1樓：匿名使用者
你就看一下初算部分和第
二、四、五、六部分的資料吧，設計方案是多種的，這種只是參考，希望你自己把機械設計的課程設計做好，不要掛了~~
初算：低速軸轉速n2=(60000*v)/(pi*d)=(60000*1.4)/(3.14*400)66.88 r/min
傳遞功率=f*v=2900*1.4 = 4.06 kw選擇電機，型號y 160 m2-8，4kw,720r/min初定傳動比，i=720/66.
88=10.76漸開線圓柱齒輪傳動設計報告
一、設計資訊
設計者 vip
設計單位
設計日期 2008-5-30
設計時間 16:55:42
二、設計引數
傳遞功率 p=4(kw)
齒輪1轉速 n1=720(r/min)齒輪2轉速 n2=66.88(r/min)傳動比 i=10.77
原動機載荷特性 均勻平穩
工作機載荷特性 均勻平穩
預定壽命 42000(小時) （10年，兩班制）三、佈置與結構
結構形式 閉式
齒輪1佈置形式 對稱佈置
齒輪2佈置形式 對稱佈置
四、材料及熱處理
齒面齧合型別 硬齒面
齒輪1材料及熱處理 40cr《表面淬火》
齒輪1硬度取值範圍 48～55hrc
齒輪2材料及熱處理 45《表面淬火》
齒輪2硬度取值範圍 45～50hrc
五、齒輪精度：8級
六、齒輪基本尺寸資料:
模數(法面模數) mn=2.75(2)
端面模數 mt=2.84701
螺旋角 β=15.00000(度)
基圓柱螺旋角 βb=14.0760955(度)齒輪1齒數 z1=17
齒輪1變位係數 x1=0.00
齒輪1齒寬 b1=22.506(mm)
齒輪1齒寬係數 φd1=0.465
齒輪2齒數 z2=183
齒輪2變位係數 x2=0.00
齒輪2齒寬 b2=22.506(mm)
齒輪2齒寬係數 φd2=0.043
總變位係數 xsum=0.000
標準中心距 a0=284.70095(mm)實際中心距 a=284.70095(mm)齒數比 u=10.76471
端面重合度 εα=1.62601
縱向重合度 εβ=0.67424
總重合度 ε=2.30024
齒輪1分度圓直徑 d1=48.39916(mm)齒輪1齒頂圓直徑 da1=53.89916(mm)齒輪1齒根圓直徑 df1=41.
52416(mm)齒輪1齒頂高 ha1=2.75000(mm)齒輪1齒根高 hf1=3.43750(mm)齒輪1全齒高 h1=6.
18750(mm)齒輪1齒頂壓力角 αat1=32.829996(度)齒輪2分度圓直徑 d2=521.00274(mm)齒輪2齒頂圓直徑 da2=526.
50274(mm)齒輪2齒根圓直徑 df2=514.12774(mm)齒輪2齒頂高 ha2=2.75000(mm)齒輪2齒根高 hf2=3.
43750(mm)齒輪2全齒高 h2=6.18750(mm)齒輪2齒頂壓力角 αat2=22.180989(度)齒輪1分度圓弦齒厚 sh1=4.
31470(mm)齒輪1分度圓弦齒高 hh1=2.83988(mm)齒輪1固定弦齒厚 sch1=3.81438(mm)齒輪1固定弦齒高 hch1=2.
05578(mm)齒輪1公法線跨齒數 k1=3
齒輪1公法線長度 wk1=21.01871(mm)齒輪2分度圓弦齒厚 sh2=4.31965(mm)齒輪2分度圓弦齒高 hh2=2.
75835(mm)齒輪2固定弦齒厚 sch2=3.81438(mm)齒輪2固定弦齒高 hch2=2.05578(mm)齒輪2公法線跨齒數 k2=23
齒輪2公法線長度 wk2=190.44394(mm)齒頂高係數 ha*=1.00
頂隙係數 c*=0.25
壓力角 α*=20(度)
端面齒頂高係數 ha*t=0.96593
端面頂隙係數 c*t=0.24148
端面壓力角 α*t=20.6468965(度)七、檢查專案引數
齒輪1齒距累積公差 fp1=0.05610齒輪1齒圈徑向跳動公差 fr1=0.04303齒輪1公法線長度變動公差 fw1=0.
03883齒輪1齒距極限偏差 fpt(±)1=0.02173齒輪1齒形公差 ff1=0.01552
齒輪1一齒切向綜合公差 fi'1=0.02235齒輪1一齒徑向綜合公差 fi''1=0
齒輪1齒向公差 fβ1=0.01949
齒輪1切向綜合公差 fi'1=0.07162齒輪1徑向綜合公差 fi''1=0.06024齒輪1基節極限偏差 fpb(±)1=0.
02034齒輪1螺旋線波度公差 ffβ1=0.02159齒輪1軸向齒距極限偏差 fpx(±)1=0.01949齒輪1齒向公差 fb1=0.
01949
齒輪1x方向軸向平行度公差 fx1=0.01949齒輪1y方向軸向平行度公差 fy1=0.00974齒輪1齒厚上偏差 eup1=-0.
08693齒輪1齒厚下偏差 edn1=-0.34772齒輪2齒距累積公差 fp2=0.15554齒輪2齒圈徑向跳動公差 fr2=0.
08190齒輪2公法線長度變動公差 fw2=0.06580齒輪2齒距極限偏差 fpt(±)2=0.02669齒輪2齒形公差 ff2=0.
02498
齒輪2一齒切向綜合公差 fi'2=0.03100齒輪2一齒徑向綜合公差 fi''2=0
齒輪2齒向公差 fβ2=0.01000
齒輪2切向綜合公差 fi'2=0.18051齒輪2徑向綜合公差 fi''2=0.11467齒輪2基節極限偏差 fpb(±)2=0.
02498齒輪2螺旋線波度公差 ffβ2=0.02994齒輪2軸向齒距極限偏差 fpx(±)2=0.01000齒輪2齒向公差 fb2=0.
01000
齒輪2x方向軸向平行度公差 fx2=0.01000齒輪2y方向軸向平行度公差 fy2=0.00500齒輪2齒厚上偏差 eup2=-0.
10677齒輪2齒厚下偏差 edn2=-0.42707中心距極限偏差 fa(±)=0.03840八、強度校核資料
齒輪1接觸強度極限應力 σhlim1=1010.9(mpa)齒輪1抗彎疲勞基本值 σfe1=520.0(mpa)齒輪1接觸疲勞強度許用值 [σh]1=1222.
2(mpa)齒輪1彎曲疲勞強度許用值 [σf]1=668.5(mpa)齒輪2接觸強度極限應力 σhlim2=960.0(mpa)齒輪2抗彎疲勞基本值 σfe2=480.
0(mpa)齒輪2接觸疲勞強度許用值 [σh]2=1160.6(mpa)齒輪2彎曲疲勞強度許用值 [σf]2=617.0(mpa)接觸強度用安全係數 shmin=1.
00彎曲強度用安全係數 sfmin=1.40
接觸強度計算應力 σh=907.0(mpa)接觸疲勞強度校核 σh≤[σh]=滿足
齒輪1彎曲疲勞強度計算應力 σf1=277.7(mpa)齒輪2彎曲疲勞強度計算應力 σf2=236.0(mpa)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=滿足九、強度校核相關係數
齒形做特殊處理 zps=不處理
齒面經表面硬化 zas=表面硬化
齒形 zp=一般
潤滑油粘度 v50=120(mm^2/s)有一定量點饋 us=不允許
小齒輪齒面粗糙度 z1r=rz≤6μm(ra≤1μm)載荷型別 wtype=靜強度
齒根表面粗糙度 zfr=rz＞16μm (ra≤2.6μm)刀具基本輪廓尺寸
圓周力 ft=2192.187(n)
齒輪線速度 v=1.825(m/s)
使用係數 ka=1.000
動載係數 kv=1.113
齒向載荷分佈係數 khβ=1.413
綜合變形對載荷分佈的影響 kβs=1.155安裝精度對載荷分佈的影響 kβm=0.258齒間載荷分佈係數 khα=1.728
節點區域係數 zh=2.425
材料的彈性係數 ze=189.800
接觸強度重合度係數 zε=0.820
接觸強度螺旋角係數 zβ=0.983
重合、螺旋角係數 zεβ=0.806
接觸疲勞壽命係數 zn=1.30000
潤滑油膜影響係數 zlvr=0.93000工作硬化係數 zw=1.00000
接觸強度尺寸係數 zx=1.00000
齒向載荷分佈係數 kfβ=1.413
齒間載荷分佈係數 kfα=1.728
抗彎強度重合度係數 yε=0.711
抗彎強度螺旋角係數 yβ=0.916
抗彎強度重合、螺旋角係數 yεβ=0.651壽命係數 yn=1.79972
2樓：紀道穩
你可以看課程設計說明書，那麼簡單還不會
3樓：匿名使用者
你牛，當年我們忙這題目的時候咋沒想上網求助呢，呵呵，你太天才了
去圖書館找指導書，有些指導書寫得很具體，照著硬搬就可以
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