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斗式提升机的设计(含全套CAD图纸)
 

  内容提示:摘要 近几十年来, 由于有关斗式提升机的设计与计算方面的资料缺乏, 给设计人员 带来诸多不便。 因此, 笔者在此对该种设备的分类、 用途、 料斗的型式尺寸、 装载系数、 卸载方式、 提升速度、 小时运量和功率计算等作一系统介绍, 供有关人员 参考。 由于 TH250 粉料提升机从动轴的密封结构设计不合理, 导致使用 一段时间后, 密封处即出现石粉泄漏的现象, 对生产产生了不利的影响。 介绍了 TH250 的整体结构和斗链提升机电机驱动功率的确定方法, 同时通过技术改造, 设计出新型密封结构。 经过工地检验, 新结构能有效地解决从动轴密封这一难题。 ...

  摘要 近几十年来, 由于有关斗式提升机的设计与计算方面的资料缺乏, 给设计人员 带来诸多不便。 因此, 笔者在此对该种设备的分类、 用途、 料斗的型式尺寸、 装载系数、 卸载方式、 提升速度、 小时运量和功率计算等作一系统介绍, 供有关人员 参考。 由于 TH250 粉料提升机从动轴的密封结构设计不合理, 导致使用 一段时间后, 密封处即出现石粉泄漏的现象, 对生产产生了不利的影响。 介绍了 TH250 的整体结构和斗链提升机电机驱动功率的确定方法, 同时通过技术改造, 设计出新型密封结构。 经过工地检验, 新结构能有效地解决从动轴密封这一难题。 对斗式提升机运动学和受力情况进行了 分析, 并就物料和使用工况对提升机做了 针对性的设计, 此提升机应用于实际生产中, 取得了 良好效果。 【关键词】 : 斗式提升机; 带式; 链式; 设计; 应用; ABSTRACT Over the years, the lack of information about the design and calculation of bucket elevators makes a lot of people to feel quite inconvenient. In the paper, the classification, purpose, type and size of the bucket, loading coefficients, unloading style, lifting velocity, transportation capacity per hour and calculation of power are introduced in detail, which offer reference for relevant technicians. The leakage of powder might occur on the sealing spot after a period of time on account of the unreasonable design of sealing structure of driven shaft of TH250 powder lifter, which is unfavourable for the production. The overall structure of TH250 and the way to determine the driving power of the motor of lifter are introduced. Meanwhile a new type of seal structure is designed through technical reform. The practice shows that the structure effectively solves the seal problem of driven shaft. A research on kinematics analysis and force anslysis of the pocket elevator is presented. According to the material and conditions, the improved design on the pocket elevator has been developed. The machine runs well Key words: bucket elevator; belt type; chain type; design; applicatio; bucket-type lifter; seal; driven shaft; driving power; 第 1 页 (共 69 页) 第一章 绪论 第 1. 1 节 斗式提升机的发展历史 斗式提升机是利用均匀固结于无端牵引构件上的一系列料斗, 竖向提升物料的连续输送机械。 适用于垂直输送粉状、 粒状、 及小块状的磨吸性较小的散状物料, 如粮食、 煤、 水泥、 碎矿石等。 中国古代的高转筒车和提水的翻车, 是现代斗式提升机和刮板输送机的皱形; 17 世纪中叶, 斗式提升机开始应用于架空索道输送散状物料; 19 世纪中叶, 各种现代结构的输送机相继出现。 1868 年, 在英国出现了带式输送机; 1887 年, 在美国出现了螺旋输送机; 1905 年, 在瑞士出现了钢带式输送机; 1906 年, 在英国和德国出现了 惯性输送机。 此后, 输送机受到机械制造、 电机、 化工和冶金工业技术进步的影响, 不断完善, 逐步由完成车间内部的输送, 发展到完成在企业内部、 企业之间甚至城市之间的物料搬运, 成为物料搬运系统机械化和自动化不可缺少的组成部分。 斗式提升机就是输送机的其中一种。 第 1.2 节 我国斗式提升机研究现状和发展趋势 1. 2. 1 节 我国斗式提升机研究现状 我国斗式提升机的设计制造技术是在 50 年代由前苏联引进的, 80 年代, 几乎没有大的发展。 在此期间, 虽各行业就使用中存在的一些问题也作过一些改进, 如 Z1 型和钩头链式斗式提升机的设计等工作, 但大都因为某些原因未能得到推广。 自 80 年代以后, 随着国家改革开放和经济发展的需要, 一些大型及重点工程项目 引了 一定数量的斗式提升机的颁布 JB 392685 及按此要求设计的 TD、 THHE TB 系列的斗式提升机相继问世,是我国斗式提升机技术水平先前迈了 一步, 但与国际先进水平相比仍存在相当大的差距, 尤其是板链式斗式提升机存在的差距更大一些。 随着国民经济的发展运输机械行业在引进、 吸收、 消化了 世界各国斗式提升机的最新技术, 并结合我国实际情况, 使得新材料、 新工艺、 新产品不断地出现。 例如: 由于自动焊接技术的出现, 箱形结构的垂直输送机越来越受到人们的欢迎。 由于计算机技术的推广应用, 利用计算机进行辅助设计(CAD)和辅助制造(CAM), 使输送机的整体布置更趋优化, 基本零件更加紧凑耐用。 由于自控技术和数显技术的广泛普及, 使运输机的控制和安全保护装置大为改善, 保证了 作业的安全性和可靠性。 现在许多企业能够批量生产各种类型的输送机械, 不仅满足了国内市场的需求, 部分产品还打入了国际市场。 1. 2. 2 节 提升机的发展趋势 纵观世界各国运输机的发展现状, 对今后的动向可归纳如下: (1)大型化 第 2 页 (共 69 页) 由于石油、 化工、 冶炼、 制造、 食品、 啤酒、 饮料、 烟草、 医药、 家电等地工程规模越来越大型化, 所以运输机运输物品的重量也越来越大,如码头的集装箱专用输送机的超大型结构件达 1000t,目前世界上运输机重量最大的是 3000t 的斗式输送机。 (2)重视“三化”, 逐步采用国际标准 所谓“三化”, 是指运输机的标准化、 系列化和通用化。 贯彻“三化”可以缩短设计周期, 保证产品制造质量, 便于管理和提高经济效益。 世界上许多国家, 不仅重视产品的“三化” 工作, 而是非常注意采用国家标准。有的国家甚至废除本国标准直接采用国际标准, 其目的是为了促进商品的国际交流。 (3)实现产品的机电一体化 机械产品需要更新换代。 在当今计算机、 自控技术和数显技术大发展的年代里, 更新换代的重要标志是实现产品的机电一体化。 在输送机械上应用计算机技术, 可以提高作业性能。 (4)人机工程学的应用 输送机械一般应用在沉重和繁忙的、 环境比较差得场合。 为了 减少人员的作业强度, 保证持久旺盛的体力和注意力, 应该根据人机工程学的理论, 设计导动装置和人员辅助装置, 改善振动与噪声的影响, 防止废弃污染, 使其符合健康规范的要求根据不同的输送要求、 不同的输送产品, 选择不同的最佳的工艺和运输设备, 以使最少、 最合理的投资, 获得最佳的使用效果, 使设备发挥最大的效率。 第 1.3 节 斗式提升机的分类及特点 1.3.1 节 斗式提升机的分类 斗式提升机作为一种常用的提升设备, 在得到广泛的应用的同时, 根据不同行业的要求也有着非常清楚地分类. 1、 按照其传动结构分类: (1).TD 系列斗式提升机 TD 系列斗式提升机是一种国家标准的斗式提升机, 该系列斗式提升机和 D 系列斗式提升机都是采用胶带传动来提升物料, 两者没有本质的区别,D 系列斗式提升机产品型号叫老且规格少。 TD 列类斗式提升机是在 D 系列斗式提升机的基础上经过产品改良而来的。 其规格 TD100、 TD160、TD250、 TD315、 TD400、 TD500、 TD630、 D800、 D1000 等型号, 其中D160、 D250、 D315 等型号为普遍采用的型号。 (2).TH 系列斗式提升机 TH 系列斗式提升机是一种常用的提升设备, 该系列斗式提升机采用锻造环链作为传动部件, 具有很强的机械强度, 主要用于提升粉体和小颗粒及小 第 3 页 (共 69 页) 块状物料, 区别于 TD 系列斗式提升机, 其提升量更大、 运转效率更高。其常用于较大比重物料的提升。 (3).NE 系列斗式提升机 NE 系列斗式提升机是一种新型的斗式提升机, 其采用板链传动, 区别于老型号 TB 系列板链斗式提升机, 其命名方式采用提升量而非斗宽。 如NE150 是指提升量为 150 吨每小时而不是斗宽 150。 NE 系列斗式提升机有着很高的提升效率, 根据提升速度不同还分有 NSE 型号和高速板链斗式提升机。 (4).TB 系列斗式提升机 TB 系列斗式提升机是一种老型号的斗式提升机, 其传动部分采用板链传动, 现已经被相应的 NE 系列斗式提升机传品代替。 (5).TG 系列斗式提升机 TG 系列斗式提升机是一种加强型胶带斗式提升机, 其区别于 TD 系列斗式提升机, TG 系列斗式提升机采用钢丝胶带作为传动带, 其具有更强的传动能力。 该系列斗式提升机多被用于粮食的输送上, 又常称为粮食专用斗式提升机。 (6).其它型号斗式提升机 常见的斗式提升机还有 HL 系列斗式提升机、 GTD 系列斗式提升机、GTH 系列斗式提升机等, 其均为上型号的不同叫法和演变形式。 2、 按牵引件分类: 斗式提升机的牵引构件有环链、 板链和胶带等几种。 环链的结构和制造比较简单, 与料斗的连接也很牢固, 输送磨琢性大地的物料时, 链条的磨损较小, 但其自重较大。 板链结构比较牢固, 自重较轻, 适用于提升量较大的提升机, 但铰接接头易被磨损, 胶带的结构比较简单, 但不适宜输送磨琢性较大的物料, 普通胶带物料温度不超过 60 C, 钢绳胶带允许物料温度达 80 C, 耐热胶带允许物料温度达 120 C, 环链、 板链输送物料温度可达 250 C。 斗式提升机最广泛使用的是带式(TD), 环链式(TH)两种型式。用于输送散装水泥时大多采用深型料斗。 如 TD 型带式斗式提升机采用离心式卸料或混合式卸料适用于堆积密度小于 1.5t/m3 的粉状、 粒状物料。 TH环链斗式提升机采用混合式或重力式卸料用浅斗。 3、 按卸料方式分类: 式提升机可分为:离心式卸料、 重力式卸料和混合式卸料等三种形式。离心式卸料的斗速较快, 适用于输送粉状、 粒状、 小块状等磨琢性小的物料; 重力式卸料的斗速较慢, 适用于输送块状的, 比重较大的, 磨琢性大的物料, 如石灰石、 熟料等。 第 4 页 (共 69 页) 1.3.2 节 斗式提升机的特点 : 1. 提升范围广。 对物料的种类, 特性及块度要求少, 不仅提升一般粉状, 粒状和块状物料, 而且可提升磨琢性状的物料。 物料温度可达 250 C。 2.驱动功率小。 采取流入式喂料, 重力诱导式卸料, 且采用密集型布置的大容量料斗输送。 链速低提升量大。 几乎无回料和挖料现象, 因此无产功率小, 所耗功率是链提升机的 70% 。 3.输送能力大。 提升量范围 15~800m3/h 。 4.使用寿命长。 本机的设计保证物料在喂料, 提升和卸料中不会撒落,减少了 机械磨损, 物料之间很少发生挤压和碰撞现象。 输送链采用高强度耐磨链条, 大大延长了链条和链斗的使用寿命。 正常使用下, 输送链使用寿命超过 5 年。 5.密封性好, 环境污染少。 先进的设计原理, 保证了整机的可靠性。 6.操作, 维护, 维修方便, 易损件少。 7.机械尺寸小, 机壳经折边和中间压凸, 再经焊接, 刚性好, 外观漂亮。 第 1.4 节 斗式提升机的工作原理及分析 1.4.1 节 斗式提升机的输送工作原理: 料斗把物料从下面的储藏中舀起, 随着输送带或链提升到顶部, 绕过顶轮后向下翻转, 斗式提升机将物料倾入接受槽内。 带传动的斗式提升机的传动带一般采用橡胶带, 装在下或上面的传动滚筒和上下面的改向滚筒上。链传动的斗式提升机一般装有两条平行的传动链, 上或下面有一对传动链轮, 下或上面是一对改向链轮。 斗式提升机一般都装有机壳, 以防止斗式提升机中粉尘飞扬。 1.4.2 节 斗式提升机的主要部件 斗式提升机的主要构件: 驱动装置、 料斗、 牵引构件、 壳体、 改向轮(尾轮)、 张紧装置、 导向装置、 加料口(入料口) 和卸料口(出料口)。其中比较重要的设计点有驱动装置、 料斗、 牵引构件。 (1)驱动装置: 驱动装置有电动机、 减速器、 逆止器或制动器及联轴器组成, 驱动主轴上装有滚筒或链轮。 大提升高度的斗式提升机采用液压力偶合器, 小提升高度时采用弹性联轴器。 使用轴装式减速器可省去联轴器, 简化安装工作, 维修时方便。 (2)料斗: 料斗通常分为浅斗、 深斗和有导向槽的尖棱面斗。 浅斗前壁斜度大深度小, 适用于运送潮湿的和流散性不良的物料。 深斗前壁斜度小而深度大, 第 5 页 (共 69 页) 适用于运送干燥的流散性好的散粒物料。 有导向侧边的夹角形料斗前面的的两导向侧边即为后面料斗的卸载导槽, 它适用于运送沉重的块状物料及有磨损性的物料。 散装水泥由于流动性好且干燥, 用深斗较合适, 卸载时,物料在料斗中得表面按对数螺纹分布, 设计离心卸料的料斗时往往在料斗底部打若干个气孔, 使物料卸料时有较高的填充量, 并且卸料时更安全。 (3)牵引构件: 牵引构件为封闭的绕性构件, 多为环链、 板链或胶带。 橡胶带: 用螺钉和弹性垫片固接在带子口, 带比斗宽 35~40mm。 链条: 单链条固接在料斗后壁上; 双链与料斗两侧相连。 (4)张紧装置: 张紧装置有螺杆式于重锤式两种。 带斗式提升机的张紧滚筒一般制成鼠笼式壳体, 以防散料粘集于滚筒上。 (5)机壳: 斗式提升机可以采用整体机壳, 也可上升分支和下降分支分别设置机壳, 后者可防止两分支上下运动时在机壳空气扰动。 在机壳上部设有收尘法兰和窥视孔。 在底部设有料位指示, 以便物料堆积时自动报警。 胶带提升机还需设置防滑防偏监控及速度监测器等电子仪器, 一保证斗式提升机的正常运行。 1.4.3 节 斗式提升机的装载和卸载 1、 斗式提升机的装载 斗式提升机的装载方式有两种: (1)掏取式.(图 1.1)由料斗在物料中掏取装载。 掏取式主要用于输送粉状、 颗粒状、 小块状的无磨琢性或半磨琢性的散状物料。 由于在掏取物料时不会产生很大的阻力, 所以允许的料斗在运行的速度较高, 为 0.8-2m/s; (2)流入式.(图 1.2)图中物料直接流入料斗内。 流入式用于输送大块状和磨琢性大的物料。 料斗的布置很密, 防止在料斗之间撒料。 料斗的运行速度较低, 一般不超过 1m/s . 2、 斗式提升机的卸载 斗式提升机的卸载方式有离心式、 重力式及混合式三种。 离心式卸料料斗的运行速度较高, 通常取 1.2-2m/s。 如欲保持这种卸载必须正确选择驱动链轮的转速和直径, 以及卸料口的位置。 其优点是:在一定的料斗速度下驱动轮的尺寸为最小; 卸料的位置较高, 各料斗之间的距离可以减小, 并可以提高卸料管的高度, 当卸料高度一定时, 提升机的高度就可以见实效; 缺点是: 料斗的填充系数较小, 对所提升的物料由一定的要求, 只适用于流动性好的粉状、 粒状、 小块状物料。 重力式卸载适用于卸载块状、 半磨琢性和磨琢性大地物料, 料斗运行 第 6 页 (共 69 页) 速度为 0.4-0.8m/s 左右, 需配用带导向槽的料斗。 其优点是: 料斗装填良好, 料斗尺寸与极距的大小无关。 因此允许在较大的料斗运行速度下应用大容积的料斗; 主要缺点是: 物料抛出位置较低, 故必须增加提升机机头的高度。 物料在料斗的内壁之间被抛出去, 这种卸料方式称为离心重力式卸料, 也称混合式卸料。 常用于卸载流动性不良的粉状物料及含水分的物料。料斗的运行速度范围为 0.6-1m/s, 常用链条做牵引构件。 当料斗的直线运动变为旋转运动(料斗刚绕上驱动滚筒或链轮时), 料斗内物料的任一质点同时受到离心力 F 和重力 G=mg 的作用。 其离心力 F 和重力分别有下面两式求得: grGvrmvrF222m , mgG 式中: m 为料斗内物料的质量(kg); w 为料斗内物料的重心运动角速度(rad/s); v 为料斗内物料的重心运动的线速度(m/s); r 为料斗内物料重心 m至卷筒中心 O 的距离(即回转半径 m); g 为重力加速度(g=9.81m/s)。 F 和 G 两个合力的大小和方向都随着料斗的回转进程而改变。 当料斗在任一位置上, 合力的向量与垂线交与点 P, 这个 P 点叫作极点。 极点至回转轴的中心点 O 得距离叫作极距。 从上(c)图可以看出: ∆PmO 与∆mab相似, `grmgGh 所以 22/vrmvFr故 22`vgrh =为常数, 又因为 30rnv代入前式, 得 h=895/n2 式中: n 为驱动轴的转速(r/min) 可见当一定时, h`就一定, 当 n 增大时, h`就减小, 此时离心力大。 反之, 当 n 减小时, h`值增大, 离心力减小。 所以根据不同的转速 n 和极距h`值, 将得到不同的卸料方式。 设滚筒半径为 r2, 料斗外缘半径 r1, 为则有: (1)离心式卸料 当 hr2(即极点 P 位于链轮或滚筒圆周内), 离心力远 第 7 页 (共 69 页) 大于垂直力, 而料斗内的物料均将沿着料斗的外壁运动。 因此, 物料作离心卸料。 这种状态用于卸载粉末状、 粒状和小块物料。 料斗的速度较高,通常取 v=1~2m/s。 欲保证正确的卸载, 必须正确选择滚筒或链轮的转速与直径以及卸料口的位置。 (2)离心重力式卸料 当 r2hr1时, 料斗作离心重力式卸料, 部分物料将沿料斗的外壁运动, 另一部分将沿都得内壁运动。 这种卸料方式用于卸载流动性不良的粉状物料及含水物料。 料斗的运动速度通常在 v=0.6~0.8m/s 之间。 常用链条做牵引件。 在顶部卸料处, 下降分支须向内偏斜,以免自由落下的物料打在前一料斗底部, 影响正常卸载。 (3)重力式卸料 hr1时, 即极点 P 处于料斗外缘的圆周之处时, 重力大于离心力, 物料作重力式卸载。 这时物料沿斗壁内缘运动, 它用于块状物料的下载。 料斗的速度通常在 v=0.6~0.8m/s 之间, 但需配用带有档边的料斗。 第 1.5 节 斗式提升机的选型 作为常用的提升设备, 斗式提升机的选用受到很多方面因素的制约,选错型号会给适用方带来不尽的麻烦。 一般斗式提升机的选型取决于以下几个因素: 1.物料的形态: 物料是粉状还是颗粒状还是小块状。 2.物料的物理性质: 物料有没有吸附性或者粘稠度, 是否含水。 3.物料的比重: 一般都是提升机参数都是针对堆积比重在 1.6 以下的物料设计和计算的, 太大的物料比重需要进行牵引力和传动部分抗拉强度的计算。 4.单位时间内的输送量。 一般来说, 物料的形态直接决定物料的卸料方式, 常用规律为粉状物料采用离心抛射卸料、 块状物料采用重力卸料, 而卸料方式的不同决定斗式提升机的料斗的不同, 离心抛谢卸料多采用浅斗和弧形斗, 而重力卸料需采用深斗。 斗式提升机所采用料斗不同则单位时间内提升的物料输送量是不一样的。 斗式提升机最终是取决于料斗形式、 斗速、 物料比重、 物料性质、 料斗数量的一个综合参数。 第 1.6 节 斗式提升机的改进 斗式提升机作为一种应用极为广泛的垂直输送设备, 已经广泛应用于粮食、 饲料及种子加工业。 但是在使用中也出现了 一些问题, 为使其工作性能和可靠性增强, 对其进行了改进。 1.在斗式提升机头部和底部应设有吸风管和通风口, 以保证斗式提升机 第 8 页 (共 69 页) 在卸料和进料过程中不会形成负压和粉尘外溢。 一台制作精良的输送设备,它的密封必须可靠。 但良好的密封在物料卸料和进料过程中就必然会产生压力差, 造成进料和卸料困难。 通风口使斗式提升机内部压力与外界压力基本相等。 适当的吸风避免粉尘从通风处溢出, 避免浪费和清洁环境。 2.在斗式提升机的机头部装有防逆转装置。 在斗式提升机工作中动力突然中断时, 反转对于斗式提升机是很危险的。 斗式提升机在提升过程中,其一侧是盛满物料的上行畚斗, 另一侧是卸完物料的下行空畚斗。 动力中断后, 斗式提升机由于重力作用必发生逆转。 物料随着畚斗的反转被卸到斗式提升机的底部, 直至堆满后卡住畚斗。 由于反转是一个加速的运动,而后又被突然卡住, 很容易扯掉畚斗, 使皮带损坏, 甚至断裂。 另外斗式提升机底部堆满物料, 也使斗式提升机无法启动。 防逆转可采用棘轮机构。 3.设置防滑主动轮。 在斗式提升机的主动轮表面铆接或粘接防滑、 抗 (耐)磨橡胶布, 能有效提高主动轮与皮带间的摩擦系数, 防止皮带打滑, 提高提升效率。 如果主动轮表而过于光滑, 就需过分张紧皮带, 来保证提升机的正常工作, 皮带就会受到过大的张紧力而降低皮带的使用寿命。 4.加装转速监控装置。 在斗式提升机的被动轮部分装备速度传感器, 传感器产生电压或电流信号, 通过仪表可设定最高和最低转速。 当斗式提升机的转速超出了这个范围, 经过一段延时, 如果转速依然超出范围就报警,并断开空气开关, 有效地保护斗式提升机的正常工作。 5.采用质量优良的皮带。 事实证明, 选购质量上乘的皮带, 不但能提高生产效率, 而且还可以大大降低斗式提升机的事故率。 千万不能图一时经济, 而造成不应有的损失。 6.斗式提升机的调整皮带装置在工作调整后。 应对螺栓进行保护, 做好防锈和防尘。 斗式提升机底部设有多个检视窗, 这样可以方便地进行斗式提升机的皮带调整, 而且可以更好的监视斗式提升机的工作情况。 7.设置挡料板。 在斗式提升机上部卸料处装设挡料板, 可有效防止物料倒流而流回提升机底部。 挡料板用橡胶等耐磨又有一定韧性的橡胶的材料制成。 挡料板与料斗间的距离应为 15mm 左右。 8.注意料斗的间距不能过大也不能过小。 要根据斗式提升机的实际工作能力和电机功率合理调整料斗斗间距的大小。 第 9 页 (共 69 页) 第二章 设计方案拟定及分析 第 2. 1 节 设计环境及提升机类型选取 输送堆积密度为 1. 3t/m3易于掏取的粉状、 粒状、 小块状的底磨琢性物料, 最大块度为 40mm, 如煤、 水泥、 碎石、 砂子、 化肥、 粮食等。 物料干燥、 流动性好、 物料温度在 250℃ 以下, 提升量为 20t/h 最大提升高度为 25 米中等功率提升机。 日 工作时间为 8 小时。 其它 设计参数: = 0.75( 为装载系数), 装载系数按下式计算 =(V-V0)/ V 式中 V 为料斗的理论几何容积, dm3; V0为不能填装的缝隙部分容积, dm3。 的取值范围有以下 5 种: ①对于 20mm 以下的小颗粒, =0.7~0.9; ②对于 20~50mm 的中等颗粒, =0.6~0.8; ③对于 50~100mm 的大颗粒, =0.5~0.7; ④对于大于 100mm 的, =0.3~0.5; ⑤对潮湿的粉状物料, =0.3~0.5。 n = 55 r/min(n 为输出轴转速) v=0.8 m/s (v 为物料提升速度 ) 根据以上设计条件, 由于环链式斗提机较其他型号斗提机具有以下优点: 1. 维护方便, 寿命长。 2. 机壳钢板加厚、 刚性好。 3. 输送物料的温度最高可达 250℃。 4. 中节机壳具有单通道和双通道两种形式。 5. 提升高度运行平稳可靠, 噪音小, 维护方便。 6. 改进机型的提升输送量比普通机型提高 30%以上。 7. 提升机环链采用低合金钢锻造, 并经渗碳淬火处理, 具有极高的抗拉强度和耐磨性能。 故此次设计采用环链式斗式提升机方案。 2. 2 节 斗式提升机参数规格选定和计算 (1)料斗宽度 B 的确定 (即确定斗式提升机的型号) 根据公式 6 . 3 VQ =的推导公式6 . 3h AV= 第 10 页 (共 69 页) 1 . 7=75. 0×3 . 1×8 . 0×6 . 3206 . 3h==AV 式中: Ah: 提升机每小时提升量(22t/h) v: 物料提升速度(v=0.8 m/s) : 物料堆积密度(1. 3t/m3) : 装载系数(0.75) : 料斗间距(暂未定) 由 V/ 的值查表确定料斗的宽度 B 值(附下表) 选值原则是选取靠近表中数值对应 B 值。 宽B/mm 深料斗 浅料斗 带档边的料斗 链条初张力 F1/N = 2.5h = 3h = 2.5h = 3h = h 单位长度载荷 V/(dm3/m) 160 3.6 3 2.4 2 8.4 1000~1200 250 8.5 7.1 6 5 16.9 1200~1500 350 14.4 12 11.8 9.9 31 1500~1800 450 23.4 19.5 19.8 16.5 51.8 1800~2000 600 38.8 32.4 35.8 29.8 87.2 2000~2200 750 / / / / 137 22000~2500 900 / / / / 210 2500~3000 775. 0×3 . 1×8 . 0×6 . 3206 . 3h===AV dm3/m 故选取 B=250, 确定提升机的型号为 TH250。 深斗装料。 设 q 为提升物料单位长度重量, 则 q=Ah/3.6v=20/(3.6×0.8)=6.9 kg/m, 取链条初拉力 1500N。 (2)选定料斗容积 通过查表选取容积为 3.2L 的深料斗。 料斗尺寸及容量 宽B/mm 深料斗 浅料斗 带档边的三角形料斗 口A/mm 深h/mm 容积V/dm3口A/mm深h/mm容积V/dm3口A/mm 深h/mm 容积V/dm3160 105 110 1.0 75 100 0.6 110 155 1.3 250 140 150 3.2 120 160 2.4 140 195 3.3 350 180 200 7.2 165 220 6.5 175 245 7.0 第 11 页 (共 69 页) 450 220 240 14.0 215 285 14.1 225 310 16.0 600 280 310 30.0 285 375 33.5 280 390 34.4 750 / / / / / / 350 490 67.0 900 / / / / / / 450 620 130 (3)斗间距的确定 根据前面可知 = 3h, 且 h=150mm, 则 =3× 150=450mm。 (4)计算链轮直径 v=推导n(5)确定卸料方式 根据第一章中得卸料方式选取原则, 已知 r2=d/2=140mm,r1=r2+A=278+140=418mm(A 为料斗的口宽), n=55m/s。 代入公式h=895/n2=295.9, 由于 r2hr1, 符合离心重力式卸料条件, 故本次设计采用离心重力式卸料方式。 根据公式 60nddv60== 278mm。 规格 提升最大高度(m) 输送量(t/h) 料斗容积(L) 斗距(mm) 料斗形式 卸料方式 TH250 型 25 20 3.2 450 中深斗 混合式2.3 节 方案设计 2.3.1 节 设计方案一: 驱动装置采用电动机、 皮带、 减速器, 采用掏取式喂料, 物料升到顶端在物料重力作用下自 行卸料。 第 12 页 (共 69 页) 该方案的特点: 结构简单、 运行平稳, 掏取式装料, 混合式或重力卸料,采用组合链轮, 更换方便, 链轮轮缘经特殊处理寿命长, 下部采用重力自动张紧装置, 能保持恒定的张力, 可避免打滑或脱链, 同时在料斗遇阻时有一定的容让性能够有效地保护运动部件。 2.3.2 节 设计方案二: 驱动装置采用电动机皮带, 皮带皮带式二级皮带减速, 采用掏取式喂料, 物料升到顶端在物料重力作用下自 行卸料。 第 13 页 (共 69 页) 该方案的特点: 结构更简单、 省去了二级减速器, 减轻机头部分的重量,传动平稳, 能缓冲吸振, 在料斗遇阻堵转时时能够有效地保护电机不被烧毁。 经过两个方案的比较, 方案二的斗式提升机的结构虽然简单, 但电动机和中间皮带轮的安装不方便, 需在机壳上打螺纹孔, 其次单靠皮带传动容易打滑和磨损, 需定期跟换皮带, 所以采用方案一的设计。 2.4 节 工作过程分析及驱动结构简图 2.4.1 节 工作过程分析 本次设计利用环绕并张紧于头轮、 轮底的封闭环形链带作为牵引构件,利用安装于链带上的料斗作为输送物料构件, 通过料斗链的连续运转实现物料的输送, 见下图。 因此斗式提升机是连续性输送的机械。 理论上可将斗式提升机的工作过程分为三个阶段: 装料过程、 提升过程和卸料过程。 第 14 页 (共 69 页) 装料过程 装料就是料斗在通过底座下半部分时挖取物料的过程。 料斗的装满系数 表示。 根据装载方向不同, 装料方式有顺向进料和逆向进料两种,工程实际中常用的是逆向进料, 此时进料方向与料斗运动方向相同, 装满系数较大。 提升过程 料斗绕过底轮水平中心线始终至头轮水平中心现线的过程, 即物料随料斗垂直上升的过程称作提升过程。 此时应保证环链有足够的张力, 实现平稳提升, 防止撒料现象的发生。 卸料过程 本次设计选择混合式卸料方式, 选取 zh 型(中深斗)料斗, 牵引件为低合金高强度圆环链, 经适当热处理后具有很高的抗拉强度和耐磨性。 下部采用重锤杠杆式张紧装置, 即可实现自动张紧。 2.4.2 节 驱动部分结构简图 第 15 页 (共 69 页) 第三章 TH250 斗式提升机主要参数确定及主要结构设计 第 3.1 节 提升机功率的计算 本次设计 TH250 型斗式提升机, 主要参数有功率、 提升能力、 料斗宽度、 料斗容积、 料斗间距。 参照文献[1]《运输机械设计选用手册》 中第十四章斗式提升机中 TH提升机的功率计算部分内容, 计算过程如下: TH 型斗式提升机功率计算。 TH 型 提升机的驱动装置为 YY 型(即 Y 型电动机和 ZLY 型或 ZSY 型二级减速器配用), 其传动轴驱动功率由下式求得: QHg + PS + PL P0 = 3600其中: P0 传动轴功率(Kw) ; Q 斗式提升机提升量(t/h); H物料提升高度(m); g重力加速度(m/s2); PS 、 PL附加功率(Kw)见下表; 由此次 TH250 斗式提升机设计的条件可知: Q = 20 t/h ; 提升高度为: H= 附加功率 TH200 TH250TH315TH400TH500TH630 TH800PS 2 2 3 3 4 4 5 PL 0.2 0.3 0.5 0.8 1.2 2.2 3.4 第 16 页 (共 69 页) 22m; 重力加速度 g 取 9.8 m/s2 。 将数据代入公式计算可得: P0 = 3600Kw QHg + PS + PL = 36008 . 9×2022× + 2 + 0.3 = 3.5 则电动机的功率为: Pd= P0 / ŋ 总 其中: Pd电动机的功率(Kw); P0传动轴功率(Kw); ŋ总机械效率。 总=12 n 4: 高速级联轴器效率 0. 99 (弹性柱销联轴器) 2: I 轴轴承效率 0. 99 (圆锥滚子轴承, 一对, 稀油润滑) 3: 高速级齿轮啮合效率 0. 98 4: II 轴轴承效率 0. 99 (圆锥滚子轴承, 一对, 稀油润滑) 5: 低速级齿轮啮合效率 0. 99 6: III 轴轴承效率 0. 99 (圆锥滚子轴承, 一对, 稀油润滑) 7: 低速级联轴器效率 0. 99 (齿式联轴器) 8: 链轮效率 0. 99 9: 链轮轴承效率 0. 99 (滚子轴承, 一对, 稀油润滑) (效率值设计手册表 17(P5) 查得) 总 = 0.89 将数据代入公式中求得: Pd= P0 / ŋ 总 = 3.5/0.89 = 3,92Kw 第 3.2 节.电动机的选型 电动机的选择包括电动机的类型、 结构形式、 功率、 转速和型号。 按已知工作要求和条件选用要求电机的功率为 3.68Kw, 由于 Y 系类三相异步电动机具有防止灰尘、 铁屑或其它杂物侵入电动机的特点, 具有国际互换性, 适用于无特殊要求的机械上, 如机床、 泵、 风机、 运输机、 搅拌机、 农业机械等。 参考文献[ ]故此次斗式提升机电机的选用 Y 系类三相异步电动机, 选用额定功率为 4KW 的 Y132M1-6 型号电机。 不选用同等功率其它型号的原因: 第 17 页 (共 69 页) ①由于电机作为提升动力源, 电动机应具有较大的额定转矩。 ②转速宜太高, 否则传动比较大, 后面减速器的尺寸参数将增大, 故不选 Y132S2-2 型号。 ③电动机将安装在传动链轮一侧, 即在提升机机顶部分, 因此电动机重量不宜过重、 机座不宜过长, 故不选 Y160M-6 和 Y160L-8 型号。 Y132M1-6 型号三相异步电动机基本参数 额定功率/KW 满载转速/(r/min) 堵转额定转矩最大额定转矩 质量/Kg4 960 2 2 73 Y132M-4 型号三相异步电动机安装尺寸 安装代号 伸出轴直径 D轴伸尺寸 E连接键宽尺寸 F安装螺母中心距 A B3 38mm 80mm 10mm 216mm 第 3.3 节 减速器的设计 第 18 页 (共 69 页) 3.3.1 节 传动比的分配 为了 便于选择电动机转速, 先推算电动机转速的可选范围。 由任务书中推荐减速装置传动比范围25~9i, 则 电动机转速可选范围为 可见只有同步转速为\1000r/min 的电动机均符合。 选定电动机的型号为Y132M1--6。 主要性能如下表: 电机型号 额定功率 满载转速起运转矩最大转矩Y132M1--6 4KW 960r/min2. 0 2. 0 2、 计算传动装置的总传动比 i 并分配传动比 1)、 总传动比 i =5 .17=nnm 2) 、212 . 1 ii =; 二级减速器中: 高速级齿轮传动比;76. 41=i 低速轮级齿;69. 32=i传动比 第 19 页 (共 69 页) 3.3.2 节 计算各轴参数 1. 各轴转速 减速器传动装置各轴从高速轴至低速轴依次编号为: Ⅰ 轴、 Ⅱ 轴、 Ⅲ轴。 各轴转速为: min223min112min166.5468.201960rrrminninnnn====== 2. 各轴输入功率 按电动机所需功率dP 计算各轴输入功率, 即 kwppkwppkwppd70. 3=78. 3=86. 3==== 3. 各轴输入转矩 T(Nm) 4.mNTTmNTTmNTTmNnpTdmdd=======×=42.69724.17942.3801电动机轴 第 20 页 (共 69 页) 将计算结果汇总列表备用。 项目 电动机 高 速 轴Ⅰ 中 间 轴Ⅱ 低 速 轴Ⅲ N 转 速( r/min) 960 960 201. 68 54. 66 P 功 率(kW) 3. 92 3. 86 3. 78 3. 70 转矩 T(Nm) 39 38. 42 179. 24 697. 42 i 传动比 4. 76 3. 69 效率 0. 98 0. 98 3.3.3 节 高速级减速齿轮设计 1、 齿轮传动设计 选择斜齿轮圆柱齿轮 先设计高速级齿轮传动 1)、 选择材料热处理方式 根据工作条件与已知条件知减速器采用闭式软齿面 计算说明 (HB=350HBS) , 7 级精度, 查表 10-1 得 小齿轮 40Cr 调质处理 HB1=280HBS 大齿轮 45 钢 调质处理 HB2=240HBS 2) 、 按齿面接触强度计算: 取小齿轮1z =20, 则2z =2i1z , 取2z =95 并初步选定 =14 确定公式中的各计算数值 a. 因为齿轮分布非对称, 载荷比较平稳综合选择 Kt=1. 6 第 21 页 (共 69 页) b. 由图 10-30 选取区域系数 Zh=2. 433 c. 由图 10-26 查得 636. 1,877. 0,759. 02121则: d. 计算小齿轮的转矩:mNT42.381。 确定需用接触应力 e. 由表 10-6 查得材料的弹性影响系数 ZE=189. 8MPa f. 由图 10-2 查得小齿轮的接触疲劳强度极限 因软齿面闭式传动常因点蚀而失效, 故先按齿面接触强度设计公式确定传动的尺寸, 然后验算轮齿的弯曲强度, 查表 9-5 得齿轮接触应力1lim=600MPa 大齿轮的为2lim=550MPa h. 由式 10-13 计算应力循环次数 91110212. 2) 830082 (19606060hjLnN 992104647. 076. 410212. 2N i. 由图 10-19 取接触疲劳寿命系数1HNK=0. 94 2HNK=0. 98 [ ][ ][ ][] []=MpMpSKMpSKHHHHHHH5 .5512539564212lim221lim11=+==== 3)、 计算 (1) 计算圆周速度: V=td1л n1/60000=2. 06m/s (2) 计算齿宽 B 及模数ntm B= dtd1=1X41mm=41mm ntm =td1cos /1z =1. 99mm H=2. 25ntm =4. 48mm B/H=41/4. 48=9. 15 第 22 页 (共 69 页) (3)、 计算纵向重合度    =0. 318 d1z tan =1. 586 (4)、 计算载荷系数 由表 10-8. 10-4. 10-13. 10-3 分别查得: 2 . 1;278. 1;418. 1H;09. 1; 1HHFVAKKKKKK 故载荷系数 HHVAKKKKK =11. 091. 21. 418=1. 85 (5)、 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径, 由式 1010a 得 1d =td13Ktk=43mm (6)、 计算模数ntm ntm =1d Cos /Z1=2. 09mm 4)、 按齿根弯曲强度设计 由式 10-17 312121111) 1(cos2FasaFnzuYYKTm (1) 、 计算载荷系数: 278. 12 . 109. 11FFVAKKKKK=1. 67 (2) 、 根据纵向重合度  =1. 586, 从图 10-28 查得螺旋角影响系数88. 0 Y (3) 、 计算当量齿数 齿形系数 99.10314cos,89.2114cos322311ZZZZVV (4)、 由[1]图 10-5 查得;177. 2,72. 221FaFaYY 由表 10-5 查得;793. 1,569. 121SaSaYY 由图 10-20C 但得1FE=500 MPa 2FE=380 MPa 第 23 页 (共 69 页) 由图 10-18 取弯曲疲劳极限;89. 0,86. 021FNFNKK 计算弯曲疲劳应力: 取安全系数 S=1. 4, 由 10-12 得: 1F=1FNK1FE/S=307. 14MPa 2F=2FNK2FE/S=241. 57 MPa (5)、 计算大小齿轮的111FsaFYY, 并比较 01616. 057.241793. 1177. 201389. 014.307569. 172. 2222111FSaFNFSaFNYYYY 且222111FsaFFsaFYYYY, 故应将222FsaFYY代入[1]式(11-15) 计算。 (6)、 计算法向模数 32121cos2FSaFanYYdZYKTm =3223636. 120101616. 014cos88. 01042.3867. 12 =1. 38 mm 对比计算结果, 为同时满足接触疲劳强度, 则需按分度圆直径1d =43mm 来计算应有的数, 于是有: 取1 nm2mm; (7)、 则.99Z21Z,86.20cos112111ZimdZn, 则:取 (8)、 计算中心距 mmmZZan67.123cos2)(21 取 a1=123. 67mm 第 24 页 (共 69 页) (9)、 确定螺旋角 31412422)9921(arccos2)(arccos21amZZn (10)、 计算大小齿轮分度圆直径: 1d =mmnmZ4 .43314cos221cos1 2 d =mmmZn5 .204314cos299cos2 (11)、 确定齿宽 mmdbd4 .431 取mm50mm4512BB, 5)、 结构设计。(略) 配合后面轴的设计而定 3.3.4 节 低速级减速齿轮设计 1)、 选择材料热处理方式(与前一对齿轮相同) (HB=350HBS) , 8 级精度,查表 10-1 得 小齿轮 40Cr 调质处理 HB1=280HBS 大齿轮 45 钢 调质处理 HB2=240HBS 2)、 取小齿轮3z =22, 则4z =87 , 初步选定 =14 3)、 按齿面接触强度计算: 确定公式中的各计算数值 a. 因为齿轮分布非对称, 载荷比较平稳综合选择 Kt=1. 6 b. 由图 10-30 选取区域系数.433. 2HZ 第 25 页 (共 69 页) c. 由图 10-26 查得575. 1,81. 0,765. 02121则: d. 计算小齿轮的转矩: mmT23.1792 确定需用接触应力 e. 由表 10-6 查得材料的弹性影响系数 ZE=189. 8MPa f. 由图 10-2 查得小齿轮的接触疲劳强度极限 因软齿面闭式传动常因点蚀而失效, 故先按齿面接触强度设计公式确定传动的尺寸, 然后验算轮齿的弯曲强度, 查表 9-5 得齿轮接触应力1lim=600MPa 大齿轮的为2lim=550MPa h. 由式 10-13 计算应力循环系数 . 197. 310647. 410647. 4) 830082 (68.2016060NjLnNh i. 由图 10-19 取接触疲劳寿命系数1HNK=1. 072 2HNK=1. 123; 取失效率 1%, 安全系数 S=1. [ ]1H =1HNK [ ]1lim/S=643. 2Mpa 2H= 2HNK2lim/S=617. 65 Mpa H=(1H+2H) /2=630. 43Mpa 4)、 计算 mmdt03.64)43.6308 .189433. 2(2 . 32 . 4575. 111024.1796 . 123233 (1) 、 圆周速度: V=td3л n1/60000=0. 68m/s (2)、 计算齿宽 b 及模数ntm B= dtd1=1X64. 03=64. 03mm 第 26 页 (共 69 页) ntm =td3cos / 3 Z =2. 82mm H=2. 25ntm =6. 345mm b/h=64. 03/6. 345=10. 09 (3) 、 计算纵向重合度    =0. 318 dZ3tan =1. 744 a 由表 10-8. 10-4. 10-13. 10-3 分别查得: ; 2 . 1,38. 1,422. 1,02. 1, 1FHFHVAKKKKKK 故 载荷系数 K=422. 12 . 102. 11=1. 74 ( 4 ) 、 按 实 际 的 载 荷 系 数 校 正 所 得 分 度 圆 直 径 由 式 10-10a 得 1d =td13tKK=65. 85mm (5) 计算模数ntm ntm =1d cos /3z =2. 90mm 5)、 按齿根弯曲强度设计 由式 10-17 312121111) 1(cos2FasaFnzuYYKTm a 上式中69. 138. 12 . 102. 11FFVAKKKKK b 根据纵向重合度  =1. 744, 从图 10-28 查得螺旋角影响系数 Y =0. 88 c 计算当量齿数 齿形系数 23.9514cos873cos08.2414cos223cos322311ZZZZVV 由[1]图 10-5 查得.785. 1,581. 1.19. 2,647. 24343SaSaFaFaYYYY 由图 10-20C 但得1FE=500 MPa 2FE=380 MPa 第 27 页 (共 69 页) 由图 10-18 取弯曲疲劳极限1FNK=0. 88,2FNK=0. 91 d 计算弯曲疲劳应力:取安全系数 S=1. 4, 由 10-12 得: 1F=1FNK1FE/S=314. 29 MPa 2F=2FNK2FE/S=247 MPa e 比较 01583. 001332. 0222111FSaFaFSaFaYYYY 且222111FsaFFsaFYYYY, 故应将222FsaFYY代入[1]式(11-15) 计算。 f 法向模数 mmYYZYKTmFSaFadn18. 201583. 0575. 122114cos88. 010224.17969. 12cos23233322 对比计算结果, 为同时满足接触疲劳强度, 则需按分度圆直径1d =65. 52mm来计算应有的数, 于是有: 取1 nm2. 5mm .99,2543ZZ则: g 中心距 mmmZZan7 .15914cos25 . 2)9925(cos2)(43 取 a1=159. 7mm h 确定螺旋角  631416025 . 2 )9925(arccos2)(arccos43amZZn i 计算大小齿轮分度圆直径: 3 d =52.646314Z4cos3 nMZmm 4 d =mmmn48.2556314cos  J 齿宽 第 28 页 (共 69 页) ;70,6552.64343mmBmmBmmdbd圆整后取 3.3.5 节 高速级轴的设计: 为了对轴进行校核, 先求作用在轴上的齿轮的啮合力。 第一对和第二对啮合齿轮上的作用力分别为 NFFNFFNdTFNFFNFNdTFtantrttanrt4 .14226314tan1 .5556tan5 .20876314cos20tan1 .5556costan1 .555610×52.6424.179223 .451314tan5 .1770tan665314cos20tan5 .1770costanF5 .177010×4 .4342.111t113111=×===×===×===×===×===×== 1. 高速轴Ⅰ 设计 1) 按齿轮轴设计, 轴的材料取与高速级小齿轮材料相同, 40Cr, 调质处理,查表 15-31, 取1000A 2) 初算轴的最小直径 mmnpAd90.1596086. 3100330min 高速轴Ⅰ 为输入轴, 最小直径处跟 V 带轮轴孔直径。 因为带轮轴上有键槽,故最小直径加大 6%,mind=15. 90mm。 由《机械设计手册》 表 22-1-17 查得带轮轴孔有 30, 32, 35, 38, 40 等规格, 故取mind=30mm 高速轴工作简图如图(a) 所示 第 29 页 (共 69 页) 首先确定个段直径 A 段:1d =30mm 有最小直径算出) B 段:2 d =32mm, 根据油封标准, 选择毡圈孔径为 30mm 的 C 段:3 d =35mm, 与轴承(圆锥滚子轴承 30207) 配合, 取轴承内径 D 段:4 d =42mm, 设计非定位轴肩取轴肩高度 h=3. 5mm E 段: mm, 为了减轻轴重及减少材料 F 段: d6=43. 4mm, 将高速级的小齿轮设计为齿轮轴 G 段:7 d =36mm, 设计非定位轴肩取轴肩高度 h=3mm H 段:8 d =30mm, 与轴承(圆锥滚子轴承 30207) 配合, 取轴承内径 第二、 确定各段轴的长度 A 段:1L =80mm 由弹性连轴器 LX3 的周孔长度决定 B 段:2 L =54mm, 考虑轴承盖与其螺钉长度然后圆整取 54mm C 段:3 L =29mm, 与轴承(圆锥滚子轴承 30207) 配合, 加上挡油盘长度(参考《减速器装配草图设计》 p24) 3 L =B+△3+2=16+10+2=28mm G 段:7 L =30mm, 与轴承(圆锥滚子轴承 30207) 配合, 加上挡油盘长度(参考《减速器装配草图设计》 p24) F 段:mm86L,6 L =△2-2=10-2=8mm E 段:mm505L, 齿轮的齿宽mm501B 第 30 页 (共 69 页) D 段:4 L =89mm, 考虑各齿轮齿宽及其间隙距离, 箱体内壁宽度减去箱体内已定长度后圆整得4 L =89mm 轴总长 L=343mm 两轴承间距离(不包括轴承长度) S=174mm, 3.3.6 节 中间轴的设计: 1)、 按齿轮轴设计, 轴的材料取与高速级小齿轮材料相同, 40Cr, 调质处理, 查表 15-31, 取1000A 2) 初算轴的最小直径 mm56.2668.20178. 3100d33220minnpA 因为带轮轴上有键槽, 故最小直径加大 6%,mind=26. 56mm。 根据减速器的结构, 轴Ⅱ 的最小直径应该设计在与轴承配合部分, 初选圆锥滚子轴承30206, 故取mind=30mm 首先, 确定各段的直径 A 段:1d =30mm, 与轴承(圆锥滚子轴承 30206) 配合 F 段:6 d =30mm, 与轴承(圆锥滚子轴承 30206) 配合 E 段:5 d =38mm, 非定位轴肩 第 31 页 (共 69 页) B 段:2 d =48mm, 非定位轴肩, 与齿轮配合 C 段:3 d =64. 52mm, 齿轮轴上齿轮的分度圆直径 D 段:4 d =56mm, 定位轴肩 然后确定各段距离: A 段: 1L =29mm, 考虑轴承(圆锥滚子轴承 30206) 宽度与挡油盘的长度 B 段:2 L =8mm, 根据轴齿轮到内壁的距离及其厚度 C 段:3 L =70mm, 根据齿轮轴上齿轮的齿宽 E 段:5 L =43mm, 根据高速级大齿轮齿宽减去 2mm(为了安装固定) F 段:6 L =41. 5mm, 考虑了轴承长度与箱体内...

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