电机的选择计算讲诉文档格式.docx

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nw=（8-40）×

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*K=2.215

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

m≥

==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×

齿宽系数：

=1

d1t≥2