二级展开式圆柱齿轮减速器说明书(无图纸)二级展开式圆柱齿轮减速器说明书(无图纸)

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材料成型及控制工程课程设计说明书设计题目二级展开式圆柱齿轮减速器学生姓名学号学院专业班级指导教师2011年6月2目录一、设计任务书3二、动力机的选择4三、计算传动装置的运动和动力参数5四、传动件设计计算(齿轮)6五、轴的设计12六、滚动轴承的计算18七、连结的选择和计算19八、润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择20九、箱体及其附件的结构设计20十、设计总结21十一、参考资料213一设计题目带式运输机的传动装置的设计题号11带式运输机的工作原理(二级展开式圆柱齿轮减速器带式运输机的传动示意图)2工作情况已知条件1工作条件两班制,连续单向运转,载荷较平稳,室内工作,有粉尘,环境最高温度35℃;2使用折旧期;8年;3检修间隔期四年一次大修,两年一次中修,半年一次小修;4动力来源电力,三相交流电,电压380/220V;5运输带速度允许误差5;6制造条件及生产批量一般机械厂制造,小批量生产。3原始数据题号参数3运输带工作拉力F/N2300运输带工作速度V/M/S11卷筒直径D/MM300注运输带与卷筒之间及卷筒轴承的摩擦影响已经在F中考虑。二动力机选择因为动力来源电力,三相交流电,电压380/220V;所以选用常用的封闭式系列的交流电动机。1.电动机容量的选择1)工作机所需功率PW由题中条件查询工作情况系数KA,查得KA13设计方案的总效率Η0Η1Η2Η3Η4Η5Η6ΗN本设计中的联联轴器的传动效率(2个),轴轴承的传动效率(4对),齿齿轮的传动效率(2对),本次设计中有8级传动效率其中联099(两对联轴器的效率取相等)123承轴099(123为减速器的3对轴承)4承轴098(4为卷筒的一对轴承)齿095(两对齿轮的效率取相等)总421233轴承’联齿轴承联ΗΗΗΗΗ980990950990990230841102)电动机的输出功率PWKA41000轴承FV33561KWPD=PW/总,总084110PD=33561/0841103990KW2.电动机转速的选择由V11M/S求卷筒转速NWV100060WDN11→NW140127R/MINND=(I1’I2’IN’)NW根据该传动方案知,在该系统中只有减速器中存在二级传动比I1,I2,其他传动比都等于1。由表18知圆柱齿轮传动比范围为(I1I2)≤8。所以ND≤I1I2NW8NW所以ND的范围是≤1121016R/MIN,初选为同步转速为1440R/MIN的电动机3.电动机型号的确定由表121查出电动机型号为Y112M4,其额定功率为4KW,满载转速1440R/MIN。基本符合题目所需的要求。总08411PW33561KWPD=3990KWNW140127R/MIN电机Y112M45电动机型号额定功率/KW满载转速R/MIN堵转转矩额定转矩最大转矩额定转矩质量/KGY112M4401440222343三计算传动装置的运动和动力参数传动装置的总传动比及其分配1.计算总传动比由电动机的满载转速NM和工作机主动轴转速NW可确定传动装置应有的总传动比为总I=NM/NWNW=140127NM1440R/MINI=102762.合理分配各级传动比由于减速箱是展开式布置,所以I1=(1315)I2。因为I=10276,取I=11,估测选取I139I228速度偏差为1,所以可行。3各轴转速、输入功率、输入转矩转速的计算电动机转轴速度N01440R/MIN高速IN10INM1440R/MIN中间轴IIN211IN36923R/MIN低速轴IIIN322IN13187R/MIN卷筒N413187R/MIN。各轴功率电动机额定功率P0PD014KWN011高速IP1P0N12P0轴承联NN4099099392KWN12轴承联NN099099098中间轴IIP2P123P1N齿N轴承392095099369KWN23轴承齿NN095099094低速轴IIIP3P2N34P2轴承齿NN369095099347KWN34轴承齿NN095099094卷筒P4P3N45P3轴承联NN347098099337KW(N45轴承联NN098099096)传动比11I139I228各轴速度N01440R/MINN11440R/MINN236923R/MINN313187R/MINN413187R/MIN各轴功率P04KWP1392KWP2369KWP3347KWP4337KW6各轴转矩电动机转轴T022NM高速IT19550P1/N225997NM中间轴IIT29550P2/N295441NM低速轴IIIT39550P3/N3251297NM卷筒T49550P4/N4244055NM其中TD9550PD/NDNM项目电动机轴高速轴I中间轴II低速轴III卷筒转速(R/MIN)14401440369231318713187功率(KW)4392369347337转矩(NM)222599795441251297244055传动比1139281效率1098094094096四传动件设计计算(齿轮)A高速齿轮的计算输入功率小齿轮转速齿数比小齿轮转矩载荷系数392KW1440R/MIN3925997NM131.选精度等级、材料及齿数1)材料及热处理;选择小齿轮材料为40CR(调质),硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢(调质),硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS。2)精度等级选用7级精度;3)试选小齿轮齿数Z1=20,大齿轮齿数Z2=78;2.按齿面接触强度设计因为低速级的载荷大于高速级的载荷,所以通过低速级的数据进行计算。按下式计算,即DT≥232321HEDTZUUTKΣΦ各轴转矩T125997NMT295441NMT3251297NMT4244055NMT125997NMT295441NMT3251297NMT4244055NM7级精度;Z1=20Z2=7873.确定公式内的各计算数值(1)试选KT=13(2)由表选取尺宽系数ΦD=1(3)由表查得材料的弹性影响系数ZE=1898MPA(4)按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限ΣHLIM1=600MPA;大齿轮的解除疲劳强度极限ΣHLIM2=550MPA;(5)计算应力循环次数N1=60N1JLH=6014401(283658)=410E9N2=N1/39=102610E8此式中J为每转一圈同一齿面的啮合次数。LN为齿轮的工作寿命,单位小时(6)由表查得接触疲劳寿命系数KHN1=090;KHN2=095(7)计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数S=1,由式(10-12)得ΣH1=090600MPA=540MPAΣH2=095550MPA=5225MPA2)计算(1)试算小齿轮分度圆直径D1TD1T≥3211322HEDTZUUTKΣΦ3235522818910391931979253123241206(2)计算圆周速度V10006021NDTΠ10006014402064114331053(3)计算齿宽B及模数MBΦDD1T141206MM41206MMM11ZDT202064120603H225MNT22520603MM46357MMB/H41206/46357889(4)计算载荷系数K已知载荷平稳,所以取KA1根据V31053M/S,7级精度,查得动载系数KV142;查表得7级精度小齿轮相对支撑非对称布置时KHB的计算公式和直齿轮的相同,KT=13ΦD=1N1=410E9N2=102610E8KHN1=090KHN2=095S=1ΣH1=540MPAΣH2=5225MPAD1T41206V31053M/SB41206MMM20603H46357MMB/H889KA18故KHB142018106ΦD2ΦD2023103B142018106121202310E34120617175由B/H889,KHB17175查表1013查得KFB145由表103查得KHΑKFΑ11。故载荷系数KKAKVKHΑKHΒ1142111717526827(5)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由1式(1010A)得D131/TTKKD34516827220641MM505850MM(6)计算模数MM11ZD20585050MM25304.按齿根弯曲强度设计由1式105M≥3212COS2FSAFADYYZKΣΦΒ1)确定计算参数查得小齿轮得弯曲疲劳强度极限ΣF1500MPA;大齿轮得弯曲疲劳极限强度ΣF2380MPA查得弯曲寿命系数KFN1085KFN2088计算弯曲疲劳许用应力取安全系数S14见表1012得ΣF1(KFN1ΣF1)/S4150085030357MPAΣF2(KFN2ΣF2)/S4138088023886MPA(1)计算载荷系数KKAKVKFΑKFΒ11421114522649(3)查取齿形系数。YFA1280;YFA2227(2)查取应力校正系数YSA1155,YSA2179(3)计算大、小齿轮的并FSAFAYYΣ加以比较111FSAFAYYΣ57303551802001430222FSAFAYYΣ86238791272001701KHB141652KFB145KHΑKFΑ11K26827D1505850MMM2530ΣF1500MPAΣF2380MPAKFN1085KFN2088S14ΣF130357MPAΣF223886MPAK22649YSA1155YSA2179111FSAFAYYΣ001430222FSAFAYYΣ0017019大齿轮的数值大。2)设计计算M≥3201701020131099725264922E17109对结果进行处理取M2Z1D1/M505850/2≈26大齿轮齿数,Z2UZ139261025.几何尺寸计算1)计算中心距D1Z1M26252D2Z1M1022204AD1D2/220042/2128,A圆整后取128MM2)计算大、小齿轮的分度圆直径D1MZ152MM,D2MZ2204MM3)计算齿轮宽度BΦDD1,B52MMB157MM,B252MM备注齿宽一般是小齿轮得比大齿轮得多510MM4)验算FT2T1/D122599710E3/52999885N2319528859991BKAFT<100N/MM结果合适5)由此设计有模数分度圆直径齿宽齿数小齿轮2525726大齿轮2204521026)结构设计以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160MM,而又小于500MM,故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。B低速齿的轮计算输入功率小齿轮转速齿数比小齿轮转矩载荷系数369KW36923R/MIN2895441NM131.选精度等级、材料及齿数1)材料及热处理;选择小齿轮材料为40CR(调质),硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢(调质),硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS。2)精度等级选用7级精度;3)试选小齿轮齿数Z1=24,大齿轮齿数Z2=68的;2.按齿面接触强度设计因为低速级的载荷大于高速级的载荷,所以通过低速级的数据进行计算M2Z126Z2102D152D2204A128B157MMB252MMFT999885N7级Z1=24Z2=6810DT≥232321HEDTZUUTKΣΦ3确定公式内的各计算数值(1)试选KT=13(2)由1表10-7选取尺宽系数ΦD=1(3)由1表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=1898MPA(4)由1图10-21D按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限ΣHLIM1=600MPA;大齿轮的解除疲劳强度极限ΣHLIM2=550MPA;(5)由1式10-13计算应力循环次数N1=60N1JLH=60369231(283658)=1035010E9N2=N1/28=369610E8此式中J为每转一圈同一齿面的啮合次数。LN为齿轮的工作寿命,单位小时(6)由1图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1=090;KHN2=095(7)计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数S=1,由式(10-12)得ΣH1=090600MPA=540MPAΣH2=095550MPA=5225MPA4计算(8)试算小齿轮分度圆直径D1TD1T≥3211322HEDTZUUTKΣΦ32552281898218213104419531322E6522771计算圆周速度V10006021NDTΠ1000602336922776514312604M/S2计算齿宽B及模数MBΦDD1T1652277MM652277MMM11ZDT2422776527180H225MNT22527180MM61155MMB/H652277/611551066603计算载荷系数K由1表102已知载荷平稳,所以取KA1根据V04230M/S,7级精度,由图108查得动载系数KV114;KT=13ΦD=1ZE=1898MPA1LIMH600MPAΣHLIM2=550MPA;N1=103510E9N2=369610E8KHN1=090KHN2=095ΣH1=540MPAMPAH55222D1T652277V12604M/SB652277MMM11ZDT27180KA1KV11411由1表104查得7级精度小齿轮相对支撑非对称布置时的KHB计算公式和直齿轮的相同,固KHB112018106ΦD2ΦD2023103B112018106121202310E3271221414由B/H106660,KHB1414查1表1013查得KFB133由1表103查得KHΑKHΑ11。故载荷系数KKAKVKHΑKHΒ1114111414177314按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由1式(1010A)得D131/TTKKD33177311227765MM723368MM5计算模数MM11ZD24336872MM≈301406按齿根弯曲强度设计。由1式105M≥32112FSAFADYYZKTΣΦ5确定计算参数由1图1020C查得小齿轮得弯曲疲劳强度极限ΣF1500MPA;大齿轮得弯曲疲劳极限强度ΣF2380MPA由11018查得弯曲寿命系数KFN1085KFN2088计算弯曲疲劳许用应力取安全系数S14见1表1012得ΣF1(KFN1ΣF1)/S4150085030357MPAΣF2(KFN2ΣF2)/S4138088023886MPA1)计算载荷系数KKAKVKFΑKFΒ111212133178752)查取应力校正系数有1表105查得YFA128;YFA2218由1表10-5查得YSA1155;YSA21793)计算大、小齿轮的FSAFAYYΣ并加以比较111FSAFAYYΣ57303551820014297222FSAFAYYΣ862387911820016341KHB1414K17731D1723368MMM301401F30357MPA2F23886MPAK17875111FSAFAYYΣ0014297222FSAFAYYΣ001634112所以大齿轮的数值大。6设计计算M32112FSAFADYYZKTΣΦ32016341024131044195787512E2131对结果进行处理取M3,(见机械原理表54,根据优先使用第一序列,此处选用第一序列)小齿轮齿数Z1D1/M723368/3≈241123≈25大齿轮齿数Z2UZ12825707几何尺寸计算1)计算中心距D1Z1M25375,D2Z2M703210AD1D2/270224/21425,A圆整后取143MM,D111MZ75MM2)计算齿轮宽度3)计算大、小齿轮的分度圆直径BΦDD1B75MMB180MM,B275MM备注齿宽一般是小齿轮得比大齿轮得多510MM7)验算FT2T2/D229544110E3/752545093N935337509325451BKAFT<100N/MM。结果合适8)由此设计有模数分度圆直径压力角齿宽小齿轮3752080大齿轮32102075五轴的设计(在本次设计中由于要减轻设计负担,在计算上只校核一根低速轴的强度)A低速轴3的设计1总结以上的数据。功率转矩转速齿轮分度圆直径压力角347KW251297NM131,81R/MIN210MM202求作用在齿轮上的力NDTFT30523932101029725122323FRFTTAN2393305TAN20871092N3初步确定轴的直径M3Z125Z270A147MMD175MMD2210MMB180MMB275MMBFTK33935N/MM13先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45号钢。根据表153选取A0112。于是有33330MIN81131473112NPAD33320MM此轴的最小直径分明是安装联轴器处轴的最小直径D12为了使所选的轴的直径D12与联轴器的孔径相适应,固需同时选取联轴器的型号。4联轴器的型号的选取查表1141,取KA15则;TCAKAT3152512973769455NM按照计算转矩TCA应小于联轴器的公称转矩的条件,查标准GB/T58432003(见表282),选用GY5型凸缘联轴器,其公称转矩为400NM。半联轴器的孔径D135MM固取D1235MM。见下表5轴的结构设计1)拟定轴上零件的装配方案2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度A为了满足半联轴器的轴向定位要求12轴段右端要求制出一轴肩;固取23段的直径D2342MM;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径D45。半联轴器与轴配合的毂孔长度L182MM,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上,固取12断的长度应比L1略短一些,现取L1280MMB初步选择滚动轴承。考虑到主要承受径向力,轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少。在高速转时也可承受纯的轴向力,工作中容许的内外圈轴线偏斜量〈816〉大量生产价格最低,固选用深沟球轴承又根据D2342MM选61909号右端采用轴肩定位查2又根据D2342MM和上表取D34D7845轴肩与轴环的高度(图中A)建议取为轴直径的00701倍所以在D7845MML6712C取安装齿轮处的轴段45的直径D4550MM齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位,已知齿轮的轮毂的宽度为70,为了使套筒能可靠的压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,固取L4567MM,齿轮的右端采用轴肩定位轴肩高度取(轴直径的00701倍)这里GY5凸缘联轴器61909号轴承14去轴肩高度H4MM所以D5654MM轴的宽度去B14H,取轴的宽度为L566MMD轴承端盖的总宽度为15MM(有减速器和轴承端盖的机构设计而定)根据轴承的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖外端面与联轴器的,距离为25MM。固取L2340MME取齿轮与箱体的内壁的距离为A12MM小齿轮与大齿轮的间距为C15MM,考虑到箱体的制造误差,在确定轴承的位置时,应与箱体的内壁,有一段距离S,取S8MM,已知滚动轴承的宽度T7MM小齿轮的轮毂长L50MM则L34TSA706730MML67LCASL565015128679MM至此已初步确定轴得长度3轴上零件得周向定位齿轮,半联轴器与轴的周向定位都采用平键联接。按D4550MM由手册查得平键的截面BH1610MM见2表41,L56MM同理按D1235MMBH108,L70。同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性,固选择齿轮轮毂与轴得配合选H7/N6。半联轴器与轴得配合选H7/K6。滚动轴承与轴得周向定位,是借过渡配合来保证的,此处选轴的尺寸公差为M6。4确定轴的的倒角和圆角参考1表152,取轴端倒角为1245各轴肩处的圆角半径见上图5求轴上的载荷(见下图)首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴的支点位置时,应从手册中查出A值参照图1523。对与61809,由于它的对中性好所以它的支点在轴承的正中位置。因此作为简支梁的轴的支撑跨距为182MM。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图计算齿轮FT2T1/D121010297251232393305NFRFTTANAFTTAN20871092N通过计算有FNH1758NFNH216002MHFNH25859361NM同理有FNV1330267NFNV269723NMV40788NM2V2HMM总M2278840619310211NM载荷水平面H垂直面V支反力FNH1758NFNH216002FNV1330267NFNV269723N弯矩MH9361NMMV40788NM总弯矩M总10211NM扭矩T3251297NM6)按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时通常只校核承受最大弯矩核最大扭矩的截面(即危险截面C的强度)根据1式155及表1154中的取值,且≈06(式中15的弯曲应力为脉动循环变应力。当扭转切应力为静应力时取≈03;当扭转切应力为脉动循环变应力时取≈06)1)计算轴的应力FNH1758NFNH216002MH9361NM总M10211NM(轴上载荷示意图)32223250102972516011102WTMCA1457MPA前已选定轴的材料为45号钢,由轴常用材料性能表查得Σ160MPA因此ΣCAΣ1,故安全。4选轴承初步选择滚动轴承。考虑到主要承受径向力,轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少。在高速转时也可承受纯的轴向力,工作中容许的内外圈轴线偏斜量816,大量生产价格最低固选用深沟球轴承在本次设计中尽可能统一型号,所以选择6005号轴承5轴的结构设计A拟定轴上零件的装配方案B根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度由低速轴的设计知,轴的总长度为6005号轴承16L77966730189MM由于轴承选定所以轴的最小直径为25MM所以左端L1212MM直径为D1225MM左端轴承采用轴肩定位由2查得6005号轴承的轴肩高度为25MM所以D2330MM,同理右端轴承的直径为D1225MM,定位轴肩为25MM在右端大齿轮在里减速箱内壁为A12MM,因为大齿轮的宽度为42MM,且采用轴肩定位所以左端到轴肩的长度为L391281272MM8MM为轴承里减速器内壁的厚度又因为在两齿轮啮合时,小齿轮的齿宽比大齿轮多5MM,所以取L7225745MM同样取在该轴小齿轮与减速器内壁的距离为12MM由于第三轴的设计时距离也为12MM所以在该去取距离为11MM取大齿轮的轮毂直径为30MM,所以齿轮的定位轴肩长度高度为3MM至此二轴的外形尺寸全部确定。C轴上零件得周向定位齿轮,轴的周向定位都采用平键联接。按D4530MM由手册查得平键的截面BH108MM见2表41,L36MM同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性,固选择齿轮轮毂与轴得配合选H7/N6。滚动轴承与轴得周向定位,是借过渡配合来保证的,此处选轴的尺寸公差为M6。D确定轴的的倒角和圆角参考1表152,取轴端倒角为1245各轴肩处的圆角半径见下图C第一轴1的设计1总结以上的数据。功率转矩转速齿轮分度圆直径压力角392KW25997NM1440R/MIN52MM20L189MMD1225MML1212MMD2330MM172求作用在齿轮上的力52109972522321DTFT99988NFRFTTAN99988TAN2036393N3初步确定轴的直径先按式1152初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45号钢。根据表1153选取A0112。于是有33210MIN1440923112NPAD1564MM4联轴器的型号的选取查表1141,取KA15则;TCAKAT315259973900NMTCAKAT315259973900NM按照计算转矩TCA应小于联轴器的公称转矩的条件,查标准GB/T58432003(见表282),选用GY2型凸缘联轴器,其公称转矩为63N
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二级 展开式 圆柱齿轮 减速器 带式运输机的传动装置 F=2300N V=1.1M/S D=300mm
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