电机的选择计算.docx
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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η1=0.99.
带传动效率η2=0.96.
一对圆锥滚子轴承的效率η3=0.98.
一对球轴承的效率η4=0.99.
闭式直齿圆锥齿传动效率η5=0.97.
闭式直齿圆柱齿传动效率η6=0.97.
总效率=η21η2η33η4η5η6=0.992×0.96×0.983×0.99×0.97×
0.97=0.817.
所以电动机所需工作功率为:
Pd=Pw/η∑=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=60×1000V/πd=76.5r/m
所以电动机转速的可选范围为:
nd=i×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
电动机的型额定功率/kw满载转速/启动转矩最大转矩
号(r/m)额定转矩额定转矩
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
H
A
B
C
D
E
F×GD
G
Y132S132
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
’
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
n
I=nm=960r/m
Ⅱ轴
n
=n/i
1
=960/3=320r/m
ⅡI
Ⅲ轴
n
Ⅲ=nⅡ/i
2=320/4.18=76.6r/m
Ⅳ轴
n
Ⅳ=nⅢ=76.6r/m
2.5.2各轴的输入功率
Ⅰ轴
P
I=Pdη1=2.69kw×0.99=2.663kw
Ⅱ轴
P
Ⅱ=PIη5η4=2.663×0.99×0.97=2.557kw
Ⅲ轴
P
Ⅲ=PⅡη6η3=2.557×0.97×0.98=2.43kw
Ⅳ轴
P
Ⅳ=PⅡη1η3=2.43×0.99×0.98=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
T
I=Td×η1=2.68×104×0.99=2.65×104N.mm
Ⅱ轴
T
Ⅱ=TI×η5η4×i1=2.65×104×0.99×0.97×3=7.63×104N.mm
Ⅲ轴
T
Ⅲ=TⅡ×η6η3×i2=7.63×104×0.97×0.98×4.18=3.03×105
N.mm
Ⅳ轴
T
Ⅳ=TⅢ×η1η3=3.03×105×0.99×0.98=2.94×105N.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η
电机轴
2.69
2.68×104
960
1
0.99
Ⅰ轴
2.663
2.65×104
960
13
0.98-0.99
Ⅱ轴
2.557
7.63×104
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
2.94×105
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:
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=60×960×1×8×10×300=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≥2.923(ZE[]H)23KtT1/R1(10.5R1)2u=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×3K/Kt=63.96×32.221/2=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≥3[4KT1/R(10.5R)2Z12u21]*YFaYFs/[F]
(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
Y
Fa2*Ysa2/[σF]2
=2.236*1.754/240.214=0.01632
∴YFa1*Ysa1/[
σF]1
所以选择Y *Y sa2 /[ σ] 2 =0.01632 Fa2 F m≥3[4KT1/ R(10.5R)2Z1 2 u21]*YFaYFs/[ F] = 3[4*2.215*2.65*10 4/1/3(1 0.5*1/3)2*242 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,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°=74.74mmda2=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°=64.31mmdf2=d2-2.4m*cosδ2=210-2*2.5*cos71.565°=208.11mm . . 齿轮锥距: R=0.5mZ12 Z22=282 842=110mm 将其圆整取R=112mm 大端圆周速度: v=π*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: dm1=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: 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=60×320×1×8×10×300=9.216×108 N2=N1/i1=91216×108/4.18=2.204×108 (2)查表得疲劳寿命系数: KHN1=0.96,KHN2=0.98,取安全系数SHmin=1 ∴[σ]H=σHmin×KHN/SHmin ∴[σ]H1=600×0.96/1=576Mpa[σ]H2=550×0.98/1=539Mpa ∵[σ]H1>[σ]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=Z1×i1=24×4.18=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=7.63×104T/(N.mm),u=3,ФR1=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*(u 1/u)*3(ZE[]H)2 =3[1.5*7.63*104/1]*(3 1/3)*3(189.9539)2 =60.34mm c.齿轮参数计算 (1)计算圆周速度 v=π*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 (3)按齿轮的实际载荷系数所得的分度圆直径由公式: d1=d1t×3K/Kt=60.34×31.6401/1.5=62.16mmm=62.16/24=2.59 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≥3[4KT1/R(10.5R)2Z12u21]*YFaYFs/[F] (2)查得弯曲疲劳强度寿命系数KFN1=0.885,KFN2=0.905.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*0.885/1.4=316.07Mpa [σF]2=σFE2*KFN2/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/[σF]并加以比较∵YFa1*Ysa1/[σF]1=2.65*1.58/316.07=0.01324YFa2*Ysa2/[σF]2=2.28*1.79/245.64=0.01661 ∴YFa1*Ysa1/[σF]1 所以选择YFa2*Ysa2/[σF]2=0.01661 m≥3[2KT1/Z12]*YFaYFs/[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=65mm;d2=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: 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 (2)根据P1=2.663kWT1=2.65×104 n1=960r/m3 初步确定轴的最小直径 取c=118mm dmin≥c3P/n=118×32.663/960≈16.58mm 由于该轴有一个键槽,故轴的直径应该加大5%-7%, 故dmin=16.58×1.05=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=50.125mm①圆周力: Ft1=2T1/dm1=2×2.65×104/58.125=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 d =30mm,故取d Ⅱ-Ⅲ =35mm,为了 I-Ⅱ 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 d Ⅱ-Ⅲ =35mm L d Ⅲ-Ⅳ =40mm L dⅣ-Ⅴ=50mm L dⅤ-Ⅵ=40mm L dⅥ-Ⅶ=32mm L Ⅱ-Ⅲ Ⅲ-Ⅳ Ⅳ-Ⅴ Ⅴ-Ⅵ Ⅵ-Ⅶ =44mm =17mm =56mm =17mm =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 ∵MB=0,∴Rcy=Ft1(L2+L3)/L2=911.82×(60+40)/60=1519.7N ∵Y,∴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: ∵MB=0,∴RCz=[Fr1(L2+L3)-Fal*dm1/2]/L2=[314.83 ×(60+40)-104.97 ×50.125/2]/L2=480.86N ∵Z=0,∴RBz=Fr1-RCz=314.83-480.48=-165.65N.m ∵水平面内C点弯矩,Mz=480.86×60=28851.6N.m③合成弯矩: M=MCy2MCz2=91182228851.62=95637.71N.m④作轴的扭矩图如图3-3 图3-3 4 计算扭矩: T=T1=2.65×10N.m ⑤校验
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