电机的选择计算.docx

1、电机的选择计算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 n 1=0.99.带传动效率n 2=0.96.一对圆锥滚子轴承的效率 n 3= 0. 98.一对球轴承的效率 n 4= 0.99.闭式直齿圆锥齿传动效率n 5= 0.97.闭式直齿圆柱齿传动效率n 6= 0.97.总效率=n i n 2 n 3 n 4 n 5 n 6=

2、0.99 x 0.96 x 0. 98 x 0.99 x 0.97 x 0.97=0.817.所以电动机所需工作功率为：Pd=Pw/n 刀=2.2kw/0.817=2.69kw2.3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=250mmnw=60X 1000V/ n d=76.5r/m所以电动机转速的可选范围为：nd=i x nw =(8-40) x 76.5=(612-3060)r/m符合这一范围的同步转速有 750 r/m,1000 r/m,1500 r/m,3000 r/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

3、结构紧凑， 决定选用同步转速为1000 r/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-639602.02.0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HABCDEFX GDGY132S13221614089388010X 8332.4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：i

4、 e =nm/ nw=960/76.5=12.5492.4.3分配传动比：i e =i ii 2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：i 1=3直齿轮圆柱齿轮传动比：i 2=4.18实际传动比：i e =3X4.18=12.54因为 i=0.009 T h2.取 511.5 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 Z 1=24，则 Z2=Z1 X i 1=24X 3=72,取乙=72实际传动比 u=Z/Z 1=72/24=3，且 u=tan S 2=cot S 1=3 S 1=18.435 S 2=71.565 则小圆锥齿

5、轮的当量齿数zm=z1/cos S 1=24/cos18.435 =25.3Zm=z2/cos S 2=72/cos71.565 =227.68 查表有材料弹性影响系数 ZE=189.8，取载荷系数Kt=2.0有 T1=2.65X 104 T/(N.mm) , u=3, R1=1/3.试计算小齿轮的分度圆直径为：d1t 2.92 3 (ZE fH)2 3 KtT1/ R1(1-0.5 R1)2 u =63.96mmb.齿轮参数计算(1)计算圆周速度v=n *d1t*n i /60000=3.14*63.96*960/60000=3.21335m/s(2)计算齿轮的动载系数K根据v=3.2133

6、5m/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 *K 1=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 X 3 K / Kt =63.96 X 3 2.221/ 2 =66.15mmm=66.15/24=2.75c.按齿根弯曲疲劳强度设计：t Fmin1=0.7HBS+275由公式查得：(1)小齿轮的弯曲疲劳强度(T FE=500 Mpa ；大齿 34KTJ R(1 -0.5 R)2乙2 . u2 1* YFaYFs/F查得弯曲疲劳强度寿命系

7、数 Kfni=0.86,K fn=0.88.计算弯曲疲劳强度的许用应力，安全系数取 S=1.4由T f= T FminX KfN / S Fmin 得t f 1=t fe1* K fn1/S=500*0.86/1.4=308.929 Mp at f 2= t fe2* K fn/S=380*0.88/1.4=240.214 Mp a计算载荷系数K= Kv*KA* K - *K - =2.2151.查取齿形数：YFa1=2.65, Y Fa2=2.2362.应力校正系数Ysa1=1.58, Y sa2=1.7543.计算小齿轮的YFa * Ysa / T f并加以比较 YFa1 * Y sa1

8、/ T f 1 =2.65*1.58/308.928=0.01355Y Fa2 * Y sa2/ t f 2 =2.236*1.754/240.214=0.01632二 YFa1 * Ysa1 / T f 1 :4 K/ R(1 - 0.5R)2乙2u2 1* YFaYFs / ；F = 34*2.215*2.65*10 4/1/ 3(1 -0.5*1/ 3)2*24 2、32 1*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，

9、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=66.15/2.528,则 Z2=Z1*m=28*3=84f.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=70mm d2=m*Z2=2.5*82=210mm齿顶圆直径：da 1= d1+2m* cos S 1=70+2*2.5* cos18.435 =74.74mmda2=d2+2m* cos S 2= 210+2*2.5*cos71.565 =211.58mm齿根圆直径：df1= d1-2.4m* cos S 1=70-2*2.5* cos18.435

10、 =64.31mmdf2= d2-2.4m* cos S 2=210-2*2.5*cos71.565 =208.11mm齿轮锥距：R=0.5m. Z12Z 22 =、282 842 =110mm将其圆整取R=112mm大端圆周速度：v=n *d1t*n i /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=58mmdm2=d2*(1-0.5) R =210*5/6=175mm3.2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

11、料选用45号钢，调质处理，HB=217286大齿轮材料选用45号钢，正火处理，HB=162217按齿面接触疲劳强度设计：(T Hmin1=0.87HBS+380由公式得出：小齿轮的齿面接触疲劳强度(T Hmin1=600 Mfh ；大齿轮的齿面接触疲劳强度 T Hmin2 =550 Mpab.(1)计算应力循环次数N:8N=60njL=60 X 320X 1 X 8X 10X 300=9.216 X 108 QN2=N/ i 1=91216X 10/4.18=2.204 X 10 查表得疲劳寿命系数：Khn1=0.96,Khn2=0.98,取安全系数SHmin=1 T H= T HminX K

12、hN / S Hmin t H1=600X 0.96/ 仁576 Mpat h2=550X 0.98/1=539 MpaT T H1 T H2 取 539 Mp(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 Z 1=24，则 Z2=Zi X ii=24X 4.18=100 ,取 Z2=100实际传动比 u=Z2/Z 1=100/24=4.167 , 查表有材料弹性影响系数 ZE=189.8，取载荷系数Kt=1.5有 v T1=7.63X 104 T/(N.mm) , u=3, R1=1/3. 齿宽系数：d =1试计算小齿轮的分度圆直径为：d1t 2.32

13、 3 KtT2/ d *( u 1/u) * 3 (ZEh)2=3 1.5*7.63*10 4 /1*(3 1/3)* 3(189.9 539)2=60.34mmb.齿轮参数计算(1)计算圆周速度v=n *d1t*n I /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=2.514h=2.25mt=5.6565b/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

14、 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= d1t X 3 K / Kt =60.34 X 31.6401/1.5 =62.16mmm=62.16/24=2.59c.按齿根弯曲疲劳强度设计：(T Fmin1=0.7HBS+275由公式查得：(1)小齿轮的弯曲疲劳强度T FE1=500 Mp ；大齿轮的弯曲疲劳强度T FE2 =380 Mp ami 34KTJ R(1 -0.5 R)2zj . u2 1* YFaYFs/F(2)查

15、得弯曲疲劳强度寿命系数 Kfni=0.885,K fn=0.905.计算弯曲疲劳强度的许用应力，安全系数取 S=1.4由C f= (T Fmin X KfN / S Fmin 得t f 1= t fe1* K fn/S=500*0.885/1.4=316.07 Mp aT f 2= T FE2* K fn/S=380*0.905/1.4=245.64 Mp a计算载荷系数由 b/h=10.667, -.=1.42 查得 KF ： =1.45K= Kv*KA* K - *KF =1*1.05*1.1*1.35=1.5591.查取齿形数：YFa1=2.65, Y Fa2=2.282.应力校正系数Y

16、sa1=1.58, Y sa2=1.793.计算小齿轮的YFa * Ysa / T f并加以比较 YFa1 * Ysa1 / T f 1 =2.65*1.58/316.07=0.01324YFa2 * Y sa2/ t f 2 =2.28*1.79/245.64=0.01661二 YFa1 * Ysa1 / T f 1 前2KTJ 幅乙2* YfrYfs /碍=3 2*1.559*7.63*10 4/1/ 3*24 2*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

17、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=108f.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=65mm d2=m*Z2=2.5*108=270mm齿顶圆直径：da 仁 d1+2 ha=65+2*2.5=70mmda2=d2+2 ha=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

18、=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=60mm3.3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 根据 P1=2.663kW4T1=2.65 X 10n1=960r/m3初步确定轴的最小直径取 c=118mmdmin c 3 P/ n= 118X 3

19、 2.663/960 16.58mm由于该轴有一个键槽，故轴的直径应该加大 5%-7 %,故 dmin =16.58 X 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=KTK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=9550X P/n=9550 X 2.663/960=26.19NTc=KT=1.5X 26.19=39.3N.m联轴器的需用转矩Tn=125039.3许用转速n=4750r/minn=960r/m

20、所以联轴器符合使用要求(4)作用在小锥齿轮上的力：dm仁1-0.5 X b/R X d仁1-0.5/112 X 70=50.125mm1圆周力：Ft仁2T1/ dm仁2 X 2.65 X 104 /58.125=911.82N径向力：Fr仁Ft1*ta n20cos S i=911.82NX tan20 x cos18.435 =314.83N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

21、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L I- 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 =40mm dm-v =50mm dv-可=40mm Lb- 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 L

22、n - m =44mm至此，已经初步确定了轴的各段直径和长度HC(6)求轴上的载荷如图3-2图3-21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=19.75mm a=17.6L2= 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=911.82 X (60+40)/60=1519.7N、y，二 Rby= Ft1- Rcy=911.82-1519.7=-607.88NMcy=1519.7X 60=91182N.mm2求水平面

23、内的支撑力：、mb =0 ,二 RCz= Fr1(L2+L3)-Fal*dm1/2/L2=314.83 X (60+40)104.97 X 50.125/2/L2=480.86NT z=0,. RBz=Fr1-RCz=314.83-480.48=-165.65N.m水平面内 C点弯矩，Mz=480.86X 60=28851.6N.m3合成弯矩：M= MCy2 MCz2 = ,911822 28851.62 =95637.71N.m4作轴的扭矩图如图3-3图3-3计算扭矩:T=T1=2.65 X 104 N.m5校验高速轴I：根据第三强度理论进行校核：t MDVM1D,取 M=M1D=3117.

24、814N.m又抗弯截面系数： W=0.1cf =0.1 X 323=3276.8mrn.(T = -M12 ( T1)2/W= 95637.71 (0.6 2.65 104)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=2.557T1=7.63 XX 104 Nn1=320r/m(3)初步确定轴的最小直径取 c=118mmdmin c 3 P / n =118X 3 2.557/320 23.59mm由于该轴有一个

25、键槽，故轴的直径应该加大 5%-7 %,故 dmin =23.59 X 1.05=24.77mm,取 d=25mmdm1=( 1-0.5 X b/R) X d=174.375mm 大锥齿轮圆周力：Ft仁2T1/ dm仁2 X 7.63 X 104 /174.375=875.125N径 向力：Fr仁 Ft1*tan20 *cos S 2=875.125 X tan20 X cos18.44 =302.105N轴向力：Fa仁 Ft1*tan20 *sin S 2=875.125 X tan20 X sin18.44 =100.75N(5)作用在小齿轮上力：圆周力：Ft3=2T2/d仁2 X 7.63 X 104 /60=2543.33N径向