电机的选择计算

课程设计课程设计 电机的选择计算电机的选择计算 2 1 选择电动机的类型 按工作要求和工作条件选用 Y 系列三相笼型异步电动机 全封闭自扇冷式 结构 电压 380V 2 2 选择电动机的容量 工作机的有效功率为 Pw FV 1000 2200N 1 0m s 1000 2 2kw 从电动机到工作机输送带间的总效率 联轴器的传动效率 1 0 99 带传动效率 2 0 96 一对圆锥滚子轴承的效率 3 0 98 一对球轴承的效率 4 0 99 闭式直齿圆锥齿传动效率 5 0 97 闭式直齿圆柱齿传动效率 6 0 97 总效率 21 2 33 4 5 6 0 992 0 96 0 983 0 99 0 97 0 97 0 817 所以电动机所需工作功率为 Pd Pw 2 2kw 0 817 2 69kw 2 3 确定电动机转速 查表得二级圆锥圆柱齿轮减速器传动比 i 8 40 而工作机卷筒轴的转速为 d 250mm nw 60 1000V d 76 5r m 所以电动机转速的可选范围为 nd i nw 8 40 76 5 612 3060 r m 符合这一范围的同步转速有 750 r m 1000 r m 1500 r m 3000 r m 四种 综合考虑电动机和传动装置的尺寸 质量及价格因素 为使传动装置结构紧凑 决定选用同步转速为 1000 r m 的电动机如表 2 1 表 2 1 电动机的型 号 额定功率 kw满载转速 r m 启动转矩 额定转矩 最大转矩 额定转矩 Y132S 639602 02 0 电动机的主要安装 尺寸和外形尺寸如表 2 2 表 2 2 尺寸 mm 型号HABCDEF GDG Y132S13221614089388010 833 2 4 计算传动装置的总传动比 i 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 i 为 i nm nw 960 76 5 12 549 2 4 3 分配传动比 i i1i2 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 3 4 18 12 54 因为 i 0 009 H2 取 511 5 Mpa 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 Z1 i1 24 3 72 取 Z2 72 实际传动比 u Z2 Z1 72 24 3 且 u tan 2 cot 1 3 1 18 435 2 71 565 则小圆锥齿轮的当量齿数 zm1 z1 cos 1 24 cos18 435 25 3 zm2 z2 cos 2 72 cos71 565 227 68 4 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 65 104 T N mm u 3 R1 1 3 试计算小齿轮的分度圆直径为 d1t 2 92 63 96mm 2 3 H ZE 2 3 1 1 1 0 51 KtTRRu c 齿轮参数计算 1 计算圆周速度 v 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 K 1 5 1 25 1 875 齿轮的载荷系数 K Kv KA K K 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 d1t 63 96 66 15mm 3 KKt 3 2 221 2 m 66 15 24 2 75 d 按齿根弯曲疲劳强度设计 Fmin1 0 7HBS 275 由公式查得 1 小齿轮的弯曲疲劳强度 FE1 500 Mpa 大齿轮的弯曲疲劳强度 FE2 380 Mpa m 222 3 11 4 1 0 5 1 FaFsF KTRRZuY Y 2 查得弯曲疲劳强度寿命系数 KFN1 0 86 KFN2 0 88 计算弯曲疲劳强度的许用应力 安全系数取 S 1 4 由 F Fmin KFN SFmin 得 F 1 FE1 KFN1 S 500 0 86 1 4 308 929 Mpa F 2 FE2 KFN2 S 380 0 88 1 4 240 214 Mpa 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 F 并加以比较 YFa1 Ysa1 F 1 2 65 1 58 308 928 0 01355 YFa2 Ysa2 F 2 2 236 1 754 240 214 0 01632 YFa1 Ysa1 F 1 H2 取 539 Mpa 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 Z1 i1 24 4 18 100 取 Z2 100 实际传动比 u Z2 Z1 100 24 4 167 4 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 63 104 T N mm u 3 R1 1 3 齿宽系数 1d 试计算小齿轮的分度圆直径为 d1t 2 32 3 2 1 KtTduu 2 3 H ZE 4 3 1 5 7 63 10 1 3 1 3 2 3 189 9 539 60 34mm c 齿轮参数计算 1 计算圆周速度 v d1t nI 60000 3 14 60 34 320 60000 1 0104m s 齿宽 b d1t 1 60 34 60 34d 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 2 计算齿轮的动载系数 K 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 3 按齿轮的实际载荷系数所得的分度圆直径由公式 d1 d1t 60 34 62 16mm 3 KKt 3 1 6401 1 5 m 62 16 24 2 59 d 按齿根弯曲疲劳强度设计 Fmin1 0 7HBS 275 由公式查得 1 小齿轮的弯曲疲劳强度 FE1 500 Mpa 大齿轮的弯曲疲劳强度 FE2 380 Mpa m 222 3 11 4 1 0 5 1 FaFsF KTRRZuY Y 2 查得弯曲疲劳强度寿命系数 KFN1 0 885 KFN2 0 905 计算弯曲疲劳强度的许用应力 安全系数取 S 1 4 由 F Fmin KFN SFmin 得 F 1 FE1 KFN1 S 500 0 885 1 4 316 07 Mpa F 2 FE2 KFN2 S 380 0 905 1 4 245 64 Mpa 计算载荷系数 由 b h 10 667 1 42 查得 KF 1 45k K Kv KA K KF 1 1 05 1 1 1 35 1 559 1 查取齿形数 YFa1 2 65 YFa2 2 28 2 应力校正系数 Ysa1 1 58 Ysa2 1 79 3 计算小齿轮的 YFa Ysa F 并加以比较 YFa1 Ysa1 F 1 2 65 1 58 316 07 0 01324 YFa2 Ysa2 F 2 2 28 1 79 245 64 0 01661 YFa1 Ysa1 F 1 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 dm1 1 0 5 b R d1 1 0 5 112 70 50 125mm 圆周力 Ft1 2T1 dm1 2 2 65 104 58 125 911 82N 径向力 Fr1 Ft1 tan20 cos 1 911 82N tan20 cos18 435 314 83N 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 轴端右端需要制出一轴肩 dI 30mm 故取 d 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 轴段取 L I 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 d 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 40mm D 80mm T 19 75 B 18 C 16 所以 d 40mm d 50mm d 40mm L 17mm 取安装齿轮处的轴端 的直径 d 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 L 58mm 由轴承盖宽度和套筒宽宽的确定 L 44mm d I 30mm L I 62mm d 35mm L 44mm d 40mm L 17mm d 50mm L 56mm d 40mm L 17mm d 32mm L 58mm 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 图 3 2 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 L 56mm 轴承的 T 19 75mm a 17 6 L2 L 2 T a 56 2 19 75 17 6 60 3mm 根据实际情况取 L2 60mm 估取 L3 40mm 0 Rcy Ft1 L2 L3 L2 911 82 60 40 60 1519 7NMB Rby Ft1 Rcy 911 82 1519 7 607 88NY Mcy 1519 7 60 91182N mm 求水平面内的支撑力 0 RCz Fr1 L2 L3 Fal dm1 2 L2 314 83 60 40 MB 104 97 50 125 2 L2 480 86N 0 RBz Fr1 RCz 314 83 480 48 165 65N mZ 水平面内 C 点弯矩 Mz 480 86 60 28851 6N m 合成弯矩 M 95637 71N m 22 MCyMCz 22 9118228851 6 作轴的扭矩图如图 3 3 图 3 3 计算扭矩 T T1 2 65 104 N m 校验高速轴 根据第三强度理论进行校核 MD454 43 许用转速 n 4750r min n 76 6r m 所以联轴器符合使用要求 4 作用在大直齿轮上的力 圆周力 Ft4 Ft3 2543 33N Fr4 Fr3 925 7N 5 轴的结构设计如图 3 5 如图 3 5 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 轴端右端需要制出一轴肩 dI 40mm 故取 d 50mm 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 轴段取 L I 80mm 初步选定滚动轴承 因为轴承只有轴向力的作用 故选深沟球轴承 参照 工作要求根据 d 50mm 根据机械设计手册标准 深沟球承选用型号为 60210 其主要参数为 d 50mm D 90mm B 20mm 所以 d 56mm 为大齿轮 的右端定位制造出一轴肩的高度为 65mm 宽度为 10mm 即 d 65mm L 10mm d 50mm L 17mm 取安装齿轮处的轴端 的直径 d 60mm 齿轮的左端通过轴套定位 右端通过轴套和螺钉定位 大直齿轮的齿宽为 60mm 所以轴段 的长度取 L 58mm 为保证机箱的宽度 故为确保机箱的宽度 轴和 轴安装轴承的轴的长 度应向对应 故取 L 322 5mm 由轴承盖端的总宽度和挡圈宽度轴承的宽度来确定 L 58 5mm d I 40mm L I 88mm d 50mm L 66mm d 56mm L 59 8mm d 65mm L 10mm d 60mm L 58mm d 50mm L 58 5mm 至此 已经初步确定了轴的各段直径很长度 6 求轴上的载荷 该轴受力计算简图如图 3 6 计算轴的载荷 图 3 6 求垂直面内的支撑力 MC 0 RBY Ft4L1 L1 L2 2543 33 109 8 109 8 78 5 1484 04N Y 0 Rcy Ft4 RBY 2543 33 1484 04 1059 29 N 垂直面内 D 点弯矩 MDy RcyL1 1059 29 109 8 116310 04 N m M RBY L2 1484 04 78 5 116497 14N m 1 Dy 水平面内的支撑反力 MC 0 RBz Fr4 L1 L1 L2 925 7 109 8 188 3 539 78N Z 0 RCz Fr4 RBz 925 7 539 78 385 92N 水平面内 D 点弯矩 MDz RCz L1 385 92 109 8 42420 32N m M RBz 539 78 78 5 42372 73 N m 1 Dz 合成弯矩 MD 123804 31 22 M M DZDY 22 116310 0442420 32 N m M 42407 7N m 1 D 1212 M M DYDZ 22 42373 73116497 14 作舟的扭矩图如图 3 7 图 3 7 计算扭矩 T T1 3 03 105 N mm 校核低速轴 根据第三强度理论进行校核 由图可知 D 点弯矩最大 故验算 D 处的强度 MDe 时 X 0 4 Y 1 6 2 计算轴承 D 的受力 图 1 5 支反力 RB 630 04 N 22 R R BYBZ 22 607 88165 65 RC 1593 96 N 22 R R CYCZ 22 1519 7480 86 附加轴向力 对滚子轴承 S Fr 2Y SB RB 2Y 630 04 3 2 196 88 N SC RC 2Y 1593 96 3 2 498 1125 N 轴向外载荷 FA Fa1 104 97 N 4 各轴承的实际轴向力 AB max SB FA SC FA SC 104 97 498 1125 393 14N AC SC FA SB SC 498 15N 5 计算轴承当量动载 由于受较小冲击查表得 fd 1 2 又轴 I 受较小力 矩 取 fm 1 5 AB RB 393 14 630 04 0 623 0 37 取 X 0 4 Y 1 6 PB fdfm X RB YAB 1 8 0 4 630 04 1 6 393 14 1585 872N AC RC 498 15 1585 872 0 314 0 37 取 X 1 Y 0 PC fdfm X RC YAC 1 2 1 5 1 1593 96 2869 128N 6 计算轴承寿命 又 PB PC 故按 PC 计算 查表 得 ft 1 0 L10h 106 ftC P 60n1 106 59800 2869 128 10 3 60 960 0 032 106 h 4 2 减速器低速 III 轴滚动轴承的选择与寿命计算 1 高速轴的轴承只承受一定径向载荷 选用深沟球轴承 初取 d 55 由表选用型号为 6210 其主要参数为 d 50 D 90 Cr 33500 N Cr0 25000 2 计算轴承 D 的受力 支反力 RB 1579 15 N 22 R R BYBZ 22 1484 04539 78 RC 1127 39 N 22 R R CYCZ 22 1059 29385 92 3 轴向外载荷 FA 0 N 4 计算轴承当量动载 由于受较小冲击查表 fd 1 2 又轴 I 受较小力矩 取 fm 1 5 PB fdfm RB 1 2 1 5 1579 15 2842 47 N PC fd fm RC 1 2 1 5 1 1127 39 2029 3N 5 计算轴承寿命 又 PB PC 故按 PC 计算 查表得 ft 1 0 L10h 106 ftC P 60n3 106 33500 2842 47 10 3 60 76 6 14 82 106 h 当减速器内的浸油传递零件 如齿轮 的圆周速度 V 2m s 时 采用齿轮 传动时飞溅出来的润滑油来润滑轴承室最简单的 当浸油传动零件的圆周速度 v 2m s 时 油池中的润滑油飞溅不起来 可采用润滑脂润滑轴承 然后 可 根据轴承的润滑方式和机器的工作环境是清洁或多尘选定轴承的密封方式 5 键联接的选择 5 1 高速轴的键连接 1 高速轴 I 输出端与联轴器的键连接 采用圆头普通平键 GB1095 79 GB1096 79 由 d 30 查表得 b h 8 7 因 L1 长为 60 故取键长 L 50 2 小圆锥齿轮与高速轴 I 的的键联接 采用圆头普通平键 GB1095 79 GB1096 79 由 d 32 查表得 b h 10 8 因小圆锥齿轮宽为 38 L1 长为 40mm 故取键长 L 30 5 2 低速轴的键连接 1 大圆锥齿轮与低速轴 II 的键联接 采用圆头普通平键 GB1095 79 GB1096 79 由 d 50 查表得 b h 14 9 因大圆锥齿轮宽为 38 且 L1 长为 60mm 故取键长 L 50 2 小柱齿轮与低速轴 II 的键联接 采用圆头普通平键 GB1095 79 GB1096 79 由 d 55 查表得 b h 16 10 因小圆柱齿轮宽为 65 且 L1 长为 65mm 故取键长 L 55 3 大圆柱齿轮与低速轴 III 的的键联接 采用圆头普通平键 GB1095 79 GB1096 79 由 d 60 查表得 b h 18 11 因大圆柱齿轮宽为 60 且 L1 长为 60mm 故取键长 L 50 3 低速轴 III 输出端与联轴器的键联接 采用圆头普通平键 GB1095 79 GB1096 79 由 d 40 查表得 b h 12 8 因 L1 长为 80 故取键长 L 70 6 减速器机体的结构设计 减速器机体是用来支持和固定轴系部件的重要零件 机体应有足够的强度 和刚度 可靠的润滑与密封及良好的工艺性 铸铁机体被广泛采用 它具有较好的吸震性 良好的切削性能和承压性能 6 1 机体要具有足够的刚度 设计机体时 要保证机体有足够的刚度 主要措施是 1 保证轴承座的刚度 为了增加轴承座的刚度 轴承座应有足够的厚度 当轴承座孔采用凸缘式轴承盖时 轴承座的厚度常取为 2 5d3 d3 为轴承盖的 链接螺栓的直径 为了增加轴承座的刚度 可在轴承座附近加支撑肋板或采用凸壁式机体 肋板有外肋和内肋两种结构形式 内肋结构刚度大 外表面光滑美观 且存油 量增加 因此 虽然工艺比较复杂 内壁阻碍润滑油的流动 但是目前采用内 肋的机体还在逐渐增加 为了提高轴承座链接的刚度 座孔两侧的链接螺栓距离 s1 应尽量小一些 但不与端盖螺钉孔相干涉 通常 s1 D2 D2 为轴承座外径 取螺栓中心线与轴 承座外径 D2 的圆相切的位置 为此轴承座旁边应州出凸台 轴承座凸台的高度 可以根据 c1 的大小用作图法来确定 设计凸台结构时 应在三个基本 视图上 同时进行 当凸台位置在机壁外侧是 凸台可设计成圆弧结构 当机体同一侧 有多个大小不等的轴承座时 除了要保证扳手空间 c1 和 c2 外 轴承旁边凸台 的高度应尽量去相同的高度 以使轴承旁边链接螺栓长度都一样 减少了螺栓 的品种 而且应按直径最大的轴承座确定凸台的高度 2 机盖和机座的连接凸缘及机座底部凸缘应具有足够的厚度和宽度 一般 机盖和机座的连接凸缘厚度为机体壁厚的 1 5 倍 即 b 1 5 b 1 5 机盖1 和机座连接凸缘的宽度和凸缘的类型有关 对外凸缘 其宽度为 B c1 c2 式中 为机壁厚 c1 c2 为凸缘上连接螺栓 d2 的扳手空间尺寸 对内 凸缘 其宽度为 K 2 2 2 d 式中 d 为机盖和机座间连接螺栓直径 机座底部凸缘承受很到的倾覆力矩 应该很好地固定在机架或地基上 因 此 所设计的机座底部凸缘应有足够的强度和刚度 为增加机座底部凸缘的刚 度 常取凸缘厚度 p 2 5 为机座的壁厚 而凸缘的宽度按地脚螺栓直径 df 由扳手空间 c1 和 c2 的大小确定 为了增加地脚螺栓的连接刚度 地脚螺栓孔的间隔距离不应太大 一般为 150 200 mm 地脚螺栓的数量通常取 4 8 个 6 2 机体的结构要便于机体内零件的润滑 密封及散热 减速器的传动件 通常采用浸油润滑 为了满足润滑和散热的需用 机体 油池必须有足够的储油量 同时为了避免浸油传动件回转式将油池底部沉积的 污物搅起 大齿轮的的齿顶圆到油池地面的距离 H1 应不小于 30 50 mm 由 此可决定机座的中心高 H 如果 H 值与相连电动机的中心高相接近 则可取电 动机的中心高作为减速器机座的中心高 从而简化安装减速器和电动机的平台 机架结构 传动件在油池中的浸油深度 圆柱齿轮应浸入 1 2 各齿高 但不应该小于 10mm 这个有油面位置为最低油面位置 考虑使用中油不断蒸发损耗 还应给 春一个允许的最高油面 对中小型减速器 其最高油面比最低油面高处 10 15 mm 即可 此外还应保证传动件浸油深度最低不得超过齿轮半径的 1 4 1 3 以免搅油损耗过大 锥齿轮的浸油深度取齿宽的 1 2 最为最低油面位置 浸油也不应小于 10mm 为了保证机盖与机座连接处的密封 可采取的措施有 连接凸缘出应有足够的 宽度外 连接表面应精刨 其表面粗糙度应不小于 6 3 密封要求高的表面还 要经过刮研 装配时可涂密封胶 但不允许放任何垫片 在螺栓的布置上应尽 量做到均匀 对称 并注意不要与吊耳 吊钩 定位销等发生干涉 6 3 机体结构要具有很好的工艺性 机体结构工艺性主要包括铸造工艺性和机械加工工艺性等方面 良好的工 艺性对提高加工精度和生产率 降低成本及提高装配质量等有重大影响 因此 设计机体时要特别注意 1 铸造工艺性要求 设计铸造机体时应充分考虑铸造过程的规律 力求形状简单 结构合理 壁厚均匀 过渡平缓 保证铸造方便 可靠 尽量避免产生缩孔 裂纹 浇铸 不足和冷隔等各种铸造缺陷 2 机械加工工艺性的要求 机械加工工艺性性综合反映了零件机械加工的可行性和经济性 在进行机 体结构设计室 为获得良好的机械加工工艺性 应尽可能减少机械加工量 为 次在机体上需要合理设计凹坑和凸台 采用铣沉头座孔等 减少机械加工表面 的面积 还应尽量减少在机械加工时工件和刀具的调整次数 方便加工 螺栓连接的支承面应当进行机械加工 经常采用圆柱铣刀铣出沉头座孔 6 4 确定机盖大小齿轮一段的外轮廓半径 1 机盖大齿轮一端的外轮廓半径的确定 轮廓半径 大齿轮的齿顶圆半径 式中有经验公式确定 外11 11 轮廓半径数值应适当圆整 2 机盖小齿轮一端的外轮廓半径的确定 这一端的外轮廓圆弧半径不能像大齿轮一端那一用公式确定 因为小齿轮 直径较小 按上述公式计算会是机体的内壁不能超出轴承座孔 一般这个圆弧 半径的选取应使得外轮廓 弧线在轴承旁边的凸台边缘的附近 这个圆弧线可以 超出轴承旁边的凸台 7 润滑和密封设计 7 1 润滑 当减速器内的浸油传递零件 如齿轮 的圆周速度 V 2m s 时 采用齿轮 传动时飞溅出来的润