二级直齿减速器课程设计115电动卷扬机说明书
收藏
资源目录
压缩包内文档预览：
编号：519598
类型：共享资源
大小：3.23MB
格式：ZIP
上传时间：2015-11-14
上传人：QQ28****1120
认证信息
个人认证
孙**（实名认证）
辽宁
IP属地：辽宁
2.4
积分
- 关 键 词：
-
减速器课程设计
- 资源描述：
-
二级直齿减速器课程设计115电动卷扬机说明书,减速器课程设计
- 内容简介：
-
攀枝花学院课程设计 1 XXX 学院 学生课程设计（论文） 题 目： 设 计 电 动 卷 扬 机 传 动 装 置 题 目 1 参 数 4 学生姓名： 学 号： 所在院 (系 )： 机 电 工 程 学 院 专 业： 机械设计制造及其自动化 班 级： 2006 级机制教学四班 指 导 教 师： 职称： 副 教 授 2009 年 1 月 9 日 XXX 学院教务处制 nts攀枝花学院课程设计 2 XXX 学院本科学生课程设计任务书 题 目 设 计 电 动 卷 扬 机 传 动 装 置 1、 课程设计的目的 1)进一步加深和巩固所学理论知识，并将其在设计实践中加以综合运用，使理论知识和实践结合起来。 2）通过设计实践，树立正确的设计思想，培养学生工程设计的独立工作能力，使学生具有初步的机构选型与组合和确定传动方案能力。 3）通过设计提高学生的计算和绘图能力；使学生能熟练的应用有关资料、计算图表、手册、图集、规范；熟悉有关国家标准和行业标准，完成一个工程技术人员必备的基本技能训练 。 2、课程设计的内容和要求（包括原始数据、技术要求、工作要求等） 工作条件：满载工作占 5%， 3/4 负载工作占 10%，半载工作占 5%，循环周期 30min,工作中有中等振动，两班工作，钢绳速度允许误差 5%，小批量生产，设计寿命 10年。 原始数据如下表： 序号 钢绳拉力 F（ KN） 钢绳速度 V（ m/min） 滚筒直径 D（ mm） 参数 4 14 16 240 3、 主要参考文献 1 机械原理主编：濮良贵 纪名刚 高等教育出版社 2 机械设计主编：孙桓 陈作模 高等教育出版社 3 机械设计课程设计主编：席伟光 扬光 李波 高等教育出版社 4 机械设计基础课程设计主编：李海萍 机械工业出版社 4、课程设计工作进度计划 第一周 1 3：设计计算； 第一周 4第二周 3：画装配图； 第二周 4第三周日：画零件图； 第三周 1第三周 3：撰写设计说明书； 第三周 4第三周 5：检查修改并上交所有设计资料。 指导教师 （签字） 日期 年 月 日 教研室意见： 年 月 日 学生 （签字） ： 接受任务时间： 年 月 日 注： 任务书由指导教师填写。 nts攀枝花学院课程设计 3 课程设计（论文）指导教师成绩评定表 题目名称 评分项目 分值 得分 评价内涵 工作 表现 20% 01 学习态度 6 遵守各项纪律，工作刻苦努力，具有良好的科学工作态度。 02 科学实践、调研 7 通过实验、试验、查阅文献、深入生产实践等渠道获取与课程设计有关的材料。 03 课题工作量 7 按期圆满完成规定的任务，工作量饱满。 能力 水平 35% 04 综合运用知识的能力 10 能运用所学知识和技能去发现与解决实际问题，能正确处理实验数据，能对课题进行 理论分析，得出有价值的结论。 05 应用文献的能力 5 能独立查阅相关文献和从事其他调研；能提出并较好地论述课题的实施方案；有收集、加工各种信息及获取新知识的能力。 06 设计（实验）能力，方案的设计能力 5 能正确设计实验方案，独立进行装置安装、调试、操作等实验工作，数据正确、可靠；研究思路清晰、完整。 07 计算及计算机应用能力 5 具有较强的数据运算与处理能力；能运用计算机进行资料搜集、加工、处理和辅助设计等。 08 对计算或实验结果的分析能力（综合分析能力、技术经济分析能力） 10 具有较强的数据收集、分析、处理、综合的能力。 成果 质量 45% 09 插图（或图纸）质量、篇幅、设计（论文）规范化程度 5 符合本专业相关规范或规定要求；规范化符合本文件第五条要求。 10 设计说明书（论文）质量 30 综述简练完整，有见解；立论正确，论述充分，结论严谨合理；实验正确，分析处理科学。 11 创新 10 对前人工作有改进或突破，或有独特见解。 成绩 指导教师评语 指导教师签名： 年 月 日 nts攀枝花学院课程设计 4 目 录 1 传动方案的比较及选择 5 2 电动机的选择 5 2.1 电动机输出功率的确定 6 2.2 电动机转速的确定 6 3 总传动比和传动比的分配 6 3.1 总传动比的计算 6 3.2 传动比的分配 6 4 动力参数的确定 6 4.1 各轴的功率计算 7 4.2 各轴转速的计算 7 4.3 各轴输入转矩的计算 7 5 齿轮的设计。 7 5.1 闭式齿轮传动的设计 7 5.1.1 高速级齿轮传动的设计 ： 7 5.1.2 低速级齿轮传动设计 10 6 轴的设计 11 6.1 中间轴设计 11 6.2 高速轴设计 14 6.3 低速轴的设计 15 7 轴承的验算 16 7.1 中间轴承的校核计算 16 7.2 高速轴的滚动轴承校核计算 16 7.3 低速轴承的校核计算 16 8 键的选择与演算 16 9 润滑 16 10 箱体及其附件的设计选择 16 nts攀枝花学院课程设计 5 1 传动方案的比较及选择： 方案一方案二 方案一采用以级带传动和齿轮传动：该方案外廓尺寸较大，有减振和过载保护的作用，但不适合繁重的工作要求和恶劣的工作环境。 方案二采用二级圆柱齿轮减速器，该方案结构尺寸小，传动效率高，适合在较差环境下长期工作。 综合考虑，我选择方案二。 计 算 及 设 计 过 程 2、电动机的选择。 2.1 电动机输出功率的确定 （ 1）工作机所需功率： P =FV/( a103) 式 2.1 注：工作机构的有效阻力， v 为工作机构的圆周转速， a 为工作机构的自身的传动效率 ,取 1。 P =FV/( a103) =14000 16/60 1000=3.73KW （ 2）传动装置与工作机构的总效率 ，传动装置为串联，总效率 等于各级传动效率的和轴承、联轴器效率的连乘积， nts攀枝花学院课程设计 6 即 =1 52 33 24 式 2.2 =0.96 0.985 0.973 0.992 =0.776。 注 : 1 卷筒的传动的效率； 2 为一对轴 承的效率 ; 3 为齿轮啮合传动效率； 4为弹性联轴器的效率。 （ 3）电动机所需输出的功率为： Pd=P / a=3.73/0.776= 4.81 KW 式 2.3 选择电动机的额定功率 =（ 1 1.3） d=4.81 6.25 KW 2.2 电动机转速的确定： 卷筒轴工作速度为 n=6000V/ d=21.22r/min 式 2.4 查表 1推荐的传动比合理范围，取二级圆柱齿轮减速器传动比 1i =8 40，一级开式传动比 2i =3 7，则总的传动比 ai =24 280， 故电动机转速的可选范围有 750，1000， 1500， 3000r/min.根据容量和转速，由资料 4表 4.12-1 查出 4种电动机型号，因此有 4种传动比方案。（见 表 2.1） 电动机的数据及总传动比 表 2.1 由上表 1-1 并综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量和齿轮传动比、减速器的传动比，可见方案 3 比较合理，因此电动机型号为 Y132S-4. 3、总传动比和传动比的分配 3.1 总传动比的计算： 总传动比为： i=n0/n=1440/21.22=67.9。 3.2 传动比的分配 由于各级传动为串联，总的传动比为： i 总 =i12 i23=19.4 分配传动比 : i12=5 , i23=3.89, ij=i12 i23=5 3.89=19.4 即展开式两级圆柱齿轮减速器的传动比是 19.4。 4、动力参数的确定。 方案号 电动机型号 额定功率 Kw 同步转速r/min 满载转速r/min 总传动比 一级开式传动 减速器 1 Y160M2-8 5.5 750 710 33.5 3 11.2 2 Y112M2-6 5.5 1000 960 45.2 3 15.1 3 Y132S-4 5.5 1500 1440 67.9 4 17 4 Y132S1-2 5.5 3000 1900 136.7 4 34.2 nts攀枝花学院课程设计 7 4.1 各轴的功率计算 由于带式运输机属通用机械，故应以电动机的额定功率作为设计功率，用以计算传动装置中各轴的功率。 高速轴 1输入功率： P1=Pd 3=4.81 0.99=4.76 KW 中间轴的输入功率 : 2 1 2 3 4 . 7 6 0 . 9 8 0 . 9 7 4 . 5 2P P k w 低速轴 3的输入功率 : 223 2 2 3 4 . 5 2 0 . 9 8 0 . 9 7 4 . 1 7P P k w 4.2 各轴转速的计算 高速轴 1转速 n1=n0=1440r/min 中间轴 2转速 n2=n1/i12=1440/5=288r/min 低速轴的 3转速 n3=n2/i23 =288/3.89=73.8 r/min 4.3 各轴输入转矩的计算 高速轴 1的输入转矩 T1=9550P1/n1=9550 4.76/1440=31.6N m 中间轴的输入转矩 T2=9550P2/n2=9550 4.52/288=149.9N m 低速轴 3的输入转矩 T3=9550P3/n3=9550 4.17/73.8=539.6N m 5、 齿轮的设计 。 5.1 闭式齿轮传动的设计 5.1.1 高速级齿轮传动的设计 ： （ 1）选定齿轮的类型、精度等级、材料及齿数 （ A)按传动装置的设计方案，选用直齿圆柱齿轮传动。 （ B)运输机为一般工作机械，速度不高，由资料 2表 10-1 可知，选用 8 级精度（ G B10095-88） . （ C)材料选择。由资料 2表 10-1查得，选择小齿轮材料为 40Cr（渗碳后淬火），硬度为 280HBS。大齿轮材料为 45 钢（调质）硬度为 240HBS,硬度差为40 HBS。 （ D）选小齿轮齿数 Z1=20；大齿轮齿数为 Z2=Z1 i12=20 5=100. 由于齿轮传动为闭式，按接触疲劳强度设计，弯曲疲劳强度校核。 （ 2） .按接触疲劳强度设计 由设计计算公式（由资料 410-9a）计算：选压力角 = 20 ，则： 213112 . 3 2 EtuK T Zuddu 式 5.1 注 : Z2/Z1=u 1.确定公式内的各计算值 nts攀枝花学院课程设计 8 (A).试选载荷系数 Kt=1.3； (B).计算小齿轮 传递的转矩 T1=31.6N m (C).由资料 1表 10-7查得，选取齿宽系数 d=1； (D).由资料 1表 10-6查得，得材料的弹性影响系数 ZE=189.8 MPa 1/2 (E).由资料 1图 10-21d查得大 ,小齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim1=600, Hlim2=550MPa 。 (F).由资料 110-13公式计算应力循环次数： N1=60njLh=60 1440 1 (10 360 16)=5.046 10 9 式 5.2 N2=N1/u =5.046 109/5=10.009 109 (G).由资料 1图 10-19查得，得接触疲劳系数： KHN1=0.9 ;KHN2=0.95 (H).计算接触疲劳应力 取失效概率为 1%.安全系数 S=1，有公式 (由资料 110-12) H=KHN lim/S 式 5.3 则 : H1=KHN1 Hlim1/S=0.9 600/1=540MPa H2=KHN2 Hlim2/S=0.97 550/1=522.5MPa 2.计算 (A)试算小齿轮分度圆直径 d1t,代入 H中最小的值 d1t 2.32 (1.3 31.6 103/1) (6/5) (189.8/522.5) 2 1/3=43.018mm 式 5.4 (B)计算圆周速度 v V= 43.018 1440/(60 103) =3.24 m/s 式 5.5 (C).计算齿宽 b. b= dd1t =1 40.712mm=43.018mm 式 5.6 (D).计算齿宽与齿高之比 b/h: 模数 mt=d1t/Z1=40.712/24=2.151mm 式 5.7 齿高 h=2.25mt =2.25 1.6967=4.840mm 式 5.8 b/h=40.712/3.82=8.89 (E)计算载荷系数 根据 v=3.24m/s,7 精度，由由资料 1图 10-8查得动载荷系数 KV=1.12 直齿轮，假设 KA Ft/b100N/mm.由资料 1表 10-3查得 KH =KF =1 由资料 2表 15-21查得使用系数 KA=1.5 由资料 1表 10-4查得 8级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时 :KH =1.342 由 b/h=8.89, KH =1.342由资料 2图 15-8得 KF =1.312 故载荷系数 K=KAKV KH KF = 1.5 1.12 1 1.342=2.255 式 5.9 (F)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，有式： d1=d1t(K/Kt) 1/3=43.018 (2.255/1.3) 1/3=51.678mm 式 5.10 (G)计算模数 m m1=d1/Z1=51.678/20=2.58mm 由资料 2表 15-2查得标准模数取 m=2.5 nts攀枝花学院课程设计 9 3.按齿根弯曲强度校核 由资料 1表 10-5查得 齿形系数 YFa : YFa1= 2.80 YFa2 =2.18 应力校正系数 Ysa: YSa1=1.55 YSa2= 1.79 齿轮的许用应力，由资料 1式 (10-12)计算 : F=KN slim/s 式 5.11 弯曲疲劳极限，由资料 1图 10-20查得 Flim1=500 MPa Flim2=380 MPa 寿命系数，由资料 1图 10-18查得 KN1=0.85、 KN2=0.88 弯曲安全系数，由资料 1得 S=1.4;齿轮的弯曲的许用应力： F1=KN1 lim1/S=0.85 500/1.4 =303.57 MPa F2=KN2 lim2/S=0.88 380/1.4 =238.86 MPa 由资料 1齿根危险截面的弯曲强度校核满足式 (10-4): F=KFt YFaYSa /(bm) F 式 5.12 验 算 F1=KFt1 YFa1YSa1 /(bm)= 100.5MPa F1 F2=KFt2 YFa2YSa2 /(bm)=70.3 MPa F2 强度足够。 4.高速级齿轮传动的几何尺寸 名称 计算公式 结果 /mm 模数 m 2.5 压力角 20 分度圆直径 d1 52.5 d2 262.5 齿顶圆直径 d1a= d1+2h*a m=52.5+2 1 2.5 57.5 d2a= d1+2h*a m=262.5+2 1 2.5 267.5 齿根圆直径 d1f= 52.5-2 3.125 46.25 d2f= 262.5-2 3.125 256.25 中心距 a=m(Z1+Z2)/2=2.5 (21+105)/2 158 齿宽 b1= dd1 52 b2=b1-(4 10) 57 表 5.1 5.齿轮的结构设计 小齿轮 1的由于直径很小，采用齿轮轴结构。 大齿轮 2的结构尺寸和后 续设计出的轴孔直径计算如表 2 代号 结构尺寸计算公式 结果 /mm 轮毂处直径 D3 D1=1.6d 77 nts攀枝花学院课程设计 10 轮毂轴向长 L L=(1.2 1.5)d 53 倒角尺寸 n n=0.5m 1.3 齿根圆处厚度 0 0+(2.5 4) m 10 腹板最大直径 D0 D0=da-(10 14)m 238 板孔分布圆直径 D1 D2=(D0+D3)/2 158 板孔直径 D2 D1=0.30(D0-D3) 40 腹板厚 C C=0.25B2 13 表 5.2 结构草图如图 5.1 所示 均布图 5.1 5.1.2 低速级齿轮传动设计 低速级齿轮传动设计计算方法及过程同于高速级（略）。 低速级齿轮结构设计方法同于高速级（略） Z3=27 Z4=105 经过计算设计，低速级齿轮传动尺寸见表 3 名称 结果 /mm m 2.75 20 d3 74.25 d4 288.75 d3a 79.75 d4a 294.25 D3f 67.375 D4f 281.875 a 181 B3= dd3 75 B4=b4-(4 10) 80 表 5.3 nts攀枝花学院课程设计 11 小齿轮结构尺寸太小 ,故选用齿轮轴形式。 大齿轮 4的结构尺寸和后续设计出的轴孔直径计算如表 5.4 代号 结构尺寸计算公式 结果 /mm 轮毂处直径 D3 D1=1.6d=1.6 76 122 轮毂轴向长 L L=(1.2 : 1.5)d 90 倒角尺寸 n n=0.5m 1.4 齿根圆处厚度 0 0=(2.5 4) m 15 腹 板最大直径 D0 D0=da-(10 14)m 261 表 5.4 图略 6、轴的设计 在两级展开式减速器中，三根轴跨距相差不易过大，故一般先进行中间轴的设计，以确定跨轴。 6.1 中间轴设计 1.选择轴的材料 因中间轴是齿轮轴，应与齿轮 3的材料一致，故材料为 40Cr（调质后表面淬火），由资料 1表 15-1查出 B=700 MPa, -1 =500MPa, =117MPa, S =70MPa . 2.轴的初步估算 由 资料 1 的表 15-3,取 Ao=100，因此 d Ao (P2/n2)1/3= 100(4.52/149.9)1/3=31.125mm 式 6.1 考虑该处轴径尺寸应当大于高速级轴径处直径，取 d1=dmin=35mm 3.轴的结构设计 根据轴上零件的定位、装配及轴的工艺性要求，初步确定出中间轴的结构如图 6.1 nts攀枝花学院课程设计 12 图 6.1 （ 1）各段轴直径的确定 由资料 2表 8-23初选滚动轴承，代号为 6207 D=72mm,B=17mm 轴径直径d1=d4=dmin=35mm 齿轮 2处轴直径 d2=48mm d2=57mm 齿轮 3的直径： d3=74mm, d3a=80mm, d3f=67mm 参考资料 2查出轴承的安装尺寸 d4=42mm (2) 各轴段轴向长度的确定 按轴上零件的轴向尺寸及零件间相对位置 ,参考资料 1,确定出轴向长度 , 如附图 6.1所示 . 3.按许用弯曲应力校核轴 (1).轴上力的作用点及支点跨距的确定 齿轮对轴的力作用点按简化原则应在齿轮宽的中点 ,因此可决定中间轴上两齿轮力的作用点位置 . 轴颈上安装的 6207 轴承可知它的负荷中心在轴承中心处 ,故可计算出支点跨距和轴上各力作用点相互位置尺寸 ,见附图 6.2 （ 2).绘轴的受力图 ,见附图 6.2 nts攀枝花学院课程设计 13 图 6.2 (3).计算轴上作用力 : Ft=2T/d 式 6.2 Fr=Fttan 式 6.3 齿轮 2: Ft2=2T2/d2=2 149.9 1000/262=1144.3N Fr2=Ft2 tan =1144.3 tan20=416.5 N 齿轮 3: Ft3=2T2/d3=2 149.9 1000/74=4051.4 N Fr3=Ft3tan =4051.4 tan20=1474.6N 2 2 2 22 2 3 1 1 4 4 . 3 4 1 6 . 5 1 2 8 1 . 1trF F F N 式 6.4 2 2 2 23 3 3 3 7 3 9 . 4 9 1 3 6 1 . 1 3 9 7 9 . 4 8trF F F N (4)计算支反力 绕支点 B的力矩和 0BM 因此齿轮作用在轴上的合力为 235 0 1 3 1 /A A BF F F L =(3979 124-1281.1 50)/195=2344.6N 式 6.5 FB=F3-FA-F2=3979.48-2344.6-1281.1=353.78N nts攀枝花学院课程设计 14 图 6.3 C处弯矩： MC 353.78 50=17689N mm D处弯矩： MD=2344.6 64=150054.4N mm 弯矩图 :附图 6.4 图 6.4 转距及转距图 6.5 图 6.5 2T=14990N mm 4.按弯扭合成应力校核轴的强度并校核轴径 : 进行校核时 , 对照弯矩图附图 II,通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面 (即危险截面 D)的强度 ,根据所求出的数据及第三强度理论 ,取 =0.6 前已选定轴的材料为 40Cr,调质处理 ,由资料 1表 15-1查得 1=70MPa W= d3/32=40167mm3 2 2 2 2 11 5 0 0 5 4 . 4 0 . 6 1 4 9 9 04 4 1 02 4 0 1 6 7 2 4 0 1 6 7c a aMT MPWW 式 6.6 强度足够 6.2 高速轴设计 1.轴的材料由于该轴为齿轮轴选择为 40Cr（调质） nts攀枝花学院课程设计 15 2.轴的初步估算 由资料 1 表 15-3查得0A=100，因此 d Ao (P1/n1)3= 100(4.76/1440)3=14.896mm 考虑与电动机轴半联轴器相匹配的联轴器的孔径标准尺寸的选用 ,取 d1=22mm 3.轴的结构设计 根据轴上零件的定位、装配及轴的工艺性要求，初步定出中间轴的结构。 (1)划分轴段 轴伸出段 d1;过密封圈处轴段、轴颈 d2;轴承安装定位轴段 d7;齿轮轴段 d4. （ 2）各段轴直径的确定 由于轴身直径比强度计算的值要大很多 ,考虑轴的紧凑性 ,其他阶梯轴段直径应尽可能以较小值增加 , 初选滚动轴承下，由资料 2表 8-23 查得滚动轴承代号为 30325 型 D=52mm,B=15mm 轴颈直径 d2=35mm 轴承的安装尺寸为 :直径 d3= 42mm 齿轮段处的直径 : d4=52.5mm d4a=57.5mm d4f=46.25 mm (3)定各轴段的轴向长度 两轴承轴径间距0L=A+23+B;A 为箱体内壁距离 ,由中间轴设计可知 A=176mm; 3轴承内端面与内壁面之距 ;B为轴承宽 B=17mm; 0L=A+23+B=176+17+2 8=209mm d1轴伸段长度由联轴器轴向长确定 ; d2段长度由轴承宽、垫圈、端盖厚确定 ; 齿轮段轴向长度决定于齿轮宽度 ,轴向位置由中间轴 2 齿轮所需啮合位置确定 . 因此 , 可 得 出 如 图 I 轴 的 主 要 结 构 尺 寸 如 图 6.6 ）图 6.6 nts攀枝花学院课程设计 16 (4)按许 用弯曲应力较核过程同同于中间轴（略）； (5)轴的细部设计方法同于中间轴（略）； （ 6）较核方法同于中间轴（略） 6.3 低速轴的设计 展开式减速器低速轴设计的全过程同于高速轴（略） 结构尺寸见图 6.7 图 6.7 7、轴承的验算 7.1 中间轴承的校核计算： 1. 选用的型号为 6207. 由资料 4查出 Cr=13.5KN 2. 作用在轴承径向载荷 : P=2344.6N 3 36660 6 0 2 8 8 3 6 5 1 02 3 4 4 . 6 9 . 3 3 1 3 . 51 0 1 0hnLC P K N K N 式 6.7 具有足够使用寿命。 7.2 高速轴的滚动轴承校核计算 计算选用 30325 校核方法与中间轴承相同，参考中间轴承的计算。 7.3 低速轴承的校核计算 计算选用 6211，经校核计算满足要求，校核方法与中间轴承相同 （略）。 8、 键的选择与演算 nts攀枝花学院课程设计 17 (一 ).中间轴与齿轮 2的键连接、选用及计算 . 由前面轴的设计已知此处轴经为 41mm. 由资料 3选键 14 9。 45钢 GB/T1096-1979 L=L-b=48-12=36 h =h/2=9/2=4.5 由资料 3 表 6-2查得 p=100MPa p=22T 1000/(kld) 式 6.8 =2 149.9 1000/(4.
- 温馨提示:
1: 本站所有资源如无特殊说明，都需要本地电脑安装OFFICE2007和PDF阅读器。图纸软件为CAD,CAXA,PROE,UG,SolidWorks等.压缩文件请下载最新的WinRAR软件解压。
2: 本站的文档不包含任何第三方提供的附件图纸等，如果需要附件，请联系上传者。文件的所有权益归上传用户所有。
3.本站RAR压缩包中若带图纸，网页内容里面会有图纸预览，若没有图纸预览就没有图纸。
4. 未经权益所有人同意不得将文件中的内容挪作商业或盈利用途。
5. 人人文库网仅提供信息存储空间，仅对用户上传内容的表现方式做保护处理，对用户上传分享的文档内容本身不做任何修改或编辑，并不能对任何下载内容负责。
6. 下载文件中如有侵权或不适当内容，请与我们联系，我们立即纠正。
7. 本站不保证下载资源的准确性、安全性和完整性, 同时也不承担用户因使用这些下载资源对自己和他人造成任何形式的伤害或损失。
人人文库网所有资源均是用户自行上传分享，仅供网友学习交流，未经上传用户书面授权，请勿作他用。
川公网安备: 51019002004831号