加热炉装料机

机械设计课程设计说明书目 录第一章设计任务31.1 设计题目 31.2 设计背景 31.3 设计任务 31.4 设计方案 3第二章机械装置的运动和动力参数计算 52.1 电动机的选择 52.2 电动机的安装尺寸及外形 52.3 传动比的确定 62.4 运动和动力参数的确定 6第三章蜗杆和蜗轮的设计 83.1 蜗杆蜗杆传动设计计算 83.2 蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸 93.3 校核齿根弯曲疲劳强度 9第四章轴的设计及校核 124.1 蜗杆轴的设计 124.2 蜗轮轴的设计 134.3 轴的校核 14第五章齿轮的计算 1931第六章箱体的设计 23设计小结与心得体会 27参考文献 28第1章设计任务1.1 设计题目加热炉装料机图1.1加热炉装料机1.2 设计背景(1)题目简述该机器用于向加热炉内送料。装料机由电动机驱动，通过传动装置是装料机推杆做往复移动，将物料送入加热炉内。(2)使用状况室内工作，需要5台，动力源为三相交流电动机，电动机单向转动，载荷较平稳，转速误差4%;使用期限为10年，每年工作250天，每天工作16小时，大修期为3年。(3)生产状况中等规模机械厂，可加工7、8级精度的齿轮、蜗轮。1.3 设计参数已知参数：推杆行程200mm表1.1设计参数数据编号12345电动机所需功率/kW22.5 12.83:3.4推杆工作周期/s4.33.73.332.71.4 、设计任务1)设计总体传动方案，画总体机构简图，完成总体方案论证。2)设计主要传动装置，完成主要传动装置的装配图。3)设计主要零件，完成两张零件工作图。4）编写设计说明书1电动机2联轴器3蜗杆减速器4箱体5齿轮减速器6摆杆方案如下：图1.1 设计方案电动机所需功率：p=2kw第二章机械装置的运动和动力参数计算2.1、电动机的选择1 .）电动机的类型按工作要求选用Y系列全封闭自扇冷鼠笼式三相异步电动机，电压 380M2 .）选择电动机的容量因为电动机所需功率已给出既p=2kw所以查机械设计综合课程设计表 6-164可选用Y112M-6表2-1电动机参数表电动机型号额定功率同步转速/满载转电动机质量最大转距堵转转距/kw速 nm/ (r/min)/kg额定转距额定转距Y112M-62.2kw940中2.02.02.2、 电动机的安装尺寸及外形尺寸根据题目的实际情况，可采用机座带座脚，端盖无凸缘Y系列电动机，该电动机的安装尺寸及外形尺寸查机械设计综合课程设计表 6-166可列出下表。表2-2电动机的安装尺寸及外行尺寸（mm）机座号级数ABCDEF112M61901407028+0.009-0.004608续表GHKABACADHDBBL2411212245230190265180400电动机的安装尺寸和外形尺寸的大体示意图如下图所示安装尺寸和外形尺寸的大体示意图图2-1电动机的2.3、 传动比的确定总传动比i巧 nm 940心 nw1467因运输带速度允许有误差4%则i 67 2.68分配传动比i总估取:io 22则 i 总 ioii 662.4、 运动和动力参数计算滚动轴承： o 0.99联轴器：10 . 99蜗轮蜗杆：20.75齿轮:30 .98运动和动力参数计算：0轴（电动机轴）：P02 kwnOnm 940rminP02T0955009550n0940按机械设计综合课程设计表确定各部分的效率:2-520 .32 N ? M1轴（蜗杆轴）：Pirpo i 2 0.99 1.98kwPicPir 0 1.98 0.99 1.96 kwni no 940 rminT1r 9550 立20.12 kwniT1c 9550 型 19.91kw ni2轴（涡轮轴）：P2r Pic 21 .47 kw42 .7201 .470.991 .46 kwT2r9550P 2r328 .62 kwn2rminT1 c 9550 匕 326 . 38 kw cn23轴（齿轮轴）：P 3rP2c 31 .460.981 .43 kwP 3cP 2r01 .430 .991 .42kwn3n2ii14 .24 rminT3r9550P 3r959.02kwn3T3c9550P 3c952.32kwn30.99。各轴的输出功率或输出转矩分别为各轴的输入功率或输入转矩乘轴承效率 运动和动力参数的计算结果汇总如下：表2-3运动和动力参数汇总轴名功率r/k抑转矩T/N* H转速传动比i效率n输入输出输入输出。轴22D. 329401轴1.981,9620.1219.91940。取2轴1.471. 4E328. &2326. 3S42, 72220. 743轴1.43L 42S69. 02熊工3211. 2430. 9?第三章蜗杆和蜗轮的设计3.1、蜗杆蜗杆传动设计计算1）、选择蜗杆传动类型：由以上分析可知：输入功率 P=2kw, n1940 r/min , i=22。根据GB/T 10085-1988的推荐，采用渐开线涡轮蜗杆（ZI）。2）、选择材料考虑到蜗杆传动的功率不大，速度是中等，故蜗杆用45钢，因希望效率高些，耐磨性好些，故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度为4555HRC蜗轮用铸造锡磷青铜 ZCuSn10P1砂模铸造。为了节约贵重的有色金属，仅齿面用青铜制造，而轮芯用铸铁HT100铸造。3）、按齿面接触疲劳强度进行设计设计，再校核齿根弯根据闭式蜗杆传动的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行 曲疲劳强度，传动中心距：（1）由表3-1可知作用在蜗轮上的转矩T2r 328 N ? M（2）确定载荷系数K因工作中有轻微的振动，故取载荷分布不均系数K 1.45；由主教材表11-5选取Ka 1.05;由于转速中等，冲击不大，可取动载荷系数Kv 1.15;则：K Ka?K ?Kv 1.15 1.45 1.05 1.21（3）确定弹性系数Ze因为选用的是铸造锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故： ZE =160MPa1，2o4）、确定接触系数Z先假设蜗杆的分度圆直径于传动比的比值 dja 0.35,从主 教材图11-18中可查的Z =2.9。5）、确定许用接触应力根据蜗轮的材料为铸造锡磷青铜ZCuSn10P1砂模铸造，查表11-7中查的涡轮的基本许用压力H 180MPa应力循环次数：N 60njLh n=42.73 ; j=1 ; Lh 10 250 16 40000h所以 N 60 42.73 1 40000 1.026 108;寿命系数:KHNIO_ 0.75 ； H H KHN 56 0.75 42MPa6）、计算中心距a 3 1.21 328620 (160 2.9)2 138.25180取中心距a=160mm因i=22，故从主教材表11-2取模数m=6.3,蜗杆的分度圆直d1 63mm3.2、蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸:1）蜗杆轴向齿距直径系数齿顶圆直径齿根圆直径 分度圆导程角蜗杆轴向齿厚Pa m 17.78mm a q d1m 10mmII- I*4 44da1d12ham6321 6.375.6mma ii a_ _ _ . _ * * 、 4 一 df1 d1 2( ham cm) 47.25tanz1 0.2;11.320q 10m，Sa 9.89mm22）蜗轮：齿数Z2 41;变位系数：X20.1032；蜗轮分度圆直径d2 mz2 258.3mm蜗轮喉圆直径da? d2 2ha,258.3 2 5.65 269.6mma22a2蜗轮齿顶高*ha2 m(ha X2) 5.65mm蜗轮齿根圆直径df2 d2 2hf2 241.24mmA t-t ，.人 r J r I * .*I .蜗轮齿根局hf m(ha X2 c ) -(d2 df ) 8.53mm2221蜗轮咽喉母半径rg2 a ida2160 - 269.6 25.23.3、 校核齿根弯曲疲劳强度1.53kT2d2dlmYFa2Yf当量齿数 Zv2413 43.48cos (cos11.32 )根据X2 -0.132, Zv 43.48;从主教材图11-19中可查得齿形系数Yf2.49v2a2螺旋角系数Y 1- 1 口32- 0.9192140140许用弯曲应力 f f ?kFN从主教材表11-8中查得由铸造锡磷青铜ZCuSn10P1基本许用弯曲应力F 56MPa寿命系数Kfn9106：1.026 1080.59F 56 0.59 33.04MPF 1.53 KT21.53 1.21 328620 2.49 0.9192 13.58 Fd1d2m63 258.3 6.3所以强度是满足的。蜗杆外形图罟百涔 J -图3.2蜗轮图3.4、 热平衡校核蜗杆传动由于效率低，所以工作是发热量大，在闭式传动中，如果产生的热量不能及时 散掉，将因油温不断升高而使润滑油稀释，从而增大摩擦损失，甚至胶合。所以，必须采取 冷却措施。常采用的冷却措施有：1、加散热片以增大散热面积。2、在蜗杆轴端加装风扇以加速空气的流通。3、在传动箱内装循环冷却管路。3.5、 效率的校核(0.95 0.96)tantan( v)已知 11.32 , v arctan fv , %与相对滑动速度Vs有关。dm60 1000 cos63 94060 1000 cos11.323.16ms0.81,大于估计值,因此从表11-18中用插值法查的fv 0.0338; v 1 85;代入式中的不用重算第四章 轴的设计及校核4.1、 蜗杆轴的设计1、求输出轴上的功率、转速和转矩由表3-1可知：P 1.98kWn1 940 r/m.nT1 20.12kN2、求作用在齿轮上的力FtiFai2Ti di2 20.12630.64kNFr1Fr2Ft2tana 0.92kNFa1Ft22T22 328.62d2258.32.54kN3、初步确定轴的最小直径先按主教材式(15-2)初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45钢，调质处理。根据主教材表15-3,取Ao 112于是得:dmin A03 P114.36mm号n1输出轴的最小直径显然是安装联轴器处，轴的直径d1,为了使所选的轴直径d1与联轴器的孔径相适应，故需要同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩Tca kAT1 ,查主教材表14-1考虑转矩变化很小故取kA =1.3则：Tea kaT1 1.3 20.12 26.16N ?M按照计算转矩Tca应该小于联轴器公称转矩的条件，查机械设计综合课程设计表 6-100选ca用弹性柱销联轴器：LT4联轴器= ZC24 44。联轴器的公称转矩为63N.M.孔径d2 28mm,JB25 62故取d2 28mm。联轴器的长度为62mm联轴器与轴配合的毂孔长度为 40mm4、轴的结构设计(1)、为了满足联轴器的轴向定位，左端需制出一轴问故d2 32mm,为了保证轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴上故11 60mm(2)、初步选择滚动轴承因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照d2 32mm 0由机械设计综合教程设计选取 0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承32208,起尺寸由手册上查得32208型轴承的定位轴间高度好为7mm因此d4 47 mm。(3)考虑到轴承端盖的宽度取l2 50mm(4)轴上零件的周向定位，采用平键连接，查主教材表6-1选用平键为bxh=6x6,长度为40mm(5)确定轴上的圆角和倒角尺寸参考主教材表15-2,取轴端倒角为45度，各轴间处的圆角半径如图11U图4.1 蜗杆轴4.2、 蜗轮轴的设计1、求输出轴上的功率、转速和转矩由表3-1可知：p2 1.47kW n2 42.72 rminT2 328.62N ?M2、求作用在齿轮上的力Ft2 Fa12.54kNFr2Fr1 Ft2 tan a 0.92kWFa2 Ft10.64kW3、初步确定轴的最小直径先按主教材式(15-2)初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45钢，调质处理。根据主教材表15-3,取A。112于是得：dmin18.45mm4、轴的设计尺寸如图:图4.2 蜗轮轴5、轴承的类型的选择：初步选择滚动轴承，由机械设计综合教程设计选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承参照工作要求，取单列圆锥滚子轴承型号为：32208.5、轴上零件的周向定位，采用平键连接，查主教材表6-1选用平键为bxh=6x6,长度为40mm6、确定轴上圆角和倒角尺寸参考主教材表15-2,取轴端倒角为45度,各轴间处的圆角半径如图。4.3、 轴的校核1、做出轴的计算简图如下：根据前面的分析，我们可以分析出：T 20.12N ?M Fa 2.54kN Ft0.92 kN Ft0.64 kN M h 55 .2N ?MFnvi 0.64kN Fnv2 0.64kN FnhiFnh 20.46 kNM 67.24N?M2、做出弯矩图、扭矩图如下:Mu图4.3弯矩扭矩图3、校核轴的强度： 水平面力和力矩:FNH1FNH 2FNH 1FNH 2可得：MHFt 0.64kN互 0.32kN 2FNH1 L 0.32 120 38.4N?M竖直平面内的力和力矩Fnvi FnV2Fr 0.92kNF. .FnviFnv2 00.46kN2可得：MHFnh1 L 0.46 120 55.2N ?M总弯矩 M M； M； 67.24N?M按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受的最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。根据式（15-5）及上表中的数值，并取 a 0.6,轴得计算应力：M2 (a )28.4W 0.1d3前面已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查的 因此，4、按疲劳强度条件进行精确校核这种校荷计算的实质在于确定变应力情况下轴的安全程度。在已知轴的外形、尺寸及载 荷的基础上，即可通过分析确定出一个或几个危险截面，按主教材式（3-35）求出计算安全系数Sca并应使其稍微大于或至少等于设计安全系数 S,即：S ?SS2S2轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得b 640MPa1 275MPa1 155MPa截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及 按附表3-2查得 1.5,1.3又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为q 1.5,q0.85故有效应力集中系数按（附3-4）为:K 1 q (1) 1 0.82 (1.5 1) 1.41K 1 q (1) 1 0.85 (1.30 1) 1.255由附图3-2知尺寸系数0.6,由附图3-3得扭转尺寸系数z 0.8轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为： z 0.92轴按磨削加工，由附图 3-4得表面质量系数为0.92,轴未经表面强化处理即q 1,按式3-12及3-12a得综合系数为故的综合系数为:1.4110.60.921 2.441, 1.2551,1 10.80.921.66又由3-1及3-2得碳钢的特性系数:0.1 0.2，取0.10.05 0.1，取0.05于是计算安全系数Sca,按式15-7及15-8则得275M 1.41 1.54 0.1-S 126.65 0S ?SS21551.66 23 2126.65 7.880.05 23 27.88.126.652 7.8827.87S 1.5故可知其安全。5、键的校荷1)蜗轮轴上的校核平键截面b h 6 6, l 36mm键的工作长度l L 36mm,键轴和轮毂的材料都是钢。由表6-2查得许用挤压应力p 100 : 120MPa ,取其平均值p110MPa键与轮毂键槽的接触高度K 0.5h 0.5 63mm由式6-1可得:2 328.620.304 p 110MPa3 36 20p2Tkld可见联接的挤压强度合适6、滚动轴承的确定与校核工作期限为十年，每年工作250天；大修期为三年，轴承的寿命：Lh 10 250 16 40000h轴承上所承受的径向力FrA 512N,F旧512N轴向力F% 1.27kN。轴承的工作转速为940r/in ,轴的直径为40mm,初选圆锥滚子轴承32208,由机械设计综合课程设计表6 - 67知基本额定动载荷Cr 77.8kN基本额定静载荷Cor 97.2kN 。根据主教材表13-7知，派生的轴向力的计算公式：Fd Fr/(2Y)FaFa1270Fr1 Fr2512查主教材表13-5知Y=1.4, X=0.4 512Fd1Fd2182.86N2 1.4Fd1 Fa Fd2Fa1 Fa Fd2 1452.86NFa2 Fd2 512N径向当量载荷计算公式P fp(XFr YFa)pi 4082NP2 2867.2 N由主教材表13-6知载荷系数fP 1.2: 1.8,取fP1.3 ,由主教材表13-4知温度系数fT 1.0,（轴承工作温度 150）;对于滚子轴承10/3所以轴承的基本额定动载荷为:CafpPA 60nLh 10( / 八6 )ft1061.3 2867.21060 940 40000、3)31068.498kN 77.8KN32208 型轴承能满足工作要求。验算该轴承寿命,根据式Lh10660n(fC)10660 940 10.1 8.498 35()32.07 10 h Lh0.512高于预期寿命，即满足设计要求第五章齿轮的计算1、选定齿轮类型精度等级、材料及齿数。（1）、根据传动方案选用直齿圆柱齿轮传动。（2）、加热炉装料机为一般工作机，速度不高，故选用7级精度。（3）、材料的选择：由表（10-1）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（4）、选小齿轮齿数 乙 24,大齿轮齿数Z2 72.2、按齿面接触强度设计由主教材公式（10-9a）进行试算：d1t 2.323/kTL?U-J（-Z）23.29 105 N?M,d u h，（1）、确定公式内的各计算数值。1）试选载荷系数Kt 1.3。2）计算小齿轮传递的转矩：595.5 105 出Ti595.5 105 1.4742.723.29 105 N?M3）查表（10-7）选取齿宽系数d 1。14）由表（10-6）查得材料的弹性影响系数 ZE 189.8MPa2。5）查图（10-21d）按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hm 600MPa ；大齿轮的接触疲劳强度极限HHm2 550MPa。6）由公式（10-13）计算应力循环次数。N160nl jLh 60N242.27 1 (25016 10) 1.03 1081.03 1083.23.21077）查图（10-19）取接触疲劳寿命系数Khni 1.15； Khn2 1.25。8）计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%安全系数S 1,由公式10-12得hi KHN1 lim1 1.15 600MPa 690MPaSKh21.25 550MPa 687.5MPaS(2)计算1)试算小齿轮分度圆直径d1t,代入 H中较小的值d1t2.3232KTi u 1 Ze2.323_51.3 3.29 105 4(189.83 687.52)mm 81.53mm2)计算圆周速度vdm60 100081.53 42.72 m / s 0.18m / s6010003)计算齿宽b 。d dt81.53mm4)计算齿宽与齿高之比模数mtdt噌mm 34mm24齿高2.25mt2.25 3.4mm 7.65mm81.5310.667.655)计算载荷系数。根据v 0.18m/s, 7级精度,查图10-8得动载系数Kv 1.05 ；直齿轮，KhKf1；查表(10-2)得使用系数Ka 1 ;查表(10-4)用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，Kh 1.423o由b 10.66, Kh 1.423查图得Kf 1.35；故载荷系数 hK KaKvKh Kh 1.05 1 1 1.423 1.4946)按实际的载荷系数校正所算得的分度直径，由公式 (10-10a)得, K1.494 d1 d1t 3 81.53 385.4mm:Kt, 1.37）计算模数mdi 85.4- 3.558mmz1243按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式（10-5）:2KT1 YFaYsa2 dZi（1）确定公式内的各计算数值1)查图得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1500MPa ;大齿轮的弯曲强度极限fe2 380MPa ;2）查图取弯曲疲劳寿命系数 Kn10.91, Kn2 0.98 ;3）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S 1.4,由公式得KFN1 FE10.91 500F 11 325MPaF1S1.4f2Kfn2 fe10.98 3801.4266MPa4)计算载荷系数K oKKaKvKf KF1 1.05 1 1.35 1.41755）查取齿形系数。查表查得YFa1 2.65; YFa2 2.236。6）查取应力校正系数。查表查得Ysa1 1.58； Ysa2 1.7527）计算大、小齿轮的YaYa并加以比较FYFa1YSa1F12.65 1.583250.01288YFa 2YSa22.236 L7520.014727266显然：大齿轮的数值大。（2）设计计算3 2 1.4175 3.29 1051 2420.0147272.88mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数， 由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定 的承载能力，仅与齿轮直径(即模数与齿数的乘积)有关，可取由弯曲强度算得的模数2.88并就近圆整为标准值m=3mm按接触强度算得的分度圆直径d1 81.53mm ,算出小齿轮齿数曳 81.53m13大齿轮齿数z2 3 27 81这样设计出的齿轮传动，即满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并 做到结构紧凑，避免浪费。1.几何尺寸计算(1)计算分度圆直径d1 z1m 27 3 81mmd2z2m 81 3 243mm(2)计算中心距d1 d2a 281 2433162mm(3)计算齿轮宽度b dd11 81mm 81mm取 B2 81mm , B1 85mm。第六章箱体的设计6.1、箱体1、箱体尺寸计算表6-1名称符号蜗杆减速器的尺寸关系及结果箱座壁厚=10mm箱盖壁厚110.850.85 10 8.5mm箱座凸缘厚度bb 1.51.5 10 15mm箱盖凸缘厚度bb11.5 1 1.5 8.5 12.75mm箱座底凸缘厚度b2b2 2.52.5 10 25mm地脚螺栓直径dfdf 0.036a 12 0.036 160 12 17.76mm地脚螺栓数目nn 4轴承旁联接螺栓直径d1d1 0.75df 0.75 17.76 13.32mm箱盖箱座联接螺栓直径d2d2：0.50.6)df 811mm，取 d2 10mm联接螺栓的间距ll 150 200mm,轴承端盖螺钉直径dad3 (0.4 0.5)d f 811mm,取d3 10mm窥视孔盖螺钉直径d4d4(0.3 0.4)d f 57mm,取 d4 6mm定位销直径dd (0.7 0.8)d2 78mm,Wd 8mm螺栓扳手 空间与凸 缘宽度安装螺栓直径dxM8M10M12M20至外箱壁距离Gmin13161826至凸缘边距离C2min11141624沉头座直径Dcmin20242640轴承旁凸台半径RR1 c2 24mm凸台高度hh 10mm外箱壁至轴承座端面距离1111 c1 c2 (5 8mm) 55mm蜗轮外圆与内壁品喃11 1.21.2 12 14.4mni 取 1 30mm蜗轮轮毂端面与内壁距离2212mm,取 2 20mm箱盖、箱座肋厚m1m10.85 1 9.35 mm,取 m1 10mmm 0.8510.2mm,取 m 10mm轴承端盖外径D1D2 D (5 : 5.5)d3 130 10 5 180mm轴承端盖凸缘厚度tt (1.0 1.2)d3 10 12mm,取t 10mm轴承为螺栓距离SS D2 150mm箱体附件的设计1、视孔和视孔盖该视孔盖采用轧制钢板制作，其示意图如下图所示视孔和视孔盖以及通气孔的简意图图6-1取窥视孔盖上的螺纹紧固件的直径为 M6,即d4 6mm,取A=120mm。A A 56 d4 150 56 6 180186mm，取 A 185mm；a 1nA 1A2 A A - 150 185167.5mm;2212B 旦 56 d4 155 56 6 119125mm, MB 120mm;口 箱体顶部宽1520 210 21 2 8 1520 153158mm，取 B 155mm-1 - -1 ,B2B B1155 120 137.5mm222、通气器直径d取为M 33 2,则相应系数为:D 54mm, D1 36.9mmL 36mm, l 20mm, a 4mm,d18mm3、轴承端盖a、蜗杆上的轴承端盖，选用凸缘式轴承盖。图 11-2由前面的计算知，轴承外径 D=120mm。螺栓直径选为M10,所以d0 d3 1 10 1 11mmD0 D 2.5d3 120 2.5 10 145mmD2 D0 2.5d3 145 2.5 10 170mme 1.2d3 1.2 10 12mm0 e 12,取 e1 15mmD4 D 1015120 1015105110mm,取 D4 110mmm e1 15mm, 取 m=21mmb、蜗杆上的轴承端盖，选用凸缘式轴承盖。由前面的计算知，轴承外径 D=100mm。螺栓直径选为M8,所以d0 d3 1 8 1 9mmD0 D 2.5d3 100 2.5 8 120mmD2 D0 2.5d3 120 2.5 8 140mme 1.2d3 1.2 8 9.6mme1 e 9.6mm, 取 e 10mmD4 D 1015 100 1015 85 90mm, 取 D4 90mmm K B 42 8 21 29mm,取 m=21mm油标如图杆式油标，螺纹直径选为 M16,则相应系数为:尺寸：d2 16mm d3 6mm h 35mm a 12mmb 8mmc 5mm D 26mm D1 22mm