电机的选择计算.docx
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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
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=2.663×0.99×0.97=2.557kw
Ⅲ轴PⅢ=PⅡη6η3=2.557×0.97×0.98=2.43kw
Ⅳ轴PⅣ=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TI=Td×η1=2.68×104×0.99=2.65×104N.mm
Ⅱ轴TⅡ=TI×η5η4×i1=2.65×104×0.99×0.97×3=7.63×104N.mm
Ⅲ轴TⅢ=TⅡ×η6η3×i2=7.63×104×0.97×0.98×4.18=3.03×105N.mm
Ⅳ轴TⅣ=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≥2.92
=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
*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
YFa2*Ysa2/[σF]2=2.236*1.754/240.214=0.01632
∴YFa1*Ysa1/[σF]1 所以选择YFa2*Ysa2/[σF]2=0.01632 m≥ = =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: v=π*d1t*nI/60000=3.14*63.96*960/60000=3.21335m/s 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 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: =1 ∴试计算小齿轮的分度圆直径为: d1t≥2.32 * = * =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= *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× =60.34× =62.16mm m=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≥ (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, =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=0.01324 YFa2*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≥ = =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* =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=2.65×104 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=2×2.65×104/58.125=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 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, 查表得, , (2)根据P=2.557 T1=7.63××104N n1=320r/m (3)初步确定轴的最小直径 取c=118mm dmin≥c =118× ≈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: Ft1=2T1/dm1=2×7.63×104/174.375=875.125N 径向力: Fr1=Ft1*tan20°*cosδ2=875.125×tan20°×cos18.44°=302.105N 轴向力: Fa1=Ft1*tan20°*sinδ2=875.125×tan20°×sin18.44°=100.75N (5)作用在小齿轮上力: 圆周力: Ft3=2T2/d1=2×7.63×104/60=2543.33N 径向力: Fr3=Ft3×tan20°=243.33×tan20°=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 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, 查表得, , (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: dmin≥c =118× ≈33.24mm 由于该轴有一个键槽,故轴的直径应该加大5%-7%, 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 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:
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