电机的选择计算讲诉Word文档下载推荐.docx
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76.5=(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
Y132S-6
3
960
2.0
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
H
A
B
C
D
E
F×
GD
G
Y132S
132
216
140
89
38
80
10×
8
33
2.4计算传动装置的总传动比i∑并分配传动比
2.4.1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
2.4.2总传动比i∑为:
i∑=nm/nw=960/76.5=12.549
2.4.3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=4.18
实际传动比:
i’∑=3×
4.18=12.54
因为△i=0.009<
0.05,故传动比满足要求
2.5计算传动装置各轴的运动和动力参数
2.5.1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=320/4.18=76.6r/m
Ⅳ轴nⅣ=nⅢ=76.6r/m
2.5.2各轴的输入功率
Ⅰ轴PI=Pdη1=2.69kw×
0.99=2.663kw
Ⅱ轴PⅡ=PIη5η4=2.663×
0.97=2.557kw
Ⅲ轴PⅢ=PⅡη6η3=2.557×
0.98=2.43kw
Ⅳ轴PⅣ=PⅡη1η3=2.43×
0.98=2.358kw
2.5.3各轴的输入转矩
电动机轴的输出转矩Td=9.55×
106×
2.69/960=2.68×
104N.mm
所以:
Ⅰ轴TI=Td×
η1=2.68×
104×
0.99=2.65×
Ⅱ轴TⅡ=TI×
η5η4×
i1=2.65×
3=7.63×
Ⅲ轴TⅢ=TⅡ×
η6η3×
i2=7.63×
0.98×
4.18=3.03×
105N.mm
Ⅳ轴TⅣ=TⅢ×
η1η3=3.03×
105×
0.98=2.94×
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/(N.mm)
转速n/(r/m)
传动比i
效率η
电机轴
2.69
2.68×
104
1
0.99
Ⅰ轴
2.663
2.65×
13
0.98-0.99
Ⅱ轴
2.557
7.63×
320
3-4.18
0.98
Ⅲ轴
2.43
3.03×
105
76.6
4.18
0.97-0.98
Ⅳ轴
2.358
2.94×
1-4.18
0.97
3传动零件的设计计算
3.1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=0.87HBS+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
b.
(1)计算应力循环次数N:
N1=60njL=60×
960×
1×
8×
300=2.765×
109
N2=N1/i1=2.765×
109/3=9.216×
108
(2)查表得疲劳寿命系数:
KHN1=0.91,KHN2=0.93,取安全系数SHmin=1
∴[σ]H=σHmin×
KHN/SHmin
∴[σ]H1=600×
0.91/1=546Mpa
[σ]H2=550×
0.93/1=511.5Mpa
∵[σ]H1>
[σ]H2∴取511.5Mpa
(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=18.435°
δ2=71.565°
则小圆锥齿轮的当量齿数
zm1=z1/cosδ1=24/cos18.435°
=25.3
zm2=z2/cosδ2=72/cos71.565°
=227.68
(4)查表有材料弹性影响系数ZE=189.8,取载荷系数Kt=2.0
有∵T1=2.65×
104T/(N.mm),u=3,ФR1=1/3.
∴试计算小齿轮的分度圆直径为:
d1t≥2.92
=63.96mm
c.齿轮参数计算
(1)计算圆周速度
v=π*d1t*nI/60000=3.14*63.96*960/60000=3.21335m/s
(2)计算齿轮的动载系数K
根据v=3.21335m/s,查表得:
Kv=1.18,又查表得出使用系数KA=1.00
取动载系数K
=1.0
取轴承系数K
=1.5*1.25=1.875
齿轮的载荷系数K=Kv*KA*K
*K
=2.215
(3)按齿轮的实际载荷系数所得的分度圆直径由公式:
d1=d1t×
=63.96×
=66.15mm
m=66.15/24=2.75
d.按齿根弯曲疲劳强度设计:
σFmin1=0.7HBS+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=0.86,KFN2=0.88.
计算弯曲疲劳强度的许用应力,安全系数取S=1.4
由[σF]=σFmin×
KFN/SFmin得
[σF]1=σFE1*KFN1/S=500*0.86/1.4=308.929Mpa
[σF]2=σFE2*KFN2/S=380*0.88/1.4=240.214Mpa
计算载荷系数
K=Kv*KA*K
1.查取齿形数:
YFa1=2.65,YFa2=2.236
2.应力校正系数
Ysa1=1.58,Ysa2=1.754
3.计算小齿轮的YFa*Ysa/[σF]并加以比较
∵YFa1*Ysa1/[σF]1=2.65*1.58/308.928=0.01355
YFa2*Ysa2/[σF]2=2.236*1.754/240.214=0.01632
∴YFa1*Ysa1/[σF]1<
YFa2*Ysa2/[σF]2
所以选择YFa2*Ysa2/[σF]2=0.01632
=
=2.087
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=2.5。
按接触疲劳强度计算的分度园直径d1=66.15得,Z1=d1/m=66.15/2.5≈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:
m=2.5
分度圆直径:
d1=m*Z1=2.5*28=70mm;
d2=m*Z2=2.5*82=210mm
齿顶圆直径:
da1=d1+2m*cosδ1=70+2*2.5*cos18.435°
=74.74mm
da2=d2+2m*cosδ2=210+2*2.5*cos71.565°
=211.58mm
齿根圆直径:
df1=d1-2.4m*cosδ1=70-2*2.5*cos18.435°
=64.31mm
df2=d2-2.4m*cosδ2=210-2*2.5*cos71.565°
=208.11mm
齿轮锥距:
R=0.5m
=
=110mm
将其圆整取R=112mm
大端圆周速度:
齿宽:
b=R*
=112/3=38mm
所以去b1=b2=38mm
分度园平均直径:
dm1=d1*(1-0.5)
=70*5/6=58mm
dm2=d2*(1-0.5)
=210*5/6=175mm
3.2闭式直齿圆柱齿轮传动的设计计算
320×
300=9.216×
108
N2=N1/i1=91216×
108/4.18=2.204×
KHN1=0.96,KHN2=0.98,取安全系数SHmin=1
0.96/1=576Mpa
0.98/1=539Mpa
[σ]H2∴取539Mpa
4.18=100,
取Z2=100
∵实际传动比u=Z2/Z1=100/24=4.167,
(4)查表有材料弹性影响系数ZE=189.8,取载荷系数Kt=1.5
有∵T1=7.63×