机械毕业设计737隔水管横焊缝自动对中装置的设计说明书.doc

机械毕业设计737隔水管横焊缝自动对中装置的设计说明书

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机械毕业设计论文
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机械毕业设计737隔水管横焊缝自动对中装置的设计说明书,机械毕业设计论文
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0 毕业设计说明书 设计题目: 隔水管 横焊缝 自动对中装置的设计 (机械电气部分) 专 业: 班 级: 设计学生: 指导教师: 目录 nts 1 目录 . 1. 第一章 隔水管 横焊缝 自动对中装置 述 的概 . .3. 第二章 总体方案的设计 . 3. 2-1 设计任务 .3. 2-2 基本工作原理 .4. 第三章 机械部分的设计 . 6 3-1 V 型块的模型设计 .6. 3-2 导轨的设计 .7. 3-3 驱动轮装置的设计 .9 3-3-1 计算驱动轮所需的扭矩 . 9 3-3-2 链传动的设计 . 12 3-3-3 减速器的 设计 . 14 3-3-4 电动机的选用 . 18 3-3-5 联轴器的选用 . 19 3-3-6 轴的设计 . 20 3-3-7 轴承的选用 . 23 3-3-8 滚动轮的设计 .27 3-3-9 滚轮支承上盖的设 计 .27 第一章 隔水管 横焊缝 自动对中装置的概述 快速接头隔水管系列产品,是湛江市南油集团合众公司特有的为海洋石油 配套的专用产品,多年来经过不断的开发和改进,已形成了完整配套的技术图纸、nts 2 成熟的生产技术、工艺流程和加工制造装备,与之相应的业务熟练的工程技术队伍和技术工人队伍。新型快速接头系列产品有: SR-30、 SR-24、 SR-20、 SR-16、SR-13 3/8 系列产品。本毕业设计的 目的 是将合众公司原来的生产设备改为自动化的设备,并降低工人的劳动强度 。 本设计的主要要求: 设计出一种针对 SR-30、 SR-24、 SR-20、 SR-16、 SR-13 3/8 系列产品制造中,对卷制成管状板材的内横、外横能进行自动对中 的装置。要求能实现管的自动对中 、自动找正、定位夹紧 、纵向自动行走,行走速度在 0.1 3m/min 之间,可以自动调节,动力为普通三相交流电动机,控制方式为随车控制形式,要求结构实用、重量轻、调节操作方便、技术优先价格合理。 本设计的主要内容: 1、内外 自动对中装置总体方案的确定。 2、内外 自动对中装置机架结构的设计。 3、内外 自动对中装置 机械 系统的设计。 第二章 总体方案的设计 2-1 设计任务 设计一个装置,使两根长各 5.5m 的隔水管自动对中,并且使两管的对中精度达到:两管的轴线同轴偏差 3mm。对中 点 后隔水管要实现转动 。 2-2 方案的选定 使两根隔水管自动对中的方法有很多,经过了对具体方案的工作原理及可行性的分析,本人决定采用 V 型装置,其大概形状如(图 2.2)所示。 图 2.2 nts 3 1、滚轮 2、 V 型块 3、导轨 2-3 基本工作原理 2-3-1 总体工作原理 如图 2-3-1 所示,该装置由 、 两组 V 型块组成 。 组可以沿 V型块下边的导轨直线移动, 组固定, V 型块下边有导轨,但是 V型块与导轨相对固定不动。 组 组 图 2-3-1 1、滚动轮 2、电动机 3、减速器 4、驱动轮 、 两 组 V 型块 均有 8 个滚轮和中间的一个驱动轮支承, 组 V 型块下边的导轨可以实现隔水管的对接。 2-3-2 驱动轮装置的简要说明 如图 2-3-2 所示,运动的传递顺序是:电动机减速器链轮滚轮隔水管 nts 4 图 2-3- 该图是驱动轮的安装图,大轴(上边)装滚轮与链轮,小轴装链轮,两装有圆锥滚子滚动轴承,运动由减速器接入小轴,再经过链传动传到滚轮。 第三章 机械部分的设计 3-1 V型块的模型设计 参照 V 型底座的零件图。 1、 V型 块的加工方法:铸造成型 2、 V型块的材料:铸钢 3、 V 型块的加工要求,对装滚轮部分和下底面进行精加工,加工方法由厂家自己决定,使这两部分的平面度达到 IT7 级,粗糙度也达到 IT7 级。在加工装滚轮凹槽时要使 4 个凹槽的位置度达到 IT7 级,所有螺纹孔及销孔的位置度也要达到 IT7 级 3-2 导轨的设计 一、 导轨的选用 由工作要求承载能力较大而且能够自动补偿磨损的要求,决定选用平面三角复合型滑动导轨,参照 机械设计手册 第三卷,表 28-112。 其形状见图 3-2-1。 nts 5 1000图 3-2-1 尺寸见表 28.3-5,取 A 1000 mm, B 200 mm, 120 。 二、进行导轨的力学计算 导轨的材料:选用钒钛耐磨铸铁耐磨铸铁为导轨的材料。 表面热处理:在其粗加工后进行一次时效淬火处理,采用电接触加热的表面淬火,最后导轨还要进行磨削 ,使其表面的粗糙度达到预定的要求,取其值为0.8。 硬度 匹配:为了保证导轨的寿命,加工结果应该保证导轨接合面的硬度不同,此取为 100HBS, 三、导轨的校核 查表可得铸铁的许用压强为 1 MPa,已知导轨的外形如上图所示,取导轨滑座共承重 8 t, NG 80000108000 则滑座每侧的承重为 NG 200004 nts 6 对三角形导轨设垂直斜向力为 F,如图 3-2-2所示, 图 3-2-2 则有 2Fcos30=20000 32000030co s10000 F 11500 N 则左侧导轨承受的压强为 M P aP 2.05.02.0 2 10 41 1 MPa 依图 3-2-1 易知导轨右边承受的压强明显小于左边。 故此导轨符合要求。 3-3 驱动轮装置的设计 3-3-1 计算驱动轮所需的扭矩 如图 3-3-1,所示。 nts 7 图 3-3-1 一、 每组 V 型装置共有 8个支承滚轮(若加上驱动轮则为 9 个),每个轮上的支承反 力应为( 2/2G) /4(按照 8 个支承点算),即 82GF 每根管的质量约为: M=2.5t=2500kg 即 NG 245008.92500 则 NF 4 3 3 12 4 5 0 082 考虑到管的外圆柱面的制造误差,有可能 8个支承点存在某些支承点与管子不接触,故 F应该乘以一个安全系数 S,取 S 1.5, 则 NFS 6 4 9 65.14 3 3 1 二、计算使管子转动所需的扭矩 1、 机械传动部分的总传动比 50i 2、 所用电动机的转速为 min750 rn 3、 滚轮的运动参数 nts 8 507501 minr 15 minr 901 R mm 4、管子的运动参数(按最大管计算) 3812 Rmm 54.338190152112 R R minr 5、管子的线速度 5.2260 9015 11222 RRV smm 此速度即就是管子自动的速度 。 6、计算滚轮使管子转动所需的扭矩 T 计算在 1s 内使管 子的转动的线速度达到 10 32 5.22 Vsm 由本设计可知, t=1s kgm 2500 00 V要求出 滚轮使管子转动所需的扭矩 T,可以采用动量矩定理: )()(00 Tdtmvd MM 由动量矩定理可得: RVRV mmtT2022 RVmtT22nts 9 13 815.222 50 0 1010 3322 tmT RV 21.5 mN 即滚轮使管子转动所需的扭矩 T 21.5 mN 。 三、对 T 进行校核 查 “ 机械设计手册软件版 R2.0”,可知 钢 -钢的摩擦系数为 15.0 则最大静摩擦力 NFf 2 5 9 98.92 5 0 02215.0m a x 相应最大摩擦力矩 9903812599 10 32 RFT ffmN 而 T 21.5 mN Tf故滚轮与管子 不会产生相对滑动的现象。 所以 T 符合 设计的要求。 3-3-2 链传动的设计 用机械设计手册软件版 R2.0 可以轻松完成链传动的设计,下面是设计的过程。 1、初始条件 传递功率 0.02 kw 小链轮的转速 15 r/min 平均传动比 1 可大或小 0.5% 大链轮的转速 15 r/min 传动种类 水平传动 传动速度 低速传动 V 3m/s 润滑条件 由设计结果决定 nts 10 中心距条件 可调 载荷性质 平稳载荷 原动机种类 电动机 润滑方式 人工定期润滑 2、设计结果 1 选择链轮齿数 Z1,Z2假定链速 v 3m/s,由表 9-8 选取小链轮齿数 Z1=17;从动链齿数 Z2=iZ1=1 17=17 2 计算功率 Pca 由表 9-9 查得工作情况系数 KA=1.3,故 Pca= KAP=1.3 0.02= 0.006kW 3 确定链条节数 Lp 初定中心距 a0=40p,则链节数为 Lp =pa0 + 2 21 ZZ +0ap ( 2 12 ZZ )2 = p p402 + 21717 + pp40 ( 2 17*17 )2 =97 节 ,取 Lp=97 节 4 确定链条的节距 p 由图 9-13 按小链轮转速估计 ,链工作在功率曲率顶点左侧时 ,可能出现链板疲劳破坏。由表9-10 查得小链轮齿数系数 Kz =(191z) 08.1 =(1917) 08.1 =0.88;KL =(100pL ) 26.0 =(1097) 26.0 =0.99;选取单排链,由表 9-11 查得多排链系数 Kp=1.0,故得所需传递的功率为 P0=KpKK PcaLZ=199.088.0 006.0 kW=0.007kW 根据小链轮转速 n1 =15r/min 及功率 P0=0.007kW,由图 9-13 选链号 08A 单排链。同时也证实原估计链工作在额定功率曲线顶点左侧是正确的。再由表 9-1 查得链节距p=12.70mm。 5 确定链长 L 及中心距 a L=1000pLp =100070.1297m=1.23m a=4p(Lp-2 21 ZZ + 212221 )2(8)2( ZZZZLp nts 11 =260mm 中心距减少量 a=( 0.0020.004) a=( 0.0020.004) 260mm =0.521.04mm 实际中心距 a =a- a=260mm-( 0.521.04) mm=259.48258.96mm 取 a =255mm 6 验算链速 v=100060 11 pzn=100060 7.121715 m/s=0.053m/s 与原假设相符。 7 验算链轮毂孔 dk由表 9-4 查的小链轮毂孔许用最大直径 dmaxk=34mm,大于电动机轴径 D=30mm,故合适。 8 作用在轴上的轴力 Fp=K FP Fe有效圆周力 Fe=1000vp=1000053.0 02.0N=377.36N 377N 按水平布置取压轴力系数 KFP =1.15,故 Fp=1.15 377N=434N 3、链传动的尺寸参数 如图 3-3-2 所示, 名称 符号 小链轮数值 大链轮数值 单位 排距 pt 14.38 14.38 mm 分度圆直径 d 69.12 69.12 mm 齿顶圆最大直径 dama 77.04 77.04 mm 齿顶圆最小直径 dami 72.67 72.67 mm 分度圆最大弦齿高 hama 4.56 4.56 mm 分度圆最小弦齿高 hami 2.37 2.37 mm 齿根圆直径 df 61.17 61.17 mm 最大齿根距离 Lx 60.87 60.87 mm nts 12 图 3-3-2 3-3-3 减速器的选用 考虑到负载较大,传动比也相当大,所以选用 单级 普通圆柱蜗杆减速器 ,其简图如图 3-3-3 所示。 nts 13 图 3-3-3 为了正确选用该普通圆柱蜗杆减速器,有必要对该减速器里边所用的蜗轮蜗杆传动进行设计,采用机械设计手册软件版 R2.0 进行设计, 普通圆柱蜗杆传动设计结果报告 : 一、普通蜗杆设计输入参数 1.传递功率 P 0.02 (kW) 2. 蜗杆转矩 T1 0.10 (N.m) 3. 蜗轮转矩 T2 3.39 (N.m) 4. 蜗杆转速 n1 750.00 (r/min) 5. 蜗轮转速 n2 15.00 (r/min) 6. 理论传动比 i 50.00 7. 实际传动比 i 50.00 8. 传动比误差 0.00 ( ) 9. 预定寿命 H 4800 (小时 ) 10. 原动机类别 电动机 11. 工作机载荷特性 中等冲击 nts 14 12. 润滑方式 浸油 13. 蜗杆类型 渐开线蜗杆 14. 受载侧面 一侧 二、材料及热处理 1. 蜗杆材料牌号 45(表面淬火 ) 2. 蜗杆热处理 表面淬火 3. 蜗杆材料硬度 HRC45 55 4. 蜗杆材料齿面粗糙度 1.6 0.8 ( m) 5. 蜗轮材料牌号及铸造方法 ZCuSn10P1(砂模 ) 6. 蜗轮材料许用接触应力 H 200 (N/mm2) 7. 蜗轮材料许用接触应力 H 225 (N/mm2) 8. 蜗轮材料许用弯曲应力 F 51 (N/mm2) 9. 蜗轮材料许用弯曲应力 F 45 (N/mm2) 三、蜗杆蜗轮基本参数 设计 (mm) 1 选择蜗杆传动类型 根据 GB/T10085-1988 的推荐,采用渐开线蜗杆( ZI) 2 选择材料 根据库存材料的情况,并考虑到蜗 杆传动传递的功率不大,速度只是中等,故蜗杆用 45钢;因希望效率高些,耐磨性好些,故蜗杆螺旋齿面要求淬火,硬度为了 45-55HRC。蜗杆用铸锡磷青铜 ZCuSn10p1,金属模铸造。 3 按齿面接触疲劳强度进行设计 根据闭式蜗杆传动的设计准则,先按齿面接触疲劳强度进行设计,再校核齿根弯曲疲劳强度。传动中心距 3 22 )(HE ZZKTa 1)确定载荷系数 K 因工作载荷不均、冲击大,系数K=1.20;查表 11-5 选取使用系数 AK =1.20;由于转速不高,冲击力不大,可取动载系数VK=1.05;则 K= AK *K*VK=1.20*1.20*1.05=1.512 2)确定弹性影响系数 EZ 因选用的是铸锡磷青铜蜗轮杆相配,故 EZ =160M 2/1aP。 3)确定接触系数Znts 15 先假设蜗杆分度圆直径1d和传动中心距 a 的比值1d/a=0.25,查表的Z=3.4。 4)确定许用接触应力 H 根据蜗轮材料为铸锡磷青铜 ZCuSn10P1,金属模铸造,蜗杆螺旋齿 面硬度 45HRC,查表得蜗轮的基本许用应力 H =268 MPa 应力循环次数 N=60j2n hL=60x1x50750x4800=0.432x 710 寿命系数 HNK=8 7710432.010=1.111 则 H=HNK* H =1.111*268 MPa=298MPa 5)计算中心距 a=75.25 mm 取中心距 a=80mm,因 i=50mm, 故从表 11-2 中取模数 m=4mm,蜗杆分度圆直径d1 =40mm.这时 d1 /a=0.5,从图 11-18z 中可查得接触系数 Z=2.65,因为 Z Z因此以上计算结果可用。 3 蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸 1)蜗杆 轴向齿数 Pa=12.56mm,直径系数 q=10;齿顶圆直径 d1a=48mm;齿根圆直径 d1f=30.40mm;分度圆导程角 =30 57 50 ;蜗杆轴向齿厚 sa=6.28mm。 2)蜗轮 蜗轮齿数 z2 =50;变位系数 x2 =+0.75; 验算传动比 i=12zz=150=50,这时传动比误差为505050=0,没有误差。 蜗轮分度圆直径 d2 =mz2 =50 4=200mm 蜗轮喉圆直径 d2a= d2 +2h2a=200+2 ( -36) =128mm 蜗轮齿根圆直径 d2f= d2 -2h2f=200-2 44.8=110.40mm 蜗轮咽喉母圆直半径 r2g=a-21d 2a =80-21 128=16mm 4 校核齿根弯曲疲劳强度 nts 16 F= 35.1221 2 FFa YYmddKT 当量齿数 z2v=32cosz =50.75 根据 x2=+0.75, z2v=50.75,从图 11-19 中可查得齿形系数 Y2Fa=2.5 螺旋角系数 Y=1-140 =0.7786 许用弯曲应力 F= F KFN从表 11-8 中查得由 ZCuSn10P1 制造的蜗轮的基本许用弯曲应力 F =56MPa 寿命系数 YFN= 97610432.010=0.8499 F =56 0.8499MPa=47.596 MPa F = 8 4 9 9.05.242 0 040 3 3 9 05 1 2.153.10.521MPa 弯曲强度是满足的 四、蜗杆蜗轮精度 - 项目名称 蜗 杆 蜗 轮 - 1. 第一组精度 7 7 - 2. 第二组精度 7 7 - 3. 第三组精度 7 7 - 4. 侧 隙 f f - 根 据所得的结果 来选用普通圆柱蜗杆减速器,查机械传动设计手册 P1257 表 7-3-1。 考虑到安装与润滑的方便,本设计选用普通圆柱蜗杆减速器的型号是 nts 17 WD 8A JB/ZQ 4390 86 该减速器的具体参数为 : 中心距 a 80 mm 传动比 i 50 蜗杆头数 Z1 1 蜗轮齿数 Z2 50 模数 m 4 许用功率 P 1 kw 传动效率 0.72 质量 M 28 kg 减速器的具体尺寸参照零件图。 3-3-4 电动机的选用( JB 3074-82) 查 机械零件设计手册 P1363 选用电动机的型号是 Y132S-8 该电机的具体参数是: 电机名称: Y 系列三相异步电动机 类别代号: Y 型号规格: Y132S-8 防护等级 : IP44 安装形式: B3 极 数: 8 额定功率: 2.2 kw 转 速: 730 minr 额定电压: 380 V 额定电流: 5.5 A nts 18 满载效率: 0.81 同步转速: 750 minr 满载功率因素: cos =0.71 堵塞转矩: 2.0 mN 额定转矩: 2.0 mN 净 重: 17 kg 标 准: JB 3074-82 电动机的简图如图 3-3-4 所示。 图 3-3-4 3-3-5 联轴器的选用 联轴器的选用主要依据许用扭矩,还有所用轴的大小。本设计的电动机输出轴的大小为 38,变速器的输入轴大小为 24,输出轴大小为 38。 驱动轮输入轴的大小为 20。 本 人 选 用联 轴 器 所用 的 资 料 是 机 械 零件 设 计 手册 P870 和nts 19 Autocadmechanical2001。 电动机与变速器的 联接采用 凸 缘 联轴器 YL4,变速器与驱动轮输入轴的联接采用 凸缘 联轴器 YL5,其具体参数为: 型号 许用扭矩 d L D D1M 螺栓数目 L0m YL4 40 mN 25/28 62 100 80 8 3 128 2.5kg YL5 63 mN 30/32 82 105 85 8 4 168 3kg 凸 缘 联轴器 YL 型的简图如图 3-3-5 图 3-3-5 3-3-6 轴的设计 参照 简明机械设计 手册 P367 轴设计的步骤为: 第一, 根据机械传动方案的整体布局,拟定轴上零件的布置和装配方案。 第二, 选择轴的材料 nts 20 第三, 初步估算轴的材料 第四, 进行轴系零、部件的结构设计 第五, 进行强度计算 第六, 进行刚度计算 第七, 校核键的联接强度 第八, 验算轴承 第九, 根据计算结果修改设计 第十, 绘制零件图 一、轴强度的计算 轴直径的计算公式 3 4612.055.9 10nPd 43 11 nPA mm P 轴传递的功率 n minr 轴材料许用扭应力 ( mmN 2 ),见表 14 13 A 与轴材料及相应许用扭应力有关的系数,见表 14-13 注意:对于 100d mm ,开一个键槽,轴颈就增大 5-7%。 P 0.01 kw n=15 minr 45 MPa A=102 9.71501.0102 3 d mm 4.8%6 dd mm 考虑到此设计的传动轴与滚轮的配合,取 20min dmm nts 21 二 按照弯矩合成强度计算 1求滚轮上作用力的大小 ,方向 作用在滚轮上的转距为 : T2=21.5Nm 圆周力 : F2t=222dT =2905.21 =0.478N 径向力 F2r=costan2tF =0.176N 周向力 : F2a= F2ttan =0.068N 2轴承的支反力 水平面的支反力 : RA =RB = F2t/2=0.239N 垂直面的支反力 : RA =(- F2a d2 /2+ F2r 30)/60=133.2 N RB =( F2a d2 /2+ F2r 30)/60=500.4 N 3画弯距图 水平 面的弯距 : Mc= RA 30=0.0717Nm 垂直面的弯距 : M1c = RA 30=39.96 Nm, M2c= RB 30+ F2a d2 /2=5.007 Nm 合成弯距 : M1c= 212 cc MM =39.96 Nm M2c= 222 cc MM =5.007 Nm 4画弯距图 T= F2t d2 /2=0.2145 Nm 当量弯矩的计算公式 TMM cca222 轴在危险截面的弯矩 轴在危险截面的扭矩 nts 22 39.3T mN (减速器的输出扭矩) 扭矩校正系数 3.0 (对于稳定不变的转矩) 故轴在危险截面的合成弯矩 201 7.100 7.5 Mca45.2 mN 三、校核轴的强度 (按照第三强度理论) 校核公式 122 TMM caca 查 机械设计 P366 表 15-1,轴的材料选用 40Cr相应的弯曲疲劳极限 1 355 MPa 轴在危险截面的抗弯模量 W 的计算公式参照 简明机械设计手册 P370之表 14-16,对于开键槽的轴, dbtW tdd23223 20d mm 6b mm 5.3t mm 2025.363214.3 5.32020 23 W 8230 mm3 nts 23 mmMmmNWcaca 33823045.2 10 1.29 MPa 3551 MPa nts 24 nts 25 故 20min dmm,符合要求。 所用到的三根轴的具体形状参照零件图。 三、 校核轴的强度 (按照第三强度理论) 校核公式 122 TMM caca 查 机械设计 P366 表 15-1,轴的材料选用 40Cr相应的 弯曲疲劳极限 1 355 MPa 轴在危险 截面 的抗弯 模量 W 的计算公式参照 简明机械设计手册 P370之表 14-16,对于开键槽的轴, dbtW tdd23223 20d mm 6b mm 5.3t mm 2025.363214.3 5.32020 23 W 8230 mm3 mmMmmNWcaca 338 2 3 064.5 8 4 10 71 MPa 3551 MPa 故 20min dmm,符合要求。 nts 26 所用到的三根轴的具体形状参照零件图。 3-3-7 轴承的选用 一、基本条件 2FR3248 N min15 rn 轴颈 mmd 60 预期寿命 100000Lhh 运转时有轻微的冲击。 二、当量动载荷的计算 查 机械设计 P323 表 13-6 2.10.1 f p 取
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