自定中心振動篩設計1
自定中心振動篩設計1,自定中心振動篩,設計
自定中心振動篩設計 學生姓名:劉城建 班級:0781052 指導老師:吳暉摘要:目前我國各種選煤廠使用的設備中,振動篩是問題較多、維修量較大的設備之一。這些問題突出表現在篩箱斷梁、裂幫,稀油潤滑的箱式振動器漏油、齒輪打齒、軸承溫升過高、噪聲大等問題,同時伴有傳動帶跳帶斷帶等故障。這類問題直接影響了振動篩的使用壽命,嚴重影響了生產。自定中心振動篩可以很好的解決此類問題,因此本次設計的振動篩為自定中心振動篩,該系列振動篩主要用于煤炭行業(yè)中物料分級、脫水、脫泥、脫介等作業(yè)。其工作可靠,篩分效率高,但設備自身較重。設計分析論述了設計方案,包括振動篩的分類與特點和設計方案的確定;對物料的運動分析,對振動篩的動力學分析及動力學參數的計算,合理設計振動篩的結構尺寸;進行了激振器的偏心塊等設計與計算,包括原始的設計參數,電動機的設計與校核;進行了主要零部件的設計與計算,皮帶的設計計算與校核,彈簧的設計計算,軸的強度計算,軸承的選擇與計算,然后進行了設備維修、安裝、潤滑及密封的設計,最后進行了振動篩的環(huán)保以及經濟分析。關鍵詞:振動篩;激振器;自定中心 指導老師簽名:Custom Design Center ShakerStudent name: Liu Chengjian Class:0781052 Supervisor: Wu HuiAbstract: At present, Chinas coal preparation plant all the equipment used in the shaker is more problems, maintenance of one of the larger equipment. These issues in sieve outstanding performance me off beam, crack help, lubrication oil dilute the box-type vibrator oil spills, fighting tooth gear, bearing temperature rise too high, major issues such as noise, accompanied by dancing with broken belts, such as fault zone. Such issues directly affecting the life of the shaker, which has seriously affected the production. 2YAH1548-round good shaker can solve such problems, so this shaker designed for round 2 YAH1548-shaker, the series of major shaker in the materials used in the coal industry classification, dehydration, desliming, such as referrals from Operations. Its reliable, efficient screening, but their heavy equipment. Design analysis on the design options, including the classification and shaker features and design programmes to be confirmed; materials on the movement of the shaker and the dynamics of the parameters, to design the structure of vibrating screen size; conduct The eccentric block of the exciter, such as design and calculation, including the original design parameters, motor design and verification; were the main components of the design and calculation, belts and check the design and calculation, the design of spring, the axis of Strength, the choice of bearings and calculation and then proceed to the maintenance of equipment, installation, lubrication and seal the design, a shaker final environmental and economic analysis. Key words: shaker; Vibrator; Self-centering Signature of Supervisor:目 錄1.緒論11.1振動篩的應用11.2振動篩的發(fā)展現狀12.振動篩設計的基本原理32.1篩箱系統的自振頻率32.2篩箱的激振振幅52.3自定中心振動篩的設計條件83.自定中心振動篩的參數選擇114.自定中心振動篩設計計算144.1篩子尺寸的確定144.2中心軸軸承的選擇及軸徑確定154.3激振重量的配置184.4支承彈簧計算204.5激振電機選擇244.6皮帶傳動計算274.7中心軸強度、剛度以及軸承壽命驗算294.8共振問題315.結論33參考文獻34致謝351.緒論1.1振動篩的應用在鐵路線路大修工作中,由于無縫線路的鋪設,行車速度和列車密度的增高,傳統的“大揭蓋”的施工已不適應生產發(fā)展需要,為此需對枕底清篩機進行不斷研究、設計、制造和實驗等工作。鐵路道床清篩機用的振動篩,過去都采用固定中心振動篩,如下圖(a)所示。運用結果表明,固定中心振動篩的最大缺點是,篩箱側壁由于受到固定軸所給予的周期性反力作用,軸孔附近易于產生疲勞裂縫。為了避免上述缺點,經過調查研究,先后改用了自定中心振動篩,如下圖(b),從而使該問題得到有效解決。另外振動篩還廣泛應用與工業(yè)生產中,其中主要應用于煤炭、冶金、建材、化工等部門。 圖(a) 圖(b)1 篩箱側壁; 2固定軸; 1篩箱側壁; 2浮動軸;3激振輪; 4激振塊; 3激振輪; 4激振塊;5支承彈簧; 6篩面。 5支承彈簧; 6篩面。 固定軸振動篩與浮動軸振動篩比較1.2振動篩的發(fā)展現狀 改革開放以后,我國各行業(yè)都得到長足的進步。振動篩的應用也越來越廣泛,但同時對振動篩的各項性能都有了新的要求。在此大背景下,我國振動篩技術通過自主研發(fā)和吸收消化國外先進技術,也得到了長足的進步。相繼研制出DYS大型圓振動篩、YA型圓振動篩、ZKX系列直線篩和SZZ型自定心振動篩等。近幾年來,國內外對振動篩的研制越發(fā)重視。目前,振動篩的發(fā)展已經朝著大型化、智能化、高效集中、使用壽命長方向發(fā)展。世界上振動機械產品處于領先地位的公司主要有德國的SCHENCK公司、美國的ALIS-CHALMERS公司、日本的HITACHI公司等,他們生產的產品代表了世界范圍內振動篩發(fā)展的主流趨勢。而在國內,只有太行公司、鞍山礦山機械股份有限公司、上海冶金礦山機械廠等少數幾家企業(yè)開始大型振動機械的研制、開發(fā)與生產。但基于振動機械的工業(yè)環(huán)境復雜、條件惡劣、生產企業(yè)小,再加上我國振動機械工業(yè)起步較晚,我國產品與國外產品還存在較大差距。但是,隨著改革開放的不斷發(fā)展,我國的振動篩技術要會不斷進步,逐步縮短與國外先進的差距。目前,河南新鄉(xiāng)眾多廠家生產的SZZ系列自定心振動篩,產品標準為QJ/AKJ02.08-89自定中心振動篩和QJ/AKJ02.09-89自定中心振動篩,已具有相當先進水平。2.振動篩設計的基本原理2.1篩箱系統的自振頻率所謂篩箱系統,乃是圖2.1(a)所示振動篩箱體和支承彈簧的統稱。為了便于分析,我們將此系統用圖2.1(b)所示質量彈簧力學模型來代替。按等效條件,此模型中的質量為: = (21)式中 G激振塊重量;P除激振塊外篩箱體全部重量(包括參振部分的石渣);G重力加速度模型中彈簧的剛度K等于振動篩支承彈簧的合成剛度(稱總剛度)。 (a) 圖2.1 振動篩彈力模型在圖2.1(b)、(23)中,11為彈簧的未受力位置;22為質量m的靜平衡位置。若11到22位置的變形量為,則 K=mg (22)圖中33位置,為質量m的一般位置。將坐標軸x 原點放在靜平衡位置22,質量m在33位置的坐標即為x;速度和加速度就分別為和。這里t代表時間。質量m在33位置的受力如圖2.1(b)所示,其上mg為重力;K(+x)為彈簧的反力;R為運動阻力,設此阻力是與運動速度大小的一次方成正比(比例常數為),則R=。在分析系統的自振頻率時,暫不考慮激振力的作用。這樣,按牛頓第二定律可得m=mg-K(+x)- 將(22)式代入,經移項簡化得: +.+x=0 (23)這是一個二階常系數線性齊次微分方程。在mgcos a由此得出激振輪每分鐘的轉速為: n30為了充分保證石渣能從篩面跳起,設計時一般取 n=(4554) (31)這也就是篩箱激振頻率的估算式。在按(31)選取激振頻率時,不應選得過低,否則小石塊和污土慣性力就太小,不易從篩孔中甩出去,從而影響篩分效率;也不宜過大,否則篩箱受到的動載荷就太大,從而對篩箱結構的強度不利。在振動篩設計中,采用機械指數k來表示單位石渣或箱體重量的離心慣性力,k的表達式為: (32)可見,機械指數k乃是振幅和頻率的綜合指標。由(31)式可算出:為了充分保證石渣能從篩面跳起,機械指數應為: =(2.253.24)cosa當篩面傾角a=15時,由此可得k=2.183.13;當a=25時,k=2.042.94。具體計算國產礦用各中自定中心振動篩的機械指數k,得到k的最大值為7.55;最小值為2.52,對細粒(粒度小于40毫米)篩分、生產能力?。啃r30噸以內)的設備重量較輕(不足1噸)的篩子,k值偏高;而對中粒(粒度最大為100毫米)篩分、生產能力較大(每小時處理30噸)和設備較重(3噸多)的篩子,k值偏低。對道床清篩機的振動篩來說,進入篩子的最大粒度不超過100毫米,生產能力最小約為150噸/小時。因此建議將機械指數k值取在34之間,小型清篩機的振動篩取高限,大型清篩機的振動篩取低限。綜合考慮,振動篩的參數選擇如下:篩面傾角:a=24篩箱振幅:=5毫米激振頻率:由(31)式得n=(4554) =(678814)次/分暫取n=800次/分,對應=弧度/秒。驗算機械指數,由式(31)得機械指數 k=此數接近3,稍低。最后選定840次/分,對應= 弧度/秒,k=3.15。4.自定中心振動篩設計計算4.1篩子尺寸的確定篩子尺寸主要是根據“要保留石渣的最小尺寸”來確定。如按規(guī)定道床石渣的最小尺寸為20毫米,則篩孔尺寸就選2025毫米之間,篩面傾角大的取高限,篩面傾角小的取低限。如每小時進入篩子的石渣量較大,為了提高篩分效率,往往采用雙層篩,在確定上層篩面篩孔尺寸時,最好先對石渣粒度做一大致分析,定出中等粒度的石渣尺寸(所謂中等粒度,是指在這個粒度以上和以下的石渣量均約為50%)上層篩面的篩孔尺寸取與中等粒度石渣的尺寸相適應,目的要使上層篩面篩下的石渣重量,約為總石渣量的一半。石渣層數和尺寸,主要根據:“單位時間進入篩子的石渣量”來確定每小時清篩一百米以上的清篩機,如系采用自定中心振動篩,一般為雙層為宜。篩面面積S按下式計算: (米2) (41)式中 Q每小時篩下的石渣量 噸/小時; q0每小時每平方米篩面面積能篩下的石渣污土量 噸/米2小時。q0是與篩孔尺寸有關的量,篩孔尺寸大,q0也大;反之亦然。設計時,q0與篩孔尺寸的關系,建議采用下表: 表(41) q0與篩孔尺寸關系 篩孔尺寸(mm)203040506070q0(t/m2h)242528313539考慮到篩分道渣的特點,在用于單層篩時直接用上表中的q0;而用于雙層篩時上層篩用上表中的q0,下層篩則將上表中的q0乘以系數0.9。這樣,就可以用(41)式計算篩面面積。篩面的長度與寬度,一般是在2:12.5:1之間。篩分效率要求高的取高值;單位時間清篩的石渣量高的取低值。設計技術要求為:清篩進程為200m/小時,石渣中40mm以上的石渣占總量的50%,20mm以下的占總量的25%,每米道床的石渣體積為1.5m3,石渣的緊方容重2.0t/m3。因此確定上層篩孔尺寸為45mm,用7毫米的優(yōu)質鋼絲編織而成;下層篩面篩孔尺寸為22毫米,用5毫米的優(yōu)質鋼絲編織而成。篩面面積:每小時進入篩子的石渣量為200米/小時1.5米32.0噸/米3=600噸/小時。上層篩面,Q=60050%=300噸/小時。按篩孔尺寸為45毫米,查表(41)經估計q0=30噸/米2小時,再由(41)式得上層篩面面積為S=300/30=10.0米2。下層篩面,Q=60025%=150噸/小時,按篩孔尺寸為22毫米查表(41)得,=24.2噸/米2小時,再由(41)式得下層篩面面積為S=150/(24.20.9)=6.9米2。綜合以上計算,將上下層篩面面積均取成8.4米2,并取篩面尺寸的長寬=2.0米4.2米。篩箱結構尺寸:按篩面尺寸即可確定篩箱的長度和寬度。上下層篩面間的高度,取下層篩面上的石渣最大尺寸的三倍,這里取45毫米3=135毫米;上層篩面以下上的篩箱高,取上層篩面上的石渣最大尺寸的三倍,這里取80毫米3=240毫米;估計中心軸套直徑為400毫米,這樣篩箱高取800毫米。按規(guī)定用某振動篩的定型產品,取篩箱板厚為12毫米;八根橫梁,每根橫梁取直徑為60毫米、厚8毫米的無縫鋼管,即可確定篩箱的結構尺寸。繪出篩箱各部分構圖,而估計篩箱重量為2000千克。4.2中心軸軸承的選擇及軸徑確定為了完成這項內容,需分以下三個步驟來進行:1.計算篩箱箱體的重量:在篩箱結構尺寸已經確定的條件下,組成篩箱的每個零部件尺寸及重量也就確定,這樣即可計算箱體總重。同時要附帶計算出箱體重心位置,因為在篩箱側板上開中心軸軸孔時,要求軸孔中心位置是在通過箱體重心的鉛垂線上,并按技術要求,左右偏差在50毫米的范圍內。這是保證在振動過程中箱體的穩(wěn)定和篩分效率的提高。2.計算參振石渣重量:要計算出參振石渣重量,必須先計算出篩面上平均全部石渣重量,為此必須先計算石渣在篩面上的流速。石渣在篩面上的流速,可近似的按如下公式計算: =0.2kg (42)式中 石渣在篩面上的流速 毫米/秒 a篩面傾角 度 n振動頻率 次/分 r振幅 米 g重力加速度 g=9.81米/秒2 kg排出能力的修正系數,它與篩面上每米篩寬每小時通過的石渣量有關,具體關系見表(42) 表(42) 排出能力修正系數(千克) q(t/mh)4550607080100120150200250300kg1.611.451.291.161.050.930.880.830.780.760.75當石渣在篩面上的流速計算出來后,篩面上的石渣重量Qm即按下式計算 Qm=Ql/ (43)式中 Q單位時間進入篩子的石渣重量; l篩面長度; 石渣在篩面上的流速。 實驗證明:篩子在振動時,停留在在篩面上的石渣重量約為篩面上全部石渣重量的30%,即約有70%的石渣跳動在空間不隨篩子振動。設篩面上全部石渣重為Qm,參振石渣重為P1,則 Qm=Ql/ (44) 式中 Q單位時間進入篩子的石渣重量; l篩面長度; 石渣在篩上的流速。由此計算出參振石渣重量。上層篩面:每小時每米寬篩面上通過的石渣量q=600/2.0=300噸/米小時,按此查表(42),得kg=0.75。篩面長為4.2米。這樣,即可由(42)、(43)、(44)三式,分別計算出上層篩面石渣流速1、全部石渣重量Qm1、參振石渣重量P11各為: 1= 0.20.75=542毫米/秒 Qm1=6004.2/(3.6542)=1.3噸 P11=1.330%=433 kg下層篩面:每小時每米寬篩面上通過的石渣量q=(60050%)/2.0=150噸/米小時,按此查表(42),得kg=0.83。篩面長為4.2米。這樣,即可由(42)、(43)、(44)三式,分別得 2= 0.20.83=600毫米/秒 Qm2=3004.2/(3.6600)=0.61噸 P12=0.6130%=200 kg全部參振石渣重量為:P1= P11+ P12=433+200+633 kg,設計時圓整取700 kg。3.選擇中心軸軸承和確定中心軸軸徑:以箱體重與參振石渣重相加,再乘以機械指數k,就得振動時作用在兩側篩箱板軸孔的總的離心慣性力,這個力就是選擇軸承所必要的軸承載荷,再結合中心軸轉速按機械零件的原則,即可選擇中心軸軸承。軸承選定后,即可按軸承內圈直徑確定出中心軸軸徑。考慮到清篩機要在彎道作業(yè),軸承需要有一定的承受軸向載荷的能力;而且兩側軸承孔的同心度又較差,軸承內外圈軸線需要有一定的相對偏斜;另外為了減小軸孔單位面積上的壓力,這里采用了中寬系列的雙列向心球面滾子軸承。初估參振重量為2000+700=2700 kg,作業(yè)時離心慣性力為27003.15=8505 kg。兩側各用一相同軸承,故每個軸承所受的名義徑向載荷為: R=1/28505=4253 kg查冶金工業(yè)出版社1972年版機械零件設計手冊表196,取動負荷系數fd=2.5,顧實際徑向負荷為: Fr=fdR=2.54253=10633 kg而實際的軸向負荷Fa=0,所以Fa/Fr=0l2,為使前后支承彈簧在工作過程中受力能接近相等;(二)在作業(yè)過程中,由于箱體實際上除作前述振動外,還作繞中心軸的“點頭”振動。箱體上除了中心軸而外的各點合成軌跡均為長短軸不相同的橢圓。根據理論推導,當12時,入渣端篩面上各點的軌跡為長軸水平、短軸鉛垂的橢圓見圖4.2(b)。由于入渣端篩面上的石渣層較厚,需要有教大的鉛垂抖動幅度來松開石渣層,所以,讓1 2,旨在使清篩效率能進一步提高。整個篩箱有四個支座,每個支座由兩個相同的并聯的彈簧支承,也就是整個箱體由八個相同的并聯彈簧支承。按(14)式或(48)式,支承彈簧的總剛度應為: K=1310 kg/cm每個支承彈簧的剛度為: K0=13101/8=164 kg/cm所以,在彈簧的計算中,要求彈簧剛度能近似的等于164/厘米。以下計算所用符號,引用機械零件設計手冊第二十二章。彈簧最小工作負荷 P1=(2000+2900)1/8=613 kg彈簧最大工作負荷 P2=P1+Rp=613+0.5164=695 kg彈簧的材料選用60Si2Mn,查機械零件設計手冊表223,按一類工作考慮,=4500 kg/cm2; j=7500 kg/cm2;G=8105kg/cm2。取C= ,查機械零件設計手冊表226,K=1.26,所以彈簧絲直徑為:1.69cm取直徑d=1.7cm=17毫米;彈簧中徑D2=5.817=100毫米。驗算許用極限負荷P3: P3=由于P3=1150 千克1.25P2=1.25 695=869千克,所以滿足強度要求。 彈簧在P2作用下的變形為: F2=P2/K0=695/164=4.238 cm 彈簧工作圈數為: n=5總圈數1=n+1.5=6.5n驗算彈簧剛度P: P= 由于P=167kg/cm與要求的剛度K0=164kg/cm接近,所以剛度也滿足要求。 彈簧圈間距 =f3= 節(jié)距t=d+=1.7+1.4=3.1cm=31mm 采用Y型右旋彈簧,其自由高度為 H=n+(n1-0.5)d=1.45+(6.5-0.5) 1.7=17.2 cm 驗算穩(wěn)定性指標b b=由于b=1.72GR=11.988千克米,滿足起動要求,所以就選J03-132M-4型電動機為激振電機,功率為11千瓦;轉速為1500轉/分。4.6皮帶傳動計算皮帶計算包括:計算皮帶輪尺寸;選定皮帶類型和確定皮帶的根數與長度。要完成這一部分內容,就需要知道皮帶輪的速比;皮帶輪的中心距以及單根皮帶所傳遞的功率。當激振電機選定后,按裝在電機上的小皮帶輪轉速即確定。而大皮帶輪轉速是與激振頻率相等的,這是作為參數被選定的。所以,兩皮帶輪轉速比是已知的。在已知速比的條件下又知道大皮帶輪直徑,則小皮帶輪直徑就可算出。當激振酊劑選定后,皮帶所要傳遞的功率即確定,按此就可以選擇皮帶類型和確定皮帶根數。激振電機是安裝在清篩機的機架上,這樣,就基本確定了皮帶輪的中心距。按照兩個皮帶輪的直徑和中心距,可以計算皮帶長度;根據皮帶類型和計算長度,就可以選定皮帶。由激振電機到激振輪是采用三角皮帶傳動。計算及引用符號來自機械零件設計手冊第十章。按前,大皮帶輪計算直徑D2=560毫米,而大皮帶輪轉速應為840轉/分,電動機轉速為1500轉/分,故小皮帶輪計算直徑為:=314 毫米大皮帶輪上的軸孔直徑為60毫米,但軸孔中心應向激振塊對面偏離輪緣中心5毫米;根據J03-132M-4型電動機查手冊,電動機軸徑為38毫米,此即小皮帶輪軸孔直徑。皮帶速度用=24.5米/秒比較適當。 三角皮帶的計算長度: = =3579毫米按傳遞功,查機械零件設計手冊表104取C型帶輪;再按表102,采用標準值L=3594毫米的皮帶。 皮帶繞轉次數為: 由于U=6.8次/秒20次/秒,所以不會造成皮帶壽命的顯著下降。皮帶實際中心距為:安裝皮帶必需的Amin=A-0.015L=1053毫米補償皮帶伸長的Amax=A+0.03L=1215毫米小皮帶輪包角為:180-=166三角皮帶根數Z按下式計算: 式中 N=11千瓦;K1=0.7(查表106);K2=0.95(查表107);N0=7.9千瓦(查表105),以上查表均引自機械零件設計手冊。于是得到: 圓整取Z=3,即采用三根C3594的三角皮帶。皮帶作用在軸上的拉力為: 4.7中心軸強度、剛度以及軸承壽命驗算中心軸是連同激振輪一起轉動的,軸內應力基本上不作周期性交變,所以,中心軸只作靜應力強度驗算。在篩箱內部裝有中心軸的軸套,護套直徑稍大于月牙部分的直徑,驗算中心軸剛度的目的,是在檢驗它在動載荷作用下產生撓度后是否碰到他外層護套。道床清篩機每天凈作業(yè)時間不會超過三小時,每年按三百天作業(yè)計算,一年作業(yè)時間最多1000小時,所以軸承壽命取40008000小時也就足夠了。驗算軸承壽命所用軸承載荷,應該是中心軸強度計算中所求的最大軸承反力。將中心軸取出,其上下受力見圖4.4: 圖4.4 中心軸受力圖P1激振重G1的離心力(=1964千克);P2激振重G1的離心力(=7449千克);qP2沿長度=0.51米的分布力(q=14704千克/米);P3激振重G1的離心力與皮帶拉力和(P3=P1+Q=2172千克)由靜力平衡條件分別求得軸承反力: FA=5696千克: FB=5939千克并按彎矩概念求得:MA=-304420千克毫米= -0.3044千克厘米MB=-336660千克毫米= -0.3367千克厘米MC=531520千克毫米=0.5315千克厘米MD=355455千克毫米=0.3555千克厘米MX=531520+3732-7.352 =2692-14.704=0, 得=254毫米, Mmax=644500+2692254-2.462542 =1118106千克毫米=1.118105千克米 按功率計算轉矩公式,求得電動機通過皮帶傳動而作用在大皮帶輪上的轉矩為: M=975000110.95/840=12448千克毫米=0.0124105千克厘米所以動力的輸入端(B端)的扭矩為: Mn=M=0.0124105千克厘米作出彎矩圖和扭矩圖如圖4.4所示,由圖可見,最大彎矩值為Mmax=1118106千克厘米。 按120毫米等截面軸考慮,截面抗彎模量 W=170 厘米3 考慮到彎矩及扭矩基本上不是周期變化的,即使變動,因其變動量較小,所以只需驗算此軸的靜力強度。軸的材料采用45號剛,強度極限b=6000千克厘米2,查燃料工業(yè)出版社1972年出版的機械設計手冊表6203,酌取其彎曲應力=2000千克/厘米2。由于最大應力 max=Mmax/W=111810/170=658千克/厘米2 2000千克/厘米2亦即max ,所以軸的強度是足夠的。實質上此軸并非等截面,中間部分直徑為186毫米,軸在這一部分的應力最大值更大,可見,此軸強度是相當高的。由此可以斷定,此軸中間部分的最大撓度肯定遠小于軸與軸套間隙10毫米,因此可以不再驗算此軸的剛度。 由于最大軸承反力FB=4854千克,取動荷系數fd=2.5,姑實際徑向負荷為P=2.5 5939=14848千克。查機械零件設計手冊表1913,3264型軸承的額定動負荷C=58600千克。軸的轉速為840轉/分,這樣
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自定中心振動篩
設計
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