鋁蓋封口機設計說明書樣本

目錄1.設計任務 22.設計說明及內容 32.1設計方案 32.1.1總體設計方案 32.1.2具體設計方案 52.2參數(shù)計算 142.2.1力能參數(shù)計算 142.2主要零部件強度、剛度計算校核 152.2.1齒輪類 152.2.2軸 182.2.3軸承 212.2.4鏈傳動設計 223.心得體會 244.參考資料 255.附錄 26

1.設計任務1、繪制結構圖1張2、繪制部裝圖1張3、繪制零件圖CAD4張(包括:軸,雙聯(lián)齒輪,齒輪,變距螺桿)4、設計說明書1份設備主要技術參數(shù):軋制產品規(guī)格:100ml玻璃瓶包裝制品軋制速度:200瓶/分鐘軋制圈數(shù):5圈進瓶螺桿推送扭矩:10N.m單頭軋刀最大軋制力矩:10N.m壓瓶頭最大下壓力50N~60N進、出瓶撥盤最大輸出扭矩20N.m軋制撥盤最大輸出扭矩:80N.m軋頭轉速:140轉/分鐘有效軋制區(qū)間角度:180°(凸輪下限停止角)

2.設計說明及內容2.1設計方案2.1.1總體設計方案瓶塞——32-A1丁基膠塞規(guī)格型號:32-A1

產品材質:丁基橡膠

是否免洗:免洗

冠部直徑:30.8±0.3(mm)

冠部厚度:5.0±0.2(mm)

塞部直徑:24.2±0.2(mm)

總高度:16.0±0.3(mm)

適用藥劑:粉針水針

適用玻瓶:國產、進口50ml以上管制瓶

適用范圍:制藥行業(yè)抗生素粉針的包裝瓶蓋——輸液注射劑玻璃瓶用鋁塑組合蓋產品編號:32-ZB產品型號:32-ZB-01

產品材質:聚丙烯PP/合金鋁8011

塑料件外直徑:35.4mm±0.25

鋁件外直徑:33.0mm±0.25

鋁件內直徑:

32.3mm±0.2

鋁塑蓋總高度:14.5mm±0.3

匹配丁基膠塞:32-A-01、32-A1-01

設計對應的玻璃瓶尺寸為100ml,具體參數(shù)如下圖所示所設計的封口機對應的傳動系統(tǒng)圖如下:圖2:鋁蓋封口機傳動系統(tǒng)原理圖2.1.2具體設計方案2.1.2.1軋頭處基本參數(shù)計算方法:頭處具體傳動路線圖如下圖3軋頭處傳動路線圖相鄰軋刀之間中心距PZ=104mm,軋制圈數(shù)NZ=5圈,軋制速度每分鐘NP=200瓶,軋制撥盤齒數(shù):ZN=8則:撥盤轉速(每分鐘):撥盤齒輪數(shù):可求出可求出軋制撥盤的直徑Dz≈ZN*PZ∕3.14=264mm軋制減速電機輸出轉速n1的計算:化簡得:由于齒輪3和齒輪4的中心距剛好等于軋頭的中心到中間軸的距離,剛好為,即則z3+z4=88取電機M1轉速為960r/min則使和的比例盡量接近,取m=3可求出則各齒輪參數(shù)如下齒輪1齒輪2齒輪3齒輪4模數(shù)3333齒數(shù)24487216分度圓直徑mm7214421648齒頂圓直徑mm7815022254齒根圓直徑mm64.5136.5208.540.5表1齒輪參數(shù)表2.1.2.2進瓶處基本參數(shù)計算方法:瓶子的運輸線路由變距螺桿到進瓶撥盤再到軋制撥盤,再由出瓶撥盤將瓶子傳出機構。因此此三個機構的運動有嚴格的傳動比關系,為內聯(lián)傳動鏈,在運動分配時因選用具有精確傳動比的傳動機構如齒輪鏈輪等。對于齒輪和鏈輪的選擇主要根據跨距的大小來選擇。其中漸開線齒輪的主要優(yōu)點為工作可靠、傳動比精確、傳動效率高、壽命長(制造和維護良好者能夠使用數(shù)十年)、結構緊湊,功率和速度使用范圍廣;缺點為制造精度要求高,不能緩沖,在高速傳動中,當精度不高時,則有噪聲。她適用于絕大多數(shù)的機器中。直齒錐齒輪的特點是相比曲線錐齒輪,其軸向力要小,制造也比較容易,能夠用于一些需要改變傳動方向的場合。鏈傳動主要有滾子鏈傳動和齒形鏈傳動,滾子鏈結構簡單,軸向間距范圍大、平均傳動比精確,能在惡劣的條件下可靠地工作,作用在軸上的力較小,比帶傳動承載能力大,但其瞬時傳動比不穩(wěn)定,有沖擊震動和噪聲,在震動沖擊載荷下,壽命大大減小。齒形鏈的特點是傳動平穩(wěn)準確,震動和噪聲小,強度高,可靠性好,可是重量太重,裝拆不方便。帶傳動帶傳動具有結構簡單、傳動平穩(wěn)、能緩沖吸振、能夠在大的軸間距和多軸間傳遞動力,且其造價低廉、不需潤滑、維護容易等特點,在近代機械傳動中應用十分廣泛。摩擦型帶傳動能過載打滑、運轉噪聲低,但傳動比不準確(滑動率在2%以下);同步帶傳動可保證傳動同步,但對載荷變動的吸收能力稍差,高速運轉有噪聲。帶傳動除用以傳遞動力外,有時也用來輸送物料、進行零件的整列等?；谏鲜鲆恍﹤鲃拥奶攸c,來對進瓶處的機構進行設計,設計的基本傳動方式如下圖4進瓶處傳動系統(tǒng)圖其中齒輪為:Z12,Z11,Z10,Z15,Z16。鏈輪為:Z13,Z14,Z17,Z18,Z19。電機輸出到減速器端采用帶傳動。電動機M2轉速為910r/min,i2=9.1,則由之前的計算可知取m=4,則z11=22,z10=44由傳動比關系可知則z12=11螺桿的頭數(shù)為1,螺桿每旋轉一圈,進給一個瓶子,進瓶撥盤轉一轉,螺桿必須進給4和瓶子,因此有則傳動比取z13=38,z14=19,z17=19,z18=19,z19=38各齒輪參數(shù)如下齒輪10齒輪11齒輪12模數(shù)444齒數(shù)442211分度圓直徑mm1328844齒頂圓直徑mm1849652齒根圓直徑mm1667834表2齒輪參數(shù)表2.1.2.3鋁蓋封口軋刀機構軋刀完成對鋁蓋的下開口進行滾軋收口,軋制力矩設計峰值為10N.m,一個鋁蓋的封口需軋制8圈,軋制前需將鋁蓋向下壓緊,使膠塞產生適量的彈性變形,鋁蓋在瓶口下斜面被軋制收口后,再釋放壓緊力,依靠膠塞的彈性變形對鋁蓋的壓力,確保鋁蓋不會輕易被轉動。軋刀上下斜面夾角一般呈30°夾角(與瓶口下斜面15°對應),且對稱布置,刀頂柱面長度1mm。(如圖4)圖5封口軋刀機構3.1.2.4進瓶變距螺桿機構進瓶撥盤軸向推力由螺旋傳動產生,采用單頭螺紋,因此螺桿的轉速等于玻璃瓶蓋的軋制速度,進瓶端螺距等于玻璃瓶的直徑,出瓶端的螺距等于進瓶撥盤的齒槽節(jié)距,以保證將連續(xù)開在一起的玻璃瓶逐漸分開,并平穩(wěn)輸送到進瓶撥盤。具體設計的變距螺桿機構如圖所示:圖6變距螺桿2.1.2.5凸輪的設計凸輪主要實現(xiàn)軋頭的上下移動,軋制過程為半圈,因此有凸輪的遠休有180度,凸輪進修和遠休的高度差必須使得軋頭在最低處能夠軋到瓶口,同時在最高處又不和瓶子發(fā)生干涉,因此取高度差為96mm。推程和回程分別為正弦加速減速過程。繪制出其曲線的變化圖為:圖7凸輪曲線變化圖具體實物圖為:圖8凸輪實物2.1.2.5進、出瓶撥盤機構進瓶撥盤是將帶蓋玻璃瓶從邊距螺桿接入,并送入軋制撥盤進行軋蓋,出瓶撥盤是將軋好蓋的玻璃瓶撥出軋制撥盤,并送入傳送帶輸送到下一工序。進出瓶撥盤的齒距必須與軋制撥盤的齒距相等,齒槽尺寸必須與玻璃瓶直徑對應,其公稱直徑一般比玻璃瓶的最大極限尺寸大1mm,撥盤的最大輸出扭矩20N.m,為了避免因卡瓶而過載,需設計安全離合器,當電動機功率過載時有過載信號反饋至控制系統(tǒng),自動停機。圖9進瓶機構3.1.2.6輸送帶支架輸送帶支架是支撐傳送玻璃瓶的輸送帶的導向構件,兩側板一般采用1.5mm厚板材彎制成型,欄桿用直徑12X1.5的鋼管,欄桿支架之間的距離一般在500mm以內。輸送帶的上表面與進出瓶撥盤下的托盤上平面平齊。調節(jié)兩側拉桿的進出量可適應不同規(guī)格玻璃瓶的輸送要求。圖10輸送帶3.1.2.7卡板、欄桿布局下圖是鋁蓋封口機中玻璃瓶的運動軌跡,為了保證玻璃瓶按照設計的路線行走,除了設置螺桿和撥盤驅動外,還需在其路徑過渡段設計導向卡板或欄桿。下圖中的卡板和欄桿是一種較為典型的布局結構。圖11玻璃瓶軌跡圖3.1.2.8鋁蓋封口機傳動系統(tǒng)結構參考圖軋刀旋轉和玻瓶輸送采用獨立驅動形式,以適應不同鋁蓋對軋制圈數(shù)的要求,設備可見表面和可能與包裝材料接觸的表面必須是不銹鋼或無毒塑料,為了降低成本,較大且厚的零件,一般采用普通碳鋼或鑄鐵外包不銹鋼皮的符合結構。圖12鋁蓋封口機結構圖2.2參數(shù)計算2.2.1力能參數(shù)計算單頭軋刀最大軋制力矩:10N.m,轉速為250r/min,則單個軋頭所需的功率為在傳動過程中,計軸承損失和齒輪消耗得一共8個軋頭,同一時間內只有4個軋頭工作,則電機M1所需的功率為取電動機M1的功率為1.5kW選取Y100L-6三相異步電動機。變距螺桿的功率為由電機M2提供其的功率為進瓶撥盤的功率為由電機M2提供其的功率為軋制撥盤的功率為由電機M2提供其的功率為則電機M2所需的功率為取電動機M2的功率為1.1kW選取Y90L-6三相異步電動機。2.2主要零部件強度、剛度計算校核2.2.1齒輪類1.齒輪1和齒輪2(1)分析失效形式,確定設計準則由于設計的是軟齒面,其主要失效形式是輪齒點蝕,故設計時應按齒面接觸疲勞強度來設計,然后進行齒根彎曲疲勞強度和齒面接觸疲勞強度來驗算。(2)選擇齒輪類型及精度等級由于為閉式齒輪,采用7級精度來設計。(3)選擇齒輪材料、熱處理方式小齒輪:45鋼,表面淬火;大齒輪:45鋼,表面淬火,取小齒輪齒面硬度為HBS1=48,大齒輪為HBS2=48(4)齒數(shù)的選擇齒數(shù)分別為24和48(5)小齒輪和大齒輪齒面接觸強度計算=1150MPa(6)小齒輪和大輪齒彎曲強度計算=302.4MPa,=285.1MPa(7)強度校核齒輪1接觸疲勞強度許用值[σH]1=1318.3MPa齒輪1彎曲疲勞強度許用值[σF]1=945.6MPa齒輪2接觸疲勞強度許用值[σH]2=1318.3MPa齒輪2彎曲疲勞強度許用值[σF]2=145.6MPa接觸強度用安全系數(shù)SHmin=1.1彎曲強度用安全系數(shù)SFmin=1.40接觸疲勞強度校核σH≤[σH]=滿足齒輪1彎曲疲勞強度校核σF1≤[σF]1=滿足齒輪2彎曲疲勞強度校核σF2≤[σF]2=滿足2.齒輪10和齒輪11(1)分析失效形式,確定設計準則由于設計的是軟齒面,其主要失效形式是輪齒點蝕,故設計時應按齒面接觸疲勞強度來設計,然后進行齒根彎曲疲勞強度和齒面接觸疲勞強度來驗算。(2)選擇齒輪類型及精度等級由于為閉式齒輪,采用7級精度來設計。(3)選擇齒輪材料、熱處理方式小齒輪:45鋼,滲碳;大齒輪:45鋼,滲碳。取小齒輪齒面硬度為HBS11=62,大齒輪為HBS12=62。(4)齒數(shù)的選擇齒數(shù)為22和44。(5)小齒輪和大齒輪齒面接觸強度計算=1250MPa(6)小齒輪和大輪齒彎曲強度計算=828MPa,=828MPa(7)強度校核齒輪1接觸疲勞強度許用值[σH]1=1433MPa齒輪1彎曲疲勞強度許用值[σF]1=886.4MPa齒輪2接觸疲勞強度許用值[σH]2=1433MPa齒輪2彎曲疲勞強度許用值[σF]2=886.4MPa接觸強度用安全系數(shù)SHmin=1.1彎曲強度用安全系數(shù)SFmin=1.40接觸疲勞強度校核σH≤[σH]=滿足齒輪1彎曲疲勞強度校核σF1≤[σF]1=滿足齒輪2彎曲疲勞強度校核σF2≤[σF]2=滿足3.齒輪11和齒輪12(1)分析失效形式,確定設計準則由于設計的是軟齒面,其主要失效形式是輪齒點蝕,故設計時應按齒面接觸疲勞強度來設計,然后進行齒根彎曲疲勞強度和齒面接觸疲勞強度來驗算。(2)選擇齒輪類型及精度等級由于為閉式齒輪,采用7級精度來設計。(3)選擇齒輪材料、熱處理方式小齒輪:45鋼,表面淬火;大齒輪:45鋼,表面淬火。取小齒輪齒面硬度為HBS12=48,大齒輪為HBS11=48。(4)齒數(shù)的選擇齒數(shù)為11和22。(5)小齒輪和大齒輪齒面接觸強度計算=1150MPa(6)小齒輪和大輪齒彎曲強度計算=640MPa,=640MPa(7)強度校核齒輪1接觸疲勞強度許用值[σH]1=1318.3MPa齒輪1彎曲疲勞強度許用值[σF]1=945.6MPa齒輪2接觸疲勞強度許用值[σH]2=1318.3MPa齒輪2彎曲疲勞強度許用值[σF]2=945.6MPa接觸強度用安全系數(shù)SHmin=1.1彎曲強度用安全系數(shù)SFmin=1.40接觸疲勞強度校核σH≤[σH]=滿足齒輪1彎曲疲勞強度校核σF1≤[σF]1=滿足齒輪2彎曲疲勞強度校核σF2≤[σF]2=滿足2.2.2軸1、軸的尺寸確定(1)對于齒輪軸,一般可按經驗公式取d=(0·2～0·5)A式中A為齒輪中心矩,(2)對于實心傳動軸,初步計算公式為計算后的d應按軸的標準尺寸系列進行圓整取最小直徑為40mm。設計的軸如圖所示:圖13軸強度條件是=60式中————扭轉剪應力,;T————傳遞的扭矩,N·cm;WT————軸的抗扭截面模量,;N————軸傳遞的功率,KW;n————軸的轉速,;d—————計算剖面處軸的直徑,cm;———許用扭轉剪應力,。上面取的都是軸的最小直徑,計算后的d應按軸的標準尺寸系列進行圓整。2、軸的強度校核對于在彎曲和扭轉合成應力下工作的軸,應按彎扭聯(lián)合作用應力校核軸的強度。根據軸的力學模型,繪制軸的彎矩圖和扭矩圖,算出軸的計算彎矩和扭矩后,針對某一危險剖面作強度校核。軸采用45鋼調質,許用靜應力260MPa,彎曲疲勞極限270MPa。彎曲應力=100.38(MPa)扭轉應力=81(MPa)式中M、T———分別為危險截面上的計算彎矩和扭矩,N·m;d———危險截面直徑,m。合成應力=190.58(MPa)軸的剛度校核軸的剛度校核計算包括彎曲剛度和扭轉剛度兩種。(1)彎曲變形計算常見能量法計算軸在彎扭聯(lián)合作用下所產生的撓度和偏轉角,滿足yθ。軸的許用撓度、許用偏轉角見下表名稱軸的許用撓度名稱許用偏轉角剛度要求嚴的軸0·0002*l向心球軸承0.005安裝齒輪的軸(0.01～0.05)*m園柱滾子軸承0.0025裝齒輪處軸截面0.001～0.002注:l———軸的跨距,mm;m———齒輪模數(shù)2.2.3軸承1.6414軸承的校核對裝配圖中的軸承30進行校核,首先根據分析,此軸承只受到軸向載荷。軸向載荷和所受到的重物的重力有關,因此首先估算出所受的重力。將上端蓋近似地看為一個圓柱體,根據求取圓柱體的體積,根據密度換算公式,可得到近似的質量,不銹鋼的密度約為7800kg/mm3,求出其質量約為196kg,則軸承所受到的徑向載荷約為1960N。計算當量載荷P=Fτ=1900N軸承的壽命計算由于軸的內徑為200mm,因此初步選的軸承為6240,軸承的額定壽命L與額定載荷C、當量栽荷P之間的關系為L=()其中e=3將其換算成小時數(shù)表示軸承壽命,軸承壽命Lh為Lh==h設計時要求的壽命為5000h,軸承校核成功,因此選擇軸承6414合適。2.6204軸承的校核對于部裝圖上直徑為20mm的軸上的軸承進行校核首先根據分析,此軸承只受到徑向載荷。徑向載荷能夠在之前的軸計算中找到。Fr=75N計算當量載荷P=Fτ=75N軸承的壽命計算由于軸的內徑為20mm,因此初步選的軸承為6204,軸承的額定壽命L與額定載荷C、當量栽荷P之間的關系為L=()其中e=3將其換算成小時數(shù)表示軸承壽命,軸承壽命Lh為Lh==h設計時要求的壽命為5000h,軸承校核成功,因此選擇軸承6204合適。2.2.4鏈傳動設計1.Z13,Z14的尺寸計算:鏈條選用08A,鏈節(jié)距p=12.7mm,計算相關鏈傳動的尺寸,主動輪齒數(shù)為38,從動輪齒數(shù)為19,有則鏈長節(jié)數(shù)為52.88,圓整取實際鏈長節(jié)數(shù)X=53計算出實際中心距為a=150.08mm2.Z17,Z18的尺寸計算:鏈條選用08A,鏈節(jié)距p=12.7mm,計算相關鏈傳動的尺寸,主動輪齒數(shù)為19,從動輪齒數(shù)為19,有則鏈長節(jié)數(shù)為43,實際鏈長節(jié)數(shù)X=43計算出實際中心距為a=151.79mm3.Z18,Z19的尺寸計算:鏈條選用08A,鏈節(jié)距p=12.7mm,計算相關鏈傳動的尺寸,主動輪齒數(shù)為19,從動輪齒數(shù)為38,有則鏈長節(jié)數(shù)為43,實際鏈長節(jié)數(shù)X=65計算出實際中心距為a=227.68mm

3.心得體會本次專業(yè)課程設計相對于之前的課程設計難度大大提高,綜合應用困難加大,對于培養(yǎng)我們的專業(yè)素養(yǎng)非常有利。這次課程設計,讓我更加深刻的了解課本知識,對以疏忽的知識加以補充,在設計過程中遇到一些曾經記不清的公式和專業(yè)用語,都使用手冊查明,有的數(shù)據很難查出,可是這些問題經過這次設計,都一一得以解決,這門學科中還有很多我沒有搞清楚的問題,可是這次的課程設計給我相當?shù)幕A知識,為我以后工作打下了嚴實的基礎。我認為這次課程設計不但僅充實我的專業(yè)知識,更重要的是教給我很多學習的方法以及處事的道理。而這是以后最實用的。在步入社會以后,也要勇于接受社會的挑戰(zhàn),實踐總結,再實踐,再總結,在這個循環(huán)的過程中不斷的充實自己,提高自身,實現(xiàn)個人的不斷進步。。經過這次課程設計使我懂得了理論與實際相結合是很重要的,只有理論知識是遠遠不夠的,只有把所學的理論知識與實踐相結合起來,從理論中得出結論,才能真正為社會服務,從而提高自己的實際動手能力和獨立思考的能力。在設計的過程中遇到問題,能夠說得是困難重重,但可喜的是最終都得到了解決。在三周的課程設計當中雖然遇到很多困難,但都在老師和同學的幫助下順利克服。感謝在課程設計過程中老師給予的講解和幫助。與討論亦給予我很大幫助的同學們,謝謝你們的幫助和支持!

4.參考資料(1)成大先主編,《機械設計手冊》第四版第1~5卷,化學工業(yè)出版社, (2)徐灝主編,《機械設計手冊》第2版,機械工業(yè)出版社,(3)蔡春源等編,《機械設計手冊》,遼寧科學技術出版社,1990(4)龍振宇主編,《機械設計》,機械工業(yè)出版社,(5)周開勤主編,《機械零件手冊》,高等教育出版社,1994

5.附錄齒輪1、2設計參數(shù)傳遞功率P=1.045(kW)傳遞轉矩T=199.57(N·m)齒輪1轉速n1=50(r/min)齒輪2轉速n2=25.00(r/min)傳動比i=2.00原動機載荷特性SF=輕微振動工作機載荷特性WF=均勻平穩(wěn)預定壽命H=10000(小時)三、布置與結構結構形式ConS=閉式齒輪1布置形式ConS1=懸臂布置齒輪2布置形式ConS2=非對稱布置(軸鋼性較大)四、材料及熱處理齒面嚙合類型GFace=硬齒面熱處理質量級別Q=MQ齒輪1材料及熱處理Met1=45<表面淬火>齒輪1硬度取值范圍HBSP1=45～50齒輪1硬度HBS1=48齒輪1材料類別MetN1=0齒輪1極限應力類別MetType1=11齒輪2材料及熱處理Met2=45<表面淬火>齒輪2硬度取值范圍HBSP2=45～50齒輪2硬度HBS2=48齒輪2材料類別MetN2=0齒輪2極限應力類別MetType2=11五、齒輪精度齒輪1第Ⅰ組精度JD11=7齒輪1第Ⅱ組精度JD12=7齒輪1第Ⅲ組精度JD13=7齒輪1齒厚上偏差JDU1=F齒輪1齒厚下偏差JDD1=L齒輪2第Ⅰ組精度JD21=7齒輪2第Ⅱ組精度JD22=7齒輪2第Ⅲ組精度JD23=7齒輪2齒厚上偏差JDU2=F齒輪2齒厚下偏差JDD2=L六、齒輪基本參數(shù)模數(shù)(法面模數(shù))Mn=3端面模數(shù)Mt=3.00000螺旋角β=0.000000(度)基圓柱螺旋角βb=0.0000000(度)齒輪1齒數(shù)Z1=24齒輪1變位系數(shù)X1=0.00齒輪1齒寬B1=25.00(mm)齒輪1齒寬系數(shù)Φd1=0.347齒輪2齒數(shù)Z2=48齒輪2變位系數(shù)X2=0.00齒輪2齒寬B2=20.00(mm)齒輪2齒寬系數(shù)Φd2=0.139總變位系數(shù)Xsum=0.000標準中心距A0=108.00000(mm)實際中心距A=108.00000(mm)齒數(shù)比U=2.00000端面重合度εα=1.67471縱向重合度εβ=0.00000總重合度ε=1.67471齒輪1分度圓直徑d1=72.00000(mm)齒輪1齒頂圓直徑da1=78.00000(mm)齒輪1齒根圓直徑df1=64.50000(mm)齒輪1齒頂高ha1=3.00000(mm)齒輪1齒根高hf1=3.75000(mm)齒輪1全齒高h1=6.75000(mm)齒輪1齒頂壓力角αat1=29.841119(度)齒輪2分度圓直徑d2=144.00000(mm)齒輪2齒頂圓直徑da2=150.00000(mm)齒輪2齒根圓直徑df2=136.50000(mm)齒輪2齒頂高ha2=3.00000(mm)齒輪2齒根高hf2=3.75000(mm)齒輪2全齒高h2=6.75000(mm)齒輪2齒頂壓力角αat2=25.563857(度)齒輪1分度圓弦齒厚sh1=4.70903(mm)齒輪1分度圓弦齒高hh1=3.07708(mm)齒輪1固定弦齒厚sch1=4.16114(mm)齒輪1固定弦齒高hch1=2.24267(mm)齒輪1公法線跨齒數(shù)K1=3齒輪1公法線長度Wk1=23.14938(mm)齒輪2分度圓弦齒厚sh2=4.71155(mm)齒輪2分度圓弦齒高hh2=3.03855(mm)齒輪2固定弦齒厚sch2=4.16114(mm)齒輪2固定弦齒高hch2=2.24267(mm)齒輪2公法線跨齒數(shù)K2=6齒輪2公法線長度Wk2=50.72697(mm)齒頂高系數(shù)ha*=1.00頂隙系數(shù)c*=0.25壓力角α*=20(度)端面齒頂高系數(shù)ha*t=1.00000端面頂隙系數(shù)c*t=0.25000端面壓力角α*t=20.0000000(度)七、檢查項目參數(shù)齒輪1齒距累積公差Fp1=0.04675齒輪1齒圈徑向跳動公差Fr1=0.03783齒輪1公法線長度變動公差Fw1=0.02975齒輪1齒距極限偏差fpt(±)1=0.01581齒輪1齒形公差ff1=0.01190齒輪1一齒切向綜合公差fi'1=0.01663齒輪1一齒徑向綜合公差fi''1=0齒輪1齒向公差Fβ1=0.01255齒輪1切向綜合公差Fi'1=0.05865齒輪1徑向綜合公差Fi''1=0.05296齒輪1基節(jié)極限偏差fpb(±)1=0.01486齒輪1螺旋線波度公差ffβ1=0.01663齒輪1軸向齒距極限偏差Fpx(±)1=0.01255齒輪1齒向公差Fb1=0.01255齒輪1x方向軸向平行度公差fx1=0.01255齒輪1y方向軸向平行度公差fy1=0.00628齒輪1齒厚上偏差Eup1=-0.06324齒輪1齒厚下偏差Edn1=-0.25295齒輪2齒距累積公差Fp2=0.06239齒輪2齒圈徑向跳動公差Fr2=0.04472齒輪2公法線長度變動公差Fw2=0.03404齒輪2齒距極限偏差fpt(±)2=0.01660齒輪2齒形公差ff2=0.01280齒輪2一齒切向綜合公差fi'2=0.01764齒輪2一齒徑向綜合公差fi''2=0齒輪2齒向公差Fβ2=0.00630齒輪2切向綜合公差Fi'2=0.07519齒輪2徑向綜合公差Fi''2=0.06261齒輪2基節(jié)極限偏差fpb(±)2=0.01560齒輪2螺旋線波度公差ffβ2=0.01764齒輪2軸向齒距極限偏差Fpx(±)2=0.00630齒輪2齒向公差Fb2=0.00630齒輪2x方向軸向平行度公差fx2=0.00630齒輪2y方向軸向平行度公差fy2=0.00315齒輪2齒厚上偏差Eup2=-0.06640齒輪2齒厚下偏差Edn2=-0.26560中心距極限偏差fa(±)=0.02580八、強度校核數(shù)據齒輪1接觸強