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一体化茶叶真空包装机设计【全套28张CAD图纸+毕业论文】

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一体化 茶叶 真空 装机 设计 cad 图纸 毕业论文
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一体化茶叶真空包装机设计

摘  要

随着经济的发展,以及人们生活水平的提高,我国茶叶发展迅猛,在这种情况下给我们茶叶包装机一个自我发展的机会。面对火热的夏天,茶叶的销量如火如荼,而随之而来却面临着茶叶存放问题,茶叶的包装越发显得重要。随着时间的推移,那些不利于茶叶存放的包装必将被市场所淘汰,而茶叶真空包装机作为茶叶的好帮手,帮助茶叶解决其存放问题。


关键字:茶叶真空包装机;发展;结构;原理;


Thorn roller steel needle cloth automatically wrap device design

Abstract

With the development of economy and the improvement of people's living standards, the rapid development of tea in China, in this case to give us tea packing machine a self - show opportunity. In the face of fiery summer, tea sales in full swing, and the attendant is faced with the problem of storage of tea, tea packaging is increasingly important. Over time, those who are not conducive to the storage of tea packaging will be eliminated by the market, and tea vacuum packaging machine as a good helper to help tea to solve their problems.


Keywords:  Tea vacuum packaging machine; development; structure; principle;



目  录


摘  要 I

Abstract II

1 绪论 1

2.1 茶叶真空包装机的研究现状 1

2.2 茶叶真空包装机的发展趋势 2

2 茶叶真空包装机结构的设计 4

2.1 总体结构方案的确定 4

2.2 工作原理分析 4

2.3 装置的结构组成 4

2.4 电机选用计算 5

2.5 链传动的设计计算 6

2.5.1 链的设计 6

2.5.2 链轮受力分析 7

2.5.3 链轮设计与校核 7

2.6 减速器的设计选型 10

2.6.1 减速机的选择 10

2.6.2 减速机的校核计算 11

第3章 轴键的设计和轴承的设计校核 12

3.1 轴的设计与计算 12

3.1.1 轴的设计 12

3.1.2 轴的失效形式 12

3.1.3 轴的材料 12

3.1.4 轴的强度校核 13

3.1.5 轴的固定 16

3.1.6 键的选择 16

3.1.7 键联结强度计算 17

3.2 轴承选择与校核 18

3.2.1 轴承的分类 18

3.2.2 滚动轴承及类型 18

3.2.3 滚动轴承的失效形式 18

3.2.4 轴承的选择计算 19

3.3 轴承的润滑 20

结  论 21

致  谢 22

参考文献 23


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1 绪论

茶叶真空包装机以塑料复合薄膜或塑料铝箔复合薄膜为包装材料,专为茶叶成型包装而设计的,对其它小型包装物亦能进行真空包装;有效地防止物品腐败变质,达到保质、保鲜、保味、保色的功能,延长产品的储存期限。

茶叶真空包装机以塑料复合薄膜或塑料铝箔复合膜为包装材料,对各种茶叶,红茶、绿茶、铁观音、普洱、大红袍等,仪器药品,粮 食.果品.酱菜,果脯,水产品,土特产,化工原料,电子元件 及军用品等。不论是固体,粉状,糊状或液体均可进行真空热封包装.由于袋内真空度高,可有效的防止脂类品氧化和好氧性细菌繁殖而引起的物品腐败和变质,达到保质,保鲜,保味,保色的功能,延长产品(商品)的储存期限,同时对某些松软的物品,经过真空包装后缩小包装体积,便于运输和储存。

2.1 茶叶真空包装机的研究现状

1、销售包装的包装材料方面

我国主要用塑料编织袋、复合塑料袋作为包装容器,而这些包装袋在运输、装卸、零售等环节存在诸多问题需要解决。使用塑料编织袋来包装茶叶,浪费的现象比较严重,一般只能用1-2次,相对成本较高。且包装方式简单,开封后难以再封,不利于较长时间的保存,虫害、霉变现象较为严重。包装材料防潮性差、阻隔性差,茶叶易氧化霉变。塑料复合袋是由高阻隔性包装材料复合而成,在一定程度上可以解决茶叶的防霉、防虫、保鲜问题,但后处理较难,由于不易降解,使用也受到一定的制约。

2、国内销售包装的两种包装技术

一种为普通包装,利用聚丙烯塑料编织袋对茶叶进行包装,包装过程中不施加任何保鲜技术,这种包装对茶叶的防虫、防霉及保鲜的效果差;

另外一种用真空包装技术对包装袋进行抽真空,真空包装技术对茶叶的储存有较好的保鲜作用,但由于茶叶自身的形状以及真空度的选择不合适,目前茶叶真空包装选用的真空度一般在-0.07~-0.09kPa之间,只要真空度在这个范围内,出厂都为合格的产品。由于真空度较大,包装材料紧紧包裹茶叶,由于茶叶两端较尖,包装袋很容易被米粒扎破,形成针孔,这样包装袋就会漏气,造成真空包装失效。有试验表明,抽气真空度为-0.09MPa的茶叶包装袋,静止放置,不堆垛,在20天之内包装袋的破漏率为16%,所以高真空度必然造成高破袋率。另外包装袋在流通过程中袋与袋之间的摩擦、碰撞和跌落也很容易造成破袋。据统计真空包装在流通过程中的破袋率达到30%。由于真空包装的问题造成了茶叶的浪费,给消费者和企业都带来了损失和麻烦。所以在对茶叶进行保鲜包装的同时要和流通环境结合起来,这样才能取得良好的效果。

2.2 茶叶真空包装机的发展趋势

真空包装技术起源于20世纪40年代。自1950年聚酯、聚乙烯塑料薄膜成功地应用于商品包装以来,真空包装机便得到迅速的发展,其技术发展趋势主要体现在高生产率、自动化、单机多功能、组成生产线、采用相关新技术这五个方面。 

高生产率。真空包装机的生产率已从每分钟数件发展到数10件,热成型-充填-封口机的生产率可达500件/分钟以上。 

采用相关新技术。在包装方法上大量采用充气包装取代真空包装,将充气成分、包装材料与充气包装机三方面的研究紧密结合起来;在控制技术上,更多地应用计算机技术和微电子技术;在封口方面应用热管和冷封口技术,也可以将先进的装置直接安装在真空包装机上,如装上计算机控制的粗粒物料高精度组合秤;在旋转或真空包装机上,应用先进高速的圆弧面凸轮分度机械等。

生产自动化:真空包装机的自动化不仅提高了生产效率,而且具有安全卫生的优点。日本某公司生产的旋转真空室式包装机,是一种自动化程度相当高的多工位包装机。该机有充填和抽真空2个转台,充填转台有6个工位,完成供袋、投料、注液预封口,并将包装件送至抽真空转台;抽真空转台有12个工位(真空室),完成抽真空和封口、成品输出等工序,生产效率可达40袋/分,主要用于包装软罐头类食品。

组配生产线:当需要的功能越来越多时,将所有的功能集中在一个单机上会使结构变得非常复杂,操作维修也不方便。这时可把功能不同、效率相匹配的几种机器组合成功能较齐全的生产线,来完成更为复杂的包装工序。如法国某公司研制的鲜鱼真空包装生产线,纺织真空包装系统等机型均属于这一型。      中国工博会科技论坛连续11年聚焦标准化,今年与会专家、实业家围绕着“绿色包装”主命题,就涉及包装材料、运输、有害物质规定的标准等话题展开深入探讨。国家发改委副巡视员赵鹏高介绍,目前我国大中城市的包装废弃物体积占城市固体废弃物全部的近二分之一、重量的三分之一,推行绿色包装、减少包装物带来的污染已成为重大而紧迫的课题。“标准内容不尽合理和完善;标准之间不够协调、缺乏系统性;重形式、可操作性差”。 

世界包装组织亚洲包装中心总裁金祥佐认为,“中国未来要成为真正的全球包装产业中心,推动产业集群式发展和技术进步,必须要提高中国在世界包装界的话语权和规则制定权”。研讨会传递出一个业界公认的信息,中国包装业标准化水平的现状,已不能适应行业产业快速发展的实际需求,而实现包装由“大”到“强”,亟需提升全行业的标准化水平。金祥佐透露,我国正规划建设“世界包装产业中心”,建设世包总部、军民融合发展、科教研发、商贸物流、文化创意、包装装备、包装新材料、农产品加工包装等重点基地;实施世包研究院、世包大学、高端包装制品、先进包装装备、包装新材料等18个重点项目,其中由世界包装中心集团牵头的“世界包装产业中心”将联合民企、外企和国企共同投资,面向全球招商,预计投资规模超过1200亿元。


2 茶叶真空包装机结构的设计

2.1 总体结构方案的确定

茶叶真空包装机主要由供料机构、抽真空机构、热封机构、传动装置出料装置等组成。


内容简介:
一体化茶叶真空包装机设计摘要随着经济的发展,以及人们生活水平的提高,我国茶叶发展迅猛,在这种情况下给我们茶叶包装机一个自我发展的机会。面对火热的夏天,茶叶的销量如火如荼,而随之而来却面临着茶叶存放问题,茶叶的包装越发显得重要。随着时间的推移,那些不利于茶叶存放的包装必将被市场所淘汰,而茶叶真空包装机作为茶叶的好帮手,帮助茶叶解决其存放问题。关键字茶叶真空包装机;发展;结构;原理;ITHORNROLLERSTEELNEEDLECLOTHAUTOMATICALLYWRAPDEVICEDESIGNABSTRACTWITHTHEDEVELOPMENTOFECONOMYANDTHEIMPROVEMENTOFPEOPLESLIVINGSTANDARDS,THERAPIDDEVELOPMENTOFTEAINCHINA,INTHISCASETOGIVEUSTEAPACKINGMACHINEASELFSHOWOPPORTUNITYINTHEFACEOFFIERYSUMMER,TEASALESINFULLSWING,ANDTHEATTENDANTISFACEDWITHTHEPROBLEMOFSTORAGEOFTEA,TEAPACKAGINGISINCREASINGLYIMPORTANTOVERTIME,THOSEWHOARENOTCONDUCIVETOTHESTORAGEOFTEAPACKAGINGWILLBEELIMINATEDBYTHEMARKET,ANDTEAVACUUMPACKAGINGMACHINEASAGOODHELPERTOHELPTEATOSOLVETHEIRPROBLEMSKEYWORDSTEAVACUUMPACKAGINGMACHINEDEVELOPMENTSTRUCTUREPRINCIPLEII目录摘要IABSTRACTII1绪论121茶叶真空包装机的研究现状122茶叶真空包装机的发展趋势22茶叶真空包装机结构的设计421总体结构方案的确定422工作原理分析523装置的结构组成524电机选用计算525链传动设计与校核7251传动比确定7252第一组链轮传动设计校核7253第二组链轮传动设计及校核11254第一组链轮传动的校核16255第二组链轮传动设计及校核1726减速器的设计选型1827V带的传动39第3章轴键的设计和轴承的设计校核4231轴的设计与计算42311轴的设计42312轴的失效形式42313轴的材料42314轴的强度校核43315轴的固定4632键的选择4633键联结强度计算47331主动轴上键的强度校核48332从动轴键的强度校核4834轴承选择与校核48341轴承的分类48342滚动轴承及类型49343滚动轴承的失效形式49344轴承的选择计算50345校核轴轴承是否满足工作要求5135轴承的润滑52结论54致谢55参考文献5601绪论茶叶真空包装机以塑料复合薄膜或塑料铝箔复合薄膜为包装材料,专为茶叶成型包装而设计的,对其它小型包装物亦能进行真空包装有效地防止物品腐败变质,达到保质、保鲜、保味、保色的功能,延长产品的储存期限。茶叶真空包装机以塑料复合薄膜或塑料铝箔复合膜为包装材料,对各种茶叶,红茶、绿茶、铁观音、普洱、大红袍等,仪器药品,粮食果品酱菜,果脯,水产品,土特产,化工原料,电子元件及军用品等。不论是固体,粉状,糊状或液体均可进行真空热封包装由于袋内真空度高,可有效的防止脂类品氧化和好氧性细菌繁殖而引起的物品腐败和变质,达到保质,保鲜,保味,保色的功能,延长产品商品的储存期限,同时对某些松软的物品,经过真空包装后缩小包装体积,便于运输和储存。21茶叶真空包装机的研究现状1、销售包装的包装材料方面我国主要用塑料编织袋、复合塑料袋作为包装容器,而这些包装袋在运输、装卸、零售等环节存在诸多问题需要解决。使用塑料编织袋来包装茶叶,浪费的现象比较严重,一般只能用12次,相对成本较高。且包装方式简单,开封后难以再封,不利于较长时间的保存,虫害、霉变现象较为严重。包装材料防潮性差、阻隔性差,茶叶易氧化霉变。塑料复合袋是由高阻隔性包装材料复合而成,在一定程度上可以解决茶叶的防霉、防虫、保鲜问题,但后处理较难,由于不易降解,使用也受到一定的制约。2、国内销售包装的两种包装技术一种为普通包装,利用聚丙烯塑料编织袋对茶叶进行包装,包装过程中不施加任何保鲜技术,这种包装对茶叶的防虫、防霉及保鲜的效果差;另外一种用真空包装技术对包装袋进行抽真空,真空包装技术对茶叶的储存有较好的保鲜作用,但由于茶叶自身的形状以及真空度的选择不合适,目前茶叶真空包装选用的真空度一般在007009KPA之间,只要真空度在这个范围内,出厂都为合格的产品。由于真空度较大,包装材料紧紧包裹茶叶,由于茶叶两端较尖,包装袋很容易被米粒扎破,形成针孔,这样包装袋就会漏气,造成真空包装失效。有试验表明,抽气真空度为009MPA的茶叶包装袋,静止放置,不堆垛,在20天之内包装袋的破漏率为116,所以高真空度必然造成高破袋率。另外包装袋在流通过程中袋与袋之间的摩擦、碰撞和跌落也很容易造成破袋。据统计真空包装在流通过程中的破袋率达到30。由于真空包装的问题造成了茶叶的浪费,给消费者和企业都带来了损失和麻烦。所以在对茶叶进行保鲜包装的同时要和流通环境结合起来,这样才能取得良好的效果。22茶叶真空包装机的发展趋势真空包装技术起源于20世纪40年代。自1950年聚酯、聚乙烯塑料薄膜成功地应用于商品包装以来,真空包装机便得到迅速的发展,其技术发展趋势主要体现在高生产率、自动化、单机多功能、组成生产线、采用相关新技术这五个方面。高生产率。真空包装机的生产率已从每分钟数件发展到数10件,热成型充填封口机的生产率可达500件/分钟以上。采用相关新技术。在包装方法上大量采用充气包装取代真空包装,将充气成分、包装材料与充气包装机三方面的研究紧密结合起来;在控制技术上,更多地应用计算机技术和微电子技术;在封口方面应用热管和冷封口技术,也可以将先进的装置直接安装在真空包装机上,如装上计算机控制的粗粒物料高精度组合秤;在旋转或真空包装机上,应用先进高速的圆弧面凸轮分度机械等。生产自动化真空包装机的自动化不仅提高了生产效率,而且具有安全卫生的优点。日本某公司生产的旋转真空室式包装机,是一种自动化程度相当高的多工位包装机。该机有充填和抽真空2个转台,充填转台有6个工位,完成供袋、投料、注液预封口,并将包装件送至抽真空转台;抽真空转台有12个工位(真空室),完成抽真空和封口、成品输出等工序,生产效率可达40袋分,主要用于包装软罐头类食品。组配生产线当需要的功能越来越多时,将所有的功能集中在一个单机上会使结构变得非常复杂,操作维修也不方便。这时可把功能不同、效率相匹配的几种机器组合成功能较齐全的生产线,来完成更为复杂的包装工序。如法国某公司研制的鲜鱼真空包装生产线,纺织真空包装系统等机型均属于这一型。中国工博会科技论坛连续11年聚焦标准化,今年与会专家、实业家围绕着“绿色包装”主命题,就涉及包装材料、运输、有害物质规定的标准等话题展开深入探讨。国家发改委副巡视员赵鹏高介绍,目前我国大中城市的包装废弃物体积占城市固体废弃物全部的近二分之一、重量的三分之一,推行绿色包装、减少包装物带来的污染已成为重2大而紧迫的课题。“标准内容不尽合理和完善;标准之间不够协调、缺乏系统性;重形式、可操作性差”。世界包装组织亚洲包装中心总裁金祥佐认为,“中国未来要成为真正的全球包装产业中心,推动产业集群式发展和技术进步,必须要提高中国在世界包装界的话语权和规则制定权”。研讨会传递出一个业界公认的信息,中国包装业标准化水平的现状,已不能适应行业产业快速发展的实际需求,而实现包装由“大”到“强”,亟需提升全行业的标准化水平。金祥佐透露,我国正规划建设“世界包装产业中心”,建设世包总部、军民融合发展、科教研发、商贸物流、文化创意、包装装备、包装新材料、农产品加工包装等重点基地;实施世包研究院、世包大学、高端包装制品、先进包装装备、包装新材料等18个重点项目,其中由世界包装中心集团牵头的“世界包装产业中心”将联合民企、外企和国企共同投资,面向全球招商,预计投资规模超过1200亿元。32茶叶真空包装机结构的设计21总体结构方案的确定茶叶真空包装机主要由供料机构、抽真空机构、热封机构、传动装置出料装置等组成。茶叶真空包装机结构件图如图21所示图21结构简图422工作原理分析工作原理散装茶叶装与料斗内,供料机构控制每一袋茶叶的份量,通过锥斗装袋,装好茶叶的袋通过抽真空装置和热封装置,完成对茶叶的整体包装,后通过成品出料口留出。23装置的结构组成1供料机构提供等量的茶叶用于装入包装袋;2抽真空机构装好的茶叶袋需要抽真空,次机构将茶叶袋抽为真空,为下一步热封做准备;3热封机构为防止茶叶包装袋漏气而受潮发霉,抽真空后的茶叶袋用热封封好口,为茶叶的长久保存提供必要的条件;4传动装置茶叶真空包装机整机的运作需要一个动力源以及传动装置,保证各工位能有效的工作。5出料装置包装好,热封好的茶叶袋通过出料装置推出包装机。24电机选用计算电动机所需功率P0按下式计算AWP0式中,工作机械所需要的功率,KW;从电动机到工作机械间各运动副的总机械效率。A根据机构的布置由已知条件传动机构承受10公斤力,即100N,由于传动机构还摩擦力F和自身重力分量F1,重力如图5由已知条件得出传动机构总的载荷为FFF11000则工作机有效功率为PFV0063KW由已知条件得电动机有效功率,式中为系统总的传动效率。/DP电动机到传动机构总传动效率261345查表,099,0961970283代入上式所以电动机的有效功率/07DPKW所选电动机的额定功率须满足。ED根据已知条件传动的转动速度为1WNVZP式中为节距,取1P/WRMI选取电动机型号为Y290S8,同步转速为750,对应额定功率为037KW,/RMI外伸轴直径12MM方案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I1Y290S803775070050625链传动设计与校核251传动比确定地轮轴的转速MIN/764/9021R2VRSRN地地故1437651地驱动NI排料轮的转速根据机械工程手册第11卷65篇机械P6545ZUNXMP60已知V36KM/H1M/SIN/2564016RNXMP故972排地I252第一组链轮传动设计校核已知条件传递的功率KWP80981主、从动轴的转速MIN/5RN驱动主764地从传动比13I选择链轮齿数7由于转速很慢,假定链条的速度为,查表初选小链轮齿数。053/VMS17Z表51小链轮齿数Z的选择链速/VMS0538825齿数1Z1721253摘自参考书5P177表98所以大链轮的齿数取385412IZ2Z设计功率DP参考书5P178表99的工作情况系数1AK故108DAPKW确定链条链节数PL初定中心距为30,则链节数2973014275130212PPAZZALP为了避免使用过渡链节,取98PL确定链条节距单排链条传递的功率0PPZDK其中小链轮齿数系数ZK排数系数P由参考书6P12104表1224得到087Z表1225得到1PK故080971PW根据和由图1222得到“08B”01N由参考书6P12101表1221查得8127PM185DM验算小链轮毂孔最大许用直径AXK由参考书6P168表94查得34DM变速器的输出轴的直径1故小链轮符合要求MAXKD初定中心距022110ZLPF由参考书1P180查的中心距计算系数0244421F则MA93847598740取385MM中心距减少量AA54170385402实际中心距M638链条长度LPP2510791链条速度SN/4066Z驱动有效圆周力NPFT81501作用在轴上面的力NFKEAP78170232链轮的基本参数和主要尺寸1)分度圆直径DMZP691780SIN2I小MZPD235180SIN7I大2)齿顶圆直径MAX15DPDIN6Z9查的08B滚子链851MM1D小链轮齿顶圆直径的确定MAX692578D3IN162517A2取5ADM小大链轮齿顶圆直径的确定MAX231785106IN25AD28取7AM大3)分度圆弦齿高AHMAX1086255HPDZIN1小链轮分度圆弦齿高的确定AHMAX0862575811H4INA210取3AHM小大链轮分度圆弦齿高的确定AHMAX086251758138710MIN051278AH取3A大4)齿根圆直径的确定FD16985049FM小231F大确定最大轴凸缘直径GD760418COT20HZPDG小链轮最大轴凸缘直径MG89548117CT20小大链轮最大轴的凸缘直径DG209760814510COT7大253第二组链轮传动设计及校核已知条件由于链轮传动的效率很高,忽略不计,所以此组链轮传递的功率08PKW主、从动轴的转速1476/MINNR地25窝传动比4319ZIN地窝选择链轮齿数初选小链轮齿数为,315故大链轮齿数4928ZI11选取大链轮齿数429Z设计功率DP由表99查得工作情况系数1AK故108DAW确定链条链节数初定中心距则链节数PA301682301425952121PPAZZLP初取节PL确定链条的节距单排链条传递的功率0PDZPK其中小链轮齿数系数Z排数系数P由参考书6P12104表1224得到075Z表1225得到1PK故08751PW链条节距根据和由图1222得到“12B”PN由参考书6P12101表1221查得M05190712D验算小链轮毂孔最大许用直径MAXK由参考书5P168表94查得61D地轮轴的直径待定保证故小链轮符合要求MAXKD12最大中心距0A22110ZLPF由参考书1P180查的中心距计算系数0249311F则MA56898059430取568MM考虑到投料机体积小巧,选取中心距为472MM。最终链条链节数5714720915329042210APZZPAL最终取链节数为72节中心距减少量MAA819407202实际中心距M1456471链条长度LPP37092链条速度SN/20165416Z驱动有效圆周力NPFT837200作用在轴上面的力FKEAP504615链轮的基本参数和主要尺寸(根据参考书5P167表93计算)1)分度圆直径DMZPD91580SINSI0小13MZPD1762980SIN51SI0大2)齿顶圆直径1MAX5DPDIN6Z小链轮齿顶圆直径的确定MDA74102071259XA985071256IN取DA小大链轮齿顶圆直径的确定MA74180712596XDA92IN取A184大3)分度圆弦齿高H1MAX506250DPZH1IN小链轮分度圆弦齿高的确定AHMHA896071251502XA437IN取HA5小大链轮分度圆弦齿高的确定AH14MHA460712592805XHA9307150IN取A大4)齿根圆直径的确定FDMF93780129小F6小确定最大轴凸缘直径GD760418COT20HZPDG小链轮最大轴凸缘直径MG721315CT090小大链轮最大轴的凸缘直径DG62157760134980COT大(4)链轮传动的校核在低速()重载链传动中,链条的静强度占主要地位。0/VMS链条静强度计算式PFCTANFKQN式中静强度安全系数;链条极限拉伸载荷,见表1221;,有限圆周力,N;TF离心力引起的力,N,;C2CFQV链条质量,见表1229;Q/KGM15MAF7085338502121链条速度,;V/MS悬垂力,在和二者中取大值者FFFFF10FFKQASINFFF系数,见图1223;F链传动中心距,MMA两轮中心连线对水平面倾角;许用安全系数,PN48PN254第一组链轮传动的校核查参考书【6】P12102见表1221得1780QKN查参考书【6】P12108见表1229得06/QKGM故26547CF取00SIN9垂度取F查参考书【6】P12108图1223,根据和选取F1FK由于,所以SIN098FFF624071FFN4TN78021157PNN故链轮符合要求16MAF8412774200255第二组链轮传动设计及校核查参考书【6】P12102见表1221得60QKN查参考书【6】P12108见表1229得26/QKGM故234CF取04SIN6垂度取F查参考书6P12108图1223,根据和选取F7FK由于,所以SIN064FFF98210253FFN3TN601812453PNN故链轮符合要求26减速器的设计选型减速器是一种有封闭在刚性壳体内的齿轮传动、蜗杆传动或齿轮蜗杆传动所组成的独立部件,常用于动力机与工作机作为减速的传动装置。由于减速器机构紧凑、效率较高、传递运动准确可靠。使用维护简单,并可成批生产,故在现代机器中应用很广。目前国内使用的堆垛机,采用电动机制动器外齿轮减速器车轮的传动方式。由于减速器传动比大,需要多级减速,使得整个减速器机构体积大,重量大,噪音大,效率低。因此本文采用了一种新的运行机构,用异步电动机直接带动少齿差减速器。少齿差行星齿轮传动具有以下优点1加工方便、制造成本较低。渐开线少齿差传动的特点是用普通的渐开线齿轮刀具和齿轮机床就可以加工齿轮,不需要特殊的刀具17与专用设备,材料也可采用普通齿轮材料2传动比范围大,单级传动比为101000以上。3结构形式多应用范围广。由于其输入轴与输出轴可在同一轴线上,也可以不在同一轴线上,所以能适应各种机械的需要。4结构紧凑、体积小、重量轻。由于采用内啮合行星传动,所以结构紧凑;当传动比相等时,与同功率的普通圆柱齿轮减速器相比,体积和重量均可减少1/323。5效率高。当传动比为10200时,效率为8094。效率随着传动比的增加而降低。6运转平稳、噪音小、承载能力大。由于是内啮合传动两啮合轮齿一为凹齿、一为凸齿,两者的曲率中心在同一方向曲率半径义接近相等,因此接触面积大,使轮齿的接触强度大为提高又因采用短齿制轮齿的弯曲强度也提高了此外,少齿差传动时,不是一对轮齿啮合,而是39对轮齿同时接触受力所以运转平稳、噪音小,并且在相同的模数情况下其传递力矩比普通同柱齿轮减速器大。基于以上特点,小到机器人的关节、大到冶金矿山机械以及从要求不高的农用、食品机械到要求较高的印刷和国防工业都有应用实例。少齿差行星减速器具有体积小,重量轻,结构紧凑、振动小,噪音低等优点,主要用于轻纺、电力、钢铁、化工、电工机械、建筑、起重运输等行业。工作环境温度为4045OC,低于0OC时,启动前润滑油应预热;高于45OC时应采取降温措施。(1)减速器类型的选择为了满足工作需求和动力机方便放置,本设计选用一级圆锥直齿轮减速器。(2)确定传动比I已知电机动力输出轴转速为632R/MIN,链轮轴转速为1250R/MIN。故,计算出传动比为I632/12500506(3)齿轮传动设计输入功率PP入式中联轴器效率099(查1得)368099364KW入主动轮转速632R/MINN1主动轮传递的转矩955/955106364/63255NMMT106入1105选齿轮材料及热处理方法查2P211表127主动轮用40CR调质处理,齿面硬度HB241286;从动轮用40CR调质处理,齿面硬度HB241286。(查2P221表127)选择齿宽系数D18查2P222表1213,选03D选择齿轮精度查2P207表126选7级精度,估计节点圆周速度V,应按B轴承校核寿命RAHRNLH4653601该轴承的寿命满足要求。同理,对输出轴深沟滚珠轴承进行校核计算得HRNPCH50216210故亦满足设计要求。(5)输入、输出轴的设计运动和动力参数计算功率(KW)转矩(NMM)轴名输入输出输入输出转速R/MIN传动比I效率动力机输出轴368550006321980721减速器输入轴13573505335052283632减速器输出轴2343326269952645512500506980523表中、分别为万向联轴器、轴承和单级锥齿轮减速器的传动效率。由3P5表132、17查的吴宗泽等编,高等教育出版社,1999年输入轴的结构设计估算轴径,查2P314表162,取C102假设轴材料为40CRD1MNPC396275033126根据锥齿轮的设计尺寸数据和所选用的轴承,画出其结构草图。右端采用矩形花键与配套动力连接,其型号6328BDDN(GB/T11442001)与齿轮连接处采用普通圆头平键连接,其型号键(GB/T10962003)18其结构简图见图31A轴的空间受力分析把两滚动轴承简化为铰支,作用点在其中点处;把作用在齿轮和联轴器上的力简化成集中力,弯矩从轮缘中点开始,扭矩从轮毂中点开始。右端联轴器有方向不定的径向力作用。F0FFTT00352,取查手册知联轴器的MD1NTTT326703/5/201方向不定,按最危险情况考虑。空间受力简图见图31B。垂直面受力分析与弯矩计算垂直面受力图见图31CMNMDFMA10512/698243/轴承A、B的支反力NRAZRBZRA20543/1D点弯矩为从左端计算MNBMAZD1051362从右端计算2可见计算正确。MMNZDZ0513垂直面弯矩图见图31D水平面受力分析与弯矩计算水平面受力图见图31E轴承A、B的支反力27NRFDTAYTBYMTTAY97014563281D点弯矩为MNBMAYD1056432水平面弯矩图见图31F初步合成弯矩从左端算起DYZD5221/1从右端算起MN0522/274初步合成弯矩图见图31G联轴器径向力弯矩图F0轴承支反力NABCRBA8163/00B点弯矩MNM0502435联轴器径向力弯矩图见图31HF合成弯矩图D点弯矩从左端算M9657025101550/11NDD从右端算44/22B点弯矩MNMB50合成弯矩图见图35I扭矩图T1573扭转切应力按脉动循环变化,应力校正系数5809/(2P315表163)MN105542058扭矩图见图31J计算弯矩图28D点弯矩从左端计算MNTMDCA105221196从右端计算CA522247B点弯矩MNBCA1052269E点弯矩从左端计算TMEECA522140从右端计算MNEECA52计算弯矩图见图31K29图31轴的计算图按弯矩校核该轴的强度由计算简图可以看出,D截面或B截面是危险截面。D截面校核查2P332表7,得D截面抗弯截面系数MTDBW342310852MNCACA2/10/查2P315表163B2/,安全CA1BB截面校核B截面的抗弯截面系数DW3310460,高等教育出版社,1999年刀盘输出轴的结构设计估算轴径,查2P314表162,取C102假设轴材料为40CRD1MNPC3012560331根据锥齿轮的设计尺寸数据和所选用的轴承,画出其结构草图。其结构简图见图32A轴的空间受力分析把滚动轴承简化为铰支,作用点在其中点处;把作用在齿轮上的力简化成集中力,弯矩从轮缘中点开始,扭矩从轮毂中点开始。下端刀盘处有扭矩作用,作用点在圆头平键中点处。NNDFTT30530517/2962COSCS/2TANTA5931/26/2TRTT1AR31D其中D为刀盘工作旋转半径,方向不定。F2R空间受力简图见图32B。垂直面受力分析与弯矩计算垂直面受力图见图32CMNMDA104392/612/轴承的支反力FRRBZ5321RB点弯矩为从左端计算35MNABFMBZ280136R1从右端计算CBZ4R29垂直面弯矩图见图35D水平面受力分析与弯矩计算水平面受力图见图35E轴承的支反力NFRTBY893052T1B点弯矩为MCMY142T6水平面弯矩图见图35F初步合成弯矩从左端算起NDYBZB04221/19从右端算起M422/2初步合成弯矩图见图35GA点弯矩MNM10492合成弯矩图见图35I扭矩图T426扭转切应力按脉动循环变化,应力校正系数5809/(2P315表163)MNT14462扭矩图见图35J计算弯矩图B点弯矩从左端计算36MNTMBBCA1042211从右端计算BBCA4222A点弯矩MNACA104223按弯矩校核该轴的强度由计算简图可以看出,B截面或A截面是危险截面。B截面校核查2P332表7,得B截面抗弯截面系数DW333107202MMNCACA2/98/查2P315表163B21/5,安全CA1BA截面校核A截面的抗弯截面系数MDW32410DD6332BZ)()(,安全。MNCACA2/19/NB21/5表42减速器主要性能减速器的主要尺寸及图如下表43A主要尺寸表43B主要尺寸37图4127V带的传动1、有以上已知条件可知,转速,从动轴转速KWP10MIN/7301RN,每天的工作时间大概为16H/天MIN/25RN2、求计算功率I查表1得4GKKWKGI1540413、选普通V带型号根据,查出此坐标点位于E区,所以选用E型计算。MN730,51RNKWPI求小、大带轮基准直径21D、考虑结构紧凑,由表2查得,取IN/501R大轮计算直径MN86015227312可查表3可得,取M60验算带速SDV1029607351在范围内,所以合适。SM25初步选取中心距0A38MDA315065015120取,符合MA315027A9、初算V带长度MADL0317969623150460521210查表4可得,取节线长度的V带,内周长度LPMLI10、实际中心距AI31982096520小带轮包角,合适1398016180012ADA12、单根V带所能传递的功率根据和,查表5可查得并按比例计算求得E型带SMV/951。考虑传动比的影响,单根V带传递功率的增加量。KWP62501IKN传动比,查表6、7得,则2435/70/2I14IK31089W138490P求V带根数,由LCKZ0查表8、9可得,则95071L3463251Z所以取六根。单根V带的初拉力201QVZPKFD查表131得,故得单根V带的初拉力MKG870NVZD598143029871950216455220作用在轴上的压力NAFR623SIN981432SIN039NFRR215038165MAX表3V带带轮最小直径MIND型号OABCDEFMIND71(63)100(90)140(125)200315500800表4V带轮的计算直径计算直径2ABCDE150016001800注优先选择可以选择表5V带长度系列节线长度MLP内周长度MLIDEF90009076909691191000010076100961011911200112761129611391表6V带所能传递的功率0KWPV带速度型号小带轮直径1M18192021500251125622618264856028762951302330786303217331234023474E703524363737423832表6弯曲影响系数WK带型ABCDEBK31310523105731062310849表7传动比系数I传动比I0494952I100103108112114表8小带轮包角系数K包角0A180170160150140K100098095092089表9长度系数L内周长度MLICDE900012210810510000111107112001141104041第3章轴键的设计和轴承的设计校核31轴的设计与计算311轴的设计传动零件必须通过其他零件被支承起来才能进行工作,这种支承作用的零件称为轴。轴是组成机器的重要作用之一,它的主要功能是支承做回转运动的零件,并传递运动和动力。312轴的失效形式机械中的轴大多为转轴,同时承受弯曲应力和扭转切应力,且均为交变应力。在交变应力的作用下,轴的主要失效形式为疲劳断裂。因此,轴的材料应具有足够的疲劳强度、较好的应力集中敏感性和良好的加工性能。313轴的材料根据上述这些要求,轴的材料一般宜选用中碳钢和中碳合金钢。对于一般以内国土和较重要的轴,多采用优质碳素结构钢来制造,如45钢等。这类钢的加工性能和机械性能好,经过调质或者正火处理后可以获得良好的机械性能,且价格比较便宜。对于载荷不大、转速要求不高或者不重要的轴,可以采用普通的碳素结构钢来制造,如Q275等,以降低成本。合金钢的机械性能和热处理工艺均优于碳素钢,对于强度要求高而结构要求紧凑、重量轻的重要的轴或者有特殊性能要求的轴,应该采用合金钢来制造,如40CR钢等。由于碳素钢与合金钢的弹性模量基本相同,因此采用合金钢并不能提高轴的强度。但是,碳素钢比合金钢的成本低,而且对于应力集中的敏感性小,所以得到了广泛的应用。轴也可以采用球煤铸铁材料制造。铸铁材料容易铸造成复杂的形状,且吸振性和耐42磨性较好,对应力集中的敏感性也较低,但其冲击韧性低,可靠性差。我设计的轴材料为合金结构钢40CR。314轴的强度校核扭转强度校核设轴在扭矩T的作用下,产生的切应力。对于圆截面的实心轴,根据其扭转强度条件可以得(31)TW所以MP52437520159ND20P159636式中是轴的扭转切应力,单位为MP;T是轴所传递的扭矩,单位为NMM;是轴的抗扭截面系数,02,单位为;P是轴传递的功率,单位为TT32MKW;N是轴的转速,单位是R/MIN;D是轴的直径,单位为MM;是材料的许用扭转切应力,单位为MPA。显然,扭转强度满足要求。按弯扭合成强度条件计算力学模型的建立在进行轴的强度校核时,通常忽略轴及其上各个零件的质量,把轴简化为简支梁、外伸梁或悬臂梁。将其作用在轴上的零件分布力作为集中力,其作用点取为零件轮毂宽度的中点,并将其全部转化到轴上。支点反力的作用点一般可近似地取在轴承宽度的中点上,以简化计算。受力图为图31受力图43作出轴的水平面受力图和弯矩图HM图32水平受力图图33水平弯矩图作出垂直面内的受力图和弯矩图VM图34垂直受力图44图35垂直弯矩图作出合成弯矩图M图36合成弯矩图作出扭矩图T图37扭矩图做当量弯矩图EM45图38当量弯矩图计算危险截面轴径21650210MD33BEMIN过渡轴的每一处截面直径均大于1622故强度满足要求。315轴的固定因为齿轮整体宽度较少,而且齿轮较接近箱体孔,且箱体孔内比壁较厚。所以轴只需一个箱体孔固定,齿轮与渡轴之间,其轴向固定由滚动轴承连接。其轴向卡簧固定。而轴上有轴肩,装配时直接将轴敲入箱体孔至轴肩处即可。键联结是将轴与轴上的传动零件,如凸轮、齿轮、带轮等连接在一起,实现轴和妯上零件间的周向固定,以传递转矩的轴毂连接。有些类型的键可以实现轴与轴上零件的轴向固定,或轴向动连接。32键的选择按结构特点和工作原理,键联结可以分为平键联结、半圆联结和楔键联结,此外,还有各种花键。平键联结的结构简单、制造容易、对中性较好、装拆方便,能够承受冲击或变载荷。因而得到广泛的应用。半圆联结的工作面是两个侧面,由于轴上半圆键槽挖得深,轴的强度大为降低,固一般用于传递较少的扭矩。楔键联结一般用于外部轴端上固定大齿轮或者皮带轮。连接时将键打入键槽内,依靠键的顶面和底面与轮毂和轴之46间的挤压所产生的摩擦力来传递扭矩,此时,两底接触面均画成一条直线;键的两侧为非工作面,应与轮毂和键槽侧面之间留空隙。花键连接比较可靠,能传递较大的扭矩,轴上零件可以花键做轴向移动,导向性、对中性都比较好,因此,在机械设备中也得到广泛的应用。键的选择包括类型选择和尺寸选择两个方面。键的类型应根据键联结的结构特点,使用要求和作业需求来选择;按符合标准规格和强度要求来取定键的尺寸。键的截面尺寸为主要尺寸(一般以键宽B和键高H表示)与长度L。键的截面尺寸按,按键轴HB的直径D的断面尺寸选择的标准。键的长度L通常可以相称的长度中心。即长度等于或略短于中心的长度。这里D为轴的直径,所选定的键长亦应符合标准规定的长度系列。锥齿轮轴上的轴头处选平键联结,B型66L10GB109579。33键联结强度计算平键联接传递转矩时,联接中各零件都要进行受力分析。根据其要求,普通平键联接的强度条件计算校核公式为(32)DHLT4P因此有MP67148062574DH3P显然P所以强度足够。式中T传递的转矩,单位为;MNL键的工作长度,单位为MM,圆头平键LLB,平头平键LL,这里L为键的公称长度,单位为MM;B为键的宽度,单位为MM。D轴的直径,单位为MM;H键的高度,单位为MM;键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用挤压应力,单位为;PAMP47331主动轴上键的强度校核大锥齿轮与轴之间键的强度校核(1)选用圆头普通平键(A型)按轴径D40MM及轮廓长L48MM,查参考文献3表61,选键128。(2)强度校核键材料用45钢,查参考文献3表62,得许用应力100120MPA。P键的工作长度40MM,按参考文献3公式(61)得挤压应力L(333)MPAKLDTP08143792103,键选的合适。P地轮与轴之间键的强度校核(1)选用圆头普通平键(A型)按轴径D25MM,查参考文献3表61,选键87。(2)强度校核键材料用45钢,查参考文献3表62,得许用应力100120MPA。P键的工作长度50MM,按参考文献3公式(61)得挤压应力LMPAKLDTP01252379103,键选的合适。P332从动轴键的强度校核离合器与从动轴之间键的强度校核(1)选用圆头普通平键(A型)按轴径D20MM,查参考文献3表61,选键66。(2)强度校核键材料用45钢,查参考文献3表62,得许用应力100120MPA。P键的工作长度50MM,按参考文献3公式(61)得挤压应力LMPAKLDTP98205311023,键选的合适。P34轴承选择与校核341轴承的分类轴承是支承轴的部件。由于滚动轴承摩擦系数小,起动阻力小,已经标准化,选用、48润滑及维护较方便,所以在一般的机器中得到广泛的应用。滚动轴承的径向尺寸较大,工作时产生振动、噪音与设备的精度、轴的工作转速有关,故适用于中、低速以及精度要求较高的场合。滑动轴承具有独特的优点,在用于某些不能、不便或者使用滚动轴承没有优势的场合,如工作转速特高、冲击和振动特大、径向空间设计尺寸受到限制或者必须部分安装(曲轴上轴承)的结构,以及需要在水或者腐蚀性介质工作的工况条件下,仍占有重要地位。因此,在轧钢机、内燃机、雷达、天文望远镜及各类仪表中应用广泛。342滚动轴承及类型滚动轴承主要是依靠主要元件间的滚动接触来支承转动零件的。常用的滚动轴承绝大数已经标准化了,设计时可以根据载荷的性质与大小、转速的高低、旋转精度等工作要求进行选用,并进行轴承承载能力的验算,结构设计。滚动轴承主要由外圈、内圈、滚动体和保持架构成。保持架将滚动体均匀地隔开,以减少滚动体间的摩擦和磨损。通常内圈固定在轴颈上,外圈装在轴承座内。常见的运动方式;内圈随轴颈转动,外圈固定。也有外圈转动而内圈不动或者是内、外圈都转动的运动形式。滚动轴承的类型很多,按照轴承受载荷的作用方向,可以分为(1)径向接触轴承主要用于承受径向载荷(2)向心角接触轴承能同时承受径向及单方向轴向载荷(3)轴向接触轴承只能承受轴向载荷343滚动轴承的失效形式滚动轴承在工作时,由于各元件间间隙的存在,其受力情况也成周期性不稳定变化。轴承工作时,各元件上所受的载荷及产生的应力是时时变化的,其变动的频率取决于滚动体中心圆周速度。选用角接触轴承或者圆锥滚子轴承时,为保证可靠地工作,使其在工作时至少处于下半圈滚动体全部受载的工作状态。滚动轴承的失效形式有(1)疲劳点蚀滚动轴承的正常失效形式是滚动体或者内外圈滚道上的点蚀破坏。轴承工作时,轴49上的受力通过轴承内圈外圈基座上,相邻元件间的接触面产生接触应力。由于内、外圈的相对转动,滚动体的不规则滚动,导致接触应力按脉动循环变化。在安装、润滑及维护良好的条件下,当应力循环次数达到一定值后,会在某一元件上形成表层金属剥落现象,即疲劳点蚀。点蚀后轴承在工作时通常会出现较强烈的振动、噪音和发热现象及旋转精度下降,影响机器的正常工作。(2)塑性变形若轴承的工作转速很低(N10R/MIN)或者仅作间歇摆动,则一般不会出现疲劳点蚀破坏,工作时过大的静载荷或者瞬间过大的冲击载荷,均会使元件接触面间的局部应力大于元件材料的屈服极限应力而产生塑性变形。在形成不均匀的凹炕后,轴承即已经失效。344轴承的选择计算现只对过渡轴承进行校核,我是设计时轴承选的是深沟球轴承6005GB/T27694。已知N200375R/MIN,轴径D25MM,22248N,65048N,温度低于100,有AFR轻微冲击,预期使用寿命。HLH50因为深沟球轴承没有派生轴向力,所以,查有关设计手册知6005轴承N482A的,查表,有轻微冲击,应取12NCROR1,580PF查表,采用线性插值法,得E0234因2340E486502FRA查表可得91Y,X1得N40896291865FFPARP计算轴承的寿命HL已知球轴承,因工作温度低于120,得1031F按公式(33)PCFN601LH50得H3616HL915804098137520PCFN0L所以,选6005深沟球轴承合用同理,可以计算锥齿轮轴上所选的深沟球轴承6010GB/T27696也合用。345校核轴轴承是否满足工作要求(1)画轴承的受力简图图51轴承的受力图(2)求轴承径向支反力、1RF21)垂直平面支反力、VNFAV691B5322)水平面支反力、H1F2FAHH841NB523)合成支反力、1R2F(329)NFHVR43081569221R63222(3)求两端面轴承的派生轴向力、1DF2(330)NFERD490681168222(4)确定轴承的轴向载荷、1AF2FAAE702351由于1239527168DAEDFNF因此轴承1被放松NA29轴承2被放松ED5171(5)算轴承的当量载荷、RP2查3表135可得E068EFRA681043/29/1查3表有7,YX取得PF(331)NFARR516298704312111EFRA09246/5/2查3表有,取,得87,YXPFFFPARR62519870246121212R因此轴承2危险。(6)校核所选轴承由于两支承用相同的轴承,故按当量动载荷较大的轴承2计算,滚子轴承的068,查3表136取冲击载荷系数12,查3表137取温度系数EPF10,计算轴承工作寿命TF(332)6310RHCLNP208412305896结论选定的轴承合格,轴承型号最终确定为7209AC。35轴承的润滑轴承润滑的方法,分为脂润滑和油润滑。为了使轴承很好地发挥机能,首先,要选择适合使用条件、使用目的的润滑
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