电机的选择计算DOCWord下载.docx
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表2-2
尺寸/mm
型号
H
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：
i刀=nm/nw=960/76.5=12.549
243分配传动比：
心=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
I轴
n
I=nm=960r/m
n轴
n=nI/i1=960/3=320r/m
m轴
m=nn/i2=320/4.18=76.6r/m
w轴
w=nm=76.6r/m
各轴的输入功率
P
I=Pdn1=2.69kwX0.99=2.663kw
n=Pin5n4=2.663X0.99X0.97=2.557kw
m=Pnn6n3=2.557X0.97x0.98=2.43kw
w=Pnn1n3=2.43X0.99x0.98=2.358kw
2.5.1各轴的转速
2.5.2
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
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=600Mp；
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:
9
Ni=60njL=60X960X1X8X10X300=2.765X10
N2=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Smin=1二[CCHminXKhN/SHmin
•••[（T]h1=600X0.91/1=546Mpa
[T]h2=550X0.93/1=511.5Mpa
•.•[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Z2=72
•••实际传动比u=Z2/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
=25.3
Zm=zi/cosSi=24/cos18.435
=227.68
ZE=189.8,取载荷系数Kt=2.0
Zm2=Z2/cosS2=72/cos71.565
（4）查表有材料弹性影响系数
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>
2.92y（ZE/[cr]H）2MyKtT1/*R1（1-0.50R1）2*u=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Kot=1.0
取轴承系数kP=1.5*1.25=1.875
齿轮的载荷系数K=Kv*KA*Ka*O=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=d1tX3'
K/Kt=63.96X幼2.221/2=66.15mm
m=66.15/24=2.75
d.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（TFE1=500Mpa；
大齿轮的弯曲疲劳强度（TFE2=380Mpa
m>
d4KT1/*R（1-0.5*R）2Z12Ju2+1］*YpaYps/［升］
⑵查得弯曲疲劳强度寿命系数畑1=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[Cf]=CFminXKfN/SFmin得
[cf]1=CFE1*Kfni/S=500*0.86/1.4=308.929Mpa
[cf]2=cfe2*Kfn/S=380*0.88/1.4=240.214Mpa计算载荷系数
K=Kv*KA*Ka*KP=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/[cf]并加以比较
•••YFa1*Ysa1/[cf]1=2.65*1.58/308.928=0.01355
YFa2*Ysa2/[cf]2=2.236*1.754/240.214=0.01632
二YFa1*Ysa1/[cf]1<
YFa2*Ysa2/[Cf]2
所以选择YFa2*Ysa2/[Cf]2=0.01632
*4KT1/恤1一0.5悚）2Z12Ju2+1]*YFaYFs/[升]
4*2.215*2.65*104/1/3（1-0.5*1/3）2*24
=&
4*2.215*2.65*104/1/3（1-0.5*1/3）2*242丁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=70mmd2=m*Z2=2.5*82=210mm
齿顶圆直径：
da1=d1+2m*cos3i=70+2*2.5*cos18.435°
=74.74mm
=211.58mm
da2=d2+2m*cos32=210+2*2.5*cos71.565
齿根圆直径:
df1=d1-2.4m*cos3i=70-2*2.5*cos18.435
df2=d2-2.4m*cos32=210-2*2.5*cos71.565
齿轮锥距：
R=o.5g/Z12+Z22=J282+842=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=175mm3.2闭式直齿圆柱齿轮传动的设计计算
大齿轮的齿面接触疲劳强度THmin2=550Mpa
8
N=60njL=60X320X1X8X10X300=9.216X10
2=N/i1=91216X108/4.18=2.204X108
⑵查表得疲劳寿命系数：
KhN=0.96,KHN2=0.98,取安全系数Snmin=1
[（T]H=HminXKhN/SHmin
•°
・[T]h1=600X0.96/1=576Mpa
[T]hf550X0.98/1=539Mpa
[T]H2•••取539Mpa
取齿数Z1=24，贝UZ2=Z1Xi1=24X4.18=100，
取乙=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•••T1=7.63X1O4T/（N.mm）,u=3,①R1=1/3.
齿宽系数：
帕=1
2.32yKtT2/<
M*（u+1/u）*#（ZE/[cr]H「*
=3/[1.5*7.63*104/1]*（3+1/3）*g（189.9/539）2
=60.34mm
v=n*d1t*nI/60000=3.14*60.34*320/60000=1.0104m/s
齿宽bMd*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
根据v=1.0104m/s，查表得：
Kv=1.05,又查表得出使用系数KA=1.OO
取动载系数Kot=1.1
取轴承系数KP=1.1*1.25=1.42
齿轮的载荷系数K=Kv*KA*Ka*KP=1.6401
⑶按齿轮的实际载荷系数所得的分度圆直径由公式
d1=d1tx3k/Kt=60.34X^1.6401/1.5=62.16mm
m=62.16/24=2.59
c.按齿根弯曲疲劳强度设计：
7Fmin1=0.7HBS+275
（1）小齿轮的弯曲疲劳强度7FE1=5OOMp；
大齿轮的弯曲疲劳强度7FE2=380Mpa
么4«
「/*R（1-0.5*R）2zjJu2+1]*YFaYFs/[^f]⑵查得弯曲疲劳强度寿命系数Kfni=0.885,Kfn=0.905.计算弯曲疲劳强度的许用应力，安全系数取S=1.4
由[（7f]=（7FminXKfN/SFmin得
[7f]1=7FE1*Kfn1/S=500*0.885/1.4=316.07Mpa
[（Tf]2=Cfe2*Kfn/S=380*0.905/1.4=245.64Mpa
计算载荷系数
由b/h=10.667,k甲=1.42查得KFP=1.45
K=Kv*KA*Ka*KFP=1*1.05*1.1*1.35=1.559
YFa1=2.65,YFa2=2.28
Ysa1=1.58,Ysa2=1.79
3.计算小齿轮的YFa*Ysa/[Tf]并加以比较
•••YFa1*Ysa1/[Tf]1=2.65*1.58/316.07=0.01324YFa2*Ysa2/[Tf]2=2.28*1.79/245.64=0.01661
二YFa1*Ysa1/[Tf]1<
YFa2*Ysa2/[Tf]2
所以选择YFa2*Ysa2/[Tf]2=0.01661
前2KTi/忸Zi2]*YFaYFs/g]
:
=逅*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：
d1=m*Z1=2.5*26=65mmd2=m*Z2=2.5*108=270mm
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
df2=d2-2hf=210-2*2.5*（1+0.25）=263.75mm
齿轮中心距：
R=（d1+d2）12=（65+270）/2=167.5,mm
b=dlFd=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，C7B=637Mpa,gb]-1=59Mpa
⑵根据P1=2.663kW
T1=2.65X104
n1=960r/m3
初步确定轴的最小直径
取c=118mm
dmin>
cVP7n=118X&
2.663/960~16.58mm
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=955OXP/n=9550X2.663/960=26.19N
Tc=KT=1.5X26.19=39.3N.m联轴器的需用转矩Tn=125O>
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：
Ft1=2T1/dm1=2X2.65X104/58.125=911.82N
2径向力：
Fr仁Ft1*tan20°
*cos§
1=911.82NXtan20°
Xcos18.435°
=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-n轴端右端需要制出一轴肩di-n=30mm故取dn-m=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-m=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-w=40mmdw-V=50mmdv-可=40mmLm-w=17mm
取安装齿轮处的轴端W-VD的直径d可-vn=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-V=58mm
由轴承盖宽度和套筒宽宽的确定Ln-m=44mm
d可-w
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：
r-ti
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=LV+2（T-a）=56+2X（19.75-17.6）=60.3mm
根据实际情况取L2=60mm估取L3=40mm
•••送mb=0,•••Rcy=Ft1（L2+L3）/L2=911.82X（60+40）/60=1519.7N
•••送丫，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：
•••送mb=0,•••RCz=[Fr1（L2+L3）-Fal*dm1/2]/L2=[314.83X（60+40）-104.97
X50.125/2]/L2=480.86N
•••送Z=0,ARBz=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：
MpMcy2+MCz2=J911822+28851.62=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：
•••MDVM1D；
.取M=M1D=3117.814N.m
又•••抗弯截面系数：
W=0.1d=0.1X32=3276.8mm
95637.712+（0.6^2.65勺04）2/3276.8=29.58Pa
•••（T=Jm12+（GT1）2/W=j95637.712+（0.6^2.65勺04）2/3276.8=29.58Pa所以满足强度要求
3.3.2减速器的低速轴n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，CTB=637Mpa，[crb]-1=59Mpa
⑵根据P=2.557
T1=7.63XX10N
n1=320r/m
（3）初步确定轴的最小直径
cVP/n=118X丁2.557/320〜23.59mm
故dmin=23.59X1.05=24.77mm,取d=25mm
dm1=（1-0.5Xb/R）Xd=174.375mm
XCOS18.44°
⑷大锥齿轮圆周力：
Ft1=2T1/dm1=2X7.63X104/174.375=875.125N径向力：
*cosS2=875.125Xtan20
=302.105N
Xsin18.44°
轴向力：
Fa仁Ft1*tan20°
*sinS2=875.125Xtan20=100.75N
（5）作用在小齿轮上力：
圆周力：
Ft3=2T2/d1=2X7.63X104/60=2543.33N
径向力：
Fr3=Ft3Xtan20°
=243.33Xtan20°
=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
故选单列圆锥
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，滚子轴承。
参照工作要求根据dmin=25mn取di-n=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=30mmD=62mmT=17.25,
B=16,C=14,所以ck-灯=30mm如图3-4
[LSJI
JI--
■
I
图3-4
取安装大圆锥齿轮处的轴端n-m的直径dn-B=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-灯=58.5mm
由轴承盖宽度和套筒宽宽的确定Ln-m=59.8mm
安装小齿轮为齿轮轴，其齿宽为65mm直径为55mm所以dm-珂=55mmLm-
IV=64mn轴W-V段根据挡油环河套筒得出dm-v=40mmL^-v=38mm
dI-n=30mmLi-n=38mm
dn-rn=50mmLn-rn=49mm
dv-可=30mm
至此已经初步确定了轴的各段直
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