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文檔簡介

1、機械設計課程設計裝訂線計算說明書設計題目:帶式輸送機的傳動裝置設計(第 1組)工程學院 機制1133班設計者 指導教師 廣東海洋大學目錄一傳動裝置總體設計方案3二電動機的選擇4三.確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比5四計算傳動裝置的運動和動力參數6五.帶傳動設計與校核7六.齒輪設計9V帶、齒輪各設計參數附表16七.傳動軸和傳動軸承的設計17(一)、高速軸及軸承設計與校驗17(二)、中速軸及軸承設計與校驗20(三)、低速軸及軸承的設計與校驗24八鍵的設計和計算27九箱體結構的設計28十減速器的潤滑與密封31十一、.聯(lián)軸器設計33十二、設計小結33十三、 參考資料:34 一、設計題目: 帶式輸送機

2、的傳動裝置設計二、原始數據 分組輸帶工作拉力(kN)運輸帶工作速度(m/s)卷筒直徑(mm)13.52.0350 三、已知條件: 1輸送帶工作拉力F= kN; 2輸送帶工作速度v= ms(允許輸送帶速度誤差為±5); 3滾筒直徑D= mm; 4滾筒效率096(包括滾筒與軸承的效率損失); 5工作情況 兩班制,連續(xù)單向運轉,載荷較平穩(wěn); 6使用折舊期 8年;四年一次大修。280天/年。 7工作環(huán)境 室內,灰塵較大,環(huán)境最高溫度35°C; 8動力來源 電力,三相交流,電壓380220V9制造條件及生產批量 一般機械廠制造,小批量生產。一傳動裝置總體設計方案1. 組成:傳動裝置由

3、電機、減速器、工作機組成。2. 特點:齒輪相對于軸承不對稱分布,故沿軸向載荷分布不均勻,要求軸有較大的剛度。3. 確定傳動方案:考慮到電機轉速高,傳動功率大,將V帶設置在高速級。 其傳動方案如下:圖一:(傳動裝置總體設計圖)初步確定傳動系統(tǒng)總體方案如:傳動裝置總體設計圖所示。選擇V帶傳動和二級圓柱斜齒輪減速器(展開式)。傳動裝置的總效率0.96×××0.99×0.960.808;為V帶的效率,為軸承的效率,為齒輪的效率,為聯(lián)軸器的效率,為滾筒的效率二電動機的選擇計算項目及說明結果電動機所需工作功率為:考慮安全系數k=1.2,算得10.39,執(zhí)行機構的轉速

4、為n=109.13r/min,經查表按推薦的傳動比合理范圍,V帶傳動的傳動比i24,二級圓柱斜齒輪減速器傳動比i840,則總傳動比合理范圍為i16160,電動機轉速的可選范圍為ni×n(16160)×109.131746.1617461.57r/min。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比,選定型號為Y160M12的三相異步電動機電機參數表: 工作功率Pd=8.66kw轉速=109.13r/min三.確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比計算項目及說明結果(1) 總傳動比由選定的電動機滿載轉速n和工作機主動軸轉速n,可得傳動裝置總傳動比為

5、n/n3000/109.1326.85(2) 分配傳動裝置傳動比×式中分別為帶傳動和減速器的傳動比。為使V帶傳動外廓尺寸不致過大,初步取2.8,則減速器傳動比為26.85/2.89.59根據各原則,查圖得高速級傳動比為3.53,則2.73減速器傳動比i=9.95高速級傳動比i1=3.53四計算傳動裝置的運動和動力參數計算項目及說明結果(1)各軸轉速n(r/min)  3000/2.81046.43r/min  1046.43/3.53296.39r/min   / 296.39/2.73=109.13 r

6、/min=109.13 r/min(2)各軸輸入功率P(kw)×11×0.9610.56kW  ×2×10.56×0.98×0.9710.03kW  ×2×10.03×0.98×0.979.54kW×2×4=2.77×0.98×0.999.26kW各軸輸入轉矩T(N*m)9550P1/n1 =9550*10.56/1046.43=96.37 N·m9550P2/n2=9005*10.04/296.39=32

7、3.44 N·m9550P3/n3=9550*9.54/109.13=835.02 N·m=9550P4/n4=9550*9.26/109.13=810.14 N·m運動和動力參數結果如下表 五.帶傳動設計與校核計算項目及說明結果1、確定v帶型號根查Pca和nm圖8-11選用A型。2、帶輪基準直徑dd1、dd2由表8-7和8-9,得小帶輪基準直徑dd1=100mm,且V帶帶型為A;得 dd2=i0dd1=280mm;3、 驗算帶速 驗算得v在5-25m/s內。4、 中心距a和帶的基準長度Ld 由式8-15a得,得;取 由式8-22計算所需的基準長度由表8-2選帶的

8、基準長度Ld=2050mm。按式8-23計算實際中心距a。5 、小帶輪包角16 、帶的根數Z; 單根V帶的額定功率Pr:由表8-4得P0=2.05kw由表8-5查的P0=0.34kw;查表8-6得K=0.93;查表8-2得KL=1.04;于是:V帶的根數Z為:, 取6根7、單根v帶初拉力由表8-3得A型帶的單位長度質量q=0.105kg/m,所以單根v帶的初拉力的最小值(F0)min為:應使帶的實際初拉力F0>(F0)min。8、軸壓力Fp;軸壓力的最小值為dd1=100mmdd2=280mm帶速v=15.34m/s中心距a0=700mmV=15.34m/s實際中心距a約721mm小帶輪

9、包角1約165.69V帶根數6根單根v帶的初拉力的最小值F0=145.76N壓軸力最小值=1735.46N六.齒輪設計計算項目及說明結果高速級齒輪傳動的設計計算1、齒輪材料,熱處理及精度考慮此減速器的功率及現場安裝的限制,故大小齒輪都選用軟面漸開線斜齒輪(1)齒輪材料及熱處理  材料:高速級小齒輪選用鋼調質,齒面硬度為小齒輪 280HBS , 取小齒齒數高速級大齒輪選用鋼正火,齒面硬度為大齒輪 240HBS Z2=×Z1=353×24=84.73 , 取Z2=4 齒輪精度參考表10-6,選用7級精度。、初步設計齒輪傳動的主要尺寸按齒面接觸疲勞強度設計確定各參數的值

10、:選=1.3查圖10-20 選取區(qū)域系數 Z=2.46 查表10-20,選取材料彈性影響系數ZE=189.8Mpa由表10-9,計算接觸疲勞強度用重合度系數Z=0.681由表10-7得: =1由圖10-25d取得接觸疲勞極限HLim1=580MpaHLim2=560Mpa由公式10-13計算應力值環(huán)數N=60nj =60×1046×1×(2×8×300×8)=2.25×10hN= =6.37×10h 查10-23圖得:K=0.86 K=0.9齒輪的疲勞強度極限取失效概率為1%,安全系數S=1,應用公式10-14得:

11、=0.93×550=498.8 =0.96×450=504 許用接觸應力 取較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力3、設計計算小齒輪的分度圓直徑d=計算圓周速度算齒寬b和模數計算齒寬b b=50.27mm計算摸數m 初選螺旋角=14=計算齒寬與高之比齒高h=2.25 =2.25×1.29=2.91 = =10.99計算縱向重合度=0.318=1.903計算載荷系數K使用系數=1根據,7級精度, 查表10-8得動載系數K=1.12,查表10-3得齒間載荷分配系數KHa=1.2查表10-4得K的計算公式:K= +0.23×10×b =1.12+0.1

12、8(1+0.61) ×1+0.23×10×49.53=1.42查表10-3 得: K=1.2故載荷系數:KK K K K =1×1.12×1.2×1.42=1.91按實際載荷系數校正所算得的分度圓直徑d=d=50.27×=57.13計算模數=4、齒根彎曲疲勞強度設計由彎曲強度的設計公式確定公式內各計算數值小齒輪傳遞的轉矩96.37kN·m   確定齒數z因為是軟齒面,故取z24,zi z3.53×2484  試選載荷系數K=1.3 初選齒寬系數  

13、; 按對稱布置,由表查得1初選螺旋角  初定螺旋角 14載荷系數KKK K K K=1×1.05×1.2×1.341.69 查取齒形系數Y和應力校正系數Y查表10-5得:齒形系數Y2.26 Y2.21  應力校正系數Y1.6 Y1.8  彎曲疲勞強度重合度系數Y=0.68 螺旋角系數Y 軸向重合度 1.68,Y10.778 計算大小齒輪的 =500Mpa =380Mpa 查表10-22得彎曲疲勞壽命系數:K=0.86 K=0.93 取彎曲疲勞安全系數 S=1.4= 大齒輪的數值大.選用.設計計算

14、計算模數對比計算結果,由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數,按GB/T1357-1987圓整為標準模數,取m=2mm但為了同時滿足接觸疲勞強度,需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d=57.13來計算應有的齒數.于是由:z=27.71 取z=28那么z=3.53×28=99 幾何尺寸計算計算中心距 a=129.86將中心距圓整為129按圓整后的中心距修正螺旋角=arccos因值改變不多,故參數,等不必修正.計算大.小齒輪的分度圓直徑d=56.88d=201.12計算齒輪寬度B=圓整的 低速級齒輪傳動的設計計算 材料:低速級小齒輪選用鋼調質,齒面硬度為小

15、齒輪 280HBS 取小齒齒數=28速級大齒輪選用鋼正火,齒面硬度為大齒輪 240HBS z=3×28=75 齒輪精度按GB/T100951998,選擇7級。計算過程略低速齒輪詳細參數: 小齒輪Z1=24Z2=84圓周速度V=2.75m/s 齒輪b=50.27mm=2.30齒根h=2.91mm分度圓直徑d1=57.13mm模數=2.31小齒輪分度圓d1=56.88mm大齒輪分度圓d2=201.12mmm=2mm中心距a=129.86mm=20=10.10Z=28Z=99分度圓d=56.88mmd=201.12mm mmmmV帶、齒輪各設計參數附表計算項目及說明結果1.各傳動比V帶高速

16、級齒輪低速級齒輪2.83.532.71 2. 各軸轉速n n(r/min) n (r/min)n (r/min)n(r/min)1046.43296.39109.13109.133. 各軸輸入功率 PP(kw)P(kw)P(kw)P (kw)10.56 10.039.549.264. 各軸輸入轉矩 TT(kN·m)T (kN·m)T(kN·m)T(kN·m)96.37323.44835.03810.14 5. 帶輪主要參數小輪直徑(mm)大輪直徑(mm)中心距a(mm)基準長度(mm)帶的根數z10028072020506 

17、七.傳動軸和傳動軸承的設計(一)、高速軸及軸承設計與校驗計算項目及說明結果、求輸出軸上的功率P1,轉速n1,轉矩T1n1=1046m/s P1=10.56KwT1=96Nm、求作用在齒輪上的力已知高速級小齒輪的分度圓直徑為 =56.67 由公式 Ft=,Fr=Ft,Fa= Ft得Ft1=3401 N Fr1=1252 N Fa1=524N 、初步確定軸的最小直徑初步估算軸的最小直徑,選取軸的材料為45鋼,調質處理,根據課本取考慮到有一個鍵槽,直徑增大6%,故=26mm、根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度為了滿足帶輪的要求的軸向定位要求,A-B軸段右端需要制出一軸肩,故取B- C的直徑;右

18、端用軸端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直徑帶輪與為了保證軸端擋圈只壓在帶輪上而不壓在軸端上, 故A-B的長度應比略短一些,現取初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用,故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據,由軸承產品目錄中初步選取0基本游隙組標準精度級的單列圓錐滾子軸承32007。.dDT軸承代號356218415432007 (5)、求軸上的載荷 首先根據結構圖作出軸的計算簡圖, 確定頂軸承的支點位置時,(高速軸)由,FNH1+FNH2+Ft1=0,FNH1L1+Ft1 (L1+L2)+FNH2 (L1+L2+L3)=0得,最大彎矩,MH=477840Nmm由,-Fp+FNV1

19、+FNV2+Fr1=0,FNV1L1+Fr1 (L1+L2)-Ma1+FNV2 (L1+L2+L3)=0得, MV=379940Nmm (5)、按彎曲扭轉合成應力校核軸的強度根據= 軸的計算應力,Mpa;M軸所受的彎矩,Nmm;T軸所受的扭矩,Nmm;W軸的抗彎截面系數,mm2,計算公式見表15-4;-1對稱循環(huán)變應力時軸的許用彎矩應力,Mpa,其值按表15-1選用,=60MPa,=1 由于 , 此軸合理安全。(6)、軸承的校核軸上的單列圓錐滾子軸承32007壽命計算 預期壽命:Lh=282808=35840h=載荷:FN1=FNV12+FNH12=2153N FN2=FNV22+FNH22=

20、3052N´已知:n=1046r/min,C=43200N,=10/3,P=3052N´公式:Lh=10660n(CP)=109306h= Lh 故 高速軸上的軸承32007在有效期限內安全。d1=56.67mm(二)、中速軸及軸承設計與校驗、求輸出軸上的功率P2,轉速n2,轉矩T2n2= 296m/s P2=10.03KwT2= 323.45Nm、求作用在齒輪上的力已知中速級小齒輪的分度圓直徑為 = 86 由公式 Ft=,Fr=Ft,Fa= Ft得Ft2= 7544 N Fr2= 2778 N Fa2= 1163N 、初步確定軸的最小直徑初步估算軸的最小直徑,選取軸的材料

21、為45鋼,調質處理,根據課本取故,取=37mm、根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度為了滿足軸承的要求的軸向定位要求,A-B軸段右端需要套上一個軸套定位,B-段為了安裝齒輪,取B- C的直徑;右端制軸肩定位,故。D-E段為了裝齒輪,故長度取59 , 。初步選擇滾動軸承.因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用,故選用單列圓錐滾子軸承.參照工作要求并根據,由軸承產品目錄中初步選取0基本游隙組標準精度級的單列圓錐滾子軸承32009型.dDT軸承代號4 57520516932009 (5)、求軸上的載荷 首先根據結構圖作出軸的計算簡圖, 確定頂軸承的支點位置時,(中速軸)由,FNH2+FNH2-Ft2

22、-Ft3=0,Ft3L1+Ft2 (L1+L2)+FNH2 (L1+L2+L3)=0得,最大彎矩,MH=-920065Nmm由,-Fr2+FNV1+FNV2+Fr3=0,Fr3L1-Ma3+Fr2 (L1+L2)+Ma2+FNV2 (L1+L2+L3)=0得, MV=-16721Nmm (5)、按彎曲扭轉合成應力校核軸的強度根據=軸的計算應力,Mpa;M軸所受的彎矩,Nmm;T軸所受的扭矩,Nmm;W軸的抗彎截面系數,mm2,計算公式見表15-4;-1對稱循環(huán)變應力時軸的許用彎矩應力,Mpa,其值按表15-1選用,=60MPa,=1由于 , 此軸合理安全。(6)、軸承的校核軸上的單列圓錐滾子軸

23、承32009壽命計算 預期壽命:Lh=282808=35840h=載荷:FN1=FNV12+FNH12=6206NFN2=FNV22+FNH22=5040N´已知:n=296r/min,C=58500N,=10/3,P=8387N´公式:Lh=10660n(CP)=36507h= Lh 故 中速軸上的軸承32009在有效期限內安全。(三)、低速軸及軸承的設計與校驗計算項目及說明結果、求輸出軸上的功率P3,轉速n3,轉矩T3n3= 109m/s P3=9.54Kw T3=835.03Nm、求作用在齒輪上的力已知中速級小齒輪的分度圓直徑為 = 232由公式 Ft=,Fr=Ft,

24、Fa= Ft得Ft3=7544 N Fr3= 2778N Fa3=1163N 、初步確定軸的最小直徑初步估算軸的最小直徑,選取軸的材料為45鋼,調質處理,根據課本取考慮到有一個鍵槽,直徑增大6%故,取=53mm 同時考慮到聯(lián)軸器的連接直徑,先選定聯(lián)軸器,根據機器運行情況,故選擇彈性套柱銷聯(lián)軸器LT9(GB/T4323-2002).聯(lián)軸器內徑55mm,長度112mm。、根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 為了滿足半聯(lián)軸器的要求的軸向定位要求,F-G軸段右端需要用軸端擋圈定位,取F- G的直徑;按軸端直徑取擋圈直徑半聯(lián)軸器與為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸端上, 故F-G的長度應比

25、略短一些,現取 初步選擇滾動軸承.因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用,故選用單列圓錐滾子軸承.參照工作要求并根據,由軸承產品目錄中初步選取0基本游隙組標準精度級的單列圓錐滾子軸承32912 X2型.DT軸承代號608517667932912 X2 (5)、求軸上的載荷 首先根據結構圖作出軸的計算簡圖, 確定頂軸承的支點位置時,(低速軸)由,FNH1+FNH2+Ft4 =0,Ft4L1+FNH2 (L1+L2) =0得,最大彎矩,MH=420522Nmm由,Fr4+FNV1+FNV2 =0,-Fr4L1+Ma4+Fr2 (L1+L2) =0得, MV=-24943Nmm (5)、按彎曲扭轉合成應

26、力校核軸的強度根據=軸的計算應力,Mpa;M軸所受的彎矩,Nmm;T軸所受的扭矩,Nmm; W軸的抗彎截面系數,mm2,計算公式見表15-4;-1對稱循環(huán)變應力時軸的許用彎矩應力,Mpa,其值按表15-1選用,=60MPa,=1由于 , 此軸合理安全。(6)、軸承的校核軸上的單列圓錐滾子軸承32912 X2壽命計算 預期壽命:Lh=2x8x280x8=35840h=載荷:FN1=FNV12+FNH12=6206NFN2=FNV22+FNH22=5040N´已知:n=109r/min,C=34500N,=10/3,P=5721N´公式:Lh=10660n(CP)=61035h

27、= Lh 故 低速軸上的軸承32912 X2在有效期限內安全。八鍵的設計和計算計算項目及說明結果選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸一般8級以上精度的尺寸的齒輪有定心精度要求,應用平鍵.根據 高速軸帶輪段d1=26mm;中速軸低速齒輪段d2=48mm; 中速軸高速齒輪段d3=56mm;低速軸低速齒輪段d4=63mm; 低速軸聯(lián)軸器段d5=55mm查機械工程師設計手冊電子版,取 鍵寬 b=8 h=7 =45 b=14 h=9 =50b=16 h=10 =50b=18 h=11 =50b=16 h=10 =50和鍵聯(lián)接的強度查機械工程師設計手冊電子版,得 =110MP工作長度 45-8=3763-14=4950

28、-16=3480-18=6290-16=74與輪轂鍵槽的接觸高度 由K=0.4h,得K=2.8 K=3.6 K=4.0K=4.4 K=4.0 由式 ,得 91.29Mpa 76.40Mpa 84.94Mpa 97.17Mpa 99.53Mpa 都合適取鍵標記為: 鍵1:8×7 C GB/T1095-2003鍵2:14×9A GB/T1095-2003鍵3:16×10A GB/T1095-2003鍵4:18×11A GB/T1095-2003鍵5:16×10A GB/T1095-2003九箱體結構的設計計算項目及說明結果箱體的結構尺寸見裝配圖減速

29、器的箱體采用鑄造(HT200)制成,采用剖分式結構為了保證齒輪配合質量。1. 機體有足夠的剛度在機體為加肋,外輪廓為長方形,增強了軸承座剛度2. 考慮到機體內零件的潤滑,密封散熱。因低速級大齒輪線速度大于2m/s,故采用飛濺潤滑潤油。3. 機體結構有良好的工藝性.鑄件壁厚為10,圓角半徑為R=10。機體外型簡單,拔模方便.4. 對附件設計 A 視孔蓋和窺視孔在機蓋頂部開有窺視孔,能看到傳動零件齒合區(qū)的位置,并有足夠的空間,以便于能伸入進行操作,窺視孔有蓋板,機體上開窺視孔與凸緣一塊,有便于機械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強密封,蓋板用鑄鐵制成,用M6緊固B 油螺塞:放油孔位于油池最底處,并安

30、排在減速器不與其他部件靠近的一側,以便放油,放油孔用螺塞堵住,因此油孔處的機體外壁應凸起一塊,由機械加工成螺塞頭部的支承面,并加封油圈加以密封。C 油標:采用M12圓形壓配式油標安裝位置見裝配圖D 通氣孔:由于減速器運轉時,機體內溫度升高,氣壓增大,為便于排氣,在機蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器,以便達到體內為壓力平衡.E 定位銷:為保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度,在機體聯(lián)結凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷,以提高定位精度.F 吊耳:起吊箱蓋。減速器機體結構尺寸如下:名稱符號計算公式結果箱座壁厚10箱蓋壁厚8箱蓋凸緣厚度12箱座凸緣厚度15箱座底凸緣厚度25地腳螺釘直徑M16地腳螺釘數

31、目查手冊6軸承旁聯(lián)接螺栓直徑M12機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑=(0.50.6)M12軸承端蓋螺釘直徑=(0.40.5)8視孔蓋螺釘直徑=(0.30.4)6定位銷直徑=(0.70.8)8外箱壁至軸承座端面距離=+(58)50大齒輪頂圓與內機壁距離>1.215齒輪端面與內機壁距離>10機蓋,機座肋厚9 8.5軸承端蓋外徑+(55.5)100軸承旁聯(lián)結螺栓距離99十減速器的潤滑與密封計算項目及說明結果為了減輕機械傳動零件、軸承等的磨損,降低摩擦阻力和能源消耗,提高傳動效率,延長零件使用壽命,保證設備正常運轉,減速器必須要有良好的潤滑,同時潤滑還可起到冷卻、散熱、吸振、防銹、降低噪聲等作用1齒輪潤滑潤滑方式: 浸油潤滑減速器低速級齒輪圓周速度12m/s,因此采用油池浸油潤滑。潤滑劑的選擇:齒輪傳動所用潤滑油的粘度根據傳動的工作條件、圓周速度或滑動速度、溫度等按來選擇。為了保證齒輪嚙合處的充分潤滑,并避免攪油損耗過大,減速器內的傳動件浸入箱體油池中的深度不宜過深。2 滾動軸承的潤滑滾動軸承可采用潤滑

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