設(shè)計用于鏈?zhǔn)竭\(yùn)輸機(jī)的圓錐圓柱齒輪減速器說明書

1、 2009級機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計 重慶交通大學(xué)機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計說明書設(shè)計題目：設(shè)計用于鏈?zhǔn)竭\(yùn)輸機(jī)的二級圓錐-圓柱齒輪減速器 學(xué)生姓名： 學(xué) 號： 學(xué) 院： 機(jī)電學(xué)院 專 業(yè)： 機(jī)械設(shè)計自造及其自動化 班 級： 工程機(jī)械一班 指導(dǎo)教師： 胡啟國 2012年5月 22 日設(shè)計目錄1. 題目及總體分析32. 各主要部件選擇33. 選擇電動機(jī)44. 分配傳動比45. 傳動系統(tǒng)的運(yùn)動和動力參數(shù)計算56. 設(shè)計高速級齒輪67. 設(shè)計低速級齒輪118. 減速器軸及軸承裝置、鍵的設(shè)計15軸（輸入軸）及其軸承裝置、鍵的設(shè)計15軸（中間軸）及其軸承裝置、鍵的設(shè)計17軸（輸出軸）及其軸承裝置、鍵的設(shè)計209. 滾動軸承

2、及鍵的校和計算壽命2410. 潤滑與密封2711. 箱體結(jié)構(gòu)尺寸2712. 設(shè)計總結(jié)2913. 參考文獻(xiàn)29設(shè)計任務(wù)書題目： 設(shè)計用于鏈?zhǔn)竭\(yùn)輸機(jī)的二級圓錐-圓柱齒輪減速器1）參考傳統(tǒng)方案 2）工作條件連續(xù)單向工作，工作時有輕微振動，使用期10年，經(jīng)常滿載荷，兩班制工作，運(yùn)輸鏈工作速度允許誤差為5%，減速器由一般廠中小量生產(chǎn)。3）原始數(shù)據(jù) 題 號E3運(yùn)輸鏈工作拉力4000運(yùn)輸鏈工作速度0.90運(yùn)輸鏈鏈輪齒數(shù)10運(yùn)輸鏈節(jié)距60一.各主要部件選擇目的設(shè)計計算與說明主要結(jié)果動力源電動機(jī)聯(lián)軸器彈性聯(lián)軸器齒 輪錐齒直輪傳動高速級做成錐齒，低速級做成直齒軸 承此減速器軸承所受軸向力不大球軸承鏈 輪滾子鏈二：

3、電動機(jī)的選擇設(shè)計計算與說明主要結(jié)果電動機(jī)的輸出功率的計算工作機(jī)所需有效功率為PwFV4000N0.9m/s=3.6錐齒輪的傳動(7級精度)效率為1=0.97圓柱齒輪傳動(7級精度)效率為20.98 球軸承傳動效率(四對)為30.99 4彈性聯(lián)軸器傳動效率(一個)取40.99運(yùn)輸鏈輪效率為50.96要求電動機(jī)輸出的有效功率為：要求電動機(jī)輸出功率為：Po=4.15kw類型根據(jù)有粉塵的要求選用Y（IP44）系列的電動機(jī)選用Y（IP44）系列選用查得型號Y132S4封閉式三相異步電動機(jī)參數(shù)如下額定功率Pe=5.5KW滿載轉(zhuǎn)速n=1440 r/min滿載時效率=85.3%功率因數(shù)額定轉(zhuǎn)矩T=2.2滿載時

4、輸出功率為 略大于，在允許范圍內(nèi)選用Y（IP44）系列Y132M2-6型封閉式三相異步電動機(jī)三：分配傳動比設(shè)計計算與說明主要結(jié)果分配傳動比傳動系統(tǒng)的總傳動比為： 工作機(jī)滿載時輸入軸的轉(zhuǎn)速電動機(jī)的滿載轉(zhuǎn)速 故總傳動比 四：傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)計算設(shè)計計算與說明傳動系統(tǒng)的運(yùn)動和動力參數(shù)計算設(shè)：從電動機(jī)到輸送機(jī)滾筒軸分別為0軸、1軸、2軸、3軸、4軸；對應(yīng)于各軸的轉(zhuǎn)速分別為 、 、 、 、 ；對應(yīng)于0軸的輸出功率和其余各軸的輸入功率分別為 、 、 、 、 ；對應(yīng)于0軸的輸出轉(zhuǎn)矩和其余名軸的輸入轉(zhuǎn)矩分別為 、 、 、 、 ；相鄰兩軸間的傳動比分別為 、 、 、 ；相鄰兩軸間的傳動效率分別為 、 、

5、 、 。根據(jù) n2= n1 n3= n2 P1= P0 P2= P1 可以算出如下結(jié)果：結(jié)果軸號發(fā)動機(jī)兩級錐-圓柱減速器工作機(jī)0軸1軸2軸3軸4軸轉(zhuǎn)速n(r/min）n0=1440n1=1440n2=720n3=180n4=90轉(zhuǎn)矩T(Nm)T0=27.52T1=27.25T2=52.92T3207.45T4397.9功率P (kw)P0=4.15P1=4.11P2=3.99P3=3.91P4=3.75兩軸聯(lián)接聯(lián)軸器錐齒輪圓柱齒輪鏈 輪傳動比 ii01=1i12=2i23=4i34=2傳動效率0.970.980.96五：高速級齒輪的設(shè)計（錐齒輪的設(shè)計）設(shè)計計算與說明主要結(jié)果選精度等級、材料和齒

6、數(shù)） 選用直齒錐齒輪傳動。） 速度不高，故選用級精度） 材料選擇。由機(jī)械設(shè)計表6.1選取小齒輪材料為（調(diào)質(zhì)），硬度為，大齒輪材料為鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為HBS，二者材料硬度差為HBS。） 選小齒輪齒數(shù)1，大齒輪齒數(shù)211224=48,取Z2=49。符合互為質(zhì)數(shù)。1Z2=75按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計由設(shè)計計算公式進(jìn)行試算，即 ）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值（）試選載荷系數(shù)（2）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 （3）選取齒寬系數(shù) （4）知齒輪，查得節(jié)點區(qū)域系數(shù)（4）由表6.3查得材料的彈性影響系數(shù)（5）由圖6.14按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限，大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限（6）由式6.11計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)（7）由圖6

7、.16查得接觸疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù) （8）計算接觸疲勞強(qiáng)度許用應(yīng)力 取失效概率為，安全系數(shù)為S=1 設(shè)計計算與說明主要結(jié)果按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計）計算（）試算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得（）計算圓周速度（）模數(shù)及主要尺寸的確定 模數(shù)：，取。分度圓直徑： 節(jié)錐角：錐距 平均分度圓直徑： 齒寬 取3 ）校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度（1） 彎曲強(qiáng)度校核公式：設(shè)計計算與說明主要結(jié)果齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 （2）確定各參數(shù) 平均分度圓處螺旋角，則 查得動載系數(shù)1.15 齒向載荷分布系數(shù) 使用系數(shù) 故 （3）分度圓圓周力 （4）齒輪系數(shù)YF和應(yīng)力修正系數(shù)YS 查表6.4得 （5）許用彎曲應(yīng)力可由下式算得 由機(jī)械設(shè)計圖6.15

8、可查出彎曲疲勞極限應(yīng)力 查得壽命系數(shù) 查得 ，查得安全系數(shù)是 故許用彎曲應(yīng)力 設(shè)計計算與說明主要結(jié)果齒根彎曲疲勞強(qiáng)度因此滿足齒根彎曲疲勞強(qiáng)度齒面接觸強(qiáng)度驗算） 齒面接觸強(qiáng)度驗算 接觸強(qiáng)度壽命系數(shù)最小安全系數(shù)因此齒面強(qiáng)度足夠六.設(shè)計低速級圓柱直齒傳動設(shè)計計算與說明主要結(jié)果） 選用級精度） 由表6.1選擇小齒輪材料為（調(diào)質(zhì)），硬度為，大齒輪材料為鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為HBS。） 選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)取按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計由設(shè)計計算公式進(jìn)行試算，即1） 確定公式各計算數(shù)值（1）試選載荷系數(shù)（2）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩（3）選取齒寬系數(shù)（4）由表6.3查得材料的彈性影響系數(shù)（5）由圖6.14按齒面硬度

9、查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限（）由式6.11計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)（）由圖6.16查得接觸疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù) 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計（）計算接觸疲勞強(qiáng)度許用應(yīng)力取失效概率為，安全系數(shù)為S=1，由式得 ） 計算（） 試算小齒輪分度圓直徑，代入中的較小值（） 計算圓周速度v （） 計算齒寬（） 計算齒寬與齒高之比模數(shù)齒高（） 計算載荷系數(shù)K根據(jù)，級精度，查得動載荷系數(shù)假設(shè)，由表查得由表6.2查得使用系數(shù)由表查得查得設(shè)計計算與說明主要結(jié)果按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計故載荷系數(shù)（）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式可得（）計算模數(shù)按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計彎曲強(qiáng)度的設(shè)計公式為） 確定公式內(nèi)

10、的計算數(shù)值（） 由圖6.15查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限（） 由圖6.16查得彎曲疲勞壽命系數(shù) （） 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取失效概率為，安全系數(shù)為S=1.3，由式得（） 計算載荷系數(shù)（）查取齒形系數(shù)由表6.4查得（）查取應(yīng)力校正系數(shù) 由表6.4查得設(shè)計計算與說明主要結(jié)果按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計 （）計算大小齒輪的，并比較 大齒輪的數(shù)據(jù)大） 設(shè)計計算 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)，可取有彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)2.47，并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值2.5 按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑算出小齒輪齒數(shù)取大齒輪齒數(shù)取幾何尺寸計算） 計算分度圓直徑） 計算齒

11、根圓直徑） 計算中心距 ） 計算齒寬寬度驗算 合適七.減速器軸及軸承裝置、鍵的設(shè)計設(shè)計計算與說明 主要結(jié)果1 軸1的設(shè)計：a) 求作用在錐齒輪上的力：因為錐齒的dm1=72mm，節(jié)錐角 1=26.1，則周向分力為：Ft=2T2/ dm1=2*72/0.061=1769.9N，垂直于分度圓圓錐母線分力為：F= Fttg=1390.29*tg26.1=566.38N，徑向分力為：Fr1= Fcos1=458.77N，軸向分力為Fa1= Fsin1=169.98N，法向載荷為Fn= Ft/cos=1966.5N，如圖：b) 初步確定軸最小半徑：先按式15-2估算軸最小直徑。選軸材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），

12、由表11.3取C=112，則有dmin=19.088mm，這是安裝聯(lián)軸器的直徑，為使所選的軸直徑d1與聯(lián)軸器孔徑相適應(yīng)，故要選聯(lián)軸器的型號：聯(lián)軸器計算轉(zhuǎn)矩Tca=KAT2=1.3*54.16=66508Nmm（查表得取KA=1.3），則查表選用YL5YLD5型聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為63Nm，半聯(lián)軸器孔徑為d1=24mm，故取d-=24mm，半聯(lián)軸器長L=40mm，半聯(lián)軸器與軸配合轂長為L1=38mm。c) 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計：軸上零件裝配如圖：為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位，-軸段右端要有一軸肩，故取-段直徑為d-=28mm，左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=35mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度

13、L1=38mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上不壓在軸端面上，取L-=36mm。初步選定滾動軸承，因軸承同時受徑向力，根據(jù)d-=28mm，取用30206型號單列圓錐滾子軸承，其尺寸為d*D*T=30mm*62mm*17.25mm，則有d-=d-=30mm，L=17.25mm，軸承中間處用軸肩定位，這段取直徑d-=36mm。右端軸承與齒輪之間應(yīng)有一套同固定，-長應(yīng)為：取L-=17.5mm，取套同長10mm。設(shè)裝齒輪處軸段的直徑為d-=25mm，此軸段應(yīng)短于輪寬，取L-=36mm。取軸承端蓋總寬為20mm，外端面與半聯(lián)軸器右端面間距離為20mm，故取L-=40mm。結(jié)合變速箱結(jié)構(gòu)，取L-=60m

14、m。 軸上零件的周向定位：齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均用平鍵聯(lián)接。按d-=30mm由查得平鍵截面b*h=8mm*7mm，鍵槽用銑刀加工，長20mm，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸配合為H6/n5；同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，用平鍵為5*4*30，半聯(lián)軸器與軸的配合為H6/k5，滾動軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的，選軸的直徑尺寸公差為H6/js5。求軸上的載荷：先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖，在確定軸承支點的位置時，從查得a=13.8mm，因此作出簡支梁的軸支承夸距：為L=86.9mm。由上可知B 截面為危險截面。將B面的個數(shù)列于下表：載荷水平面垂直面支反力

15、FNH1=340.43N FNH2=1049.86NFNV1=117.71N FNV2=363.01N彎矩MH=29821.72NmmMV1=10311.444Nmm總彎矩M=31554.09Nmm扭矩T2=54.16Nm按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度：由式及上表的數(shù)值，取=0.6，軸的計算應(yīng)力為： 16.014Mpa，因為軸的材料前以選定為45鋼，由表查得其-1=60Mpa，故安全。2軸2的設(shè)計：1） 軸1、2的轉(zhuǎn)速和功率轉(zhuǎn)矩：P1=4.11Kw，n1=1440r/min，T1=27.25N.mP2=3.99Kw，n2=720r/min，T2=52.92N.m2） 求作用在齒輪上的力 （1）求作

16、用在低速級小齒輪上的力 圓周力： 徑向力： 軸向力：（2）求作用在高速級大齒輪上的力。因大齒輪為從動輪，所以作用在其上的力與主動輪上的力大小相等方向相反。 圓周力：徑向力：軸向力： 3）初步確定軸的最小直徑 先按式初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)機(jī)械設(shè)計-表15-3，取，于是得：軸的最小直徑顯然是軸承處軸的直徑和取4)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）擬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 (a)初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求，根據(jù)，選取0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承32006型，其尺

17、寸為，得：32006型軸承的定位軸肩高度，因此取取安裝齒輪處的軸段-，-的直徑，取，(3)軸上零件的周向定位 齒輪采用平鍵聯(lián)接，按，查機(jī)械設(shè)計表得平鍵截面，聯(lián)接圓柱齒輪的平鍵長度為63mm，聯(lián)接圓錐齒輪的平鍵長度為36mm.5）求軸上的載荷 對于32006型圓錐滾子軸承， 計得：，根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。如下圖所示載荷水平面垂直面 支反力F彎矩M總彎矩扭矩T6）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 進(jìn)行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面，即圓柱齒輪的截面，取，軸的計算應(yīng)力： 前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由機(jī)械設(shè)計表，查得，因此，安全。3.軸3的設(shè)計即輸出軸及其軸承裝置

18、、鍵的設(shè)計 1）3軸上的功率P3,轉(zhuǎn)速n3和轉(zhuǎn)矩T3， 2）求作用在齒輪上的力 圓周力：徑向力：軸向力：3）初步確定軸的最小直徑先按式初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)機(jī)械設(shè)計表11.3，取，于是得：軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑。為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，取。 按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查機(jī)械設(shè)計師手 冊（軟件版）選用TL8型彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為710N.m。半聯(lián)軸器的孔徑為45mm，故??；半聯(lián)軸器長度為，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度。4）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）擬定軸上零件的裝配方案（2）根

19、據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度（a）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位的要求，-軸段左端需制出軸肩，故取-段的直徑，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上面而不壓在軸的端面上，故-段的長度應(yīng)比L1略短一些，現(xiàn)取。(b) 初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。根據(jù)，查機(jī)械設(shè)計師手冊（軟件版）選取0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承32011，其尺寸為，故，而，滾動軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位，軸肩高度，因此，取.(c)取安裝齒輪處的軸的直徑；齒輪左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為75mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪

20、，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，取，則，。因、兩軸在箱體內(nèi)的長度大致相等，取， 。3）軸上零件的周向定位查機(jī)械設(shè)計表，聯(lián)接聯(lián)軸器的平鍵截面；聯(lián)接圓柱齒輪的平鍵截面4）求軸上的載荷 對于32011型圓錐滾子軸承，載荷水平面垂直面支反力F彎矩M總彎矩扭矩T5) 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 進(jìn)行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面，即安裝齒輪處，取，軸的計算應(yīng)力： 前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由機(jī)械設(shè)計， 查得，因此，安全。計得：，根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。如下圖所示。九滾動軸承及鍵的校和計算壽命主要結(jié)果主要結(jié)果1，輸入軸的軸承1）.

21、按承載較大的滾動軸承選擇其型號，因支承跨距不大，故采用兩端固定式軸承組合方式。軸承類型選為圓錐滾子軸承，軸承的預(yù)期壽命取為：Lh29200h 由上面的計算結(jié)果有軸承受的徑向力為Fr1=340.43N，軸向力為Fa1=159.90N， 2）初步選擇滾動軸承型號為30206，其基本額定動載荷為Cr=51.8KN，基本額定靜載荷為C0r=63.8KN。3）徑向當(dāng)量動載荷 動載荷為，查得，則有 由式13-5得 滿足要求。輸入軸的鍵1）選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸聯(lián)軸器處選用單圓頭平鍵，尺寸為 圓錐齒輪處選用普通平頭圓鍵，尺寸為。2)校核鍵聯(lián)接的強(qiáng)度鍵、軸材料都是鋼，由機(jī)械設(shè)計查得鍵聯(lián)接的許用擠壓力為鍵的工作

22、長度，合適，合適2 2軸的軸承（1）選擇的圓錐滾子軸承型號為32006，尺寸為，基本額定動載荷。（2） 當(dāng)量動載荷前面已求得，軸承1、2受到的徑向載荷為：軸承1、2受到的軸向載荷為：查簡明機(jī)械工程師手冊-表7.7-39得軸承的當(dāng)量動載荷為：按機(jī)械設(shè)計-表13-6查得（3）驗算軸承壽命因為，所以按軸承2的受力驗算。對于滾子軸承，。減速器的預(yù)定壽命，合適。3 3軸的鍵 1）選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸聯(lián)接圓柱齒輪處選用圓頭平鍵，尺寸為 聯(lián)接圓錐齒輪處選用普通平頭圓鍵，尺寸為。2)校核鍵聯(lián)接的強(qiáng)度鍵、軸材料都是鋼，由機(jī)械設(shè)計查得鍵聯(lián)接的許用擠壓力為。鍵的工作長度，合適，合適4 輸出軸的軸承（1）選擇的圓錐

23、滾子軸承型號為32011，尺寸為，基本額定動載荷。（2） 當(dāng)量動載荷前面已求得，軸承1、2受到的徑向載荷為：軸承1、2受到的軸向載荷為：查簡明機(jī)械工程師手冊-表7.7-39得軸承的當(dāng)量動載荷為：按機(jī)械設(shè)計查得 （3）驗算軸承壽命因為，所以按軸承1的受力驗算。對于滾子軸承，。減速器的預(yù)定壽命 ，合適。輸出軸的鍵1）選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸聯(lián)軸器處選用單圓頭平鍵，尺寸為 圓柱齒輪處選用普通平頭圓鍵，尺寸為。2)校核鍵聯(lián)接的強(qiáng)度鍵、軸材料都是鋼，由機(jī)械設(shè)計查得鍵聯(lián)接的許用擠壓力為。鍵的工作長度，合適，合適十.潤滑與密封1 潤滑方式的選擇齒輪用潤滑油潤滑，并利用箱內(nèi)傳動件濺起的油潤滑軸承。 根據(jù)I，II，III軸的速度因子，I，II，III軸的軸承用脂潤滑2密封方式的選擇由于I，II，III軸與軸承接觸處的線速度，所以采用氈圈密封3.潤滑油的選擇因為該減速器屬于一般減速器，查機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計可選用中負(fù)載工業(yè)齒輪油N100號潤滑油。十一減速器箱體結(jié)構(gòu)尺寸：1箱座壁厚，2箱蓋壁厚3箱座凸緣厚度4箱蓋凸緣