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二选择电动机
二.选择电动机
机械设计课程设计
二、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F=2T/D=2*850/370*0.001=4.595Kw
Pw=Fv/1000nw=4.595*1.25/1000*.95=6.045kw其中Nw为工作机的传动效率。
n=n1*n2*n2*n3*n3*n3*n3*n4=0.95*0.97*0.97*.98*0.98*0.98*0.99=0.833n1=0.95为带传动的效率。
n2=0.97为一级圆柱齿轮的传动效率
n3=0.98为一对滚动轴传动的效率。
n4=0.99为刚性联轴器的效率。
电动机所需功率Pd为
Pd=Pw/n=6.045/0.833=7.257kw
由表16-3可以选取电动机的额定功率为7.5KW3,电动机转速的选择
电动机通常采用同步转速有1000r/min和1500r/min两种,对两种转速作对比。
由表16-3可知,同步转速是1000r/min的电动机,其满载转速Nm是970r/min;同步转速是15000r/min的电动机,其满载转速Nm是1440r/min.工作机的转速为
Nw=60*1000*1.25/3.14*370=64.555r/min总传动比i=nw/nm,其中nm为电动机的满载转速。
由表22-1可知,方案2传动比过大,为了使传动装置结构紧凑,选用传动方案1较为合理。
4.电动机型号的确定
根据电动机功率和同步转速,选用选用电动机型号为Y160M-6
由表16-3和16-4,可知有关参数如下电动机的额定功率P=7.5Kw电动机的满载转速nm=970r/min电动机的外伸轴直径D=42mm
电动机的外伸轴长度E=110mm
三.传动装置的运动学和动力学参数计算
1.总传动比及其分配
总传动比i=nm/nw=970/64.555=15.025根据2-2,选V带传动的传动比i1=2.1减速器的传动比if=i/i1=15.025/2.1=7.154
考虑两级齿轮的润滑问题,两级大齿轮应该有相近的浸油深度。
根据式2-8,两级齿轮减速器传动比i2与低速级传动比i3的传动比取1.3-1.5之间,即i2=1.4i3.I2=√1.4if=√1.4*7.154=3.164I3=if/i2=7.154/3.164=2.2612.传动装置中各轴的转速计算
根据传动中的各轴对轴次序编号:
0轴,1轴,2轴,3轴,4轴
n0=nm=970r/min
n1=nm=970/2.1r/min=461.904r/min
n2=n1/i2=461.904/3.164r/min=145.987r/minn3=n2/i3=145.987/2.261r/min=64.567r/minn4=n3=nw=64.567r/min
3.传动装置中各轴的功率计算
P0=pd=7.257kw
P1=pdɳ1=7.257*0.95kw=6.89415kw
P2=p1ɳ2ɳ3=6.89415*0.97*0.98=6.553kwP3=p2ɳ2ɳ3=6.553*0.98*0.97=6.229kwP4=p3ɳ2ɳ3=6.229*0.98*0.99=6.044kw
4.传动装置中各轴的输入转矩计算
T0=Td=9550pd/nm=9550*7.257/970N.M=71.447N.MT1=9550p1/n1=9550*6.89415/461.904N.M=142.538N.MT2=9550p2/n2=9550*6.553/145.987N.M=428.676N.MT3=9550p3/n3=9550*6.229/64.567N.M=921.321N.MT4=9550p4/n4=9550*6.044/64.567N.M=893.958N.M
将传动装置中各轴的功率,转速,转矩,如表所示
则
四、带传动设计
1.确定带传动的额定功率pca
已知p=7.257kw;nm=970r/min;i1=2.1。
有所以用的机械设计教材中的表8-8,查出带传动的工作情况系数Ka=1.1,则Pca=KaP=1.1*7.257=7.9827KW.2.选取带传动带型
选用C型,V带。
3.确定带轮基准直径
取主动轮基准直径dd1=250mm,从动轮基准直径dd2=i1*dd1=2.1*250=525mm带传动的实际传动比i1=dd2/dd1=2.1,与总传动比分配的带传动得传动比一致。
验算v带得线速度为
V=3.14dd1*nm/60*1000=3.14*250*970/30*1000=12.69
所以V带得线速度合适。
4.确定V带的基准长度和带传动的中心距
根据0.7(dd1+dd2)
Ld0=2a0+(3.14/2)(d1+d2)+(d2-d1)^2/4a0=2403.54mm
有机械设计表选带的基准长度Ld=2500mm.
计算带传动的实际中心距a
a=a0+(Ld-Ld')/2=600+(2500-2403.54)/2=648.23mm1、验算主动轮上的包角α1
a1=180-(dd2-dd1')*57.7/a=157.824>120所以,主动轮上的包角是合适的。
2、计算带v的根数z由m
n=970r/min,dd1=250mm,i=2.1查《机械
p0=7.133k6w
;则
;查表8-5得:
设计》教材中的的表8-4,;查表8-6得;
由线性关系得:
∆p0=0.4kw
查表8-2得
kL=1.07
z=
取
pca7.9827
==1.261249根
(p0+∆p0)kαkL(7.1336+0.4)⨯1.07⨯0.96
。
z=2根
3、计算带传动的预紧力
F0
q=0.k3g/m
,则
查《机械设计》教材中表8-3得:
单位长度质量
F0=500
pca2.57.988272.5
(-1)+qv3=[500⨯⨯(-1)+0.3⨯1.2612492]N=298.8Nvaka12.69⨯20.96
8、计算作用在带轮轴上的压轴力
Fp
157.824o
Fp=2zF0sin=2⨯2⨯298.8⨯sinN=585.648N
22
α
v带的主要参数列于表20-3中
表20-3带传动的主要参数
9、带轮结构设计
由表8-11得:
e=(12±0.3)mm;f=(8±1)mm。
带轮轮缘宽度:
B=(z-1)e+2f=28mm。
大带轮的轮毂直径由后续高速轴设计来定,
d=d11=35mm。
带轮的轮毂宽度L:
当B
五.高速级齿轮传动的设计
1、选定高速级齿轮的类型、精度等级、材料及齿数
(1)齿轮传动的类型:
按传动方案选用斜齿圆柱齿轮传动。
(2)精度等级:
由于输送机为一般工作机械,速度不高,故选用8级精度齿轮传动。
(3)齿轮材料:
由《机械设计》中表10-1选择小齿轮材料为45钢,并进行调质处理,平均硬度为235HBS,大齿轮材料为45钢,并进行正火处理,平均硬度为190HBS。
大、小齿轮的硬度差为45HBS。
(4)选择小齿轮齿数:
z1=31,则大齿轮齿数z2=i2z1=79.267,取z2=79。
齿数比
u=
79
=2.54831
(5)选择齿宽系数:
按软齿面齿轮,非对称安装,查表10-4,取齿宽系数φd=1.0。
(6)初选螺旋角:
β=13o。
2、按齿面接触疲劳强度设计
d1≥
1)确定公式内各项参数值
(1)由《机械设计》教材图10-20,选取区域系数ZH=2.330。
(2)大、小齿轮均采用45钢锻造,由《机械设计》教材表10-5,查得材料
系数
ZE=
(3)重合度系数Zε,由《机械设计》教材知Zε=0.75~0.88,齿数多时取小值。
取
Zε=0.8。
(4
)螺旋角系数Zβ==(5)小齿轮传递的扭矩为
T1=TI=142.538N.m=1.42538⨯105N.mm(6)试选载荷系数Kt=1.7。
(7)根据齿面硬度,由《机械设计》教材图10-25查得小齿轮接触疲劳强度极限
=0.987
σHlim1=560Mpa,大齿轮接触疲劳强度极限σHlim2=400Mpa
(8)计算应力循环次数
按N1=60n1jLh,式中:
j为齿轮每转一圈时,同一齿面啮合的次数。
在此取j=1,Lh为齿轮的工作寿命,单位为小时。
Lh=2班制⨯8小时⨯300天⨯10年。
所以
N1=60n1jLh=60⨯461.904⨯1⨯(2⨯8⨯365⨯10)=1.618⨯109N2=N1/u=1.618⨯109/3.047=5..31⨯108
(9)由教材图10-23查得接触疲劳寿命系数kHN1=0.91,kHN2=0.95。
(10)计算许用接触疲劳应力。
取安全系数S=1,失效率为1%。
则
kHN1σHlim1
=0.91⨯560MPa=509.6MPaSkσ
[σH2]=HN2Hlim2=0.95⨯400MPa=380MPa
S
[σ]+[σH2]509.6+380[σH]=H1==444.8MPa
22[σH1]=
2)设计计算
(1)计算齿轮分度圆直径d1t。
d1t≥=75.5436mm
(2)计算圆周速度v。
v=
πd1tn1
60⨯1000
=
3.14⨯75.5436⨯461.904
=1.82611m/s
60⨯1000
(3)计算载荷系数
由教材表10-2查得:
使用系数KA=1;根据v=1.25m/s、8级精度,由《机械设计》教材得动载荷系数kv=1.09,kα=1.3,kβ=1.3。
K=KAKVKFαKFβ=1⨯1.09⨯1.3⨯1.3=1.842
(4)校正分度圆直径。
按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,
d1=d1=75.5436=77.587mm
(5)计算齿轮模数mn。
md1cosβ75.587⨯cos13o
n=Z=20
=3.77mm
1取齿轮模数mn=3.5mm。
3、计算齿轮传动的几何尺寸
(1)中心距a。
a=
(z1+z2)mn2cosβ=(31+79)⨯3
2cos13o
=169.340mm
将中心距圆整为180mm
(2)按圆整后的中心距修正螺旋角。
β=arccos
(z1+z2)mn
2a
=11.23o
(3)计算大小齿轮的分度圆直径。
dz1mn1=
cosβ=21⨯3.5
cos11.23o
mm=74.92mmdz2mn2=
cosβ=64⨯3.5
cos11.23
o
mm=288.33mm(4)计算齿轮宽度。
b=φdd1=1⨯74.92mm=74.92mm
圆整后b=75mm。
所以,大齿轮宽度b2=75mm,小齿轮宽度b1=80mm。
4、校核齿根弯曲疲劳强度
σF=
2KT1
bdmYFaYSaYεYβ≤[σF]n
得
1)确定公式内各项参数值
(1)从教材图10-24,按齿面硬度查得:
小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFlim1=230MPa;大齿轮的弯曲疲劳强度极限σFlim2=180MPa。
(2)由教材,按应力循环次数
8
N1=1.618⨯109,N2=5.3⨯011
查图10-22得,弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.892,KFN2=0.92。
3(3)计算许用弯曲疲劳应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.4。
可得
[σF1]=
KFN1σFlim1
=146.542MPaSKσ
[σF2]=FN2Flim2=118.671MPa
S
(4)计算当量齿数。
zv1=
z120
==21.20833o
cosβcos11.23
z264
==67.86833o
cosβcos11.23
zv2=
(5)查取齿数系数及应力校正系数。
由教材图10-17、10-18、查得:
YFa1=2.815,YFa2=2.352,Ysa1=1.472,Ysa2=1.723(6)计算大小齿轮的
YFaYSa
,并加以比较:
[σF]
YFa1YSa12.815⨯1.472
==0.0282764
[σF1]146.542YFa2YSa22.352⨯1.723
==0.034149
[σF2]118.671
所以,大齿轮的
YFaYSa
数值大。
[σF]
(7)选取螺旋角系数Yβ=0.88。
(8)重合度系数Yε,由《机械设计》教材知Yε=0.63~0.87,齿轮多时取小值。
本例中齿数中等,所以,取Yε=0.65。
2)校核计算
σF2
2⨯1.842⨯1.42538⨯105=⨯2.352⨯1.723⨯0.88=100.59.6MPa≤[σF2]
75⨯70.92⨯3.5
所以,齿根弯曲疲劳强度满足要求。
5、齿轮结构设计
由于小齿轮的1的直径较小,故采用齿轮轴结构。
大齿轮2采用孔板式结构,结构尺寸按本书中的表5-11的经验公式来计算。
大齿轮2的孔径根据后续设计的中间轴配合部分的直径来确定,设计结果列于表20-4。
表20-4大齿轮结构尺寸
大齿轮2的结构草图如图20-2所示,高速级齿轮传动的尺寸列于表20-5。
图20-2大齿轮结构草图
表20-5高速级齿轮传动的尺寸
*
注:
ha,c*为齿顶高系数和顶隙系数。
GB/T1356-2001规定其标准值如下:
**①正常齿制。
当m≥1mm时,ha=1,c*=0.25;当m
五、低速级齿轮传动的设计
低速级齿轮传动的设计过程与高速级类似,故省略。
低速级齿轮传动的尺寸列于表20-6.
表20-6低速级齿轮传动的尺寸
六、轴的初步设计计算
根据轴上零件(齿轮、带轮、轴承、联轴器)的结构尺寸、装配关系、定位、零件间的相对位置等要求,参照本书中的图5-7、图5-8、图5-10、图5-14、及表5-3,设计出图21-4的减速器装配草图。
1、轴的材料选择
根据轴的工作条件,初选轴材料为45钢,调质处理。
2、轴的最小直径估算
按本书中的式5-1进行最小直径估算,即:
d≥mm)
当该轴段上有一个键槽时,d增大5%~7%;当有两个键槽时,d增大10%~15%。
C值
由本书中的表5-5来确定:
C=110。
1)高速轴
d'1min==120=29.52mm因为在最小直径处开有一个键槽为了安装大带轮,所以:
d1min=d'1min(1+7%)=29.52⨯(1+0.07)mm=31.61mm,圆整后取d1min=35mm。
2)中间轴
d'2min=因在中间轴最小直径安装滚动轴承,取标=120=42.65mm,
准值d2min=45mm。
3)低速轴
d'3min=
=120=55.03mm因在低速轴直径处安装联轴器,参见后面联轴器的选择,取联轴器孔径d3min=35mm。
3、高速轴的结构设计
高速轴系的结构尺寸如图20-3所示。
1)各轴段直径得确定
d11:
轴的最小直径,是安装大带轮的外伸轴段直径,d11=d1min=35mm。
d12:
密封处轴段直径,根据带轮轴向定位要求,定位高度h=(0.07~0.1)d11,以及密封
圈的尺寸要求,取d12=45mm。
滚动轴承处轴段直径,d13=55mm,由本书表13-1初选滚动轴承选30208,查表13-1d13:
得其尺寸为:
d⨯D⨯T⨯B=40⨯80⨯19.75⨯18mm。
d14:
过度轴段的直径,由于齿轮传动的线速度均小于2m/s,所以滚动轴承采用脂润滑,
考虑挡油盘的轴向定位,d14=35mm。
d15:
滚动轴承处轴段直径,同一个轴上安装的两个滚动滚动轴承是同一个型号,所以d15=d13=30mm。
2)各轴段长度的确定
l11:
由大带轮的轮毂孔宽度B=100mm确定,l11=98mm。
l12:
由箱体结构、轴承端盖尺寸、装配要求等确定,l12=100mm。
l13:
由滚动轴承、挡油环尺寸及装配要求等确定,l13=50mm。
l14:
由两级齿轮装配要求、箱体结构确定,l14=155mm。
l15:
由高速级小齿轮宽度b1=105mm确定,l15=105mm
3)细部结构设计
参见中间轴的结构设计。
4、中间轴的结构设计
中间轴系的初步结构如图20-4所示。
图20-3中间轴系结构图
1)各轴段直径的确定
d21:
最小直径,是滚动轴承处轴段直径,d21=d2min=30mm。
由本书中的表13-1可见,
滚动轴承选取30206,其尺寸为:
d⨯D⨯T⨯B=30⨯62⨯17.25⨯16mm。
d22:
低速级小齿轮轴段直径,根据低速级小齿轮尺寸确定,d22=60mm。
d23:
轴环直径,根据齿轮的轴向定位要求确定,d23=75mm。
d24:
高速级大齿轮轴段直径,根据低速级大齿轮尺寸确定,d24=60mm。
d25:
滚动轴承处轴段直径,同一个轴上安装的两个滚动轴承是同一个型号,所以,d25=d21=30mm。
2)各轴段长度的确定
l21:
由滚动轴承、挡油环尺寸及装配要求等确定,l21=35mm。
l22:
由低速级小齿轮的轮毂宽度B3=125mm确定,l22=123mm。
l23:
轴环宽度,l23=10mm。
l24:
由高速级大齿轮的轮毂宽度B2=100mm确定,l24=98mm。
l25:
由滚动轴承、挡油环尺寸及装配要求等确定,l25=35mm。
3)细部结构设计
由本书中的表11-26查出高速级大齿轮与轴之间安装键的尺寸为:
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