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文檔簡介
1、<p> 設計課題 干粉壓片機</p><p><b> 主要技術條件</b></p><p> 將陶瓷干粉料壓制成直徑為34mm,厚度為5mm的圓形片坯;</p><p> 沖頭壓力為15噸,每分鐘壓制25片</p><p> 機器許用運動不均勻系數(shù)為0.01</p>
2、<p> 驅動電機Y112M-6(或Y112M-4)額定功率2.2kw(2.8kw),滿載轉速940r/min(1440r/min)</p><p> 干粉壓片總體方案設計(傳動方案)</p><p> 由電動機通過皮帶輪傳動傳給減速器,減速器通過聯(lián)軸器聯(lián)接干粉壓片機主動軸,主動軸帶動主加壓機構,移動料篩機構,處沖頭輔助加壓機構進行工作。</p><
3、p><b> 選擇電動機</b></p><p> 驅動電動機Y112M-6. 額定功率2.2kw 滿載轉速940r/min</p><p> 計算總傳動比和分配各級傳動比</p><p> 傳動裝置的總傳動比要求應為i= nw=940/25=37.6</p><p> nm-電動機滿載轉速r/m
4、in</p><p> nw干粉壓片機驅動軸轉速r/min</p><p> 各級傳動中,總傳動比應為i=i1i2i3</p><p> 在己知傳動比要求時,如何合理選擇和分配各級傳動比要考慮以下幾點</p><p> 各級傳動機構的傳動比應級盡量在推薦范圍內(nèi)選取</p><p> i1=2.5 i2
5、=3.5 i3=4.297</p><p> 計算傳動件時,需要知道各軸的轉速,轉矩或功率,因此應將工作機上的轉速,轉矩或功率推算到各軸上,如傳動裝置從電動機到工作機三軸,依次為A,B,C,D,E軸 則:</p><p><b> 各軸轉速:</b></p><p> n= nm/io=940r/min nA,nB,n
6、C,nD,nE分別為A,B,C,D,E軸的轉速</p><p> n= n/i1=376r/min nA為高速軸,nE為低速軸</p><p> n= n/i2=107.43r/min</p><p> n= n/i3=25r/min io,i1,i2,i3,i4依次為電動軸至高速軸A,AB軸,BC軸,CD軸,DE軸的傳動比</p&g
7、t;<p> n= n/i4=25r/min</p><p><b> 各軸功率</b></p><p> PA=Pdη=2.2kw PD-電動機輸出功率</p><p> PB=Paηa=2.2*0.96=2.112kw</p><p&g
8、t; Pc=PBη=2.112*0.97=2.04864kw</p><p> PD=Pcη=2.04864*0.97=1.9871808kw</p><p> PE=PDη=1.9871808*0.995=1.977244896kw</p><p><b> 3.各軸轉矩</b></p><p> TA=Td
9、*io*η=22.35106383Nm</p><p> TB=TAi1η=53.64255319Nm</p><p> Tc=Tbi2η=182.1164681Nm</p><p> TD=Tci3η=759.0778295Nm</p><p> TE=Tdi4η=755.2824403Nm</p><p>
10、 式中Td-電動機軸的輸出轉矩</p><p> Td=9550Pd/ nm=9550*2.2/940=22.35106383Nm</p><p><b> 設計帶傳動</b></p><p> 確定設計功率 (1)表9-9查得工作情況系數(shù)kA=1.3(干粉壓片機的載荷變動較大,每天工作8小時)</p><p&
11、gt; 據(jù)式9-12 Pd=kA*ρ=1.3*2.2=2.86kw</p><p> 選擇V帶型號 查圖9-9,選A型V帶</p><p> 確定帶輪直徑dd1,dd2 (1)參考圖9-9及表9-4 選取小帶輪直徑dd1=100mm</p><p> (2)驗算帶速 V1=πdd1n1/60*1000=4.92182849(m/s)<
12、;/p><p> (3)從動帶輪直徑 dd2=idd1=2.5*100=250mm</p><p> 查表9-4取dd2=250mm</p><p> 確定中心距 (1)按式9-19初選中心距ao</p><p> 0.7(100+250)≤ao(100+250) 即245≤ao≤700 取ao=500mm<
13、/p><p> (2)按式9-20求帶的計算基準長度Ldo</p><p> Ldo=2ao+π/2(dd1+dd2)+(dd2-dd1)/4ao</p><p><b> =1560mm</b></p><p> (3)查表9-2,取帶的基準長度Ld=1600mm</p><p> 按式9
14、-21計算實際中心距 a=ao+Ld-Lo/2=500+1600-1560/2=520mm</p><p> (4)按式9-22確定中心距調(diào)整范圍</p><p> amax=a+0.03Ld=500+0.03*1600=568mm</p><p> amin=a-0.015Ld=520-0.015*160=496mm</p><p>
15、 驗算小帶輪包角α1≈180°-dd2-dd1/a*57.3°=180°-250-100/520*57.3°≈163.47°>120° 合適</p><p> 確定V帶根數(shù)Z (1)由表9-5查dd1=100mm, n1=800r/min及n1=950r/min時單根A型V帶的額定功率分別為0.83kw和0.95kw,用線性插值法
16、求n1=940r/min時的額定功率值。</p><p> P1=0.83+[(0.95-0.83)/(950-800)](940-800)=0.942kw</p><p> 由表9-6查得△Po=0.11kw</p><p> (2) 由表9-7查得包角修正系數(shù)k=0.96</p><p> (3)由表9-8查得帶長修正系kl=0.
17、99</p><p> (4)計算V帶根數(shù)Z 由式9-24</p><p> Z≥Pa/(p1+△Po) kkl=2.86 Z取3根</p><p> 由表9-1查得m=0.1kg/m</p><p> 由式9-25 Fo=500Pd/VZ[2.5/ k-1]+mV²=146N</p>
18、<p> 計算單根V帶初拉力Fo和對軸的壓力FQ</p><p> 由式9-26 FQ=2Zfosin(α/2)=876N</p><p> 設計I,II兩對齒輪傳動</p><p> 選擇齒輪材料,熱處理方法及精度等級。</p><p> 減速機選閉式傳動,無特殊要求,為制造方便,采用軟齒面鋼制齒輪。查表6-1
19、并考慮HBS1=HBS2+30~50的要求,小齒輪選用45鋼,調(diào)質處理,齒面硬度217-255HBS,大齒輪選用45鋼,正火處理,齒面硬度162-217HBS計算時取HBS1=240,HBS2=200,該減速機為一般傳動裝置,轉速不高,根據(jù)表6-2,初選8級精度</p><p> 按齒面接觸疲勞強度設計</p><p> 載荷系數(shù)k 由于工作平穩(wěn),精度不高,且齒輪為對稱布置,查表6
20、-3取k=1.5(中等沖擊)</p><p> 小齒輪傳遞的轉矩T1 T11=9.55*102.112/376=53642.5Nmm</p><p> T21=9.55*102.04864/107.43=182114Nmm</p><p> 齒數(shù)Z和齒寬系數(shù) 取小齒輪系數(shù)Z11=28 Z21=30</p><p> 取
21、大齒輪系數(shù)Z21=i2Z2=3.5*28=98 Z22=128.91</p><p> 實際傳動比:i23=129/30=4.3</p><p> 誤差△I=i23-i/I=0.069%≤2.5% 合適</p><p> 齒數(shù)比U1=3.5 U2=4.3</p><p> 查表6-6,取Φd=0.9 [δH]=δHlimZnt
22、/sH</p><p> 由圖6-8查得δHlim1=595Mpa δHlim2=555Mpa</p><p> 取SH=1,計算應力循環(huán)次數(shù)(每天工作8小時)每年工作300天,預期使用壽命為20年</p><p> N11=60n1j=60*376*1*8*300*20=1.08288*10 N12=N11/u1=3.0939*10</p>
23、;<p> N21=60n2j=60*107.43*1*18*300*20=3.09394*10 N22=N21/u2=7.195*10</p><p> 由圖6-6查得Zn11=1.0 Zn12=1.06</p><p> Zn21=1.06 Zn22=1.16</p><p> [δ
24、H]11=595*1.0/1=595Mpa [δH]12=555*1.06/1=588.3Mpa</p><p> [δH]21=595*1.06/1=630.7Mpa [δH]22=555*1.6/1=643.8Mpa</p><p> 取小值代入 故取[δH]1=588.3Mpa [δH]2=630.7Mpa</p><p> 標準齒輪
25、 α=20°則Zh==2.49</p><p> 兩對齒輪材料均為鋼,查表6-4 ZE=189.8 (彈性系數(shù))</p><p> 由于是閉式軟齒面齒輪傳動,齒輪承載能力應由齒面接觸疲勞強度決定由式6-11</p><p> d11≥=52.93893654mm</p><p> d21≥=74.91376821m
26、m</p><p> 模數(shù)M1=d11/Z1=49.14415534/28=1.890676305</p><p> M2=d21/Z2=69.543782/30=2.497125607</p><p> 由表5-2取M1=2.0mm 取M2=2.5mm</p><p> 3.主要尺寸計算 d11=M1Z11=2.0*2
27、.8=56mm d22=M1Z12=2.0*98=196mm</p><p> d21=M2Z21=2.5*30=75mm d22=M2Z22=2.5*129=322.5mm</p><p> 齒寬 b1=φd1d11=0.9*56=50.4mm b2=φd1d21=0.9*75=67.5mm</p><p> 取
28、b11=55mm b12=50mm b21=70mm b22=65mm</p><p> |注塑模具|沖壓模具|工藝夾具|減速器|變速器|機械手|機器人|汽修設計|數(shù)控加工編程|數(shù)控改造|數(shù)控機床|液壓設計|機電PLC控制|單片機|專用組合機床|污水處理工程|化工設備類|自動生產(chǎn)線類|三維造型類-UG-PRE-SW|鉆床類|礦用機械|農(nóng)用機械|專用機械|本科精品設計|部分下載|為很快找到自己要的題目
29、,可以通過上面分類選擇,也可以直接聯(lián)系QQ:2648346695題目每天在更新,一定有你要的資料,24小時客服QQ:2648346695,也可點進網(wǎng)站下載到歷屆同學的設計內(nèi)容.www.wanglunlw.com </p><p> []12=12Ynt12/ S=300Mpa</p><p> []21=21Ynt21/ S=314.3Mpa</p><p>
30、 []22=22Ynt22/ S=300Mpa</p><p> 11=(2KT11/bm1Z11) 1111=2*1.2*53642.5/50*2.0*28*2.55*1.61=94.38≤[]11</p><p> 12=11(1212/1112)=94.38*2.18*1.79/2.55*1.61=89.71≤[]12</p><p> 21=(2KT
31、21/bm2Z21) 2121=2*1.2*182114/65*2.5*30*2.52*1.625=146.85≤[]21</p><p> 22=21(2222/2121)=146.85*2.16*1.81/2.52*1.625=140.21≤[]22</p><p> 5.齒輪的圓周速度 V1=πd11n11/60*1000=3.14*56*376/60*1000=1.1m/s
32、</p><p> V2=πd21n21/60*1000=3.14*75*107.43/60*1000=0.442m/s</p><p><b> 6.齒輪結構設計</b></p><p><b> 設計B,C,D三軸</b></p><p> 選擇軸的材料并確定許用應力 (1)選用45鋼
33、正火處理</p><p> ?。?)由表5-2查得強度極限=588Mpa</p><p> 由表5-1查得許用彎曲應力[=54Mpa</p><p> 確定B,C,D軸的直徑dmin (1)按扭轉強度估算軸的直徑dmin</p><p> ?。?)由表5-3取A=110,則</p><p> d=A=19.6
34、mm</p><p> d=A=29.4mm</p><p> d=A=47.3mm</p><p> ?。?)考慮有鍵槽,將直徑增大5%,則</p><p> d=19.6*(1+5%)=20.58mm</p><p> d=47.3*(1+5%)=49.665mm</p><p>
35、 B軸輸入端的直徑和長度應和大帶輪相同,故軸輸入端下徑d=30 mm,L=48 mm;C軸兩端直徑應和軸承相符,選取63型滾動軸承,其軸承孔直徑為35mm和軸配合部分長度為21mm,故軸兩端直徑d=35 mm。D軸輸出端的直徑和長度應和聯(lián)帶輪相符。選取TL9型彈性柱銷聯(lián)軸器,其軸孔直徑為50mm,和軸配合部分長度為84mm,故軸輸出端直徑d=50mm</p><p> C軸的結構設計 (1)軸上零件的定位
36、,固定和裝配</p><p> 二級減速器中,可將齒輪安排在箱體中部,相對兩軸承不對稱分布,小齒輪設計在軸上靠右,大齒輪右面由小齒輪定位,周向靠干鍵和過渡配合固定,兩軸承分別以套筒和軸肩定位,周向則采用過渡配合或過盈配合固定。軸做成階梯形,右軸承從右面裝入,大齒輪,套筒,左軸承依次從左面裝到軸上。</p><p> ?。?)確定軸各段直徑和長度</p><p>
37、 1段直徑d1=35mm L1=21mm (初選6307型滾動軸承,其內(nèi)徑35mm,外徑80 mm,寬度21 mm)</p><p> 2段直徑d2=45mm 小齒輪與軸承有一定距離 L2=10mm</p><p> 3段直徑d3=75mm L3=70mm(小齒輪段)</p><p> 4段直徑d4=55mm L4=60-2=58mm</p&
38、gt;<p> 5段直徑d5=35mm L5=2+20+21=43mm</p><p> ?。?)繪制軸的結構設計草圖</p><p> 由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=181mm</p><p> 按彎扭合成強度(1)繪制軸受力簡圖</p><p> 校核C軸和強度(2)計算軸所受力 Ft1=2T1/d1
39、=2*182114/75=4856.4N</p><p> Fr1=Ft1*tanα=1767.6N</p><p> Ft2=2T1/d2=2*182114/196=1858.3N</p><p> Fr2=Ft2*tanα=676.4N</p><p> ?。?)繪制垂直彎距圖b FRBV=(1767.6*125.5-676.4
40、*60.5)/181=999.5N</p><p> FRAV=(1767.6*55.5-676.4*120.5)/181=91.7N</p><p> 計算彎距 MCV(左)= FRAV*l1=91.7*60.5*0.001=5.55N*m</p><p> MCV(右)=FRAV*l3- Fr1(l3-l2)=5.55N*m</p>&
41、lt;p> MDV(左)=(91.7*125.5+676.4*65)*0.001=55.47N*m</p><p> MDV(右)=999.5*55.5*0.001=55.47 N*m</p><p> MCV=-(MCV(左)-60.5/125.5*MCV(右))=21.19N*m</p><p> MDV= MDV(左)-55.5/120.5*MD
42、V(右)=52.91N*m</p><p> (4) 繪制水平彎距圖C FRBH=(4856.5*125.5-1858.3*60.5)=2746.1N</p><p> 截面D處的當量彎距為 FRAH=(4856.5*55.5-1858.3*120.5)=252.0N</p><p> MCH(左)=FRAH*l1=
43、252.0*60.5*0.001=15.25 N*m</p><p> MCH(右)=(2746.1*120.5-4856.4*65)*0.001=15.24 N*m</p><p> MDH(左)=(252*125.5+1858.3*65)*0.001=152.42 N*m</p><p> MDH(右)=2746.1*55.5*0.001=152.41N*
44、m</p><p> MCH=60.5/125.5*MCH(左)-MCH(右))=58.23N*m</p><p> MDH=MDH(左)-55.5/120.5*MDH(右)=145.39N*m</p><p> ?。?)繪制合成彎距圖d </p><p> ?。?)繪制彎距圖e T=9550*P/n=9550*2.0486
45、4/107.43=182.114N*m</p><p> (7)繪制當量彎距圖f 轉距產(chǎn)生的扭轉剪應力按脈動循環(huán)變化,取α=0.6</p><p> 截面C處的當量彎距為</p><p> 截面D處的當量彎距為</p><p> ?。?)校核危險截面C處的強度強度足夠; 校核危險截面D處的強度強度足夠。</p>&
46、lt;p> B軸的結構設計 (1)軸上零件的定位,固定和裝配</p><p> 二級減速器中,可將齒輪安排在箱體中部,相對兩軸承不對稱分布,齒輪設計在軸上靠左,周向則采用過渡配合或過盈配合固定。軸做成階梯形,左軸承從左面裝入,右軸承和大帶輪依次從右面裝到軸上。</p><p> ?。?)確定軸各段直徑和長度</p><p> 1段直徑d1=30mm
47、 L1=48mm</p><p> 2段直徑d2=35mm(裝有6307型滾動軸承)帶輪與箱體外壁有一定距離而定,為此該段長為70mm, L2=21+70=101mm</p><p> 3段直徑d3=45mm L3=83mm</p><p> 4段直徑d4=56mm L4=22mm</p><p> 5段直徑d5=35mm
48、 (裝有6307型滾動軸承) L5=21mm</p><p> (3)繪制軸的結構設計草圖</p><p> ?。?)由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=181mm</p><p> (5)按彎扭合成強度(1)繪制軸受力簡圖a</p><p> 校核B軸和強度 計算軸所受力 Ft=1915.8N Fr=697.3N
49、</p><p> ?。?)繪制垂直彎距圖b FRBV=(60*697.3)/181=231.1N</p><p> FRAV=(121*697.3)/181=466.2N</p><p> 計算彎距 MCV(右)= =121*231.1*0.001=27.97N*m</p><p> MCV(左)=60*466.2*0.00
50、1=27.97N*m</p><p> (3) 繪制水平彎距圖c FRBv=60*1915.8/181=635N</p><p> FRAv=121*1915.8/181=1280.7N</p><p> (4)繪制合成彎距圖d </p><p> (5)繪制彎距圖e T=9550*P/n=9550*2.112/37
51、6=53.64N*m</p><p> (6)繪制當量彎距圖f 轉距產(chǎn)生的扭轉剪應力按脈動循環(huán)變化,取α=0.6</p><p> (7)校核危險截面C處的強度強度足夠</p><p> D軸的結構設計 (1)軸上零件的定位,固定和裝配</p><p> 二級減速器中,可將齒輪安排在箱體中部,相對兩軸承不對稱分布,齒輪左面
52、由軸肩定位,右面用軸端定位環(huán)軸向定位,周向靠平鍵和過渡配合固定,聯(lián)軸器軸向以靠階梯鍵和過渡配合固定,周向則采用過渡配合或過盈配合固定。軸做成階梯形,左軸承從左面裝入,齒輪,定位環(huán),右軸承和聯(lián)軸器依次從右面裝到軸上。</p><p> ?。?)確定軸各段直徑和長度</p><p> 1段直徑d1=50mm 聯(lián)軸器軸孔長度為80mm L1=80mm</p><
53、p> 2段直徑d2=55mm (裝有6311型滾動軸承 ) 帶輪與箱體外壁有一定距離而定,為此該段長為75mm, L2=2+12+29+75=118mm</p><p> 3段直徑d3=75mm L3=65-2=63mm</p><p> 4段直徑d4=65mm (右端軸肩d3=85mm)L4=83mm</p><p> 5段直徑d5=55m
54、m (裝有6311型滾動軸承) L5=29mm</p><p> (3)繪制軸的結構設計草圖</p><p> ?。?)由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=189mm</p><p> ?。?)按彎扭合成強度(1)繪制軸受力簡圖a</p><p> 校核D軸和強度 計算軸所受力 Ft=4707.2N Fr=1713.
55、3N</p><p> ?。?)繪制垂直彎距圖b FRBV=(59*1713.3)/189=534.8N</p><p> FRAV=(150*1713.3)/189=1178.5N</p><p> 計算彎距 MCV(右)=MCV(左)=1178.5*59*0.001=69.53N*</p><p> (3) 繪制水平彎距圖
56、c FRBv=59*4707.2/189=1469.4N</p><p> FRAv=130*4707.2/189=3227.8N</p><p> (4)繪制合成彎距圖d </p><p> (5)繪制彎距圖e T=9550*P/n=9550*1.987/25=759N*m</p><p> (6)繪制當量彎距圖f
57、 轉距產(chǎn)生的扭轉剪應力按脈動循環(huán)變化,取α=0.6</p><p> (7)校核危險截面C處的強度強度足夠</p><p><b> 減速器設計資料</b></p><p> 鑄鐵減速器箱體主要結構尺寸(齒輪減速器)</p><p> 名稱 符號
58、 取值</p><p> 箱座壁厚 δ 8</p><p> 箱蓋壁厚 δ1 8</p><p> 箱座凸緣壁厚
59、 b 12</p><p> 箱蓋凸緣壁厚 b1 12</p><p> 箱座低凸緣壁厚 b2 20</p><p> 地腳螺釘直徑
60、 df 20</p><p> 地腳螺釘數(shù)目 n 6</p><p> 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 d1 16</p><p>
61、 蓋與座聯(lián)接螺栓直徑 d2 12</p><p> 聯(lián)接螺栓d2的間距 L 160</p><p> 軸承端蓋螺栓直徑 d3 8</p><
62、;p> 視孔蓋螺栓直徑 d4 6</p><p> 定位銷直徑 d 10</p><p> 到外箱壁距離 c1 c1(df)=26 c1(d1)=22
63、c1(d2)=18</p><p> 到凸緣邊壁距離 c2 c2(df)=24 c2(d1)=20 c2(d2)=16</p><p> 軸承旁凸臺半徑 R c2</p><p> 凸臺高度
64、 h 50</p><p> 外箱壁到軸承端面距離 L1 47</p><p> 鑄造過渡尺寸 x,y 3,15或4,20</p><p> 大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離
65、 Δ1 10</p><p> 齒輪端面與內(nèi)箱壁距離 Δ2 8</p><p> 箱座肋厚 m 6.8</p><p> 軸承端蓋外
66、徑 D2 120和170</p><p> 軸承旁聯(lián)接螺栓距離 s s=D2</p><p><b> 起重吊耳和吊鉤</b></p><p><b> d=b</b&
67、gt;</p><p><b> b=20</b></p><p><b> R=24</b></p><p><b> E=16</b></p><p><b> K=34</b></p><p><b> H
68、=14</b></p><p><b> R=8.5</b></p><p><b> B=20</b></p><p> 通氣帽 M36x2</p><p> 桿式油標 M16x1.5</p><p> 型無骨架橡膠油封
69、35*60*12和55*80*12</p><p> 鍵的選擇和強度校核 A型平鍵(45鋼)</p><p> 公稱直徑d 公稱尺寸bxh 軸深t L k</p><p> ф30 8x7 4.0 40
70、3.268</p><p> ф55 16x10 6.0 55 4.585</p><p> ф75 20x12 7.5 65 5.170</p><p> ф55
71、 16x10 6.0 80 4.644</p><p> δp1=(2*53642.5)/(30*3.268*40)=27.36Mpa</p><p> δp2=(2*182114)/(55*4.585*55)=26.26Mpa</p><p> δp3=(2*759034)/(75*5.170*6
72、5)=60.23Mpa</p><p> δp4=(2*759034)/(55*4.644*80)=81.722Mpa</p><p> 查表13-2鍵聯(lián)接的許用擠壓應力〔δp〕 取沖擊載荷〔δp〕=90Mpa</p><p><b> 則四鍵的強度都足夠</b></p><p> 上沖頭主加壓機構設計&
73、lt;/p><p> 該機構選定方案是由曲柄搖桿機構和搖桿串聯(lián)而成的。</p><p> 設OAA=AB=200mm</p><p> 2*OAA(1-sinθ)=0.4 θ=2.56°</p><p> 2*T*9.8*cosθsinθcosα<=9550*p/(nr)cos(β-90)</p><
74、;p> AC=140mm,COB=50mm</p><p><b> α=14.17°</b></p><p><b> β=122.5°</b></p><p> T=15.0086t 當T>=15t時合適。</p><p> 則OA=AB=2
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