8级 碳钢 发黑 六角放油螺塞 （带磁铁）(放油螺丝 磁铁)

关于8级 碳钢 发黑 六角放油螺塞 （带磁铁）(汽车踩油门发动机哒哒响是什么原因)的问题，以下是万千紧固件小编对此问题的归纳整理，来看看吧。

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为什么通常放油螺塞上装有永久磁铁

发动机中很多部件都是由钢铁制造的，虽说部件之间都留有适当的间隙，又有机油润滑，但运转中还是会存在微量撞击摩擦磨损现象的，比如正时齿轮之间的磨损，挺柱与机体间的磨损，滚轮体与凸轮之间的磨损，气门摇臂与气门杆顶端的磨损，活塞环与缸套之间的磨损等，都会产生铁末，这些微小的铁末会随着润滑油的冲刷流到油底槽里来，它们将被装在放油螺塞上的永久磁铁所吸附，进而防止它们继续循环，从而减少磨损，防止油道堵塞。放油螺塞上的永久磁铁也起到了部分清洁滤清的作用。在更换机油时，一定要注意将磁铁上的铁末清理干净。

发动机哒哒响 是什么原因

汽车怠速时有“哒哒”的响声，这是什么问题？

油底壳放油螺塞除了排放机油还有什么作用

还有一个作用：冬季换成一个带发热丝的螺塞，能提前给机油预热，能大幅减少冷启动时的发动机磨损。
（冬季冷启动一次相当于200公里正常行驶）

急求机械高手帮帮我

一种单级圆柱齿轮减速器，主要由主、从动变位齿轮、轴承、挡圈、端盖、主、副壳体、花键轴、内花键套法兰、压盖、轴承座组成。

其特点是主动变位齿轮是台阶式的，一端部齿轮与从动变位齿轮联接，另一端部与轴承、挡圈固定联接，轴承的外套与轴承座联接，轴承座与副壳体表面联接固定。

此减速器由于主、从齿轮采用变位齿轮，主动变位齿轮的另一端部增加轴承、轴承座，改变过去的悬臂状态，加强齿轮的工作强度，提高了减速器的寿命。

下面是设计说明书：

修改参数：输送带工作拉力：2300N

输送带工作速度：1.5m/s

滚筒直径：400mm

每日工作时数：24h

传动工作年限：3年

机械设计课程--带式运输机传动装置中的同轴式1级圆柱齿轮减速器目录

设计任务书……………………………………………………1

传动方案的拟定及说明………………………………………4

电动机的选择…………………………………………………4

计算传动装置的运动和动力参数……………………………5

传动件的设计计算……………………………………………5

轴的设计计算…………………………………………………8

滚动轴承的选择及计算………………………………………14

键联接的选择及校核计算……………………………………16

连轴器的选择…………………………………………………16

减速器附件的选择……………………………………………17

润滑与密封……………………………………………………18

设计小结………………………………………………………18

目录…………………………………………………18

机械设计课程设计任务书

题目：设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器

一．总体布置简图

1—电动机；2—联轴器；3—齿轮减速器；4—带式运输机；5—鼓轮；6—联轴器

二．工作情况：

载荷平稳、单向旋转

三．原始数据

鼓轮的扭矩T（N•m）：850

鼓轮的直径D（mm）：350

运输带速度V（m/s）：0.7

带速允许偏差（％）：5

使用年限（年）：5

工作制度（班/日）：2

四．设计内容

1.电动机的选择与运动参数计算；

2.斜齿轮传动设计计算

3.轴的设计

4.滚动轴承的选择

5.键和连轴器的选择与校核；

6.装配图、零件图的绘制

7.设计计算说明书的编写

五．设计任务

1．减速器总装配图一张

2．齿轮、轴零件图各一张

3．设计说明书一份

六．设计进度

1、第一阶段：总体计算和传动件参数计算

2、第二阶段：轴与轴系零件的设计

3、第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制

4、第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写

传动方案的拟定及说明

由题目所知传动机构类型为：同轴式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。

本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大吃论浸油深度可以大致相同。结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差，中间轴承润滑较困难。

电动机的选择

1．电动机类型和结构的选择

因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y（IP44）系列的电动机。

2．电动机容量的选择

1）工作机所需功率Pw

Pw＝3.4kW

2）电动机的输出功率

Pd＝Pw/η

η＝＝0.904

Pd＝3.76kW

3．电动机转速的选择

nd＝（i1’•i2’…in’）nw

初选为同步转速为1000r/min的电动机

4．电动机型号的确定

由表20－1查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW，满载转速960r/min。基本符合题目所需的要求

计算传动装置的运动和动力参数

传动装置的总传动比及其分配

1．计算总传动比

由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为：

i＝nm/nw

nw＝38.4

i＝25.14

2．合理分配各级传动比

由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。

因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5

速度偏差为0.5%<5%，所以可行。

各轴转速、输入功率、输入转矩

项目电动机轴高速轴I中间轴II低速轴III鼓轮

转速（r/min）96096019238.438.4

功率（kW）43.963.843.723.57

转矩（N•m）39.839.4191925.2888.4

传动比11551

效率10.990.970.970.97

传动件设计计算

1．选精度等级、材料及齿数

1）材料及热处理；

选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。

2）精度等级选用7级精度；

3）试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的；

4）选取螺旋角。初选螺旋角β＝14°

2．按齿面接触强度设计

因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算

按式（10—21）试算，即

dt≥

1）确定公式内的各计算数值

（1）试选Kt＝1.6

（2）由图10－30选取区域系数ZH＝2.433

（3）由表10－7选取尺宽系数φd＝1

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

（5）由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa

（6）由图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1＝600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2＝550MPa；

（7）由式10－13计算应力循环次数

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

N2＝N1/5＝6.64×107

（8）由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98

（9）计算接触疲劳许用应力

取失效概率为1％，安全系数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）计算

（1）试算小齿轮分度圆直径d1t

d1t≥==67.85

（2）计算圆周速度

v===0.68m/s

（3）计算齿宽b及模数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）计算纵向重合度εβ

εβ==0.318×1×tan14=1.59

（5）计算载荷系数K

已知载荷平稳，所以取KA=1

根据v=0.68m/s,7级精度，由图10—8查得动载系数KV=1.11；由表10—4查的KHβ的计算公式和直齿轮的相同，

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。故载荷系数

K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05

（6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得

d1==mm=73.6mm

（7）计算模数mn

mn=mm=3.74

3．按齿根弯曲强度设计

由式(10—17mn≥

1）确定计算参数

（1）计算载荷系数

K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96

（2）根据纵向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59，从图10－28查得螺旋角影响系数Yβ＝0。88

（3）计算当量齿数

z1=z1/cosβ=20/cos14=21.89

z2=z2/cosβ=100/cos14=109.47

（4）查取齿型系数

由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172

（5）查取应力校正系数

由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798

（6）计算[σF]

σF1=500Mpa

σF2=380MPa

KFN1=0.95

KFN2=0.98

[σF1]=339.29Mpa

[σF2]=266MPa

（7）计算大、小齿轮的并加以比较

==0.0126

==0.01468

大齿轮的数值大。

2）设计计算

mn≥=2.4

mn=2.5

4．几何尺寸计算

1）计算中心距

z1=32.9，取z1=33

z2=165

a=255.07mm

a圆整后取255mm

2）按圆整后的中心距修正螺旋角

β=arcos=1355’50”

3）计算大、小齿轮的分度圆直径

d1=85.00mm

d2=425mm

4）计算齿轮宽度

b=φdd1

b=85mm

B1=90mm，B2=85mm

5）结构设计

以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。

轴的设计计算

拟定输入轴齿轮为右旋

II轴：

1．初步确定轴的最小直径

d≥＝=34.2mm

2．求作用在齿轮上的受力

Ft1==899N

Fr1=Ft=337N

Fa1=Fttanβ=223N；

Ft2=4494N

Fr2=1685N

Fa2=1115N

3．轴的结构设计

1）拟定轴上零件的装配方案

i.I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。

ii.II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。

iii.III-IV段为小齿轮，外径90mm。

iv.IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。

v.V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。

vi.VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。

2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

1.I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。

2.II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙12mm，轴承和箱体的间隙4mm，所以长度为16mm。

3.III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。

4.IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。

5.V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。

6.VI-VIII长度为44mm。

4．求轴上的载荷

66207.563.5

Fr1=1418.5N

Fr2=603.5N

查得轴承30307的Y值为1.6

Fd1=443N

Fd2=189N

因为两个齿轮旋向都是左旋。

故：Fa1=638N

Fa2=189N

5．精确校核轴的疲劳强度

1）判断危险截面

由于截面IV处受的载荷较大，直径较小，所以判断为危险截面

2）截面IV右侧的

截面上的转切应力为

由于轴选用40cr，调质处理，所以

（[2]P355表15-1）

a)综合系数的计算

由，经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为，

（[2]P38附表3-2经直线插入）

轴的材料敏感系数为，

（[2]P37附图3-1）

故有效应力集中系数为

查得尺寸系数为，扭转尺寸系数为，

（[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3）

轴采用磨削加工，表面质量系数为，

（[2]P40附图3-4）

轴表面未经强化处理，即，则综合系数值为

b)碳钢系数的确定

碳钢的特性系数取为，

c)安全系数的计算

轴的疲劳安全系数为

故轴的选用安全。

I轴：

1．作用在齿轮上的力

FH1=FH2=337/2=168.5

Fv1=Fv2=889/2=444.5

2．初步确定轴的最小直径

3．轴的结构设计

1）确定轴上零件的装配方案

2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

d)由于联轴器一端连接电动机，另一端连接输入轴，所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制，选为25mm。

e)考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达2.5mm，所以该段直径选为30。

f)该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有2mm的圆角，则轴承选用30207型，即该段直径定为35mm。

g)该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2mm的圆角，经标准化，定为40mm。

h)为了齿轮轴向定位可靠，定位轴肩高度应达5mm，所以该段直径选为46mm。

i)轴肩固定轴承，直径为42mm。

j)该段轴要安装轴承，直径定为35mm。

2）各段长度的确定

各段长度的确定从左到右分述如下：

a)该段轴安装轴承和挡油盘，轴承宽18.25mm，该段长度定为18.25mm。

b)该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。

c)该段安装齿轮，要求长度要比轮毂短2mm，齿轮宽为90mm，定为88mm。

d)该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取13.5mm、轴承与箱体内壁距离取4mm（采用油润滑），轴承宽18.25mm，定为41.25mm。

e)该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸，定为57mm。

f)该段由联轴器孔长决定为42mm

4．按弯扭合成应力校核轴的强度

W=62748N.mm

T=39400N.mm

45钢的强度极限为，又由于轴受的载荷为脉动的，所以。

III轴

1．作用在齿轮上的力

FH1=FH2=4494/2=2247N

Fv1=Fv2=1685/2=842.5N

2．初步确定轴的最小直径

3．轴的结构设计

1）轴上零件的装配方案

2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

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

直径607075877970

长度105113.758399.533.25

5．求轴上的载荷

Mm=316767N.mm

T=925200N.mm

6.弯扭校合

滚动轴承的选择及计算

I轴：

1．求两轴承受到的径向载荷

5、轴承30206的校核

1）径向力

2）派生力

3）轴向力

由于，

所以轴向力为，

4）当量载荷

由于，

所以，，。

由于为一般载荷，所以载荷系数为，故当量载荷为

5）轴承寿命的校核

II轴：

6、轴承30307的校核

1）径向力

2）派生力

，

3）轴向力

由于，

所以轴向力为，

4）当量载荷

由于，

所以，，。

由于为一般载荷，所以载荷系数为，故当量载荷为

5）轴承寿命的校核

III轴：

7、轴承32214的校核

1）径向力

2）派生力

3）轴向力

由于，

所以轴向力为，

4）当量载荷

由于，

所以，，。

由于为一般载荷，所以载荷系数为，故当量载荷为

5）轴承寿命的校核

键连接的选择及校核计算

代号直径

（mm）工作长度

（mm）工作高度

（mm）转矩

（N•m）极限应力

（MPa）

高速轴8×7×60（单头）25353.539.826.0

12×8×80（单头）4068439.87.32

中间轴12×8×70（单头）4058419141.2

低速轴20×12×80（单头）75606925.268.5

18×11×110（单头）601075.5925.252.4

由于键采用静联接，冲击轻微，所以许用挤压应力为，所以上述键皆安全。

连轴器的选择

由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。

二、高速轴用联轴器的设计计算

由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为，

计算转矩为

所以考虑选用弹性柱销联轴器TL4（GB4323-84），但由于联轴器一端与电动机相连，其孔径受电动机外伸轴径限制，所以选用TL5（GB4323-84）

其主要参数如下：

材料HT200

公称转矩

轴孔直径，

轴孔长，

装配尺寸

半联轴器厚

（[1]P163表17-3）（GB4323-84

三、第二个联轴器的设计计算

由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为，

计算转矩为

所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84）

其主要参数如下：

材料HT200

公称转矩

轴孔直径

轴孔长，

装配尺寸

半联轴器厚

（[1]P163表17-3）（GB4323-84

减速器附件的选择

通气器

由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5

油面指示器

选用游标尺M16

起吊装置

采用箱盖吊耳、箱座吊耳

放油螺塞

选用外六角油塞及垫片M16×1.5

润滑与密封

一、齿轮的润滑

采用浸油润滑，由于低速级周向速度为，所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为35mm。

二、滚动轴承的润滑

由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。

三、润滑油的选择

齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用L-AN15润滑油。

四、密封方法的选取

选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。

密封圈型号按所装配轴的直径确定为（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。

轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。

设计小结

由于时间紧迫，所以这次的设计存在许多缺点，比如说箱体结构庞大，重量也很大。齿轮的计算不够精确等等缺陷，我相信，通过这次的实践，能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作，有能力设计出结构更紧凑，传动更稳定精确的。

曲轴箱通风阀坏了会对机油消耗有什么影响

影响：
曲轴箱通风阀，坏了以后会导致进气管真空度改变，混合气浓度不正常，会造成发动机运转不稳。而且还会造成机油的异常消耗，时间长老化会造成进气到道积炭增多。容易引起很多并发症。
曲轴箱:上曲轴箱与气缸体铸成一体，下曲轴箱用来贮存润滑油，并封闭上曲轴箱，故又称为油底壳图。油底壳受力很小，一般采用薄钢板冲压而成，其形状取决于发动机的总体布置和机油的容量。
油底壳内装有稳油挡板，以防止汽车颠动时油面波动过大。油底壳底部还装有放油螺塞，通常放油螺塞上装有永久磁铁，以吸附润滑油中的金属屑，减少发动机的磨损。在上下曲轴箱接合面之间装有衬垫，防止润滑油泄漏。

以上就是万千紧固件小编对于8级 碳钢 发黑 六角放油螺塞 （带磁铁） 汽车踩油门发动机哒哒响是什么原因问题和相关问题的解答了，希望对你有用