YZR系列三相异步电动机结构设计.doc

机械设计课程设计YZR系列三相异步电动机结构设计1. 电机选择1.1选择YZR系列三相异步电动机工作机所需输入 功率所需电动机的输出功率传递装置总效率式中：: 刚性联轴器的传动效率0.99：蜗杆的传动效率0.75：斜齿轮的传动效率0.97：每一对轴承的传动效率0.98：弹性联轴器的传动效率0.992：卷筒的传递效率0.96所以P=故查表可选电动机的额定功率为3kw 符合这一要求的同步转速有750r/min , 1000r/min , 1500r/min表1.1 电机容量的选择比较表方案型号额定功率/kw 转速 r/min重量价格1YZR132S-6 3 960 中 中2YZR132M-8 3 710 重 高3YZR100L2-43 1420 轻 低 由P=2.92kw可选择以上种机型，它们的额定功率均为3kw，但相比起来考虑电动机和传动装置的尺,重量,自锁安全及成本，可见第一种方案较合理，因此选择型号为：YZR132S2-6的电动机。2选择传动比2.1总传动比2.2减速装置的传动比分配对于蜗杆减速器,取齿轮传动比为 选择= 4 所以 3运动和动力参数的计算将传动装置各轴从高速到低速依次定为I轴 II轴 III轴 IV轴 ： 依次为电动机与I轴 I轴与II轴 II轴与III轴 III轴与V轴的传动效率 则：3.1.各轴的转速3.2.各轴的输入功率轴 轴 轴 轴 3.3.各轴的输出功率轴 轴 轴 轴 3.4各轴的输入转矩电动机 轴 轴 轴 轴 3.5各轴的输出转矩轴 轴 轴 轴 表3.1 各轴的运动参数表轴号输入功率输出功率输入转矩(Nm)输出转矩(Nm)转速(r/min)传动i效率电机轴32.9229.6429.0596010.991轴2.892.7428.7528.1833.9828.250.7352轴2.122.08595.80583.8933.9810.97023轴2.062.02 578.96567.3833.983.7080.9506卷轴2.001.962236.82192.068.494.蜗轮蜗杆的选择 4.1选择蜗轮蜗杆的传动类型根据GB/T100851988 选择ZI4.2选择材料考虑到蜗杆传动功率，速度只是中等，蜗杆选45刚 （调质），因希望效率高些，耐磨性好些，故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度为45-55HRC。蜗轮用2CuSn10P1金属模制造，为了节约材料仅齿圈选青铜，而轮芯用灰铸铁HT100制造。4.3按齿面接触疲劳强度计算进行设计根据闭式蜗杆传动的设计进行计算，先按齿面接触疲劳强度计算进行设计，再校对齿根弯曲疲劳强度。由式（11-12）， 传动中心距，（1）确定作用在蜗杆上转矩 T 由前面的设计知作用在蜗轮上的转矩T,按,估取，则（2）确定载荷系数K因工作有小冲击，启动频繁，取载荷分布不均系数；由表11-5选取使用系数；由于转速不大，工作冲击不大，可取动载系；则（3）确定弹性影响系数因选用的是45刚的蜗杆和铸锡青铜蜗轮匹配的缘故，有 （4）确定涡轮齿数； 取57（5）确定许用接触应力根据选用的蜗轮材料为铸锡磷青铜，金属模制造，蜗杆的螺旋齿面硬度45HRC，可从11-7中查蜗轮的基本许用应力应力循环次数 寿命系数则 （6）计算值 取=2, 则从表11-2中查取 模数m=6.3蜗杆分度圆直径=63mm4.4蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸4.4.1中心距 4.4.2蜗杆直径系数齿顶圆直径 齿根圆直径分度圆导程角蜗杆轴向齿厚4.4.3蜗轮蜗轮齿数, 变位系数验算传动比i=57/2=28.5误差为是允许值的。蜗轮分度圆直径喉圆直径 齿根圆直径 咽喉母圆半径4.5校核齿根弯曲疲劳强度当量齿数 根据 从图11-17可查得齿形系数Y=2.31螺旋角系数 许用弯曲应力从表11-8中查得由2uSn10P1金属模制造的蜗轮的基本许用弯曲应力=56Pa寿命系数弯曲强度是满足的。4.6验算效率已知；与相对滑动速度有关。从表11-18中用差值法查得： 代入式中， 得大于原估计值。因此不用重算。4.7精度等级公差和表面粗糙度的确定考虑到所设计的蜗杆传动是动力传动，属于通用机械减速器，从GB/T10089-1988圆柱蜗杆，蜗轮精度选择7级精度，侧隙种类为f,标注为8f GB/T10089-1988。 5.圆柱齿轮的设计P=990.317KW i=45.1材料选择（1）材料小齿轮的材料为40，硬度为50HRC 大齿轮的材料45刚（调质），硬度为45HRC（2）精度等级选8精度。螺旋角 压力角 （3）齿数选小齿轮齿数， 所以大齿轮齿数取5.2按齿面接触强度计算设计按式（10-21）试算，即5.2.1确定各计算值（1）试选计算小齿轮传递的扭矩T= 因大小齿轮均为硬齿面，故宜选用较小的齿宽系数。由表10-7选取齿宽系数（2）由表10-6查得材料的弹性影响系数 由表10-20得区域系数 （3）由式10-21计算接触疲劳强度用重合度 （4）由式10-13计算应力系数由图10-21e按齿面硬度查得： 小齿轮的接触疲劳强度极限 大齿轮的接触疲劳强度极限 （5）由图10-19取接触疲劳寿命系数（6）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数，由式10-14得则许用应力5.2.2计算（1）试算小齿轮的分度圆的直径代入中较小值 （2）计算圆周速度（3）计算齿宽 （4）计算载荷系数已知使用系数由图10-8查得动载系数，由表10-3查的斜齿轮=，由表10-4用差值得8级精度，小齿轮相对支承非对称布置时， 故载荷系数，（6）按实际的载荷系数校正算的分度圆直径，有式（10-10）得（7）计算模数5.2.3按齿根弯曲强度计算设计5.2.3.1 由式（10-20）得弯曲强度计算设计 公式内容的各计算值（1）试选载荷系数。（2）由式（10-18）可得计算弯曲疲劳强度的重合度 （3）由式（10-19）可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角。 （4）计算 由当量齿数 查图（10-17）得齿形系数 查图（10-18）得齿形系数 由图10-24d查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限 由图10-22查得安全系数为S=1.4；取弯曲疲劳寿命系数 由于安全系数由式（10-12）得因为小齿轮的大于大齿轮，取（5）计算模数5.2.3.2调整齿轮模数（1）计算实际载荷系数前的数据准备 圆周速度 齿宽 齿高及宽高比 （2）计算实际载荷系数根据，8级精度，由图查得动载荷系数由查表得齿间载荷分配系数由表用插值法查得则载荷系数为 （3）设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积有关），可取由弯曲疲劳强度算得的模数4.0mm并就近圆整为标准值。按接触疲劳强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数。 取 取这样设计出的齿轮传动既满足了齿面接触疲劳强度又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。5.2.4几何尺寸计算（1）计算中心距将中心距圆整为278mm （2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 ；因值改变不大故参数 等不做修正 计算大小齿轮的分度圆直径 计算齿轮宽度 ；圆整后取86因为小齿轮要比大齿轮宽58mm，所以大齿轮宽度取80. 结构设计 均可以做成实心结构的齿轮5.2.5圆整中心距后的强度校核齿轮副的中心距在圆整之后，一些参数均发生变化，应重新校核齿轮强度，以明确齿轮的工作能力。(1) 齿面接触疲劳强度校核 按前述类似的做法，先计算式（10-22）中的各参数。这里仅给出计算结果：，。将它们代入式（10-22）得到满足齿面接触疲劳强度条件。(2) 齿根弯曲疲劳强度校核 按前述类似做法，先计算式（10-17）中的各参数，这里仅给出计算结果：，。将它们代入式（10-17）得到齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。5.2.6主要设计结论 齿数，模数，压力角，螺旋角，变位系数，中心距，齿宽，小齿轮选用40，大齿轮选用45钢（调质），齿轮按8级精度设计。6.轴的设计计算6.1.蜗杆的设计蜗杆上的功率P 转速N和转矩分T别如下：P=2.89kw N=960r/min T=28.751按扭矩初算轴径选用40Cr调质，硬度为根据教材式，并查教材表15-3，取考虑到有键槽，将直径增大7%，则：因此选6.2蜗杆的结构设计（1）蜗杆上零件的定位，固定和装配一级蜗杆减速器可将蜗轮安排在箱体中间，两队轴承对成分布，蜗杆由轴肩定位，蜗杆轴向用平键连接和定位。端：轴的最小直径为安装联轴器处的直径，故同时选用联轴器的转矩计算，查教材14-1，考虑到转矩变化很小，故取按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件和考虑到蜗杆与电动机连接处电动机输出轴的直径查机械手册表13-10选用TL6型号弹性套柱销表6.1 联轴器型号额定转距许用转速轴的直径（mm）D(mm)250 38006082 38 160查标准可知轴颈为38mm可选圆锥滚子轴承的型号为02系列30210型，d=50, D=90，B=20. 图6.1 蜗杆轴6.3输出（蜗轮）轴的设计6.3.1输出轴的设计计算（1）输出轴上的功率，转速和转矩 , ,（2）初步确定轴径的最小直径选用45钢，硬度根具教材公式式，并查教材表15-3，取考虑到键槽，将直径增大7%，则；所以，经查表选用6.3.2轴的结构设计（1）轴上的零件定位，固定和装配蜗轮蜗杆单级减速装置中，可将蜗轮安装在箱体中央，相对两轴承对称分布，蜗轮左面用轴肩定位，右端面用轴端盖定位，轴向采用键和过度配合，两轴承分别以轴承肩和轴端盖定位，周向定位则采用过度配合或过盈配合，轴呈阶梯状，左轴承从左面装入，右轴承从右面装入。（2）确定轴的各段直径和长度轴的最小直径为安装联轴器处的直径，故同时选用联轴器的转矩计算，查教材14-1，考虑到转矩变化很小，故取由输出端开始往里设计。查机械设计手册选用HL4弹性柱销联轴器。表6.2 联轴器型号公称转矩许用转速（r/min）LL轴孔直径(mm)GL8100022408411255I-II段：，。轴上键槽取， II-III段：因定位轴肩高度，-IV段：初选用单列角接触球轴承，参照要求取型号为02系列30213型圆锥滚子轴承，考虑到轴承右端用套筒定位，取齿轮距箱体内壁一段距离a=10mm，考虑到箱体误差在确定滚动轴承时应据箱体内壁一段距离S，取S=7。-V段：为安装蜗轮轴段 ，-段：是轴承定位部分（3）轴上零件的周向定位蜗轮、半联轴器与轴的定位均采用平键连接。按由教材表6-1查毒平键截面，键槽用铣刀加工，长为63mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对称，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；同样半联轴器与轴的连接，选用平键分别为，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。（4）轴端倒角参考教材表15-2，取轴端倒角为圆角和倒角尺寸，各轴肩的圆角半径为12 图6.2 中间轴6.4轴的校核6.4.1输入（蜗杆）轴的校核（1）轴的载荷计算图6.2 受力分析图可以看出截面c是轴的危险截面 表6.3 轴上的载荷载荷HV支反力N2066.62066.67036.2弯矩Mn*mm总弯矩M扭矩T=82664,故安全。（2）精度校核轴的疲劳强度由于轴的最小直径是按扭矩强度为宽裕确定的，所以截面均无需校核。由第三章附表可知键槽的应力集中系数比过盈配合小，因而该轴只需校核截面E左右两侧即可。截面E左侧抗截面系数抗扭截面系数截面E左侧弯矩截面E上扭矩 轴的材料为45钢，调质处理由表11-1查得 ，截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及因，,又由附图3-1可知轴的材料敏性系数，故有效应力集中系数教材附图3-2尺寸系数，教材附图3-4 轴未经表面强化处理又由3-1与3-2的碳钢的特性系数计算安全系数截面E右侧抗截面系数按教材表15-4中的公式计算抗扭截面系数弯矩及扭转切应力为过盈配合处由附表3-8用插值法求出并取 =3.16，故附图3-4 表面质量系数 轴未经表面强化处理又由3-1与3-2的碳钢的特性系数计算安全系数6.4.2输出（蜗轮）轴的校核（1）轴的载荷 图6.3 受力分析图可以看出截面c是轴的危险截面 表6.4 轴上的载荷载荷HV支反力N1666.681666.68606.62606.62弯矩Mn*mm总弯矩M扭矩T=826670故安全。（2）精度校核轴的疲劳强度由于轴的最小直径是按扭矩强度为宽裕确定的，所以截面均无需校核。由第三章附表可知键槽的应力集中系数比过盈配合小，因而该轴只需校核截面E左右两侧即可。截面E左侧抗截面系数抗扭截面系数截面E左侧弯矩截面E上扭矩 轴的材料为40Cr，调质处理由表11-1查得 ，截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按附表3-2查取。因，经插值后可查得,又由附图3-1可知轴的材料敏性系数，故有效应力集中系数教材附图3-2尺寸系数，按附图3-3的扭转尺寸系数轴按磨削加工，由教材附图3-4得表面质量系数为 轴未经表面强化处理，即，则得综合系数为又由3-1与3-2的40Cr的特性系数计算安全系数截面E右侧抗截面系数按教材表15-4中的公式计算抗扭截面系数弯矩及扭转切应力为过盈配合处由附表3-8用插值法求出并取 =3.16，故附图3-4 表面质量系数 轴未经表面强化处理又由3-1与3-2的碳钢的特性系数计算安全系数此轴强度足够。7.滚动轴承的选择及校核计算根据条件，轴承预计寿命：=16128小时7.1计算输入轴轴承（1）已知n=33.98r/min两轴承径向反力：FR1=FR2=2066.6N初选两轴承为02系列30210型圆锥滚子轴承根据教材P318表13-7得轴承内部轴向力Fd=1405.288N（2）FS1+Fa=FS2 Fa=0故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端FA1=FS1=1405.288N FA2=FS2=1405.288N（3）求系数x、yFA1/FR1=1405.288N/2066.6N=0.68FA2/FR2=1405.288N/2066.6N=0.68根据教材P321表13-5得e=0.68FA1/FR1=e ，x1=1 ，y1=0 ； FA2/FR2=e ， x2=1， y2=0（4）计算当量载荷P1、P2根据教材P321表13-6取载荷系数fP=1.5根据教材P320式13-8a得P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5(12066.6+0)=3099.9NP2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5(12066.6+0)=3099.9N（5）轴承寿命计算P1=P2 故取P=3099.9N角接触球轴承=3根据手册得7206AC型的C=22000N由教材P320式13-5a得h12168h预期寿命足够7.2计算输出轴轴承（1）已知 FR=FAZ=8231.725N单列角接触球轴承7213AC根据教材P322表13-7得FS=0.68FR，则FS1=FS2=0.68FR=0.688231.725=5597.573N（2）计算轴向载荷FA1、FA2FS1+Fa=FS2 Fa=0任意用一端为压紧端，1为压紧端，2为放松端两轴承轴向载荷：FA1=FA2=FS1=5597.573N（3）求系数x、yFA1/FR1=5597.573/8231.725=0.68FA2/FR2=5597.573/8231.725=0.68根据教材P321表11-8得：e=0.68FA1/FR1=e ，x1=1，y1=0FA2/FR2=e ，x2=1，y2=0（4）计算当量动载荷P1、P2根据表P321表13-6取fP=1.5根据式13-8a得P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5(18231.725)=12347.5875NP2=fP(x2FR2+y2FA2)=1.5(18231.725)=12347.5875N(5)计算轴承寿命LHP1=P2 故P= 12347.5875N, =3根据手册P71 7213AC型轴承Cr=66500N根据教材P320 表13-4得：ft=1根据教材P320式13-5a48000h此轴承合格。8.键连接的选择及校核计算8.1输入轴与电动机轴采用平键连接轴径d1=38mm，L1=58mm查设计手册P123 选用A型平键，得：b=10, h=8 , L=40, 即：键1040GB/T1096-2003l=L-b=30mm 根据教材P106式6-1得8.2输出轴与联轴器连接采用平键连接轴径d=55mm L3=84-2mm 查手册P51 选A型平键，得：b=16 h=10 L=63 即：键1050 GB/T1096-2003l=L-b=47mm8.3输出轴与蜗轮连接用平键连接轴径d=69mm , L=80mm , 查表14-24 选用A型平键，得：b=20mm , h=12mm , L=63mm, 即：键1680GB/T1096-2003l= L-b=43mm 根据教材P106（6-1）式得 9.润滑和密封说明9.1润滑说明因为是下置式蜗杆减速器，且其传动的圆周速度，故蜗杆采用浸油润滑，取浸油深度h=9mm；润滑油使用50号机械润滑油。轴承采用润滑脂润滑，因为轴承转速n1500r /min，所以选择润滑脂的填入量为轴承空隙体积的1/2。9.2密封说明在试运转过程中，所有联接面及轴伸密封处都不允许漏油。剖分面允许涂以密封胶或水玻璃，不允许使用任何碘片。轴伸处密封应涂上润滑脂。 10拆装和调整的说明在安装调整滚动轴承时，必须保证一定的轴向游隙，因为游隙大小将影响轴承的正常工作。在安装齿轮或蜗杆蜗轮后，必须保证需要的侧隙及齿面接触斑点，侧隙和接触斑点是由传动精度确定的，可查手册。当传动侧隙及接触斑点不符合精度要求时，可以对齿面进行刮研、跑合或调整传动件的啮合位置。也可调整蜗轮轴垫片，使蜗杆轴心线通过蜗轮中间平面。11减速箱体的附件说明机座和箱体等零件工作能力的主要指标是刚度，箱体的一些结构尺寸，如壁厚、凸缘宽度、肋板厚度等，对机座和箱体的工作能力、材料消耗、质量和成本，均有重大影响。但是由于其形状的不规则和应力分布的复杂性，未能进行强度和刚度的分析计算，但是可以根据经验公式大概计算出尺寸，加上一个安全系数也可以保证箱体的刚度和强度。箱体的大小是根据内部传动件的尺寸大小及考虑散热、润滑等因素后确定的。 12.设计小结转眼间，到大三了，刚拿到任务书时心里就憋着一股劲，心里就想一定要把课程设计做好，让老师和自己满意。此次机械设计课程设计主要分为四个阶段。第一阶段，设计计算阶段。在这一阶段中，经过老师的开题讲座，我明白了我们课程设计到底要设计什么，哪一阶段该干些什么，都有什么工作需要做，以及要用到哪些方面的知识。在设计计算阶段中，我们有很大的工作量，有非常非常多的东西需要去计算、设计和选择。其中我遇到了最大的一个问题就是蜗轮的传动比分配不合理。这个问题直接导致了我重新分配传动比，并且多次进行了对减速器的各个零件的计算设计及选用的工作。第二阶段，减速器装配图草图绘制阶段。在这一阶段我们主要是根据在第一阶段我们计算的基础上在图纸上进行绘制，要确定箱体的尺寸，以及各个零件在箱体上的安装位置。在老师的指导下，我参考查阅了很多相关书籍资料，最终经过不懈的努力终于把草图绘制出来了。第三阶段，用CAD绘制装配图和零件图。鉴于前两个阶段对各个部分做的比较仔细所以各个零件的尺寸及结构很快的就绘制出来了，但是由于对工程制图的好多相关知识的模糊遗忘，在绘制标准件和减速器附件时不是很顺利，要不停的去查