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1、第一章概述1.1 設(shè)計(jì)目的21.2 主軸箱的概述 2第2章主傳動(dòng)的設(shè)計(jì)22.1驅(qū)動(dòng)源的選擇 22.2轉(zhuǎn)速圖的擬定 22.3傳動(dòng)軸的估算42.4齒輪模數(shù)的估算 32.5V帶的選擇 4第3章主軸箱展開(kāi)圖的設(shè)計(jì) 73.1各零件結(jié)構(gòu)尺寸的設(shè)計(jì) 7設(shè)計(jì)內(nèi)容和步驟 7有關(guān)零件結(jié)構(gòu)和尺寸的設(shè)計(jì) 7各軸結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì) 9主軸組件的剛度和剛度損失的計(jì)算 10軸承的校核 133.2裝配圖的設(shè)計(jì)的概述 13總結(jié) 19參考文獻(xiàn) 20第一章概述1-1設(shè)計(jì)目的數(shù)控機(jī)床的課程設(shè)計(jì),是在數(shù)控機(jī)床設(shè)計(jì)課程之后進(jìn)行的實(shí)踐性教學(xué)環(huán)節(jié)。其目的在于通過(guò)數(shù)控機(jī)床伺服進(jìn)給系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì),使我們?cè)跀M定進(jìn)給傳動(dòng)及變速等 的結(jié)構(gòu)方案過(guò)程中得到設(shè)計(jì)構(gòu)
2、思、方案分析、結(jié)構(gòu)工藝性、CAD制圖、設(shè)計(jì)計(jì)算、編寫技術(shù)文件、查閱技術(shù)資料等方面的綜合訓(xùn)練,建立正確的設(shè)計(jì)思想,掌 握基本的設(shè)計(jì)方法,培養(yǎng)我們初步的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和計(jì)算能力。1- 2主軸箱的概述主軸箱為數(shù)控機(jī)床的主要傳動(dòng)系統(tǒng)它包括電動(dòng)機(jī)、傳動(dòng)系統(tǒng)和主軸部件它 與普通車床的主軸箱比較,相對(duì)來(lái)說(shuō)比較簡(jiǎn)單只有兩極或三級(jí)齒輪變速系統(tǒng),它主要是用以擴(kuò)大電動(dòng)機(jī)無(wú)級(jí)調(diào)速的范圍,以滿足一定恒功率、和轉(zhuǎn)速的問(wèn)題。第二章2主傳動(dòng)設(shè)計(jì)2- 1驅(qū)動(dòng)源的選擇機(jī)床上常用的無(wú)級(jí)變速機(jī)構(gòu)是直流或交流調(diào)速電動(dòng)機(jī),直流電動(dòng)機(jī)從額定轉(zhuǎn)速nd向上至最高轉(zhuǎn)速nmax是調(diào)節(jié)磁場(chǎng)電流的方法來(lái)調(diào)速的,屬于恒功率, 從額定轉(zhuǎn)速nd向下至最低轉(zhuǎn)速nm
3、in時(shí)調(diào)節(jié)電樞電壓的方法來(lái)調(diào)速的屬于恒轉(zhuǎn) 矩;交流調(diào)速電動(dòng)機(jī)是靠調(diào)節(jié)供電頻率的方法調(diào)速。由于交流調(diào)速電動(dòng)機(jī)的體積小,轉(zhuǎn)動(dòng)慣量小,動(dòng)態(tài)響應(yīng)快,沒(méi)有電刷,能達(dá)到的最高轉(zhuǎn)速比同功率的直流調(diào) 速電動(dòng)機(jī)高,磨損和故障也少,所以在中小功率領(lǐng)域,交流調(diào)速電動(dòng)機(jī)占有較大 的優(yōu)勢(shì),鑒于此,本設(shè)計(jì)選用交流調(diào)速電動(dòng)機(jī)。根據(jù)主軸要求的最高轉(zhuǎn)速 3150r/min,交流主軸電動(dòng)機(jī),最高轉(zhuǎn)速 是5000r/min。2-2轉(zhuǎn)速圖的擬定根據(jù)交流主軸電動(dòng)機(jī)的最高轉(zhuǎn)速和基本轉(zhuǎn)速可以求得交流主軸電動(dòng)機(jī)的恒功率轉(zhuǎn)速范圍 Rdp=nmax/nd=5000/5=5而主軸要求的恒功率轉(zhuǎn)速范圍Rnp=nmax/nd=3150/125=25.
4、2,遠(yuǎn)大于交流主軸電動(dòng)機(jī)所能提供的恒功率轉(zhuǎn)速范圍,所以必須串聯(lián)變速機(jī)構(gòu)的方法來(lái)擴(kuò)大其恒功率轉(zhuǎn)速范涉及變速箱時(shí),考慮到機(jī)床結(jié)構(gòu)的復(fù)雜程度,運(yùn)轉(zhuǎn)的平穩(wěn)性等因素,取變速箱的 公比f(wàn)等于交流主軸電動(dòng)機(jī)的恒功率調(diào)速范圍 Rdp,即=Rdp=2,功率特性圖是 連續(xù)的,無(wú)缺口和無(wú)重合的。變速箱的變速級(jí)數(shù) 變速箱的變速級(jí)數(shù)Z=lg Rn p/lgRdp=lg25/ lg 5=2.0049(3-2)取Z=2確定各齒輪齒副的齒數(shù):取 S=114由 U=2.24 得 Z1 = 35Z1'=79由 U=1.41 得 Z2=47Z2'=67由 U=3.55 得 Z3=26Z3'=88由此擬定主傳
5、動(dòng)系統(tǒng)圖,轉(zhuǎn)速圖以及主軸功率特性圖分別如圖2-1, 2-2, 2-3圖2-1圖2-3圖2-22.3傳動(dòng)軸的估算傳動(dòng)軸除應(yīng)滿足強(qiáng)度要求外,還應(yīng)滿足剛度要求。強(qiáng)度要求保證軸在反復(fù)載 荷和扭轉(zhuǎn)載荷作用下不發(fā)生疲勞破壞。機(jī)床主傳動(dòng)系統(tǒng)精度要求較高,不允許有 較大的變形。因此疲勞強(qiáng)度一般不是主要矛盾。 除了載荷比較大的情況外,可以 不必驗(yàn)算軸的強(qiáng)度。剛度要求軸在載荷下(彎曲,軸向,扭轉(zhuǎn))不致產(chǎn)生過(guò)大的 變形(彎曲,失穩(wěn),轉(zhuǎn)角)。如果剛度不夠,軸上的零件如齒輪,軸承等由于軸 的變形過(guò)大而不能正常工作,或者產(chǎn)生振動(dòng)和噪音,發(fā)熱,過(guò)早磨損而失效。因 此,必須保證傳動(dòng)軸有足夠的剛度。通常,先按扭轉(zhuǎn)剛度軸的直徑,
6、畫出草圖后, 再根據(jù)受力情況,結(jié)構(gòu)布置和有關(guān)尺寸,驗(yàn)算彎曲剛度。計(jì)算轉(zhuǎn)速nj是傳動(dòng)件傳遞全部功率時(shí)的最低轉(zhuǎn)速,各個(gè)傳動(dòng)軸上的計(jì)算轉(zhuǎn)速可以從轉(zhuǎn)速圖上直接得出如表 2-1所示表2-1各軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速軸IIIIII計(jì)算轉(zhuǎn)速1000446125各軸功率和扭矩計(jì)算:已知一級(jí)齒輪傳動(dòng)效率為0.97 (包括軸承),則I 軸:pi= Pd X 0.99=27X 0.99=26.73 KWII 軸p2= p, X 0.97=26.73X 0.97=25.92 KWIII 軸p3= P2 X 0.97=25.92X 0.97=25.15 KWI軸扭矩:426.734人=955 10425.5 104N1000U軸扭
7、矩:T2 =955 104.=55.5 104Nmm446III軸扭矩:4 25 154T3 =955 10192.15 10 N125© 是每米長(zhǎng)度上允許的扭轉(zhuǎn)角(deg/m),可根據(jù)傳動(dòng)軸的要求選取,其選取 的原則如表2-2所示。表2-2許用扭轉(zhuǎn)角選取原則軸主軸一般傳動(dòng)軸較低的軸(deg/m)0.5-11-1.51.5-2最后所確定各軸所允許的扭轉(zhuǎn)角如表2-3所示軸I軸(電機(jī)軸)II軸III軸(deg/m)0.510.5把以上確定的各軸的扭矩,允許扭轉(zhuǎn)角代入估算公式d =1.644 T,可得傳動(dòng)軸的估算直徑:d1 "64倆 T64 “6425 =43.83mm軸承 30
8、209Tt6"644 九644 2譏44555 104 = 44.76mm軸承30209軸承30215因?yàn)橹鬏S為空心軸,材料取 45鋼,所以A0=110d-A03n(:4)103i25(0.54)5.86mm最后取值如下表所示:軸IIIIII估算直徑454570主軸軸徑尺寸的確定:已知車床最大加工直徑為Dmax=400mm,則主軸前軸頸直徑D仁0.25Dmax_ 15=85-115mm 取D, =95后頸直徑 D2=(0.7-0.85)D1=67-81mm取 D 75內(nèi)孔直徑 d=0.1Dmax_ 10=35-55mm取 d =402.4齒輪模數(shù)的估算按接觸疲勞強(qiáng)度和彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算
9、齒輪模數(shù)比較復(fù)雜, 而且有些系數(shù)只有 在齒輪的各參數(shù)都已知方可確定,故只有在裝配草圖畫完后校驗(yàn)用。在畫草圖時(shí) 用經(jīng)驗(yàn)公式估算,根據(jù)估算的結(jié)果然后選用標(biāo)準(zhǔn)齒輪的模數(shù)。齒輪模數(shù)的估算有兩種方法,第一種是按齒輪的彎曲疲勞進(jìn)行估算,第二種 是按齒輪的齒面點(diǎn)蝕進(jìn)行估算,而這兩種方法的前提條件是各個(gè)齒輪的齒數(shù)必須 已知,所以必須先給出各個(gè)齒輪的齒數(shù)。(1) 乙,乙'齒輪彎曲疲勞的計(jì)算齒輪彎曲疲勞估算公式m., -323"735 1 0002.93齒面點(diǎn)蝕的計(jì)算得A 一琢j 3703 ;加111由中心距A及齒數(shù)計(jì)算出模數(shù):2A 2x111 cm j1.94,所以取 m=3乙乙,114(2)
10、 Z2 , Z2'齒輪彎曲疲勞的計(jì)算齒輪彎曲疲勞估算公式m _ 323N 七3 出73 赳。83nj 67 漢 446齒面點(diǎn)蝕的計(jì)算 得 A _ 3703 N =3703 26.73 =144.79 取 A=145 njV 446“尹丁簽細(xì)所以取m=4(3) Z3,Zs齒輪彎曲疲勞的計(jì)算取 m=4.5由于受傳動(dòng)軸軸徑尺寸大小限制,選取齒輪模數(shù)為 m=3 mm,對(duì)比上面的結(jié)果, 可知這樣設(shè)計(jì)的齒輪傳動(dòng),既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度,又滿足了齒根彎曲疲勞 強(qiáng)度,故取同一變速組中的所以齒輪的模數(shù)都為 m=3mm.則各齒輪齒數(shù)和模數(shù)列表如下:齒輪Z1Z1'Z2Z2'Z3Z3'
11、;齒數(shù)357967478925模數(shù)334.54.54.54.5第三章主軸箱展開(kāi)圖的設(shè)計(jì)主軸箱展開(kāi)圖是反映各個(gè)零件的相互關(guān)系,結(jié)構(gòu)形狀以及尺寸的圖紙。因此 設(shè)計(jì)從畫展開(kāi)圖開(kāi)始,確定所有零件的位置,結(jié)構(gòu)和尺寸,并以此為依據(jù)繪制零 件工作圖。3.1各零件結(jié)構(gòu)和尺寸設(shè)計(jì)3.1. 1設(shè)計(jì)內(nèi)容和步驟這一階段的設(shè)計(jì)內(nèi)容是通過(guò)繪圖設(shè)計(jì)軸的結(jié)構(gòu)尺寸及選出軸承的型號(hào),確定軸的支點(diǎn)距離和軸上零件力的作用點(diǎn),計(jì)算軸的強(qiáng)度和軸承的壽命。有關(guān)零件結(jié)構(gòu)和尺寸的確定傳動(dòng)零件,軸,軸承是主軸部件的主要零件,其他零件的結(jié)構(gòu)尺寸是根據(jù)主 要零件的位置和結(jié)構(gòu)而定。1) 傳動(dòng)軸的估算見(jiàn)前一節(jié)2) 齒輪相關(guān)尺寸的計(jì)算1.齒寬的確定齒寬影
12、響齒的強(qiáng)度。輪齒越寬承載能力越高。但如果太寬,由于齒輪的 制造誤差和軸的變形,可能接觸不均,反而容易引起振動(dòng)和噪聲,一般 取齒寬系數(shù)m= (6-10) m.第一套嚙合齒輪:B| 二 mm = (610) 3 = 1830第二套嚙合齒輪:B2 =mm = (6 10) 4.5 = 27 45第三套嚙合齒輪:B3 二::mm = (6 10) 4.5 = 27 45這里取齒寬系數(shù) m=10,貝U齒寬=®mm,各個(gè)齒輪的齒厚確定如表3-1.表3-1各齒輪的齒寬齒輪Z1Z1 'Z2Z2'Z3Z3'齒寬323045474547由計(jì)算公式;齒頂:ddi=(z 2)m(h
13、=1);da2 二億 2h )齒根:d f廣(Zi -2h“-2c )m(c = 0.25)得到下列尺寸表齒輪的直徑?jīng)Q定了各軸之間的尺寸。各主軸部件中各個(gè)齒輪的尺寸計(jì)算如下表3-2表3-2各齒輪的直徑齒輪Z1Z1'Z2Z2'Z3Z3'分度圓直徑(mm)105.00237268188356100齒頂圓直徑(mm)111.00243276196364108.00齒根圓直徑(mr)i97.50229.5025817834690由表3-2可以計(jì)算出各軸之間的距離,現(xiàn)將它們列出如表3-3所示表3-3各軸的中心距軸I-IIII-III距離1752303)確定齒輪的軸向布置為避免同一
14、滑移齒輪變速組內(nèi)的兩對(duì)齒輪同時(shí)嚙合, 兩個(gè)固定齒輪的間距應(yīng)大 于滑移齒輪的寬度。一般留有間隙1-2m m,所以首先設(shè)計(jì)滑移齒輪。II軸上的滑移齒輪的兩個(gè)齒輪輪齒之間必須留有用于齒輪加工的間隙,插齒時(shí),當(dāng)模數(shù)在1-2mm范圍內(nèi)時(shí),間隙必須不小于5mm,當(dāng)模數(shù)在2.5-4mm范圍內(nèi) 時(shí),間隙必須不小于6 mm,且應(yīng)留有足夠的空間滑移,據(jù)此選出三片齒輪間的間隙分別為 d仁17.5mm,d2=15mm.由滑移齒輪的厚度以及滑移齒輪上的間隙可以得出主軸上的兩個(gè)齒輪間的距 離至少是60mm,現(xiàn)取齒輪間的間距為64mm和70mm.4)軸承的選擇及其配置主軸組件的滾動(dòng)軸承既要有承受徑向載荷的徑向軸承,又要有承
15、受兩個(gè)方向 軸向載荷的推力軸承。軸承類型及型號(hào)選用主要根據(jù)主軸的剛度,承載能力,轉(zhuǎn)速,抗振性及結(jié)構(gòu)要求合理的進(jìn)行選定。同樣尺寸的軸承,線接觸的磙子軸承比點(diǎn)接觸的球軸承的剛度要高,但極限 轉(zhuǎn)速要低,多個(gè)軸承的承載能力比單個(gè)軸承的承載能力要大, 不同軸承承受載荷 類型及大小不同。為了提高主軸組件的剛度,通常采用輕型或特輕型系列軸承。通常情況下,中速重載采用雙列圓柱滾子軸承配雙向推力角接觸球軸承,或者成對(duì)圓錐滾子軸承,其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單,但是極限轉(zhuǎn)速較低。高速輕載采用成組角接 觸球軸承,根據(jù)軸向載荷的大小分別選用25度或15度的接觸角。軸向載荷為主 且精度要求不高時(shí),選用推力軸承配深溝球軸承,精度要求較高時(shí)
16、,選用向心推 力軸承。該設(shè)計(jì)的主軸不僅有剛度高的要求, 而且有轉(zhuǎn)速高的要求,所以在選擇主軸 軸承時(shí),剛度和速度這兩方面都要考慮。主軸前軸承采用NN3019K型軸承一個(gè), 后支承采用30215型和51215型軸承各一個(gè)。3.1-3各軸結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)I軸的一端與電動(dòng)機(jī)相連,需要安裝聯(lián)軸器d1 =1.644 T1.644 T11.644 25.5 1043.83mm1. . 0.5取d1=45,聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩 G二心,查表得Ka =1.3Tea 二 Ka= 1.3 25.5 104=331500N mm,查表 17-2,選用 HL3 彈性柱銷聯(lián) 軸器,其公稱轉(zhuǎn)矩為630000N mm。半軸聯(lián)軸器的孔徑
17、d1 =35mm,半聯(lián)軸器長(zhǎng) 度L=82mm.半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度L1 =60mm根據(jù)軸向定位要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度:為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求,i u軸段右端需制出一軸肩,故取IIE段的直徑=42mm;左端用軸端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直 徑D=45mm.半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度 J=60mm,為保證軸端擋圈只壓在半 聯(lián)軸器上而不壓在軸斷面上,所以II長(zhǎng)度應(yīng)比L略短一些,取h=58mm初步選擇滾動(dòng)軸承:因軸承同時(shí)有徑向力和軸向力度作用,選用單列圓錐滾子軸承。將其結(jié)構(gòu)草圖繪制如下圖3 2所示圖3-2I軸其結(jié)構(gòu)完全按標(biāo)準(zhǔn)確定,根據(jù)其周詳?shù)某叽缈蓪⒔Y(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖繪制如圖3-3所示:圖3
18、-3主軸組件的剛度和剛度損失的計(jì)算:最佳跨距的確定:取彈性模量 E=2.1 105 N/mm2,D= (90+65) /2=77.5mm;主軸截面慣距:44(D -'d )64I1.64 10 mm2截面面積;A=3459.9mm2P主軸最大輸出轉(zhuǎn)矩: Mn =95500005.12 105N.mmnMn / 2 002 5N6045 0 /2Fy =0. Fz =1 2180故總切削力為:F - Fz2 F; -2862.17N估算時(shí),暫取L°/a=3,即取270mm前后支承支反力 艮=3816.22N& =954.06N取 ka=1033000N/mmkb =3.
19、 671 N n/mElKa a3-0. 3 3890mm384mm。則 g/a =2.5則 L0=225mm因在上式計(jì)算中,忽略了 ys的影響,故L0 =225mm主軸端部撓度的計(jì)算:已知齒輪最少齒數(shù)為30,模數(shù)為3,則分度圓直徑為則齒輪的圓周力:p = 2T2 /dmax二2911N徑向力:pr =0.5pt =1455.5N則傳動(dòng)力在水平面和垂直面內(nèi)有分力為:水平面:Qh =2735.45N垂直面:Qv =2451.12N去計(jì)算齒輪與前支承的距離為66m m,其與后支承的距離為切削力的計(jì)算:已知車床拖板最大回轉(zhuǎn)直徑Dmax = 400mm則主切削力:Pv = Pc = 1310N徑向切削
20、力:Ph =0.5pc =655N軸向切削力:pr = 0.35pc = 458.5N當(dāng)量切削力的計(jì)算:P= (a=B) /a= 3639對(duì)于車床 B=0.4 Dmax =160mm則水平面內(nèi):徘J819.5N垂直面內(nèi):口 =1273.65N主軸端部的撓度計(jì)算:右詩(shī)暑(13"于壇)2丫” =8.196 10mm,Ypv =5. 737 Pmm傳動(dòng)力的作用下,主軸端位移的計(jì)算公式見(jiàn)下式:式中: 號(hào)表示位移方向上與力反向,b表示齒輪與前支承的距離,c表示Yq甘沁L煜齒輪與后支承的距離,將各值帶入,得YQh 二-4.307 10”Yq -3. 8 6 *0水平面內(nèi):YH =3.889 10
21、 "mm垂直面內(nèi):丫,=1.877 10mm則主軸最大端位移為:Ymax =4.39 10mm已知主軸最大端位移許用值為ly U 0.0002L= 0.09mm則Ymax < '-y 1,符合要求。主軸傾角的驗(yàn)算:在切削力p的作用下主軸前軸承處的傾角為:水平面卄鸚6 10臨垂直面內(nèi):“ 3EI10 rad傳動(dòng)力Q作用下主軸傾角為:水平面內(nèi):pH =-3.867 10“ rad垂直面內(nèi):斗3.465 10rad則主軸前軸承處的角為 對(duì)-=QH = 3.233 10rad垂直面內(nèi):- Rv Jqv =1.435 10 占 rad為ax Qh2 Q; =3.537 lOrad
22、 故符合要求3-1-5軸承的校核:齒輪受切向力Ft-2911N徑向力:Fre =0.5p “455.5N ;切削力 F=1310N,徑向切削力 F= 0.5p = 655N軸向切削力 Fa =0.35p =458.5N,轉(zhuǎn)速 n=4000r/min d=90mm垂直面內(nèi)的受力分析:Fr 1v66 =213.47 N450Fr2v =Fre 384 =1242.03N450水平面內(nèi)的受力分析:Fr1h& 90% 384 .2615.05N450F r2h540 譏 66 =359n故合力:Fr1 =2623.7NFr2 =1292.89N求兩軸承的軸向力:對(duì)70000AC型軸承Fd =e
23、FrFd1 = eF = 0.68 Fr1 =1778.23NFd2 =eFr2 =0.68 Fr2 = 879.2NFai =Fa Fd2 =1337.7NFa2二 Fd2 二 879.2NFai1337.7c01080.012Fa2C2879.246.2= 0.019兩次計(jì)算的差值不大,因此,確定e = e2 = 0.68 ,當(dāng)量動(dòng)載荷:善空°. 5 09©Fr1 2 62 3. 7Fa1Fr2879.21292.89對(duì)兩軸承取X=1,Y=0 ;X=1, Y=0;由載荷性質(zhì),輕載有沖擊故取fp =1.5當(dāng)量載荷:二 fp(X1Fr1)=1.5 2623.7 =3935.6NP2 二 fP(X2Fr2) =1.5 1292.89 = 1939.3N。因?yàn)镻1P2所以可知其壽命Lh = 10 ( C),143346h60n p1軸承也符合剛度要求。3-2裝配圖的設(shè)計(jì)根據(jù)主軸展開(kāi)圖第一階段的設(shè)計(jì),已將主軸部件的各個(gè)部分的零件確定下來(lái),展開(kāi)圖在設(shè)計(jì)中附總結(jié)經(jīng)過(guò)為期兩周的不懈努力,我們順利完成了對(duì)數(shù)控車床縱向進(jìn)給系統(tǒng)的設(shè) 計(jì)。在這兩周內(nèi),我們本著“以我所學(xué),為我所用,提高自
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