8級 碳鋼 發(fā)黑 六角放油螺塞 （帶磁鐵）(放油螺絲 磁鐵)

關(guān)于8級 碳鋼 發(fā)黑 六角放油螺塞 （帶磁鐵）(汽車踩油門發(fā)動機(jī)噠噠響是什么原因)的問題，以下是萬千緊固件小編對此問題的歸納整理，來看看吧。

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為什么通常放油螺塞上裝有永久磁鐵

發(fā)動機(jī)中很多部件都是由鋼鐵制造的，雖說部件之間都留有適當(dāng)?shù)拈g隙，又有機(jī)油潤滑，但運(yùn)轉(zhuǎn)中還是會存在微量撞擊摩擦磨損現(xiàn)象的，比如正時齒輪之間的磨損，挺柱與機(jī)體間的磨損，滾輪體與凸輪之間的磨損，氣門搖臂與氣門桿頂端的磨損，活塞環(huán)與缸套之間的磨損等，都會產(chǎn)生鐵末，這些微小的鐵末會隨著潤滑油的沖刷流到油底槽里來，它們將被裝在放油螺塞上的永久磁鐵所吸附，進(jìn)而防止它們繼續(xù)循環(huán)，從而減少磨損，防止油道堵塞。放油螺塞上的永久磁鐵也起到了部分清潔濾清的作用。在更換機(jī)油時，一定要注意將磁鐵上的鐵末清理干凈。

發(fā)動機(jī)噠噠響 是什么原因

汽車怠速時有“噠噠”的響聲，這是什么問題？

油底殼放油螺塞除了排放機(jī)油還有什么作用

還有一個作用：冬季換成一個帶發(fā)熱絲的螺塞，能提前給機(jī)油預(yù)熱，能大幅減少冷啟動時的發(fā)動機(jī)磨損。
（冬季冷啟動一次相當(dāng)于200公里正常行駛）

急求機(jī)械高手幫幫我

一種單級圓柱齒輪減速器，主要由主、從動變位齒輪、軸承、擋圈、端蓋、主、副殼體、花鍵軸、內(nèi)花鍵套法蘭、壓蓋、軸承座組成。

其特點(diǎn)是主動變位齒輪是臺階式的，一端部齒輪與從動變位齒輪聯(lián)接，另一端部與軸承、擋圈固定聯(lián)接，軸承的外套與軸承座聯(lián)接，軸承座與副殼體表面聯(lián)接固定。

此減速器由于主、從齒輪采用變位齒輪，主動變位齒輪的另一端部增加軸承、軸承座，改變過去的懸臂狀態(tài)，加強(qiáng)齒輪的工作強(qiáng)度，提高了減速器的壽命。

下面是設(shè)計說明書：

修改參數(shù)：輸送帶工作拉力：2300N

輸送帶工作速度：1.5m/s

滾筒直徑：400mm

每日工作時數(shù)：24h

傳動工作年限：3年

機(jī)械設(shè)計課程--帶式運(yùn)輸機(jī)傳動裝置中的同軸式1級圓柱齒輪減速器目錄

設(shè)計任務(wù)書……………………………………………………1

傳動方案的擬定及說明………………………………………4

電動機(jī)的選擇…………………………………………………4

計算傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)……………………………5

傳動件的設(shè)計計算……………………………………………5

軸的設(shè)計計算…………………………………………………8

滾動軸承的選擇及計算………………………………………14

鍵聯(lián)接的選擇及校核計算……………………………………16

連軸器的選擇…………………………………………………16

減速器附件的選擇……………………………………………17

潤滑與密封……………………………………………………18

設(shè)計小結(jié)………………………………………………………18

目錄…………………………………………………18

機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計任務(wù)書

題目：設(shè)計一用于帶式運(yùn)輸機(jī)傳動裝置中的同軸式二級圓柱齒輪減速器

一．總體布置簡圖

1—電動機(jī)；2—聯(lián)軸器；3—齒輪減速器；4—帶式運(yùn)輸機(jī)；5—鼓輪；6—聯(lián)軸器

二．工作情況：

載荷平穩(wěn)、單向旋轉(zhuǎn)

三．原始數(shù)據(jù)

鼓輪的扭矩T（N?m）：850

鼓輪的直徑D（mm）：350

運(yùn)輸帶速度V（m/s）：0.7

帶速允許偏差（％）：5

使用年限（年）：5

工作制度（班/日）：2

四．設(shè)計內(nèi)容

1.電動機(jī)的選擇與運(yùn)動參數(shù)計算；

2.斜齒輪傳動設(shè)計計算

3.軸的設(shè)計

4.滾動軸承的選擇

5.鍵和連軸器的選擇與校核；

6.裝配圖、零件圖的繪制

7.設(shè)計計算說明書的編寫

五．設(shè)計任務(wù)

1．減速器總裝配圖一張

2．齒輪、軸零件圖各一張

3．設(shè)計說明書一份

六．設(shè)計進(jìn)度

1、第一階段：總體計算和傳動件參數(shù)計算

2、第二階段：軸與軸系零件的設(shè)計

3、第三階段：軸、軸承、聯(lián)軸器、鍵的校核及草圖繪制

4、第四階段：裝配圖、零件圖的繪制及計算說明書的編寫

傳動方案的擬定及說明

由題目所知傳動機(jī)構(gòu)類型為：同軸式二級圓柱齒輪減速器。故只要對本傳動機(jī)構(gòu)進(jìn)行分析論證。

本傳動機(jī)構(gòu)的特點(diǎn)是：減速器橫向尺寸較小，兩大吃論浸油深度可以大致相同。結(jié)構(gòu)較復(fù)雜，軸向尺寸大，中間軸較長、剛度差，中間軸承潤滑較困難。

電動機(jī)的選擇

1．電動機(jī)類型和結(jié)構(gòu)的選擇

因?yàn)楸緜鲃拥墓ぷ鳡顩r是：載荷平穩(wěn)、單向旋轉(zhuǎn)。所以選用常用的封閉式Y(jié)（IP44）系列的電動機(jī)。

2．電動機(jī)容量的選擇

1）工作機(jī)所需功率Pw

Pw＝3.4kW

2）電動機(jī)的輸出功率

Pd＝Pw/η

η＝＝0.904

Pd＝3.76kW

3．電動機(jī)轉(zhuǎn)速的選擇

nd＝（i1’?i2’…in’）nw

初選為同步轉(zhuǎn)速為1000r/min的電動機(jī)

4．電動機(jī)型號的確定

由表20－1查出電動機(jī)型號為Y132M1-6,其額定功率為4kW，滿載轉(zhuǎn)速960r/min。基本符合題目所需的要求

計算傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)

傳動裝置的總傳動比及其分配

1．計算總傳動比

由電動機(jī)的滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機(jī)主動軸轉(zhuǎn)速nw可確定傳動裝置應(yīng)有的總傳動比為：

i＝nm/nw

nw＝38.4

i＝25.14

2．合理分配各級傳動比

由于減速箱是同軸式布置，所以i1＝i2。

因?yàn)閕＝25.14，取i＝25，i1=i2=5

速度偏差為0.5%<5%，所以可行。

各軸轉(zhuǎn)速、輸入功率、輸入轉(zhuǎn)矩

項(xiàng)目電動機(jī)軸高速軸I中間軸II低速軸III鼓輪

轉(zhuǎn)速（r/min）96096019238.438.4

功率（kW）43.963.843.723.57

轉(zhuǎn)矩（N?m）39.839.4191925.2888.4

傳動比11551

效率10.990.970.970.97

傳動件設(shè)計計算

1．選精度等級、材料及齒數(shù)

1）材料及熱處理；

選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。

2）精度等級選用7級精度；

3）試選小齒輪齒數(shù)z1＝20，大齒輪齒數(shù)z2＝100的；

4）選取螺旋角。初選螺旋角β＝14°

2．按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計

因?yàn)榈退偌壍妮d荷大于高速級的載荷，所以通過低速級的數(shù)據(jù)進(jìn)行計算

按式（10—21）試算，即

dt≥

1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值

（1）試選Kt＝1.6

（2）由圖10－30選取區(qū)域系數(shù)ZH＝2.433

（3）由表10－7選取尺寬系數(shù)φd＝1

（4）由圖10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，則εα＝εα1＋εα2＝1.62

（5）由表10－6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE＝189.8Mpa

（6）由圖10－21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限σHlim1＝600MPa；大齒輪的解除疲勞強(qiáng)度極限σHlim2＝550MPa；

（7）由式10－13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)

N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8

N2＝N1/5＝6.64×107

（8）由圖10－19查得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1＝0.95；KHN2＝0.98

（9）計算接觸疲勞許用應(yīng)力

取失效概率為1％，安全系數(shù)S＝1，由式（10－12）得

[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa

[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa

[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa

2）計算

（1）試算小齒輪分度圓直徑d1t

d1t≥==67.85

（2）計算圓周速度

v===0.68m/s

（3）計算齒寬b及模數(shù)mnt

b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm

mnt===3.39

h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm

b/h=67.85/7.63=8.89

（4）計算縱向重合度εβ

εβ==0.318×1×tan14=1.59

（5）計算載荷系數(shù)K

已知載荷平穩(wěn)，所以取KA=1

根據(jù)v=0.68m/s,7級精度，由圖10—8查得動載系數(shù)KV=1.11；由表10—4查的KHβ的計算公式和直齒輪的相同，

故KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1)1×1+0.23×1067.85=1.42

由表10—13查得KFβ=1.36

由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故載荷系數(shù)

K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05

（6）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式（10—10a）得

d1==mm=73.6mm

（7）計算模數(shù)mn

mn=mm=3.74

3．按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計

由式(10—17mn≥

1）確定計算參數(shù)

（1）計算載荷系數(shù)

K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96

（2）根據(jù)縱向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59，從圖10－28查得螺旋角影響系數(shù)Yβ＝0。88

（3）計算當(dāng)量齒數(shù)

z1=z1/cosβ=20/cos14=21.89

z2=z2/cosβ=100/cos14=109.47

（4）查取齒型系數(shù)

由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172

（5）查取應(yīng)力校正系數(shù)

由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798

（6）計算[σF]

σF1=500Mpa

σF2=380MPa

KFN1=0.95

KFN2=0.98

[σF1]=339.29Mpa

[σF2]=266MPa

（7）計算大、小齒輪的并加以比較

==0.0126

==0.01468

大齒輪的數(shù)值大。

2）設(shè)計計算

mn≥=2.4

mn=2.5

4．幾何尺寸計算

1）計算中心距

z1=32.9，取z1=33

z2=165

a=255.07mm

a圓整后取255mm

2）按圓整后的中心距修正螺旋角

β=arcos=1355’50”

3）計算大、小齒輪的分度圓直徑

d1=85.00mm

d2=425mm

4）計算齒輪寬度

b=φdd1

b=85mm

B1=90mm，B2=85mm

5）結(jié)構(gòu)設(shè)計

以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm，故以選用腹板式為宜。其他有關(guān)尺寸參看大齒輪零件圖。

軸的設(shè)計計算

擬定輸入軸齒輪為右旋

II軸：

1．初步確定軸的最小直徑

d≥＝=34.2mm

2．求作用在齒輪上的受力

Ft1==899N

Fr1=Ft=337N

Fa1=Fttanβ=223N；

Ft2=4494N

Fr2=1685N

Fa2=1115N

3．軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計

1）擬定軸上零件的裝配方案

i.I-II段軸用于安裝軸承30307，故取直徑為35mm。

ii.II-III段軸肩用于固定軸承，查手冊得到直徑為44mm。

iii.III-IV段為小齒輪，外徑90mm。

iv.IV-V段分隔兩齒輪，直徑為55mm。

v.V-VI段安裝大齒輪，直徑為40mm。

vi.VI-VIII段安裝套筒和軸承，直徑為35mm。

2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度

1.I-II段軸承寬度為22.75mm，所以長度為22.75mm。

2.II-III段軸肩考慮到齒輪和箱體的間隙12mm，軸承和箱體的間隙4mm，所以長度為16mm。

3.III-IV段為小齒輪，長度就等于小齒輪寬度90mm。

4.IV-V段用于隔開兩個齒輪，長度為120mm。

5.V-VI段用于安裝大齒輪，長度略小于齒輪的寬度，為83mm。

6.VI-VIII長度為44mm。

4．求軸上的載荷

66207.563.5

Fr1=1418.5N

Fr2=603.5N

查得軸承30307的Y值為1.6

Fd1=443N

Fd2=189N

因?yàn)閮蓚€齒輪旋向都是左旋。

故：Fa1=638N

Fa2=189N

5．精確校核軸的疲勞強(qiáng)度

1）判斷危險截面

由于截面IV處受的載荷較大，直徑較小，所以判斷為危險截面

2）截面IV右側(cè)的

截面上的轉(zhuǎn)切應(yīng)力為

由于軸選用40cr，調(diào)質(zhì)處理，所以

（[2]P355表15-1）

a)綜合系數(shù)的計算

由，經(jīng)直線插入，知道因軸肩而形成的理論應(yīng)力集中為，

（[2]P38附表3-2經(jīng)直線插入）

軸的材料敏感系數(shù)為，

（[2]P37附圖3-1）

故有效應(yīng)力集中系數(shù)為

查得尺寸系數(shù)為，扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)為，

（[2]P37附圖3-2）（[2]P39附圖3-3）

軸采用磨削加工，表面質(zhì)量系數(shù)為，

（[2]P40附圖3-4）

軸表面未經(jīng)強(qiáng)化處理，即，則綜合系數(shù)值為

b)碳鋼系數(shù)的確定

碳鋼的特性系數(shù)取為，

c)安全系數(shù)的計算

軸的疲勞安全系數(shù)為

故軸的選用安全。

I軸：

1．作用在齒輪上的力

FH1=FH2=337/2=168.5

Fv1=Fv2=889/2=444.5

2．初步確定軸的最小直徑

3．軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計

1）確定軸上零件的裝配方案

2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度

d)由于聯(lián)軸器一端連接電動機(jī)，另一端連接輸入軸，所以該段直徑尺寸受到電動機(jī)外伸軸直徑尺寸的限制，選為25mm。

e)考慮到聯(lián)軸器的軸向定位可靠，定位軸肩高度應(yīng)達(dá)2.5mm，所以該段直徑選為30。

f)該段軸要安裝軸承，考慮到軸肩要有2mm的圓角，則軸承選用30207型，即該段直徑定為35mm。

g)該段軸要安裝齒輪，考慮到軸肩要有2mm的圓角，經(jīng)標(biāo)準(zhǔn)化，定為40mm。

h)為了齒輪軸向定位可靠，定位軸肩高度應(yīng)達(dá)5mm，所以該段直徑選為46mm。

i)軸肩固定軸承，直徑為42mm。

j)該段軸要安裝軸承，直徑定為35mm。

2）各段長度的確定

各段長度的確定從左到右分述如下：

a)該段軸安裝軸承和擋油盤，軸承寬18.25mm，該段長度定為18.25mm。

b)該段為軸環(huán)，寬度不小于7mm，定為11mm。

c)該段安裝齒輪，要求長度要比輪轂短2mm，齒輪寬為90mm，定為88mm。

d)該段綜合考慮齒輪與箱體內(nèi)壁的距離取13.5mm、軸承與箱體內(nèi)壁距離取4mm（采用油潤滑），軸承寬18.25mm，定為41.25mm。

e)該段綜合考慮箱體突緣厚度、調(diào)整墊片厚度、端蓋厚度及聯(lián)軸器安裝尺寸，定為57mm。

f)該段由聯(lián)軸器孔長決定為42mm

4．按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度

W=62748N.mm

T=39400N.mm

45鋼的強(qiáng)度極限為，又由于軸受的載荷為脈動的，所以。

III軸

1．作用在齒輪上的力

FH1=FH2=4494/2=2247N

Fv1=Fv2=1685/2=842.5N

2．初步確定軸的最小直徑

3．軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計

1）軸上零件的裝配方案

2）據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度

I-IIII-IVIV-VV-VIVI-VIIVII-VIII

直徑607075877970

長度105113.758399.533.25

5．求軸上的載荷

Mm=316767N.mm

T=925200N.mm

6.彎扭校合

滾動軸承的選擇及計算

I軸：

1．求兩軸承受到的徑向載荷

5、軸承30206的校核

1）徑向力

2）派生力

3）軸向力

由于，

所以軸向力為，

4）當(dāng)量載荷

由于，

所以，，。

由于為一般載荷，所以載荷系數(shù)為，故當(dāng)量載荷為

5）軸承壽命的校核

II軸：

6、軸承30307的校核

1）徑向力

2）派生力

，

3）軸向力

由于，

所以軸向力為，

4）當(dāng)量載荷

由于，

所以，，。

由于為一般載荷，所以載荷系數(shù)為，故當(dāng)量載荷為

5）軸承壽命的校核

III軸：

7、軸承32214的校核

1）徑向力

2）派生力

3）軸向力

由于，

所以軸向力為，

4）當(dāng)量載荷

由于，

所以，，。

由于為一般載荷，所以載荷系數(shù)為，故當(dāng)量載荷為

5）軸承壽命的校核

鍵連接的選擇及校核計算

代號直徑

（mm）工作長度

（mm）工作高度

（mm）轉(zhuǎn)矩

（N?m）極限應(yīng)力

（MPa）

高速軸8×7×60（單頭）25353.539.826.0

12×8×80（單頭）4068439.87.32

中間軸12×8×70（單頭）4058419141.2

低速軸20×12×80（單頭）75606925.268.5

18×11×110（單頭）601075.5925.252.4

由于鍵采用靜聯(lián)接，沖擊輕微，所以許用擠壓應(yīng)力為，所以上述鍵皆安全。

連軸器的選擇

由于彈性聯(lián)軸器的諸多優(yōu)點(diǎn)，所以考慮選用它。

二、高速軸用聯(lián)軸器的設(shè)計計算

由于裝置用于運(yùn)輸機(jī)，原動機(jī)為電動機(jī)，所以工作情況系數(shù)為，

計算轉(zhuǎn)矩為

所以考慮選用彈性柱銷聯(lián)軸器TL4（GB4323-84），但由于聯(lián)軸器一端與電動機(jī)相連，其孔徑受電動機(jī)外伸軸徑限制，所以選用TL5（GB4323-84）

其主要參數(shù)如下：

材料HT200

公稱轉(zhuǎn)矩

軸孔直徑，

軸孔長，

裝配尺寸

半聯(lián)軸器厚

（[1]P163表17-3）（GB4323-84

三、第二個聯(lián)軸器的設(shè)計計算

由于裝置用于運(yùn)輸機(jī)，原動機(jī)為電動機(jī)，所以工作情況系數(shù)為，

計算轉(zhuǎn)矩為

所以選用彈性柱銷聯(lián)軸器TL10（GB4323-84）

其主要參數(shù)如下：

材料HT200

公稱轉(zhuǎn)矩

軸孔直徑

軸孔長，

裝配尺寸

半聯(lián)軸器厚

（[1]P163表17-3）（GB4323-84

減速器附件的選擇

通氣器

由于在室內(nèi)使用，選通氣器（一次過濾），采用M18×1.5

油面指示器

選用游標(biāo)尺M(jìn)16

起吊裝置

采用箱蓋吊耳、箱座吊耳

放油螺塞

選用外六角油塞及墊片M16×1.5

潤滑與密封

一、齒輪的潤滑

采用浸油潤滑，由于低速級周向速度為，所以浸油高度約為六分之一大齒輪半徑，取為35mm。

二、滾動軸承的潤滑

由于軸承周向速度為，所以宜開設(shè)油溝、飛濺潤滑。

三、潤滑油的選擇

齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利，考慮到該裝置用于小型設(shè)備，選用L-AN15潤滑油。

四、密封方法的選取

選用凸緣式端蓋易于調(diào)整，采用悶蓋安裝骨架式旋轉(zhuǎn)軸唇型密封圈實(shí)現(xiàn)密封。

密封圈型號按所裝配軸的直徑確定為（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。

軸承蓋結(jié)構(gòu)尺寸按用其定位的軸承的外徑?jīng)Q定。

設(shè)計小結(jié)

由于時間緊迫，所以這次的設(shè)計存在許多缺點(diǎn)，比如說箱體結(jié)構(gòu)龐大，重量也很大。齒輪的計算不夠精確等等缺陷，我相信，通過這次的實(shí)踐，能使我在以后的設(shè)計中避免很多不必要的工作，有能力設(shè)計出結(jié)構(gòu)更緊湊，傳動更穩(wěn)定精確的。

曲軸箱通風(fēng)閥壞了會對機(jī)油消耗有什么影響

影響：
曲軸箱通風(fēng)閥，壞了以后會導(dǎo)致進(jìn)氣管真空度改變，混合氣濃度不正常，會造成發(fā)動機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)不穩(wěn)。而且還會造成機(jī)油的異常消耗，時間長老化會造成進(jìn)氣到道積炭增多。容易引起很多并發(fā)癥。
曲軸箱:上曲軸箱與氣缸體鑄成一體，下曲軸箱用來貯存潤滑油，并封閉上曲軸箱，故又稱為油底殼圖。油底殼受力很小，一般采用薄鋼板沖壓而成，其形狀取決于發(fā)動機(jī)的總體布置和機(jī)油的容量。
油底殼內(nèi)裝有穩(wěn)油擋板，以防止汽車顛動時油面波動過大。油底殼底部還裝有放油螺塞，通常放油螺塞上裝有永久磁鐵，以吸附潤滑油中的金屬屑，減少發(fā)動機(jī)的磨損。在上下曲軸箱接合面之間裝有襯墊，防止?jié)櫥托孤?

以上就是萬千緊固件小編對于8級 碳鋼 發(fā)黑 六角放油螺塞 （帶磁鐵） 汽車踩油門發(fā)動機(jī)噠噠響是什么原因問題和相關(guān)問題的解答了，希望對你有用