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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丫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=n1n2n3n4n5n6=0.99x0.96x0.98x0.99x0.97x
0.97=0.817.
所以电动机所需工作功率为:
Pd=Pw/n刀=2.2kw/0.817=2.69kw
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=250mmnw=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
3
960
2.0
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
FXGD
G
Y132S
132
216
140
89
38
80
10X8
33
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i刀为:
i刀=nm/nw=960/76.5=12.549
243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
I轴
n
I=nm=960r/m
n轴
n
n=nI/i1=960/3=320r/m
m轴
n
m=nn/i2=320/4.18=76.6r/m
w轴
n
w=nm=76.6r/m
各轴的输入功率
I轴
P
I=Pdn1=2.69kwX0.99=2.663kw
n轴
P
n=Pin5n4=2.663X0.99X0.97=2.557kw
m轴
P
m=Pnn6n3=2.557X0.97X0.98=2.43kw
w轴
P
w=Pnn1n3=2.43X0.99X0.98=2.358kw
2.5.1各轴的转速
2.5.2
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n轴m轴
i=TdXn1=2.68X104X0.99=2.65X104N.mm
44
n=TXn5n4Xi1=2.65x10x0.99x0.97x3=7.63x10N.mm
m=TnXn6n3Xi2=7.63X104X0.97X0.98X4.18=3.03X105
w=TmXn1n3=3.03X105x0.99X0.98=2.94X105N.mm
N.mm
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
4
2.68X10
960
1
0.99
I轴
2.663
2.65X104
960
13
0.98-0.99
n轴
2.557
7.63X104
320
3-4.18
0.98
m轴
2.43
3.03X105
76.6
4.18
0.97-0.98
w轴
2.358
2.94X105
76.6
1-4.18
0.97
3传动零件的设计计算
W轴
运动和动力参数计算结果整理如表2-3:
表2-3
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=600Mpa;大齿轮的齿面接触疲劳强度THmin2=550Mpa
b.
(1)计算应力循环次数N:
N1=60njL=60X960X1X8X10X300=2.765X109
N2=N1/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Smin=1
[(T]CHminXKhN/SHmin
•°・[T]h1=600X0.91/1=546Mpa
[T]h2=550X0.93/1=511.5Mpa
•.•[(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,贝UZ2=Z1Xi1=24X3=72,
取Z2=72
•••实际传动比u=Z2/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
zm1=z1/cosS1=24/cos18.435°=25.3
zm2=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>2.92*(ZE/[]h)2VKtT1/R1(10.5R1)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=d1tX^K/Kt=63.96X^2.221/2=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TFE1=500Mpa;
大齿
m>3/[4KT1/R(10.5R)2Z12^ZU^]*YFaYFs/[7
⑵查得弯曲疲劳强度寿命系数心1=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[(Tf]=(TFminxKFN/SFmin得
[(Tf]1=CFE1*Kfn/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=0.01355YFa2*Ysa2/[Tf]2=2.236*1.754/240.214=0.01632
二YFa1*Ysa1/[Tf]1 所以选择YFa2*Ysa2/[Tf]2=0.01632 m>M4KT =3/[4*2.215*2.65*104/1/3(10.5*1/3)2*24%? 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=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/Z12Z22=J282842=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=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: cHmin1=0.87HBS+380 由公式得出: 小齿轮的齿面接触疲劳强度CHmin1=600Mpa;大齿轮的齿面接触疲劳强度cHmin2=550Mpa b. (1)计算应力循环次数N: 8 N1=60njL=60X320X1X8X10X300=9.216X10 N2=N1/ii=91216X108/4.18=2.204X108 ⑵查表得疲劳寿命系数: KhN=0.96,KhN=0.98,取安全系数SHmin=1 [c]H=cHminXKhN/SHmin •••[c]h1=600X0.96/1=576Mpa [c]hf550X0.98/1=539Mpa •.•[c]H1>[c]H2•••取539Mpa (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=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•••T1=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>2.32#KtT2/d*(u1/u)*3(ZE/[[J =~*y(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/Z1=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 ⑶按齿轮的实际载荷系数所得的分度圆直径由公式 d1=d1tX^K/Kt=60.34X^1.6401/1.5=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CFE1=500Mpa; 大齿轮 m>3/[4KT1/R(10.5R)2zj^/U^]*YFaYFs/[f] ⑵查得弯曲疲劳强度寿命系数&n1=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[(Tf]=(TFminXKFN/SFmin得 [(Tf]1=cFE1*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,k=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YFa2*Ysa2/[Tf]2=0.01661 m>前2KTi/Zi2]*YFaY$s/[f] =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d1=62.16得,Z1=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: d1=m*Z1=2.5*26=65mmd2=m*Z2=2.5*108=270mm 齿顶圆直径: da1=d1+2ha=65+2*2.5=70mm da2=d2+2ha=210+2*2.5=275mm 齿根圆直径: (ha=h*n) (hf=(1.+0.25)m df1=d1-2hf=65-2*2.5*(1+0.25)=58.75mm df2=d2-2hf=210-2*2.5*(1+0.25)=263.75mm 齿轮中心距: R=(d1+d2)12=(65+270)/2=167.5,mm 齿宽: b=d1*d=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,B637Mpa,[b]159Mpa ⑵根据P1=2.663kW 4 T1=2.65X10 n1=960r/m3 初步确定轴的最小直径 取c=118mm dmin>cVP/n=118X引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=16.58X1.05=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: Ft1=2T1/dm1=2X2.65X104/58.125=911.82N 2径向力: Fr仁Ft1*tan20°*cosS1=911.82NXtan20°Xcos18.435° =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-n轴端右端需要制出一轴肩di-n=30mm故取dn-m=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 故选单列圆锥 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,滚子轴承。 参照工作要求根据dn-m=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-V=40mmdv-V=50mmdv-可=40mmLm-v=17mm 取安装齿轮处的轴端W-V的直径dw-v=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-V=58mm 由轴承盖宽度和套筒宽宽的确定Ln-m=44mm =30mm LI-n=62mm =35mm Ln-m=44mm =40mm Lm-V=17mm =50mm LV-V=56mm =40mm LV-可=17mm =32mm L可-V=58mm dm-IV dn-m dv-V d可-vn dV-可 dI-n 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 S-V=56mm轴承的T=19.75mma=17.6 •••L2=LwV+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,•••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,•••RCz=[Fr1(L2+L3)-Fal*dm1/2]/L2=[314.83X(60+40)-104.97 X50.125/2]/L2=480.86N •••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=j91182228851.62=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: •••MDVM1D;.取M=M1D=3117.814N.m 又•••抗弯截面系数: W=0.1d=0.1X32=3276.8mm •••c=Jm12(T1)2/W=j95637.7! (0.62.65104)2/3276.8=29.58Pa所以满足强度要求 3.3.2减速器的低速轴n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,B637Mpa,[b]159Mpa ⑵根据P=2.557 4 T1=7.63XX10N n1=320r/m (3)初步确定轴的最小直径 取c=118mm dmin>cVp/n=118X丁2.557/320〜23.59mm 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: Ft1=2T1/dm1=2X7.63X104/174.375=875.125N XCOS18.44° 径向力: Fr仁Ft1*tan20°*cosS2=875.125Xtan20=302.105N Xsin18.44° 故选单列圆锥 轴向力: Fa仁Ft1*tan20°*sinS2=875.125Xtan20=100.75N (5)作用在小齿轮上力: 圆周力: F
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