电机的选择计算Word文件下载.docx
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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iX为:
ie=nm/nw=960/76.5=12.549
2.4.3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
2.5.1各轴的转速
I轴
n
I=nm=960r/m
n轴
n=m/i1=960/3=320r/m
m轴
m=nn/i2=320/4.18=76.6r/m
v轴
v=nm=76.6r/m
2.5.2各轴的输入功率
I轴Pi=Pdn1=2.69kwX0.99=2.663kw
nWPn=Pln5n4=2.663X0.99X0.97=2.557kw
川车由Pm=Pnn6n3=2.557X0.97X0.98=2.43kw
W轴Piv=Pnn1n3=2.43X0.99X0.98=2.358kw
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:
T
I=TdXn
耳1=2.68X104X0.99=2.65X104N.mm
U轴
n=TX
44
n5^4Xi1=2.65x10x0.99X0.97X3=7.63X10N.mm
川轴
rn=Tn
4/
Xn6n3Xi2=7.63X10X0.97X0.98X4.18=3.03X10
N.mm
W轴
iv=TrnX
n1n3=3.03X105X0.99X0.98=2.94X105N.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n
电机轴
2.69
4
2.68X10
1
0.99
2.663
2.65X104
13
0.98-0.9
9
2.557
7.63X104
320
3-4.18
0.98
2.43
3.03X105
76.6
4.18
0.97-0.9
8
2.358
2.94X105
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:
(THmin1=0.87HBS+380
由公式得出:
小齿轮的齿面接触疲劳强度THmin1=600Mfh;
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:
N=60njL=60X960X1X8X10X300=2.765X109
2=N/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SHmin=1
[(T]H=CHminXKHN/SHmin
•••[t]hi=600X0.91/1=546Mpa
[t]h2=550X0.93/仁511.5Mpa
T[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,则Z2=Z1Xi1=24X3=72,
取乙=72
•••实际传动比u=Z/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
zm=z1/cosS1=24/cos18.435°
=25.3
Zm=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>
2.923(ZEf]H)23KtT1/R1(1-0.5R1)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=1.5*1.25=1.875
齿轮的载荷系数K=Kv*KA*K*K1=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=d1tX3K/Kt=63.96X32.221/2=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(TFE=500Mpa;
大齿
3[4KTJR(1-0.5R)2乙2.u21]*YFaYFs/^F]
⑵查得弯曲疲劳强度寿命系数Kfni=0.86,Kfn=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=tfe1*Kfn1/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=0.01355
YFa2*Ysa2/[tf]2=2.236*1.754/240.214=0.01632
二YFa1*Ysa1/[Tf]1<
YFa2*Ysa2/[Tf]2
所以
m>
:
[4K「/[R(1-0.5」R)2乙2「u21]*YFaYFs/[;
〔F]
=3[4*2.215*2.65*104/1/3(1-0.5*1/3)2*242、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d仁66.15得,Z仁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:
d仁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.Z12—Z22=、282842=110mm
将其圆整取R=112mm
大端圆周速度:
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=175mm
3.2闭式直齿圆柱齿轮传动的设计计算
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:
小齿轮的齿面接触疲劳强度(THmin1=600Mfh;
大齿轮的齿面接触疲劳强度THmin2=550Mpa
N=60njL=60X320X1X8X10X300=9.216X10
8Q
N2=N/i1=91216X10/4.18=2.204X10
⑵查表得疲劳寿命系数:
Khn1=0.96,Khn2=0.98,取安全系数SHmin=1
[T]H=THminXKhN/SHmin
[t]H1=600X0.96/仁576Mpa
[t]h2=550X0.98/1=539Mpa
[T]H2•••取539Mp
取齿数Z1=24,则Z2=ZiXii=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vT1=7.63X104T/(N.mm),u=3,①R1=1/3.齿宽系数:
d=1
2.323KtT2/d*(u1/u)*3(ZE£
h)2
=3[1.5*7.63*104/1]*(31/3)*3(189.9539)2
=60.34mm
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/Z仁60.34/24=2.514
h=2.25mt=5.6565
b/h=60.34/5.6565=10.667
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
d1=d1tX3K/Kt=60.34X31.6401/1.5=62.16mm
m=62.16/24=2.59
(TFmin1=0.7HBS+275
(1)小齿轮的弯曲疲劳强度TFE1=500Mp;
大齿轮的弯曲疲劳强度TFE2=380Mpa
mi>
3[4KTJR(1-0.5R)2zj.u21]*YFaYFs/^F]
(2)查得弯曲疲劳强度寿命系数Kfni=0.885,Kfn=0.905.
由[Cf]=(TFminXKfN/SFmin得
[tf]1=tfe1*Kfn/S=500*0.885/1.4=316.07Mpa
[Tf]2=TFE2*Kfn/S=380*0.905/1.4=245.64Mpa
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
YFa1=2.65,YFa2=2.28
Ysa1=1.58,Ysa2=1.79
•••YFa1*Ysa1/[Tf]1=2.65*1.58/316.07=0.01324
YFa2*Ysa2/[tf]2=2.28*1.79/245.64=0.01661
所以选择怡2*Ysa2/[Tf]2=0.01661m>
前2KTJ幅乙2]*YfrYfs/[碍]
=3[2*1.559*7.63*104/1/3*242]*0.01661=1.98
按接触疲劳强度计算的分度园直径d仁62.16得,Z仁d1/m=62.16/2.5-26,
则Z2=Z1*m=26*4.167=108
d仁m*Z1=2.5*26=65mmd2=m*Z2=2.5*108=270mm
da仁d1+2ha=65+2*2.5=70mm
da2=d2+2ha=210+2*2.5=275mm
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
b=d1*d=65*1=65mm
所以去小直齿轮b仁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,二B=637Mpa,[二b]-1=59Mpa
⑵根据P1=2.663kW
T1=2.65X10
n1=960r/m3
初步确定轴的最小直径
取c=118mm
dmin>
c3P/n=118X32.663/960〜16.58mm
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:
Ft仁2T1/dm仁2X2.65X104/58.125=911.82N
②径向力:
Fr仁Ft1*tan20
cosSi=911.82NXtan20xcos18.435=314.83N
③轴向力:
Fa1=Ft1*tan20°
*sin18.435°
=104.97N
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-U轴端右端需要制出一轴肩di-n=30mm故取dn-B=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
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dn-b=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-iv=40mmdm-v=50mmdv-可=40mmLb-iv=17mm
取安装齿轮处的轴端W-%的直径dw-皿=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-皿=58mm
由轴承盖宽度和套筒宽宽的确定Ln-m=44mm
至此,已经初步确定了轴的各段直径和长度
HC
(6)求轴上的载荷如图3-2
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
■/Lw-v=56mm轴承的T=19.75mma=17.6
•••L2=Lw-v+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=0,二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=0,二RCz=[Fr1(L2+L3)-Fal*dm1/2]/L2=[314.83X(60+40)
104.97X50.125/2]/L2=480.86N
T'
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=,91182228851.62=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:
tMDVM1D,取M=M1D=3117.814N.m
又•••抗弯截面系数:
W=0.1cf=0.1X323=3276.8mrn
.(T=-M12(T1)2/W=95637.71(0.62.65104)2/3276.8=29.58Pa所以满足强度要求
332减速器的低速轴U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,二B=637Mpa,[二b]一1=59Mpa
(2)根据P=2.557
T1=7.63XX104N
n1=320r/m
(3)初步确定轴的最小直径
c3P/n=118X32.557/320〜23.59mm
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:
Ft仁2T1/dm仁2X7.63X104/174.375=875.125N
径向力:
Fr仁Ft1*tan20°
*cosS2=875.125Xtan20°
Xcos18.44°
=302.105N
轴向力:
Fa仁Ft1*tan20°
*sinS2=875.125Xtan20°
Xsin18.44°
=100.75N
(5)作用在小齿轮上力:
圆周力:
Ft3=2T2/d仁2X7.63X104/60=2543.33N
径向