Y系列三相异步电动机计算说明书.docx

4th 设 计 过 程设计结果1、 选择电动机 1.电动机类型的选择根据动力源和工作条件，选用Y系列三相异步电动机。2. 电动机功率的选择工作机所需要的有效功率Pw为 kw=2.9kw其中，w为工作机的传动功率。 传动装置的总效率为 =1*2*3*4*5=0.657其中，各传动机构的效率，根据表2-4可查出（课程设计）： 1=0.94卷筒的传动效率； 2=0.99滚动轴承传动效率（球）； 3=0.97十字滑块联轴器传动效率； 4=0.75双头蜗杆传动效率； 5=0.99弹性联轴器传动效率； 6=0.98滚动轴承传动效率（滚子）。电动机所需功率Pd为 =4.4kw由式2-5，Pm=（13）P。知电动机额定功率Pm： Pm=（4.45.72）kw查表16-3（课程设计），选择额定功率为5.5kw。3电动机转速的选择电动机的可采用同步转速有1000r/min和1500r/min两种，对比两种转速作对比。由表16-3知：同步转速1000r/min，其满载转速nm=960r/min;同步转速1500r/min，其满载转速nm=1440r/min。工作机的转速为nwr/min=57.3r/min总传动比i=n/nw ，其中n为电动机满载转速。现在将两种电动机的有关数据列于表1-1作比较 表1-1 两种电动机的数据比较方案电动机型号额定功率/kw同步转速（r/min）满载转速（r/min）总传动比iY132M2-65.5100096016.754Y132S-45.51500144025.131由表1-1可知，方案总传动比过大，为了使传动装置结构紧凑，选用传动方案较为合理。4. 电动机型号确定根据电动机功率和同步转速，选定电动机型号Y132M2-6。其有关数据参数： 电动机满载转速 960r/min; 电动机额定功率 5.5kw; 电动机的外伸轴直径 38mm； 电动机的外伸轴长度 80mm。2、 传动装置的运动学和动力参数计算1.总传动比的分配 总传动比i=16.754； 由于是蜗杆涡轮传动，所以i=16.754； 公式： P1=P0*5*6=5.3361kw P2=P0*5*6*4=4.0021kw；则有： T1=53083 Nmm；（蜗杆） T2=667000 Nmm；（输出轴）2. 蜗杆涡轮的受力分析计算： Pw=2.9kw =65.7%Pm=5.5kwn=57.3r/min7th设 计 过 程设计结果现在将两种电动机的有关数据列于表1-1作比较 表1-1 两种电动机的数据比较方案电动机型号额定功率/kw同步转速（r/min）满载转速（r/min）总传动比iY132M2-65.5100096016.754Y132S-45.51500144025.131由表1-1可知，方案总传动比过大，为了使传动装置结构紧凑，选用传动方案较为合理。5. 电动机型号确定根据电动机功率和同步转速，选定电动机型号Y132M2-6。其有关数据参数： 电动机满载转速 960r/min; 电动机额定功率 5.5kw; 电动机的外伸轴直径 38mm； 电动机的外伸轴长度 80mm。3、 传动装置的运动学和动力参数计算1.总传动比的分配 总传动比i=16.754； 由于是蜗杆涡轮传动，所以i=16.754；2.输出轴和蜗杆的功率及其扭矩。 公式： P1=P0*5*6=5.3361kw P2=P0*5*6*4=4.0021kw；则有： T1=54166 Nmm；（蜗杆） T2=680625 Nmm；（输出轴） 3.蜗杆涡轮的受力分析计算： Ft1=Fa2=2T1/d1； Fa1=Ft2=2T2/d2； Fr1=Fr2=Ft2tan a； 所以，有： Ft1=Fa2=1354 N Fa1=Ft2=5005 N Fr1=Fr2=1822 N 电动机型号： Y132M2-6 额定功率： P=5.5kw 满载转速： n=960r/min 总传动比： i=16.754 P1=5.3361kw; P2=4.0021kw. T1=54166 Nmm；（蜗杆）T2=680625 Nmm；（输出轴） Ft1=Fa2=1354 N Fa1=Ft2=5005 N Fr1=Fr2=1822 N 48th设 计 过 程设计结果4、 蜗轮蜗杆的参数设计 1.选择蜗杆的传动类型根据GB/ 10085-1988的推荐，采用渐开线蜗杆（ZI）。2. 选择材料由于蜗杆传动功率不是太大，速度只是中等，故蜗杆可选用45钢；而又希望效率高些，耐磨性好些，所以蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度为4555HRC。蜗轮用铸锡磷青铜（ZCuSn10P1）,金属模铸造。为节约贵重的有色金属材料和降低加工难度，仅齿圈用青铜制造，而轮芯用45钢铸造。【注：整体浇铸主要用于制造尺寸很小的青铜蜗轮】3.根据闭式蜗杆传动设计准则，先按解除疲劳强度进行设计，再校核齿根弯曲疲劳强度。由式： a.确定作用在蜗轮上的转矩T2=680625见第2页b.确定载荷系数K=1；KA=1.15（空载启动） Kv=1.1则：K=KA*K*Kv=1.15*1*1.11.21c.确定弹性影响系数ZE因为选用铸锡磷青铜蜗轮和45钢蜗杆相配，则： ZE =160Mpa d.确定蜗轮齿数=2*16.754=34 E.确定许用接触应力【】从表11-7中可查得基本许用应力=268Mpa则：应力循环次数：N=60jLh=60*1*57.3*29200=1.00*（10）8寿命系数：=0.8799则：【】=*=0.8799*268Mpa=236Mpa因为=2，故从表11-2中取模数m=8，蜗杆的分度圆直径=80mm。要求寿命：=8*365*10=29200h =34=2 m=8=80mm设 计 过 程设计结果4.蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸A.中心距： =（80+34*8）/2 mm=176mmB.蜗杆： 轴向齿距:Pa=m*3.14=25.133mm 直径系数：=10 齿顶圆直径：=80+2*8=96mm 齿根圆直径：=60.8mm 分度圆导程角： 蜗杆轴向齿厚：=0.5*3.14*8 mm=12.57mm 变位系数：=0C.蜗轮： 分度圆直径：=272mm 喉圆直径：=288mm 齿根圆直径：=252.8mm 咽喉圆半径：=32mm5. 校核齿根弯曲疲劳强度 A.当量齿数： =34/(（cos1.31）3)=36.06 根据齿数，从图11-17中可查得齿形系数 螺旋角系数：=0.9192 许用弯曲应力： a=176mm =96mm =60.8mm =272mm =252.8mm 设 计 过 程设计结果 B.从表11-8中查得ZCuSn10P1制造的蜗轮基本许用弯曲应力=56MPa。寿命系数=0.843 =56*0.843MPa=47.219MPa 而：=（1.53*1.21*680625）*2.48*0.9192/80*272*8MPa =16.500MPa 所以：弯曲强度满足要求。 6.验算效率 =（0.950.96） 已知：；与相对滑动速度有关。 =4.1009m/s。 从表11-18中用插值法查得。 代入式中得=0.85大于原估计值，因此不用重算。 7.精度等级公差和表面粗糙度的确定。 由于蜗杆传动是动传动，从GB/T10089-1988圆柱蜗杆，蜗轮精度中选择8级精度，侧隙种类为f，标准为8fGB/T10089-1988。 8.主要设计结论 模数m=8mm，蜗杆直径=80mm，蜗杆头数=2，蜗轮齿数=34。 蜗杆材料45钢，齿面淬火 蜗轮材料ZCuSn10P1，金属模铸造。5、 输出轴的结构设计及其校核 1.选择输出轴的材料 选择：40Cr材料，取=100 2.确定轴的最小直径 蜗杆材料45钢蜗轮材料ZCuSn10P1圆柱蜗杆，蜗轮精度8级设 计 过 程设计结果 =41.18mm 3.联轴器的选择 计算转矩： 查表14-1，取=1.5 则有：=680628*1.5 =1021 查机械手册选择SL150十字滑块联轴器：公称转矩=1250 轴孔直径=5560 mm 许用转速=250r/min 由表15-2（课程设计）可取：d=55mm，半联轴器长度为=112mm 4.确定轴承 由于轴会受到轴向力且轴向力很小，所以可选择深沟球轴承。 又因为,则可以选择d=60mm或者d=65mm的内径的轴承。 故：我选择d=65mm 深沟球轴承（GB/T276-1994）6013 该轴承参数如下： 基本尺寸：d=65mm；D=100mm；B=18mm。 5.确定蜗轮安装内径： 根据各方面选择，取d（蜗轮）=75mm。 6.根据上述的参数加上自己的设定参数可画出轴的简图。 见附图1 7.画出受力弯矩图 见附图2 8.求轴上的载荷 通过计算出的截面B处的及M的值列于下表（截面B为危险截面）。（参见附图2）SL150 联轴器 滚动轴承6013 GB/T276d（蜗轮）=75mm设 计 过 程设计结果载荷水平面H垂直面V支反力弯矩M总弯矩=226369扭矩T 9.按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核危险截面的强度 由式（15-5） 查表15-4知： 由于：d=75mm，b=20mm。 所以： 则： 由于不知道扭转切应力是属于哪种类型，故取（对称循环变应力） 则： 因为在轴的计算切应力前已经选定州的材料为40Cr，调制处理，由表15-1查得，故安全。 设 计 过 程设计结果 10.精确校核轴的疲劳强度。 .判断危险截面 通常附图1可知：截面B上虽然应力最大，但是应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中聚在两端），而且这里轴的直径最大，故截面B也不必校核。因此轴只需校核截面B右侧界提出左右两侧即可。【截面m】 .截面m右侧 A.抗弯截面系数： B.抗扭截面系数： C.截面m右侧的弯矩： D.截面m上的扭矩： E.截面上的弯曲应力： F.截面上的扭转切应力: G.轴的材料为40Cr，调质处理。由表15-1查得 截面m上由于轴肩而形成的理论应力集中系数，按附表3-2查取。 又因为：r/d=0.031;D/d=1.15,经插值后可查得： 又由附图3-1可得轴的材料敏性系数为： 设 计 过 程设计结果 所以：有效集中应力按式（附图3-4）为： 由附图3-2得尺寸系数；由附图3-3得扭转尺寸系数，轴肩磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为： H.轴未经表面强化处理，即，则按式（3-12）及式（3-14b）得综合系数为： I.又由3-1及3-2得合金钢的特性系数为： 取 取于是计算安全系数值，按式（15-6）-（15-8）则得： 故可知其安全。 .截面m左侧。 A.抗弯截面系数w按表15-4中的公式计算。 W=0.1*d3=0.1*753=42187.5设 计 过 程设计结果 B.抗扭截面系数 C.弯矩M及其弯曲应力： D.扭矩T2及其扭转切应力为： E.过盈配合处的，由附表3-8用插值法求出，并取=0.8，于是得： F.轴按磨削加工，由附表3-4得表面质量系数 故：得综合系数为： 所以，轴在截面m的左侧的安全系数为： 故：该轴在截面B的右侧的强度也是足够的，至此轴的设计计算结束。 设 计 过 程设计结果六设计蜗轮的尺寸及其结构的选择。 1. 由蜗轮蜗杆设计知道：为了节约贵重金属材料，所以蜗轮结构形式采用齿圈式（见图11-23）。 2.蜗轮参数B，及其的确定 由表11-14及得： 而： 所以，则：取B=72mm，。 3.其余的各个参数的设计参考机械设计书的图10-37（a） 最终的设计轮芯见附图37 设计蜗杆的结构及尺寸参数 1.确定蜗杆的齿宽： 由表11-4可知： 因为：（变位系数） 而： 经过计算： 由于邻近的两公式所求值的最大值。 所以取 2.确定联轴器。 由于设计的基准，蜗杆处的转速较大应该使用弹性联轴器 B=72mm设 计 过 程设计结果 因为， =70416（） 且，电机的外伸轴的长度为80mm，直径为38mm。 所以，查课程设计表15-5可选择弹性套柱销联轴器LT6 参数如下： 轴孔直径：3238； 轴孔J型L=L1=60mm； 键槽：A型键槽。 3.蜗杆的结构设计见附图4. 4.校核蜗杆上的强度和刚度。 A.初步确定的轴的最小直径 首先：选择轴的材料45钢，调制处理。根据表15-3，取于是有： =19.84mm 5.作出其轴上的载荷分布图见附图5 6.通过载荷分布图可知截面m处的受力最大，所以及M的值列于下表：载荷水平面H垂直面V支反力弯矩M总弯矩扭矩T 7.按弯矩合成应力校核轴的强度。 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面m）的强度。由于不知道扭转切应力为哪种类型，为了安全起见我在这里取，轴的计算应力为： 21.623联轴器 LT6设 计 过 程设计结果 其中：W=0.1*d3(d=60.8mm) 而：在计算之间已经选定轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得： 。因此，所以安全。 又因为在蜗杆上的危险截面就是齿根，而在蜗轮蜗杆的设计时已经对其疲劳强度进行过校核，所以这里可以不用再校核。 8.蜗杆的刚度校核 刚度条件： 已知：E=600， 因为轴的直径为d=60.8mm这一阶段的跨度最大也是最容易发生弯曲变形的，则校核刚度就是校核d=60.8的这一阶段。 所以： 则，该处的刚度满足条件即安全。8 轴承的选择及其寿命的校核 1.轴承的选择： 输出轴滚动轴承6013 蜗杆滚动轴承30212 2.校核滚动轴承6013的寿命 A.轴承参数： B.单个轴承受到的力（不考虑圆周力） C.选择轴承的及其公式滚动轴承30212 GB/T297设 计 过 程设计结果 由于轴承为球轴承，则=3 D.确定X和Y 由于 而： 则：X=0.56，Y经过插值法得：Y=1.72 E.确定P的值 P=2839.04 N 由公式算得：（） h 而： 则： 所以，轴承寿命满足要求。 3.校核滚动轴承30212 其校核步骤同上述一致，可直接得： X=0.56;Y=1.27 P=6867N 则：hh 所以，轴承30212也满足寿命要求。9 键的选择与强度校核。 由（课程设计）的表11-26选择各阶段的键的参数如下： 输出轴的中间键1（）b*h*L=20*12*63(t=7.5mm,r=0.5mm) 输出轴轴端键2(55)b*h*L