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第 24 页 共 24 页微耕机变速箱的设计下载须知:本文档是自己所做毕业设计,只可用于学习交流,不可用于商业活动。另外:有需要电子档的同学可以加我2353118036,我保留着毕设的全套资料,旨在互相帮助,共同进步,建设社会主义和谐社会。微耕机变速箱设计作者:xxx 指导老师:xxxxx工学院 11机械设计制造及其自动化 合肥 230036摘要:本文主要介绍微耕机的组成部分及其工作原理,并分析了变速箱在微耕机工作过程中所承担的重要功能和现在市场上微耕机常用变速箱,在此基础上,以动力来源为重庆宏受通用机械厂生产的168F汽油机的微耕机为研究对象,重新对变速箱进行了设计,重新设计的变速箱包含了变速结构、差速结构、换档结构。为操作简单、结构紧凑、实用性强的新一代微耕机变速箱。关键词: 微耕机变速箱 变速 换挡1 绪论1.1 变速箱设计的意义我国自古以来就是农业大国,曾经靠着我国劳动人民的辛勤耕作成为世界最为强大的国家,但是就目前中国13亿人口来看,单纯的靠人、牛的力量已经不再满足当前对生产力的要求了,这就要求有新的农业机械扛起重任。因为前两个世纪我国陷入了资本主义国家的殖民半殖民统治,我国的农业机械没有得到很高的重视,农业机械的推广和使用基本为零,但是解放后,我国很快的完成了社会主义的全面改革,并顺利完成了第一个五年计划,第一个五年计划期间我国研发出了各种农业机械,这些农业机械对解放生产力起到了很大的作用。近年来我国的科研人员在农业机械方面创新取得巨大突破,生产出了满足更多条件下使用,拥有更多功能的各种农业机械,为我国的农业现代化打下了坚厚的基础。尽管我国在农业机械方面取得了如此耀眼和光辉的成就,就目前的情况看,在一些丘陵、地形较为复杂的地带,大型农业机械到达不了这种地形极为复杂的地方,耕种还只能依靠人力、畜力,面对这样的问题,研究和设计出新一代的适应更小地块、更复杂地形的小型微耕机就迫在眉睫了。微耕机的变速箱就像是电脑的CPU,控制着微耕机的速度、换挡、转向等重要功能,变速箱的适用性也影响着微耕机是否可以满足更为复杂条件的使用,在微耕机使用过程中,变速箱也是最容易出现故障的部件之一,而且变速箱的故障会直接影响到微耕机的使用。小型微耕机一般工作在土地硬度较高的耕地上,这种环境下对微耕机传动的平稳性要求很高,变速箱又决定了微耕机的传动平稳性。因此变速箱的适用性、平稳性直接决定了微耕机的应用和推广价值,也决定了微耕机的性能和市场价值。因此变速箱的设计就成为了微耕机设计中最为重要的一环,它的设计的意义也变得非常重大。1.2 变速箱设计想要达到的目标微耕机主要由知识水平不是很高的农民使用,因此其必须操作简单,微耕机的使用环境也极为复杂,在一些地理比较窄小的范围使用因此微耕机必须有以下要求:(1) 机械一定要经济便宜,且运行过程稳定,不易出问题;(2) 档位设置时要有空挡、前进挡、倒退当,且换挡方便迅速;(3) 变速器的工作效率高,噪声需要很低;本次变速箱主要根据动力来源为重庆宏受通用机械生产的168f型汽油机的微耕机进行设计。2 变速箱的总体方案的确定 依据微耕机的相应要求,现选择动力来源为168f的汽油机,该微耕机的具体参数如下表表1-1汽油机型号168f功率3.5kw满载转速4200r/min车轮直径350mm前进速度3.5km/h倒车速度1.0km/h微耕机参数表2.1变速箱的工作原理一般的变速箱主要采用齿轮传动达到降速的目的,为了实现微耕机的不同行驶方向,变速箱内需要有多对传动比不同的齿轮副,通过操作档杆变换变速箱内不同齿轮副的工作来达到微耕机换挡的目的。空档时,变速箱体内从动轮和主动轮错开,动力切断;前进档时变速箱类似二级减速器齿轮,通过两级齿轮减速达到降速前进的目的;倒退档时,整个传动过程增加一个中间齿轮,使主动轮和最后一级从动轮转速方向相同,实现微耕机倒退的目的。为了实现微耕机转变方向的方便,在输出轴两侧各安装一牙嵌式离合器,控制微耕机转向的方法在微耕机前进或后退需要转向时,将想要转达方向的那一侧离合器离合,即可方便实现转向的目的。2.2变速箱传动原理图 根据微耕机变速箱的工作原理,变速箱传动原理图如下:图2-14.1轴14.23.12.32.22.11.1轴3轴2轴4 2.3 传动比的计算和分配2.3.1 前进时传动比计算 1) 根据微耕机的前进速度,微耕机轮子直径,公式:n=60*1000v/d可计算处变速箱输出轴转速n=60*1000*0.972/3.14*350=53.07r/min,此时总传动比i总=4200/53.07=79.14, 2 ) 传动比的分配汽油发动机输出转速为4200r/min ,汽油发动机与变速箱间的传动由v带传动,初步选定v带的传动比为3,此时变速箱传动方案属于圆柱齿轮减速方案,为了使整体结构合理、紧凑、布局恰当,查询机械设计课程指导书可选取i1= 6.48 ,则根据总传动比、 v带传动比易计算出 i2= 4.07 。2.3.1 倒退时传动比计算1) 根据微耕机的倒退速度,微耕机轮子直径,公式:n=60*1000v/d可计算处变速箱输出轴转速n=60*1000*0.278/3.14*350=15.178r/min,倒退时的微耕机没有负载,转速大大降低,此时转速降低到为1000rmin以下,总传动比i总=1000/15.178=65.88, 2 ) 传动比的分配汽油发动机输出转速为1000r/min以下 ,此时的变速箱同样属于减速箱,只是多了一个中间齿轮用于改变输出轴转向,此时由发动机传输到变速箱的动力依然由带传动,传动比与前进时相同,同样为3,此时变速箱的一级减速齿轮与前进时的相同,所以分配传动比的=6.5,此时轴3上的齿轮作用只是改变转向i3= 1,则易计算出轴3和轴4间传动比i43.39.2.4 计算各轴的功率及转矩2.4.1计算前进时各轴转速和转矩1) 计算相关轴的转速n1 = n/i = 4200/3=1400r/minn2 = n1/i1 =1400/6.48 = 216.05r/minn4 = n2/i2 =216.05/4.07=53.07r/min2 ) 计算各轴的输入和输出功率根据机械设计课程设计指导书,相关机械传动效率如下滚动轴承 0.98V 带 0.94圆柱齿轮 0.98则各轴的输入功率如下 各轴的输出功率 3 ) 计算各轴的输入和输出转矩 根据T = 9550P/n可以计算各轴的输入转矩,又因为滚动轴承传动效率为0.98输出转矩为输入转矩的0.98,可计算出具体数据,汇总成下表所示表2-1轴名功率P(kw)转矩T(Nm)转速(r/min)传动比输入输出输入输出轴13.293.2222.4522.014006.48 4.07轴23.163.10139.72136.93216.05轴43.033,00546.14535.2253.07前进档时各轴情况2.4.2计算后退时各轴转速和转矩1) 计算相关轴的转速n1 = n/i = 1000/3=333.33r/minn2 = n1/i1 =333.33/6.48 = 51.44r/minn3= n2/i3 =51.44/1=51.44r/minn4= n3/i4 =51.44/3.389=15.178r/min2 ) 计算各轴的输入和输出功率(倒退时无负载发动机功率降低至1.5kw以下)根据机械设计课程设计指导书,相关机械传动效率如下滚动轴承 0.98V 带 0.94圆柱齿轮 0.98则各轴的输入功率如下 各轴的输出功率 3 ) 计算各轴的输入和输出转矩 根据T = 9550P/n可以计算各轴的输入转矩,又因为滚动轴承传动效率为0.98输出转矩为输入转矩的0.98,可计算出具体数据,汇总成下表所示表2-2轴名功率P(kw)转矩T(Nm)转速(r/min)传动比输入输出输入输出轴11.411.38240.4039.59333.36.5 1.0 3.389轴21.3541.327251.37246.3451.44轴31.301.274241.41236.5851.44轴41.2491.224785.87770.1515.178后退档时各轴计算结果3 前进时齿轮的设计与校核3.1 变速箱一级直齿轮的设计3.1.1 选定齿轮材料,精度等级并初步确定齿数(1) 根据机械设计手册相关标准,结合微耕机的工作条件,大小直齿轮均采用40Cr,并做调制处理,硬度为280 HBS,精度为7级精度,压力角取20。(2) 初选小齿轮齿数z1=18,则大齿轮齿数z2=i1 z1=6.4818=116.64,取齿数117。3.1.2 按齿面接触疲劳强度设计1) 计算小齿轮分度圆直径,即 d 1t 试选载荷系数K Ht=1.3,查取区域系数ZH= 2.48,查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPA1/2 计算接触疲劳强度用重合度系数Z a1=arccos=31.41 at2=arccos=22.479 a=/2=1.701 Z=0.875计算接触疲劳许用应力 由机械设计图10-25d查得小大齿轮的接触疲劳极限分别是=600MPA, =550MPA计算应力循环次数: N1=60n1jLh=60*1400*(15*8*2*20)=2.068*106 N2=N1/=2.068*106 /(117/18)=2.068*105 查得解除疲劳寿命系数KNHI=1.54,KNH2=1.58。取失效概率为1%,安全系数S=1,则 1=KNHI/S=924MPA 2=KNH2/S=869MPA取较小的作为该齿轮副的接触疲劳许用应力,即=2=869MPA2)计算小齿轮的分度圆直径 代入上述各数据,则有 d 1t =33.682mm下面调整小齿轮分度圆直径计算圆周速度V:V=d 1tn1/(60*1000)=3.2m/s计算齿宽b:b= d 1t=33.682mm计算实际载荷系数KH 查得使用系数KA=1.25,根据V=3.2m/s ,7级精度,查机械设计表10-8得动载系数KV=1.14。齿轮圆周力 Ft1=2T1/d1t=2*2.452*104/33.682=1.012*10 N KAFti/b=22.81N/mm 100N/mm查表10-3得齿间载荷分配系数KH=1.1,用插值法查表10-4得7级精度,小齿轮相对轴承非对称布置时,KH=1.405,则载荷系数KH= KAKV KH KH=2.202按实际载荷系数算得分度圆直径:d1= d1t =33.682*=40.15mm相应的齿轮模数m=/=40.15/18=2.2313 .1.3按照齿根弯曲疲劳强度设计 1)计算齿轮模数 Mnt=试选载荷系数 KFt=1.3计算弯曲疲劳强度的重合度系数Y:Y=0.25+0.75/=0.691计算 由机械设计图10-17查得齿形系数=2.64, =2.24图10-18查得应力修正系数 =1.58, =1.75由图10-24c查得小、大齿轮的齿根弯曲疲劳极限 =500MPa, =380MPa图10-22查得弯曲疲劳寿命系数=0.85,=0.87取弯曲疲劳安全系数S=1.3,得到 =MPa =326.93MPa 2=MPa =251.38MPa则 = =0.013, = =0.0156因为大齿轮的 大于小齿轮,所以取 =0.0156将上获得数据输入公式即可计算齿轮模数 Mnt=1.824mm2)调整齿轮模数计算实际载荷前的数据准备圆周速度: d1 =m1Z1=1.824*18mm=32.832mmV=/(60*1000)=2.407m/s齿宽 b=dd1=32.832mm,齿高h =(2han*+cn*)mt=(2*1+0.25)*1.824=4.104mm宽高比b/h =8接下来计算实际载荷系数KF根据V=2.407m/s,7级精度,查图10-8得动载系数KV=1.09。Ft1=2T1/d1=2*2.245*104/32.832N=1.367*10N,则 KAFti/b=41.636N/mm 100N/mm用插值法查表10-3得齿间载荷分配系数Kfa=1.5 ,用插值法查表10-4得7级精度,小齿轮相对轴承非对称布置时,KH=1.415,结合b/h=8,查图10-13得KF=1.34,则载荷系数:KF= KAKV KFa KF=1.534按照实际载荷系数计算齿轮模数 m =mt =1.927mm 对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳度计算的模数,由于齿轮模数m的大小取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力,而齿面接触疲劳强度直径有关,可取由弯曲疲劳强度算的的模数1.927并就近圆整为标准值m=2mm。按照接触疲劳强度算得的分度圆直径=40.15mm,由此算出小齿轮齿数=m=40.152=20.075 Z1=d1/2=40.15/2=20.075, 取Z1=20,Z2= Z1=6.48*20=129.6,取Z2=129 ,Z1、Z2互为质数。3.1.4 齿轮几何尺寸计算根据公式可计算出两齿轮尺寸如下:表3-1齿轮标号分度圆直径中心距齿轮宽度40mm149mm45mm258mm40mm3.1.5 圆整中心距后的强度校核 齿轮副的中心距在圆整过后,各参数均发生了变化,应该重新校核齿轮强度,以明确齿轮的工作能力。1)齿面接触疲劳强度校核按照下式计算,为了节约篇幅,下数值在草稿纸上计算,数值如下 KH=2.202,=2.452*104 则=1,=45, =6.5,ZH= 2.48, ZE=189.8MPa1/2 =620.173MPa 100N/mm查表10-3得齿间载荷分配系数KH=1.2,用插值法查表10-4得8级精度,小齿轮相对轴承非对称布置时,KH=1.417,则载荷系数KH= KAKV KH KH=2.126按实际载荷系数算得分度圆直径:d6= d6t =41.38*=48.82mm相应的齿轮模数m=/=48.82/22=2.219mm4.2.3按照齿根弯曲疲劳强度设计 1)计算齿轮模数 Mnt=试选载荷系数 KFt=1.3计算弯曲疲劳强度的重合度系数Y:Y=0.25+0.75/=0.673计算 由机械设计图10-17查得齿形系数=2.64, =2.23图10-18查得应力修正系数 =1.54, =1.68由图10-24c查得小、大齿轮的齿根弯曲疲劳极限 =900MPa, =750MPa图10-22查得弯曲疲劳寿命系数=0.87,=0.91取弯曲疲劳安全系数S=1.5,得到 =MPa =522MPa =MPa =455MPa则 = =0.007, = =0.008因为大齿轮的 大于小齿轮,所以取 =0.008将上获得数据输入公式即可计算齿轮模数 Mnt6=1.835mm2)调整齿轮模数计算实际载荷前的数据准备圆周速度: d6 =m6Z6=1.835*22mm=40.37mmV=/(60*1000)=0.108m/s齿宽 b=dd6=40.37mm,齿高h =(2han*+cn*)mt=(2*1+0.25)*1.835=4.129mm宽高比b/h =9.77接下来计算实际载荷系数KF根据V=2.407m/s,7级精度,查图10-8得动载系数KV=1.09。Ft1=2T3/d6=2*2.44*105/40.37N=1.208*10N,则 KAFti/b=299N/mm 100N/mm用插值法查表10-3得齿间载荷分配系数Kfa=1.1 ,用插值法查表10-4得8级精度,小齿轮相对轴承非对称布置时,KH=1.414,结合b/h=9.77,查图10-13得KF=1.35,则载荷系数:KF= KAKV KFa KF=2.005按照实际载荷系数计算齿轮模数 m =mt =2.120mm 对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳度计算的模数,由于齿轮模数m的大小取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力,而齿面接触疲劳强度直径有关,可取由弯曲疲劳强度算的的模数2.120并就近圆整为标准值m=3mm。按照接触疲劳强度算得的分度圆直径=40.15mm,由此算出小齿轮齿数=m=40.152=20.075 Z6=d6/2=48.82/3=16.28, 为使齿轮传动时不发生根切选Z6=17,Z7= Z6=3.39*17=57.63,取Z7=58 ,Z6、Z7互为质数。齿轮5的齿数与齿轮6相同。根据公式可计算出两齿轮尺寸如下:表4-1齿轮标号分度圆直径中心距齿轮宽度51mm45mm51mm112.5mm45mm174mm40mm4.3齿轮5、6、7的校核4.3.1对齿轮6、7进行校核1) 按接触疲劳强度进行校核校核前的数据准备表4-2名 称代 号公式与依据数 值单 位齿数Z6、Z717、58传动比uu=z7/z63.411小齿轮分度圆直径d651mm载荷情况系数KH2.64传递扭矩T32.44齿宽系数查机械设计表10-70.8区域系数查机械设计图10-202.46弹性影响系数查机械设计表10-5189.8齿顶圆压力角32.77824.719度啮合角20度重合度1.647重合度系数0.886代入校核公式接触疲劳强度满足要求。 2)按弯曲疲劳强度进行校核表4-3名 称代 号公式与依据数 值单 位载荷系数2.05弯曲疲劳强度用重合度系数0.705齿形系数YFa6YFa7查机械设计图10-172.732.43应力修正系数YSa6YSa7查机械设计图10-181.561.75代入弯曲疲劳校核公式弯曲疲劳强度满足要求。对于齿轮5同样满足工作条件。综上所述该对齿轮可满足工作条件。齿轮主要涉及结论:表4-4齿轮1234567齿数201291977171758模数(mm)2222333齿宽(mm)45404338454540分度圆直径(mm)402583815451511745.轴的设计5.1 轴1的设计(1)已知条件 前进时轴的转速 n1=1400r/min,传递功率P=3.29kw,倒退时的转速n1 传递功率P=1.41kw(2)初步估算轴的最小直径选取轴的材料为45号钢,调制处理,根据机械设计表15-3,取A0=112,于是 按照前进时计算 按照后退计算 则可选取轴1的直径为25mm,经过校核,选取的直径为25mm的轴可以满足工作条件,根据轴1上齿轮宽度及选取深沟轴承的宽度,轴1的长度为80mm5.2 轴2的设计(1)已知条件 前进时轴的转速 n1=216.05r/min,传递功率P=3.16kw,倒退时的转速n1 传递功率P=1.354kw(2)初步估算轴的最小直径选取轴的材料为45号钢,调制处理,根据机械设计表15-3,取A0=112,于是 按照前进时计算 按照后退计算 则可选取轴2的直径为35mm,经过校核,选取的直径为35mm的轴可以满足工作条件,根据轴2上齿轮宽度、齿轮位置的分配、选取深沟轴承的宽度,计算出轴2的长度为260mm。5.3 轴3的设计(1)已知条件 轴3只在倒车时传递动力,倒退时的转速n1 传递功率P=1.3kw(2)初步估算轴的最小直径选取轴的材料为45号钢,调制处理,根据机械设计表15-3,取A0=112,于是按照后退计算 则可选取轴3的直径为35mm,经过校核,选取的直径为35mm的轴可以满足工作条件,根据轴3上齿轮宽度、齿轮位置的分配、选取深沟轴承的宽度,计算出轴2的长度为75mm。5.4 轴4的设计(1)已知条件 前进时轴的转速 n4=53.07r/min,传递功率P4=3.03kw,倒退时的转速n1 传递功率P=1.224kw(2)初步估算轴的最小直径选取轴的材料为45号钢,调制处理,根据机械设计表15-3,取A0=112,于是 按照前进时计算 按照后退计算 则可选取轴2的直径为50mm,经过校核,选取的直径为50mm的轴可以满足工作条件,根据轴4上齿轮宽度、齿轮位置的分配、选取深沟轴承的宽度、轴4在变速箱体外长度,计算出轴2的长度为300mm。则可得到设计数据表如下: 表5-1轴号轴最小直径mm轴长mm1轴25802轴352603轴35754轴503006. 键、深沟轴承、离合器等标准件的选择6.1键的选择整个变速箱共使用了7个齿轮,因此也需要有七个键,每个齿轮对应的键标记为键1、键2、.选用A型导向平键,根据查课程设计指导书表4-1可查得数据并列如下表: 表6-1序号mmLmm412*89018*745512*845212*840612*845312*845714*9906.2深沟球轴承的选择微耕机变速箱选用深沟球轴承,根据设计的轴的直径查课程设计指导书表6-1的下表格结论:6-2轴轴承型号基本尺寸dDmmBmm160052547122600735621436007356214460105080166.3离合器的选择 该变速箱在动力输入除需要用到离合器,为了实现转向时微耕机两侧车轮速度的差异,输出轴需要用到两个离合器,三个离合器均选用牙嵌式离合器。7. 设计心得 最终设计出的微耕机变速箱整体有三个档位,一个前进档、一个倒退当、一个空挡,通过变档机构可实现灵活的倒退、前进,且行驶速度分配合理,变速箱的一个前进档位设计也比市场上两个前进挡的更加轻便,结构更加紧凑。微耕机使用场景一般是不平的丘陵地带,因此轻便性能很重要,使用过程中更加便于搬运。但是也有不足的地方,外箱体的安装不是特别方便。本次对微耕机变速箱的设计,综合运用了大学四年学习的机械设计、机械原理、材料力学等诸多课程的理论知识,也是大学期间第一次做与实际生产相关的设计,这次设计比以前多考虑了一个维度,不单单是通过公式计算出数据,推出各个零件尺寸,还考虑了变速箱的应用场景,将应用场景和计算相结合得出最终尺寸。通过此次设计,进一步加深和巩固了我学习的知识,结合以前做的课程设计,逐渐树立了我自己的设计思想,也增强了我发现问题、分析问题到进一步解决问题的能力。在整个设计过程中让我对一点深有感触,遇到问题时一定要积极的查询资料,资料查询不到要积极主动地请教指导老师,一定不能自我臆测,随意胡诌出一些数据代替,一定要做到任何数据有据可查,这样做出的设计数据在绘图过程中的才不会出现不符合实际的情况,从而可以避免数据重新设计,图纸重新画的弯路。整个绘图过程也让我学习和体会到很多,首先通过绘图让我对CAD软件的使用更加熟练,这对我以后的工作有很大的积极意义,也让我感受到在绘图时一定要细心,图纸一定要符合国标,不能随意勾画。致 谢本次毕业设计的时间还是特别紧张的,因为3、4月份到公司去实习了,毕业设计也一直没有做,期间也接到了指导老师李老师的几次催促,只是那时候应付了一下,没有把毕业设计放心上,直到5月初挨了李老师的几次骂,才从实习单位回来安心做设计。整个毕业设计加班加点的历时三个星期才做完,期间遇到的很多问题在指导老师李教授的指导下均得到了很好的解决。首先要向李老师表示最真挚的感谢,是李老师在我做设计之前的催促,做设计时的关怀和帮助让我顺利的完成。在李老师的耐心指导下,我很快的理清了设计思路,更好的利用平时学习的理论知识。记忆深刻的是李老师认真的工作态度,即使我问询很浅显的问题李老师也给予耐心解释。这也是毕业设计期间从李老师身上学习到的,也是我以后工作过程中的榜样。再次谨向李老师表示衷心的感谢和敬意。同时也感谢学校为我提供了良好的学习环境和丰富的学习资源,也感谢工学院各科老师对基础课程的耐心教导,让我可以拥有这么多理论知识基础完成此次设计,还要感谢参加此次答辩的各位专家和教授,多谢你们不辞辛苦来参加我的答辩,也感谢室友和同学,多谢他们与我关于设计的沟通和探讨。 最后祝愿室友、同学找到好的工作,工学院的老师们工作顺利,如意顺心!谢谢!参考文献1 罗胜国、吴宗泽编.机械设计课程设计手册M,北京:高等教育出版社,2002。2 璞梁贵、陈国定编.机械设计M,北京:高等教育出版社,2012。3 大连理工大学工程图学教研室.机械制图M,北京:高等教育出版社,2007。4 何世禹,金晓鸥主编.机械工程材料M,哈尔滨:哈尔滨工业大

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