HD輕型商用車主減速器設計【3張CAD圖紙+PDF圖】
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哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計(論文) 第1章 緒論1.1 研究背景輕型載貨汽車在汽車生產(chǎn)中占有大的比重。驅動橋在整車中十分重要,設計出結構簡單、工作可靠、造價低廉的驅動橋,能大大降低整車生產(chǎn)的總成本,推動汽車經(jīng)濟的發(fā)展。本課題是進行輕型載貨汽車主減速器的設計。設計出輕型載貨汽車包括主減速器、差速器的傳動裝置及橋殼等部件,協(xié)調(diào)設計車輛的全局,設計出的驅動橋符合國家各項輕型貨車的標準1,運行穩(wěn)定可靠,成本降低,適合本國路面的行駛狀況和國情。1.2 國內(nèi)外相關領域研究現(xiàn)狀為適應不斷完善社會主義市場經(jīng)濟體制的要求以及加入世貿(mào)組織后國內(nèi)外汽車產(chǎn)業(yè)發(fā)展的新形勢,推進汽車產(chǎn)業(yè)結構調(diào)整和升級,全面提高汽車產(chǎn)業(yè)國際競爭力,滿足消費者對汽車產(chǎn)品日益增長的需求,促進汽車產(chǎn)業(yè)健康發(fā)展,特制定汽車產(chǎn)業(yè)發(fā)展政策。通過該政策的實施,使我國汽車產(chǎn)業(yè)在2010年前發(fā)展成為國民經(jīng)濟的支柱產(chǎn)業(yè),為實現(xiàn)全面建設小康社會的目標做出更大的貢獻。政府職能部門依據(jù)行政法規(guī)和技術規(guī)范的強制性要求,對汽車、農(nóng)用運輸車(低速載貨車及三輪汽車,下同)、摩托車和零部件生產(chǎn)企業(yè)及其產(chǎn)品實施管理,規(guī)范各類經(jīng)濟主體在汽車產(chǎn)業(yè)領域的市場行為。輕型載貨汽車,在汽車發(fā)展趨勢中,有著很好的發(fā)展前途。生產(chǎn)出質(zhì)量好,操作簡便,價格便宜的輕型載貨汽車將適合大多數(shù)消費者的要求。在國家積極投入和支持發(fā)展汽車產(chǎn)業(yè)的同時,能研制出適合中國國情,包括道路條件和經(jīng)濟條件的車輛,將大大推動汽車產(chǎn)業(yè)的發(fā)展和社會經(jīng)濟的提高。在新政策汽車產(chǎn)業(yè)發(fā)展政策中,在2010年前,我國就要成為世界主要汽車制造國,汽車產(chǎn)品滿足國內(nèi)市場大部分需求并批量進入國際市場;2010年,汽車生產(chǎn)企業(yè)要形成若干馳名的汽車、摩托車和零部件產(chǎn)品品牌;通過市場競爭形成幾家具有國際競爭力的大型汽車企業(yè)集團,力爭到2010年跨入世界500強企業(yè)之列,等等。同時,在這個新的汽車產(chǎn)業(yè)政策描繪的藍圖中,還包含許多涉及產(chǎn)業(yè)素質(zhì)提高和市場環(huán)境改善的綜合目標,著實令人鼓舞。然而,不可否認的是,國內(nèi)汽車產(chǎn)業(yè)的現(xiàn)狀離產(chǎn)業(yè)政策的目標還有相當?shù)木嚯x。長期以來困擾中國汽車產(chǎn)業(yè)發(fā)展的散、亂和低水平重復建設問題,還沒有從根本上得到解決。多數(shù)企業(yè)家預計在新的汽車產(chǎn)業(yè)政策的鼓勵下,將會有越來越多的汽車生產(chǎn)企業(yè)按照市場規(guī)律組成企業(yè)聯(lián)盟,實現(xiàn)優(yōu)勢互補和資源共享。 1.3 研究的主要內(nèi)容和研究的主要方法設計出小型低速載貨汽車主減速器、差速器、等傳動裝置及橋殼等部件。使設計出的產(chǎn)品使用方便,材料使用最少,經(jīng)濟性能最高。 a. 提高汽車的技術水平,使其使用性能更好,更安全,更可靠,更經(jīng)濟,更舒適,更機動,更方便,動力性更好,污染更少。 b. 改善汽車的經(jīng)濟效果,調(diào)整汽車在產(chǎn)品系列中的檔次,以便改善其市場競爭地位并獲得更大的經(jīng)濟效益。首先了解輕型商用車主減速器的基本結構,基本形狀,工作原理和設計方法,再依據(jù)現(xiàn)有生產(chǎn)企業(yè)在生產(chǎn)車型的主減速器作為設計原型,在給定變速器輸出轉矩、轉速及最高車速、最大爬坡度等條件下,獨立設計出符合要求的主減速器,設計計算齒輪的結構參數(shù)及對其校核計算。在對各種結構件進行了分析計算后,使用CAD繪制出變速器裝配圖及主要零件的零件圖。第2章主減速器設計 本章主要內(nèi)容為主減速器的結構形式選擇和主要齒輪的參數(shù)計算及校核、軸承的選擇及壽命計算和一些聯(lián)接件的選擇和校核。2.1 汽車主減速器的結構形式主減速器的結構形式主要是根據(jù)其齒輪的類型,主動齒輪和從動齒輪的安置方法以及減速形式的不同而異。2.11 汽車主減速器的齒輪類型主減速器的齒輪有弧齒錐齒輪,螺旋錐齒輪,雙曲面齒輪,圓柱齒輪和蝸輪蝸桿等形式。圓柱齒輪傳動應用于發(fā)動機橫置的前置前驅動乘用車和雙級主減速器驅動橋。在某些公共汽車、無軌電車和超重型汽車的主減速器上,有時也采用蝸輪傳動。 A B C D圖2.1 主減速器的幾種齒輪類型A弧齒錐齒輪 B雙曲面齒輪 C圓柱齒輪傳動 D蝸桿傳動1、螺旋錐齒輪其主、從動齒輪軸線相交于一點。交角可以是任意的,但在絕大多數(shù)的汽車驅動橋上,主減速齒輪副都是采用90交角的布置。由于輪齒端面重疊的影響,至少有兩對以上的輪齒同時嚙合,因此,螺旋錐齒輪能承受大的負荷。加之其輪齒不是在齒的全長上同時嚙合,而是逐漸地由齒的一端連續(xù)而平穩(wěn)地轉向另端,使得其工作平穩(wěn),即使在高速運轉時,噪聲和振動也是很小的4。 2、雙曲面齒輪雙曲面齒輪主、從動齒輪軸線不相交而呈空間交叉。其空間交叉角都是采用90。主動齒輪軸相對于從動齒輪軸有向上或向下的偏移,稱為上偏置或下偏置。這個偏移量稱為雙曲面齒輪的偏移距。當偏移距大到一定程度時,可使一個齒輪軸從另一個齒輪軸旁通過。這樣就能在每個齒輪的兩邊布置尺寸緊凄的支承。這對于增強支承剛度、保證輪齒正確嚙合從而提高齒輪壽命大有好處。雙曲面齒輪的偏移距使得其主動齒輪的螺旋角大于從動齒輪的螺旋角。因此,雙曲面?zhèn)鲃育X輪副的法向模數(shù)或法向周節(jié)雖相等,但端面模數(shù)或端面周節(jié)是不等的。主動齒輪的端面模數(shù)或端面周節(jié)大于從動齒輪的。這一情況就使得雙曲面齒輪傳動的主動齒輪比相應的螺旋錐齒輪傳動的主動齒輪有更大的直徑和更好的強度和剛度。其增大的程度與偏移距的大小有關。另外,由于雙曲面?zhèn)鲃拥闹鲃育X輪的直徑及螺旋角都較大,所以相嚙合齒輪的當量曲率半徑較相應的螺旋錐齒輪當量曲率半徑為大,從而使齒面間的接觸應力降低。隨偏移距的不同,雙曲面齒輪與接觸應力相當?shù)穆菪F齒輪比較,負荷可提高至175。雙曲面主動齒輪的螺旋角較大,則不產(chǎn)生根切的最少齒數(shù)可減少,所以可選用較少的齒數(shù),這有利于大傳動比傳動。當要求傳動比大而輪廓尺寸又有限時,采用雙曲面齒輪更為合理。因為如果保持兩種傳動的主動齒輪直徑一樣,則雙曲面從動齒輪的直徑比螺旋錐齒輪的要小,這對于主減速比i4.5的傳動有其優(yōu)越性。當傳動比小于2時,雙曲面主動齒輪相對于螺旋錐齒輪主動齒輪就顯得過大,這時選用螺旋錐齒輪更合理,因為后者具有較大的差速器可利用空間。由于雙曲面主動齒輪螺旋角的增大,還導致其進入嚙合的平均齒數(shù)要比螺旋錐齒輪相應的齒數(shù)多,因而雙曲面齒輪傳動比螺旋錐齒輪傳動工作得更加平穩(wěn)、無噪聲,強度也高。雙曲面齒輪的偏移距還給汽車的總布置帶來方便。3、圓柱齒輪傳動一般采用斜齒輪,廣泛應用于發(fā)動機橫置且前置前驅動的轎車驅動橋,在此不采用。4、蝸桿傳動與錐齒傳動相比,蝸桿傳動有如下優(yōu)點:(1)在輪廓尺寸和結構質(zhì)量較小的情況下,可得到較大的傳動比(可大于7);(2)在任何轉速下使用均能工作得非常平穩(wěn)且無噪聲;(3)便于汽車的總布置及貫通式多橋驅動的布置;(4)能傳遞大的載荷,使用壽命長。但是由于蝸輪齒圈要求用高質(zhì)量的錫青銅制作,故成本較高;另外,傳動效率較低。在此不采用。 在此選用弧齒錐齒輪傳動,其特點是主、從動齒輪的軸線垂直交于一點。由于輪齒端面重疊的影響,至少有兩個以上的輪齒同時嚙合,因此可以承受較大的負荷,加之其輪齒不是在齒的全長上同時嚙合,而是逐漸有齒的一端連續(xù)而平穩(wěn)的地轉向另一端,所以工作平穩(wěn),噪聲和振動小。當主傳動比一定時,主動齒輪尺寸相同時,雙曲面齒輪比相應的弧齒錐齒輪小,從而可以得到更大的離地間隙,有利于實現(xiàn)汽車的總體布置。另外,弧齒錐齒輪與雙曲面錐齒輪相比,具有較高的傳動效率,可達99%。本次設計采用圓弧齒螺旋錐齒輪。2.12 減速器的減速形式汽車主減速器的減速型式分為單級減速、雙級減速、雙速減速、單級貫通、雙級貫通、主減速及輪邊減速等。(1)單級主減速器,如圖2.2所示為單級主減速器。由于單級主減速器具有結構簡單、質(zhì)量小、尺寸緊湊及制造成本低廉的優(yōu)點,廣泛用在主減速比i7的各種中、小型汽車上。單級主減速器都是采用一對螺旋錐齒輪或雙曲面齒輪,也有采用蝸輪傳動的。(2)雙級減速,如圖2.3所示為雙級主減速器。由兩級齒輪減速器組成,結構復雜、質(zhì)量加大,制造成本也顯著增加,因此僅用于主減速比較大(7i12)。本車不采用。(3)雙速主減速器,用于載荷及道路狀況變化大、使用條件非常復雜的重型載貨汽車。所以,本車不采用。(4)單級貫通式主減速器、雙級貫通式主減速器用于多橋驅動汽車上,本車為單橋驅動,所以不采用。(5)主減速器附輪邊減速器應用于礦山、水利及其他大型工程等所用的重型汽車,工程和軍事上用的重型牽引越野汽車及大型公共汽車等,本車不采用。 圖2.2單極主減速器 圖2.3雙級主減速器2.13 減速器錐齒輪的支承形式在殼體結構及軸承型式已定的情況下,主減速器主動齒輪的支承型式及安置方法,對其支承剛度影響很大,這是齒輪能否正確嚙合并具有較高使用壽命的重要因素之一,現(xiàn)在汽車主減速器主動錐齒輪的支承型式有以下兩種:1、懸臂式圖2.4 懸臂式支承 如圖2.4所示,齒輪以其輪齒大端一側的軸頸懸臂式地支承于一對軸承上。支承距離b應大于2.5倍的懸臂長度a,且應比齒輪節(jié)圓直徑的70%還大,另外靠近齒輪的軸徑應不小于尺寸a。支承剛度除了與軸承開式、軸徑大小、支承間距離和懸臂長度有關以外,還與軸承與軸及軸承與座孔之間的配合緊度有關。當采用一對圓錐滾子軸承支承時,為了減小懸臂長度和增大支承間的距離,應使兩軸承圓錐滾子的小端相向朝內(nèi),而大端朝外,以縮短跨距,從而增強支承剛度。其特點是結構簡單,支承剛度較差,用于傳遞轉矩較小的轎車、輕型貨車的單級主減速器及許多雙級主減速器中。 2、跨置式如圖2.5所示,齒輪前、后兩端的軸頸均以軸承支承,故又稱兩端支承式。跨置式支承使支承剛度大為增加,使齒輪在載荷作用下的變形大為減小,約減小到懸臂式支承的130以下而主動錐齒輪后軸承的徑向負荷比懸臂式的要減小至1/51/7。齒輪承載能力較懸臂式可提高10%左右。圖2.5 跨置式支承裝載質(zhì)量較大的汽車主減速器主動齒輪都是采用跨置式支承。但是跨置式支承增加了導向軸承支座,使主減速器結構復雜,成本提高。乘用車和裝載質(zhì)量小的商用車,常采用結構簡單、質(zhì)量較小、成本較低的懸臂式結構。所以主動錐齒輪采用結構較為簡單的懸臂式支承,以降低其成本。 主減速器從動錐齒輪的支承形式圖2.6 從動雙曲面齒輪的支承主減速器從動雙曲面齒輪的支承剛度依軸承的形式、支承間的距離和載荷在支承之間的分布而定。為了增加支承剛度,支承間的距離應盡可能縮小。兩端支承多采用圓錐滾子軸承,安裝時應使他們的圓錐滾子的大端相向朝內(nèi),小端相背朝外。為了防止從動齒輪在軸向載荷作用下的偏移,圓錐滾子軸承也應預緊。但為了增加支承剛度,應當減小尺寸cd;為了使載荷均勻分配,應盡量使尺寸c等于或大于尺寸d。球面圓錐滾子軸承具有自動調(diào)位的性能,對軸的歪斜的敏感性較小,這一點當主減速器從動齒輪軸承的尺寸大時極為重要。向心推力軸承不需要調(diào)整,但僅見于某些小排量轎車的主減速器中。只有當采用直齒或人字齒圓柱齒輪時,由于無軸向力,雙級主減速器的從動齒輪才可以安裝在向心球軸承上。 綜上所述,由于本車為輕型載貨汽車,主減速器從動齒輪不宜采向心球軸承,應采用圓錐滾子軸承支承,并用螺栓與差速器殼突緣連結。 本次設計采用非斷開式驅動橋單級主減速器,主動錐齒輪采用懸臂式支撐,從動齒輪采用騎馬式支撐。2.2 主減速器的基本參數(shù)選擇與設計計算2.21 設計車型主要參數(shù) 表2.1 車型參數(shù)表型號CA1051K26L2-II載重2750自重2230總重5110空載軸荷(前/后)1238/992滿載軸荷(前/后)1723/2387最高車速120最小離地間隙180發(fā)動機額定功率/轉數(shù)66/3400最大扭距/轉數(shù)210/1900-2100變速箱CAS5-25各檔傳動比 4.910 2.654 1.542 1.0 0.745輪胎6.50-162.22 主減速器計算載荷的確定 (2-1) (2-2)式中: 發(fā)動機最大轉矩210 由發(fā)動機至所計算的主減速器從動齒輪間的傳動系最低檔傳動比30.098 傳動系上述傳動部分的傳動效率, =0.9 由于“猛接合”離合器而產(chǎn)生沖擊載荷時的超載系數(shù),取1。 n該車驅動橋數(shù)目,n取1。 汽車滿載時一個驅動橋給水平地面的最大負荷, =9.823871.2=28071.12 N 輪胎對地面的附著系數(shù),=1.0 分別為由所計算的主減速器從動齒輪到驅動車輪之間的傳動比和傳動效率。2.23 主減速器基本參數(shù)的選擇主減速器螺旋錐齒輪的節(jié)圓直徑,可根據(jù)該齒輪的計算轉矩,按經(jīng)驗公式選出。 (2-3) 式中:計算轉矩,取,中較小者。直徑系數(shù),取 =1316從動錐齒輪節(jié)圓直徑,;因為從動錐齒輪節(jié)圓直徑選定后,可按算出端面模數(shù),用下式校核: =3.825.09 (2-4)取0.30.4所以m取5符合。對于單級主減速器,首先應根據(jù)的大小選擇主減速器主、從動齒輪的齒數(shù),。選擇主、從動錐齒輪齒數(shù)時應考慮如下因素:(1)為了磨合均勻,之間應避免有公約數(shù)。(2)為了得到理想的齒面重合度和高的輪齒彎曲強度,主、從動齒輪齒數(shù)和應不小于40。(3)為了嚙合平穩(wěn),噪聲小和具有高的疲勞強度對于商用車一般不小于6。(4)主傳動比較大時,盡量取得小一些,以便得到滿意的離地間隙。(5)對于不同的主傳動比,和應有適宜的搭配。根據(jù)以上要求參考汽車車橋設計中表3.12 表3.13取=8 ,=49 +=5740 初步選擇主、從動錐齒輪齒數(shù)=8 ,=49 傳動比 =6.131、中點螺旋角汽車主減速器弧齒錐齒輪的平均螺旋角為3540,而商用車選用較小的值以防止軸向力過大,通常取35。 2、螺旋方向 主、從動錐齒輪的螺旋方向是相反的。所以主動錐齒輪選擇為左旋,從錐頂看為逆時針運動,這樣從動錐齒輪為右旋,從錐頂看為順時針,驅動汽車前進。 3、法向壓力角一般對于“格里森”制主減速器螺旋錐齒輪來說,規(guī)定重型載貨汽車可選用22.5的壓力角。由于i=6.137,一般采用單級主減速器,單級減速驅動橋產(chǎn)品的優(yōu)勢:單級減速驅動車橋是驅動橋中結構最簡單的一種,制造工藝較簡單,成本較低,是驅動橋的基本型,在輕型卡車上占有重要地位。隨著公路狀況的改善,特別是高速公路的迅猛發(fā)展,許多卡車使用條件對汽車通過性的要求降低,與帶輪邊減速器的驅動橋相比,由于產(chǎn)品結構簡化,單級減速驅動橋機械傳動效率提高,易損件減少,可靠性增加。表2.2 齒輪參數(shù)表主動齒輪從動齒輪齒數(shù)=8=49中點螺旋角法向壓力角節(jié)圓直徑齒面寬齒工作高大端齒全高軸交角大端分度圓直徑 取64(取值根據(jù)機械設計手冊表234-22大端模數(shù)節(jié)錐角主動齒輪從動齒輪徑向變位系數(shù)大端齒頂高齒根高徑向間隙外錐距齒根角面錐角根錐角2.24 主減速器圓弧錐齒輪的強度計算在完成主減速器齒輪的幾何計算之后,應對其強度進行計算,以保證其有足夠的強度和壽命以及安全可靠性地工作。在進行強度計算之前應首先了解齒輪的破壞形式及其影響因素。1、齒輪的損壞形式及壽命齒輪的損壞形式常見的有輪齒折斷、齒面點蝕及剝落、齒面膠合、齒面磨損等。它們的主要特點及影響因素分述如下:(1)輪齒折斷主要分為疲勞折斷及由于彎曲強度不足而引起的過載折斷。折斷多數(shù)從齒根開始,因為齒根處齒輪的彎曲應力最大。為了防止輪齒折斷,應使其具有足夠的彎曲強度,并選擇適當?shù)哪?shù)、壓力角、齒高及切向修正量、良好的齒輪材料及保證熱處理質(zhì)量等。齒根圓角盡可能加大,根部及齒面要光潔。(2)齒面的點蝕及剝落齒面的疲勞點蝕及剝落是齒輪的主要破壞形式之一,約占損壞報廢齒輪的70%以上。它主要由于表面接觸強度不足而引起的。a點蝕:是輪齒表面多次高壓接觸而引起的表面疲勞的結果。由于接觸區(qū)產(chǎn)生很大的表面接觸應力,常常在節(jié)點附近,特別在小齒輪節(jié)圓以下的齒根區(qū)域內(nèi)開始,形成極小的齒面裂紋進而發(fā)展成淺凹坑,形成這種凹坑或麻點的現(xiàn)象就稱為點蝕。b齒面剝落:發(fā)生在滲碳等表面淬硬的齒面上,形成沿齒面寬方向分布的較點蝕更深的凹坑。凹坑壁從齒表面陡直地陷下。造成齒面剝落的主要原因是表面層強度不夠。例如滲碳齒輪表面層太薄、心部硬度不夠等都會引起齒面剝落。當滲碳齒輪熱處理不當使?jié)B碳層中含碳濃度的梯度太陡時,則一部分滲碳層齒面形成的硬皮也將從齒輪心部剝落下來。(3)齒面膠合:在高壓和高速滑摩引起的局部高溫的共同作用下,或潤滑冷卻不良、油膜破壞形成金屬齒表面的直接摩擦時,因高溫、高壓而將金屬粘結在一起后又撕下來所造成的表面損壞現(xiàn)象和擦傷現(xiàn)象稱為膠合。(4)齒面磨損:這是輪齒齒面間相互滑動、研磨或劃痕所造成的損壞現(xiàn)象。規(guī)定范圍內(nèi)的正常磨損是允許的。2.25 主減速器圓弧齒螺旋錐齒輪的強度計算(1)計算單位齒長上的圓周力按發(fā)動機最大轉矩計算時: N (2-5)式中 :發(fā)動機最大轉矩210 變速器一檔傳動比 主動齒輪節(jié)圓直徑, 按最大附著力計算時: N (2-6)式中: 從動齒輪節(jié)圓直徑, 汽車滿載時一個驅動橋給水平地面的最大負荷, =9.823871.2=28071.12 N 輪胎對地面的附著系數(shù),=1.0 輪胎的滾動半徑,m; 許用單位齒上的圓周力(N/),見表2.3現(xiàn)代在汽車設計中,由于材質(zhì)及加工工藝等制造質(zhì)量的提高,單位齒長上的圓周力有時高出表格當中數(shù)據(jù)的20%25%。所以計算出的圓周力符合強度要求。表2.3 許用單位齒長上的圓周力(N/) 參數(shù)汽車類別 載貨汽車14291429(2)齒輪的彎曲強度計算汽車主減速器從動螺旋錐齒輪的計算彎曲應力為 N/ (2-7)式中:計算轉矩,取,中較小者。由于“猛接合”離合器而產(chǎn)生沖擊載荷時的超載系數(shù),取1;尺寸系數(shù),反映材料性質(zhì)的不均勻性,與齒輪尺寸與熱處理等有關。當端面模數(shù)m1.6時,;載荷分配系數(shù),當兩個齒輪均用騎馬式支承形式時,=1.001.10;當一個齒輪用騎馬式支承時,=1.101.25。支承剛度大時取小值;質(zhì)量系數(shù),對于汽車驅動橋齒輪,當輪齒接觸良好、周節(jié)及徑向跳動精度高時,可取 =1;計算齒輪的齒面寬,;從動齒輪齒數(shù);端面模數(shù);計算彎曲應力用的綜合系數(shù),它綜合考慮了齒形系數(shù)。查表=0.2(3)齒輪的接觸強度計算 N/ (2-8)式中:材料的彈性系數(shù),對于鋼制齒輪副取232.6;由于“猛接合”離合器而產(chǎn)生沖擊載荷時的超載系數(shù),取1;載荷分配系數(shù),當兩個齒輪均用騎馬式支承形式時,=1.001.10;當一個齒輪用騎馬式支承時, =1.101.25。支承剛度大時取小值;質(zhì)量系數(shù),對于汽車驅動橋齒輪,當輪齒接觸良好、周節(jié)及徑向跳動精度高時,可取 =1;尺寸系數(shù),它考慮了齒輪尺寸對其淬透性的影響,在缺乏經(jīng)驗的情況下,可取 =1;表面質(zhì)量系數(shù),決定于齒面最后加工的性質(zhì),即表面粗糙度及表面覆蓋層的性質(zhì)。一般情況下,對于制造精確的齒輪可取 =1;計算齒輪的齒面寬,;計算彎曲應力用的綜合系數(shù),它綜合考慮了齒形系數(shù)。查表=0.14;主動齒輪計算轉矩,N/m; N/m;所計算的彎曲應力和接觸應力均小于表2.4中汽車驅動橋齒輪需用應力,所以符合標準。 表2.4 汽車驅動橋齒輪的許用應力計算載荷主減速器齒輪的許用彎曲應力主減速器齒輪的許用接觸應力差速器齒輪的許用彎曲應力按計算700N/2800N/980N/按計算700N/2800N/980N/2.26 主減速器齒輪的材料及熱處理驅動橋錐齒輪的工作條件是相當惡劣的,與傳動系的其它齒輪相比,具有載荷大,作用時間長,載荷變化多,帶沖擊等特點。其損壞形式主要有齒輪根部彎曲折斷、齒面疲勞點蝕(剝落)、磨損和擦傷等。根據(jù)這些情況,對于驅動橋齒輪的材料及熱處理應有以下要求: (1)具有較高的疲勞彎曲強度和表面接觸疲勞強度,以及較好的齒面耐磨性,故齒表面應有高的硬度; (2)輪齒心部應有適當?shù)捻g性以適應沖擊載荷,避免在沖擊載荷下輪齒根部折斷; (3)鋼材的鍛造、切削與熱處理等加工性能良好,熱處理變形小或變形規(guī)律易于控制,以提高產(chǎn)品的質(zhì)量、縮短制造時間、減少生產(chǎn)成本并將低廢品率;(4)選擇齒輪材料的合金元素時要適合我國的情況。汽車主減速器用的螺旋錐齒輪以及差速器用的直齒錐齒輪,目前都是用滲碳合金鋼制造。在此,齒輪所采用的鋼為20CrMnTi,用滲碳合金鋼制造的齒輪,經(jīng)過滲碳、淬火、回火后,輪齒表面硬度應達到5864HRC,而心部硬度較低,當端面模數(shù)8時為2945HRC。由于新齒輪接觸和潤滑不良,為了防止在運行初期產(chǎn)生膠合、咬死或擦傷,防止早期的磨損,圓錐齒輪的傳動副在熱處理及經(jīng)加工后均予與厚度0.0050.0100.020mm的磷化處理或鍍銅、鍍錫。這種表面不應用于補償零件的公差尺寸,也不能代替潤滑。對齒面進行噴丸處理有可能提高壽命達25。對于滑動速度高的齒輪,為了提高其耐磨性,可以進行滲硫處理。滲硫處理時溫度低,故不引起齒輪變形。滲硫后摩擦系數(shù)可以顯著降低,故即使?jié)櫥瑮l件較差,也會防止齒輪咬死、膠合和擦傷等現(xiàn)象產(chǎn)生。2.27 主減速器軸承的計算1、輸入軸的基本直徑選擇根據(jù)公式 (2-9) (2-10) (2-11)式中:主減速器傳動比,=6.13;主減速器輸入軸轉矩;傳動效率為95%計算轉矩,取,中較小者。因為該軸上有鍵槽,將軸徑增大3%7%,并圓整后去標準值40,所以該軸軸徑最小處的直徑為40,連接軸承處的軸徑為45。主動錐齒輪軸承支承形式為懸臂式,從動錐齒輪選擇騎馬式支承形式。2、連接半軸齒輪處的半軸直徑的選擇 (2-12)式中:半軸的扭轉應力,MPa;半軸的計算轉矩,;差速器轉矩分配系數(shù),對圓錐行星齒輪差速器可取=0.6;發(fā)動機最大轉矩, =210 N;變速器一檔傳動比;主減速比;半軸桿部直徑,;半軸扭轉的許用應力,可取為=490588MPa。計算出=32.0334.03 花鍵部分應增大3%-7%所以取標準直徑=35 3、輸出軸徑的選擇 初選內(nèi)徑為37 根據(jù)公式 (2-13)式中:許用扭轉切應力;取115計算出所以安裝軸承部位的直徑取45 。4、計算輸入軸軸承使用壽命首先計算齒面寬中點的分度圓直徑:對于圓錐齒輪 (2-14) (2-15)圓整后 , 。齒面寬中點處的圓周力為 (2-16)作用在該齒輪上的轉矩,=171.88 (2-17)式中:變速器在各檔的使用率,參見表2-5。變速器各檔傳動比。變速器在各檔時的發(fā)動機轉矩利用率,參見表2-5。 該齒輪齒面寬中點的分度圓直徑。 計算后=5926.90 N輸入齒輪的總的軸向力為 =4520.70 N (2-18)輸入齒輪的總的徑向力為 =1930.77 N (2-19)因為輸入軸的軸向力等于輸出軸的徑向力,輸入軸的徑向力等于輸出軸的軸向力,所以: N N所以齒面寬中點處的圓周力為 N (2-20)表2.5 及的參考值車型載貨汽車一檔 0.5二檔 3.5三檔 7四檔 59超速檔 30一檔 50二檔 60三檔 70四檔 70超速檔 70輸入軸前后軸承A,B的徑向載荷為 =4675.96 (2-21) =10524.37 (2-22)上式=52 =40 =92 按當量轉矩求出軸承的徑向載荷及軸向載荷以后,即可按下式求軸承的當量動載荷: N (2-23)式中:徑向系數(shù); 軸向系數(shù)。 對單列圓錐滾子軸承來說,當時, =1, =0;當時,值及判斷參數(shù)見軸承手冊或產(chǎn)品樣本。 因為主動軸承型號均為30329,所以=0.35。所以對于前軸承A來說,所以 =0.4, =1.7; N (2-24)對于后軸承B來說,所以 =0.4,=1.7; N (2-25)由于式中的軸承徑向載荷及軸向載荷是根據(jù)當量轉矩計算的,而當量轉矩已考慮了變速器的各檔使用率及在各檔時的發(fā)動機轉矩利用率,故可直接利用計算的當量動載荷值求出軸承的額定壽命:計算軸承A, =4712.81 (2-26)計算軸承B, =2270.29 (2-27)式中:額定動載荷, =145 kN; 溫度系數(shù),取1; 載荷系數(shù),取1.2; 壽命指數(shù),對于滾子軸承取=10/3。在實際中,常以小時數(shù)表示軸承的額定壽命:對于軸承A: =65255.62 h (2-28)對于軸承B: =31435.43 h (2-29)式中: 軸承計算轉速,;可根據(jù)汽車的平均行駛速度計算。對于主減速器主動齒輪軸承的計算轉速為 (2-30)式中: 輪胎滾動半徑,m; 汽車的平均行駛速度,km/h;對于載貨汽車可取為30-35 km/h。取30 km/h; 主減速器減速比, =6.13;若按照每年工作300天,每天工作8小時來計算,軸承A的使用年限為27.19年,軸承B的使用年限為13.1年,均符合使用要求。5、 計算輸出軸軸承使用壽命齒面寬中點處的圓周力=5926.90 N因為輸入軸的軸向力等于輸出軸的徑向力,輸入軸的徑向力等于輸出軸的軸向力,所以: N N輸出軸軸承C,D的徑向載荷 =3580.20 (2-31) =3580.20 (2-32)上式=224 =112 =112 因為軸承C,D是對稱安裝,且型號承受載荷相同,所以C,D的軸承壽命相同,所以計算軸承C的壽命即可。按當量轉矩求出軸承的徑向載荷及軸向載荷以后,即可按下式求軸承的當量動載荷: N式中:徑向系數(shù); 軸向系數(shù)。 對單列圓錐滾子軸承來說,當時, =1, =0;當時,值及判斷參數(shù)見軸承手冊或產(chǎn)品樣本。 因為軸承型號均為30329,所以=0.35。所以對于前軸承C來說, ,所以=0.4,=1.7; N (2-33)計算軸承C, =49647.27 (2-34)式中:額定動載荷,=145 kN; 溫度系數(shù),取1; 載荷系數(shù),取1.2; 壽命指數(shù),對于滾子軸承取=10/3。在實際中,常以小時數(shù)表示軸承的額定壽命:對于軸承C: =4213966.7 h (2-35)式中: 軸承計算轉速,;可根據(jù)汽車的平均行駛速度計算。對于主減速器主動齒輪軸承的計算轉速為 = 196.36 (2-36)式中:輪胎滾動半徑,m; 汽車的平均行駛速度,km/h;對于載貨汽車可取為30-35 km/h。取30 km/h;若按照每年工作300天,每天工作8小時來計算,軸承C的使用年限為1755.80年,符合使用要求。2.28 從動齒輪連接螺栓的校核從動齒輪連接螺栓采用8個M8的鉸制孔螺栓聯(lián)接。螺栓所受的剪切強度為 MPa (2-37)螺栓所受的擠壓強度為 MPa (2-38)式中:單個螺栓所受橫向載荷; 鉸制孔螺栓剪切面直徑,取8 ; 螺栓桿與孔壁間擠壓面的最小高度; 螺栓受剪的接合面數(shù):取標記代號為5.8的螺栓許用切應力查表得80MPa,許用壓應力得224MPa,所以強度符合要求。2.3 本章小結本章介紹了單級減速、雙級減速、雙速減速、單級貫通、雙級貫通、主減速及輪邊減速等主減速器的減速形式,由于本車是重型載貨汽車,通過對比決定采用單級主減速器;然后對采用何種齒輪類型進行了討論,最后根據(jù)實際情況決定采用圓弧齒螺旋錐齒輪。以上問題解決后,對齒輪的具體參數(shù)進行了設計計算,并對其進行了校核。校核合格以后,進行了軸承的選擇和校核。第3章 差速器的設計與校核汽車在行駛過程中左,右車輪在同一時間內(nèi)所滾過的路程往往不等。例如,轉彎時內(nèi)、外兩側車輪行程顯然不同,即外側車輪滾過的距離大于內(nèi)側的車輪;汽車在不平路面上行駛時,由于路面波形不同也會造成兩側車輪滾過的路程不等;即使在平直路面上行駛,由于輪胎氣壓、輪胎負荷、胎面磨損程度不同以及制造誤差等因素的影響,也會引起左、右車輪因滾動半徑的不同而使左、右車輪行程不等。如果驅動橋的左、右車輪剛性連接,則行駛時不可避免地會產(chǎn)生驅動輪在路面上的滑移或滑轉。這不僅會加劇輪胎的磨損與功率和燃料的消耗,而且可能導致轉向和操縱性能惡化。為了防止這些現(xiàn)象的發(fā)生,汽車左、右驅動輪間都裝有輪間差速器,從而保證了驅動橋兩側車輪在行程不等時具有不同的旋轉角速度,滿足了汽車行駛運動學要求。差速器用來在兩輸出軸間分配轉矩,并保證兩輸出軸有可能以不同的角速度轉動。差速器有多種形式,在此設計普通對稱式圓錐行星齒輪差速器。3.1 對稱式圓錐行星齒輪差速器的差速原理如圖3.1所示,對稱式錐齒輪差速器是一種行星齒輪機構。差速器殼3與行星齒輪軸5連成一體,形成行星架。因為它又與主減速器從動齒輪6固連在一起,固為主動件,設其角速度為;半軸齒輪1和2為從動件,其角速度為和。A、B兩點分別為行星齒輪4與半軸齒輪1和2的嚙合點。行星齒輪的中心點為C,A、B、C三點到差速器旋轉軸線的距離均為。圖3.1 差速器差速原理當行星齒輪只是隨同行星架繞差速器旋轉軸線公轉時,顯然處在同一半徑上的A、B、C三點的圓周速度都相等(圖3.1),其值為。于是=,即差速器不起差速作用,而半軸角速度等于差速器殼3的角速度。當行星齒輪4除公轉外,還繞本身的軸5以角速度自轉時(圖),嚙合點A的圓周速度為,嚙合點B的圓周速度為。于是即 + =2 (3-1)若角速度以每分鐘轉數(shù)表示,則 (3-2)式(3.2)為兩半軸齒輪直徑相等的對稱式圓錐齒輪差速器的運動特征方程式,它表明左右兩側半軸齒輪的轉速之和等于差速器殼轉速的兩倍,而與行星齒輪轉速無關。因此在汽車轉彎行駛或其它行駛情況下,都可以借行星齒輪以相應轉速自轉,使兩側驅動車輪以不同轉速在地面上滾動而無滑動。由式(3.2)還可以得知:當任何一側半軸齒輪的轉速為零時,另一側半軸齒輪的轉速為差速器殼轉速的兩倍;當差速器殼的轉速為零(例如中央制動器制動傳動軸時),若一側半軸齒輪受其它外來力矩而轉動,則另一側半軸齒輪即以相同的轉速反向轉動。3.2 對稱式圓錐行星齒輪差速器的結構普通的對稱式圓錐齒輪差速器由差速器左右殼,兩個半軸齒輪,四個行星齒輪,行星齒輪軸,半軸齒輪墊片及行星齒輪墊片等組成。如圖4.2所示。由于其具有結構簡單、工作平穩(wěn)、制造方便、用于公路汽車上也很可靠等優(yōu)點,故廣泛用于各類車輛上。圖4.2 普通的對稱式圓錐行星齒輪差速器1-軸承;2-螺母;3-鎖止墊片;4-差速器左殼;5,13-螺栓;6-半軸齒輪墊片;7-半軸齒輪;8-行星齒輪軸;9-行星齒輪;10-行星齒輪墊片;11-差速器右殼3.3 對稱式圓錐行星齒輪差速器的設計3.31 基本參數(shù)的選擇轎車輕型載貨汽車常采用2個行星齒輪,載貨汽車多采用4個行星齒輪,所以采用2個行星齒輪。確定行星齒輪球面半徑,圓錐行星齒輪差速器的結構尺寸,通常取決于行星齒輪背面的球面半徑,它就是行星齒輪的安裝尺寸,實際上也代表了差速器圓錐齒輪的節(jié)錐距,因此在一定程度上也表征了差速器的強度。球面半徑可按如下的經(jīng)驗公式確定: (3-3) =33.11差速器行星齒輪球面半徑確定以后,可根據(jù)下式預選其節(jié)錐距: =(0.980.99) =32.78 (3-4)行星齒輪與半軸齒輪齒數(shù)的選擇為了獲得較大的模數(shù)從而使齒輪有較高的強度,應使行星齒輪的齒數(shù)盡量少,但一般不應少于10。半軸齒輪的齒數(shù)采用1425。大多數(shù)汽車的半軸齒輪與行星齒輪的齒數(shù)比在1.52的范圍內(nèi)。差速器的各個行星齒輪與2個半軸齒輪是同時嚙合的,因此在確定這兩種齒輪的齒數(shù)時,應考慮它們之間的裝配關系。在任何圓錐行星齒輪式差速器種,左、右兩個半軸齒輪的齒數(shù)、之和,必須能被行星齒輪的數(shù)目所整除,以便行星齒輪能均勻地分布于半軸齒輪的軸線周圍,否則差速器將無法安裝。即應滿足的條件為 (3.5)式中:、左、右半軸齒輪的齒數(shù),對于對稱式圓錐行星齒輪差速器來說=;行星齒輪數(shù)目;I任意整數(shù);因為所設計差速器為對稱式圓錐行星齒輪差速器,所以半軸齒輪齒數(shù)相等,=2,所以半軸齒輪齒數(shù)為偶數(shù)即可。半軸齒輪齒數(shù)取20,行星齒輪齒數(shù)取12。差速器圓錐齒輪模數(shù)及半軸齒輪節(jié)圓直徑的初步確定:首先初步求出行星齒輪與半軸齒輪的節(jié)錐角, (3-6) (3-7)式中:,分別為行星齒輪和半軸齒輪齒數(shù)。再按下式初步求出圓錐齒輪的大端端面模數(shù)m (3-8)m取5。節(jié)圓直徑 行星齒輪安裝孔的直徑及其深度L的確定:行星齒輪安裝孔的直徑與行星齒輪軸的名義直徑相同,而行星齒輪安裝孔的深度L就是行星齒輪在其軸上的支承長度。通常取 L=1.1 (3-9) L=1.1= (3.10) (3-11) L=1.1=21.5 式中:差速器傳遞的轉矩, 行星齒輪數(shù)目; 為行星齒輪支承面中點至錐頂?shù)木嚯x,;0.5,為半軸齒輪面寬中點處的直徑,而0.8; 支承面的許用擠壓應力,取為69 MPa表3.1 差速器齒輪的幾何尺寸表行星齒輪半軸齒輪齒數(shù)=12=20模數(shù)m=5齒面寬F=15 齒工作高 齒全高=1.788m+0.051=8.991 壓力角=2230軸交角節(jié)圓直徑 節(jié)錐角周節(jié)t=3.1416m=15.708齒頂高齒根高徑向間隙 齒根角行星齒輪半軸齒輪面錐角根錐角外圓直徑節(jié)錐頂點至齒輪外緣距離理論弧齒厚齒側間隙取0.1弦齒厚弦齒高3.32 差速器的校核汽車差速器齒輪的彎曲應力為: MPa (3-12)上式中: 計算轉矩,取,中較小者。 由于“猛接合”離合器而產(chǎn)生沖擊載荷時的超載系數(shù),取1; 尺寸系數(shù),反映材料性質(zhì)的不均勻性,與齒輪尺寸與熱處理等有關。當端面模數(shù)m1.6時,; 載荷分配系數(shù),當兩個齒輪均用騎馬式支承形式時,=1.001.10;當一個齒輪用騎馬式支承時,=1.101.25。支承剛度大時取小值; 質(zhì)量系數(shù),對于汽車驅動橋齒輪,當輪齒接觸良好、周節(jié)及徑向跳動精度高時,可取=1; 計算齒輪的齒面寬,; 從動齒輪齒數(shù); 端面模數(shù); 計算彎曲應力用的綜合系數(shù),它綜合考慮了齒形系數(shù)。查表=0.228;滿足表2.4中要求,符合設計要求。本章計算內(nèi)容參考了汽車車橋設計1和汽車設計7關于主減速器的有關計算。 3.4 本章小結 本章主要進行了差速器的設計,首先是結構形式的選擇,差速器分為對稱式圓錐行星齒輪差速器、強制鎖止式防滑差速器、自鎖式差速器。考慮到成本和使用狀況,選用最簡單的對稱式圓錐行星齒輪差速器。差速器結構形式確定后,對差速器行星齒輪和半軸齒輪進行設計計算,并進行校核。結 論 這次畢業(yè)設計的主要任務是輕型商用車主減速器設計。我們經(jīng)過了一個學期的畢業(yè)設計,終于完成了老師交給我的任務,以輕型商用車CA1051的參數(shù)作為主要設計參數(shù),設計出適合輕型商用車使用的主減速器,并繪制出裝配圖及零件圖,雖然本次設計與以前所做的課程有相同點,但在本次設計中仍然發(fā)現(xiàn)自己對主減速器的了解不是很深,設計中有許多不足之處,但在蘇老師的殷勤指導和孜孜不倦的講解下,我不但明白了原理,還掌握了許多設計的方法和技巧。 在設計的過程中,讓我了解了設計方法對我們學習的重要性,同時也發(fā)現(xiàn)了自己的很多不足之處。深有感觸: 1、僅僅了解書本上的知識是遠遠不夠的,只有結合自己的實際情況運用于實踐,這樣才能更深地了解和學習好知識,以前所學的知識要復習鞏固。 2、我們要在學習工作中不斷的積累經(jīng)驗,學會用自己的知識解決實際問題。 3、覺得自己學到的知識太有限,知識面太窄,以后還有待加強訓練和實踐。 4、同時我們要不斷地向別人學習,尤其要多想老師請教,他們可以讓我們少走很多的彎路,同時也讓我們知道很多優(yōu)秀的設計方法和與眾不同的設計理念。 5、創(chuàng)新設計是我們未來生存的法寶,所以從現(xiàn)在開始一定要有意識的鍛煉和培養(yǎng)自己在這方面能力。參考文獻 1梁博. 減速器設計的傳動比分配問題 科技信息J.2008,03.2戴素江.汽車主減速器齒輪熱處理致裂因素分析J.科技信息 2007,09.3肖文穎.普通錐齒輪差速器行星齒輪的力學分析J.科技資訊 2007,14.4劉惟信.汽車車橋設計M.北京:人民交通出版社,2004,4.5成大先.機械設計手冊M.北京:化學工業(yè)出版社,2002.6劉品.李哲.機械精度設計與檢測基礎M哈爾濱:哈爾濱工業(yè)大學出版社,2004.7高杰.驅動橋單級主減速器總成J.現(xiàn)代零部件 2004,09.8陳黎卿.汽車主減速器軸承受力分析及選型系統(tǒng)開發(fā)J.軸承 2007,11.9吳訓成.毛世民點接觸齒面嚙合分析的基本公式及其應用研究J.機械設計,2000.10吳玉枝.主減速器齒輪類零件熱處理變形分析J.機械工人.熱加工 2006,12.11濮良貴.紀名剛機械設計M.北京:高等教育出版社,1996.12莫思劍.淺析我國商用車車橋發(fā)展現(xiàn)狀及趨勢J.裝備制造技術,2005.13吳宗澤.機械設計課程設計手冊M.高等教育出版社,2006.14馬秋生.機械設計基礎M.機械工業(yè)出版社,2005.12.15余志生.汽車理論M.機械設計出版社,2006.5致 謝 本次畢業(yè)設計使我體會到將所學知識和實踐相結合的實際意義。在此,首先感謝哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院,在這四年里中為我們提供了良好的學習環(huán)境和實驗設備。現(xiàn)有專業(yè)知識的掌握與學校的培養(yǎng)和教育是分不開的。在畢業(yè)設計中,指導教師蘇清源老師教會了我許多。通過他的指導和介紹,使我明確了本次設計的方向和所需用到的相關數(shù)據(jù)。幾個月以來,他不遺余力地對我的設計進行了指導。在我畢業(yè)設計這段時間,無論是在學習還是在生活上,恩師都給予了我無微不至的關懷。由于本人以前對汽車結構和制造過程了解不多,實踐知識更是不足,但蘇老師總是耐心地給我講解有關方面的知識,及時了解我設計中遇到的難題,使我得以在短時間內(nèi)完成設計工作,同時教導我不管是在以后的工作還是學習中,都要保持治學嚴謹?shù)膽B(tài)度。蘇老師平易近人,學識淵博,治學嚴謹,處理問題認真求實的作風一直影響著我,他必是我一生的楷模,對我的幫助和教導我將謹記一生!在學習過程中解決遇到的問題,他建議的方式都很靈活便捷。通過相關知識網(wǎng)站和論壇,與相關學習人員進行探討和知識咨詢,都能及時解決一些問題與疑惑。后期論文的撰寫,蘇老師也進行了細心的指導和嚴格要求。在格式方面進行了嚴格規(guī)范。通過不斷的修改,使之達到要求的統(tǒng)一標準。在此,我謹對給予過我?guī)椭^的老師和同學,表示深切的感謝。感謝你們的鼓勵與支持!附 錄 A 中文譯文減速器和差速器的調(diào)整與裝配在對BJ2020S吉普車后橋的維修中,最主要的就是減速器主、從動圓錐齒輪的嚙合印痕及嚙合間隙;差速器半軸齒輪、行星齒輪嚙合間隙和各軸承松緊度的調(diào)整。這是一項既重要又較為困難的工作,因為后橋主、從動
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