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1 多速输出变速箱项目设计方案 第一章 绪论 一、机床传动系统 机床的主传动系统的布局可分成集中传动和分离传动两种类型。主传动系统的全部变速结构和主轴组件集中装在同一个箱体内,称为集中传动布局;传动件和主轴组件分别装在两个箱体内,中间采用带或链传动,称为分离传动布局。 集中传动式布局的机床结构紧凑,便于实现集中操控,且只用一个箱体,但传动结构运转中的振动和热变形。当采用背轮传动时,皮带将高速直接传给主轴,运转平稳,加工质量好,低速时经背轮机构传动,转矩大,适应粗加工要求。 变速箱 变速方式分为有级变速和无级变速。 有级变速机构有下列几种: 交换齿轮变速机构 这种变速机构的变速简单,结构紧凑,主要用于大批量生产的自动或半自动机床,专用机床及组合机床等; 滑移齿轮变速机构 这种变速机构广泛应用于通用机床和一部分专用机床中; 离合器变速运动 在离合器变速机构中应用较多的有牙嵌式离合器,齿轮式离合器和摩擦片式离合器。 二、 变速箱发展趋势 变速箱发展三大趋势 高水平、高性能 圆柱齿轮普遍采用渗碳淬火、磨齿,承载能力提高 4倍以上,体积小、重量轻、噪声低、效率高、可靠性高。 积木式组合设计 基本参数采用 优先数,尺寸规格整齐,零件通用性和互换性强,系列容易扩充和花样翻新,利于组织批量生产和降低成本。 型式多样化,变型设计多。 三、设计提要 设计的主要内容是一个 18级多速输出的变速箱的设计,这种变速箱广泛应用于各种机床主传动系统,给机床提供多种主轴转速。设计的对象设计完成后预计要达到普通机床的的加工与精度要求。调速机构能便于操纵人员操纵。同时有利于提高工人在工作中的工作效率,带来一定的效益。 完成设计的基本步骤为: 1、收集相关资料,为设计做准备; 2、完成齿轮的设计和强度校核,初步得出齿轮的基本尺寸; 3、轴及 轴上零件结构设计并校核轴的强度; 4、计算轴承寿命; 5、对操纵机构进行设计; 6、对整体布局做设计,同 2 时根据所得的布局图进一步调节各个齿轮的尺寸机相互位置关系; 7、根据箱体内部结构和外部的尺寸,对箱体做结构设计; 8、绘制变速箱的装配图及零件图; 9、将设计提交给指导老师检查指导,对设计做进一步的修正; 10、 书写设计说明书,并做设计的后期处理。 第二章 方案设计 一、 参数的拟定 1、 确定输出转速 根据选题要求,输出转速为 301500r/18级。取传动公比 = 拟定输出转速为: 301500r/根据主传动系统所需的功率及要达到的最大转速,选取电动机的型号为:基本参数为:额定功率为 载转速为 1450r/定齿轮的传动效率为 ,滚动轴承的效率为 。 二、 传动方案设计 1、 主传动方案拟定 集中传动式布局的机床结构紧凑,便于实现集中操控,且只用一个箱体 ,此次设计中将采用集中传动式布局,并采用滑移齿轮来变换传动路线,达到多速输出的目的。 2、 传动式的拟定 18级转速传动系统的传动 组和传动副可能的方案有: 18=9 2; 18=2 9; 18=3 6; 18=6 3; 18=3 3 2; 18=2 3 3; 18=3 2 3 为尽可能使变速箱结构紧凑,应避免单一轴上齿轮过多,前 4种方案,一根轴上齿轮将达到 12个之多,轴的轴向尺寸将过大,故不宜选取。同时考虑到变速箱具体结构,从电动机到主轴一般为降速传动,将传动副较多的传动副放在接近电动机处,这样可以使小尺寸的零件多一些,大尺寸的零件少一些,节省材料,也就是“先 多后少”的原则。故选取传动式 23318 3、 结构式及结构网的确定 对于 23318 的传动式,根据“前密后稀”的原则,即级比指数增大,选择结构式为:931 23318 ,其结构网如图 2 4、 参考 定各齿轮齿数,传动方案及转速图 传动方案如图 2示; 转速图如图 2 三、 齿轮运动和动力参数的确定 1、 各轴输入功率 3 图 2结构网图 图 2传动系统简图 图 2转速图 4 p 23 34 45 2、 各轴输入转矩 4 9 3 9 71 4 5 0 1161 9 9 5 5 2262 2 3 5 0 0 6 3363 5 9 6 0 0 9 44645565 1055.9 、 综合以上参数,制表 表格如表 2 表 2各轴功率、转速、转矩 轴号 轴 轴 轴 轴 轴 功率( 速 ( r ) 1450 698 0 转矩( ) 49397 99557 235000 596000 2100000 ,各轴转速用最小转速,以满足强度要求: 5 第三章 齿轮设计 本章节中计算公式及计算参数均来自 濮良贵、纪名刚编。机械设计 M。北京:高等教育出版社, 2008。 一、 齿轮齿数表 参考立式升降台铣床 各齿轮齿数如表 3 表 3各齿轮齿数 、轴间 、轴间 、轴之间 、轴之间 第 1对 第 2对 第 3对 第 4对 第 5对 第 6对 第 7对 第 8 对 第 9对 5426 3322 3619 3916 3926 3728 4718 8238 7119 、轴之间 箱体与外部连接部分 第 10对 第 11 对 2929 5555 第一对齿轮的设计(5426 ): 1. 选择精度等级,材料 1) 材料及热处理。由表 10得大小齿轮为硬齿面,材料均为 40经调质及表面淬火,齿面硬度为 4855 2) 初选螺旋角。初选螺旋角为 14 度。 2. 按齿面接触强度设计 按式( 10算,即 2a u H ( ( 10 ( 1)确定公式内的各计算数值 1)试选 2)由图 10取区域系数 3)由图 10的 a=a1+)由表 10得材料的弹性影响系数 5)小齿轮的转矩 )传动比为 2654=6 7)应力循环次数 60 n1 60 1450 1 2 8 300 15=109 =109 8)由图 109)由图 10=1100=1100 10)计算接触疲劳许用应力(失效概率为 1%,安全系数为谁) 由 机械设计 中式 10 1 H = = =990 H = = =1045 H =( 990+1045) /2=1)按接触疲劳强度设计: 2a u Z H ( = 3 )()(=2)计算圆周速度: V=100060 =100060 =s 13)计算齿宽系数 h=b/h=14)计算纵向重合度 B=15)计算载荷系数 K 根据 V=图 10v=t=2T1/976N,b=于 100N/所 以 由 表 10得16)由表 10的硬齿面齿轮栏中查得小齿轮相对支承非对称布置, 7 级精度K= 7 另由图 102按齿根弯曲强度设计 m3 21c o sY b c o ( 10 1) 计算载荷系数 2) K=) 由图 10= 2=600) 由图 10 算 弯 曲 疲 劳 许 用 应 力 , 取 安 全 系 数 S=由式 101 F = 1 = =340 F = 2 = =360)查图 10角系数 ) 计算小齿轮的当量齿数 , 9. 查表 10 算大小齿轮的 并加以比较: 1Y=340 =Y=360 =齿轮的数值大,按 小齿轮计算。 按弯曲疲劳强度计算: m 3 21c o sY b c o = 3 2 4 0 00 1 2 模数为 m= 6) 根据齿数与模数重新计算分度圆直径 1=2d =心距 a=整为 a=103 7) 按圆整后的中心距修正螺旋角为 12度 40分 49秒。 8) 因螺旋角改变不多,故各系数均不需修正。 9) 计算大小齿轮的分度圆直径 10) 计算齿轮宽度: 72 8 916)的计算 1、 选定精度等级、材料及齿数: 确定齿轮类型 因为该对齿轮无须承受轴向力,且要滑移黏合,故选两齿轮均为标准直齿圆柱齿轮。 材料选择 大小齿轮材料为 40质并表面淬火,硬度为 4855 铣床为一般工作机器,速度不高,选用 7 级制造精度 小齿轮齿数为 16,大齿轮齿数为 39,传动比为 4i =1639=. 按齿根弯曲强度设计: 3 21 12 F ( 10 确定各参数值: 1) 计算小齿轮的转矩:取轴承效率为 轮效率为 T= =698 =99557N 中 21 =n= 2n =698r/ 3) 由图 10 P 2F E 1 4) 由机械设计式 10算应力循环次数得 :(已知铣床为两班制,工作寿命为 15年 ) 60 n1 60 698 1 2 8 300 15=3 109 039 =109 5) 由图 10 计 算 弯 曲 疲 劳 许 用 应 力 , 取 弯 曲 疲 劳 安 全 系 数 S=1 F = 1 =3282 F = 2 =336 7) 对于直齿圆柱齿轮,试选 9 8) 由表 10 9) 查取齿形系数 , 算大小齿轮的 并加以比较: 1Y=328 =Y=336 =齿轮数值大。 设计计算: m3 212= 3 了更好的满足接触强度要求,取 10) 计算大小齿轮的直径 34396,96166 211 计算圆周速度为 V: V=100060 1=100060 69896 =s 11) 查图 10K,由于是直齿轮, 1 由表 10K 齿高 h=5表 1013) 由图 10 载荷系数 荷系数比满足弯曲强度要求,不需要校正。 2、 按齿面接触疲劳强度校核: 由设计计算公式 10行试算即: u1u ( ( 10 确定公式中的各计算数值: a、 由设计对象知外啮合时公式中的正负号取正号 10 b、 根据配对齿轮的材料类型为锻钢 机械设计表 10E = c、 由机械设计图 10并按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=1100齿轮的接触疲劳强度极限 =1100h、根据齿轮的材料、热处理方法及应力循环次数查机械设计中图 101齿轮的接触疲劳系数为 荷系 数 4 8 算接触疲劳许用应力: 取失效概率为 1%,对接触疲劳强度计算,由于点蚀破坏发生后只引起噪声、振动增大,并不立即导致不能继续工作的后果,故安全系数 S= 由机械设计中式 10 1 H = = =638 H = = 51 =653 计算: a、试算小齿轮分度圆直径入 2 H 与 1 H 中较小的值: u1u( = )(= 以与通过以上弯曲疲劳强度设计出来的小齿轮分度圆直径基本符合,不需要重新校核。 3、 几何尺寸的 计算: 计算分度圆直径: m 6 16=96mm m 6 39=234 计算中心距: a=21 =223496=165 计算齿轮宽度: b=1d=96=48了防止齿轮因 装配误差产生轴向错位导致啮合齿宽减小而增大轮齿单位齿宽的工作载荷,所以将小齿轮齿宽在圆整的基础上人为地加宽 5 481 =5311 由于小齿轮齿数小于 17,故需采用变位避免根切。1717 小齿轮采用正变位 x 齿轮采用负变位 x 第二级多联齿轮的计算: 1) 由于多联 滑移齿轮需要滑移黏合,所以各齿轮对的中心距都相等,因此第一个多联齿轮的模数为 6 2) 多联齿轮的尺寸计算: 3) (3619 )齿轮对的计算: d1=m 1z =19 6=114d2=m 2z =36 6=216心距 a=2 216114 =165齿宽圆整为: 27 4)(3322)齿轮对的计算: m 1z =22 6=132m 2z =33 6=198心 距 a=2198132 =165 齿宽 16 4) 多联齿轮对的校核:由于这两对齿轮的小齿轮都比 16 大,因此 都能满足弯曲强度和接触强度。 12 4 第三级传动齿轮对(4718)的计算: 1) 按传动方案,选用直齿圆柱齿轮传动。 2) 选用 7 级精度。 3) 大小齿轮的材料 40质并表面淬火),硬度为 4855 4) 47,18 21 传 动 比 u= 传 动 效 率 , 。 5) 取 第 二 级 传 动 比 最 大 的 传 动 比 计 算 转 矩 :.m 7 4 5 0211 T 5 0 0 0109 5 5 031 。 6) 由图 10得大小齿轮的弯曲疲劳极限为 M 002! , 7) 计算应力循环次数: 911 66060 12 8) 由图 10弯曲疲劳寿命系数 计 算 弯 曲 疲 劳 许 用 应 力 : 去 弯 曲 疲 劳 安 全 系 数 S= 1 F = 1 =3602 F = 2 =368 10) 初选载荷系数 0.2 11) 由表 10d2) 查取齿形系数 , 算大小齿轮的 并加以比较: 13 1Y=360 =Y=368 =齿轮数值大。 设计计算: m3 212= 3 了更好的满足接触强度要求,取 15) 计 算大小齿轮的直径 35476,108186 211 计算圆周速度为 V: V=100060 1=100060 =s 16) 查图 10K,由于是直齿轮, 1 由表 10K 齿高 h=6表 10 由图 10 载荷系数 荷系数比满足弯曲强度要求,不需要校正。 4、 按齿面接触疲劳强度校核: 由设计计算公式 10行试算即: u1u ( ( 10 确定公式中的各计算数值: d、 由设计对象知外啮合时公式中的正负号取正号 e、 根据配对齿轮的材料类型为锻钢 机械设计表 10E = f、 由机械设计图 10并按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=1100齿轮的接触疲劳强度极限 =1100h、根据齿轮的材料、热处理方法及应力循环次数查机械设计中图 10 1齿轮的接触疲劳系数为 K 2荷系数 4 i、计算接触疲劳许用应力: 取失效概率为 1%,对接触疲劳强度计算,由于点蚀破坏发生后只引起噪声、振动增大,并不立即导致不能继续工作的后果,故安全系数 S= 由机械设计中式 10 1 H = = =653 H = = 51 =682 计算: a、试算小齿轮分度圆直径入 2 H 与 1 H 中较小的值: u1u( = )(= 以与通过以上弯曲疲劳强度设计出来的小齿轮分度圆直径基本符合,不需要重新校核。 5、 几何尺寸的计算: 计算分度圆直径: m 6 18=108mm m 6 47=282 计算中心距: a=21 =2 282108 =195 计算齿轮宽度: b=1d=108=54了防止齿轮因装配误差产生轴向错位导致啮合齿宽减小而增大轮齿单位齿宽的工作载荷,所以将小齿轮齿宽在圆整的基础上人为地加宽 5 541 =5915 5 第三级多联齿轮的计算: 由于多联滑移齿轮需要滑移黏合,所以各齿轮对的中心距都相等,因此第一个多联齿轮的模数为 6 1)多联齿轮的尺寸计算: 2)(3728 )齿轮对的计算: d1=m 1z =28 6=168d2=m 2z =37 6=222心距 a=2 222168 =195齿宽圆整为: 94 3)(2639)齿轮对的计算: m 1z =39 6=234m 2z =26 6=156心 距 a=2 156234 =195 齿宽 83 4) 多联齿轮 对的校核:由于这两对齿轮的小齿轮都比 16 大,因此都能满足弯曲强度和接触强度。 16 4 第四级传动齿轮对(7119)的计算: 13) 按传动方案,选用直齿圆柱齿轮传动。 14) 选用 7 级精度。 15) 大小齿轮的材料 40质并表面淬火),硬度为 4855 16) 71,19 21 传动比 u= 传动效率 , 。 17) 取 第 二 级 传 动 比 最 大 的 传 动 比 计 算 转 矩 :.m i n/ 7 4 5 03211 T 6 0 0 0109 5 5 0 31 。 18) 由图 10得大小齿轮的弯曲疲劳极限为 M 002! , 19) 计 算 应 力 循 环 次 数 :811 96060 ,812 20) 由图 10弯曲疲劳寿命系数 计 算 弯 曲 疲 劳 许 用 应 力 : 去 弯 曲 疲 劳 安 全 系 数 S= 1 F = 1 =3602 F = 2 =380 22) 初选载荷系数 0.2 23) 由表 1024) 查取齿形系数 , 算大小齿轮的 并加以比较: 17 1Y=360 =Y=380 =齿轮数值大。 设计计算: m3 212= 3 了更好的满足接触强度要求,取 20) 计 算大小齿轮的直径 26716,114196 211 计算圆周速度为 V: V=100060 1=100060 =s 21) 查图 10K,由于是直齿轮, 1 由表 10K 齿高 h=m =6 表 1023) 由图 10 载荷系数 荷系数比满足弯曲强度要求,不需要校正。 6、 按齿面接触疲劳强度校核: 由设计计算公式 10行试算即: u1u ( ( 10 确定公式中的各计算数值: g、 由设计对象知外啮合时公式中的正负号取正号 h、 根据配对齿轮的材料类型为锻钢 机械设计表 10E = i、 由机械设计图 10并按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=1100齿轮的接触疲劳强度极限 =1100h、根据齿轮的材料、热处理方法及应力循环次数查机械设计中图 101齿轮的接触疲劳系数为 K 218 载荷系数 算接触疲劳许用应力: 取失效概率为 1%,对接触疲劳强度计算,由于点蚀破坏发生后只引起噪声、振动增大,并不立即导致不能继续工作的后果,故安全系数 S= 由机械设计中式 10 1 H = = =696 H = = 51 =719 计算: a、试算小齿轮分度圆直径入 2 H 与 1 H 中较小的值: u1u( = )(=以与通过以上弯曲疲劳强度设计出来的小齿轮分度圆直径基本符合,不需要重新校核。 7、 几何尺寸的计算: 计算分度圆直径: m 6 19=114mm m 6 71=426 计算中心距: a=21 =2 426114 =270 计算齿轮宽度: b=1d=114=了防止齿轮因装配误差产生轴向错位导致啮合齿宽减小而增大轮齿单位齿宽的工作载荷,所以将小齿轮齿宽在圆整的基础上人为地加宽 5 911 =96 第四级多联齿轮 的计算: 由于多联滑移齿轮需要滑移黏合,所以各齿轮对的中心距都相等,因此第一个多联齿轮的模数为 19 1)多联齿轮的尺寸计算: 2)(3882 )齿轮对的计算: d1=m 1z =82 69d2=m 2z =38 71心距 a=2 171369 =270 齿宽圆整为: 16 3)按弯曲疲劳强度校核: m3 212。( 10 25) 按传动方案,选用直齿圆柱齿轮传动。 26) 选用 7 级精度。 27) 大小齿轮的材料 40质并表面淬火),硬度为 4855 28) 38,82 21 传动比 u= 传动效率 , 。 29) 取 第 二 级 传 动 比 最 大 的 传 动 比 计 算 转 矩 :.m i n/ 7 4 5 03211 T 6 0 0 0109 5 5 0 31 。 30) 由图 10得大小齿轮的弯曲疲劳极限为 M 002! , 31) 计 算 应 力 循 环 次 数 :811 96060 , 812 32) 由图 10弯曲疲劳寿命系数 计 算 弯 曲 疲 劳 许 用 应 力 : 去 弯 曲 疲 劳 安 全 系 数 S= 1 F = 1 =3602 F = 2 =352 34) 初选载荷系数 0.2 35) 由表 10由表 10, 算大小齿轮的 并加以比较: 20 1Y=360 =Y=352 =齿轮数值大。 设计计算: m3 212= 3 了更好的满足接触强度要求。 25) 计算圆周速度为 V: V=100060 1=100060 =s 26) 查图 10K,由于是直齿轮, 1 由表 10K 齿高 h=4.5 6 表 28) 由图 10 载荷系数 荷系数比满足弯曲强度要求,不需要校正。 8、 按齿面接触疲劳强度校核: 由设计计算公式 10行试算即: u1u ( ( 10 确定公式中的各计算数值: j、 由设计对象知外啮合时公式中的正负号取正号 k、 根据配对齿轮的 材料类型为锻钢 机械设计表 10E = l、 由机械设计图 10并按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=1100齿轮的接触疲劳强度极限 =1100h、根据齿轮的材料、热处理方法及应力循环次数查机械设计中图 10 1齿轮的接触疲劳系数为 K 2荷系数 算接触疲劳许用应力: 21 取失效概率为 1%,对接触疲劳强度计算,由于点蚀破坏发生后只引起噪声、振动增大,并不立即导致不能继续工作的后果,故安全系数 S= 由机械设计中式 10 1 H = = =696 H = = 51 =675 计算: a、试算小齿轮分度圆直径入 2 H 与 1 H 中较小的值: u1u( = )(=以满足满足接触疲劳强度要求。 9、 几何尺寸的计算: 计算分度圆直径: m 82=369mm m 38=171 计算中心距: a=21 =2 171369 =270 计算齿轮宽度: b=1d=171=了防止齿轮因装配误差产生轴向错位导致啮合齿宽减小而增大轮齿单位齿宽的工作载荷,所以将小齿轮齿宽在圆整的基础上人为地加宽 5 861 =9122 表 3各齿轮参数表 编号 齿 数 材料 热处理 硬度 模数 分度圆直径 中心距 齿宽 1 26 40质后表面淬火 48557 54 40质后表面淬火 48552 2 22 40质后表面淬火 4855 132 165 71 33 40质后表面淬火 485598 66 3 19 40质后表面淬火 4855 114 165 62 36 40质后表面淬火 485516 57 4 16 40质后表面淬火 4855 96 165 53 39 40质后表面淬火 485534 48 5 26 40质后表面淬火 4855 156 195 53 39 40质后表面淬火 485534 48 6 28 40质后表面淬火 4855 168 195 89 37 40质后表面淬火 485522 84 7 18 40质后表面淬火 4855 108 195 59 47 40质后表面淬火 485582 54 8 38 40质后表面淬火 485571 270 91 82 40质后表面淬火 485569 86 9 19 40质后表面淬火 4855 114 270 96 71 40质后表面淬火 485526 91 23 第四章 轴的设计 本章节中计算公式及计算参数来自 濮良贵、纪名刚编。机械设计 M。北京:高等教育出版社, 2008 与 吴宗泽编。机械设计课程设计手册(第三版) M等教育 出版社, 2007。 一、 初步确定各轴的最小轴径 1、 轴 轴的材料为 45钢,调质处理,根据机械设计表 150A=112。于是得: 3110m i 2、 轴 轴的材料为 45钢,调质处理,根据机械设计表 150A=112,于是得: 112 33220m i 3、 轴 轴的材料为 45钢,调质处理,根据机械设计表 150A=112,于是得: 3330m i 4、 轴 轴的材料为 40质处理,根据机械设计表 150A=104,于是得: 3440m i 5、 轴 轴的材料为 40质处理,根据机械设计表 150A=97,于是得: 5830 3550m i 二 轴的强度校核 1、 轴的载荷分析图如图 4 24 ( a) ( b) ( c) ( d) 25 ( e) 图 4轴的载荷分析图 ( 1) 求轴上载荷 轴的受力分析如图 4a)所示: 493971 t 15 157849 39722 6 8c o st a n 水平面受力与弯矩如图 4b)所示: 21 78ta n 6 7 25 6 8323 7 87 2 2F 1 145N. 312 1 5 1 5 41 2 0 9 6505 4 5321 垂直面受力与弯矩如图 4c)所示: 21 4 1 07 2 2 6 7 21 2 5 71 0512 7 0 5 0 4501 4 1 01 弯矩合成如图 4d)所示: 26 H 721147050415154 2222 扭矩如图 4e)所示: 493971 ( 2)按弯扭合成强度条件校核轴的危险面 B 通常由弯矩所产生的弯曲应力 是对称循环变应力,而由扭矩所产生的扭转切应力 则常不是对称循环变应力。为了考虑两者循环特性的不同,引入折合系数 。当扭转切

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