电动机的选择计算公式大全.docx
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电动机的选择计算公式大全
电动机的选择计算公式
设计项目
设计公式与说明
结果
1计算电动机功率
2确定电动机转速
3选择电动机
pPw
Pd2
□=叫訥22【查表2-3pz9]
叫V带传动功率0.96（一条）
n2滚动轴承0.99（两对）
n3齿轮传动效率0.97（—对）
FW=4.0KW
n=0.913
p40
Fd=亠=―.—=4.38KW
n0.913
nw=125r/min
V带传动比i0=2〜4【i查表2—2P7]
单级直齿圆柱齿轮传动比ii=3〜5
传动比合理范围i=i°・ii=6〜20
nd=i•nw=（6-20）X125=750〜2500
r/min
根据功率及转速，查附录5（P120）,选电动机：
（1）Y132S—4额定功率5.5KW
满载转速1440r/min同步转速1500rmin
总传动比i=—m=1440/125=11.52
nw
（2）Y132mz—6额定功率5.5KW
满载转速960r/min
同步转速1000rmin
P=4.38K
W
g=750〜
2500r/m
in
4分配传动比
5求各轴转速
6求各轴输入功率
6求各轴输入转矩
总传动比i=―m=1440/125=7.68
nw
根据传动比，选方案
（2）更合适。
取V带传动比为i0=2
.i
齿轮传动比ii=—=7.68/2=3.84
i0
n-"=960=480r/min
Iio2
nrr=—==125r/min
i3.84
I轴P=巳=4.38X0.96=4.20K
W
n轴=巳=4.20X0.99X0.9
7=4.03KW
p438
Td=9550——9550X—=43.57N・m
nm960
Tt=9550P=9550X420=83.61N・m
nj480
Tr=9550pL=9550X403=307.89
nm125
N・m
选电动机Y13
2mz—6
n^=480r
/min
心=125r
/min
Pj=4.20K
W
=4.03K
W
%=43.57
N・m
Tj=83.61
N・m
咕=307.8
9N・m
带传动设计
设计项目
设计公式与说明
结果
确定设计功
率Pdj
选择V带轮型号
确定带轮直
径dd0ddI
确定中心距
a和带长Ld
（1）由表9-9（P155）查得工作情况系数KA=1.3
（2）据式（9-17）。
Pd广心•P=5.5X1.3=7.15KW查图9-10（P156）,选B型带
（1）参考图9-10及表9-4（146）,选取小带轮直径
ddo=140mm
（2）验算带速
兀dd°n
v0==7.04m/s
60灯000
（3）从动带轮直径
.n°」960一门
ddt=i0dd0dd0=城140—280mm
n[480
查表9-4，取dd尸280mm
（4）从动轮转速nj=480r/min
（1）按式（9-19）初选中心距
0.7X（140+280）294mm^a<840mm取玄=570mm
（2）按式（9-20）求带的计算基本长度Ld0
2
i2an（dd、（ddj—dd。
）
Ld0-2a°+（dd0+ddj）+—1
24a。
2
兀/、（280—140）
-2X57+—X（140+280）+乩
24汉570
〜1808mm
⑶查表9-2（P143），取带的基准长度为Ld-1800mm
⑷按式9-21计算实际中心距
_Ld-Ld0
a-a0+
2
1800—1808
-570+
2
-566mm
（5）按式9-22确定中心距调节范围
amax-a+0.03Ld-566+0.03X1800
Pd=7.15KW
I
B型
dd0-140mm
V0在5-25m/s内
合适
i0-2
ddj-280mm
nj-480r/min允
许
Ld-1800mm
a-566mm
验算小带轮
包角a0
确定V带轮
根数z
计算V带轮
初拉力F0
计算对轴的
压力Fq
=620mm
amin=a-0.015Ld=566-0.015X1800
=470mm
由式9-23
a0-180。
-ddj—ddox57.3。
a
o280-140▽o
=180-X57.3
566
oo
=165.83>120
（1）由表9-5（P150）查得
dd0=140mm=950r/minn0=1200r/min时，单根
V带的额定功率分别为2.08KW和2.47KW用线性差
值发求rb=960r/min时的额定功率值
2.47—2.08/、
F0=2.08+X（960-950）
1200-950
=2.0956KW
由表9-6（F152）查得△F0=0.30KW
（2）由表9-7（F153）查得包角修正系数Kz=0.96
（3）查表9-8（F154）,得代长修正系数Kl=0.95
（4）计算V带根数z由式9-24
亠Fd7.15
z>d=
（F0+AF0）KlKl（2.0956+0.30）汉0.96汉0.95
~3.27
由表9-1（P142）查得m=0.17Kg/m
由式9-25F0=500—I1+mv
vz人一
715252
=500疋_x（—1）+0.17汉7.042
7.04汉40.96
=212N
由式9-27
amax=620mm
amin=470mmct0=165.83o
>120o合适
Z=4根
F0=212N
Fq=1683N
带轮的结构
设计
ot1165.83°
Fq=2zFqsin——=2X4x212xsin
22~1683N
小带轮基准直径dd0=140mm采用实心式结构。
大带轮基准直径ddj=280mr，i采用孔板式结构
三齿轮设计
设计项目
设计公式与说明
结果
1选择齿轮
（1）减速器是闭式传动，无特殊要求，为制作方便，采
小齿轮：
45钢
材料、热处
用软齿面钢制齿轮。
查表6-1,并考虑
调质
理方法及
精度等级
HBS1=HBS>+30-50的要求，小齿轮选用45钢，
HB3=240HBS
调质处理，齿面硬度217-255HBS;大齿轮选用45
小齿轮：
45钢
钢，正火处理，齿面硬度162-217HBS,计算时取
正火，
HBS1=240HBS,HBS2=200HBS.
HBS2=200HBS
8级精度.
（2）该减速器为般传动装置，转速不冋，根据表6-2,
初选8级精度。
2按齿面接
由于是闭式软齿面传动，齿轮承载能力应由齿面接触疲劳
触疲劳强
强度决定，由式（6-11）
度设计
3
31
REZhZe）2■岸"
dJ屮d（J卜
（1）载荷系
有关参数的选取与转矩的确定
数K
由于工作平稳，精度不高，且齿轮为对称布置，查表6-3,
取K=1.2。
K=1
⑵小齿轮
丁P64.20
壬=9.55勺0l_9.55"0汉-83563Nm
T]=83563N•mm
传递转矩
n[480
T1
取小齿轮齿数乙=27,则大齿轮齿数
乙=27
Z2=iZ1=3.84>^27=103.7
乙=104
（3）齿数z和齿宽系
Z104
实际传动比i12=亠2=104=3.852
Z127
数屮d
误差也i==3.852-384工100%=1.2%c2.5%
i3.84
适合
取Sh=1，计算应力循环次数
8
N1=60njLh=60480121600=6.2210
点蚀）
取较小值代入
3
2KT1ZhZe，1）
d1込可・（£T）•丁
2183563,189.82.49、2（3.8521）
（）
\0.95203.852
=57.81mm
3.主要尺寸计算
（1）分度圆直径d
（2）齿宽b
（3）中心
距a
4.校核齿根弯曲疲劳强度
（1）齿形
系数YFa与
齿根应力修正系数
Ysa
（2）许用弯曲应力
屛】
d157.81c一
模数m—>-2.14
z127
由表5-2（P58），取m=2.5mm
4=mz=2.5^27=67.5mm
d2=m《=2.5^104=260mm
b=屮da=0.9x67.5=60.75mm
取
b2=61mm,d=66mm
11a=5=m（z+z2）=㊁x2.5x（27+104）=163.75mm
由式（6-13）咼=―YFaYsaW]
bmz1
查表6-5（P97）
YFa1=2.57；YFa2=2・18
匕=1.60；YSa2=1.79
kF]=£FlimYNT.
SF
查图6-9c（P93）得查图6-9b（P93）得YnT2—1
取Sf=1.4
^^gFlim1YNT^44^M=3!
4.3MPa
F1Sf1.4
L1CTFlim2YNT2330"
bF2-Flim2NT2—-235.7MPa
F2SF1.4
m=2.5mm
d1=67.5mmd2=260mm
S=66mm
b2=61mm
a=163.75mr
时】1
=314.3MPa
5.齿轮的圆周速度
6.齿轮的结构设计
7.齿轮的受力分析
2KT"、/2如疋83563刊
°F12^Fa1YSa1«-2>?
72-5^1-60
bm2z61汇2.52>27
=66.76兰Bf1
2KTi、/、/“卄2.18x1.79
。
尸2—~2YFa2YSa^—66.76><
bm乙2.57x1.60
=63.35MPa兰kF2
nd1n1兀x67.5汉960
v===3.39m/s兰5m/s
60X000600000
考虑到式闭式齿轮传动，采用浸油润滑。
da1=（乙+2h**）m=72.5兰200mm，主动齿轮采用实心
式结构
da2=（z2+2R）m=265mm
200mn为减轻重量和节约材料，两轮采用锻钢制造
2T；83.6仆2
R=Ft1=Ft2=—=2477.33N
d167.5X0
Fr=Fr1=Fr2=Fttana=901.67N
tU
=235.7MPa
弯曲强度足够
取8级精度合适
b]
d!
=67.5mmd?
=260mm
d=66mmb2=61mm
a=16375mm
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