电机的选择计算.docx

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电机的选择计算

课程设计电机的选择计算

选择电动机的类型

按工作要求和工作条件选用Y系列三相笼型异步电动机，全封闭自扇冷式结构，电压380V.

选择电动机的容量

工作机的有效功率为Pw=FV/1000=（2200N×s）/1000=.

从电动机到工作机输送带间的总效率：

联轴器的传动效率η1=.

带传动效率η2=.

一对圆锥滚子轴承的效率η3=0.98.

一对球轴承的效率η4=.

闭式直齿圆锥齿传动效率η5=.

闭式直齿圆柱齿传动效率η6=.

总效率=η21η2η33η4η5η6=××0.983×××=.

所以电动机所需工作功率为：

Pd=Pw/η∑==

确定电动机转速

查表得二级圆锥圆柱齿轮减速器传动比i=8-40，而工作机卷筒轴的转速为：

d=250mm

nw=60×1000V/πd=m

所以电动机转速的可选范围为：

nd=i×nw=（8-40）×=（612-3060）r/m

符合这一范围的同步转速有750r/m,1000r/m,1500r/m,3000r/m四种。

综合考虑电动机和传动装置的尺寸，质量及价格因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1000r/m的电动机如表2-1：

表2-1

电动机的型号

额定功率/kw

满载转速/（r/m）

启动转矩

额定转矩

最大转矩

额定转矩

Y132S-6

960

电动机的主要安装尺寸和外形尺寸如表2-2：

表2-2

尺寸/mm

型号

F×GD

Y132S

132

216

140

10×8

计算传动装置的总传动比i∑并分配传动比

分配原则

1.各级传动的传动比不应该超过其传动比的最大值

2.使所设计的传动系统的各级传动机构具有最小的外部尺寸

3.使二级齿轮减速器中，各级大齿轮的浸油深度大致相等，以利于实现油池润滑

总传动比i∑为：

i∑=nm/nw=960/=

分配传动比：

i∑=i1i2

圆锥齿轮传动比一般不大于3，所以：

直齿轮圆锥齿轮传动比：

i1=3

直齿轮圆柱齿轮传动比:

i2=

实际传动比：

i’∑=3×=

因为△i=<,故传动比满足要求

计算传动装置各轴的运动和动力参数

各轴的转速

Ⅰ轴nI=nm=960r/m

Ⅱ轴nⅡ=nI/i1=960/3=320r/m

Ⅲ轴nⅢ=nⅡ/i2=320/=r/m

Ⅳ轴nⅣ=nⅢ=m

各轴的输入功率

Ⅰ轴PI=Pdη1=×=

Ⅱ轴PⅡ=PIη5η4=××=

Ⅲ轴PⅢ=PⅡη6η3=××=

Ⅳ轴PⅣ=PⅡη1η3=××=

各轴的输入转矩

电动机轴的输出转矩Td=×106×960=×104

所以：

Ⅰ轴TI=Td×η1=×104×=×104

Ⅱ轴TⅡ=TI×η5η4×i1=×104×××3=×104

Ⅲ轴TⅢ=TⅡ×η6η3×i2=×104×××=×105

Ⅳ轴TⅣ=TⅢ×η1η3=×105××=×105

运动和动力参数计算结果整理如表2-3：

表2-3

轴名

功率P/kw

转矩T/

转速n/（r/m）

传动比i

效率η

电机轴

×104

960

Ⅰ轴

×104

960

轴

×104

320

Ⅲ轴

×105

轴

×105

3传动零件的设计计算

闭式直齿轮圆锥齿轮传动的设计计算

a．选材

七级精度

小齿轮材料选用45号钢，调质处理，HB=217~286，

大齿轮材料选用45号钢，正火处理，HB=162~217，

按齿面接触疲劳强度设计：

σHmin1=+380

由公式得出：

小齿轮的齿面接触疲劳强度σHmin1=600Mpa；

大齿轮的齿面接触疲劳强度σHmin2=550Mpa

（1）计算应力循环次数N:

N1=60njL=60×960×1×8×10×300=×109

N2=N1/i1=×109/3=×108

（2）查表得疲劳寿命系数：

KHN1=,KHN2=,取安全系数SHmin=1

∴[σ]H=σHmin×KHN/SHmin

∴[σ]H1=600×1=546Mpa

[σ]H2=550×1=Mpa

∵[σ]H1>[σ]H2∴取Mpa

（3）按齿面接触强度设计小齿轮大端模数（由于小齿轮更容易失效故按小齿轮设计）:

取齿数Z1=24，则Z2=Z1×i1=24×3=72，

取Z2=72

∵实际传动比u=Z2/Z1=72/24=3，且u=tanδ2=cotδ1=3

∴δ1=°

δ2=°

则小圆锥齿轮的当量齿数

zm1=z1/cosδ1=24/°=

zm2=z2/cosδ2=72/°=

（4）查表有材料弹性影响系数ZE=，取载荷系数Kt=

有∵T1=×104T/，u=3，ФR1=1/3.

∴试计算小齿轮的分度圆直径为：

d1t≥

c.齿轮参数计算

（1）计算圆周速度

v=π*d1t*nI/60000=**960/60000=s

（2）计算齿轮的动载系数K

根据v=s，查表得：

Kv=,又查表得出使用系数KA=

取动载系数K

取轴承系数K

=*=

齿轮的载荷系数K=Kv*KA*K

（3）按齿轮的实际载荷系数所得的分度圆直径由公式:

d1=d1t×

=×

m=24=

d．按齿根弯曲疲劳强度设计：

σFmin1=+275

由公式查得：

（1）小齿轮的弯曲疲劳强度σFE1=500Mpa；

大齿轮的弯曲疲劳强度σFE2=380Mpa

m≥

（2）查得弯曲疲劳强度寿命系数KFN1=,KFN2=.

计算弯曲疲劳强度的许用应力，安全系数取S=

由[σF]=σFmin×KFN/SFmin得

[σF]1=σFE1*KFN1/S=500*=Mpa

[σF]2=σFE2*KFN2/S=380*=Mpa

计算载荷系数

K=Kv*KA*K

1.查取齿形数：

YFa1=,YFa2=

2.应力校正系数

Ysa1=,Ysa2=

3.计算小齿轮的YFa*Ysa/[σF]并加以比较

∵YFa1*Ysa1/[σF]1=*=

YFa2*Ysa2/[σF]2=*=

∴YFa1*Ysa1/[σF]1

所以选择YFa2*Ysa2/[σF]2=

m≥

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由因为齿轮模数m的大小主要由弯曲强度决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮的直径有关，所以将取标准模数的值，即m=。

按接触疲劳强度计算的分度园直径d1=得，Z1=d1/m=≈28,则Z2=Z1*m=28*3=84

f.计算大小锥齿轮的基本几何尺寸

模数：

分度圆直径：

d1=m*Z1=*28=70mm；d2=m*Z2=*82=210mm

齿顶圆直径：

da1=d1+2m*cosδ1=70+2**°=

da2=d2+2m*cosδ2=210+2**°=

齿根圆直径：

df1=*cosδ1=70-2**°=

df2=*cosδ2=210-2**°=

齿轮锥距：

=110mm

将其圆整取R=112mm

大端圆周速度：

v=π*d1t*nI/60000=**960/60000=s

齿宽：

b=R*

=112/3=38mm

所以去b1=b2=38mm

分度园平均直径：

dm1=d1*

=70*5/6=58mm

dm2=d2*

=210*5/6=175mm

闭式直齿圆柱齿轮传动的设计计算

a．选材

七级精度

小齿轮材料选用45号钢，调质处理，HB=217~286，

大齿轮材料选用45号钢，正火处理，HB=162~217，

按齿面接触疲劳强度设计：

σHmin1=+380

由公式得出：

小齿轮的齿面接触疲劳强度σHmin1=600Mpa；

大齿轮的齿面接触疲劳强度σHmin2=550Mpa

（1）计算应力循环次数N:

N1=60njL=60×320×1×8×10×300=×108

N2=N1/i1=91216×108/=×108

（2）查表得疲劳寿命系数：

KHN1=,KHN2=,取安全系数SHmin=1

∴[σ]H=σHmin×KHN/SHmin

∴[σ]H1=600×1=576Mpa

[σ]H2=550×1=539Mpa

∵[σ]H1>[σ]H2∴取539Mpa

（3）按齿面接触强度设计小齿轮大端模数（由于小齿轮更容易失效故按小齿轮设计）:

取齿数Z1=24，则Z2=Z1×i1=24×=100，

取Z2=100

∵实际传动比u=Z2/Z1=100/24=，

（4）查表有材料弹性影响系数ZE=，取载荷系数Kt=

有∵T1=×104T/，u=3，ФR1=1/3.

齿宽系数：

∴试计算小齿轮的分度圆直径为：

d1t≥

c.齿轮参数计算

（1）计算圆周速度

v=π*d1t*nI/60000=**320/60000=s

齿宽b=

*d1t=1*=

计算齿宽与齿高之比：

b/h

模数mt=d1t/Z1=24=

h==

b/h==

（2）计算齿轮的动载系数K

根据v=s，查表得：

Kv=,又查表得出使用系数KA=

取动载系数K

取轴承系数K

=*=

齿轮的载荷系数K=Kv*KA*K

（3）按齿轮的实际载荷系数所得的分度圆直径由公式:

d1=d1t×

=×

m=24=

d．按齿根弯曲疲劳强度设计：

σFmin1=+275

由公式查得：

（1）小齿轮的弯曲疲劳强度σFE1=500Mpa；

大齿轮的弯曲疲劳强度σFE2=380Mpa

m≥

（2）查得弯曲疲劳强度寿命系数KFN1=,KFN2=.

计算弯曲疲劳强度的许用应力，安全系数取S=

由[σF]=σFmin×KFN/SFmin得

[σF]1=σFE1*KFN1/S=500*=Mpa

[σF]2=σFE2*KFN2/S=380*=Mpa

计算载荷系数

由b/h=,

=查得KF

K=Kv*KA*K

*KF

=1***=

1.查取齿形数：

YFa1=,YFa2=

2.应力校正系数

Ysa1=,Ysa2=

3.计算小齿轮的YFa*Ysa/[σF]并加以比较

∵YFa1*Ysa1/[σF]1=*=

YFa2*Ysa2/[σF]2=*=

∴YFa1*Ysa1/[σF]1

所以选择YFa2*Ysa2/[σF]2=

m≥

按接触疲劳强度计算的分度园直径d1=得，Z1=d1/m=≈26,则Z2=Z1*m=26*=108

f.计算大小锥齿轮的基本几何尺寸

模数：

分度圆直径：

d1=m*Z1=*26=65mm；d2=m*Z2=*108=270mm

齿顶圆直径：

da1=d1+2ha=65+2*=70mm

da2=d2+2ha=210+2*=275mm

齿根圆直径：

df1=d1-2hf=65-2**（1+=（ha=h*m）

df2=d2-2hf=210-2**（1+=（hf=（1.+）m）

齿轮中心距：

R=（d1+d2）/2=（65+270）/2=,mm

齿宽：

b=d1*

=65*1=65mm

所以去小直齿轮b1=65mm，大直齿轮b2=60mm

轴的设计计算

减速器高速轴Ⅰ的设计

（1）选择材料:

由于传递中功率小，转速不太高，故选用45号钢，调质处理

查表得，

，

（2）根据P1=

T1=×104

n1=960r/m3

初步确定轴的最小直径

取c=118mm

dmin≥c

=118×

≈

由于该轴有一个键槽，故轴的直径应该加大5％-7％，

故dmin=×=

（3）考虑I轴与电动机轴用联轴器连接，因为电动机的轴伸直径为d=38mm，查表选取联轴器的规格YL7

联轴器的校核：

计算转矩为:

Tc=KT

K为工作情况系数，工作机为带式运输机时，K=。

根据需要去K=为联轴器所传递的转矩，即:

T=9550×P/n=9550×960=

Tc=KT=×=联轴器的需用转矩Tn=1250>

许用转速[n]=4750r/min>n=960r/m

所以联轴器符合使用要求

（4）作用在小锥齿轮上的力：

dm1=[×b/R]×d1=[112]×70=

①圆周力：

Ft1=2T1/dm1=2××104/=

②径向力：

Fr1=Ft1*tan20°*cosδ1=×tan20°×°=

③轴向力:

Fa1=Ft1*tan20°*°=

（5）轴的结构设计如图3-1：

图3-1

（1）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度，为了满足半联轴器的轴向定位要求，I-Ⅱ轴端右端需要制出一轴肩dI-Ⅱ=30mm，故取dⅡ-Ⅲ=35mm，为了保证轴吨挡圈只压在半联轴器上面不压在轴的断面上，故I-Ⅱ轴段取LI-Ⅱ=62mm。

初步选定滚动轴承，因为轴承同时有径向力和轴向力的作用，故选单列圆锥滚子轴承。

参照工作要求根据dⅡ-Ⅲ=35mm，根据机械设计手册标准，单列圆锥滚子承选用型号为30208，其主要参数为d=40mm，D=80mm，T=，B=18，C=16，所以dⅢ-Ⅳ=40mm，dⅣ-Ⅴ=50mm，dⅤ-Ⅵ=40mm，LⅢ-Ⅳ=17mm

取安装齿轮处的轴端Ⅵ-Ⅶ的直径dⅥ-Ⅶ=32mm，齿轮的左端通过轴套定位，右端通过轴套和螺钉定位。

轴段的长度取LⅥ-Ⅶ=58mm。

由轴承盖宽度和套筒宽宽的确定LⅡ-Ⅲ=44mm。

dI-Ⅱ=30mmLI-Ⅱ=62mm

dⅡ-Ⅲ=35mmLⅡ-Ⅲ=44mm

dⅢ-Ⅳ=40mmLⅢ-Ⅳ=17mm

dⅣ-Ⅴ=50mmLⅣ-Ⅴ=56mm

dⅤ-Ⅵ=40mmLⅤ-Ⅵ=17mm

dⅥ-Ⅶ=32mmLⅥ-Ⅶ=58mm

至此，已经初步确定了轴的各段直径和长度。

（6）求轴上的载荷如图3-2

计算轴上的载荷：

图3-2

①求垂直面内的支撑反力：

该轴受力计算简图如下图，齿轮受力

∵LⅣ-Ⅴ=56mm轴承的T=a=

∴L2=LⅣ-Ⅴ+2（T-a）=56+2×根据实际情况取L2=60mm，估取L3=40mm

∵

=0,∴Rcy=Ft1（L2+L3）/L2=×（60+40）/60=

∵

，∴Rby=Ft1-Rcy=求水平面内的支撑力：

∵

=0，∴RCz=[Fr1（L2+L3）-Fal*dm1/2]/L2=[×（60+40）-×2]/L2=

∵

=0，∴RBz=Fr1-RCz=水平面内C点弯矩，Mz=×60=合成弯矩：

=作轴的扭矩图如图3-3

图3-3

计算扭矩:

T=T1=×104

⑤校验高速轴Ⅰ：

根据第三强度理论进行校核：

∵MD

W==×323=

∴σ=

/W=

所以满足强度要求

减速器的低速轴Ⅱ的设计

（1）选取材料：

由于传递中功率小，转速不太高，故选用45号钢，调质处理，

查表得，

，

（2）根据P=

T1=××104N

n1=320r/m

（3）初步确定轴的最小直径

取c=118mm

dmin≥c

=118×

≈

由于该轴有一个键槽，故轴的直径应该加大5％-7％，

故dmin=×=，取d=25mm

dm1=（×b/R）×d=

（4）大锥齿轮圆周力：

Ft1=2T1/dm1=2××104/=

径向力：

Fr1=Ft1*tan20°*cosδ2=×tan20°×°=

轴向力:

Fa1=Ft1*tan20°*sinδ2=×tan20°×°=

（5）作用在小齿轮上力：

圆周力：

Ft3=2T2/d1=2××104/60=

径向力：

Fr3=Ft3×tan20°=×tan20°=

（6）轴的结构设计

根据轴的各定位的要求确定轴的各段直径和长度

初步选定滚动轴承，因为轴承同时有径向力和轴向力的作用，故选单列圆锥滚子轴承。

参照工作要求根据dmin=25mm取dI-Ⅱ=30mm，根据机械设计手册标准，单列圆锥滚子承选用型号为30206，其主要参数为d=30mm，D=62mm，T=，

B=16，C=14，所以dⅤ-Ⅵ=30mm。

如图3-4

图3-4

取安装大圆锥齿轮处的轴端Ⅱ-Ⅲ的直径dⅡ-Ⅲ=50mm，齿轮的左端通过轴套定位，右端通过轴套和螺钉定位。

轴段的长度取LⅤ-Ⅵ=。

由轴承盖宽度和套筒宽宽的确定LⅡ-Ⅲ=。

安装小齿轮为齿轮轴，其齿宽为65mm，直径为55mm，所以dⅢ-Ⅳ=55mm，LⅢ-Ⅳ=64mm轴Ⅳ-Ⅴ段根据挡油环河套筒得出dⅣ-Ⅴ=40mm，LⅣ-Ⅴ=38mm。

dI-Ⅱ=30mmLI-Ⅱ=38mm

dⅡ-Ⅲ=50mmLⅡ-Ⅲ=49mm

dⅢ-Ⅳ=55mmLⅢ-Ⅳ=64mm

dⅣ-Ⅴ=40mmLⅣ-Ⅴ=38mm

dⅤ-Ⅵ=30mmLⅤ-Ⅵ=17mm

至此已经初步确定了轴的各段直径和长度

减速器低速轴Ⅲ的设计计算

（1）选择材料：

由于传递中功率不大，转速不太高，故选用45号钢，调质处理，

查表得，

，

（2）由轴上扭矩初算轴的最小直径：

机用的减速器低速轴通过联轴器与滚筒的轴相连接，其传递功率P=。

转速n=m，转矩T=×105

由机械设计查得c=118，所以：

dmin≥c

=118×

≈

由于该轴有一个键槽，故轴的直径应该加大5％-7％，

故dmin=×=，取d=35mm

（3）考虑Ⅲ轴与卷筒伸轴与联轴器连接。

查表选用联轴器规格为LH3

联轴器的校核：

计算转矩为：

Tc=KT

K为工作情况系数，工作机为带式运输机时，K=。

根据需要去K=为联轴器所传递的转矩，即:

T=9550×P/n=9550×=

Tc=KT=×=联轴器的需用转矩Tn=1250>

许用转速[n]=4750r/min>n=m

所以联轴器符合使用要求

（4）作用在大直齿轮上的力：

圆周力：

Ft4=Ft3=

Fr4=Fr3=

（5）轴的结构设计如图3-5

如图3-5

根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

为了满足半联轴器的轴向定位要求，I-Ⅱ轴端右端需要制出一轴肩dI-Ⅱ=40mm，故取dⅡ-Ⅲ=50mm，为了保证轴吨挡圈只压在半联轴器上面不压在轴的断面上，故I-Ⅱ轴段取LI-Ⅱ=80mm。

初步选定滚动轴承，因为轴承只有轴向力的作用，故选深沟球轴承。

参照工作要求根据dⅡ-Ⅲ=50mm，根据机械设计手册标准，深沟球承选用型号为60210，其主要参数为d=50mm，D=90mm，B=20mm，所以dⅢ-Ⅳ=56mm，为大齿轮的右端定位制造出一轴肩的高度为65mm，宽度为10mm，即dⅣ-Ⅴ=65mm，LⅣ-Ⅴ=10mm，dⅤ-Ⅵ=50mm，LⅢ-Ⅳ=17mm

取安装齿轮处的轴端Ⅵ-Ⅶ的直径dⅥ-Ⅶ=60mm，齿轮的左端通过轴套定位，右端通过轴套和螺钉定位。

大直齿轮的齿宽为60mm，所以轴段Ⅵ-Ⅶ的长度取LⅥ-Ⅶ=58mm。

为保证机箱的宽度，故为确保机箱的宽度，Ⅱ轴和Ⅲ轴安装轴承的轴的长度应向对应，故取LⅡ-Ⅲ=。

由轴承盖端的总宽度和挡圈宽度轴承的宽度来确定LⅡ-Ⅲ=

dI-Ⅱ=40mmLI-Ⅱ=88mm

dⅡ-Ⅲ=50mmLⅡ-Ⅲ=66mm

dⅢ-Ⅳ=56mmLⅢ-Ⅳ=

dⅣ-Ⅴ=65mmLⅣ-Ⅴ=10mm

dⅤ-Ⅵ=60mmLⅤ-Ⅵ=58mm

dⅥ-Ⅶ=50mmLⅥ-Ⅶ=

至此，已经初步确定了轴的各段直径很长度。

（6）求轴上的载荷

该轴受力计算简图如图3-6：

计算轴的载荷：

图3-6

①求垂直面内的支撑力：

∵ΣMC=0，∴RBY=Ft4L1/（L1+L2）=×（+）=

∵ΣY=0，∴Rcy=Ft4-RBY==N，

∴垂直面内D点弯矩：

MDy=RcyL1=×=N·m，

=RBYL2=×=·m

②水平面内的支撑反力：

∵ΣMC=0，∴RBz=Fr4L1/（L1+L2）=×=

∵ΣZ=0，∴RCz=Fr4-RBz=，

∵水平面内D点弯矩

MDz=RCzL1=×=·m，

=RBz=×=N·m

③合成弯矩：

MD=

=N·m，

=·m

④作舟的扭矩图如图3-7

图3-7

计算扭矩:

T=T1=×105。

⑤校核低速轴Ⅲ:

根据第三强度理论进行校核：

由图可知，D点弯矩最大，故验算D处的强度

∵MD

又∵抗弯截面系数：

W==×583=

∴σ=

/W=

/=所以满足强度要求.

4滚动轴承的选择与寿命计算

减速器高速I轴滚动轴承的选择与寿命计算

（1）高速轴的轴承既承受一定径向载荷，同时还承受轴向外载荷，选用圆锥滚子轴承，初取d=40㎜，选用型号为30208，其主要参数为：

d=40㎜，D=80㎜，Cr=59800N，е=，Y=，Y0=，Cr0=42800

查表,当A/R≤е时，X=1，Y=0；

当A/R>e时，X=,Y=

（2）计算轴承D的受力（图），

①支反力RB=

=N，

RC=

②附加轴向力（对滚子轴承S=Fr/2Y）

∴SB=RB/2Y==N，

SC=RC/2Y==N

③轴向外载荷FA=Fa1=N

（4）各轴承的实际轴向力

AB=max（SB，FA-SC）=FA-SC=，

AC=（SC，FA+SB）=SC=

（5）计算轴承当量动载由于受较小冲击查表得fd=，又轴I受较小力矩，取fm=

∵AB/RB==＞е=，

∴取X=，Y=，

∴PB=fdfm（XRB+YAB）=×（×+×）=

∵AC/RC==＜е=，取X=1，Y=0，

∴PC=fdfm（XRC+YAC）=××1×=

（6）计算轴承寿命又PB＜PC，故按PC计算，查表，得ft=

∴L10h=106（ftC/P）/60n1=106（59800/）10/3/（60×960）=×106h。

减速器低速III轴滚动轴承的选择与寿命计算

（1）高速轴的轴承只承受一定径向载荷，选用深沟球轴承，初取d=55㎜，由表选用型号为6210，其主要参数为：

d=50㎜，D=90㎜，Cr=33500N，C

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