铸造车间混砂机的传动装置.doc

铸造车间混砂机的传动装置设计(三维图模型+CAD二维图)

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铸造车间 混砂机 的传动装置 三维图模型 CAD二维图
资源描述:

铸造车间混砂机的传动装置设计

24页 5300字数+说明书+3张CAD图纸【详情如下】

装配体.STEP三维图.rar

装配体.dwg

轴.dwg

铸造车间混砂机的传动装置设计说明书.doc

齿轮.dwg

一 原始数据:

立轴输出轴功率:3.0

立轴转速:48

设备工作条件:

室内工作,连续单向运转,载荷平稳,每日一班,工作十年,允许立轴转速误差小于。车间有三相交流电源。

设计任务及要求:

1、确定电动机的功率与转速,分配一级行星齿轮传动与锥齿轮传动的传动比,并进行运动及动力参数计算。

2、确定行星齿轮传动的各轮齿数,并进行传动零部件的强度计算,确定其主要参数(如模数等)。

3、对一级行星齿轮减速器进行结构设计。

4、编写设计计算说明书。

5、采用三维软件(UG,PRO/E等)建立其三维模型,并进行运动仿真,录制运动仿真视频。

6、由三维模型导出二维CAD装配图(dwg格式),输出装配图一张,零件图两张(齿轮和轴)。

7、说明书和图纸需要提交纸质版和电子版,三维模型及运动视频提供电子版,所有电子版文件刻录在一个光盘内。

二 电动机的选择

2.1  电动机类型选择和结构形式

   根据电动机的工作条件以及环境等因素,选用一般用途的Y系列三相异步交流电动机,且为卧式封闭结构。

2.2  电动机功率的选择

   已知的原始数据有:立轴输出功率Pw=3.0kw,立轴转速n=48r/min。

(1)电动机输出功率

由电动机至立轴输出轴之间的传动总效率为:

式中:分别是联轴器,轴承,圆锥齿轮,单级圆柱齿轮减速器的传动效率。由机械设计课程设计手则,查得:=0.99,=0.98,=0.98(7级精度),。

则:传动总效率  

   电动机输出功率

            选取电动机额定功率,查机械设计课程设计手册第一篇第十二章表12-1中,Y系列(IP44)三相异步电动机技术数据得:,从表12-1中,可选额定功率为4.0的电动机。

(2)确定电动机的转速

参考文献

    [1]朱家诚,王纯贤主编.机械设计课程设计.合肥工业出版社2003。

    [2]谭庆昌,赵红志主编.机械设计.北京:高等教育出版社2004。

    [3]王旭,王积森主编,机械设计课程设计(第二版).北京:机械工业出版社2007。

    [4]钟毅芳,吴昌林,唐增宝主编,机械设计(第二版).武汉:华中科技大学出版社2001。

内容简介:
湘潭大学专业课程设计题 目 铸造车间混砂机的传动装置 学 院 专 业 机械设计制造及其自动化 班 级 11 级机械 1 班 学 号 姓 名 指导教师 姜 胜 强 完成日期 2015 年 1 月 20 日 0课程设计任务书设计题目:设计混砂机传动装置 机构简图: 1一 原始数据: 立轴输出轴功率 :3.0 )/(kWP立轴转速 :48min/r设备工作条件:室内工作,连续单向运转,载荷平稳,每日一班,工作十年,允许立轴转速误差小于 。车间有三相交流电源。%5设计任务及要求:1、确定电动机的功率与转速,分配一级行星齿轮传动与锥齿轮传动的传动比,并进行运动及动力参数计算。 2、确定行星齿轮传动的各轮齿数,并进行传动零部件的强度计算,确定其主要参数(如模数等)。 3、对一级行星齿轮减速器进行结构设计。4、编写设计计算说明书。5、采用三维软件(UG,PRO/E 等)建立其三维模型,并进行运动仿真,录制运动仿真视频。6、由三维模型导出二维 CAD 装配图(dwg 格式),输出装配图一张,零件图两张(齿轮和轴)。7、说明书和图纸需要提交纸质版和电子版,三维模型及运动视频提供电子版,所有电子版文件刻录在一个光盘内。二 电动机的选择2.1 电动机类型选择和结构形式根据电动机的工作条件以及环境等因素,选用一般用途的 Y 系列三相异步交流电动机,且为卧式封闭结构。2.2 电动机功率的选择已知的原始数据有:立轴输出功率 Pw=3.0kw,立轴转速 n=48r/min。(1)电动机输出功率由电动机至立轴输出轴之间的传动总效率为:awdP 231a式中: 分别是联轴器,轴承,圆锥齿轮,单级圆柱齿轮减速器的4321,传动效率。由机械设计课程设计手则,查得:=0.99, =0.98, =0.98(7 级精度), 。398.0则:传动总效率 69.08.9.0232a电动机输出功率 kwPawd46.选取电动机额定功率 ,查机械设计课程设计手册第一篇第dmp1十二章表 12-1 中,Y 系列(IP44)三相异步电动机技术数据得:,从表 12-1 中,可选额定功率为 4.0 的电动机。kwpm0.4(2)确定电动机的转速 2由原始数据立轴转速: ,由机械设计课程设计手册第一篇一章表 1-8min48rw中得,圆柱齿轮传动的单级减速器,传动比的合理范围是 ,圆锥齿轮传动比不超64过 3.5,则总的传动比的范围是: 。21故电动机转速范围为: ,符合上述条件且电机转速不超过0867wi总1000rpm。故所选电动机如下表 1 所示: 表 1(3)传动装置的传动比分配。根据上述条件可分配的传动比为:0.6行 减i 3.圆 锥i(4)计算传动装置的运动参数和动力参数。4.1 各轴转速轴 I min/960rnm轴 II i/.1.i行 减轴 III n05.483.6rn圆 锥4.2 各轴功率轴 I KwPd2.9.61轴 II 3578043轴 III Kw0.398.0. 2321 4.3 各轴转矩轴 I mNnPT 7.49605.395011轴 II II 3.2.轴 III nII 5.0.48590将运动和动力参数计算结果进行整理并列于下表 2: 电动机型号 额定功率 (Kw) 满载转速(r/min) 额定转矩(Nm) 总传动比Y132M1-6 4.0 960 2.0 20 3表 2轴名 参数 电动机轴 I 轴 II 轴 III 轴转速 n 960 960 160.0 48.05功率 P 3.46 3.425 3.357 3.0转矩 T 34.07 34.07 200.37 596.25三 拟定传动方案及相关参数NGW 型行星齿轮传动机构的传动原理:当输入轴由电动机驱动时,带动太阳轮回转,再带动行星轮转动,由于内齿圈固定不动,便驱动行星架作输出运动,行星轮在行星架上既作自转又作公转,以此同样的结构组成二级、三级或多级传动。NGW 型行星齿轮传动机构主要由太阳轮、行星轮、内齿圈及行星架所组成,以基本构件命名,又称为ZK-H 型行星齿轮传动机构。本次设计的主要内容是单级 NGW 型行星减速机。3.1 机构简图的确定传动比: ,单级 NGW 型行星传动系统。0.6i在传递动力时,行星轮数目越多越容易发挥行星传动齿轮的优点,但行星轮数目的增加,不仅使传动机构复杂化、制造难度增加、提高成本,而且会使其载荷均衡困难,而且由于邻接条件限制又会减小传动比的范围,取行星轮的数目: =3。pC计算系统自由度 W ,符合要求。123 43.2 齿形与精度因属于低速传动,以及方便加工,初步确定采用齿形角为 20,直齿传动,精度定位 6 级。3.3 齿轮材料及其性能太阳轮和行星轮采用硬齿面,内齿轮采用软齿面,以提高承载能力,减小尺寸,其材料和热处理方式见表 3.表 3齿轮 材料 热处理 limH(N/mm)limF(N/mm) 加工精度太阳轮 350行星轮 20CrMnTi渗碳淬火58-62HRC 1400 245 6 级内齿轮 40Cr 调制HB262-293 650 220 7 级四 设计计算1.配齿数采用比例法: :(2):(1):()acba apZMZiiZin= )( 3/6/6a:5a按齿面硬度 HRC=60, ,查渐开线行星齿轮传动设计可cauZ/2/知: , 。取 。max20Z13017a由传动比条件知: 6aiYM/2/34计算内齿轮和行星齿轮齿数:10785baZ342c 52.初步计算齿轮主要参数(1)按齿面接触强度计算太阳轮分度圆直径输入转矩: mNnPT 07.349625.09511则太阳轮传递的扭矩为:.37.4Cp1a按式 进行计算,相关系数取值如表 4。32lim1AHdaatdTKu:其中,齿数比 u= =CAZ174则太阳轮分度圆直径为:332limHpAatda 1KTud332407.8.51678=23.69mm表 4 齿面接触强度有关系数代号 名 称 说 明 取 值tdK算式系数直齿轮 768A使用系数表 6-5,中等冲击 1.25pH行星轮间载荷分配系数表 7-2,太阳轮浮动,6 级精度。 1.05K综合系数表 6-4, ,高精度,3pn硬齿面。 1.8d小齿轮齿宽系数 表 6-3 0.7limH实验齿轮的接触疲劳极限图 6-16 1400注:以上参数均为在书渐开线行星齿轮传动设计上查得 6(2)按弯曲强度初算模数用式 进行计算。式中相关系数同表 4,1132limAFpatmdTKYZ:其余系数取值如表 5。因为 ,所以应按行星轮计算模数:21li21li /350384. NYFFa 3lim21FdapAtmZYKT= 32457.0.616.12=1.29表 5 弯曲强度有关系数代号 名 称 说 明 取 值tmK算式系数 直齿轮 12.1Fp行星轮间载荷分配系数1.5(1) =+0-FpHpK1.075综合系数 表 6-4,高精度, 1.61FaY齿形系数 图 6-25,按 x=0 查值 3.182齿形系数 图 6-25,按 x=0 查值 2.45注:以上参数均为在书渐开线行星齿轮传动设计上查得,则太阳轮直径: 。5.m mmZda 5.2.17)( 接触强度初算结果 相近,故初定按a69.23)( da03)(进行接触和弯曲疲劳强度校核计算。.13.13 几何尺寸计算将分度圆直径、节圆直径、齿顶圆直径的计算值列于表 6。表 6 齿轮几何尺寸齿轮 分度圆直径 节圆直径 齿顶圆直径太阳轮 5.2)(ad5.2)(ad74.29)(ad外啮合行星轮内啮合0.49)(c 0.49)(b 86.53)(ca内齿轮 5.127)(bd5.127)(bd2.1)(bad 73.2 重合度计算外啮合:75.12/5.12/)( aaZmr34cc8./7.9/)()(aad9326852ccr 1936)87.14/20cos75.1arcs()/(os)s()( aaa rr 2ccc )/(tan)(tn)tn)(tn cacaa ZZ= )209273420193617 = 2.8内啮合:75.632/85.1/)( bbZmr 5.2/345.12/)( ccZmr1.2aad 9.68.cacad 281).3/20os75.63rs()/(cos)rcs()( babba r 97.6/c.ac/caccar )2/(tn)(t)tan)(t babcc ZZ= )0818520927n34 = .13.2 齿轮啮合效率计算按公式 进行计算。1XbabaXi式中 为转化机构的效率,可用 Kyp计算法确定。查渐开线行星齿轮传动设计中图 3-3a、b(取 =0.06,因齿轮精度高)得各啮合副的效率为 8, ,转化机构效率为:0.978Xac0.97Xcb0.987.0.984Xacb转化机构传动比:51abZi则: .0987XbaXai3.4 疲劳强度校核外啮合(1)齿面接触疲劳强度用式 , 计算接触应0HAvHpK01tHEFuZdb:力 ,用式 计算其许用应力 。三式中的参数和limnNPLvRWXZS HP系数取值如表 7。表 7 外啮合接触强度有关参数和系数代号 名 称 说 明 取值AK使用系数 按中等冲击查表 6-5 1.250v动载荷系数 ,6 级精度1.06)(XaXndV,查图 6-5b89/aZ1.011HK齿向载荷分布系数.7,3dp查图 6-6 得 ,取01.24HK,.6HW,由式(6-25)得e0()=1+.24-.7.1.4HWe1.235H齿间载荷分配系数按 , 6 级精度,硬齿面,查图 6-9 1.000pK行星轮间载荷不均衡系数太阳轮浮动,查表 7-21.150HZ节点区域系数()()0,acacxZ查图 6-10 2.185E弹性系数 查表 6-7 189.800 9Z重合度系数 , 查图 6-111.60 0.952螺旋角系数 直齿,1.000tF分度圆上的切向力 mNnPTa 526.39954dFapt 37.80)(20878.370Nb 工作齿宽 2137.)(adb21.00mmu 齿比数 41cZ 2NZ寿命系数 按工作 10 年每年 365 天,每日一班计算应力循环次数 81053.)(60ptxaLnN1.072L润滑油系数 HRC=HV713,v=0.445m/s,查表 8-10 用中型极压油, 250 m/vs 1.000vZ速度系数 查图 6-20 0.951R粗造度系数 按 ,8,.4zR查图 6-21123100.8zz a0.994WZ工作硬化系数两齿轮均为硬齿面,图 6-22 1.000X尺寸系数 m6 1.000minHS最小安全系数按可靠度查表 6-8 1.000li接触疲劳极限查图 6-16 1400注:以上参数均为在书渐开线行星齿轮传动设计上查得 10:0HubdFZtEH110 215.23789.0815.2 mN69接触应力 :HHpvAHK015.23.10.25.18.69/2N许用接触应力 :HPXWRvLHZSZminl194.051.1072.4/.8N因 ,故接触强度通过。HP(2)齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳应力 及其许用应力 ,用式FFP0,FAvFpK和 计算。并分别对太阳轮limRnFSTNPrelTrelXYY0tSnYbm和行星轮进行校核。对于表 7 中未出现的参数和系数取值如表 8。太阳轮:弯曲应力基本值 :0Fa: YbmaSFnt1835.079.15.2137.8/9.0N弯曲应力 :Fa: FpFvAaa K0075.19.01.25.19. /64mN 11许用弯曲应力 :FPa: XaRrelTrlFNTSaa YYminli1076.4.12350/8因 ,故太阳轮弯曲强度通过。FaPa:行星轮:YbmFcSntc01835.07.1625.1387/9NFpvAcFc K0075.19.01.2.8./416mXcRrelTlFNTSccFP YY inl1076.4.1252/637m因 ,故行星轮弯曲强度通过。FcPc: 12表 8 外啮合齿根弯曲强度的有关参数和系数代号 名 称 说 明 取值FK齿向载荷分布系数由 ,b/m=7,查图 6-2301.24HK得 ,由式(6-38)得5FFWK)(09.1971.197F齿间载荷分配系数FHK 1.000pK行星轮间载荷分配系数按式(7-43 ),1.5()1.5(0) =07Fpp1.075FaY:太阳轮齿形系数 ,查图 6-25,aaxZ2.158c行星轮齿形系数 ,查图 6-2534cc 2.060Sa:太阳轮应力修正系数查图 6-27 1.795cY行星轮应力修正系数查图 6-27 1.878重合度系数 式(6-40),/75.02Y83.8210.835NTY弯曲寿命系数 6LN1.000S试验齿轮应力修正系数按所给的 区域图取 时limFlimF2.000relTa:太阳轮齿根圆角敏感系数查图 6-35 1.000rlcY行星轮齿根圆角敏感系数查图 6-35 1.000RrelT齿根表面形状系数,查图 6-361.2zR1.076minFS最小安全系数 按高可靠度,查表 6-8 1.400Y螺旋角系数 查表可得 1.000注:以上参数均为在书渐开线行星齿轮传动设计上查得 13内啮合(1)齿面接触疲劳强度同外啮合齿面接触疲劳强度所用公式相同,其中与外啮合取值不同的参数为 。0.1,.,94.0,51.,0.1,83.,86.0,495.2,. XWRvLNH ZZZZu则: ubdFtEH10 5.215037.86.81945.2 2/4mN则: HpvAHK01.3.1.52/3168XWRvLHNPZSZminli194.05.1083.652/4.因 ,故接触强度通过。HP(2)齿根弯曲疲劳强度只需计算内齿轮。计算公式与外啮合齿根弯曲疲劳强度相同,其中取值与外啮合不同的系数为 则:076.1,.1,698.0,3.2,8.1 RrelTrelTSF YYYbmFbSnt01698.03.2815.27/9NFpFvAbFb K0075.19.1.72/418mXbRrelTlFNTScbFP YYinl1076.4.125 142/6.41mN因 ,故弯曲强度通过。FP以上计算说明齿轮的承载能力足够。四 输入轴的设计尺寸设计初步确定轴的最小直径先按式 初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45 钢,调至处理。3mind=AP根据相关图表,由于轴无轴向载荷,故 A 取较大值,即 A=118,于是得:mndA03.1896425.3183min 输入轴的最小直径是安装联轴器处的轴的直径 。为了使所选的轴的直径d -与联轴器的孔径相适应,故需同时选取联轴器型号。d -联轴器计算转矩 ,查相关图标,考虑到转矩变化很小,故取 ,caATK 1.3AK则:mNca 29.407.3.1按照计算转矩 应小于联轴器公称转矩的条件,且查相关手册,选用 LX1 型弹性柱销联轴器,其公称转矩为 250Nm,许用转速为 8500r/min。半联轴器孔径 d=20 mm,故取 ,半联轴器长度 L=42mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度md20=30mm。1L根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度(1)为了满足半联轴器轴向定位要求,-轴段右端需制出一轴肩,故取-段的直径为 。半联轴器与轴配合的毂孔长度 ,为了保证轴md20 mL301向定位可靠和轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上,故-段的长度应比毂孔长度短,故取 。l5(2)初步选择滚动轴承。因轴承只受径向力作用,故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据 ,由轴承产品目录中初步选取 0 基本游隙组、标准精度级的d20深沟球轴承 6004,其尺寸为 dDB=20mm42mm12mm。右端深沟球轴承采用轴肩进行轴向定位,因为滚动轴承的定位轴肩高度必须低于轴承内圈端面高度,查相关手册知深沟球轴承 6004 内经 ,故取m2d。md2(3)为了轴承端盖的方便拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求,查得相关手册取端盖的外端面与半联轴器右端面之间的距离 L=5 mm;考虑到轴承端盖和前机盖的宽度, 15故取 。ml20(4)因该行星轮传动系统为太阳轮浮动,故输入轴的-段与太阳轮通过花键连接,查相关手册选取小径 d=12 的花键,故-段直径为 ;为了保证太m14d阳轮和输入轴通过花键的装配,故取 ;为了保证输入轴的正常装配,取m20l。l1轴上零件轴向定位半联轴器与轴的轴向定位采用平键连接,太阳轮与轴的轴向定位采用花键连接。根据 。查相关手册,选用平键 bhl=6 mm6mm70mm;选用花键为md9NdDB=6mm18mm22mm5mm。确定轴上圆角和倒角尺寸查得相关手册,输入轴-段轴端倒角为 245,-段轴端倒角为 2.545,截面处轴肩圆角为 R2,其余轴肩圆角为 R2.5。输入轴的受力分析求输入轴上的功率 P、转速 n 和转矩 T已知 mi/960,425.3rkw则: mNnT 34072965.5911求作用在太阳轮上的力已知太阳轮分度圆直径为: Zda5.1)(太阳轮上所受的径向力如图(按受载不均匀条件下的合成计算不定向) 16假设行星轮 C1 与太阳轮 a 啮合传递转矩为: 。mNTa17036则行星轮 C2、C3 与太阳轮 a 啮合传递的转矩为:Ta852/)(132太阳轮与行星轮啮合处圆周力如上图所示,则有: Ndata 365.270)(F11 ata 8.1T3t2(其径向力为: N460tn160tan1 ralF23a8232 trll则太阳轮所受圆周力合力、径向力合力如图所示。径向力:60cos21rararF 17(方向不定)N24360cos243486圆周力:21tatat F(与 垂直)680cos683 raF求轴上的载荷首先根据轴的结构图分析轴的受力简图;根据轴的弯矩图和扭可知。(1)作为简支梁的轴的支撑跨距: 123L+=97 m+164 25 m=61 (根据轴与轴上零件的装配关系见附录 4)(2)左端联轴器属于有弹性元件的弹性柱销联轴器,有方向不定径向力,取 ,则:A0tAF=(.5)F:0tA.FNDTt 2133072tAA64.0(3)轴 xoz 平面上受力分布 :NLFRraCz 84.371625423razDz .620.则 D 点处的弯矩: mMraz 9543(4)轴 xoy 平面上受力分布: NLFRtaCy 6.1038642823tyD 7.10则 D 点的弯矩: mMtay 53683(5)初步合成弯矩: mN3.162570192y2z2 D(6)与联轴器径向力 在同一平面内的受力分布及弯矩图(如图 6-4e):A0FLRD8.716421NAC 8.140.00 18则该平面内弯矩为: mN12608976410 LFMAC(7)合成弯矩: 3.528D、mN(8)扭矩: T34072按弯扭合成应力校核轴的强度根据式 进行校核。其中,因为轴单向旋转,扭转切22ca 1=MTW应力为脉动循环应力,取 =0.6; 为轴的计算应力;M 为轴所受的弯矩;T 为轴所ca受的扭矩;W 为轴的抗弯截面系数,因为截面 C 为圆形,所以 W=0.1d。(1)C 、D 两截面轴径相同,又 ,故校核 D 截面即可:则轴的计算应力:MPaTCca 93.1491.0)30726(6257)(22 前已选定轴的材料为 45 钢,调至处理,查相关手册查得 。因160 为 ,故截面 C 处安全。ca1(2)由于截面 B 左侧不受扭矩作用,故只要校核截面 B 右侧即可。则轴的计算应力为: 132222 7.451.0)06(47)( MPaWTMBca )(右故截面 B 右侧安全5.5 精确校核轴的疲劳强度(1)截面处校核 截面左侧抗弯截面系数: 3339.6851.0. mdW抗扭截面系数: 712T截面左侧的弯矩 M 为: N 2.4左截面上的扭矩 T 为: N37截面上的弯曲应力: Mpab8.05916 19截面上的扭转切应力: MPaWT87.125340轴的材料为 45 钢,调制处理,查相关手册查得:抗拉强度极限 B=640 MPa弯曲疲劳极限 -1275剪切疲劳极限 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 和 可按相关手册查取。因r/d=2.0/19=0.105,D/d=20/19=1.05,经过插值后可查得: 1.961.3、又由相关手册可查得轴的材料的敏感系数为: 0.820.85qq、故有效应力集中为: 1(1).(1.96).7934k根据相关手册查得尺寸系数 ,表面质量系数为 轴按磨削加工,0.65 0.则表面质量系数为 ;轴未经表面强化处理,即 ,则综合系数为:.92 1q1.7912.84065.kK.4.0.又由碳钢的特性系数:,取0.12:0.1,取5. 5于是,计算安全系数 的值,得:caS-1a 79.02.8410.mSK22-1a2255.3.9.8.0.34.71.5caS S故可知其安全。(截面右侧同上)(2)截面处校核 截面左侧抗弯截面系数: 3338021.0mdW抗扭截面系数: 6T截面左侧的弯矩 M 为: mN 45.1683259.7左 20截面上的扭矩 T 为: mN34072截面上的弯曲应力: MPaWMb 3
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本文标题:铸造车间混砂机的传动装置设计(三维图模型+CAD二维图)
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