原创(独家原创)CA6140车床主轴箱的设计(全套CAD图纸完整版)

2020-05-20 09:36:07

《全套设计_CA6140车床主轴箱的设计.rar》由会员分享,可免费在线阅读全文,更多与《(独家原创)CA6140车床主轴箱的设计(全套CAD图纸完整版)》相关文档资源请在帮帮文库(www.cantaportugal.com)数亿文档库存里搜索。

1、处理 N= =211.39kw B=26mm u=1 = ≤[ ]=1250MP故此齿轮合格 验算502152.5的齿轮:502152.5齿轮采用调质热处理 N= =5.1kw B=10mm u=4 = ≤[ ]=1250MP故此齿轮合格5.5.2传动轴的验算对于传动轴,除重载轴外,一般无须进行强度校核,只进行刚度验算。 nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;轴的抗弯断面惯性矩( ) 花键轴 = 式中 d—花键轴的小径(mm)i—花轴的大径(mm)b、N—花键轴键宽,键数传动轴上弯曲载荷的计算,一般由危险断面上的最大扭矩求得: = 式中 N—该轴传递的最大功率(kw) —该轴的计算转速(rmin)。 nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;传动轴上的弯矩载荷有输入扭矩齿轮和输出扭矩齿轮的圆周力、径向力,齿轮的圆周力 : 式中 D—齿轮节圆直径(mm),D=mZ。 nbs;nbs;nbs;nbs;nbs。s;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;对硬齿面、软齿芯渗碳淬火的齿轮,一定要验算齿根弯曲应力。 nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs; 接触应力的验算公式为 (MPa)≤[ ](31)弯曲应力的验算公式为 (32)式中 N齿轮传递功率(KW),N= 电动机额定功率(KW) 从电动机到所计算的齿轮的机械效率 齿轮计算转速(rmin) m初算的齿轮模数(mm) B齿宽(mm) Z小齿轮齿数 u大齿轮与小齿轮齿数之比,u≥1,“+”号用于外啮合,“”号用于内啮合 寿命系数: 工作期限系数: T齿轮在机床工作期限( )内的总工作时间(h),对于中型机床的齿轮取 =15000~20000h,同一变速组内的齿轮总工作时间可近似地认为T= P,P为变速组的传动副数 齿轮的最低转速(rmin) 基准循环次数查表31(以下均参见《机床设计指导》) m—疲劳曲线指数,查表31 —速度。

2、 C—滚动轴承的额定负载(N),根据《轴承手册》或《机床设计手册》查取,单位用(kgf)应换算成(N) —速度系数, 为滚动轴承的计算转速(rmm) —寿命系数, —寿命系数,对球轴承 =3,对滚子轴承 = 工作情况系数,对轻度冲击和振动的机床(车床、铣床、钻床、磨床等多数机床), —功率利用系数,查表3—3 —速度转化系数,查表3—2 —齿轮轮换工作系数,查《机床设计手册》P—当量动载荷,按《机床设计手册》。 nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs; 故轴承校核合格 5.5. 传动系统的Ⅴ轴及轴上零件设计5.5.1齿轮的验算 验算齿轮强度,应选择相同模数承受载荷最大的齿数最小的齿轮,进行接触应力和弯曲应力验算。 nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;一般对高速传动的齿轮验算齿面接触应力,对低速传动的齿轮验算齿根弯曲应力。 n。=0.7~0.8 故此花键轴校核合格 5.4.3轴组件的刚度验算两支撑主轴组件的合理跨距 主轴组件的跨距对其刚度的影响很大,在绘制主轴组件的结构草图后,可以对合理跨距L。 nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;进行计算,以便修改草图,当跨距远大于L。 nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;时,应考虑采用三支撑结构。 nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;《机床设计》的教科书中的主轴组件柔度方程系在主轴端部C点家在时主轴和轴承两相柔度的迭加,其极值方程为: 式中 L。 nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;—合理跨距 C —主轴悬伸梁 ﹑ —后﹑前支撑轴承刚度 该一元三次方程求解可得为一实根: 机床传动轴用滚动轴承,主要是因疲劳破坏而失效,故应进行疲劳验算。 nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;其额定寿命 的计算公式为:。

3、 nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;—合理跨距 C —主轴悬伸梁 ﹑ —后﹑前支撑轴承刚度 该一元三次方程求解可得为一实根: 机床传动轴用滚动轴承,主要是因疲劳破坏而失效,故应进行疲劳验算。 nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;其额定寿命 的计算公式为: C—滚动轴承的额定负载(N),根据《轴承手册》或《机床设计手册》查取,单位用(kgf)应换算成(N) —速度系数, 为滚动轴承的计算转速(rmm) —寿命系数, —寿命系数,对球轴承 =3,对滚子轴承 = 工作情况系数,对轻度冲击和振动的机床(车床、铣床、钻床、磨床等多数机床), —功率利用系数,查表3—3 —速度转化系数,查表3—2 —齿轮轮换工作系数,查《机床设计手册》P—当量动载荷,按《机床设计手册》。 nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nb。处理 N= =211.39kw B=26mm u=1 = ≤[ ]=1250MP故此齿轮合格 验算502152.5的齿轮:502152.5齿轮采用调质热处理 N= =5.1kw B=10mm u=4 = ≤[ ]=1250MP故此齿轮合格5.5.2传动轴的验算对于传动轴,除重载轴外,一般无须进行强度校核,只进行刚度验算。 nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;轴的抗弯断面惯性矩( ) 花键轴 = 式中 d—花键轴的小径(mm)i—花轴的大径(mm)b、N—花键轴键宽,键数传动轴上弯曲载荷的计算,一般由危险断面上的最大扭矩求得: = 式中 N—该轴传递的最大功率(kw) —该轴的计算转速(rmin)。 nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;传动轴上的弯矩载荷有输入扭矩齿轮和输出扭矩齿轮的圆周力、径向力,齿轮的圆周力 : 式中 D—齿轮节圆直径(mm),D=mZ。 nbs;nbs;nbs;nbs;nbs。

4、等冲击的主运动,取 =1.2~1.6 —动载荷系数,查表36 —齿向载荷分布系数,查表39Y—标准齿轮齿形系数,查表38[ ]—许用接触应力(MPa),查表39[ ]—许用弯曲应力(MPa),查表39。 nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;如果验算结果 或 不合格时,可以改变初算时选定的材料或热处理方法,如仍不满足时,就得采取调整齿宽或重新选择齿数及模数等措施。 nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;Ⅸ轴上的直齿齿轮采用整淬的方式进行热处理传至Ⅸ轴时的最大转速为: N= =5.42kw 齿轮的模数与齿数为332152,且齿宽为B=20mmu=1.05 = ≤[ ]=1250MP故齿轮符合标准验算582152的齿轮:582152齿轮采用整淬 N= =5.1kw B=20mm u=1 = ≤[ ]=1250MP故此齿轮合格 5.4.2传动轴的验算对于传动轴,除重载轴外,一般无须进行强度校核,只进行。 C—滚动轴承的额定负载(N),根据《轴承手册》或《机床设计手册》查取,单位用(kgf)应换算成(N) —速度系数, 为滚动轴承的计算转速(rmm) —寿命系数, —寿命系数,对球轴承 =3,对滚子轴承 = 工作情况系数,对轻度冲击和振动的机床(车床、铣床、钻床、磨床等多数机床), —功率利用系数,查表3—3 —速度转化系数,查表3—2 —齿轮轮换工作系数,查《机床设计手册》P—当量动载荷,按《机床设计手册》。 nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs; 故轴承校核合格 5.5. 传动系统的Ⅴ轴及轴上零件设计5.5.1齿轮的验算 验算齿轮强度,应选择相同模数承受载荷最大的齿数最小的齿轮,进行接触应力和弯曲应力验算。 nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;一般对高速传动的齿轮验算齿面接触应力,对低速传动的齿轮验算齿根弯曲应力。 n。

5、转化系数,查表32 —功率利用系数,查表33 —材料强化系数,查表34 —的极限值 , 见表35,当 ≥ 时,则取 = 当 < 时,取 = —工作情况系数,中等冲击的主运动,取 =1.2~1.6 —动载荷系数,查表36 —齿向载荷分布系数,查表39Y—标准齿轮齿形系数,查表38[ ]—许用接触应力(MPa),查表39[ ]—许用弯曲应力(MPa),查表39。 nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;如果验算结果 或 不合格时,可以改变初算时选定的材料或热处理方法,如仍不满足时,就得采取调整齿宽或重新选择齿数及模数等措施。 nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;轴上的斜齿轮采用调质处理的方式进行热处理传至五轴时的最大转速为: N= =5.42kw 斜齿轮为262154,且齿宽为B=35mmu=1.05 = ≤[ ]=1560MP故斜齿轮符合标准 验算802152.5的齿轮:802152.5齿轮采用调质热。刚度验算。 nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;轴的抗弯断面惯性矩( )花键轴 = 式中 d—花键轴的小径(mm)D—花轴的大径(mm)b、N—花键轴键宽,键数传动轴上弯曲载荷的计算,一般由危险断面上的最大扭矩求得: = 式中 N—该轴传递的最大功率(kw) —该轴的计算转速(rmin)。 nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;传动轴上的弯矩载荷有输入扭矩齿轮和输出扭矩齿轮的圆周力、径向力,齿轮的圆周力 : 式中 D—齿轮节圆直径(mm),D=mZ。 nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;齿轮的径向力 : 式中 α—为齿轮的啮合角ρ—齿面摩擦角β—齿轮的螺旋角 =22.32mm符合校验条件花键轴键侧挤压应力的验算花键键侧工作表面的挤压应力为: 式中 —花键传递的最大转矩( ) D、d—花键轴的大径和小径(mm) L—花键工作长度 N—花键键数 K—载荷分布不均匀系数,K。

6、s;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;对硬齿面、软齿芯渗碳淬火的齿轮,一定要验算齿根弯曲应力。 nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs; 接触应力的验算公式为 (MPa)≤[ ](31)弯曲应力的验算公式为 (32)式中 N齿轮传递功率(KW),N= 电动机额定功率(KW) 从电动机到所计算的齿轮的机械效率 齿轮计算转速(rmin) m初算的齿轮模数(mm) B齿宽(mm) Z小齿轮齿数 u大齿轮与小齿轮齿数之比,u≥1,“+”号用于外啮合,“”号用于内啮合 寿命系数: 工作期限系数: T齿轮在机床工作期限( )内的总工作时间(h),对于中型机床的齿轮取 =15000~20000h,同一变速组内的齿轮总工作时间可近似地认为T= P,P为变速组的传动副数 齿轮的最低转速(rmin) 基准循环次数查表31(以下均参见《机床设计指导》) m—疲劳曲线指数,查表31 —速度。nbs;nbs;nbs;齿轮的径向力 : 式中 α—为齿轮的啮合角ρ—齿面摩擦角β—齿轮的螺旋角 =31.43mm符合校验条件花键轴键侧挤压应力的验算花键键侧工作表面的挤压应力为: 式中 —花键传递的最大转矩( ) D、d—花键轴的大径和小径(mm) L—花键工作长度 N—花键键数 K—载荷分布不均匀系数,K=0.7~0.8 故此五轴花键轴校核合格5.5.3轴组件的刚度验算两支撑主轴组件的合理跨距 主轴组件的跨距对其刚度的影响很大,在绘制主轴组件的结构草图后,可以对合理跨距L。 nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;进行计算,以便修改草图,当跨距远大于L。 nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;时,应考虑采用三支撑结构。 nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;《机床设计》的教科书中的主轴组件柔度方程系在主轴端部C点家在时主轴和轴承两相柔度的迭加,其极值方程为: 式中 L。。

7、刚度验算。 nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;轴的抗弯断面惯性矩( )花键轴 = 式中 d—花键轴的小径(mm)D—花轴的大径(mm)b、N—花键轴键宽,键数传动轴上弯曲载荷的计算,一般由危险断面上的最大扭矩求得: = 式中 N—该轴传递的最大功率(kw) —该轴的计算转速(rmin)。 nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;传动轴上的弯矩载荷有输入扭矩齿轮和输出扭矩齿轮的圆周力、径向力,齿轮的圆周力 : 式中 D—齿轮节圆直径(mm),D=mZ。 nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;齿轮的径向力 : 式中 α—为齿轮的啮合角ρ—齿面摩擦角β—齿轮的螺旋角 =22.32mm符合校验条件花键轴键侧挤压应力的验算花键键侧工作表面的挤压应力为: 式中 —花键传递的最大转矩( ) D、d—花键轴的大径和小径(mm) L—花键工作长度 N—花键键数 K—载荷分布不均匀系数,K。s; 故轴承校核合格 第六章 结论 CA6140的主轴箱是机床的动力源将动力和运动传递给机床主轴的基本环节,其机构复杂而巧妙,要实现其全部功能在软件中的模拟仿真工作量非常大。 nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;这次设计的效果没有预计的完美,有一些硬件方面的原因,在模拟仿真的时候,由于计算机的配置不能达到所需要求,致使运行速度非常慢,不但时间上拖了下来,而且所模拟的效果很不理想。 nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;我接受的设计任务是对CA6140车床的主轴箱进行设计。 nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;主轴箱的结构繁多,考虑到实际硬件设备的承受能力,在进行三维造型的时候在不影响模拟仿真的情况下,我省去了很多细部结构。 nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;从这点让我深深的体会到“科技是第一生产力”这句话的正确与严峻性。 nbs;nbs;。

8、=0.7~0.8 故此花键轴校核合格 5.4.3轴组件的刚度验算两支撑主轴组件的合理跨距 主轴组件的跨距对其刚度的影响很大,在绘制主轴组件的结构草图后,可以对合理跨距L。 nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;进行计算,以便修改草图,当跨距远大于L。 nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;时,应考虑采用三支撑结构。 nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;《机床设计》的教科书中的主轴组件柔度方程系在主轴端部C点家在时主轴和轴承两相柔度的迭加,其极值方程为: 式中 L。 nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;—合理跨距 C —主轴悬伸梁 ﹑ —后﹑前支撑轴承刚度 该一元三次方程求解可得为一实根: 机床传动轴用滚动轴承,主要是因疲劳破坏而失效,故应进行疲劳验算。 nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;其额定寿命 的计算公式为:。等冲击的主运动,取 =1.2~1.6 —动载荷系数,查表36 —齿向载荷分布系数,查表39Y—标准齿轮齿形系数,查表38[ ]—许用接触应力(MPa),查表39[ ]—许用弯曲应力(MPa),查表39。 nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;如果验算结果 或 不合格时,可以改变初算时选定的材料或热处理方法,如仍不满足时,就得采取调整齿宽或重新选择齿数及模数等措施。 nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;Ⅸ轴上的直齿齿轮采用整淬的方式进行热处理传至Ⅸ轴时的最大转速为: N= =5.42kw 齿轮的模数与齿数为332152,且齿宽为B=20mmu=1.05 = ≤[ ]=1250MP故齿轮符合标准验算582152的齿轮:582152齿轮采用整淬 N= =5.1kw B=20mm u=1 = ≤[ ]=1250MP故此齿轮合格 5.4.2传动轴的验算对于传动轴,除重载轴外,一般无须进行强度校核,只进行。

9、nbs;nbs;nbs;齿轮的径向力 : 式中 α—为齿轮的啮合角ρ—齿面摩擦角β—齿轮的螺旋角 =31.43mm符合校验条件花键轴键侧挤压应力的验算花键键侧工作表面的挤压应力为: 式中 —花键传递的最大转矩( ) D、d—花键轴的大径和小径(mm) L—花键工作长度 N—花键键数 K—载荷分布不均匀系数,K=0.7~0.8 故此五轴花键轴校核合格5.5.3轴组件的刚度验算两支撑主轴组件的合理跨距 主轴组件的跨距对其刚度的影响很大,在绘制主轴组件的结构草图后,可以对合理跨距L。 nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;进行计算,以便修改草图,当跨距远大于L。 nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;时,应考虑采用三支撑结构。 nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;《机床设计》的教科书中的主轴组件柔度方程系在主轴端部C点家在时主轴和轴承两相柔度的迭加,其极值方程为: 式中 L。 。转化系数,查表32 —功率利用系数,查表33 —材料强化系数,查表34 —的极限值 , 见表35,当 ≥ 时,则取 = 当 < 时,取 = —工作情况系数,中等冲击的主运动,取 =1.2~1.6 —动载荷系数,查表36 —齿向载荷分布系数,查表39Y—标准齿轮齿形系数,查表38[ ]—许用接触应力(MPa),查表39[ ]—许用弯曲应力(MPa),查表39。 nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;如果验算结果 或 不合格时,可以改变初算时选定的材料或热处理方法,如仍不满足时,就得采取调整齿宽或重新选择齿数及模数等措施。 nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;轴上的斜齿轮采用调质处理的方式进行热处理传至五轴时的最大转速为: N= =5.42kw 斜齿轮为262154,且齿宽为B=35mmu=1.05 = ≤[ ]=1560MP故斜齿轮符合标准 验算802152.5的齿轮:802152.5齿轮采用调质热。

10、s; 故轴承校核合格 第六章 结论 CA6140的主轴箱是机床的动力源将动力和运动传递给机床主轴的基本环节,其机构复杂而巧妙,要实现其全部功能在软件中的模拟仿真工作量非常大。 nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;这次设计的效果没有预计的完美,有一些硬件方面的原因,在模拟仿真的时候,由于计算机的配置不能达到所需要求,致使运行速度非常慢,不但时间上拖了下来,而且所模拟的效果很不理想。 nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;我接受的设计任务是对CA6140车床的主轴箱进行设计。 nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;主轴箱的结构繁多,考虑到实际硬件设备的承受能力,在进行三维造型的时候在不影响模拟仿真的情况下,我省去了很多细部结构。 nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;从这点让我深深的体会到“科技是第一生产力”这句话的正确与严峻性。 nbs;nbs;。 nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;—合理跨距 C —主轴悬伸梁 ﹑ —后﹑前支撑轴承刚度 该一元三次方程求解可得为一实根: 机床传动轴用滚动轴承,主要是因疲劳破坏而失效,故应进行疲劳验算。 nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;其额定寿命 的计算公式为: C—滚动轴承的额定负载(N),根据《轴承手册》或《机床设计手册》查取,单位用(kgf)应换算成(N) —速度系数, 为滚动轴承的计算转速(rmm) —寿命系数, —寿命系数,对球轴承 =3,对滚子轴承 = 工作情况系数,对轻度冲击和振动的机床(车床、铣床、钻床、磨床等多数机床), —功率利用系数,查表3—3 —速度转化系数,查表3—2 —齿轮轮换工作系数,查《机床设计手册》P—当量动载荷,按《机床设计手册》。 nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nbs;nb。

?相似文档:

(独家原创)CA6140车床主轴箱的设计(全套CAD图纸完整版)-高清在线阅读

独家原创CA6140车床主轴箱的设计全套CAD图纸完整版(网络分享版)

独家原创CA6140车床主轴箱的设计全套CAD图纸完整版(全文完整版)

独家原创CA6140车床主轴箱的设计全套CAD图纸完整版(图文高清版)

独家原创CA6140车床主轴箱的设计全套CAD图纸完整版(手机版)

独家原创CA6140车床主轴箱的设计全套CAD图纸完整版(范文1)

独家原创CA6140车床主轴箱的设计全套CAD图纸完整版(模版2)

独家原创CA6140车床主轴箱的设计全套CAD图纸完整版(样例3)

独家原创CA6140车床主轴箱的设计全套CAD图纸完整版(资料4)

独家原创CA6140车床主轴箱的设计全套CAD图纸完整版(备份存档)

独家原创CA6140车床主轴箱的设计全套CAD图纸完整版(最终定稿)

独家原创CA6140车床主轴箱的设计全套CAD图纸完整版(中文版)

独家原创CA6140车床主轴箱的设计全套CAD图纸完整版(压缩包)

独家原创CA6140车床主轴箱的设计全套CAD图纸完整版(推荐阅读)

独家原创CA6140车床主轴箱的设计全套CAD图纸完整版(电子版)

独家原创CA6140车床主轴箱的设计全套CAD图纸完整版.RAR

【独家原创CA6140车床主轴箱的设计全套CAD图纸完整版材料】

【(独家原创)CA6140车床主轴箱的设计(全套CAD图纸完整版)】

(独家原创)CA6140车床主轴箱的设计(全套CAD图纸完整版)【范文模版】

(独家原创)CA6140车床主轴箱的设计(全套CAD图纸完整版)最新版

(独家原创)CA6140车床主轴箱的设计(全套CAD图纸完整版)

(2020-5-20)独家原创CA6140车床主轴箱的设计全套CAD图纸完整版

《独家原创CA6140车床主轴箱的设计全套CAD图纸完整版》

RAR:独家原创CA6140车床主轴箱的设计全套CAD图纸完整版

热门:独家原创CA6140车床主轴箱的设计全套CAD图纸完整版

参阅:独家原创CA6140车床主轴箱的设计全套CAD图纸完整版

原创:独家原创CA6140车床主轴箱的设计全套CAD图纸完整版

精选:独家原创CA6140车床主轴箱的设计全套CAD图纸完整版

独家稿件:独家原创CA6140车床主轴箱的设计全套CAD图纸完整版

关于独家原创CA6140车床主轴箱的设计全套CAD图纸完整版实用模版

亚洲欧洲自拍拍偷