传动设计算

传动设计算：
由已知设计条件：P'=7.35KW，N'=90 r/min。

圆柱齿轮的传动效率为0.97~0.98,取0.98，则齿轮减速器的输入功率为
P=P'/0.98=7.5 kw
查表，选择电动机，型号Y160L-8，额定功率7.5kw,额定转速720r/min
传动比i=720/90=8
减速器设计为单级圆柱直齿轮传动。

图纸还是你自己出吧，这是一个机械专业的学生应该掌握的基本知识。

我也是学机械出身的，当时做课程设计，最初也是无从下手，不过最后面还是自己做出来了。

我们当时资料只能从图书馆查，图纸用手绘，设计说明书用笔写。

现在想起来也挺有意思的，每天背一个绘图板，拿着绘图工具（丁字尺、三角板、圆规、铅笔），
从早上8点开始，晚上10：30结束，累啊。

不过，当时的女朋友经常会跑过来，很“崇拜”看着我，哎，现在她已经是为人妻为人母了。

而现在，资料可以从网上查，图纸用CAD，说明书WORD来就行了。

如果这还做不出来，那毕业之后，工作了，怎么办呢？
机械设计的前途还是光明的，努力吧~~
以下是用机械设计手册电子版的齿轮传动设计程序的数据，仅供你参考：
渐开线圆柱齿轮传动设计报告
一、设计信息
设计者VIP
设计单位VIP
设计日期Date=2008-6-20
设计时间Time=8:57:53
二、设计参数
传递功率P=7.50(kW)
传递转矩T=99.47(N·m)
齿轮1转速n1=720(r/min)
齿轮2转速n2=90(r/min)
传动比i=8.00
原动机载荷特性SF=均匀平稳
工作机载荷特性WF=轻微振动
预定寿命H=58000(小时)
三、布置与结构
结构形式闭式
齿轮1布置形式对称布置
齿轮2布置形式对称布置
四、材料及热处理
齿面啮合类型硬齿面
热处理质量级别MQ
齿轮1材料及热处理40Cr<表面淬火> 齿轮1硬度取值范围HBS=48～55
齿轮1硬度HBS1=52
齿轮2材料及热处理45<表面淬火> 齿轮2硬度取值范围HBS=45～50
齿轮2硬度HB=48
五、齿轮精度7级
六、齿轮基本参数
模数(法面模数) Mn=3
端面模数Mt=3.00
螺旋角β=0(度)
基圆柱螺旋角βb=0(度)
齿轮1齿数Z1=19
齿轮1变位系数X1=0.00
齿轮1齿宽B1=23(mm)
齿轮2齿数Z2=152
齿轮2变位系数X2=0.00
齿轮2齿宽B2=23(mm)
标准中心距A0=256.500(mm)
实际中心距A=256.500(mm)
齿数比U=8.0
齿轮1分度圆直径d1=57.00(mm)
齿轮1齿顶圆直径da1=63.00(mm)
齿轮1齿根圆直径df1=49.50(mm)
齿轮1齿顶高ha1=3.00(mm)
齿轮1齿根高hf1=3.75(mm)
齿轮1全齿高h1=6.75(mm)
齿轮1齿顶压力角αat1=31.766780(度)
齿轮2分度圆直径d2=456.00(mm)
齿轮2齿顶圆直径da2=462.00(mm)
齿轮2齿根圆直径df2=448.50(mm)
齿轮2齿顶高ha2=3.00(mm)
齿轮2齿根高hf2=3.75(mm)
齿轮2全齿高h2=6.75(mm)
齿轮2齿顶压力角αat2=21.953309(度)
齿轮1公法线跨齿数K1=3
齿轮1公法线长度Wk1=22.93930(mm)
齿轮2公法线跨齿数K2=17
齿轮2公法线长度Wk2=152.51703(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=1.00
端面顶隙系数c*t=0.25
端面压力角α*t=20(度)
七、检查项目参数
齿轮1齿距累积公差Fp1=0.04259
齿轮1齿圈径向跳动公差Fr1=0.03600
齿轮1公法线长度变动公差Fw1=0.02861 齿轮1齿距极限偏差fpt(±)1=0.01560
齿轮1齿形公差ff1=0.01171
齿轮1一齿切向综合公差fi'1=0.01639
齿轮1一齿径向综合公差fi''1=0
齿轮1齿向公差Fβ1=0.01229
齿轮1切向综合公差Fi'1=0.05430
齿轮1径向综合公差Fi''1=0.05040
齿轮1基节极限偏差fpb(±)1=0.01466
齿轮1螺旋线波度公差ffβ1=0.01639
齿轮1轴向齿距极限偏差Fpx(±)1=0.01229 齿轮1齿向公差Fb1=0.01229
齿轮1x方向轴向平行度公差fx1=0.01229 齿轮1y方向轴向平行度公差fy1=0.00615 齿轮1齿厚上偏差Eup1=-0.06239
齿轮1齿厚下偏差Edn1=-0.24958
齿轮2齿距累积公差Fp2=0.10401
齿轮2齿圈径向跳动公差Fr2=0.06305
齿轮2公法线长度变动公差Fw2=0.04545
齿轮2齿距极限偏差fpt(±)2=0.01870
齿轮2齿形公差ff2=0.01670
齿轮2一齿切向综合公差fi'2=0.02124
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=0.12071
齿轮2径向综合公差Fi''2=0.08828
齿轮2基节极限偏差fpb(±)2=0.01758
齿轮2螺旋线波度公差ffβ2=0.02124
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=-0.07482
齿轮2齿厚下偏差Edn2=-0.29927
中心距极限偏差fa(±)=0.03645
八、强度校核数据
齿轮1接触强度极限应力σHlim1=1186.4(MPa)齿轮1抗弯疲劳基本值σFE1=672.0(MPa)
齿轮1接触疲劳强度许用值[σH]1=1496.1(MPa)齿轮1弯曲疲劳强度许用值[σF]1=834.8(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=1450.2(MPa)齿轮2弯曲疲劳强度许用值[σF]2=795.1(MPa)接触强度用安全系数SHmin=1.00
弯曲强度用安全系数SFmin=1.40
接触强度计算应力σH=864.8(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=225.2(MPa)齿轮2弯曲疲劳强度计算应力σF2=197.4(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=表面硬化
齿形Zp=一般
润滑油粘度V50=120(mm^2/s)
有一定量点馈Us=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=3490.175(N)
齿轮线速度V=2.149(m/s)
使用系数Ka=1.250
动载系数Kv=1.065
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=1.100
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=0.872
接触强度螺旋角系数Zβ=1.000
重合、螺旋角系数Zεβ=0.872
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=1.100
抗弯强度重合度系数Yε=0.687
抗弯强度螺旋角系数Yβ=1.000
抗弯强度重合、螺旋角系数Yεβ=0.687
寿命系数Yn=1.73925
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=4.42487
齿轮1应力校正系数Ysa1=1.53717
齿轮2复合齿形系数Yfs2=3.87834
齿轮2应力校正系数Ysa2=1.78561。