原因：①电源无电或开关关闭；②无线数传机天线进水；③ 通信馈线插接不牢；④电磁干扰大；⑤无线数传机故障。处理方法：①将电源开关合上；②将水擦干；③重新插接牢 固；④清零后重新扫描；⑤通知电工检查处理。

你就看一下初算部分和第二、四、五、六部分的数据吧，设计方案是多种的，这种只是参考，希望你自己把机械设计的课程设计做好，不要挂了~~
初算：
低速轴转速n2=(60000*v)/(pi*d)=(60000*1。
4)/(3。14*400)66。88 r/min
传递功率=f*v=2900*1。4 = 4。06 kw
选择电机，型号y 160 m2-8，4kw,720r/min
初定传动比，i=720/66。
88=10。76
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 
设计日期 2008-5-30
设计时间 16:55:42
二、设计参数
传递功率 p=4(kw)
齿轮1转速 n1=720(r/min)
齿轮2转速 n2=66。
88(r/min)
传动比 i=10。77
原动机载荷特性 均匀平稳
工作机载荷特性 均匀平稳
预定寿命 42000(小时) （10年，两班制）
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
齿轮1材料及热处理 40cr
齿轮1硬度取值范围 48～55hrc
齿轮2材料及热处理 45
齿轮2硬度取值范围 45～50hrc
五、齿轮精度：8级
六、齿轮基本尺寸数据:
模数(法面模数) mn=2。
75(2)
端面模数 mt=2。84701
螺旋角 β=15。00000(度)
基圆柱螺旋角 βb=14。0760955(度)
齿轮1齿数 z1=17
齿轮1变位系数 x1=0。
00
齿轮1齿宽 b1=22。506(mm)
齿轮1齿宽系数 φd1=0。465
齿轮2齿数 z2=183
齿轮2变位系数 x2=0。00
齿轮2齿宽 b2=22。
506(mm)
齿轮2齿宽系数 φd2=0。043
总变位系数 xsum=0。000
标准中心距 a0=284。70095(mm)
实际中心距 a=284。70095(mm)
齿数比 u=10。
76471
端面重合度 εα=1。62601
纵向重合度 εβ=0。67424
总重合度 ε=2。30024
齿轮1分度圆直径 d1=48。39916(mm)
齿轮1齿顶圆直径 da1=53。
89916(mm)
齿轮1齿根圆直径 df1=41。52416(mm)
齿轮1齿顶高 ha1=2。75000(mm)
齿轮1齿根高 hf1=3。43750(mm)
齿轮1全齿高 h1=6。
18750(mm)
齿轮1齿顶压力角 αat1=32。829996(度)
齿轮2分度圆直径 d2=521。00274(mm)
齿轮2齿顶圆直径 da2=526。50274(mm)
齿轮2齿根圆直径 df2=514。
12774(mm)
齿轮2齿顶高 ha2=2。75000(mm)
齿轮2齿根高 hf2=3。43750(mm)
齿轮2全齿高 h2=6。18750(mm)
齿轮2齿顶压力角 αat2=22。
180989(度)
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=4。31470(mm)
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2。83988(mm)
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3。81438(mm)
齿轮1固定弦齿高 hch1=2。
05578(mm)
齿轮1公法线跨齿数 k1=3
齿轮1公法线长度 wk1=21。01871(mm)
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=4。31965(mm)
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2。
75835(mm)
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3。81438(mm)
齿轮2固定弦齿高 hch2=2。05578(mm)
齿轮2公法线跨齿数 k2=23
齿轮2公法线长度 wk2=190。
44394(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=0。96593
端面顶隙系数 c*t=0。
24148
端面压力角 α*t=20。6468965(度)
七、检查项目参数
齿轮1齿距累积公差 fp1=0。05610
齿轮1齿圈径向跳动公差 fr1=0。04303
齿轮1公法线长度变动公差 fw1=0。
03883
齿轮1齿距极限偏差 fpt(±)1=0。02173
齿轮1齿形公差 ff1=0。01552
齿轮1一齿切向综合公差 fi1=0。02235
齿轮1一齿径向综合公差 fi1=0
齿轮1齿向公差 fβ1=0。
01949
齿轮1切向综合公差 fi1=0。07162
齿轮1径向综合公差 fi1=0。06024
齿轮1基节极限偏差 fpb(±)1=0。02034
齿轮1螺旋线波度公差 ffβ1=0。
02159
齿轮1轴向齿距极限偏差 fpx(±)1=0。01949
齿轮1齿向公差 fb1=0。01949
齿轮1x方向轴向平行度公差 fx1=0。01949
齿轮1y方向轴向平行度公差 fy1=0。
00974
齿轮1齿厚上偏差 eup1=-0。08693
齿轮1齿厚下偏差 edn1=-0。34772
齿轮2齿距累积公差 fp2=0。15554
齿轮2齿圈径向跳动公差 fr2=0。
08190
齿轮2公法线长度变动公差 fw2=0。06580
齿轮2齿距极限偏差 fpt(±)2=0。02669
齿轮2齿形公差 ff2=0。02498
齿轮2一齿切向综合公差 fi2=0。
03100
齿轮2一齿径向综合公差 fi2=0
齿轮2齿向公差 fβ2=0。01000
齿轮2切向综合公差 fi2=0。18051
齿轮2径向综合公差 fi2=0。
11467
齿轮2基节极限偏差 fpb(±)2=0。02498
齿轮2螺旋线波度公差 ffβ2=0。02994
齿轮2轴向齿距极限偏差 fpx(±)2=0。01000
齿轮2齿向公差 fb2=0。
01000
齿轮2x方向轴向平行度公差 fx2=0。01000
齿轮2y方向轴向平行度公差 fy2=0。00500
齿轮2齿厚上偏差 eup2=-0。10677
齿轮2齿厚下偏差 edn2=-0。
42707
中心距极限偏差 fa(±)=0。03840
八、强度校核数据
齿轮1接触强度极限应力 σhlim1=1010。9(mpa)
齿轮1抗弯疲劳基本值 σfe1=520。
0(mpa)
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σh]1=1222。2(mpa)
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σf]1=668。5(mpa)
齿轮2接触强度极限应力 σhlim2=960。
0(mpa)
齿轮2抗弯疲劳基本值 σfe2=480。0(mpa)
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σh]2=1160。6(mpa)
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σf]2=617。0(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=907。0(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=277。
7(mpa)
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σf2=236。0(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=不处理
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=不允许
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=2192。187(n)
齿轮线速度 v=1。825(m/s)
使用系数 ka=1。000
动载系数 kv=1。
113
齿向载荷分布系数 khβ=1。413
综合变形对载荷分布的影响 kβs=1。155
安装精度对载荷分布的影响 kβm=0。258
齿间载荷分布系数 khα=1。
728
节点区域系数 zh=2。425
材料的弹性系数 ze=189。800
接触强度重合度系数 zε=0。820
接触强度螺旋角系数 zβ=0。983
重合、螺旋角系数 zεβ=0。
806
接触疲劳寿命系数 zn=1。30000
润滑油膜影响系数 zlvr=0。93000
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。
413
齿间载荷分布系数 kfα=1。728
抗弯强度重合度系数 yε=0。711
抗弯强度螺旋角系数 yβ=0。916
抗弯强度重合、螺旋角系数 yεβ=0。651
寿命系数 yn=1。
79972。