二选择电动机Word文档下载推荐.docx
《二选择电动机Word文档下载推荐.docx》由会员分享，可在线阅读，更多相关《二选择电动机Word文档下载推荐.docx（13页珍藏版）》请在冰点文库上搜索。
P0=pd=7.257kw
P1=pdɳ1=7.257*0.95kw=6.89415kw
P2=p1ɳ2ɳ3=6.89415*0.97*0.98=6.553kwP3=p2ɳ2ɳ3=6.553*0.98*0.97=6.229kwP4=p3ɳ2ɳ3=6.229*0.98*0.99=6.044kw
4.传动装置中各轴的输入转矩计算
T0=Td=9550pd/nm=9550*7.257/970N.M=71.447N.MT1=9550p1/n1=9550*6.89415/461.904N.M=142.538N.MT2=9550p2/n2=9550*6.553/145.987N.M=428.676N.MT3=9550p3/n3=9550*6.229/64.567N.M=921.321N.MT4=9550p4/n4=9550*6.044/64.567N.M=893.958N.M
将传动装置中各轴的功率，转速，转矩，如表所示
则
四、带传动设计
1.确定带传动的额定功率pca
已知p=7.257kw;
nm=970r/min;
i1=2.1。
有所以用的机械设计教材中的表8-8，查出带传动的工作情况系数Ka=1.1,则Pca=KaP=1.1*7.257=7.9827KW.2.选取带传动带型
选用C型，V带。
3.确定带轮基准直径
取主动轮基准直径dd1=250mm,从动轮基准直径dd2=i1*dd1=2.1*250=525mm带传动的实际传动比i1=dd2/dd1=2.1,与总传动比分配的带传动得传动比一致。
验算v带得线速度为
V=3.14dd1*nm/60*1000=3.14*250*970/30*1000=12.69
所以V带得线速度合适。
4.确定V带的基准长度和带传动的中心距
根据0.7（dd1+dd2）
Ld0=2a0+（3.14/2）（d1+d2）+（d2-d1）^2/4a0=2403.54mm
有机械设计表选带的基准长度Ld=2500mm.
计算带传动的实际中心距a
a=a0+（Ld-Ld'
）/2=600+（2500-2403.54）/2=648.23mm1、验算主动轮上的包角α1
a1=180-（dd2-dd1'
）*57.7/a=157.824>
120所以，主动轮上的包角是合适的。
2、计算带v的根数z由m
n=970r/min,dd1=250mm,i=2.1查《机械
p0=7.133k6w
；
则
查表8-5得：
设计》教材中的的表8-4，；
查表8-6得；
由线性关系得：
∆p0=0.4kw
查表8-2得
kL=1.07
z=
取
pca7.9827
==1.261249根
（p0+∆p0）kαkL（7.1336+0.4）⨯1.07⨯0.96
。
z=2根
3、计算带传动的预紧力
F0
q=0.k3g/m
，则
查《机械设计》教材中表8-3得：
单位长度质量
F0=500
pca2.57.988272.5
（-1）+qv3=[500⨯⨯（-1）+0.3⨯1.2612492]N=298.8Nvaka12.69⨯20.96
8、计算作用在带轮轴上的压轴力
Fp
157.824o
Fp=2zF0sin=2⨯2⨯298.8⨯sinN=585.648N
22
α
v带的主要参数列于表20-3中
表20-3带传动的主要参数
9、带轮结构设计
由表8-11得：
e=（12±
0.3）mm;
f=（8±
1）mm。
带轮轮缘宽度：
B=（z-1）e+2f=28mm。
大带轮的轮毂直径由后续高速轴设计来定，
d=d11=35mm。
带轮的轮毂宽度L：
当B
五．高速级齿轮传动的设计
1、选定高速级齿轮的类型、精度等级、材料及齿数
（1）齿轮传动的类型：
按传动方案选用斜齿圆柱齿轮传动。
（2）精度等级：
由于输送机为一般工作机械，速度不高，故选用8级精度齿轮传动。
（3）齿轮材料：
由《机械设计》中表10-1选择小齿轮材料为45钢，并进行调质处理，平均硬度为235HBS，大齿轮材料为45钢，并进行正火处理，平均硬度为190HBS。
大、小齿轮的硬度差为45HBS。
（4）选择小齿轮齿数：
z1=31,则大齿轮齿数z2=i2z1=79.267，取z2=79。
齿数比
u=
79
=2.54831
（5）选择齿宽系数：
按软齿面齿轮，非对称安装，查表10-4，取齿宽系数φd=1.0。
（6）初选螺旋角：
β=13o。
2、按齿面接触疲劳强度设计
d1≥
1）确定公式内各项参数值
（1）由《机械设计》教材图10-20，选取区域系数ZH=2.330。
（2）大、小齿轮均采用45钢锻造，由《机械设计》教材表10-5，查得材料
系数
ZE=
（3）重合度系数Zε，由《机械设计》教材知Zε=0.75~0.88，齿数多时取小值。
取
Zε=0.8。
（4
）螺旋角系数Zβ==（5）小齿轮传递的扭矩为
T1=TI=142.538N.m=1.42538⨯105N.mm（6）试选载荷系数Kt=1.7。
（7）根据齿面硬度，由《机械设计》教材图10-25查得小齿轮接触疲劳强度极限
=0.987
σHlim1=560Mpa，大齿轮接触疲劳强度极限σHlim2=400Mpa
（8）计算应力循环次数
按N1=60n1jLh，式中：
j为齿轮每转一圈时，同一齿面啮合的次数。
在此取j=1，Lh为齿轮的工作寿命，单位为小时。
Lh=2班制⨯8小时⨯300天⨯10年。
所以
N1=60n1jLh=60⨯461.904⨯1⨯（2⨯8⨯365⨯10）=1.618⨯109N2=N1/u=1.618⨯109/3.047=5..31⨯108
（9）由教材图10-23查得接触疲劳寿命系数kHN1=0.91，kHN2=0.95。
（10）计算许用接触疲劳应力。
取安全系数S=1，失效率为1%。
kHN1σHlim1
=0.91⨯560MPa=509.6MPaSkσ
[σH2]=HN2Hlim2=0.95⨯400MPa=380MPa
S
[σ]+[σH2]509.6+380[σH]=H1==444.8MPa
22[σH1]=
2）设计计算
（1）计算齿轮分度圆直径d1t。
d1t≥=75.5436mm
（2）计算圆周速度v。
v=
πd1tn1
60⨯1000
=
3.14⨯75.5436⨯461.904
=1.82611m/s
（3）计算载荷系数
由教材表10-2查得：
使用系数KA=1;
根据v=1.25m/s、8级精度，由《机械设计》教材得动载荷系数kv=1.09，kα=1.3，kβ=1.3。
K=KAKVKFαKFβ=1⨯1.09⨯1.3⨯1.3=1.842
（4）校正分度圆直径。
按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，
d1=d1=75.5436=77.587mm
（5）计算齿轮模数mn。
md1cosβ75.587⨯cos13o
n=Z=20
=3.77mm
1取齿轮模数mn=3.5mm。
3、计算齿轮传动的几何尺寸
（1）中心距a。
a=
（z1+z2）mn2cosβ=（31+79）⨯3
2cos13o
=169.340mm
将中心距圆整为180mm
（2）按圆整后的中心距修正螺旋角。
β=arccos
（z1+z2）mn
2a
=11.23o
（3）计算大小齿轮的分度圆直径。
dz1mn1=
cosβ=21⨯3.5
cos11.23o
mm=74.92mmdz2mn2=
cosβ=64⨯3.5
cos11.23
o
mm=288.33mm（4）计算齿轮宽度。
b=φdd1=1⨯74.92mm=74.92mm
圆整后b=75mm。
所以，大齿轮宽度b2=75mm，小齿轮宽度b1=80mm。
4、校核齿根弯曲疲劳强度
σF=
2KT1
bdmYFaYSaYεYβ≤[σF]n
得
（1）从教材图10-24，按齿面硬度查得：
小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFlim1=230MPa；
大齿轮的弯曲疲劳强度极限σFlim2=180MPa。
（2）由教材，按应力循环次数
8
N1=1.618⨯109，N2=5.3⨯011
查图10-22得，弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.892，KFN2=0.92。
3（3）计算许用弯曲疲劳应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.4。
可得
[σF1]=
KFN1σFlim1
=146.542MPaSKσ
[σF2]=FN2Flim2=118.671MPa
（4）计算当量齿数。
zv1=
z120
==21.20833o
cosβcos11.23
z264
==67.86833o
zv2=
（5）查取齿数系数及应力校正系数。
由教材图10-17、10-18、查得：
YFa1=2.815，YFa2=2.352，Ysa1=1.472，Ysa2=1.723（6）计算大小齿轮的
YFaYSa
，并加以比较：
[σF]
YFa1YSa12.815⨯1.472
==0.0282764
[σF1]146.542YFa2YSa22.352⨯1.723
==0.034149
[σF2]118.671
所以，大齿轮的
数值大。
（7）选取螺旋角系数Yβ=0.88。
（8）重合度系数Yε，由《机械设计》教材知Yε=0.63~0.87，齿轮多时取小值。
本例中齿数中等，所以，取Yε=0.65。
2）校核计算
σF2
2⨯1.842⨯1.42538⨯105=⨯2.352⨯1.723⨯0.88=100.59.6MPa≤[σF2]
75⨯70.92⨯3.5
所以，齿根弯曲疲劳强度满足要求。
5、齿轮结构设计
由于小齿轮的1的直径较小，故采用齿轮轴结构。
大齿轮2采用孔板式结构，结构尺寸按本书中的表5-11的经验公式来计算。
大齿轮2的孔径根据后续设计的中间轴配合部分的直径来确定，设计结果列于表20-4。
表20-4大齿轮结构尺寸
大齿轮2的结构草图如图20-2所示，高速级齿轮传动的尺寸列于表20-5。
图20-2大齿轮结构草图
表20-5高速级齿轮传动的尺寸
*
注：
ha,c*为齿顶高系数和顶隙系数。
GB/T1356-2001规定其标准值如下：
**①正常齿制。
当m≥1mm时，ha=1,c*=0.25;
当m
五、低速级齿轮传动的设计
低速级齿轮传动的设计过程与高速级类似，故省略。
低速级齿轮传动的尺寸列于表20-6.
表20-6低速级齿轮传动的尺寸
六、轴的初步设计计算
根据轴上零件（齿轮、带轮、轴承、联轴器）的结构尺寸、装配关系、定位、零件间的相对位置等要求，参照本书中的图5-7、图5-8、图5-10、图5-14、及表5-3，设计出图21-4的减速器装配草图。
1、轴的材料选择
根据轴的工作条件，初选轴材料为45钢，调质处理。
2、轴的最小直径估算
按本书中的式5-1进行最小直径估算，即：
d≥mm）
当该轴段上有一个键槽时，d增大5%~7%；
当有两个键槽时，d增大10%~15%。
C值
由本书中的表5-5来确定：
C=110。
1）高速轴
d'
1min==120=29.52mm因为在最小直径处开有一个键槽为了安装大带轮，所以：
d1min=d'
1min（1+7%）=29.52⨯（1+0.07）mm=31.61mm，圆整后取d1min=35mm。
2）中间轴
2min=因在中间轴最小直径安装滚动轴承，取标=120=42.65mm，
准值d2min=45mm。
3）低速轴
3min=
=120=55.03mm因在低速轴直径处安装联轴器，参见后面联轴器的选择，取联轴器孔径d3min=35mm。
3、高速轴的结构设计
高速轴系的结构尺寸如图20-3所示。
1）各轴段直径得确定
d11：
轴的最小直径，是安装大带轮的外伸轴段直径，d11=d1min=35mm。
d12：
密封处轴段直径，根据带轮轴向定位要求，定位高度h=（0.07~0.1）d11，以及密封
圈的尺寸要求，取d12=45mm。
滚动轴承处轴段直径，d13=55mm，由本书表13-1初选滚动轴承选30208，查表13-1d13：
得其尺寸为：
d⨯D⨯T⨯B=40⨯80⨯19.75⨯18mm。
d14：
过度轴段的直径，由于齿轮传动的线速度均小于2m/s，所以滚动轴承采用脂润滑，
考虑挡油盘的轴向定位，d14=35mm。
d15：
滚动轴承处轴段直径，同一个轴上安装的两个滚动滚动轴承是同一个型号，所以d15=d13=30mm。
2）各轴段长度的确定
l11：
由大带轮的轮毂孔宽度B=100mm确定，l11=98mm。
l12：
由箱体结构、轴承端盖尺寸、装配要求等确定，l12=100mm。
l13：
由滚动轴承、挡油环尺寸及装配要求等确定，l13=50mm。
l14：
由两级齿轮装配要求、箱体结构确定，l14=155mm。
l15：
由高速级小齿轮宽度b1=105mm确定，l15=105mm
3）细部结构设计
参见中间轴的结构设计。
4、中间轴的结构设计
中间轴系的初步结构如图20-4所示。
图20-3中间轴系结构图
1）各轴段直径的确定
d21：
最小直径，是滚动轴承处轴段直径，d21=d2min=30mm。
由本书中的表13-1可见，
滚动轴承选取30206，其尺寸为：
d⨯D⨯T⨯B=30⨯62⨯17.25⨯16mm。
d22：
低速级小齿轮轴段直径，根据低速级小齿轮尺寸确定，d22=60mm。
d23：
轴环直径，根据齿轮的轴向定位要求确定，d23=75mm。
d24：
高速级大齿轮轴段直径，根据低速级大齿轮尺寸确定，d24=60mm。
d25：
滚动轴承处轴段直径，同一个轴上安装的两个滚动轴承是同一个型号，所以，d25=d21=30mm。
l21：
由滚动轴承、挡油环尺寸及装配要求等确定，l21=35mm。
l22：
由低速级小齿轮的轮毂宽度B3=125mm确定，l22=123mm。
l23：
轴环宽度，l23=10mm。
l24：
由高速级大齿轮的轮毂宽度B2=100mm确定，l24=98mm。
l25：
由滚动轴承、挡油环尺寸及装配要求等确定，l25=35mm。
由本书中的表11-26查出高速级大齿轮与轴之间安装键的尺寸为：
升级会员 