铝盖封口机设计说明书样本

目录1.设计任务 22.设计说明及内容 32.1设计方案 32.1.1总体设计方案 32.1.2具体设计方案 52.2参数计算 142.2.1力能参数计算 142.2主要零部件强度、刚度计算校核 152.2.1齿轮类 152.2.2轴 182.2.3轴承 212.2.4链传动设计 223.心得体会 244.参考资料 255.附录 26

1.设计任务1、绘制构造图1张2、绘制部装图1张3、绘制零件图CAD4张（涉及：轴，双联齿轮，齿轮，变距螺杆）4、设计阐明书1份设备重要技术参数：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.设计阐明及内容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

与否免洗：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)

合用药剂：粉针水针

合用玻瓶：国产、进口50ml以上管制瓶

合用范畴：制药行业抗生素粉针包装瓶盖——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

设计相应玻璃瓶尺寸为100ml，详细参数如下图所示所设计封口机相应传动系统图如下：图2：铝盖封口机传动系统原理图2.1.2详细设计方案2.1.2.1轧头处基本参数计算办法：头处详细传动路线图如下图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直径Dz≈ZN*PZ∕3.14=264mm轧制减速电机输出转速n1计算：化简得:由于齿轮3和齿轮4中心距刚好等于轧头中心到中间轴距离，刚好为，即则z3+z4=88取电机M1转速为960r/min则使和比例尽量接近，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3333齿数24487216分度圆直径mm7214421648齿顶圆直径mm7815022254齿根圆直径mm64.5136.5208.540.5表1齿轮参数表2.1.2.2进瓶处基本参数计算办法：瓶子运送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。因而此三个机构运动有严格传动比关系，为内联传动链，在运动分派时因选用品有精准传动比传动机构如齿轮链轮等。对于齿轮和链轮选取重要依照跨距大小来选取。其中渐开线齿轮重要长处为工作可靠、传动比精准、传动效率高、寿命长（制造和维护良好者可以使用数十年）、构造紧凑，功率和速度使用范畴广；缺陷为制造精度规定高，不能缓冲，在高速传动中，当精度不高时，则有噪声。她合用于绝大多数机器中。直齿锥齿轮特点是相比曲线锥齿轮，其轴向力要小，制造也比较容易，可以用于某些需要变化传动方向场合。链传动重要有滚子链传动和齿形链传动，滚子链构造简朴，轴向间距范畴大、平均传动比精准，能在恶劣条件下可靠地工作，作用在轴上力较小，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。齿形链特点是传动平稳精确，震动和噪声小，强度高，可靠性好，但是重量太重，装拆不以便。带传动带传动具备构造简朴、传动平稳、能缓冲吸振、可以在大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，但传动比不精确（滑动率在2%如下）；同步带传动可保证传动同步，但对载荷变动吸取能力稍差，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、进行零件整列等。基于上述某些传动特点，来对进瓶处机构进行设计，设计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螺杆头数为1，螺杆每旋转一圈，进给一种瓶子，进瓶拨盘转一转，螺杆必要进给4和瓶子，因此有则传动比取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444齿数442211分度圆直径mm1328844齿顶圆直径mm1849652齿根圆直径mm1667834表2齿轮参数表2.1.2.3铝盖封口轧刀机构轧刀完毕对铝盖下开口进行滚轧收口，轧制力矩设计峰值为10N.m，一种铝盖封口需轧制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，依托胶塞弹性变形对铝盖压力，保证铝盖不会容易被转动。轧刀上下斜面夹角普通呈30°夹角（与瓶口下斜面15°相应），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，因此螺杆转速等于玻璃瓶盖轧制速度，进瓶端螺距等于玻璃瓶直径，出瓶端螺距等于进瓶拨盘齿槽节距，以保证将持续开在一起玻璃瓶逐渐分开，并平稳输送到进瓶拨盘。详细设计变距螺杆机构如图所示：图6变距螺杆2.1.2.5凸轮设计凸轮重要实现轧头上下移动，轧制过程为半圈，因而有凸轮远休有180度，凸轮进修和远休高度差必要使得轧头在最低处可以轧到瓶口，同步在最高处又不和瓶子发生干涉，因而取高度差为96mm。推程和回程分别为正弦加速减速过程。绘制出其曲线变化图为：图7凸轮曲线变化图详细实物图为：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。进出瓶拨盘齿距必要与轧制拨盘齿距相等，齿槽尺寸必要与玻璃瓶直径相应，其公称直径普通比玻璃瓶最大极限尺寸大1mm，拨盘最大输出扭矩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输送带导向构件，两侧板普通采用1.5mm厚板材弯制成型，栏杆用直径12X1.5钢管，栏杆支架之间距离普通在500mm以内。输送带上表面与进出瓶拨盘下托盘上平面平齐。调节两侧拉杆进出量可适应不同规格玻璃瓶输送规定。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运动轨迹，为了保证玻璃瓶按照设计路线行走，除了设立螺杆和拨盘驱动外，还需在其途径过渡段设计导向卡板或栏杆。下图中卡板和栏杆是一种较为典型布局构造。图11玻璃瓶轨迹图3.1.2.8铝盖封口机传动系统构造参照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规定，设备可见表面和也许与包装材料接触表面必要是不锈钢或无毒塑料，为了减少成本，较大且厚零件，普通采用普通碳钢或铸铁外包不锈钢皮符合构造。图12铝盖封口机构造图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所需功率为取电动机M1功率为1.5kW选用Y100L-6三相异步电动机。变距螺杆功率为由电机M2提供其功率为进瓶拨盘功率为由电机M2提供其功率为轧制拨盘功率为由电机M2提供其功率为则电机M2所需功率为取电动机M2功率为1.1kW选用Y90L-6三相异步电动机。2.2重要零部件强度、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，拟定设计准则由于设计是软齿面，其重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）选取齿轮类型及精度级别由于为闭式齿轮，采用7级精度来设计。（3）选取齿轮材料、热解决方式小齿轮：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）齿数选取齿数分别为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，拟定设计准则由于设计是软齿面，其重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）选取齿轮类型及精度级别由于为闭式齿轮，采用7级精度来设计。（3）选取齿轮材料、热解决方式小齿轮：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）齿数选取齿数为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，拟定设计准则由于设计是软齿面，其重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）选取齿轮类型及精度级别由于为闭式齿轮，采用7级精度来设计。（3）选取齿轮材料、热解决方式小齿轮：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）齿数选取齿数为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、轴尺寸拟定（1）对于齿轮轴，普通可按经验公式取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d应按轴原则尺寸系列进行圆整取最小直径为40mm。设计轴如图所示：图13轴强度条件是=60式中————扭转剪应力，；T————传递扭矩，N·cm；WT————轴抗扭截面模量，；N————轴传递功率，KW；n————轴转速，；d—————计算剖面处轴直径,cm；———许用扭转剪应力，。上面取都是轴最小直径，计算后d应按轴原则尺寸系列进行圆整。2、轴强度校核对于在弯曲和扭转合成应力下工作轴，应按弯扭联合伙用应力校核轴强度。依照轴力学模型，绘制轴弯矩图和扭矩图，算出轴计算弯矩和扭矩后，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———分别为危险截面上计算弯矩和扭矩，N·m；d———危险截面直径，m。合成应力=190.58（MPa）轴刚度校核轴刚度校核计算涉及弯曲刚度和扭转刚度两种。（1）弯曲变形计算惯用能量法计算轴在弯扭联合伙用下所产生挠度和偏转角，满足yθ。轴许用挠度、许用偏转角见下表名称轴许用挠度名称许用偏转角刚度规定严轴0·0002*l向心球轴承0.005安装齿轮轴(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———轴跨距，mm；m———齿轮模数2.2.3轴承1.6414轴承校核对装配图中轴承30进行校核，一方面依照分析，此轴承只受到轴向载荷。轴向载荷和所受到重物重力关于，因而一方面估算出所受重力。将上端盖近似地看为一种圆柱体，依照求取圆柱体体积，依照密度换算公式，可得到近似质量，不锈钢密度约为7800kg/mm3,求出其质量约为196kg，则轴承所受到径向载荷约为1960N。计算当量载荷P=Fτ=1900N轴承寿命计算由于轴内径为200mm，因而初步选轴承为6240，轴承额定寿命L与额定载荷C、当量栽荷P之间关系为L=()其中e=3将其换算成小时数表达轴承寿命，轴承寿命Lh为Lh==h设计时规定寿命为5000h，轴承校核成功，因而选取轴承6414适当。2.6204轴承校核对于部装图上直径为20mm轴上轴承进行校核一方面依照分析，此轴承只受到径向载荷。径向载荷可以在之前轴计算中找到。Fr=75N计算当量载荷P=Fτ=75N轴承寿命计算由于轴内径为20mm，因而初步选轴承为6204，轴承额定寿命L与额定载荷C、当量栽荷P之间关系为L=()其中e=3将其换算成小时数表达轴承寿命，轴承寿命Lh为Lh==h设计时规定寿命为5000h，轴承校核成功，因而选取轴承6204适当。2.2.4链传动设计1.Z13，Z14尺寸计算：链条选用08A，链节距p=12.7mm，计算有关链传动尺寸，积极轮齿数为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=150.08mm2.Z17，Z18尺寸计算：链条选用08A，链节距p=12.7mm，计算有关链传动尺寸，积极轮齿数为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=151.79mm3.Z18，Z19尺寸计算：链条选用08A，链节距p=12.7mm，计算有关链传动尺寸，积极轮齿数为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课程设计难度大大提高，综合应用困难加大，对于培养咱们专业素养非常有利。这次课程设计，让我更加深刻理解课本知识，对以疏忽知识加以补充，在设计过程中遇到某些曾经记不清公式和专业用语，都使用手册查明，有数据很难查出，但是这些问题通过这次设计，都一一得以解决，这门学科中尚有诸多我没有弄清晰问题，但是这次课程设计给我相称基本知识，为我后来工作打下了严实基本。我以为这次课程设计不但仅充实我专业知识，更重要是教给我诸多学习办法以及处事道理。而这是后来最实用。在步入社会后来，也要敢于接受社会挑战，实践总结，再实践，再总结，在这个循环过程中不断充实自己，提高自身，实现个人不断进步。。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，只有理论知识是远远不够，只有把所学理论知识与实践相结合起来，从理论中得出结论，才干真正为社会服务，从而提高自己实际动手能力和独立思考能力。在设计过程中遇到问题，可以说得是困难重重，但可喜是最后都得到理解决。在三周课程设计当中虽然遇到诸多困难，但都在教师和同窗协助下顺利克服。感谢在课程设计过程中教师予以解说和协助。与讨论亦予以我很大协助同窗们，谢谢你们协助和支持！

4.参照资料（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， （2）徐灏主编，《机械设计手册》第2版，机械工业出版社，（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，（5）周开勤主编，《机械零件手册》，高等教诲出版社，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、布置与构造构造形式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、材料及热解决齿面啮合类型GFace=硬齿面热解决质量级别Q=MQ齿轮1材料及热解决Met1=45<表面淬火>齿轮1硬度取值范畴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材料及热解决Met2=45<表面淬火>齿轮2硬度取值范畴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原则中心距A0=108.00000(mm)实际中心距A=108.00000(mm)齿数比U=2.00000端面重叠度εα=1.67471纵向重叠度εβ=0.00000总重叠度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)