电动机传动系统设计书

1、电动机传动系统设计书一、传动系统的参数设计已知输送带的有效拉力 Fw 1800N，输送带的速度 Vw=1.31m/s, 滚筒直径 D=250mm。连续工作，有轻微振动、单向运转。1) 选择合适的电动机； 2) 计算传动装置的总传动比， 分配各级传动比； 3) 计算传动装置的运动参数和动力参数。解： 1、选择电动机(1) 选择电动机类型：按工作要求和条件选取Y 系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机。(2) 选择电动机容量Fw Vw18001.31Pw2.36Kw工作机所需功率：10001000Pw2.36Po2.72 kw电动机输出功率：0.8674其中 为电动机至滚筒、主动轴传动装置

2、的总效率，包括V 带传动效率b、一对齿轮传动效率 g、两对滚动轴承效率 r 2 、联轴器效率 c、及传动滚筒效率 w 值计算如下： = b · g · r 2· c w=0.8674由机械设计课程设计表82(63 页 ) 查得各效率值，b=0.96 w=0.96 ，代入公式计算出效率及电机输出功率。使电动机的额定功率， g=0.97 ， r =0.99 ， c =0.99 ，Pm(1 1.3)Po ，由机械设计课程设计表17 1Y(153 页 ) 查得电动机的额定功率Pm=5.5kW。(3) 选择电动机的转速601000 Vw60000 1.31100.13 r

3、min计算滚筒的转速：nw250250计算时取 nw 100r/min根据表 31 确定传动比的围：取 V 带传动比 i b 24，单级齿轮传动比 i g 3 5，则总传动比的围： i (2X3) (4X5) 6 20。电动机的转速围为n =i · n (620) · n =592.941909.8ww在这个围电动机的同步转速有1000r min 和 1500r min，综合考虑电动机和传动装置的情况，同时也要降低电动机的重量和成本，最终可确定同步转速为1000 ，根据同步转速确定电动机的型号为Y132M2-6，满载转速 960。（机械设计课程设计 153 页）型号额定功率

4、满载转速同步转速10002 、计算总传动比并分配各级传动比(1)计算总传动比： i=n m nW=960/100.13=9.59，在 814 围(2)分配各级传动比：为使带传动尺寸不至过大，满足i<i ，可取 i 2 3，则齿轮传动比i ibgbg i b( 在 4 左右，取小数点后两位，不随意取整) 。3、计算传动装置的运动和动力参数(1)各轴的转速： n =n /ibn=n /ign=n1m111w11(2) 各轴的功率： P1=Pm· bP11 =P1· r · gPw=P11· r · c(3) 各轴的转矩： T0=9550Pm/

5、n m最后将计算结果填入下表：参数轴名电机轴转速 n(r/min)nm=960功率 P(kW)Pm=5.5转矩 T(N·m)T0=54.71传动比 ii b=2.5效率b=0.96T1=9550P1/n 1T11=9550P11/n 11T w=9550Pw/n wI 轴II 轴滚筒轴n1=384n11=96nw=96P1=5.28P11=5.08Pw=4.99T =131.31T =505.67T =496.5111wi g=4.021nb· r =0.96 r · c=0.98三、带传动的设计计算已知带传动选用 Y 系列异步电动机， 其额定功率 Pm=5.5k

6、W，主动轮转速 nw=960r/min, 从动轮的转速 n1=384r/min,i b=2.5 。两班制工作，有轻度冲击。计算项目 确定设计功率 选 V带型号 确定带轮直径 验算带速确定带的基准长度验算小带轮包角计算容计算结果查机械设计基础 表 8 7（175 页），取 KA=12，故P d=KAP=12 × 11=6.60kWPd=6.60kw根据 Pd 和 n1 查机械设计基础图88（176 页 ），选 B型普通 V带B 型由机械设计基础表8 4（ 171 页），取小带轮基准直径 d =125mmd =125mmdld1传动比 i 2.5大带轮基准直径 dd2=i ×d

7、d1= 2.5 ×125=312.5mm圆整 d =315mmd =315mma2d2dd 1n1125 960v=628m s验算 v60 10006.28m / s60 1000合适5m/s v 25m/s，符合要求由 0.7(d d1+dd2) a02(d d1+dd2) 初定中心距 a0700mm带的基准长度为传动中心距Ld0= 2a0( dd 1(dd 2 - dd1 )2dd 2 )24a0=2×700+(125+315)+ (315 -125) 2=2104mm24700查表机械设计基础 表 8 3（167 页），取 Ld=2240mm Ld=2240mm 实

8、际中心距a=a 0 + LdLdo700+22402104 =768mma=768mm2°× dd 2 - dd12°165.8°165.8 °1 180 -57.31a合适1165.8 ° 120°，合适 计算带的根数下面计算 V 带根数z=Pd(P1 P1) K Kl由 ddl =125mm，n1=960rmin，查表机械设计基础表 85（173 页），P1 =1.64kW查表机械设计基础表 8 8（ 177 页），B 型带，由 i =2.5 ，得P1=0.29kW查表机械设计基础表810（179 页）K =0.96由

9、Ld=2240mm，查表查表机械设计基础表 811（179页），得 KL=1.00则 Z=6.603.560.29)0.961.00(1.64z=4 计算初拉力取 z4 根查表机械设计基础 表 8 2（167 页），B 型带，q=017kgm; 计算初拉力2.5Pdqv2F0=217.44NF0 500(1)zvK 计算对轴的=500× (2.51)6.600.17 6.282 =217.44N0.9646.28压力计算作用在带轮轴上的压力带轮结构设计=2zF0sin12× 4× 217.44 ×sin 165.8 Q=1726.18N1726.18N2

10、2绘工作图四、齿轮的设计计算已知传递的名义功率 P15.28 ，小齿轮转速 n436.36 ，传动比 i g4.05连续单向运转，传动尺寸无严格限制；电动机驱动。计算项目计算容计算结果1.选精度等1）精度等级选用 8 级精度；级、材料2）试选小齿轮齿数z1 24，大齿轮齿数 z2 96 的；及齿数因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据Z1=242.按齿面接进行计算Z2=96触强度设3u 12计按式（ 10 21）试算，即2K t TZH ZEdt ·ud H3 传动尺寸计算按式KKKKKav查表 35-12 得Ka=1初估速度 =4 ms由图 35-30b 查得 Kv

11、=1.1 ，取=0由式=1.88-3.2 （1+1 ） cos =1.713Z1Z 2取=1d由图 35-31 得,K =1.46 ；由图 35-32 得, K=1.05所以 Kt =1.364dt61.4mmv=d1n1=3.08m/s601000因与初估圆周速度相差较大，故应修正载荷系数及小齿轮直径由图 35-30b得Kv=1.03,算得 K=1.276， d 1=59.5mma1d1d2 =147.6 ，取 150mm2md1 cos=2.48mm,取 m=2.5mmZ12ad1=60mm； d 2=ud1=240mmb=d d1取 b1=70mm， b2=60mm3）结构设计以大齿轮为

12、例。 因齿轮齿顶圆直径大于 160mm，而又小于 500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。五、轴的设计计算( 一) 主动轴的设计计算已知传递的功率为P1=5.28kW，主动轴的转速为n1=384r/min ，小齿轮分度圆直径d1=60mm，啮合角 d=20o，轮毂宽度 B 小齿轮 700mm，工作时为单向转动。解： 1、选择轴的材料、热处理方式，确定许用应力( 按教材表 39 1、398)轴名材料热处理硬度抗拉强度许用弯曲应力主动轴45 号钢调制217255650MPa60MPa2、画出轴的结构示意图：3、计算轴各段直径计算项目计算容计算结果1、计算 d1由教材表 39-

13、7 得：A=118 106，取 A=118(取较大值 )d =30mmA3P11d1 "27.14, 轴上有一个键槽，故轴径增大2、计算 d2n13、计算 d ：d 1= d 1”×（ 1+5%） 28.50按138页圆整 d1=30d2=35mmd2=d +2a= d +2×(0 07-0 1) ×d =34.2-36 ，因d2必须3111符合轴承密封元件的要求，取 d2=35。 (191页 )d3=40mm4、计算 dd 3 = d 2（ 15） mm36-40 ，d3 必须与轴承的径一致，圆整d =40。所选轴承型号为 6208，B18，D80，G

14、22.8 ，43C0r=15.8d4=45mm5、计算 dd4=d+(1-5)mm=41-45，为装配方便而加大直径，应53圆整为标准直径；一般取 0,2,5,8为尾数。取 d4=45d5=40mmd 5 =d3=40，同一轴上的轴承选用同一型号，以便于轴承座孔镗制和减少轴承类型。4、计算轴各段长度计算项目计算容计算结果1、计算 LB =(Z一1)e+2f= ， e、 f 值查教材表 34-8L =581带轮1L1=(1.5 2)d 1，按138页取 L1=582、计算 L2L2=l1+e+m=50e=1.2d3，其中 d 为螺钉直径，查表 51(23 页)3m=L- 3-B轴承小=6+C1+

15、C2+(3 8)- 3小一 B轴承小 =20L2=50式中6、Cl 、C查表 51。l1 、3小查表 68(75 页，2按凸缘式端盖查 l1),若 m<e取m=e即可。L3=403、计算 LL3=B轴承小 +2小+3小，2 小查表 68(75 页)3d f 1 d4<10 15，故小齿轮做成齿轮轴，4小齿轮QL B2L4=704、计算 L4L5=L3L5=405、计算 L55、校核轴的强度计算项目计算容计算结果1求轴上的载荷Mm=316767N.mmT=925200N.mm6. 弯扭校合W0.1d 30.160321600mm3M m2(T1 )2p pW51.2MPa 6、画出轴

16、的工作图，标出具体尺寸和公差( 二) 从动轴的设计计算已知传递的功率为 P11=5.08 ，从动轴的转速为 n11 =96，大齿轮分度圆直径 d2=240 啮合角 =20°轮毂宽度 B大 齿轮 600mm，工作时为单向转动。解： 1、选择轴的材料、热处理方式，确定许用应力( 按教材表 39 1、39 8)轴名材料热处理硬度抗拉强度b许用弯曲应力 b 从动轴45号钢正火170-217600MPa55MPa画出轴的结构示意图计算轴各段直径计算项目 计 算 容 计算结果1、计算 d1， 由教材表 39-7 得：A=118106，取A=115 ( 取较大值 )d "A3P1,轴上有

17、一个键槽，故轴径增大 1n151 =d1”×（ 1+5%）45，为使所选轴径与联轴器的孔径d184页，相配合的联d =45相适应，故需同时选取联轴器。查1轴器选 HL4型弹性柱销联轴器，轴径相应圆整为 d1，半联轴器长l。=112d2=d1+2a1=d1 十2×(0 .07-0. 1) ×d=36.48-38.4 ，因d2必须d2=552、计算 d1d =60符23合轴承密封元件的要求，取 d2=55。(191 页)3、计算 d3d3=d2+(15)mm=41-45，d3必须与轴承的径一致，圆d4=62整d =。所选轴承型号为 6212，B=22，D=110，Cr

18、=36.8，Cor=27.834、计算 d4d4=d3+(15)mm=，为装配方便而加大直径，应圆d5=755、计算 d整为标准直径：一般取 0,2,5,8 为尾数。取 d4=62d =60d5=d +2a =d +2×(0 .07-0.1)×d，d =75(取整)54444566、计算d6=d3=60，同一轴上的轴承选用同一型号，以便于轴d6承座孔镗制和减少轴承类犁。计算项目计算容计算结果1 、计算 L1半联轴器的长度 l=112 ，为保证轴端挡圈只压在半L1=82联轴器上，而不压在轴的端面上，故第 1段的长度应比l 略短一些，按 138页取L1=822 、计算 L2L

19、2=l1+e+m=50e=1.2d3，其中 d3为螺钉直径，查表 5 1(23 页 )m=L- 3-B轴承小L2=50=6+C1+C2+(3 8)- 3 小一 B轴承小 =20式中 6、 Cl 、C2查表 51。l1 、3小查表 68(75 页，3、计算1按凸缘式端盖查 l1),若m<e取m=e即可。L =5433L3=B轴承大 +2大+3大，2大，2大2小 B小 B大 =54（公式中4L =584、计算LL =22455 、计算 L5为齿轮宽度）6 ，计算 L6LL4=B大齿轮一 260L6=455=b=1.4a =12取整)4L 6= B轴承大+ 2大+3大 L5=315、校核轴的强

20、度计算项目计算容计算结果2求轴上的载荷Mm=316767N.mmT=925200N.mm6. 弯扭校合W0.1d 30.160 321600mm3M m2(T1 )2p pW51.2MPa 6、画出轴的工作图，标出具体尺寸和公差(例图) 略计算注意事项： 1、主动轴与从动轴的 e应相等， 2、主、从动轴 m+ 3+B螈应相等( 一) 主动轴外伸端处键的校核已知轴与带轮采用键联接，传递的转矩为T1 131 ，轴径为 d1 =30，轴长 L1=58带轮材料为铸铁，轴和键的材料为45号钢，有轻微冲击六、键的选择与验算计算项目计算容计算结果1) 键的类型 带轮传动要求带轮与轴的对中性好，故选择 A型及

21、其尺平键联接。键b×h寸根据轴径 d=30，由表 10-33(165 页) ，查得：键宽键长 L=50选择b=8，键高 h=7，因轴长 L1=58，故取键长 L=50将I=L b， k=0.4h代入公式得挤压应力为2) 验算挤压强度2T100053.82Mpap =53.58pl dk由教材表 333查得，轻微冲击时的许用挤压应3) 确定键槽力p < p p 50 60MPa，p <p ，故挤压强度足够。尺强度足够寸及相应的公( 以75H 7 为例 ) 由附表 10-33(165 页) 得，差r 60轴槽宽为20N9，轴槽深 t=7 5mm，r6 对应的-0520.062

22、极限偏差为：。毂槽宽为 20Js9±0.026 ，毂槽深h=4.9 mm。H7对应的极限偏差为 0.0304) 绘制键槽工作图(二)从动轴外伸端处键的校核已知轴与联轴 器采 用键 联接 ，传 递的转矩为 T11 =505 轴径为 d1=45，宽度 L1=82。联轴器、轴和键的材料皆为钢，有轻微冲击计算项目计算容计算结果1) 键的类型 带轮传动要求带轮与轴的对中性好，故选择 A型及其尺平键联接。键b×h寸根据轴径 d=45，由表 10-33(165 页) ，查得：键宽键长 L=70选择b=12，键高 h=8，因轴长 L1 =82，故取键长 L=70将I=L b， k=0.4h

23、代入公式得挤压应力为2) 验算挤压强度2T100052.41Mpap =52.41pl dk由教材表 333查得，轻微冲击时的许用挤压应3) 确定键槽力p <p p 50 60MPa， p < p ，故挤压强度足够。尺强度足够寸及相应的公( 以75 H 7 为例 ) 由附表 10-33(165 页) 得，差r 60轴槽宽为 20N9-052 ，轴槽深 t=7 5mm，r6 对应的0.062极限偏差为：。毂槽宽为 20Js9±0.026 ，毂槽深h=4.9 mm。H7对应的极限偏差为 0.030(三)从动轴齿轮处键的校核已知轴与齿轮 采用 键联 接，传递的 转矩为 T1 1

24、 =505 ，轴径为 d1 =52，宽度 L 4=58 。齿轮、轴和键的材料皆为钢，有轻微冲击计算项目计算容计算结果1) 键的类型 带轮传动要求带轮与轴的对中性好，故选择 A型及其尺平键联接。键b×h寸根据轴径 d=30，由表 10-33(165 页) ，查得：键宽键长 L=45选择b=14，键高 h=9，因轴长 L1 =60，故取键长 L=45将I=L b， k=0.4h代入公式得挤压应力为2) 验算挤压强度2T1000p =59.17p59.17Mpakl d由教材表 333查得，轻微冲击时的许用挤压应3) 确定键槽力p <p p 50 60MPa，p <p ，故挤压

25、强度足够。尺强度足够寸及相应的公( 以75 H 7 为例 ) 由附表 10-33(165 页) 得，差r 6轴槽宽为 20N9-0520 ，轴槽深 t=7 5mm，r6 对应的0.062极限偏差为：。毂槽宽为 20Js9±0.026 ，毂槽深h=4.9 mm。H7对应的极限偏差为 0.030注 意 ：从 动 轴 的 许用 挤 压 应 力 p ： 100 120Mpa 。键 的 工 作图 都需 要 画 出 。七、轴承的选择与验算( 一) 主动轴承的选择与验算已知轴颈直径 d3=40，n1=384 Rva=1192 Rvb=1192，运转过程中有轻微冲击计算项计算容计算结果目1 、确定轴

26、由轴承型号查课程设计附表得轴承的基本参数承的基本参P=RvA、R中较大者P=1.2数因球轴承，故 c=3，查教材表 38-10，取 f d=1，2 、计算当查教材表 38-11，取 gT=1量动负荷 P16667(grCr'h，h3 、计算基h)LhL > L代入计算得： L =nfdP本额定寿命合适故所选轴承合适。 ( Lh 可查表或按大修期确定 )(二)从动轴承的选择与验算已 知 轴 颈 直 径 d 3 =60 ， n 1 1 =96 ， Rv A =3063 ， Rw=3063 ， 运 转 过 程 中 有 轻 微 冲击计算项计算容计算结果目1 、确定轴由轴承型号查课程设计附

27、表得轴承的基本参数承的基本参P二 RvA、R中较大者P=1.2数因球轴承，故 c二3，查教材表 38-10 ，取f d=1，2 、计算当查教材表 38-11，取 g =1T量动负荷 P16667grCrhh，3 、计算基代入计算得： Lh =()L > LnLh本额定寿命fdP合适故所选轴承合适。 ( Lh 可查表或按大修期确定 )注意：如寿命过大，则重选轴承型号，取轻或特轻系列八、联轴器的选择与验算已知联轴 器用在减速器的输 出端 ，从 动轴转速 nh =96 ，传 递的 功率为 P11 =5.08传递的转矩为 T"=505，轴径为 d1 =45计算项目计算容1、类犁选择为减轻减速器输出端的冲击和振动，选择弹性柱销联轴器，代号为 HL。2 、计算转由教材表 43-l ，选择工作情况系数 K=1.25矩Tc=K· T =631.96按计算转矩、轴径、转速，从标准中选取HL3