機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)帶式輸送機(jī)的傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì)_第1頁(yè)
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1、第一節(jié) 設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū)北京交通大學(xué)海濱學(xué)院課程設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū)課程名稱(chēng):機(jī)械設(shè)計(jì)設(shè)計(jì)題目:帶式輸送機(jī)的傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì) 1 。傳動(dòng)系統(tǒng)示意圖方案3:電機(jī)圓錐圓柱齒輪(斜齒)減速器開(kāi)式一級(jí)齒輪減速工作機(jī)1電動(dòng)機(jī);2、4聯(lián)軸器;3圓錐-圓柱斜齒輪減速器;5輸送帶;6滾筒2 原始數(shù)據(jù)設(shè)計(jì)帶式輸送機(jī)傳動(dòng)裝置中的二級(jí)圓柱齒輪減速器,原始數(shù)據(jù)如表1.1所示: 表1.1 原始數(shù)據(jù)3皮帶的有效拉力F N3000輸送帶工作速度v m/s 1.20輸送帶滾筒直徑d mm4003 設(shè)計(jì)條件 1.工作條件:機(jī)械裝配車(chē)間;兩班制,每班工作四小時(shí);空載起動(dòng)、連續(xù)、單向運(yùn)轉(zhuǎn),載荷平穩(wěn); 2.使用期限及檢修間隔:工作期限為8年,每年工作2

2、50日;檢修期定為三年;3.生產(chǎn)批量及生產(chǎn)條件:生產(chǎn)數(shù)千臺(tái),有鑄造設(shè)備;4.設(shè)備要求:固定;5.生產(chǎn)廠(chǎng):減速機(jī)廠(chǎng)。4 工作量 1.減速器裝配圖零號(hào)圖1張; 2.零件圖2張(箱體或箱蓋,1號(hào)圖;中間軸或大齒輪,1號(hào)或2號(hào)圖);3.設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)一份約60008000字。第二節(jié) 電動(dòng)機(jī)的選擇和傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)、動(dòng)力參數(shù)計(jì)算計(jì)算過(guò)程與說(shuō)明結(jié)果1、 選擇電動(dòng)機(jī)1. 選擇電動(dòng)機(jī)類(lèi)型按工作要求和工作條件選用Y系列三相鼠籠型異步電動(dòng)機(jī),其結(jié)構(gòu)為全封閉自扇冷式結(jié)構(gòu),電壓為380V。2. 選擇電動(dòng)機(jī)的容量工作機(jī)的有效功率為從電動(dòng)機(jī)到工作機(jī)輸送帶間的總效率為式中,、分別為圓錐齒輪傳動(dòng)、圓柱斜齒輪傳動(dòng)、開(kāi)式齒輪傳動(dòng)、聯(lián)軸

3、器、軸承和卷筒的傳動(dòng)效率。分別查表為=0.97,=0.98,=0.93,=0.99,=0.99,=0.96,則所以電動(dòng)機(jī)所需工作效率為3. 確定電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速 按推薦的傳動(dòng)比合理范圍,圓錐圓柱二級(jí)減速器的傳動(dòng)比為825,開(kāi)式圓柱齒輪傳動(dòng)比為26,而工作機(jī)卷筒軸的轉(zhuǎn)速為 所以電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為(825)(26)57.3r/min=(916.88595)r/min符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速為1000r/min、1500r/min和3000r/min三種。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,決定選用同步轉(zhuǎn)速為1500r/min的電動(dòng)機(jī)。根據(jù)電動(dòng)機(jī)的類(lèi)型、容量和轉(zhuǎn)速,由

4、電機(jī)產(chǎn)品目錄或有關(guān)手冊(cè)選定電動(dòng)機(jī)型號(hào)為Y132S-4,其主要性能如表1.1所示,電動(dòng)機(jī)的主要外形和安裝尺寸如表1.2所示。表2.1 Y132-4型電動(dòng)機(jī)的主要性能電動(dòng)機(jī)型號(hào)額定功率/kW滿(mǎn)載轉(zhuǎn)速/()Y132-45.514402.22.2表2.2 Y132S-4型電動(dòng)機(jī)的外形和安裝尺寸 mm型號(hào)HABCDEFGDGKbhAABBHAY132S-4132216140893880108331228021013531560200184752、 計(jì)算傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比并分配傳動(dòng)比1. 總傳動(dòng)比2.分配傳動(dòng)比考慮潤(rùn)滑條件,為使兩級(jí)大齒輪直徑相近,取,故3、 計(jì)算傳動(dòng)裝置各軸的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)1. 各軸的轉(zhuǎn)

5、速軸 軸 軸 軸 滾筒軸 2. 各軸的輸入功率軸 軸 軸 軸 滾筒軸 3. 各軸的輸入轉(zhuǎn)矩電動(dòng)機(jī)軸的輸出轉(zhuǎn)矩為故軸 軸 軸 軸 滾筒軸 將上述計(jì)算結(jié)果匯總于表2.3軸名功率P/kW轉(zhuǎn)矩T/(Nmm)轉(zhuǎn)速n/()傳動(dòng)比 i效率電機(jī)軸4.553.02104144010.99軸4.512.9910414402.090.964.336.011046884.10.974.202.391051682.930.923.862.9310557.310.98卷筒軸3.796.3110557.3第三節(jié) 傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算計(jì)算過(guò)程與說(shuō)明結(jié)果一、圓錐齒輪傳動(dòng)1. 選定精度等級(jí)、材料及齒數(shù)1) 運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器,速

6、度不高,故選用7級(jí)精度(GB 10095-88)。2) 材料選擇。由表10-1選擇小齒輪材料為40Cr(調(diào)質(zhì)),硬度為280HBS,大齒輪材料為45鋼(調(diào)質(zhì)),硬度為240HBS,二者材料硬度差40HBS。3) 選小齒輪齒數(shù),大齒輪齒數(shù),取。2. 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)由設(shè)計(jì)計(jì)算公式(10-26)即(1) 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值1) 試選載荷系數(shù)2) 選擇齒寬系數(shù)3) 由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)。4) 由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限;大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限。5) 由式10-13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。6) 由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù) 7) 計(jì)算接觸疲勞需用應(yīng)力。取

7、失效概率為1%,安全系數(shù)S=1.由公式(10-12)得(2) 計(jì)算1) 試算小齒輪分度圓直徑,代入中較小的值。2) 平均分度圓直徑3) 計(jì)算齒寬中點(diǎn)處的圓周速度4) 計(jì)算載荷系數(shù)。根據(jù),7級(jí)精度,由圖10-8查得動(dòng)載系數(shù);由表10-2查得使用系數(shù);圓錐齒輪齒間載荷分配系數(shù);由表10-9查得軸承系數(shù);齒向載荷分配系數(shù);5) 按實(shí)際載荷系數(shù)算。6) 計(jì)算大端模數(shù)。取7) 計(jì)算分度圓直徑8) 計(jì)算錐距9) 計(jì)算齒寬取3. 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)由式10-23得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為(1)確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值1) 計(jì)算載荷系數(shù)。2) 由圖10-20c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;3)

8、 由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù);4) 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力。取彎曲疲勞安全系數(shù),由式(10-12)得:5) 查取齒形系數(shù)。由表10-5查得。6) 查取應(yīng)力校正系數(shù)。由表10-5查得。7) 計(jì)算大小齒輪的并加以比較。(2) 設(shè)計(jì)計(jì)算對(duì)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的大小主要取決于彎曲強(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),可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)2.29并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值,按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑,算出小齒輪齒數(shù)大齒輪齒數(shù)。這樣設(shè)計(jì)出的齒輪傳動(dòng),既滿(mǎn)足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度,又滿(mǎn)足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度

9、,并做到結(jié)構(gòu)緊湊,避免浪費(fèi)。由以上計(jì)算列出圓錐齒輪參數(shù)如表3.1名稱(chēng)代號(hào)計(jì)算結(jié)果小齒輪大齒輪分錐角25.84464.156齒頂高2.5齒根高3.125分度圓直徑d77.5160齒頂圓直徑82.00162.18齒根圓直徑71.88157.28錐距R88.89齒根角2.01頂錐角27.8666.17根錐角23.8362.15頂隙c0.625分度圓齒厚s3.93當(dāng)量齒數(shù)34.45146.82齒寬B30計(jì)算過(guò)程與說(shuō)明結(jié)果二、圓柱斜齒輪傳動(dòng)1.選定精度等級(jí)、材料及齒數(shù)1) 與圓錐齒輪相同選用7級(jí)精度。2) 材料選擇。由表10-1選擇小齒輪材料為40Cr(調(diào)質(zhì)),硬度為280HBS,大齒輪材料為45鋼(調(diào)

10、質(zhì)),硬度為240HBS,二者材料硬度差40HBS。3) 選小齒輪齒數(shù),大齒輪齒數(shù),取。螺旋角為2.按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)由設(shè)計(jì)計(jì)算公式(10-26)即(1)確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值1)試選載荷系數(shù)2)選擇齒寬系數(shù)4) 由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)5) 由圖10-26查得則6) 由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)。7) 由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限;大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限。8) 由式10-13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。9) 由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù) 10) 計(jì)算接觸疲勞需用應(yīng)力。取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1.由公式(10-12)得(2)計(jì)算1) 試算小齒輪分度圓直徑,代

11、入中較小的值。2) 計(jì)算圓周速度3) 計(jì)算齒寬b及模數(shù)4) 計(jì)算縱向重合度5) 計(jì)算載荷系數(shù)K。根據(jù),7級(jí)精度,由圖10-8查得動(dòng)載系數(shù);由表10-2查得使用系數(shù);由表10-3查得;由表10-4查得;由圖10-13查得6) 按實(shí)際載荷系數(shù)算。7) 計(jì)算模數(shù)。3.按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)由式10-17得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為(1)確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值1) 計(jì)算載荷系數(shù)。2) 由圖10-20c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;3) 由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù);4) 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力。取彎曲疲勞安全系數(shù),由式(10-12)得:5) 查取齒形系數(shù)。由表10-5查得。6) 查取應(yīng)力

12、校正系數(shù)。由表10-5查得。7) 計(jì)算大小齒輪的并加以比較。(3) 設(shè)計(jì)計(jì)算對(duì)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的大小主要取決于彎曲強(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),可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)1.55并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值,按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑,算出小齒輪齒數(shù)取大齒輪齒數(shù)。這樣設(shè)計(jì)出的齒輪傳動(dòng),既滿(mǎn)足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度,又滿(mǎn)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. 計(jì)算幾何尺寸1) 計(jì)算中心距取2) 按圓整后的中心距修正螺旋角由以上計(jì)算列出圓柱斜齒輪參數(shù)如表3.2名稱(chēng)符號(hào)計(jì)算結(jié)果螺旋角

13、14.418法面模數(shù)2端面模數(shù)2.07法面壓力角端面壓力角法面齒距6.28端面齒距6.48法面基圓齒距6.68法面齒頂高系數(shù)1法面頂隙系數(shù)0.25分度圓直徑d49.56204.44基圓直徑46.57192.11端面變位系數(shù)0齒頂高2齒根高2.5齒頂圓直徑53.56208.44齒根圓直徑44.56199.44法面齒厚3.14端面齒厚3.25當(dāng)量齒數(shù)26.42 108.98計(jì)算過(guò)程與說(shuō)明計(jì)算結(jié)果三、開(kāi)式圓柱直齒輪傳動(dòng)1.選定精度等級(jí)、材料及齒數(shù)1) 與圓錐齒輪相同選用7級(jí)精度。2) 材料選擇。由表10-1選擇小齒輪材料為ZG340-640(調(diào)質(zhì)),硬度為260HBS,大齒輪材料為ZG340-460

14、(常化),硬度為220HBS,二者材料硬度差40HBS。3) 選小齒輪齒數(shù),大齒輪齒數(shù),取。2.按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)由式10-17得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為(1)確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值1)計(jì)算載荷系數(shù)。2)由圖10-20c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;3)由式10-13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。4) 由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù);5) 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力。取彎曲疲勞安全系數(shù),由式(10-12)得:6) 查取齒形系數(shù)。由表10-5查得。7) 查取應(yīng)力校正系數(shù)。由表10-5查得。8) 計(jì)算大小齒輪的并加以比較。(4) 設(shè)計(jì)計(jì)算由此計(jì)算結(jié)果,將模數(shù)增大15%得:取m=3由以上計(jì)算列出開(kāi)

15、始圓柱齒輪參數(shù)如表3.3m=3名稱(chēng)符號(hào)標(biāo)準(zhǔn)齒輪傳動(dòng)小齒輪大齒輪變位系數(shù)x00節(jié)圓直徑d69204嚙合角20齒頂高3齒根高3.75齒頂圓直徑75210齒根圓直徑61.5106.5中心距a273中心距變動(dòng)系數(shù)y0齒頂高降低系數(shù)0第4節(jié) 軸的校核計(jì)算計(jì)算過(guò)程與說(shuō)明結(jié)果1、 中間軸的校核計(jì)算1. 已知中間軸上的功率、轉(zhuǎn)速、;和轉(zhuǎn)矩、。;2. 求作用在齒輪上的力已知高速級(jí)大圓錐齒輪平均分度圓直徑為而已知低速級(jí)大圓柱斜齒輪分度圓直徑為而圓周力徑向力及軸向力的方向如圖4.1所示。3. 初步確定軸的最小直徑先按式(15-2)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15-3,取,于是得4.

16、求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出州的計(jì)算簡(jiǎn)圖。在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí),應(yīng)從手冊(cè)中查取a值。對(duì)于7208C型軸承,由手冊(cè)差得a=17mm。因此,作為簡(jiǎn)支梁的軸的支承跨距。根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面齒輪軸的齒輪溝槽處事危險(xiǎn)截面。現(xiàn)將計(jì)算出的截面溝槽處的、及的值列于下表載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩扭矩T5. 按彎扭合成應(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的強(qiáng)度。根據(jù)式(15-5)及上表中的數(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,軸的計(jì)算應(yīng)力前已選定軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理,由表15-1查

17、得。因此,故安全。6. 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度(1) 判斷危險(xiǎn)截面危險(xiǎn)截面為齒輪的溝槽處(2) 截面左側(cè)抗彎截面系數(shù)抗扭截面系數(shù)截面左側(cè)上的彎矩截面上的轉(zhuǎn)矩截面上彎曲應(yīng)力截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力因彎曲應(yīng)力為對(duì)成循環(huán)變應(yīng)力,故其應(yīng)力幅和平均應(yīng)力分別為因扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力,故其應(yīng)力幅和平均應(yīng)力分別為(3) 材料的極限應(yīng)力查表得由碳鋼的材料常數(shù)為取(4) 截面的綜合影響系數(shù)。1) 有效應(yīng)力集中系數(shù)2) 絕對(duì)尺寸系數(shù);3) 表面狀態(tài)系數(shù)由,插值得。4) 計(jì)算截面的綜合影響系數(shù)(5) 計(jì)算安全系數(shù)取S=1.5,由式(6) 截面右側(cè)(7) 求截面上的應(yīng)力抗彎截面系數(shù)抗扭截面系數(shù)截面左側(cè)上的彎矩截面上的轉(zhuǎn)矩

18、截面上彎曲應(yīng)力截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力因彎曲應(yīng)力為對(duì)成循環(huán)變應(yīng)力,故其應(yīng)力幅和平均應(yīng)力分別為因扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力,故其應(yīng)力幅和平均應(yīng)力分別為(8) 材料的極限應(yīng)力查表得由碳鋼的材料常數(shù)為取(9) 截面的綜合影響系數(shù)。5) 有效應(yīng)力集中系數(shù)6) 絕對(duì)尺寸系數(shù);7) 表面狀態(tài)系數(shù)由,插值得。8) 計(jì)算截面的綜合影響系數(shù)(10) 計(jì)算安全系數(shù)取S=1.5,由式(11)故該軸在截面的強(qiáng)度是足夠的。本軸因無(wú)大的瞬時(shí)過(guò)載及嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對(duì)稱(chēng),故可略去靜強(qiáng)度校核。第5節(jié) 滾動(dòng)軸承和鍵連接的強(qiáng)度計(jì)算計(jì)算過(guò)程與說(shuō)明結(jié)果1. 軸承計(jì)算(1) 試選用7208C角接觸滾動(dòng)軸承(2) 計(jì)算1) 求比值2) 相對(duì)軸向

19、載荷3) 計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷P,根據(jù)式(13-8a)按照表13-6,取按照表13-5,則4) 根據(jù)式(13-6)求軸承應(yīng)有的基本額定動(dòng)載荷值5) 要求工作時(shí)間t為所以此軸承可用2. 鍵的校核1) 根據(jù)軸直徑和長(zhǎng)選取鍵14X452) 由取3) 鍵的工作長(zhǎng)度4) 鍵槽的接觸高度5) 由式(6-1)得:第6節(jié) 聯(lián)軸器的選擇計(jì)算過(guò)程與說(shuō)明結(jié)果1. 高速軸的聯(lián)軸器選擇1) 電動(dòng)機(jī)伸出軸直徑為d=38mm;2) 高速軸選擇有彈性元件的撓性聯(lián)軸器;3) 由電動(dòng)機(jī)伸出軸的直徑可選LX型彈性柱銷(xiāo)聯(lián)軸器(GB/T 5014-2003)型號(hào)為L(zhǎng)X3;4) LX3聯(lián)軸器的公稱(chēng)轉(zhuǎn)矩,許用轉(zhuǎn)速,分別大于高速軸的數(shù)值;5) 由電動(dòng)機(jī)伸出軸的長(zhǎng)度選擇型連接電動(dòng)機(jī),Y型連接高速軸。2. 輸出軸的聯(lián)軸器選擇1) 輸出軸為低速軸選擇剛性聯(lián)軸器,凸緣聯(lián)軸器(GB/T 5843-2003)2) 軸的

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