǔn)確定位,應(yīng)使 。
軸段3:為定位軸頸,因?yàn)榍懊娓咚佥S的計(jì)算取中間軸上兩齒輪距離,所以,取其直徑為。
軸段4:此軸段為支撐軸頸,用來安裝低速級輸入齒輪。其直徑為保證軸長略小于轂長,所以,
軸段5:為支撐軸頸,用來安裝軸承。預(yù)選軸承型號為7205AC角接觸球軸承。寬度,軸承內(nèi)圈直徑;為保證軸承的軸向定位用套筒定位。為保證定位要求,參考高速軸,軸段5的軸長。
(3)軸上零件的軸向定位
斜齒輪與軸的周向定位采用平鍵連接。按由表6-1查得平鍵截面b×h=8mm×7mm,鍵槽用鍵槽銑刀加工,長為28mm;同樣,直齒輪與軸的周向定位采用平鍵連接。按,由表6-1查得平鍵截面b×h=8mm×7mm,鍵槽用鍵槽銑刀加工,長為48mm。同時(shí)為了保證斜齒輪與軸配合有良好的對中性,故選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7/k6。滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過盈配合來保證的,此處選軸的直徑尺寸公差為m6。
(4)確定軸上圓角與倒角尺寸
參考表15-2,取軸端倒角為C1,軸段3軸肩處圓角半徑R為1.2,其余軸段軸肩處圓角半徑為R1。
五、軸的校核:
校核方法如前文所述。
5.1.3低速軸的的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
一、低速軸(即輸出軸)的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩
功率,轉(zhuǎn)速,轉(zhuǎn)矩
各軸段直徑和長度
斜齒輪輪轂與軸的配合為H7/k6
計(jì)算及說明
結(jié)果
二、作用在從動(dòng)直齒輪上的力:
三、初步估算軸的最小直徑:
選取45號鋼作為軸的材料,調(diào)質(zhì)處理。硬度為217~255HBS查表取A0=112根據(jù)公式計(jì)算軸的最小直徑,并加大5%以考慮鍵槽的影響
低速軸(輸出軸)最小直徑是用于安裝聯(lián)軸器處軸的直徑,其直徑應(yīng)于聯(lián)軸器的孔徑相配合,因此要先選擇聯(lián)軸器。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩為,查表14-1,根據(jù)工作情況選取,則
根據(jù)國標(biāo)GB/T4323-2002要求選用彈性套柱銷聯(lián)軸器,型號為LT7,孔徑,半聯(lián)軸器輪轂總長度(J型軸孔),與軸配合的輪轂孔長度為,A型鍵槽。因此選取軸段1的直徑為。
四、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì):
(1)確定軸的結(jié)構(gòu)方案:
低速軸(輸入軸)只需要安裝一個(gè)齒輪,由兩個(gè)滾動(dòng)軸承支撐,初定其結(jié)構(gòu)如下圖所示。
軸段1:配合軸頸,按半聯(lián)軸器孔徑,選取直徑為。為保證定位要求,半聯(lián)軸器右端用需制出一軸肩,軸段1的長度應(yīng)比半聯(lián)軸器配合段輪轂孔長度略短2~3mm,軸段1總長為。
軸段2:此軸段為連接軸身,為了保證定位軸肩有一定的高度,使。取軸承端蓋的寬度為40mm,取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離,故取。
軸段3和7:為支撐軸頸,用來安裝軸承。為了保證定位軸肩有一定的高度取h=4.5mm,使直徑。預(yù)選軸承型號為6011的深溝球軸承。寬度;為保證軸承的軸向固定,使用套筒定位,套筒。則此軸段的長。
軸段4:軸段4為連接軸身,為了保證定位軸肩有一定的高度,使
作用在低速軸上的力
計(jì)算及說明
結(jié)果
軸段6:軸段6為支撐軸頸,用來安裝齒輪。為了保證定位軸肩有一定的高度, 。軸段6長度應(yīng)少于齒輪輪轂長度,已知二級輸出齒輪齒寬為,使
軸段5:其軸環(huán)用來確定齒輪的軸向固定,為了保證定位軸肩有一定的高度,直徑軸環(huán)寬度。取。
為保證齒輪嚙合良好以及定位要求,參考中間軸的軸長確定、
(3)軸上零件的軸向定位
半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵連接。按由表6-1查得平鍵截面b×h=12mm×8mm,鍵槽用鍵槽銑刀加工,長為56mm。同樣,直齒輪與軸的周向定位采用平鍵連接。按,由表6-1查得平鍵截面b×h=18mm×11mm,鍵槽用鍵槽銑刀加工,長為43mm。同時(shí)為了保證半聯(lián)軸器與軸配合有良好的對中性,故選擇半聯(lián)軸器輪轂與軸的配合為H7/k6。同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性,故選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7/k6。滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過盈配合來保證的,此處選軸的直徑尺寸公差為m6。
(4)確定軸上圓角與倒角尺寸
參考表15-2,確定軸端倒角與各軸肩處圓角半徑。
五、軸的校核:
校核方法如前文所述。
5.2鍵的選擇與校核
5.2.1高速軸上鍵聯(lián)接的選擇
前面已確定鍵截面b×h=6mm×6mm,鍵槽長30mm。選取鍵長,鍵、軸和輪轂的材料都是鋼,由表6-2查得許用擠壓應(yīng)力,取其平均值。鍵的工作長度,鍵與輪轂鍵槽的接觸高度
。
由計(jì)算公式可得:
可見鍵的擠壓強(qiáng)度滿足要求。
5.2.2中間軸上鍵聯(lián)接的選擇
(1)從動(dòng)斜齒輪的鍵聯(lián)接
1)鍵聯(lián)接的類型和尺寸選擇
由于精度等級為7級,應(yīng)選用平鍵聯(lián)接。由于齒輪不在軸端,故選用圓頭普通平鍵(A型)。
前面已確定鍵截面b×h=8mm×7mm,鍵槽長28mm 。選取鍵長。
半聯(lián)軸器輪轂與軸的配合為H7/k6
齒輪輪轂與軸的配合為H7/k6
設(shè)計(jì)及說明
結(jié)果
2)鍵聯(lián)接強(qiáng)度的校核
鍵、軸和輪轂的材料都是鋼,由表6-2查得許用擠壓應(yīng)力,取其平均值。鍵的工作長度,鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 。
由計(jì)算公式可得:
可見聯(lián)接的擠壓強(qiáng)度滿足要求。
(2)小齒輪鍵聯(lián)接
1)鍵聯(lián)接的類型和尺寸選擇
由于精度等級為7級,應(yīng)選用平鍵聯(lián)接。由于齒輪不在軸端,故選用圓頭普通平鍵(A型)。前面已確定鍵截面b×h=12mm×8mm,鍵槽長48mm 。選取鍵長。
2)鍵聯(lián)接強(qiáng)度的校核
鍵、軸和輪轂的材料都是鋼,由表6-2查得許用擠壓應(yīng)力,取其平均值。鍵的工作長度,鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 。
由計(jì)算公式可得:
可見聯(lián)接的擠壓強(qiáng)度滿足要求。
5.2.3低速軸上鍵聯(lián)接的選擇
(1)從動(dòng)直齒輪的鍵聯(lián)接鍵聯(lián)接的類型和尺寸選擇
由于精度等級為7級,應(yīng)選用平鍵聯(lián)接。由于齒輪不在軸端,故選用圓頭普通平鍵(A型)。前面已確定鍵截面b×h=18mm×11mm,鍵槽長43mm 。選取鍵長。
(2)鍵聯(lián)接強(qiáng)度的校核
鍵、軸和輪轂的材料都是鋼,由表6-2查得許用擠壓應(yīng)力,取其平均值。鍵的工作長度,鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 。
由計(jì)算公式可得:
可見聯(lián)接的擠壓強(qiáng)度滿足要求。
計(jì)算及說明
結(jié)果
5.3軸承的的選擇與壽命校核
一、高速軸的軸承選擇與壽命校核
已知:
軸承預(yù)期計(jì)算壽命:,軸的轉(zhuǎn)速為
查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊可知角接觸球軸承7205AC的基本額定動(dòng)載荷
求兩軸承受到的徑向載荷和;將軸系部件受到空間力系分解為鉛垂面和水平面兩個(gè)平面力系。
由力分析可知
計(jì)算及說明
結(jié)果
、、、分別為左右軸承的水平面方向徑向載荷和鉛垂面方向徑向載荷;、分別為左右軸承的徑向載荷。
(3) 求兩軸承的計(jì)算軸向力和
對于7205AC型軸承,按表13-7,軸承派生軸向力,
查表13-5得, 。則:
按式13-11得
(4)求當(dāng)量載荷、
計(jì)算及說明
結(jié)果
由表13-5分別查表或插入值得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為
對軸承1
對軸承2
因軸承運(yùn)轉(zhuǎn)中載荷變動(dòng)較小,按表13-6,
故左右軸承當(dāng)量動(dòng)載荷為:
因?yàn)椋园醋筮呡S承的受力大小驗(yàn)算:
故所選角接觸球軸承7205AC可滿足壽命要求。
二、中間軸的軸承的的選擇與壽命校核。
由前面計(jì)算結(jié)果可知作用在中間軸上的力有
高速級從動(dòng)斜齒輪上:,,,,
低速級主動(dòng)直齒輪上:,
選擇軸承型號為7205AC,其計(jì)算校核過程和高速軸軸承的的選擇與壽命校核的步驟相類似,詳細(xì)過程略。
三、低速軸的軸承選擇與壽命校核
由計(jì)算結(jié)果可知作用在低速軸上的力有,
軸承預(yù)期計(jì)算壽命:,軸的轉(zhuǎn)速為。查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊可知軸承型號為6011的深溝球軸承的基本額定動(dòng)載荷
計(jì)算比值
查表13-5得 X=1,Y=0。查表13-6根據(jù)工作狀況,選取
高速軸所選軸承為角接觸球軸承7205AC
中間軸所選軸承為角接觸球軸承7205AC
計(jì)算及說明
結(jié)果
故軸承型號為6011的深溝球軸承安全,符合設(shè)計(jì)要求。
6. 箱體的設(shè)計(jì)
6.1箱體附件
1.視孔蓋和窺視孔:
在機(jī)蓋頂部開有窺視孔,能看到傳動(dòng)零件嚙合區(qū)的位置,并有足夠的空間,以便于能伸入進(jìn)行操作,窺視孔有蓋板,機(jī)體上開窺視孔與凸緣一塊,有便于機(jī)械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強(qiáng)密封,蓋板用鑄鐵制成。
2.油螺塞:
放油孔位于油池最底處,并安排在減速器不與其他部件靠近的一側(cè),以便放油,放油孔用螺塞堵住,因此油孔處的機(jī)體外壁應(yīng)凸起一塊,由機(jī)械加工成螺塞頭部的支承面,并加封油圈加以密封。
3.油標(biāo):
油標(biāo)位在便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定之處。油尺安置的部位不能太低,以防油進(jìn)入油尺座孔而溢出。
4.通氣孔:
由于減速器運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí),機(jī)體內(nèi)溫度升高,氣壓增大,為便于排氣,在機(jī)蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器,以便達(dá)到體內(nèi)為壓力平衡。
5.螺釘:
啟蓋螺釘上的螺紋長度要大于機(jī)蓋聯(lián)結(jié)凸緣的厚度。釘桿端部要做成圓柱形,以免破壞螺紋。
6.位銷:
為保證剖分式機(jī)體的軸承座孔的加工及裝配精度,在機(jī)體聯(lián)結(jié)凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷,以提高定位精度。
7.吊鉤:在機(jī)蓋上直接鑄出起吊孔,用以起吊。
低速軸軸承型號為6011的深溝球軸承
6.2鑄件減速器機(jī)體結(jié)構(gòu)尺寸計(jì)算表
名稱
符號
減速器及其形式關(guān)系
機(jī)座壁厚
δ
0.025a+3mm=8mm,取8mm
機(jī)蓋壁厚
δ1
0.02a+3=7mm<8mm,取8mm
機(jī)座凸緣厚度
b
1.5δ=12mm
機(jī)蓋凸緣厚度
b1
1.5δ=12mm
機(jī)座底凸緣厚度
p
2.5δ=20mm取25mm
地腳螺釘直徑
df
0.036a+12=18mm取20mm
地腳螺釘數(shù)目
n
a<250mm,n=6
軸承旁連接螺栓直徑
d1
0.75df=15mm取16mm
機(jī)蓋與機(jī)座連接螺栓直徑
d2
(0.5~0.6)df=10~12mm取10mm
窺視孔蓋螺釘直徑
d4
(0.3~0.4)df=6~8mm取M6
定位銷直徑
d
(0.7~0.8)df=14~16mm取M14
df、d2、d3至外機(jī)壁距離
c1
24mm
d1、d2至凸緣邊緣距離
c2
20mm
軸承旁凸臺半徑
R1
R1=C2=20mm
凸臺高度
h
根據(jù)低速軸軸承座外徑D和螺栓扳手空間的要求,由結(jié)構(gòu)確定
外機(jī)壁至軸承座端面距離
L1
c1+c2+(5~8)=50
內(nèi)機(jī)壁至軸承座端面距離
L2
δ+c1+c2+(5~8)=58
機(jī)蓋、機(jī)座肋厚
m1,m
m1=m≈0.85δ1=6.8mm,取7mm
軸承端蓋外徑
D2
98mm, 124mm
軸承端蓋凸緣厚度
e
(1~1.2)d3=9mm取12mm
軸承旁連接螺栓距離
s
s≈D2
計(jì)算及說明
結(jié)果
7. 潤滑和密封
7.1潤滑方式選擇
減速器齒輪圓周速度v<12m/s可采用浸油潤滑。浸油潤滑是將傳動(dòng)件一部分浸入油中,傳動(dòng)件回轉(zhuǎn)時(shí),粘在其上的潤滑油被帶到嚙合區(qū)進(jìn)行潤滑。同時(shí),油池中的油被甩到箱壁上可以散熱,箱體內(nèi)應(yīng)有足夠的潤滑油以保證潤滑及散熱需要。為避免大齒輪回轉(zhuǎn)時(shí)將油池底部的沉積物攪起,大齒輪齒頂圓到油池底面的距離應(yīng)大于30~50mm。為保證齒輪充分潤滑且避免攪油損失過大,齒輪應(yīng)該有合適的浸油深度。查《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)(高等教育出版社)》表5-4,確定高速大齒輪的浸油高度,低速大齒輪的浸油高度。可取齒頂圓到油池底面的距離為40mm,則箱內(nèi)潤滑油的高度。查《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)(高等教育出版社)》表16-1,潤滑油選全損耗系統(tǒng)用油(GB443—1989)代號:L—AN22。
軸承用潤滑脂方式潤滑。軸承室內(nèi)填裝潤滑脂,用擋油環(huán)將軸承室與減速箱箱體內(nèi)部隔開。查《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)(高等教育出版社)》表16-2,潤滑脂選通用鋰基潤滑脂(GB7324-1994)代號ZL-1。
7.2密封方式選擇
為了防止?jié)櫥吐┏龊屯饨珉s質(zhì)、灰塵等侵入軸承并阻止?jié)櫥瑒┝魇В鑼S伸出箱體部分設(shè)置密封裝置。由于高速軸和低速軸與軸承接觸處的線速度,所以采用氈圈密封方式。在軸承蓋上開出梯形槽,將毛氈制成環(huán)形放置在梯形槽內(nèi)。
參考資料目錄
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箱內(nèi)潤滑油的高度
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機(jī)械
課程設(shè)計(jì)
二級
減速器
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機(jī)械課程設(shè)計(jì)二級減速器,機(jī)械,課程設(shè)計(jì),二級,減速器
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