急求 机械设计课程设计说明书
的有关信息介绍如下:给你设计数据,仅供参考.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