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电机的选择计算

课程设计电机的选择计算

2.1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.

2.2选择电动机的容量

工作机的有效功率为Pw=FV/1000=（2200N<1.0m/s）/1000=2.2kw.

从电动机到工作机输送带间的总效率：

联轴器的传动效率n1=0.99.

带传动效率n2=0.96.

一对圆锥滚子轴承的效率n3=0.98.

一对球轴承的效率n4=0.99.

闭式直齿圆锥齿传动效率n5=0.97.

闭式直齿圆柱齿传动效率n6=0.97.

总效率=nin2n3n4n5n6=0.99x0.96x0.98x0.99x0.97x0.97=0.817.

所以电动机所需工作功率为：

Pd=Pw/n刀=2.2kw/0.817=2.69kw

2.3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=60X1000V/nd=76.5r/m

所以电动机转速的可选范围为：

nd=ixnw=（8-40）x76.5=（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

最大转矩额定转矩

Y132S-6

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

FXGD

Y132S

132

216

140

10X8

2.4计算传动装置的总传动比i刀并分配传动比

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iX为：

ie=nm/nw=960/76.5=12.549

2.4.3分配传动比：

ie=iii2

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'e=3X4.18=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

I=nm=960r/m

n轴

n=m/i1=960/3=320r/m

m轴

m=nn/i2=320/4.18=76.6r/m

v轴

v=nm=76.6r/m

2.5.2各轴的输入功率

I轴Pi=Pdn1=2.69kwX0.99=2.663kw

nWPn=Pln5n4=2.663X0.99X0.97=2.557kw

川车由Pm=Pnn6n3=2.557X0.97X0.98=2.43kw

W轴Piv=Pnn1n3=2.43X0.99X0.98=2.358kw

2.5.3各轴的输入转矩

电动机轴的输出转矩Td=9.55X106X2.69/960=2.68X104N.mm

所以：

I轴

I=TdXn

耳1=2.68X104X0.99=2.65X104N.mm

U轴

n=TX

n5^4Xi1=2.65x10x0.99X0.97X3=7.63X10N.mm

川轴

rn=Tn

Xn6n3Xi2=7.63X10X0.97X0.98X4.18=3.03X10

N.mm

W轴

iv=TrnX

n1n3=3.03X105X0.99X0.98=2.94X105N.mm

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n

电机轴

2.69

2.68X10

960

0.99

I轴

2.663

2.65X104

960

0.98-0.9

n轴

2.557

7.63X104

320

3-4.18

0.98

川轴

2.43

3.03X105

76.6

4.18

0.97-0.9

v轴

2.358

2.94X105

76.6

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：

（THmin1=0.87HBS+380

由公式得出：

小齿轮的齿面接触疲劳强度THmin1=600Mfh；大齿轮的齿面接触疲劳强度THmin2=550Mpa

（1）计算应力循环次数N:

N=60njL=60X960X1X8X10X300=2.765X109

2=N/i1=2.765X109/3=9.216X108

⑵查表得疲劳寿命系数：

KHN=0.91,KHN=0.93,取安全系数SHmin=1

[（T]H=CHminXKHN/SHmin

•••[t]hi=600X0.91/1=546Mpa

[t]h2=550X0.93/仁511.5Mpa

T[T]H1>[T]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=Z1Xi1=24X3=72,

取乙=72

•••实际传动比u=Z/Z1=72/24=3，且u=tanS2=cotS1=3

•••S1=18.435°

S2=71.565°

则小圆锥齿轮的当量齿数

zm=z1/cosS1=24/cos18.435°=25.3

Zm=z2/cosS2=72/cos71.565°=227.68

⑷查表有材料弹性影响系数ZE=189.8，取载荷系数Kt=2.0

有•••T1=2.65X104T/（N.mm）,u=3,①R1=1/3.

•••试计算小齿轮的分度圆直径为：

d1t>2.923（ZEf]H）23KtT1/R1（1-0.5R1）2u=63.96mm

b.齿轮参数计算

（1）计算圆周速度

v=n*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=1.5*1.25=1.875

齿轮的载荷系数K=Kv*KA*K*K1=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=d1tX3K/Kt=63.96X32.221/2=66.15mm

m=66.15/24=2.75

c.按齿根弯曲疲劳强度设计：

tFmin1=0.7HBS+275

由公式查得：

（1）小齿轮的弯曲疲劳强度（TFE=500Mpa；

大齿

3[4KTJR（1-0.5R）2乙2.u21]*YFaYFs/^F]

⑵查得弯曲疲劳强度寿命系数Kfni=0.86,Kfn=0.88.

计算弯曲疲劳强度的许用应力，安全系数取S=1.4

由[Tf]=TFminXKfN/SFmin得

[tf]1=tfe1*Kfn1/S=500*0.86/1.4=308.929Mpa

[tf]2=tfe2*Kfn/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/[Tf]并加以比较

•••YFa1*Ysa1/[Tf]1=2.65*1.58/308.928=0.01355

YFa2*Ysa2/[tf]2=2.236*1.754/240.214=0.01632

二YFa1*Ysa1/[Tf]1

所以

m>:

[4K「/[R（1-0.5」R）2乙2「u21]*YFaYFs/[；〔F]

=3[4*2.215*2.65*104/1/3（1-0.5*1/3）2*242、321]*0.0162=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d仁66.15得，Z仁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：

d仁m*Z1=2.5*28=70mmd2=m*Z2=2.5*82=210mm

齿顶圆直径：

da1=d1+2m*cosS1=70+2*2.5*cos18.435°=74.74mm

da2=d2+2m*cosS2=210+2*2.5*cos71.565°=211.58mm

齿根圆直径：

df1=d1-2.4m*cosS1=70-2*2.5*cos18.435°=64.31mm

df2=d2-2.4m*cosS2=210-2*2.5*cos71.565°=208.11mm

齿轮锥距：

R=0.5m.Z12—Z22=、282842=110mm

将其圆整取R=112mm

大端圆周速度：

v=n*d1t*ni/60000=3.14*63.96*960/60000=3.21335m/s

齿宽：

b=R*R=112/3=38mm

所以去b1=b2=38mm

分度园平均直径：

dm仁d1*（1-0.5）R=70*5/6=58mm

dm2=d2*（1-0.5）R=210*5/6=175mm

3.2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：

（THmin1=0.87HBS+380

由公式得出：

小齿轮的齿面接触疲劳强度（THmin1=600Mfh；

大齿轮的齿面接触疲劳强度THmin2=550Mpa

（1）计算应力循环次数N:

N=60njL=60X320X1X8X10X300=9.216X10

N2=N/i1=91216X10/4.18=2.204X10

⑵查表得疲劳寿命系数：

Khn1=0.96,Khn2=0.98,取安全系数SHmin=1

[T]H=THminXKhN/SHmin

[t]H1=600X0.96/仁576Mpa

[t]h2=550X0.98/1=539Mpa

T[T]H1>[T]H2•••取539Mp

（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=ZiXii=24X4.18=100,

取Z2=100

•••实际传动比u=Z2/Z1=100/24=4.167,

⑷查表有材料弹性影响系数ZE=189.8，取载荷系数Kt=1.5

有vT1=7.63X104T/（N.mm）,u=3,①R1=1/3.齿宽系数：

d=1

•••试计算小齿轮的分度圆直径为：

d1t>2.323KtT2/d*（u1/u）*3（ZE£h）2

=3[1.5*7.63*104/1]*（31/3）*3（189.9539）2

=60.34mm

b.齿轮参数计算

（1）计算圆周速度

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

齿宽b=d*d1t=1*60.34=60.34

计算齿宽与齿高之比：

b/h

模数mt=d1t/Z仁60.34/24=2.514

h=2.25mt=5.6565

b/h=60.34/5.6565=10.667

（2）计算齿轮的动载系数K

根据v=1.0104m/s，查表得:

Kv=1.05,又查表得出使用系数KA=1.00

取动载系数K〉=1.1

取轴承系数K-=1.1*1.25=1.42

齿轮的载荷系数K=Kv*KA*K-*K-=1.6401

（3）按齿轮的实际载荷系数所得的分度圆直径由公式：

d1=d1tX3K/Kt=60.34X31.6401/1.5=62.16mm

m=62.16/24=2.59

c.按齿根弯曲疲劳强度设计：

（TFmin1=0.7HBS+275

由公式查得：

（1）小齿轮的弯曲疲劳强度TFE1=500Mp；

大齿轮的弯曲疲劳强度TFE2=380Mpa

mi>3[4KTJR（1-0.5R）2zj.u21]*YFaYFs/^F]

（2）查得弯曲疲劳强度寿命系数Kfni=0.885,Kfn=0.905.

计算弯曲疲劳强度的许用应力，安全系数取S=1.4

由[Cf]=（TFminXKfN/SFmin得

[tf]1=tfe1*Kfn/S=500*0.885/1.4=316.07Mpa

[Tf]2=TFE2*Kfn/S=380*0.905/1.4=245.64Mpa

计算载荷系数

由b/h=10.667,^-.=1.42查得KF：

=1.45

K=Kv*KA*K-*KF=1*1.05*1.1*1.35=1.559

1.查取齿形数：

YFa1=2.65,YFa2=2.28

2.应力校正系数

Ysa1=1.58,Ysa2=1.79

3.计算小齿轮的YFa*Ysa/[Tf]并加以比较

•••YFa1*Ysa1/[Tf]1=2.65*1.58/316.07=0.01324

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

二YFa1*Ysa1/[Tf]1

所以选择怡2*Ysa2/[Tf]2=0.01661m>前2KTJ幅乙2]*YfrYfs/[碍]

=3[2*1.559*7.63*104/1/3*242]*0.01661=1.98

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d仁62.16得，Z仁d1/m=62.16/2.5-26,

则Z2=Z1*m=26*4.167=108

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：

d仁m*Z1=2.5*26=65mmd2=m*Z2=2.5*108=270mm

齿顶圆直径：

da仁d1+2ha=65+2*2.5=70mm

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

齿根圆直径：

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

齿宽：

b=d1*d=65*1=65mm

所以去小直齿轮b仁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，二B=637Mpa,[二b]-1=59Mpa

⑵根据P1=2.663kW

T1=2.65X10

n1=960r/m3

初步确定轴的最小直径

取c=118mm

dmin>c3P/n=118X32.663/960〜16.58mm

由于该轴有一个键槽，故轴的直径应该加大5%-7%,

故dmin=16.58X1.05=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=9550XP/n=9550X2.663/960=26.19N

Tc=KT=1.5X26.19=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：

dm仁[1-0.5Xb/R]Xd仁[1-0.5/112]X70=50.125mm

1圆周力：

Ft仁2T1/dm仁2X2.65X104/58.125=911.82N

②径向力：

Fr仁Ft1*tan20

cosSi=911.82NXtan20xcos18.435=314.83N

③轴向力:

Fa1=Ft1*tan20°*sin18.435°=104.97N

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-U轴端右端需要制出一轴肩di-n=30mm故取dn-B=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-n轴段取LI-n

=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dn-b=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=40mmD=80mmT=19.75,B=18,C=16,所以dm-iv=40mmdm-v=50mmdv-可=40mmLb-iv=17mm

取安装齿轮处的轴端W-%的直径dw-皿=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Lw-皿=58mm

由轴承盖宽度和套筒宽宽的确定Ln-m=44mm

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

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

■/Lw-v=56mm轴承的T=19.75mma=17.6

•••L2=Lw-v+2（T-a）=56+2X（19.75-17.6）=60.3mm

根据实际情况取L2=60mm估取L3=40mm

•••、mb=0,二Rcy=Ft1（L2+L3）/L2=911.82X（60+40）/60=1519.7N

•••、y，二Rby=Ft1-Rcy=911.82-1519.7=-607.88N

Mcy=1519.7X60=91182N.mm

2求水平面内的支撑力：

•••、mb=0,二RCz=[Fr1（L2+L3）-Fal*dm1/2]/L2=[314.83X（60+40）

104.97X50.125/2]/L2=480.86N

T'z=0,.°.RBz=Fr1-RCz=314.83-480.48=-165.65N.m

•••水平面内C点弯矩，Mz=480.86X60=28851.6N.m

3合成弯矩：

M=MCy2MCz2=,91182228851.62=95637.71N.m

4作轴的扭矩图如图3-3

图3-3

计算扭矩:

T=T1=2.65X104N.m

5校验高速轴I：

根据第三强度理论进行校核：

tMDVM1D,取M=M1D=3117.814N.m

又•••抗弯截面系数：

W=0.1cf=0.1X323=3276.8mrn

.（T=-M12（T1）2/W=95637.71（0.62.65104）2/3276.8=29.58Pa所以满足强度要求

332减速器的低速轴U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，二B=637Mpa，[二b]一1=59Mpa

（2）根据P=2.557

T1=7.63XX104N

n1=320r/m

（3）初步确定轴的最小直径

取c=118mm

dmin>c3P/n=118X32.557/320〜23.59mm

由于该轴有一个键槽，故轴的直径应该加大5%-7%,

故dmin=23.59X1.05=24.77mm,取d=25mm

dm1=（1-0.5Xb/R）Xd=174.375mm

⑷大锥齿轮圆周力：

Ft仁2T1/dm仁2X7.63X104/174.375=875.125N

径向力：

Fr仁Ft1*tan20°*cosS2=875.125Xtan20°Xcos18.44°=302.105N

轴向力：

Fa仁Ft1*tan20°*sinS2=875.125Xtan20°Xsin18.44°=100.75N

（5）作用在小齿轮上力：

圆周力：

Ft3=2T2/d仁2X7.63X104/60=25

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