铝盖封口机设计说明书.doc

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目录
1.设计任务 2
2.设计说明及内容 3
2.1设计方案 3
2.1.1总体设计方案 3
2.1.2具体设计方案 5
2.2 参数计算 14
2.2.1力能参数计算 14
2.2主要零部件强度、刚度计算校核 15
2.2.1齿轮类 15
2.2.2轴 18
2.2.3轴承 21
2.2.4链传动设计 22
3.心得体会 24
4.参考资料 25
5.附录 26

1.设计任务
1、绘制结构图 1张
2、绘制部装图 1张
3、绘制零件图CAD 4张
（包括：轴，双联齿轮，齿轮，变距螺杆）
4、设计说明书 1份

设备主要技术参数：
轧制产品规格：100ml玻璃瓶包装制品
轧制速度：200瓶/分钟
轧制圈数：5圈
进瓶螺杆推送扭矩：10N.m
单头轧刀最大轧制力矩：10N.m
压瓶头最大下压力50N~60N
进、出瓶拨盘最大输出扭矩20N.m
轧制拨盘最大输出扭矩：80N.m
轧头转速：140转/分钟
有效轧制区间角度：180°(凸轮下限停止角)

2.设计说明及内容
2.1设计方案
2.1.1总体设计方案
瓶塞——32-A1丁基胶塞
规格型号: 32-A1
产品材质: 丁基橡胶
是否免洗: 免洗
冠部直径: 30.8±0.3(mm)
冠部厚度: 5.0±0.2(mm)
塞部直径: 24.2±0.2 (mm)
总高　度: 16.0±0.3 (mm) 
适用药剂: 粉针 水针  
适用玻瓶: 国产、进口50ml以上管制瓶 
适用范围: 制药行业抗生素粉针的包装
瓶盖——输液注射剂玻璃瓶用铝塑组合盖
产品编号：32-ZB
产品型号：32-ZB-01
产品材质：聚丙烯PP/合金铝8011
塑料件外直径：35.4mm± 0.25
铝件外直径：33.0mm± 0.25
铝件内直径: 32.3mm± 0.2
铝塑盖总高度：14.5mm± 0.3
匹配丁基胶塞：32-A-01、32-A1-01

设计对应的玻璃瓶尺寸为100ml，具体参数如下图所示

所设计的封口机对应的传动系统图如下：

图2：铝盖封口机传动系统原理图

2.1.2具体设计方案
2.1.2.1轧头处基本参数计算方法：
头处具体传动路线图如下

图3轧头处传动路线图
相邻轧刀之间中心距PZ=104mm，轧制圈数NZ=5圈，轧制速度每分钟NP=200瓶，轧制拨盘齿数：ZN=8
则：拨盘转速（每分钟）：

拨盘齿轮数：

可求出

可求出

轧制拨盘的直径
Dz ≈ ZN*PZ ∕ 3.14=264mm

轧制减速电机输出转速n1的计算：

化简得:

由于齿轮3和齿轮4的中心距刚好等于轧头的中心到中间轴的距离，刚好为，即

则
z3+z4=88
取电机M1转速为960r/min

则

使和的比例尽量接近，取m=3可求出

则各齿轮参数如下

齿轮1
齿轮2
齿轮3
齿轮4
模数
3
3
3
3
齿数
24
48
72
16
分度圆直径mm
72
144
216
48
齿顶圆直径mm
78
150
222
54
齿根圆直径mm
64.5
136.5
208.5
40.5
表1齿轮参数表

2.1.2.2进瓶处基本参数计算方法：
瓶子的运输线路由变距螺杆到进瓶拨盘再到轧制拨盘，再由出瓶拨盘将瓶子传出机构。因此此三个机构的运动有严格的传动比关系，为内联传动链，在运动分配时因选用具有精确传动比的传动机构如齿轮链轮等。对于齿轮和链轮的选择主要根据跨距的大小来选择。
其中渐开线齿轮的主要优点为工作可靠、传动比精确、传动效率高、寿命长（制造和维护良好者可以使用数十年）、结构紧凑，功率和速度使用范围广；缺点为制造精度要求高，不能缓冲，在高速传动中，当精度不高时，则有噪声。他适用于绝大多数的机器中。
直齿锥齿轮的特点是相比曲线锥齿轮，其轴向力要小，制造也比较容易，可以用于一些需要改变传动方向的场合。
链传动主要有滚子链传动和齿形链传动，滚子链结构简单，轴向间距范围大、平均传动比精确，能在恶劣的条件下可靠地工作，作用在轴上的力较小，比带传动承载能力大，但其瞬时传动比不稳定，有冲击震动和噪声，在震动冲击载荷下，寿命大大减小。齿形链的特点是传动平稳准确，震动和噪声小，强度高，可靠性好，但是重量太重，装拆不方便。
带传动带传动具有结构简单、传动平稳、能缓冲吸振、可以在大的轴间距和多轴间传递动力，且其造价低廉、不需润滑、维护容易等特点，在近代机械传动中应用十分广泛。摩擦型带传动能过载打滑、运转噪声低，但传动比不准确（滑动率在2%以下）；同步带传动可保证传动同步，但对载荷变动的吸收能力稍差，高速运转有噪声。 带传动除用以传递动力外，有时也用来输送物料、进行零件的整列等。
基于上述一些传动的特点，来对进瓶处的机构进行设计，设计的基本传动方式如下

图4进瓶处传动系统图
其中齿轮为：Z12，Z11，Z10，Z15，Z16。
链轮为：Z13，Z14，Z17，Z18，Z19。
电机输出到减速器端采用带传动。
电动机M2转速为910r/min，i2=9.1，则

由之前的计算可知

取m=4，则
z11=22，z10=44

由传动比关系可知

则
z12=11
螺杆的头数为1，螺杆每旋转一圈，进给一个瓶子，进瓶拨盘转一转，螺杆必须进给4和瓶子，所以有

则传动比

取
z13=38，z14=19，z17=19，z18=19，z19=38

各齿轮参数如下

齿轮10
齿轮11
齿轮12
模数
4
4
4
齿数
44
22
11
分度圆直径mm
132
88
44
齿顶圆直径mm
184
96
52
齿根圆直径mm
166
78
34

表2齿轮参数表

2.1.2.3 铝盖封口轧刀机构
轧刀完成对铝盖的下开口进行滚轧收口，轧制力矩设计峰值为10N.m，一个铝盖的封口需轧制8圈，轧制前需将铝盖向下压紧，使胶塞产生适量的弹性变形，铝盖在瓶口下斜面被轧制收口后，再释放压紧力，依靠胶塞的弹性变形对铝盖的压力，确保铝盖不会轻易被转动。
轧刀上下斜面夹角一般呈30°夹角（与瓶口下斜面15°对应），且对称布置，刀顶柱面长度1mm。(如图4)

图5 封口轧刀机构

3.1.2.4 进瓶变距螺杆机构
进瓶拨盘轴向推力由螺旋传动产生，采用单头螺纹，所以螺杆的转速等于玻璃瓶盖的轧制速度，进瓶端螺距等于玻璃瓶的直径，出瓶端的螺距等于进瓶拨盘的齿槽节距，以保证将连续开在一起的玻璃瓶逐渐分开，并平稳输送到进瓶拨盘。
具体设计的变距螺杆机构如图所示：

图6变距螺杆

2.1.2.5凸轮的设计
凸轮主要实现轧头的上下移动，轧制过程为半圈，因此有凸轮的远休有180度，凸轮进修和远休的高度差必须使得轧头在最低处能够轧到瓶口，同时在最高处又不和瓶子发生干涉，因此取高度差为96mm。推程和回程分别为正弦加速减速过程。
绘制出其曲线的变化图为：

图7 凸轮曲线变化图
具体实物图为：

图8 凸轮实物

2.1.2.5 进、出瓶拨盘机构
进瓶拨盘是将带盖玻璃瓶从边距螺杆接入，并送入轧制拨盘进行轧盖，出瓶拨盘是将轧好盖的玻璃瓶拨出轧制拨盘，并送入传送带输送到下一工序。
进出瓶拨盘的齿距必须与轧制拨盘的齿距相等，齿槽尺寸必须与玻璃瓶直径对应，其公称直径一般比玻璃瓶的最大极限尺寸大1mm，拨盘的最大输出扭矩20N.m，为了避免因卡瓶而过载，需设计安全离合器，当电动机功率过载时有过载信号反馈至控制系统，自动停机。

图9 进瓶机构

3.1.2.6 输送带支架
输送带支架是支撑传送玻璃瓶的输送带的导向构件，两侧板一般采用1.5mm厚板材弯制成型，栏杆用直径12X1.5的钢管，栏杆支架之间的距离一般在500mm以内。输送带的上表面与进出瓶拨盘下的托盘上平面平齐。调节两侧拉杆的进出量可适应不同规格玻璃瓶的输送要求。

图10输送带

3.1.2.7 卡板、栏杆布局
下图是铝盖封口机中玻璃瓶的运动轨迹，为了保证玻璃瓶按照设计的路线行走，除了设置螺杆和拨盘驱动外，还需在其路径过渡段设计导向卡板或栏杆。下图中的卡板和栏杆是一种较为典型的布局结构。

图11 玻璃瓶轨迹图

3.1.2.8 铝盖封口机传动系统结构参考图
轧刀旋转和玻瓶输送采用独立驱动形式，以适应不同铝盖对轧制圈数的要求，设备可见表面和可能与包装材料接触的表面必须是不锈钢或无毒塑料，为了降低成本，较大且厚的零件，一般采用普通碳钢或铸铁外包不锈钢皮的符合结构。

图12铝盖封口机结构图

2.2 参数计算
2.2.1力能参数计算
单头轧刀最大轧制力矩：10N.m，转速为250r/min，则单个轧头所需的功率为

在传动过程中，计轴承损失和齿轮消耗得

一共8个轧头，同一时间内只有4个轧头工作，则电机M1所需的功率为

取电动机M1的功率为1.5kW
选取Y100L-6三相异步电动机。

变距螺杆的功率为

由电机M2提供其的功率为

进瓶拨盘的功率为

由电机M2提供其的功率为

轧制拨盘的功率为

由电机M2提供其的功率为

则电机M2所需的功率为

取电动机M2的功率为1.1kW
选取Y90L-6三相异步电动机。

2.2主要零部件强度、刚度计算校核
2.2.1齿轮类
1.齿轮1和齿轮2
（1）分析失效形式，确定设计准则
由于设计的是软齿面，其主要失效形式是轮齿点蚀，故设计时应按齿面接触疲劳强度来设计，然后进行齿根弯曲疲劳强度和齿面接触疲劳强度来验算。
（2）选择齿轮类型及精度等级
由于为闭式齿轮，采用7级精度来设计。
（3）选择齿轮材料、热处理方式
小齿轮：45钢，表面淬火；大齿轮：45钢，表面淬火，取小齿轮齿面硬度为HBS1=48，大齿轮为HBS2=48
（4）齿数的选择
齿数分别为24和48
（5）小齿轮和大齿轮齿面接触强度计算
=1150MPa

（6）小齿轮和大轮齿弯曲强度计算

=302.4MPa， =285.1MPa
（7）强度校核
　　齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1318.3MPa
　　齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=945.6MPa
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1318.3MPa
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=145.6MPa
接触强度用安全系数 SHmin=1.1
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足
　　齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足
　　齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足

2.齿轮10和齿轮11
（1）分析失效形式，确定设计准则
由于设计的是软齿面，其主要失效形式是轮齿点蚀，故设计时应按齿面接触疲劳强度来设计，然后进行齿根弯曲疲劳强度和齿面接触疲劳强度来验算。
（2）选择齿轮类型及精度等级
由于为闭式齿轮，采用7级精度来设计。
（3）选择齿轮材料、热处理方式
小齿轮：45钢，渗碳；大齿轮：45钢，渗碳。取小齿轮齿面硬度为HBS11=62，大齿轮为HBS12=62。
（4）齿数的选择
齿数为22和44。
（5）小齿轮和大齿轮齿面接触强度计算
=1250MPa

（6）小齿轮和大轮齿弯曲强度计算

=828MPa， =828MPa
（7）强度校核
　　齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1433MPa
　　齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=886.4MPa
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1433MPa
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=886.4MPa
接触强度用安全系数 SHmin=1.1
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足
　　齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足

3.齿轮11和齿轮12
（1）分析失效形式，确定设计准则
由于设计的是软齿面，其主要失效形式是轮齿点蚀，故设计时应按齿面接触疲劳强度来设计，然后进行齿根弯曲疲劳强度和齿面接触疲劳强度来验算。
（2）选择齿轮类型及精度等级
由于为闭式齿轮，采用7级精度来设计。
（3）选择齿轮材料、热处理方式
小齿轮：45钢，表面淬火；大齿轮：45钢，表面淬火。取小齿轮齿面硬度为HBS12=48，大齿轮为HBS11=48。
（4）齿数的选择
齿数为11和22 。
（5）小齿轮和大齿轮齿面接触强度计算
=1150MPa

（6）小齿轮和大轮齿弯曲强度计算

=640MPa， =640MPa
（7）强度校核
　　齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1318.3MPa
　　齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=945.6MPa
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1318.3MPa
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=945.6MPa
接触强度用安全系数 SHmin=1.1
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足
　　齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足

2.2.2轴
1、轴的尺寸确定
（1）对于齿轮轴，一般可按经验公式取
d=(0·2～0·5)A
式中 A为齿轮中心矩，
（2）对于实心传动轴，初步计算公式为

计算后的d应按轴的标准尺寸系列进行圆整取最小直径为40mm。
设计的轴如图所示：

图13轴

强度条件是
= 60
式中 ————扭转剪应力, ；
T ———— 传递的扭矩，N·cm；
WT ———— 轴的抗扭截面模量，；
N ———— 轴传递的功率，KW；
n ———— 轴的转速，；
d————— 计算剖面处轴的直径,cm；
——— 许用扭转剪应力，。
上面取的都是轴的最小直径，计算后的d应按轴的标准尺寸系列进行圆整。

2、轴的强度校核
对于在弯曲和扭转合成应力下工作的轴，应按弯扭联合作用应力校核轴的强度。根据轴的力学模型，绘制轴的弯矩图和扭矩图，算出轴的计算弯矩和扭矩后，针对某一危险剖面作强度校核。
轴采用45钢调质，许用静应力260MPa，弯曲疲劳极限270MPa。
弯曲应力
=100.38（MPa）
扭转应力
=81（MPa）
式中 M、T ——— 分别为危险截面上的计算弯矩和扭矩，N·m；
d ——— 危险截面直径，m。
合成应力
=190.58（MPa）
1、 轴的刚度校核
轴的刚度校核计算包括弯曲刚度和扭转刚度两种。
（1）弯曲变形计算
常用能量法计算轴在弯扭联合作用下所产生的挠度和偏转角，满足yθ。
轴的许用挠度、许用偏转角见下表

名 称
轴的许用挠度
名 称
许用偏转角
刚度要求严的轴
0·0002* l
向心球轴承
0.005
安装齿轮的轴
(0.01～0.05)*m
园柱滚子轴承
0.0025

装齿轮处轴截面
0.001～0.002
注：l ——— 轴的跨距，mm； m ——— 齿轮模数

2.2.3轴承
1.6414轴承的校核
对装配图中的轴承30进行校核，首先根据分析，此轴承只受到轴向载荷。轴向载荷和所受到的重物的重力有关，因此首先估算出所受的重力。
将上端盖近似地看为一个圆柱体，根据求取圆柱体的体积，根据密度换算公式，可得到近似的质量，不锈钢的密度约为7800kg/mm3,求出其质量约为196kg，则轴承所受到的径向载荷约为1960N。
计算当量载荷
P=Fτ=1900N
轴承的寿命计算
由于轴的内径为200mm，因此初步选的轴承为6240，轴承的额定寿命L与额定载荷C、当量栽荷P之间的关系为
L= ()
其中 e=3
将其换算成小时数表示轴承寿命，轴承寿命Lh为
Lh==207425741h
设计时要求的寿命为5000h，轴承校核成功，因此选择轴承6414合适。
2.6204轴承的校核
对于部装图上直径为20mm的轴上的轴承进行校核首先根据分析，此轴承只受到径向载荷。径向载荷可以在之前的轴计算中找到。
Fr=75N
计算当量载荷
P=Fτ=75N
轴承的寿命计算
由于轴的内径为20mm，因此初步选的轴承为6204，轴承的额定寿命L与额定载荷C、当量栽荷P之间的关系为
L= ()
其中 e=3
将其换算成小时数表示轴承寿命，轴承寿命Lh为
Lh==3987932143h
设计时要求的寿命为5000h，轴承校核成功，因此选择轴承6204合适。

2.2.4链传动设计
1.Z13，Z14的尺寸计算：
链条选用08A，链节距p=12.7mm，计算相关链传动的尺寸，主动轮齿数为38，从动轮齿数为19，有

则链长节数为52.88，圆整取实际链长节数
X=53
计算出实际中心距为
a=150.08mm

2.Z17，Z18的尺寸计算：
链条选用08A，链节距p=12.7mm，计算相关链传动的尺寸，主动轮齿数为19，从动轮齿数为19，有

则链长节数为43，实际链长节数
X=43
计算出实际中心距为
a=151.79mm
3.Z18，Z19的尺寸计算：
链条选用08A，链节距p=12.7mm，计算相关链传动的尺寸，主动轮齿数为19，从动轮齿数为38，有

则链长节数为43，实际链长节数
X=65
计算出实际中心距为
a=227.68mm

3.心得体会
本次专业课程设计相对于之前的课程设计难度大大提高，综合应用困难加大，对于培养我们的专业素养非常有利。这次课程设计，让我更加深刻的了解课本知识，对以疏忽的知识加以补充，在设计过程中遇到一些曾经记不清的公式和专业用语，都使用手册查明，有的数据很难查出，但是这些问题经过这次设计，都一一得以解决，这门学科中还有很多我没有搞清楚的问题，但是这次的课程设计给我相当的基础知识，为我以后工作打下了严实的基础。我认为这次课程设计不仅仅充实我的专业知识，更重要的是教给我很多学习的方法以及处事的道理。而这是以后最实用的。在步入社会以后，也要勇于接受社会的挑战，实践总结，再实践，再总结，在这个循环的过程中不断的充实自己，提高自身，实现个人的不断进步。。通过这次课程设计使我懂得了理论与实际相结合是很重要的，只有理论知识是远远不够的，只有把所学的理论知识与实践相结合起来，从理论中得出结论，才能真正为社会服务，从而提高自己的实际动手能力和独立思考的能力。在设计的过程中遇到问题，可以说得是困难重重，但可喜的是最终都得到了解决。在三周的课程设计当中虽然遇到很多困难，但都在老师和同学的帮助下顺利克服。感谢在课程设计过程中老师给予的讲解和帮助。与讨论亦给予我很大帮助的同学们，谢谢你们的帮助和支持！

4.参考资料
（1）成大先主编，《机械设计手册》第四版第1~5卷，化学工业出版社，2002
（2）徐灏主编，《机械设计手册》第2版，机械工业出版社，2001
（3）蔡春源等编，《机械设计手册》，辽宁科学技术出版社，1990
（4）龙振宇主编，《机械设计》，机械工业出版社，2002
（5）周开勤主编，《机械零件手册》，高等教育出版社，1994

5.附录
齿轮1、2设计参数
传递功率 P=1.045(kW)
传递转矩 T=199.57(N·m)
齿轮1转速 n1=50(r/min)
齿轮2转速 n2=25.00(r/min)
传动比 i=2.00
　　原动机载荷特性 SF=轻微振动
　　工作机载荷特性 WF=均匀平稳
　　预定寿命 H=10000(小时)

三、布置与结构
　　结构形式 ConS=闭式
　　齿轮1布置形式 ConS1=悬臂布置
　　齿轮2布置形式 ConS2=非对称布置（轴钢性较大）

四、材料及热处理
　　齿面啮合类型 GFace=硬齿面
　　热处理质量级别 Q=MQ

　　齿轮1材料及热处理 Met1=45<表面淬火>
　　齿轮1硬度取值范围 HBSP1=45～50
　　齿轮1硬度 HBS1=48
　　齿轮1材料类别 MetN1=0
　　齿轮1极限应力类别 MetType1=11

　　齿轮2材料及热处理 Met2=45<表面淬火>
　　齿轮2硬度取值范围 HBSP2=45～50
　　齿轮2硬度 HBS2=48
　　齿轮2材料类别 MetN2=0
　　齿轮2极限应力类别 MetType2=11

五、齿轮精度
　　齿轮1第Ⅰ组精度 JD11=7
　　齿轮1第Ⅱ组精度 JD12=7
　　齿轮1第Ⅲ组精度 JD13=7
　　齿轮1齿厚上偏差 JDU1=F
　　齿轮1齿厚下偏差 JDD1=L

　　齿轮2第Ⅰ组精度 JD21=7
　　齿轮2第Ⅱ组精度 JD22=7
　　齿轮2第Ⅲ组精度 JD23=7
　　齿轮2齿厚上偏差 JDU2=F
　　齿轮2齿厚下偏差 JDD2=L

六、齿轮基本参数
　　模数(法面模数) Mn=3
　　端面模数 Mt=3.00000
　　螺旋角 β=0.000000(度)
　　基圆柱螺旋角 βb=0.0000000(度)

　　齿轮1齿数 Z1=24
　　齿轮1变位系数 X1=0.00
　　齿轮1齿宽 B1=25.00(mm)
　　齿轮1齿宽系数 Φd1=0.347

　　齿轮2齿数 Z2=48
　　齿轮2变位系数 X2=0.00
　　齿轮2齿宽 B2=20.00(mm)
　　齿轮2齿宽系数 Φd2=0.139

　　总变位系数 Xsum=0.000
　　标准中心距 A0=108.00000(mm)
　　实际中心距 A=108.00000(mm)
　　齿数比 U=2.00000
　　端面重合度 εα=1.67471
　　纵向重合度 εβ=0.00000
　　总重合度 ε=1.67471

　　齿轮1分度圆直径 d1=72.00000(mm)
　　齿轮1齿顶圆直径 da1=78.00000(mm)
　　齿轮1齿根圆直径 df1=64.50000(mm)
　　齿轮1齿顶高 ha1=3.00000(mm)
　　齿轮1齿根高 hf1=3.75000(mm)
　　齿轮1全齿高 h1=6.75000(mm)
　　齿轮1齿顶压力角 αat1=29.841119(度)

　　齿轮2分度圆直径 d2=144.00000(mm)
　　齿轮2齿顶圆直径 da2=150.00000(mm)
　　齿轮2齿根圆直径 df2=136.50000(mm)
　　齿轮2齿顶高 ha2=3.00000(mm)
　　齿轮2齿根高 hf2=3.75000(mm)
　　齿轮2全齿高 h2=6.75000(mm)
　　齿轮2齿顶压力角 αat2=25.563857(度)

　　齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=4.70903(mm)
　　齿轮1分度圆弦齿高 hh1=3.07708(mm)
　　齿轮1固定弦齿厚 sch1=4.16114(mm)
　　齿轮1固定弦齿高 hch1=2.24267(mm)
　　齿轮1公法线跨齿数 K1=3
　　齿轮1公法线长度 Wk1=23.14938(mm)

　　齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=4.71155(mm)
　　齿轮2分度圆弦齿高 hh2=3.03855(mm)
　　齿轮2固定弦齿厚 sch2=4.16114(mm)
　　齿轮2固定弦齿高 hch2=2.24267(mm)
　　齿轮2公法线跨齿数 K2=6
　　齿轮2公法线长度 Wk2=50.72697(mm)

　　齿顶高系数 ha*=1.00
　　顶隙系数 c*=0.25
　　压力角 α*=20(度)
　　端面齿顶高系数 ha*t=1.00000
　　端面顶隙系数 c*t=0.25000
　　端面压力角 α*t=20.0000000(度)

七、检查项目参数
　　齿轮1齿距累积公差 Fp1=0.04675
　　齿轮1齿圈径向跳动公差 Fr1=0.03783
　　齿轮1公法线长度变动公差 Fw1=0.02975
　　齿轮1齿距极限偏差 fpt(±)1=0.01581
　　齿轮1齿形公差 ff1=0.01190
　　齿轮1一齿切向综合公差 fi'1=0.01663
　　齿轮1一齿径向综合公差 fi''1=0
　　齿轮1齿向公差 Fβ1=0.01255
　　齿轮1切向综合公差 Fi'1=0.05865
　　齿轮1径向综合公差 Fi''1=0.05296
　　齿轮1基节极限偏差 fpb(±)1=0.01486
　　齿轮1螺旋线波度公差 ffβ1=0.01663
　　齿轮1轴向齿距极限偏差 Fpx(±)1=0.01255
　　齿轮1齿向公差 Fb1=0.01255
　　齿轮1x方向轴向平行度公差 fx1=0.01255
　　齿轮1y方向轴向平行度公差 fy1=0.00628
　　齿轮1齿厚上偏差 Eup1=-0.06324
　　齿轮1齿厚下偏差 Edn1=-0.25295

　　齿轮2齿距累积公差 Fp2=0.06239
　　齿轮2齿圈径向跳动公差 Fr2=0.04472
　　齿轮2公法线长度变动公差 Fw2=0.03404
　　齿轮2齿距极限偏差 fpt(±)2=0.01660
　　齿轮2齿形公差 ff2=0.01280
　　齿轮2一齿切向综合公差 fi'2=0.01764
　　齿轮2一齿径向综合公差 fi''2=0
　　齿轮2齿向公差 Fβ2=0.00630
　　齿轮2切向综合公差 Fi'2=0.07519
　　齿轮2径向综合公差 Fi''2=0.06261
　　齿轮2基节极限偏差 fpb(±)2=0.01560
　　齿轮2螺旋线波度公差 ffβ2=0.01764
　　齿轮2轴向齿距极限偏差 Fpx(±)2=0.00630
　　齿轮2齿向公差 Fb2=0.00630
　　齿轮2x方向轴向平行度公差 fx2=0.00630
　　齿轮2y方向轴向平行度公差 fy2=0.00315
　　齿轮2齿厚上偏差 Eup2=-0.06640
　　齿轮2齿厚下偏差 Edn2=-0.26560

　　中心距极限偏差 fa(±)=0.02580

八、强度校核数据
　　齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1150.0(MPa)
　　齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=640.0(MPa)
　　齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1318.3(MPa)
　　齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=945.6(MPa)
　　齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa)
　　齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa)
　　齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1318.3(MPa)
　　齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=945.6(MPa)
　　接触强度用安全系数 SHmin=1.1
　　弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40
　　接触强度计算应力 σH=1052.4(MPa)
　　接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足
　　齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=302.4(MPa)
　　齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=285.1(MPa)
　　齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足
　　齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足

九、强度校核相关系数
　　齿形做特殊处理 Zps=特殊处理
　　齿面经表面硬化 Zas=不硬化
　　齿形 Zp=一般
　　润滑油粘度 V50=120(mm^2/s)
　　有一定量点馈 Us=不允许
　　小齿轮齿面粗糙度 Z1R=Rz＞6μm(Ra≤1μm)
　　载荷类型 Wtype=静强度
　　齿根表面粗糙度 ZFR=Rz＞16μm (Ra≤2.6μm)
　　刀具基本轮廓尺寸

　　圆周力 Ft=5543.611(N)
　　齿轮线速度 V=0.188(m/s)

　　使用系数 Ka=1.100
　　动载系数 Kv=1.004
　　齿向载荷分布系数 KHβ=1.000
　　综合变形对载荷分布的影响 Kβs=1.000
　　安装精度对载荷分布的影响 Kβm=0.000
　　齿间载荷分布系数 KHα=1.000
　　节点区域系数 Zh=2.495
　　材料的弹性系数 ZE=189.800
　　接触强度重合度系数 Zε=0.880
　　接触强度螺旋角系数 Zβ=1.000
　　重合、螺旋角系数 Zεβ=0.880
　　接触疲劳寿命系数 Zn=1.30000
　　润滑油膜影响系数 Zlvr=0.97000
　　工作硬化系数 Zw=1.00000
　　接触强度尺寸系数 Zx=1.00000

　　齿向载荷分布系数 KFβ=1.000
　　齿间载荷分布系数 KFα=1.000
　　抗弯强度重合度系数 Yε=0.698
　　抗弯强度螺旋角系数 Yβ=1.000
　　抗弯强度重合、螺旋角系数 Yεβ=0.698
　　寿命系数 Yn=2.06859
　　齿根圆角敏感系数 Ydr=1.00000
　　齿根表面状况系数 Yrr=1.00000
　　尺寸系数 Yx=1.00000
　　齿轮1复合齿形系数 Yfs1=4.24540
　　齿轮1应力校正系数 Ysa1=1.57832
　　齿轮2复合齿形系数 Yfs2=4.00222
　　齿轮2应力校正系数 Ysa2=1.70536

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