鋁蓋封口機(jī)設(shè)計(jì)說明書樣本

目錄1.設(shè)計(jì)任務(wù) 22.設(shè)計(jì)說明及內(nèi)容 32.1設(shè)計(jì)方案 32.1.1總體設(shè)計(jì)方案 32.1.2具體設(shè)計(jì)方案 52.2參數(shù)計(jì)算 142.2.1力能參數(shù)計(jì)算 142.2主要零部件強(qiáng)度、剛度計(jì)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(shè)計(jì) 223.心得體會 244.參考資料 255.附錄 26

1.設(shè)計(jì)任務(wù)1、繪制構(gòu)造圖1張2、繪制部裝圖1張3、繪制零件圖CAD4張（涉及：軸，雙聯(lián)齒輪，齒輪，變距螺桿）4、設(shè)計(jì)闡明書1份設(shè)備重要技術(shù)參數(shù)：軋制產(chǎn)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(jìn)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(jìn)、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(zhuǎn)速：140轉(zhuǎn)/分鐘有效軋制區(qū)間角度：180°(凸輪下限停止角)

2.設(shè)計(jì)闡明及內(nèi)容2.1設(shè)計(jì)方案2.1.1總體設(shè)計(jì)方案瓶塞——32-A1丁基膠塞規(guī)格型號：32-A1

產(chǎn)品材質(zhì)：丁基橡膠

與否免洗：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)

合用藥劑：粉針?biāo)?/p>

合用玻瓶：國產(chǎn)、進(jìn)口50ml以上管制瓶

合用范疇：制藥行業(yè)抗生素粉針包裝瓶蓋——輸液注射劑玻璃瓶用鋁塑組合蓋產(chǎn)品編號：32-ZB產(chǎn)品型號：32-ZB-01

產(chǎn)品材質(zhì)：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(nèi)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(shè)計(jì)相應(yīng)玻璃瓶尺寸為100ml，詳細(xì)參數(shù)如下圖所示所設(shè)計(jì)封口機(jī)相應(yīng)傳動系統(tǒng)圖如下：圖2：鋁蓋封口機(jī)傳動系統(tǒng)原理圖2.1.2詳細(xì)設(shè)計(jì)方案2.1.2.1軋頭處基本參數(shù)計(jì)算辦法：頭處詳細(xì)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(zhuǎn)速（每分鐘）：撥盤齒輪數(shù)：可求出可求出軋制撥盤直徑Dz≈ZN*PZ∕3.14=264mm軋制減速電機(jī)輸出轉(zhuǎn)速n1計(jì)算：化簡得:由于齒輪3和齒輪4中心距剛好等于軋頭中心到中間軸距離，剛好為，即則z3+z4=88取電機(jī)M1轉(zhuǎn)速為960r/min則使和比例盡量接近，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(jìn)瓶處基本參數(shù)計(jì)算辦法：瓶子運(yùn)送線路由變距螺桿到進(jìn)瓶撥盤再到軋制撥盤，再由出瓶撥盤將瓶子傳出機(jī)構(gòu)。因而此三個(gè)機(jī)構(gòu)運(yùn)動有嚴(yán)格傳動比關(guān)系，為內(nèi)聯(lián)傳動鏈，在運(yùn)動分派時(shí)因選用品有精準(zhǔn)傳動比傳動機(jī)構(gòu)如齒輪鏈輪等。對于齒輪和鏈輪選取重要依照跨距大小來選取。其中漸開線齒輪重要長處為工作可靠、傳動比精準(zhǔn)、傳動效率高、壽命長（制造和維護(hù)良好者可以使用數(shù)十年）、構(gòu)造緊湊，功率和速度使用范疇廣；缺陷為制造精度規(guī)定高，不能緩沖，在高速傳動中，當(dāng)精度不高時(shí)，則有噪聲。她合用于絕大多數(shù)機(jī)器中。直齒錐齒輪特點(diǎn)是相比曲線錐齒輪，其軸向力要小，制造也比較容易，可以用于某些需要變化傳動方向場合。鏈傳動重要有滾子鏈傳動和齒形鏈傳動，滾子鏈構(gòu)造簡樸，軸向間距范疇大、平均傳動比精準(zhǔn)，能在惡劣條件下可靠地工作，作用在軸上力較小，比帶傳動承載能力大，但其瞬時(shí)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。齒形鏈特點(diǎn)是傳動平穩(wěn)精確，震動和噪聲小，強(qiáng)度高，可靠性好，但是重量太重，裝拆不以便。帶傳動帶傳動具備構(gòu)造簡樸、傳動平穩(wěn)、能緩沖吸振、可以在大軸間距和多軸間傳遞動力，且其造價(jià)低廉、不需潤滑、維護(hù)容易等特點(diǎn)，在近代機(jī)械傳動中應(yīng)用十分廣泛。摩擦型帶傳動能過載打滑、運(yùn)轉(zhuǎn)噪聲低，但傳動比不精確（滑動率在2%如下）；同步帶傳動可保證傳動同步，但對載荷變動吸取能力稍差，高速運(yùn)轉(zhuǎn)有噪聲。帶傳動除用以傳遞動力外，有時(shí)也用來輸送物料、進(jìn)行零件整列等。基于上述某些傳動特點(diǎn)，來對進(jìn)瓶處機(jī)構(gòu)進(jìn)行設(shè)計(jì)，設(shè)計(jì)基本傳動方式如下圖4進(jìn)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(jī)輸出到減速器端采用帶傳動。電動機(jī)M2轉(zhuǎn)速為910r/min，i2=9.1，則由之前計(jì)算可知取m=4，則z11=22，z10=44由傳動比關(guān)系可知?jiǎng)tz12=11螺桿頭數(shù)為1，螺桿每旋轉(zhuǎn)一圈，進(jìn)給一種瓶子，進(jìn)瓶撥盤轉(zhuǎn)一轉(zhuǎn)，螺桿必要進(jìn)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(jī)構(gòu)軋刀完畢對鋁蓋下開口進(jìn)行滾軋收口，軋制力矩設(shè)計(jì)峰值為10N.m，一種鋁蓋封口需軋制8圈，軋制前需將鋁蓋向下壓緊，使膠塞產(chǎn)生適量彈性變形，鋁蓋在瓶口下斜面被軋制收口后，再釋放壓緊力，依托膠塞彈性變形對鋁蓋壓力，保證鋁蓋不會容易被轉(zhuǎn)動。軋刀上下斜面夾角普通呈30°夾角（與瓶口下斜面15°相應(yīng)），且對稱布置，刀頂柱面長度1mm。(如圖4)圖5封口軋刀機(jī)構(gòu)3.1.2.4進(jìn)瓶變距螺桿機(jī)構(gòu)進(jìn)瓶撥盤軸向推力由螺旋傳動產(chǎn)生，采用單頭螺紋，因此螺桿轉(zhuǎn)速等于玻璃瓶蓋軋制速度，進(jìn)瓶端螺距等于玻璃瓶直徑，出瓶端螺距等于進(jìn)瓶撥盤齒槽節(jié)距，以保證將持續(xù)開在一起玻璃瓶逐漸分開，并平穩(wěn)輸送到進(jìn)瓶撥盤。詳細(xì)設(shè)計(jì)變距螺桿機(jī)構(gòu)如圖所示：圖6變距螺桿2.1.2.5凸輪設(shè)計(jì)凸輪重要實(shí)現(xiàn)軋頭上下移動，軋制過程為半圈，因而有凸輪遠(yuǎn)休有180度，凸輪進(jìn)修和遠(yuǎn)休高度差必要使得軋頭在最低處可以軋到瓶口，同步在最高處又不和瓶子發(fā)生干涉，因而取高度差為96mm。推程和回程分別為正弦加速減速過程。繪制出其曲線變化圖為：圖7凸輪曲線變化圖詳細(xì)實(shí)物圖為：圖8凸輪實(shí)物2.1.2.5進(jìn)、出瓶撥盤機(jī)構(gòu)進(jìn)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(jìn)行軋蓋，出瓶撥盤是將軋好蓋玻璃瓶撥出軋制撥盤，并送入傳送帶輸送到下一工序。進(jìn)出瓶撥盤齒距必要與軋制撥盤齒距相等，齒槽尺寸必要與玻璃瓶直徑相應(yīng)，其公稱直徑普通比玻璃瓶最大極限尺寸大1mm，撥盤最大輸出扭矩20N.m，為了避免因卡瓶而過載，需設(shè)計(jì)安全離合器，當(dāng)電動機(jī)功率過載時(shí)有過載信號反饋至控制系統(tǒng)，自動停機(jī)。圖9進(jìn)瓶機(jī)構(gòu)3.1.2.6輸送帶支架輸送帶支架是支撐傳送玻璃瓶輸送帶導(dǎo)向構(gòu)件，兩側(cè)板普通采用1.5mm厚板材彎制成型，欄桿用直徑12X1.5鋼管，欄桿支架之間距離普通在500mm以內(nèi)。輸送帶上表面與進(jìn)出瓶撥盤下托盤上平面平齊。調(diào)節(jié)兩側(cè)拉桿進(jìn)出量可適應(yīng)不同規(guī)格玻璃瓶輸送規(guī)定。圖10輸送帶3.1.2.7卡板、欄桿布局下圖是鋁蓋封口機(jī)中玻璃瓶運(yùn)動軌跡，為了保證玻璃瓶按照設(shè)計(jì)路線行走，除了設(shè)立螺桿和撥盤驅(qū)動外，還需在其途徑過渡段設(shè)計(jì)導(dǎo)向卡板或欄桿。下圖中卡板和欄桿是一種較為典型布局構(gòu)造。圖11玻璃瓶軌跡圖3.1.2.8鋁蓋封口機(jī)傳動系統(tǒng)構(gòu)造參照圖軋刀旋轉(zhuǎn)和玻瓶輸送采用獨(dú)立驅(qū)動形式，以適應(yīng)不同鋁蓋對軋制圈數(shù)規(guī)定，設(shè)備可見表面和也許與包裝材料接觸表面必要是不銹鋼或無毒塑料，為了減少成本，較大且厚零件，普通采用普通碳鋼或鑄鐵外包不銹鋼皮符合構(gòu)造。圖12鋁蓋封口機(jī)構(gòu)造圖2.2參數(shù)計(jì)算2.2.1力能參數(shù)計(jì)算單頭軋刀最大軋制力矩：10N.m，轉(zhuǎn)速為250r/min，則單個(gè)軋頭所需功率為在傳動過程中，計(jì)軸承損失和齒輪消耗得一共8個(gè)軋頭，同一時(shí)間內(nèi)只有4個(gè)軋頭工作，則電機(jī)M1所需功率為取電動機(jī)M1功率為1.5kW選用Y100L-6三相異步電動機(jī)。變距螺桿功率為由電機(jī)M2提供其功率為進(jìn)瓶撥盤功率為由電機(jī)M2提供其功率為軋制撥盤功率為由電機(jī)M2提供其功率為則電機(jī)M2所需功率為取電動機(jī)M2功率為1.1kW選用Y90L-6三相異步電動機(jī)。2.2重要零部件強(qiáng)度、剛度計(jì)算校核2.2.1齒輪類1.齒輪1和齒輪2（1）分析失效形式，擬定設(shè)計(jì)準(zhǔn)則由于設(shè)計(jì)是軟齒面，其重要失效形式是輪齒點(diǎn)蝕，故設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)按齒面接觸疲勞強(qiáng)度來設(shè)計(jì)，然后進(jìn)行齒根彎曲疲勞強(qiáng)度和齒面接觸疲勞強(qiáng)度來驗(yàn)算。（2）選取齒輪類型及精度級別由于為閉式齒輪，采用7級精度來設(shè)計(jì)。（3）選取齒輪材料、熱解決方式小齒輪：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)選取齒數(shù)分別為24和48（5）小齒輪和大齒輪齒面接觸強(qiáng)度計(jì)算=1150MPa（6）小齒輪和大輪齒彎曲強(qiáng)度計(jì)算=302.4MPa，=285.1MPa（7）強(qiáng)度校核齒輪1接觸疲勞強(qiáng)度許用值[σH]1=1318.3MPa齒輪1彎曲疲勞強(qiáng)度許用值[σF]1=945.6MPa齒輪2接觸疲勞強(qiáng)度許用值[σH]2=1318.3MPa齒輪2彎曲疲勞強(qiáng)度許用值[σF]2=145.6MPa接觸強(qiáng)度用安全系數(shù)SHmin=1.1彎曲強(qiáng)度用安全系數(shù)SFmin=1.40接觸疲勞強(qiáng)度校核σH≤[σH]=滿足齒輪1彎曲疲勞強(qiáng)度校核σF1≤[σF]1=滿足齒輪2彎曲疲勞強(qiáng)度校核σF2≤[σF]2=滿足2.齒輪10和齒輪11（1）分析失效形式，擬定設(shè)計(jì)準(zhǔn)則由于設(shè)計(jì)是軟齒面，其重要失效形式是輪齒點(diǎn)蝕，故設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)按齒面接觸疲勞強(qiáng)度來設(shè)計(jì)，然后進(jìn)行齒根彎曲疲勞強(qiáng)度和齒面接觸疲勞強(qiáng)度來驗(yàn)算。（2）選取齒輪類型及精度級別由于為閉式齒輪，采用7級精度來設(shè)計(jì)。（3）選取齒輪材料、熱解決方式小齒輪：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)選取齒數(shù)為22和44。（5）小齒輪和大齒輪齒面接觸強(qiáng)度計(jì)算=1250MPa（6）小齒輪和大輪齒彎曲強(qiáng)度計(jì)算=828MPa，=828MPa（7）強(qiáng)度校核齒輪1接觸疲勞強(qiáng)度許用值[σH]1=1433MPa齒輪1彎曲疲勞強(qiáng)度許用值[σF]1=886.4MPa齒輪2接觸疲勞強(qiáng)度許用值[σH]2=1433MPa齒輪2彎曲疲勞強(qiáng)度許用值[σF]2=886.4MPa接觸強(qiáng)度用安全系數(shù)SHmin=1.1彎曲強(qiáng)度用安全系數(shù)SFmin=1.40接觸疲勞強(qiáng)度校核σH≤[σH]=滿足齒輪1彎曲疲勞強(qiáng)度校核σF1≤[σF]1=滿足齒輪2彎曲疲勞強(qiáng)度校核σF2≤[σF]2=滿足3.齒輪11和齒輪12（1）分析失效形式，擬定設(shè)計(jì)準(zhǔn)則由于設(shè)計(jì)是軟齒面，其重要失效形式是輪齒點(diǎn)蝕，故設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)按齒面接觸疲勞強(qiáng)度來設(shè)計(jì)，然后進(jìn)行齒根彎曲疲勞強(qiáng)度和齒面接觸疲勞強(qiáng)度來驗(yàn)算。（2）選取齒輪類型及精度級別由于為閉式齒輪，采用7級精度來設(shè)計(jì)。（3）選取齒輪材料、熱解決方式小齒輪：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)選取齒數(shù)為11和22。（5）小齒輪和大齒輪齒面接觸強(qiáng)度計(jì)算=1150MPa（6）小齒輪和大輪齒彎曲強(qiáng)度計(jì)算=640MPa，=640MPa（7）強(qiáng)度校核齒輪1接觸疲勞強(qiáng)度許用值[σH]1=1318.3MPa齒輪1彎曲疲勞強(qiáng)度許用值[σF]1=945.6MPa齒輪2接觸疲勞強(qiáng)度許用值[σH]2=1318.3MPa齒輪2彎曲疲勞強(qiáng)度許用值[σF]2=945.6MPa接觸強(qiáng)度用安全系數(shù)SHmin=1.1彎曲強(qiáng)度用安全系數(shù)SFmin=1.40接觸疲勞強(qiáng)度校核σH≤[σH]=滿足齒輪1彎曲疲勞強(qiáng)度校核σF1≤[σF]1=滿足齒輪2彎曲疲勞強(qiáng)度校核σF2≤[σF]2=滿足2.2.2軸1、軸尺寸擬定（1）對于齒輪軸，普通可按經(jīng)驗(yàn)公式取d=(0·2～0·5)A式中A為齒輪中心矩，（2）對于實(shí)心傳動軸，初步計(jì)算公式為計(jì)算后d應(yīng)按軸原則尺寸系列進(jìn)行圓整取最小直徑為40mm。設(shè)計(jì)軸如圖所示：圖13軸強(qiáng)度條件是=60式中————扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力，；T————傳遞扭矩，N·cm；WT————軸抗扭截面模量，；N————軸傳遞功率，KW；n————軸轉(zhuǎn)速，；d—————計(jì)算剖面處軸直徑,cm；———許用扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力，。上面取都是軸最小直徑，計(jì)算后d應(yīng)按軸原則尺寸系列進(jìn)行圓整。2、軸強(qiáng)度校核對于在彎曲和扭轉(zhuǎn)合成應(yīng)力下工作軸，應(yīng)按彎扭聯(lián)合伙用應(yīng)力校核軸強(qiáng)度。依照軸力學(xué)模型，繪制軸彎矩圖和扭矩圖，算出軸計(jì)算彎矩和扭矩后，針對某一危險(xiǎn)剖面作強(qiáng)度校核。軸采用45鋼調(diào)質(zhì)，許用靜應(yīng)力260MPa，彎曲疲勞極限270MPa。彎曲應(yīng)力=100.38（MPa）扭轉(zhuǎn)應(yīng)力=81（MPa）式中M、T———分別為危險(xiǎn)截面上計(jì)算彎矩和扭矩，N·m；d———危險(xiǎn)截面直徑，m。合成應(yīng)力=190.58（MPa）軸剛度校核軸剛度校核計(jì)算涉及彎曲剛度和扭轉(zhuǎn)剛度兩種。（1）彎曲變形計(jì)算慣用能量法計(jì)算軸在彎扭聯(lián)合伙用下所產(chǎn)生撓度和偏轉(zhuǎn)角，滿足yθ。軸許用撓度、許用偏轉(zhuǎn)角見下表名稱軸許用撓度名稱許用偏轉(zhuǎn)角剛度規(guī)定嚴(yán)軸0·0002*l向心球軸承0.005安裝齒輪軸(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———軸跨距，mm；m———齒輪模數(shù)2.2.3軸承1.6414軸承校核對裝配圖中軸承30進(jìn)行校核，一方面依照分析，此軸承只受到軸向載荷。軸向載荷和所受到重物重力關(guān)于，因而一方面估算出所受重力。將上端蓋近似地看為一種圓柱體，依照求取圓柱體體積，依照密度換算公式，可得到近似質(zhì)量，不銹鋼密度約為7800kg/mm3,求出其質(zhì)量約為196kg，則軸承所受到徑向載荷約為1960N。計(jì)算當(dāng)量載荷P=Fτ=1900N軸承壽命計(jì)算由于軸內(nèi)徑為200mm，因而初步選軸承為6240，軸承額定壽命L與額定載荷C、當(dāng)量栽荷P之間關(guān)系為L=()其中e=3將其換算成小時(shí)數(shù)表達(dá)軸承壽命，軸承壽命Lh為Lh==h設(shè)計(jì)時(shí)規(guī)定壽命為5000h，軸承校核成功，因而選取軸承6414適當(dāng)。2.6204軸承校核對于部裝圖上直徑為20mm軸上軸承進(jìn)行校核一方面依照分析，此軸承只受到徑向載荷。徑向載荷可以在之前軸計(jì)算中找到。Fr=75N計(jì)算當(dāng)量載荷P=Fτ=75N軸承壽命計(jì)算由于軸內(nèi)徑為20mm，因而初步選軸承為6204，軸承額定壽命L與額定載荷C、當(dāng)量栽荷P之間關(guān)系為L=()其中e=3將其換算成小時(shí)數(shù)表達(dá)軸承壽命，軸承壽命Lh為Lh==h設(shè)計(jì)時(shí)規(guī)定壽命為5000h，軸承校核成功，因而選取軸承6204適當(dāng)。2.2.4鏈傳動設(shè)計(jì)1.Z13，Z14尺寸計(jì)算：鏈條選用08A，鏈節(jié)距p=12.7mm，計(jì)算有關(guān)鏈傳動尺寸，積極輪齒數(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(shí)際鏈長節(jié)數(shù)X=53計(jì)算出實(shí)際中心距為a=150.08mm2.Z17，Z18尺寸計(jì)算：鏈條選用08A，鏈節(jié)距p=12.7mm，計(jì)算有關(guān)鏈傳動尺寸，積極輪齒數(shù)為19，從動輪齒數(shù)為19，有則鏈長節(jié)數(shù)為43，實(shí)際鏈長節(jié)數(shù)X=43計(jì)算出實(shí)際中心距為a=151.79mm3.Z18，Z19尺寸計(jì)算：鏈條選用08A，鏈節(jié)距p=12.7mm，計(jì)算有關(guān)鏈傳動尺寸，積極輪齒數(shù)為19，從動輪齒數(shù)為38，有則鏈長節(jié)數(shù)為43，實(shí)際鏈長節(jié)數(shù)X=65計(jì)算出實(shí)際中心距為a=227.68mm

3.心得體會本次專業(yè)課程設(shè)計(jì)相對于之前課程設(shè)計(jì)難度大大提高，綜合應(yīng)用困難加大，對于培養(yǎng)咱們專業(yè)素養(yǎng)非常有利。這次課程設(shè)計(jì)，讓我更加深刻理解課本知識，對以疏忽知識加以補(bǔ)充，在設(shè)計(jì)過程中遇到某些曾經(jīng)記不清公式和專業(yè)用語，都使用手冊查明，有數(shù)據(jù)很難查出，但是這些問題通過這次設(shè)計(jì)，都一一得以解決，這門學(xué)科中尚有諸多我沒有弄清晰問題，但是這次課程設(shè)計(jì)給我相稱基本知識，為我后來工作打下了嚴(yán)實(shí)基本。我以為這次課程設(shè)計(jì)不但僅充實(shí)我專業(yè)知識，更重要是教給我諸多學(xué)習(xí)辦法以及處事道理。而這是后來最實(shí)用。在步入社會后來，也要敢于接受社會挑戰(zhàn)，實(shí)踐總結(jié)，再實(shí)踐，再總結(jié)，在這個(gè)循環(huán)過程中不斷充實(shí)自己，提高自身，實(shí)現(xiàn)個(gè)人不斷進(jìn)步。。通過這次課程設(shè)計(jì)使我懂得了理論與實(shí)際相結(jié)合是很重要，只有理論知識是遠(yuǎn)遠(yuǎn)不夠，只有把所學(xué)理論知識與實(shí)踐相結(jié)合起來，從理論中得出結(jié)論，才干真正為社會服務(wù)，從而提高自己實(shí)際動手能力和獨(dú)立思考能力。在設(shè)計(jì)過程中遇到問題，可以說得是困難重重，但可喜是最后都得到理解決。在三周課程設(shè)計(jì)當(dāng)中雖然遇到諸多困難，但都在教師和同窗協(xié)助下順利克服。感謝在課程設(shè)計(jì)過程中教師予以解說和協(xié)助。與討論亦予以我很大協(xié)助同窗們，謝謝你們協(xié)助和支持！

4.參照資料（1）成大先主編，《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊》第四版第1~5卷，化學(xué)工業(yè)出版社， （2）徐灝主編，《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊》第2版，機(jī)械工業(yè)出版社，（3）蔡春源等編，《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊》，遼寧科學(xué)技術(shù)出版社，1990（4）龍振宇主編，《機(jī)械設(shè)計(jì)》，機(jī)械工業(yè)出版社，（5）周開勤主編，《機(jī)械零件手冊》，高等教誨出版社，1994

5.附錄齒輪1、2設(shè)計(jì)參數(shù)傳遞功率P=1.045(kW)傳遞轉(zhuǎn)矩T=199.57(N·m)齒輪1轉(zhuǎn)速n1=50(r/min)齒輪2轉(zhuǎn)速n2=25.00(r/min)傳動比i=2.00原動機(jī)載荷特性SF=輕微振動工作機(jī)載荷特性WF=均勻平穩(wěn)預(yù)定壽命H=10000(小時(shí))三、布置與構(gòu)造構(gòu)造形式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、材料及熱解決齒面嚙合類型GFace=硬齒面熱解決質(zhì)量級別Q=MQ齒輪1材料及熱解決Met1=45<表面淬火>齒輪1硬度取值范疇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(yīng)力類別MetType1=11齒輪2材料及熱解決Met2=45<表面淬火>齒輪2硬度取值范疇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(yīng)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原則中心距A0=108.00000(mm)實(shí)際中心距A=108.00000(mm)齒數(shù)比U=2.00000端面重疊度εα=1.67471縱向重疊度εβ=0.00000總重疊度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h(yuǎn)a1=3.00000(mm)齒輪1齒根高h(yuǎn)f1=3.75000(mm)齒輪1全齒高h(yuǎn)1=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h(yuǎn)a2=3.00000(mm)齒輪2齒根高h(yuǎn)f2=3.75000(mm)齒輪2全齒高h(yuǎn)2=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h(yuǎn)h1=3.07708(mm)齒輪1固定弦齒厚sch1=4.16114(mm)齒輪1固定弦齒高h(yuǎn)ch1=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h(yuǎn)h2=3.03855(mm)齒輪2固定弦齒厚sch2=4.16114(mm)齒輪2固定弦齒高h(yuǎn)ch2=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(xiàng)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(qiáng)度校核數(shù)據(jù)齒輪1接觸強(qiáng)度極限應(yīng)力σHlim1=1150.0(MPa)齒輪1抗彎疲勞基本值σFE1=640.0(MPa)