电机的选择计算文档格式.docx

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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×

齿宽系数：

=1

d1t≥2.32

*

=60.34mm

v=π*d1t*nI/60000=3.14*60.34*320/60000=1.0104m/s

齿宽b=

*d1t=1*60.34=60.34

计算齿宽与齿高之比：

b/h

模数mt=d1t/Z1=60.34/24=2.514

h=2.25mt=5.6565

b/h=60.34/5.6565=10.667

根据v=1.0104m/s，查表得：

Kv=1.05,又查表得出使用系数KA=1.00

=1.1

=1.1*1.25=1.42

=1.6401

=60.34×

=62.16mm

m=62.16/24=2.59

（2）查得弯曲疲劳强度寿命系数KFN1=0.885,KFN2=0.905.

[σF]1=σFE1*KFN1/S=500*0.885/1.4=316.07Mpa

[σF]2=σFE2*KFN2/S=380*0.905/1.4=245.64Mpa

由b/h=10.667,

=1.42查得KF

=1.45

*KF

=1*1.05*1.1*1.35=1.559

YFa1=2.65,YFa2=2.28

Ysa1=1.58,Ysa2=1.79

∵YFa1*Ysa1/[σF]1=2.65*1.58/316.07=0.01324

YFa2*Ysa2/[σF]2=2.28*1.79/245.64=0.01661

所以选择YFa2*Ysa2/[σF]2=0.01661

=1.98

按接触疲劳强度计算的分度园直径d1=62.16得，Z1=d1/m=62.16/2.5≈26,则Z2=Z1*m=26*4.167=108

d1=m*Z1=2.5*26=65mm；

d2=m*Z2=2.5*108=270mm

da1=d1+2ha=65+2*2.5=70mm

da2=d2+2ha=210+2*2.5=275mm

df1=d1-2hf=65-2*2.5*（1+0.25）=58.75mm（ha=h*m）

df2=d2-2hf=210-2*2.5*（1+0.25）=263.75mm（hf=（1.+0.25）m）

齿轮中心距：

R=（d1+d2）/2=（65+270）/2=167.5,mm

b=d1*

=65*1=65mm

所以去小直齿轮b1=65mm，大直齿轮b2=60mm

3.3轴的设计计算

3.3.1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=2.663kW

T1=2.65×

n1=960r/m3

初步确定轴的最小直径

取c=118mm

dmin≥c

=118×

≈16.58mm

由于该轴有一个键槽，故轴的直径应该加大5％-7％，

故dmin=16.58×

1.05=17.409mm

（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=1.25-1.5。

根据需要去K=1.5T为联轴器所传递的转矩，即:

T=9550×

P/n=9550×

2.663/960=26.19N

Tc=KT=1.5×

26.19=39.3N.m

联轴器的需用转矩Tn=1250>

39.3

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=[1-0.5×

b/R]×

d1=[1-0.5/112]×

70=50.125mm

①圆周力：

Ft1=2T1/dm1=2×

104/58.125=911.82N

②径向力：

Fr1=Ft1*tan20°

*cosδ1=911.82N×

tan20°

×

cos18.435°

=314.83N

③轴向力:

Fa1=Ft1*tan20°

*sin18.435°

=104.97N

（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=19.75，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=19.75mma=17.6

∴L2=LⅣ-Ⅴ+2（T-a）=56+2×

（19.75-17.6）=60.3mm

根据实际情况取L2=60mm，估取L3=40mm

∵

=0,∴Rcy=Ft1（L2+L3）/L2=911.82×

（60+40）/60=1519.7N

，∴Rby=Ft1-Rcy=911.82-1519.7=-607.88N

Mcy=1519.7×

60=91182N.mm

②求水平面内的支撑力：

=0，∴RCz=[Fr1（L2+L3）-Fal*dm1/2]/L2=[314.83×

（60+40）-104.97×

50.125/2]/L2=480.86N

=0，∴RBz=Fr1-RCz=314.83-480.48=-165.65N.m

∵水平面内C点弯矩，Mz=480.86×

60=28851.6N.m

③合成弯矩：

M=

=95637.71N.m

④作轴的扭矩图如图3-3

图3-3

计算扭矩:

T=T1=2.65×

104N.m

⑤校验高速轴Ⅰ：

根据第三强度理论进行校核：

∵MD<

M1D,∴取M=M1D=3117.814N.m

又∵抗弯截面系数：

W=0.1d3=0.1×

323=3276.8mm3

∴σ=

/W=

/3276.8=29.58Pa

所以满足强度要求

3.3.2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，

（2）根据P=2.557

T1=7.63×

104N

n1=320r/m

（3）初步确定轴的最小直径

≈23.59mm

由于该轴有一个键槽，故轴的直径应该加大5％-7％，

故dmin=23.59×

1.05=24.77mm，取d=25mm

dm1=（1-0.5×

b/R）×

d=174.375mm

（4）大锥齿轮圆周力：

104/174.375=875.125N

径向力：

*cosδ2=875.125×

cos18.44°

=302.105N

轴向力:

*sinδ2=875.125×

sin18.44°

=100.75N

（5）作用在小齿轮上力：

圆周力：

Ft3=2T2/d1=2×

104/60=2543.33N

Fr3=Ft3×

=243.33×

=925.7N

（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

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=17.25，

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=58.5mm。

由轴承盖宽度和套筒宽宽的确定LⅡ-Ⅲ=59.8mm。

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

3.3.3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，

（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=2.43kw。

转速n=76.6r/m，转矩T=3.03×

105

由机械设计查得c=118，所以：

≈33.24mm

故dmin=33.24×

1.05=34.9mm，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

计算转矩为：