![单级圆柱齿轮减速器课程设计说明书_第1页](http://file4.renrendoc.com/view/c47de3d809bbbe5331c4a64fd4a13098/c47de3d809bbbe5331c4a64fd4a130981.gif)
![单级圆柱齿轮减速器课程设计说明书_第2页](http://file4.renrendoc.com/view/c47de3d809bbbe5331c4a64fd4a13098/c47de3d809bbbe5331c4a64fd4a130982.gif)
![单级圆柱齿轮减速器课程设计说明书_第3页](http://file4.renrendoc.com/view/c47de3d809bbbe5331c4a64fd4a13098/c47de3d809bbbe5331c4a64fd4a130983.gif)
![单级圆柱齿轮减速器课程设计说明书_第4页](http://file4.renrendoc.com/view/c47de3d809bbbe5331c4a64fd4a13098/c47de3d809bbbe5331c4a64fd4a130984.gif)
![单级圆柱齿轮减速器课程设计说明书_第5页](http://file4.renrendoc.com/view/c47de3d809bbbe5331c4a64fd4a13098/c47de3d809bbbe5331c4a64fd4a130985.gif)
版权说明:本文档由用户提供并上传,收益归属内容提供方,若内容存在侵权,请进行举报或认领
文档简介
一、传动方案拟定第九组数据:设计一用于带式运输机上的单级圆柱齿轮减速器1、工作条件:运输机连续工作,单向运动,载荷变化不大,空载起动,减速器小批量生产,使用期限10年,两班制工作。2、原始数据:运输带拉力F=2.5KN,运输带速度V=1.3m/s,卷筒直径D=450mm。DV FⅠ轴Ⅱ轴Ⅲ轴二、电动机的选择1、电动机类型的选择:按已知的工作要求和条件,选用Y系列三相异步电动机,其结构形式选择基本安装B3型,机座带底脚,端盖无凸缘,额定电压380V。2、确定电动机的功率:传动装置的总效率:η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒=0.96×0.992×0.97×0.99×0.95=0.86电机所需的工作功率:取工作机效率w0.96Pw=FV/1000ηw=2500×1.3/1000×0.96=3.39KWP=P/η=3.94KWP=P/η=3.94KW0 w 总m3、确定电动机的转速:滚筒的工作转速则,电机的额定功率P=1.2P=4.73KW0n滚筒=60×1000V/πD=60×1000×1.3/π×450=55.2r/min通常,取V带传动比i’=2~4,单级圆柱齿轮传动比范围i’ =3~5,则合理带齿轮i’i’=6~20,故电动机转速的范围为n’电动机=i’×n滚筒=(6~20)×55.2=331.2~1104r/min。750r/min1000r/min,根据电动机额定功率和同步转速,由有关手册查出有两种适用的电动机型号:减速器的传动比,可见第1种方案比较适合,则选nm
综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、方案 电机型号额定功率kW方案 电机型号额定功率kWn/同步转速(r/min)满载转速总传动比I1 Y132M2-65.5100096017.392 Y160M2-85.575072013.044、确定电动机型号:根据以上选用的电动机类型,所需的额定功率及同步转速,选定电动机型号为Y132M2-6。其主要性能:额定功率5.5KW,满载转速960r/min,额定转矩2.0N.m,质量85kg。5、计算结果:型号额定功率/KW同步转速/(r/min)满载转速/(r/min)额定转矩/N.mY132M2-65.510009602.0三、传动装置的总传动比及分配各级的传动比的计算三、传动装置的总传动比及分配各级的传动比的计算1、总传动比:i=n总 电动机 滚筒/n=960/55.2=17.392、分配各级传动比:(1)取i齿轮=5(2)因为i =i总 齿轮 带×i ,所以i=i/i带 总 齿轮=17.39/5=3.483、计算结果:参数 总体齿轮V带传动比i17.3953.48四、传动装置的运动和动力参数的计算四、传动装置的运动和动力参数的计算1、计算各轴转速:n=nⅠ 电动机=960r/minn=n/i=960/3.48=275.86r/minⅡ Ⅰ 带n=n/iⅢ Ⅱ 齿轮=275.86/5=55.17r/min2、计算各轴的功率:P=PⅠ 工作=3.94KWP=P×η=3.94×0.96=3.78KWⅡ I 带P=P×ηⅢ Ⅱ 轴承 齿轮×η=3.78×0.99×0.97=3.63KW3、计算各轴转矩:T=9.55P/n=9550x3.94/960=39.19NT=9.55P/n=9550x3.94/960=39.19N.mⅠⅠ ⅠT=9.55P/n=9550x3.78/275.86=130.86N.mⅡⅡ ⅡT=9.55P/n=9550x3.63/55.17=628.36N.mⅢⅢ Ⅲ4、计算结果:轴号输入功率P/KW转矩T/N.m转速n/(r/min)Ⅰ3.9439.19960Ⅱ3.78130.86275.86Ⅲ3.63628.3655.17五、带传动的设计五、带传动的设计1、选择普通V带截型:由课本P188表11.5得:k=1.2,P=KPAC A 工作=1.2×5.5=6.6KW由课本P188图11.15得:选用A型V带2、确定带轮基准直径,并验算带速:由课本P189表11.6得:D=100mm>D =75mm,1minD=i D(1-ε)=3.48×100×(1-0.01)=344.52mm,2 带 1P17911.4:D=355mm,D=100mm21n’=nD/D=960×100/355=270.42r/minⅡ Ⅰ1 21-n’/n=1-270.42/275.86=0.0197<0.05(允许)Ⅱ Ⅱ带速 v=πD n /60×1000=π×100×960/60×1000=5.03m/s,在1 Ⅰ5~25m/s范围内,带速合适3、确定带长和中心距:3、确定带长和中心距:0.65(D1+D2)≤a0≤2(D1+D2),即0.65(100+355)≤a0≤2×(100+355),所以有297.75mm≤a0≤910mm,初定中心距a0=650mm带长L0=2a0+1.57(D1+D2)+(D2-D1)2/4a0=2×650+1.57(100+355)+(355-100)2/(4×650)=2039.36mm,根据课本P179图11.4得:Ld=2000mm中心距a≈a0+(Ld-L0)/2=650+(2000-2039.36)/2=650-19.68=631mm4、验算小带轮包角:α1=1800-57.30×(D2-D1)/a=1800-57.30×(355-100)/631=156.840>1200(适用)5、确定带的根数:根据课本P191表11.8得:P0=0.97KW根据课本P193表11.10得:△P0=0.11KW根据课本P190表11.7得:Kα=0.95根据课本P194表11.12得:KL=1.03根数z=PC/(P0+△P0)KαKL=6.6/(0.97+0.11)×0.95×1.03=6.25,取z=76、确定单根V带的预紧力:F0=500PC(2.5/Kα-1)/zv+qv2=500x6.6(2.5/0.95-1)/7x5.03+0.1x5.032=155.45N7、确定带对轴的压力:FQ=2zF0sin(a1/2)=2x7x155.45xsin(156.84/2)=2132N8、计算结果:8、计算结果:带型号带长/mm大轮直带根数径/mm小轮直径/mm中心距/mm轴上压力/NA20007 3551006312132六、齿轮传动的设计六、齿轮传动的设计1、选择齿轮材料及精度等级:P21145Cr,调质处理,齿面硬度260HBS;45210HBS。精度等级:运输机是一般机器,速度不高,故选8级精度。2、齿面接触疲劳强度计算:初步计算:齿数比u=i齿轮=5由课本P222表12.13得齿宽系数:φd=1.0转矩T1=9.55×106PⅡ/nⅡ=9.55×106×3.78/275.86=130859.9N.mm根据课本P223图12.18c得接触疲劳极限σHlim:σHlim1=640Mpa,σHlim2=510Mpa许用接触应力[σH]:[σH1]≈0.9σHlim1=0.9x640=576Mpa,[σH2]≈0.9σHlim2=0.9x510=459MpaP22712.16:Ad=85d1≥Ad(T1(u+1)/φduσH2)1/3=85x(130859.9x(5+1)/1x5x4502)1/3=78.09mm(取78mm)初步齿宽b=φdd1=1x78=78mm校核计算:圆周速度v=πd1nⅡ/60x1000=πx78x275.86/60x1000=1.13m/s<6m/s,故取8级精度合适初取齿数z1=20,z2=i齿轮z1=5×20=100模数m=d1/z1=78/20=3.9mm,P20612.3z1d1/m=78/4=20,z2=iz1=5x20=100P21512.9:KA=1.10根据课本P216图12.9得动载系数:Kv=1.0Ft=2T1/d1=2x130859.9/78=3355.4NKAFt/b=1.10x3355.4/78=47.32N/mm<100N/mmεa=[1.88-3.2(1/z1+1/z2)]cosβ=1.88-3.2x(1/20+1/100)=1.69Zε=[(4-εa)/3]1/2=[(4-1.69)/3]1/2=0.88KHa=1/Zε2=1/0.882=1.29KH=A+B(b/d1)2+Cx10-3b=1.17+0.16x12+0.61x10-3x78=1.38载荷系数K=KAKvKHaKHβ=1.10x1.0x1.29x1.38=1.96根据课本P221表12.12得弹性系数:ZE=189.8Mpa1/2根据课本P222图12.16得节点区域系数:ZH=2.5根据课本P225表12.14得最小安全系数SHmin=1.07总工作时间th=10x350x16x0.5=28000h,根据课本P226表12.15得应力循环次数:107<NL≤109,则指数m=8.78,N=60λnt∑(T/T )8.78t/tL1 Ⅱh i max hi h=60x1x275.86x28000x(18.78x0.2+0.58.78x0.5+0.28.78x0.3)=9.2x107,N=N/i=9.2x107/5=1.84x107,所以原估计应力循环次数正确L2 L1根据课本P224图12.18得接触寿命系数:Z=1.15,Z=1.28N1 N2许用接触应力[σ]=σ Z/S =640x1.15/1.07=688Mpa,H1 Hlim1N1 Hmin[σ]=σ Z/S =510x1.28/1.07=610MpaH2 Hlim2N2 Hmin验算σ=ZZZ=[2KT(u+1)/bdH EH ε 1 1=189.8x2.5x0.88x[2x1.94x130859.9x(5+1)/78x782x5]1/2=473Mpa<[σ]H2所以,接触疲劳强度较为合适,原设计合格确定传动主要尺寸:因模数取标准值时,齿数已重新确定,但并未圆整,估分度圆直径不会改变,即d1=mz1=4x20=80mm,d2=mz2=4x100=400mm中心距a=m(z1+z2)/2=4x(20+100)/2=240mm齿宽b=φdd1=1.0x80=80mm,取b1=90mm,b2=80mm3、齿根弯曲疲劳强度验算:Yε=0.25+0.75/εa=0.25+0.75/1.69=0.69根据课本P217表12.10得齿间载荷分配系数:KFa=1/Yε=1/0.69=1.45 根据课本P219图12.14得齿间载荷分步系数:KFβ=1.25=9.3x107=9.3x107,K=KKKA v Fa FβK=1.10x1.0x1.45x1.25=1.99P22912.21:YFa1=2.16,YFa2=2.07P23012.22YSa1=1.79,YSa2=1.94P23112.23cσFlim1=600Mpa,σFlim2=450MpaP22512.14SFmin=1.25根据课本P22612.15m=49.91,LN=60λnt∑(T/TL1Ⅱhi max)49.91t/thi h=60x275.86x28000x(149.91x0.2+0.549.91x0.5+0.249.91x0.3)N=N/i=9.3x10N=N/i=9.3x107/5=1.86x107,所以原估计应力循环次数正确L2 L1根据课本P232图12.24得弯曲寿命系数Y=0.95,Y=1.05N1N2P23212.25Y=1.0X许用弯曲应力[σ]=σF1 Flim1N1X FminYY/S=600x0.95x1.0/1.25=456Mpa,[σ]=σF2 Flim2N2X FminYY/S=450x1.05x1.0/1.25=378Mpa验算σ=2KTYF11 Fa1 Sa1 ε 1YY/bdm=2x1.99x130859.9x2.16x1.79x0.69/90x80x4=48Mpa<[σ]F1σ=σF2 F1 Fa2 Sa2 Fa1 Sa1YY /Y Y=48x2.07x1.94/1.99x1.79=54Mpa<[σ]F2所以,轮齿齿根弯曲疲劳强度足够,原设计合格所以,轮齿齿根弯曲疲劳强度足够,原设计合格4、计算结果:模数直径齿宽中心距参数齿数z传动比/mm /mm /mm /mm齿轮12080904 5 240齿轮210040080七、轴的设计1、主动轴设计:选择轴的材料,确定许用应力:轴的材料选为45号钢,调质处理,硬度217~255HBS,取240HBS。根据课本P315表16.3得许用弯曲应力:σ=600Mpa,[σ ]=200Mpa,[σ]=95Mpa,[σ ]=60MpaB +1b 0b -1b计算基本直径:根据课本P314表16.2得:[τ]=38Mpa,C=115Td≥C(P/n)1/3≥115(3.78/275.86)1/3mm=27.52mmⅡ Ⅱ考虑有键槽,将直径增大5%,则d=27.52×(1+5%)=28.89mm,取d=30mm轴上零件的定位,固定和装配:和套筒定位,靠过盈配合实现周向固定,轴通。绘制结构简图:确定各轴段尺寸:1)①段:依据公式的估算值d=30mm1②段:根据油封标准,d=40mm2③段:与轻系列深沟球轴承6209配合,d=46mm3④段:为减少加工量,d=48mm4⑤段:与小齿轮做成整体,d=66mm5⑥段:为减少加工量,d=48mm6⑦段::轴承成对使用,所以d=46mm7确定轴上各轴段长:①段:取l=80mm1②段:l2=(外露尺寸)36+(轴承端盖厚)12+(箱体)60-(挡油环伸向箱体)10-(轴承宽)20-(轴承外伸)2=76mm③段:l3=(伸向挡油环)2+(轴承宽)20+(外伸)10=32mm④段:l4=(齿轮与箱体内壁间隙)20-(伸向挡油环)2=18mm⑤段:小于轮毂2~3mm,便于定位可靠,l5=64mm⑥段:l=(齿轮与箱体内壁间隙)20-(轴肩宽)13+(挡油环伸向箱体)10-(伸向挡油6环)2+15=30mm⑦段:l=(伸向挡油环)2+(轴承宽)20+(外伸)2=24mm7总轴L=l+l+l+l+l+l+l1 2 3 4 5 6 7=80+76+32+18+64+30+24=324mm各支撑点间距:轴承间距l=l/2+l+l+l+l/2AB 3 4 5 6 7=32/2+18+64+30+24/2=140mm皮带大轮与左轴承距离l=l/2+l+l/2=80/2+76+32/2=132mmK 1 2 3校核轴的强度:
析:
1)轴受力分转矩T=9.55×106P/n=9.55×106×3.78/275.86=130859.9N.mm①小1 Ⅱ Ⅱ齿轮受力:Ft1=2T1/d2=2x130859.9/80=3271.5NFr1=Ft1tanan=3271.5×tan200=1190.7N②V带大齿轮受力:F=2T/D=2x130859.9/355=737.2Nt2 1 2径向力F=Ftana=737.2×tan200=268.3Nr2 t2 n③AB轴承垂直面直反力:F =(Fl /2+Fl)/153=(1190.7x153/2+268.3x122)/153=809NBV r1AB r2KF=F +F-F=809+268.3-1190.7=-113.4NAV BV r2 r1④AB轴承水平面直反力:F =(Fl /2-Fl)/153=(3271.5x153/2-737.2x122)/153=1048NBH t1AB t2KF =F+F-F =3271.5+737.2-1048=2960.7NAH t2 t1 BH危险截面弯矩:①垂直面弯矩:M=F l /2=809x153/2=61.9N.maV BVABM=F l=268.3x122=32.7N.mAV r2K②水平面弯矩:M=F l /2=1048x153/2=80.2N.maH BHABM =F l=737.2x122=89.9N.mAH t2K合成弯矩:a-a截面合成弯矩:M=(M 2+M 2)1/2=(61.92+80.22)1/2=101.3N.ma aV aHA轴承处合成弯矩:M=(M 2+M 2)1/2=(32.72+89.92)1/2=159.1N.mA AV AH危险截面的当量弯矩:1069.29取折合系数a=0.6,则当量弯矩为:6158.1104M=(M2+(aT)2)1/2=(159.12+(0.6x130.8)2)1/2=177.4N.me A 1危险界面处轴的直径:d≥(M/0.1x[σ ])1/3=(177.4x1000/0.1x60)1/3=30.9mme -1b考虑键槽对轴的影响,将轴径增大5%,故d=30.9x(1+5%)=32.5mm<d=45mm3所以,原设计强度合格2、从动轴设计:选择轴的材料,确定许用应力:轴的材料选为45号钢,调质处理,硬度217~255HBS,取240HBS。根据课本P315表16.3得许用弯曲应力:o‘=600Mpa,[σ‘ ]=200Mpa,[σ‘]=95Mpa,[σ‘ ]=60MpaB +1b 0b -1b计算基本直径:根据课本P314表16.2得:[τ‘]=38Mpa,C‘=115Td‘≥C(P/n)1/3≥115(2.3/63.58)1/3mm=38.03mmⅢ Ⅲ考虑有键槽,将直径增大5%,则d‘=38.03×(1+5%)=39.93mm,取d‘=40mm轴上零件的定位,固定和装配:现周向固定,两端轴承靠套筒实现轴向定位,靠过盈配合实现周向固定,轴通周向定位。d‘=40mm,HL31)确定各轴段直径:①段:依据公式的估算值d1‘=40mm②段:根据油封标准,d2‘=50mm③段:与轻系列深沟球轴承6211配合,d3‘=55mm④段:为减少加工量,d4‘=57mmd5‘=60mm⑥段:h=10mm,d6d5‘+2h=80mm⑦段:为减少加工量,d7‘=57mm⑧段:轴承成对使用,所以d8’=55mm确定轴上各轴段长:①段:与联轴器相连,取l1‘=60mm②段:l2‘=(外露尺寸)25+(轴承端盖厚)12+(箱体)60-(挡油环伸向箱体)10-(轴承宽)20-(轴承外伸)2=65mm③段:l3‘=(伸向挡油环)2+(轴承宽)20+(外伸)2+10=34mm④段:l4‘=(齿轮与箱体内壁间隙)25+(伸向齿轮)2+(挡油环)10-(伸向挡油环)2=35mm⑤段:小于轮毂2~3mm,l5‘=76mm⑥段:l6‘=1.4h=14mm⑦段:l7‘=(齿轮与箱体内壁间隙)20-(轴肩宽)14+(挡油环伸向箱体)10-(伸向挡油环)2=14mm⑧段:l‘=(伸向挡油环)2+(轴承宽)20+(外伸)2+5=29mm8总轴长L‘=l‘+l‘+l‘+l‘+l‘+l‘+l‘+l‘1 2 3 4 5 6 7 8=60+65+34+35+76+14+14+29=337mm各支撑点间距:轴承间距l‘=l‘/2+l‘+l‘+l‘+l‘+l‘/2AB 3 4 5 6 7 8=34/2+35+76+14+14+29/2=171mm联轴器与左轴承距离l‘=l‘/2+l‘+l‘/2=60/2+65+34/2=112mmK 1 2 31)轴受力分析:转矩T‘=9.55×106P/n=9.55×106×2.3/63.58=345470N.mm1 Ⅲ Ⅲ①大齿轮受力:F‘=2T‘/d=2x345470/315=2193Nt1 1 1径向力F‘=F‘tana=2193×tan200=798Nr1 t1 n②AB轴承垂直面直反力:F‘=F ‘=F‘/2=798/2=399NAV BV r1③AB轴承水平面直反力:F ‘=F ‘=F‘/2=2193/2=1097NAH BH t1危险截面弯矩:①垂直面弯矩:MaV‘=FBV‘lAB‘/2=399x147/2=26.1N.m②水平面弯矩:M‘=F ‘l‘/2=1097x147/2=71.9N.maH BH AB合成弯矩:a-a截面合成弯矩:M‘=(M‘2+M‘2)1/2=(28.32+71.92)1/2=77.3N.ma aV aH危险截面的当量弯矩:取折合系数a=0.6,则当量弯矩为:M‘=(M‘2+(aT)2)1/2=(02+(0.6x72.1)2)1/2=43.3N.me A 1危险界面处轴的直径:d‘≥(M‘/0.1x[σ ‘])1/3=(43.3x1000/0.1x60)1/3=19.3mme -1b考虑键槽对轴的影响,将轴径增大5%,故d‘=19.3x(1+5%)=20.3mm<d‘=55mm3所以,原设计强度合格3、计算结果:直径30主动 /mm轴 段长80/mm直径40从动 /mm轴 段长60/mm
40 46 48 66 48 4676 32 30 64 30 2450 55 57 60 80 57 5565 34 35 76 14 14 29八、轴承及其组合部件设计八、轴承及其组合部件设计1、主动轴上的轴承(深沟球轴承6209):根据课本P373表18.6得温度系数:g=1T根据课本P375表18.8得冲击载荷系数:fd=1对球轴承,其寿命系数:ε=3对于深沟球轴承6209,Cr=31.5KN,C0r=20.5KN轴承预计寿命Lh=10×300×16=48000h其径向基本额定载荷Cr=fdP’(60nⅡLh/106)1/ε/gT,即31500=1xP’(60x317.88x48000/106)1/3/1球轴承容许的最大径向载荷P’=3604.5N轴承径向反力Fr=685/2=343N,轴承内部轴向力Fa=0.63Fr=216N,所以Fa/C0r=216/20500=0.011根据课本P374表18.7得:e=0.19Fa/Fr=343/216=0.63>e根据课本P374表18.7得:X=0.56,Y=2.30当量动载荷P=fd(XFr+YFa)=1.0x(0.56x343+2.30x216)=689N<P’=3604.5N,所以,所选轴承合格2、从动轴上的轴承(深沟球轴承6211):根据课本P373表18.6得温度系数:gT=1根据课本P375表18.8得冲击载荷系数:fd=1对球轴承,其寿命系数:ε=3对于深沟球轴承6211,Cr=43.2KN,C0r=29.2KN轴承预计寿命L=10×300×16=48000hhC=fP’(60nL/106)1/ε/g,即r d Ⅲh T43200=1xP’(60x63.58x48000/106)1/3/1球轴承容许的最大径向载荷P’=7607.6NF=399/2=200N,F=0.63F=126N,所以r a rF/C =126/29200=0.004a 0r根据课本P374表18.7得:e=0.19F/F=126/200=0.63>ea r根据课本P374表18.7得:X=0.56,Y=2.30当量动载荷P=f(XF+YF)d r a=1.0x(0.56x200+2.30x126)=402N<P’=7607.6N,所以,所选轴承合格3、计算结果:九、键连接的选择与校核1、主动轴与V带轮联接的键:九、键连接的选择与校核1、主动轴与V带轮联接的键:
型号62096211
d/mm4555
B/mm1921
C/KNr31.543.2
C/KN0r20.529.2轴径d1=30mm,轴段长l1=80mm,选用:A型平键,8×7,GB1096-79l’=l1-b=80-8=72mmT=72.10NT=72.10N.mⅡh=7mmh=7mmσ=4T/dhl’=4×72100/30×7×72=19.07Mpa<[σ]=100MpP Ⅱ 1 P所以,所选键合格2、小齿轮与轴联接的键:2、小齿轮与轴联接的键:轴径d=50mm,轴段长l=70mm,选用:55A型平键,14x9,GB1096-79l’=l-b=70-8=62mm5T=72.10NT=72.10N.mⅡh=9mmσ=4T/dhl’=4×72100/50×9×62=10.34Mpa<[σ]=100MpP Ⅱ 5 P所以,所选键合格3、大齿轮与轴联接的键:3、大齿轮与轴联接的键:轴径d’=60mm,轴段长l’=60mm,选用:55A型平键,18x11,GB1096-79l’=l’-b=60-8=52mm5T=345.47NT=345.47N.mⅢh=11mmσP=4TⅢ/d5’hl=4×345470/60×11×52=40.26Mpa<[σP]=100Mp所以,所选键合格4、轴与联轴器联接的键:4、轴与联轴器联接的键:轴径d’=40mm,轴段长l’=60mm,选用:11A型平键,12x8,GB1096-79l’=l’-b=60-8=52mm1T=345.47NT=345.47N.mⅢh=8mmσ=4T/d’hl’=4×345470/60×8×52=55.36Mpa<[σ]=100MpP Ⅲ 1 P所以,所选键合格5、计算结果:参数主动轴与V带小齿轮与轴大齿轮与轴轴与联轴器型号A型平键A型平键A型平键A
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。
最新文档
- 中学生的假期学习计划
- 工地测量员实习总结
- 设备负责人年终总结
- 采购年终工作总结模板
- 办公室秘书个人总结万能10篇
- 初中物理教师教学工作总结2022
- 2022年春季学期教学个人总结10篇
- 方案策划模板集锦6篇
- 学生万能检讨书(15篇)
- 六方位绕车介绍法
- 中考数学专题复习《实际问题与二次函数应用题(销售问题)》测试卷-附带答案
- 2024年大学计算机基础考试题库附答案(完整版)
- 7.5MW15MWh液冷储能系统技术方案
- 经典美术作品赏析智慧树知到期末考试答案2024年
- 2024年南京江宁开发区人力资源管理服务有限公司招聘笔试参考题库附带答案详解
- (高清版)TDT 1010-2015 土地利用动态遥感监测规程
- 《乡土中国》之《差序格局》 统编版高中语文必修上册
- 人工智能与生命科学的交叉应用
- 民宿管家考试选择题
- 公司仓储物流部门的供应
- 城市轨道交通环境振动与噪声控制工程技术规范(HJ 2055-2018)
评论
0/150
提交评论