帶式運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)裝置的設(shè)計(jì)

第頁第1章系統(tǒng)總體方案的設(shè)計(jì)1.1運(yùn)動(dòng)方案的選擇 采用V帶傳動(dòng)與齒輪傳動(dòng)的組合，即可滿足傳動(dòng)比要求，同時(shí)由于帶傳動(dòng)具有良好的緩沖，吸振性能，適應(yīng)大起動(dòng)轉(zhuǎn)矩工況要求，結(jié)構(gòu)簡單，成本低，使用維護(hù)方便，故選V帶。1.2電動(dòng)機(jī)的選擇1)電動(dòng)機(jī)類型和結(jié)構(gòu)的選擇選擇Y系列一般用途的全封閉自扇冷鼠籠型三相異步電動(dòng)機(jī)，此系列電動(dòng)機(jī)屬于一般用途的全封閉自扇冷電動(dòng)機(jī)，其結(jié)構(gòu)簡單，工作可靠，價(jià)格低廉，維護(hù)方便，適用于不易燃，不易爆，無腐蝕性氣體和無特殊要求的機(jī)械。2)確定電機(jī)功率：工作中提供的電源為三相交流電壓380V已知：運(yùn)輸帶工作拉力F=2.6KN，運(yùn)輸帶工作速度V1=1.1m/s，滾筒效率η0=0.98可得:P1=F·V1/1000=2.86KW查資料可得：剛性聯(lián)軸器效率為1.0，取ηL為0.99，齒輪傳動(dòng)效率ηG=0.99，軸承傳動(dòng)效率ηz=0.98，V帶傳動(dòng)效率ηk=0.99滾筒效率軸Ⅲ的功率：P3=低速級(jí)軸Ⅱ的功率：P2=高速級(jí)軸Ⅰ的功率：P1=電機(jī)軸Ⅳ的功率：P=所需電機(jī)功率P0=P=>P0===3.1KW查表12-1[2]可知P0取4KW3)確定電機(jī)轉(zhuǎn)速由帶速V1=1.1m/s可知：n滾=(V1/(π*D))*60=>n滾=(1.1/(π*220))=95.54r/min根據(jù)齒輪傳動(dòng)推薦傳動(dòng)比可知：Nm為859.86-3439.44r/min滿足該轉(zhuǎn)速的電機(jī)有1000r/min,1500r/min,3000r/min,考慮體積與價(jià)格，選擇1500r/min的Y112M-4。3)電動(dòng)機(jī)參數(shù)Y112M-4:額定功率：4KW，滿載轉(zhuǎn)速1440r/min，轉(zhuǎn)矩：2.3，質(zhì)量：43kg1.3確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配級(jí)傳動(dòng)比1)由選定的電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速和工作機(jī)主動(dòng)軸轉(zhuǎn)速可得傳動(dòng)比裝載總傳動(dòng)比為：==15.07且總傳動(dòng)比等于各傳動(dòng)比的乘積。分配傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比：=15.072)分配各級(jí)傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比各種機(jī)械傳動(dòng)的傳動(dòng)比表取=3則==5.021.4計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)1)計(jì)算各軸的轉(zhuǎn)速2)計(jì)算各軸的功率滾筒：3)計(jì)算各軸的轉(zhuǎn)矩電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)矩：T=954961卷筒軸：=9549=291.85第2章傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算2.1帶輪的設(shè)計(jì)計(jì)算1)確定功率Pca由表8-8[1]查得工作情況系數(shù)KA=1.1，故Pca=KA·P=1.1*4KW=4.4KW2)選擇V帶的帶型根據(jù)Pca、轉(zhuǎn)速n1由圖8-11[1]選用A型。3)確定帶輪的基準(zhǔn)直徑dd并驗(yàn)算帶速①初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1由表8-7[1]和表8-9[1]，取小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1=90mm②驗(yàn)算帶速V。按式（8-13）[1]驗(yàn)算帶的速度V==m/s=6.78m/s∵5m/s<V<30m/s,∴帶速合適③計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑設(shè)傳動(dòng)比i=3根據(jù)式（8-15a）：dd2=idd1=3×90mm=270mm根據(jù)表8-9[1]，取標(biāo)準(zhǔn)值dd2=280mm④誤差計(jì)算i’===3.11y===3.7%<5%確定V帶的中心距a和基準(zhǔn)長度L①根據(jù)式8-20[1]0.7(dd1+dd2)<a0<2(dd1+dd2)即:259<a0<740初定中心距a0=500mm②由式8-22[1]，計(jì)算所需基準(zhǔn)長度Ld0≈2a0+(dd1+dd2)+=2×500+(90+280)+mm=1599mm由表8-2[1]選帶的基準(zhǔn)長度Ld=1640mm③按式8-23[1]計(jì)算實(shí)際中心距aa≈a0+=500+mm=520.5mm按式8-24[1]，中心距的變化范圍為495.9-569.7mm5)驗(yàn)算小帶輪上的包角αα1≈180°-(dd2-dd1)≈157°>120°6)計(jì)算帶的根數(shù)Z1).計(jì)算單根V帶的額定功率Pr由dd1=90mm和n1=1440r/min,查表8-4[1]得P0=1.064KW。根據(jù)n1=1440r/min,i=3和A型帶，查表8-5[1]得△P0=0.17KW.查表8-6[1]得Kα=0.95，表8-2得KL=0.99，于是Pr=(P0+△P0)*Kα*KL=(1.064+0.17)*0.95*0.99=1.16KW.計(jì)算V帶根數(shù)ZZ=因此取4根皮帶7）確定單根V帶的初拉力F0由表8-3[1]得B型帶的單位長度質(zhì)量q=0.105kg/m8）計(jì)算壓軸力主要設(shè)計(jì)結(jié)論選用A型普通V輪4根，帶輪基準(zhǔn)長度為1640mm。帶輪基準(zhǔn)直徑dd1=90mm,dd2=280mm.中心距控制在a=512.2-535.6mm.單根帶初拉力為F0=137N確定帶輪結(jié)構(gòu)根據(jù)表8-11可知A型槽數(shù)據(jù)：bd=11.0mm,ha=2.75mm,hf=8.7mm,e=15mm,f=9mm,φ=34°.B=（Z-1）e+2f=315+29=63由于Y112M-4的伸出軸長度為60mm，且為了滿足周向定位，故設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)如下圖所示：5311)帶輪的材料選擇。HT200材料的抗拉強(qiáng)度和塑性低，但鑄造性能和減震性能好，主要用來鑄造汽車發(fā)動(dòng)機(jī)機(jī)氣缸、車床車身等承受壓力及震動(dòng)部件，彈性模量：1.13~1.57x，剪切模量：0.45x，所以綜上所述在這里選用HT200材料的輪槽有利于減震和減小誤差。2.2齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算。1)選定齒輪類型，精度類型，材料及齒數(shù)①按設(shè)計(jì)所給的傳動(dòng)方案，選用直齒圓柱齒輪傳動(dòng)，壓力角取為20°。②帶式輸送機(jī)為一般工作機(jī)器，參考《機(jī)械設(shè)計(jì)》選用7級(jí)精度。③材料選定參考表10-1[1]選擇小齒輪材料、大齒輪材料均為40cr(調(diào)質(zhì))齒面硬度280HBS④選小齒輪的齒數(shù)=20大齒輪的齒數(shù)2）齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)由式10-11[1]試算小齒輪的分度圓直徑①試選=1.3②確定小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩③查表10-7[1]選取齒寬系數(shù)=1④查圖10-20[1]知區(qū)域系數(shù)=2.5⑤查表10-5[1]知材料的彈性影響系數(shù)=189.8⑥由式10-9[1]計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度重合系數(shù)⑦計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力[]由圖10-25d[1]查得小齒輪和大齒輪=接觸疲勞極限為由式10-15[1]計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)由圖10-23[1]查得接觸疲勞壽命系數(shù)取失效概率1%安全系數(shù)由式10-14[1]得取中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力3）試算小齒輪分度圓直徑4）調(diào)整小齒輪分度圓直徑①計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備a.計(jì)算圓周速度Vb.計(jì)算齒寬b5)計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)①由表10-2[1]查使用系數(shù)②根據(jù)V=1.196m/s7級(jí)精度由圖10-8[1]查動(dòng)載系數(shù)③計(jì)算齒輪的圓周力④由表10-3[1]得齒間載荷分配系數(shù)由表10-4[1]用插值法查得7級(jí)精度小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置時(shí)得齒向載荷分布系數(shù)由此得到實(shí)際載荷系數(shù)由式10-12[1]可得按實(shí)際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑及相應(yīng)齒輪模數(shù)6）按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)①由式10-7[1]試算模數(shù)a確定公式中的各參數(shù)值a.1初選a.2由表10-5[1]計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度用重合系數(shù)a.3計(jì)算由圖10-17[1]查齒形系數(shù)由圖10-18[1]查應(yīng)力修正系數(shù)由圖10-24c查小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別由圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數(shù)取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4由10-14[1]得因?yàn)榇簖X輪的大于小齒輪的所以b試算模數(shù)②調(diào)整齒輪模數(shù)a計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備a.1計(jì)算圓周速度Va.2計(jì)算齒寬ba.3計(jì)算寬高比c計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)C.1根據(jù)8級(jí)精度由圖10-8[1]查動(dòng)載系數(shù)C.2由由表10-3[1]得齒間載荷分配系數(shù)C.3表10-4[1]用插值法查查③查10-13[1]齒輪模數(shù)對(duì)比計(jì)算結(jié)果由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力僅于齒輪直徑有關(guān)，可取彎曲疲勞強(qiáng)度模數(shù)1.689mm就近圓整標(biāo)準(zhǔn)值m=2mm按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑的直徑算出小齒輪齒數(shù)取則大齒輪齒數(shù),取大齒輪齒數(shù)互為質(zhì)數(shù)這樣設(shè)計(jì)的齒輪傳動(dòng)既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度又滿足齒根彎曲疲勞強(qiáng)度并做到結(jié)構(gòu)緊湊避免浪費(fèi)。7)幾何尺寸計(jì)算①計(jì)算分度圓直徑②計(jì)算中心距③計(jì)算齒輪寬度考慮不可避免的安裝誤差為了保證設(shè)計(jì)齒寬b和節(jié)省材料一般將小齒輪略為加寬（5~10）取使大齒輪的齒寬等于設(shè)計(jì)齒寬8)主要設(shè)計(jì)結(jié)論齒數(shù)模數(shù)壓力角中心距齒寬小齒輪選用40Cr（調(diào)質(zhì)）大齒輪選用45Cr（調(diào)質(zhì)）齒輪按7級(jí)精度設(shè)計(jì)2.3輸出軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及計(jì)算。1)確定輸出軸的功率轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩已知2)確定作用在齒輪上的力因知道低速級(jí)大齒輪的分度圓直徑為3)初步確定軸的最小直徑先初步估計(jì)軸的最小直徑選取軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)）查表15-3[1]取于是輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑為了所選擇的軸與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)故需同時(shí)選取聯(lián)軸器型號(hào)聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩查表14-1[1]考慮轉(zhuǎn)矩變化很小，故取按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查8-7[2]，選用型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為560000半聯(lián)軸器的孔徑故取半聯(lián)軸器長度半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度4)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)①擬定軸上零件的裝配方案因?yàn)棰诜桨钢械妮S向定位套筒較長，質(zhì)量大，不利于生產(chǎn)和制造，所以在這里選擇方案①②根據(jù)軸向定位已在確定軸的各段直徑和長度a.為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求軸段右端需制出一軸肩故取段的直徑=42左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上故段的長度應(yīng)比略短一些現(xiàn)取.b.初步選擇滾動(dòng)軸承，因軸承只受徑向力作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)=故選取標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的深溝球軸承6009其尺寸為所以，右端滾動(dòng)軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位由手冊(cè)上查得6009型軸承的定位軸肩高度因此取C.取安裝齒輪處的軸段齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為54為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度故取齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度,由軸徑查《機(jī)械設(shè)計(jì)》表15-2得故則軸環(huán)處的直徑軸環(huán)寬度取D.軸承端蓋的總寬度為20（由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)而定）。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對(duì)軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面的距離故取E.取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)應(yīng)距箱體內(nèi)壁距離取至此，已初步確定了輸出軸的各段直徑的長度。③軸上零件的周向定位齒輪半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接按由表6-1[1]查得平鍵截面鍵槽用鍵槽銑刀加工長36同時(shí)為了保證齒輪與軸的配合具有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為同樣半聯(lián)軸器與軸的連接選用平鍵為半聯(lián)軸器與軸的配合為滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為求軸上的載荷對(duì)于6009型深溝球滾子軸承，作為簡支梁的軸的支承跨距L2=L3=59mm，根據(jù)軸的計(jì)算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖.從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險(xiǎn)截面。現(xiàn)將計(jì)算出的截面C處的MH、MV及M的值列于下表：載荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=FNH2=1138.6NFNV1=FNV2=414.415N彎矩MMH=67177.4N·mmMV=24450.485N·mm總彎矩M=71488N·mm扭矩TT=298312.4N·mm按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度校核危險(xiǎn)截面C的強(qiáng)度，根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取α=0.6，軸的計(jì)算應(yīng)力：因?yàn)檩S的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1[1]查得因此，故安全。2.4輸入軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及計(jì)算。1)確定輸出軸的功率轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩已知2)確定作用在齒輪上的力因知道低速級(jí)大齒輪的分度圓直徑為3)初步確定軸的最小直徑先初步估計(jì)軸的最小直徑選取軸的材料為40Cr（調(diào)質(zhì)）查表15-3[1]取于是輸出軸的最小直徑顯然是安裝大帶輪處的直徑，取4)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)①擬定軸上零件的裝配方案因?yàn)棰诜桨钢械妮S向定位套筒較長，質(zhì)量大，不利于生產(chǎn)和制造，所以在這里選擇方案①②根據(jù)軸向定位已在確定軸的各段直徑和長度a.為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求軸段右端需制出一軸肩故取段的直徑=25左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上故段的長度應(yīng)比略短一些現(xiàn)取.b.初步選擇滾動(dòng)軸承，因軸承只受徑向力作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)=故選取標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的深溝球軸承6006其尺寸為所以，右端滾動(dòng)軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位由手冊(cè)[2]上查得6006型軸承的定位軸肩高度因此取C.由于齒輪與軸材料相同，且齒輪分度圓直徑較小，故選擇設(shè)計(jì)齒輪軸。已知齒輪輪轂的寬度為60mm；齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。取。齒輪軸無需采用軸肩定位，故D.軸承端蓋的總寬度為20（由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)而定）。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對(duì)軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面的距離故取E.為了與大齒輪配對(duì)，有所以：軸承內(nèi)側(cè)距箱體內(nèi)壁距離S=11mm箱體內(nèi)壁距小齒輪端面△=13mm至此，已初步確定了輸出軸的各段直徑的長度。③軸上零件的周向定位齒輪軸無需周向定位。帶輪與軸的連接，選用平鍵為6mm×6mm×36mm。帶輪與軸的配合為滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為5）求軸上的載荷對(duì)于6006型深溝球滾子軸承，作為簡支梁的軸的支承跨距L2=L3=60.5mm，根據(jù)軸的計(jì)算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖.從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險(xiǎn)截面?，F(xiàn)將計(jì)算出的截面C處的MH、MV及M的值列于下表：載荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=FNH2=1173NFNV1=FNV2=426.9N彎矩MMH=70966.5N·mmMV=25827.45N·mm總彎矩M=75520N·mm扭矩TT=63342N·mm6）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核危險(xiǎn)截面的強(qiáng)度，由于該軸為齒輪軸，校核時(shí)，齒輪處的彎矩與扭矩最大。故校核距齒輪較近且較細(xì)的截面。根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取α=0.6，軸的計(jì)算應(yīng)力：因?yàn)檩S的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1[1]查得因此，故安全。2.5箱體與箱蓋的設(shè)計(jì)與計(jì)算1)機(jī)座和箱體的選擇。機(jī)座和箱體是基礎(chǔ)部件，機(jī)器的所有部件最終都安裝在基座上或在其導(dǎo)軌面上的運(yùn)動(dòng)。因此機(jī)座在機(jī)器中既起支承作用，承受其他部件的重量和工作載荷，所以選用機(jī)座和箱體為裝配式、鑄造制作，材料選用鑄鐵，滿足該箱體和機(jī)座的要求。2)機(jī)座和箱體的數(shù)據(jù)確定。單位：mm名稱符號(hào)結(jié)構(gòu)尺寸計(jì)算或取值依據(jù)結(jié)果箱底壁厚0.025a+1=0.025*158+1=4.958箱蓋壁厚0.02a+1=0.02*158+1=4.168箱座凸緣厚度b1.5=1.5*8=1212箱蓋凸緣厚度1.5=1.5*8=1212箱底座凸緣厚度2.5=2.5*8=2020箱座上的肋厚m7箱蓋上的肋厚7地腳螺釘直徑0.036a+12=0.036*158+12=17.6918地腳螺釘數(shù)目n4軸承旁連接螺栓直徑0.75=0.75*18=13.514蓋與底座連接螺栓直徑(0.5~0.6)=9-10.810軸承端蓋的螺釘直徑(0.4~0.5)=7.2-98視孔蓋螺釘直徑(0.3~0.4)=5.4-7.26定位銷直徑d(0.7~0.8)=7-88軸承座的外徑92112大齒輪與內(nèi)箱壁距離>1.2=1.2*8=9.610齒輪端面與內(nèi)箱壁距離>=816油面高度__齒輪浸入油中至少一個(gè)齒高，且不得小于10mm，考慮到油的損耗，選取油高為5050軸承旁連接螺栓的凸緣尺寸查參考文獻(xiàn)[2]表11-11凸臺(tái)及凸緣的結(jié)構(gòu)尺寸，得2018箱座箱蓋連接螺栓凸緣尺寸查參考文獻(xiàn)[2]表11-11凸臺(tái)及凸緣的結(jié)構(gòu)尺寸，得1614軸承旁連接螺栓沉頭座直徑D查參考文獻(xiàn)[2]表11-11凸臺(tái)及凸緣的結(jié)構(gòu)尺寸，得30箱座箱蓋連接螺栓的凸緣尺寸D查參考文獻(xiàn)[2]表11-11凸臺(tái)及凸緣的結(jié)構(gòu)尺寸，得22箱體外壁至軸承底面的距離45箱座高度H190第3章減速器附件的設(shè)計(jì)與選擇3.1窺視孔和視孔蓋在傳動(dòng)嚙合取上方的箱蓋上開設(shè)檢查孔，用于檢查傳動(dòng)間的嚙合情況和潤滑情況，還可以由該孔向箱內(nèi)注入潤滑油。查參考文獻(xiàn)[2]表11-4，得（單位：mm）減速器中心距ad蓋厚R直徑孔數(shù)120105907574453.2通氣器安裝在窺視孔板上，用于保證箱內(nèi)和外氣壓平衡，以免潤滑油與箱體結(jié)合面軸伸處及其他縫隙泄漏出來。查參考文獻(xiàn)[2]表11-5通氣器的結(jié)構(gòu)形式尺寸(單位：mm)通氣塞：d=M36*3,D=50，D1=41.6,S=36，L=46,l=25,a=5,d1=8。通氣帽：d=M36*2,D1=20,B=40,h=20,H=60,D2=48,H1=42,a=8,=4,k=12B=11,h1=29,b1=8,D3=42,D4=24,L=41,孔數(shù)為6個(gè)。通氣罩：d=M36*1.5,d1=M64*1.5,d2=16,d3=6,d4=30,D=80,h=70,a=20,b=13C=28,h1=32,R=80,D1=53.1,S=41,k