電機的選擇計算[共21頁]

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1、 課程設(shè)計 電機的選擇計算 2.1 選擇電動機的類型 按工作要求和工作條件選用Y系列三相籠型異步電動機，全封閉自扇冷式結(jié)構(gòu)，電壓380V. 2.2 選擇電動機的容量 工作機的有效功率為Pw=FV/1000=(2200N1.0m/s)/1000=2.2kw. 從電動機到工作機輸送帶間的總效率： 聯(lián)軸器的傳動效率 η1=0.99. 帶傳動效率η2=0.96. 一對圓錐滾子軸承的效率 η3= 0. 98. 一對球軸承的效率 η4= 0.99. 閉式直齒圓錐齒傳動效率η5= 0.97. 閉式直齒圓柱齒傳動效率η6= 0.97. 總效率=η21η2η33η4

2、η5η6=0.9920.960. 9830.990.970.97=0.817. 所以電動機所需工作功率為： Pd=Pw/η∑=2.2kw/0.817=2.69kw 2.3確定電動機轉(zhuǎn)速 查表得二級圓錐圓柱齒輪減速器傳動比i=8-40，而工作機卷筒軸的轉(zhuǎn)速為： d=250mm nw=601000V/πd=76.5r/m 所以電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為： nd=inw =(8-40) 76.5=(612-3060)r/m 符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有750 r/m,1000 r/m,1500 r/m,3000 r/m四種。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸，質(zhì)量及價格因素，為使傳動裝置結(jié)構(gòu)緊

3、湊，決定選用同步轉(zhuǎn)速為1000 r/m的電動機如表2-1： 表2-1 電動機的型號 額定功率/kw 滿載轉(zhuǎn)速/（r/m） 啟動轉(zhuǎn)矩 額定轉(zhuǎn)矩 最大轉(zhuǎn)矩 額定轉(zhuǎn)矩 Y132S-6 3 960 2.0 2.0 電動機的主要安裝 尺寸和外形尺寸如表2-2： 表2-2 尺寸/mm 型號 H A B C D E FGD G Y132S 132 216 140 89 38 80 108 33 2.4 計算傳動裝置的總傳動比i∑ 并分配傳動比 2.4.1 分配原則 1.各級傳動的傳動比不應該超過其傳動比的最大值 2.使所設(shè)計的傳動系

4、統(tǒng)的各級傳動機構(gòu)具有最小的外部尺寸 3.使二級齒輪減速器中，各級大齒輪的浸油深度大致相等，以利于實現(xiàn)油池潤滑 2.4.2 總傳動比i∑ 為： i∑ =nm/ nw=960/76.5=12.549 2.4.3分配傳動比： i∑ =i1i2 圓錐齒輪傳動比一般不大于3，所以： 直齒輪圓錐齒輪傳動比：i1=3 直齒輪圓柱齒輪傳動比: i2=4.18 實際傳動比：i’∑ = 34.18=12.54 因為△i=0.009<0.05,故傳動比滿足要求 2.5 計算傳動裝置各軸的運動和動力參數(shù) 2.5.1 各軸的轉(zhuǎn)速 Ⅰ軸 nI=nm=960r/m Ⅱ軸 nⅡ=nI/

5、 i1=960/3=320 r/m Ⅲ軸 nⅢ=nⅡ/ i2=320/4.18=76.6 r/m Ⅳ軸 nⅣ=nⅢ=76.6r/m 2.5.2 各軸的輸入功率 Ⅰ軸 PI= Pdη1=2.69kw0.99=2.663kw Ⅱ軸 PⅡ= PIη5η4=2.6630.990.97=2.557kw Ⅲ軸 PⅢ= PⅡη6η3=2.5570.970.98=2.43kw Ⅳ軸 PⅣ= PⅡη1η3=2.430.990.98=2.358kw 2.5.3 各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 電動機軸的輸出轉(zhuǎn)矩Td =9.551062.69/960=2.68104 N.mm

6、 所以： Ⅰ軸 TI=Tdη1=2.681040.99=2.65104 N.mm Ⅱ軸 TⅡ=TIη5η4i1=2.651040.990.973=7.63104 N.mm Ⅲ軸 TⅢ=TⅡη6η3i2=7.631040.970.984.18=3.03105 N.mm Ⅳ軸 TⅣ=TⅢη1η3=3.031050.990.98=2.94105 N.mm 運動和動力參數(shù)計算結(jié)果整理如表2-3： 表2-3 軸名 功率P/kw 轉(zhuǎn)矩T/(N.mm) 轉(zhuǎn)速n/（r/m） 傳動比i 效率η 電機軸 2.69 2.68104 960 1 0.99

7、Ⅰ軸 2.663 2.65104 960 13 0.98-0.99 Ⅱ軸 2.557 7.63104 320 3-4.18 0.98 Ⅲ軸 2.43 3.03105 76.6 4.18 0.97-0.98 Ⅳ軸 2.358 2.94105 76.6 1-4.18 0.97 3 傳動零件的設(shè)計計算 3.1 閉式直齒輪圓錐齒輪傳動的設(shè)計計算 a．選材 七級精度 小齒輪材料選用45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，HB=217~286， 大齒輪材料選用45號鋼，正火處理，HB=162~217， 按齒面接觸疲勞強度設(shè)計： σHmin1=0.87HBS+38

8、0 由公式得出： 小齒輪的齒面接觸疲勞強度σHmin1=600 Mpa ； 大齒輪的齒面接觸疲勞強度σHmin2 =550 Mpa b. (1) 計算應力循環(huán)次數(shù)N: N1=60njL=609601810300=2.765109 N2=N1/ i1=2.765109/3=9.216108 (2)查表得疲勞壽命系數(shù)：KHN1=0.91,KHN2=0.93,取安全系數(shù)SHmin =1 ∴[σ]H=σHmin KHN / SHmin ∴[σ]H1=6000.91/1=546 Mpa [σ]H2=5500.93/1=511.5 Mpa ∵[σ]H1>[σ]H2 ∴取511.

9、5 Mpa (3) 按齒面接觸強度設(shè)計小齒輪大端模數(shù)（由于小齒輪更容易失效故按小齒輪設(shè)計）: 取齒數(shù) Z1=24，則Z2=Z1i1=243=72， 取Z2=72 ∵實際傳動比u=Z2/Z1=72/24=3，且u=tanδ2=cotδ1=3 ∴δ1=18.435 δ2=71.565 則小圓錐齒輪的當量齒數(shù) zm1=z1/cosδ1=24/cos18.435=25.3 zm2=z2/cosδ2=72/cos71.565=227.68 (4)查表有材料彈性影響系數(shù)ZE=189.8，取載荷系數(shù)Kt=2.0 有∵T1=2.65104 T/(N.mm)，u=3，ФR1=1/3.

10、∴試計算小齒輪的分度圓直徑為： d1t≥2.92=63.96mm c.齒輪參數(shù)計算 (1)計算圓周速度 v=π*d1t*nI /60000=3.14*63.96*960/60000=3.21335m/s (2)計算齒輪的動載系數(shù)K 根據(jù)v=3.21335m/s，查表得： Kv=1.18,又查表得出使用系數(shù)KA=1.00 取動載系數(shù)K=1.0 取軸承系數(shù)K=1.5*1.25=1.875 齒輪的載荷系數(shù)K= Kv*KA* K *K=2.215 (3)按齒輪的實際載荷系數(shù)所得的分度圓直徑由公式: d1= d1t=63.96=66.15mm m=66.15/24=2.75

11、d．按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計： σFmin1=0.7HBS+275 由公式查得： (1)小齒輪的彎曲疲勞強度σFE1=500 Mpa ； 大齒輪的彎曲疲勞強度σFE2 =380 Mpa m≥ (2)查得彎曲疲勞強度壽命系數(shù)KFN1=0.86,KFN2=0.88. 計算彎曲疲勞強度的許用應力，安全系數(shù)取S=1.4 由[σF]=σFmin KFN / SFmin 得 [σF]1=σFE1* KFN1/S=500*0.86/1.4=308.929 Mpa [σF]2=σFE2* KFN2/S=380*0.88/1.4=240.214 Mpa 計算載荷系數(shù) K= Kv*KA* K

12、 *K=2.215 1.查取齒形數(shù)： YFa1=2.65, YFa2=2.236 2.應力校正系數(shù) Ysa1=1.58, Ysa2=1.754 3.計算小齒輪的YFa * Ysa /[σF]并加以比較 ∵YFa1 * Ysa1 /[σF]1 =2.65*1.58/308.928=0.01355 YFa2 * Ysa2/[σF] 2 =2.236*1.754/240.214=0.01632 ∴YFa1 * Ysa1 /[σF]1 < YFa2 * Ysa2/[σF] 2 所以選擇YFa2 * Ysa2/[σF] 2=0.01632 m≥ ==2.08

13、7 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由因為齒輪模數(shù)m的大小主要由彎曲強度決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力僅與齒輪的直徑有關(guān)，所以將取標準模數(shù)的值，即m=2.5。 按接觸疲勞強度計算的分度園直徑d1=66.15得，Z1=d1/m=66.15/2.5≈28,則Z2=Z1*m=28*3=84 f.計算大小錐齒輪的基本幾何尺寸 模數(shù)： m=2.5 分度圓直徑： d1=m*Z1=2.5*28=70mm； d2=m*Z2=2.5*82=210mm 齒頂圓直徑： da1=d1+2m* cosδ1=70+2*2.5* cos18

14、.435=74.74mm da2=d2+2m* cosδ2= 210+2*2.5*cos71.565=211.58mm 齒根圓直徑： df1= d1-2.4m* cosδ1=70-2*2.5* cos18.435=64.31mm df2= d2-2.4m* cosδ2=210-2*2.5*cos71.565=208.11mm 齒輪錐距： R=0.5m==110mm 將其圓整取R=112mm 大端圓周速度： v=π*d1t*nI /60000=3.14*63.96*960/60000=3.21335m/s 齒寬： b=R*=112/3=38mm 所以去b1=b2=38mm

15、 分度園平均直徑： dm1=d1*(1-0.5) =70*5/6=58mm dm2=d2*(1-0.5) =210*5/6=175mm 3.2 閉式直齒圓柱齒輪傳動的設(shè)計計算 a．選材 七級精度 小齒輪材料選用45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，HB=217~286， 大齒輪材料選用45號鋼，正火處理，HB=162~217， 按齒面接觸疲勞強度設(shè)計： σHmin1=0.87HBS+380 由公式得出： 小齒輪的齒面接觸疲勞強度σHmin1=600 Mpa ； 大齒輪的齒面接觸疲勞強度σHmin2 =550 Mpa b. (1) 計算應力循環(huán)次數(shù)N: N1=60njL=60320

16、1810300=9.216108 N2=N1/ i1=91216108/4.18=2.204108 (2)查表得疲勞壽命系數(shù)：KHN1=0.96,KHN2=0.98,取安全系數(shù)SHmin =1 ∴[σ]H=σHmin KHN / SHmin ∴[σ]H1=6000.96/1=576 Mpa [σ]H2=5500.98/1=539 Mpa ∵[σ]H1>[σ]H2 ∴取539 Mpa (3) 按齒面接觸強度設(shè)計小齒輪大端模數(shù)（由于小齒輪更容易失效故按小齒輪設(shè)計）: 取齒數(shù) Z1=24，則Z2=Z1i1=244.18=100， 取Z2=100 ∵實際傳動比u=Z2/Z1=

17、100/24=4.167， (4)查表有材料彈性影響系數(shù)ZE=189.8，取載荷系數(shù)Kt=1.5 有∵T1=7.63104 T/(N.mm)，u=3，ФR1=1/3. 齒寬系數(shù)：=1 ∴試計算小齒輪的分度圓直徑為： d1t≥2.32* =* =60.34mm c.齒輪參數(shù)計算 (1)計算圓周速度 v=π*d1t*nI /60000=3.14*60.34*320/60000=1.0104m/s 齒寬b=*d1t=1*60.34=60.34 計算齒寬與齒高之比：b/h 模數(shù)mt= d1t/Z1=60.34/24=2.514 h=2.25mt=5.6565 b/h=60

18、.34/5.6565=10.667 (2)計算齒輪的動載系數(shù)K 根據(jù)v=1.0104m/s，查表得： Kv=1.05,又查表得出使用系數(shù)KA=1.00 取動載系數(shù)K=1.1 取軸承系數(shù)K=1.1*1.25=1.42 齒輪的載荷系數(shù)K= Kv*KA* K *K=1.6401 (3)按齒輪的實際載荷系數(shù)所得的分度圓直徑由公式: d1= d1t=60.34=62.16mm m=62.16/24=2.59 d．按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計： σFmin1=0.7HBS+275 由公式查得： (1)小齒輪的彎曲疲勞強度σFE1=500 Mpa ； 大齒輪的彎曲疲勞強度σFE2 =3

19、80 Mpa m≥ (2)查得彎曲疲勞強度壽命系數(shù)KFN1=0.885,KFN2=0.905. 計算彎曲疲勞強度的許用應力，安全系數(shù)取S=1.4 由[σF]=σFmin KFN / SFmin 得 [σF]1=σFE1* KFN1/S=500*0.885/1.4=316.07 Mpa [σF]2=σFE2* KFN2/S=380*0.905/1.4=245.64 Mpa 計算載荷系數(shù) 由b/h=10.667,=1.42查得KF=1.45 K= Kv*KA* K *KF=1*1.05*1.1*1.35=1.559 1.查取齒形數(shù)： YFa1=2.65, YFa2=2.28

20、 2.應力校正系數(shù) Ysa1=1.58, Ysa2=1.79 3.計算小齒輪的YFa * Ysa /[σF]并加以比較 ∵YFa1 * Ysa1 /[σF]1 =2.65*1.58/316.07=0.01324 YFa2 * Ysa2/[σF] 2 =2.28*1.79/245.64=0.01661 ∴YFa1 * Ysa1 /[σF]1 < YFa2 * Ysa2/[σF] 2 所以選擇YFa2 * Ysa2/[σF] 2=0.01661 m≥ ==1.98 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由因為齒輪模數(shù)m的大小

21、主要由彎曲強度決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力僅與齒輪的直徑有關(guān)，所以將取標準模數(shù)的值，即m=2.5。 按接觸疲勞強度計算的分度園直徑d1=62.16得，Z1=d1/m=62.16/2.5≈26,則Z2=Z1*m=26*4.167=108 f.計算大小錐齒輪的基本幾何尺寸 模數(shù)： m=2.5 分度圓直徑： d1=m*Z1=2.5*26=65mm； d2=m*Z2=2.5*108=270mm 齒頂圓直徑： da1=d1+2 ha=65+2*2.5=70mm da2=d2+2 ha=210+2*2.5=275mm 齒根圓直徑： df1= d1-2hf=65-

22、2*2.5* (1+0.25)=58.75mm （ha=h*m） df2= d2-2hf=210-2*2.5* (1+0.25)=263.75mm （hf=（1.+0.25）m） 齒輪中心距： R=（d1+d2）/2=（65+270）/2=167.5,mm 齒寬： b=d1*=65*1=65mm 所以去小直齒輪b1=65mm， 大直齒輪b2=60mm 3.3 軸的設(shè)計計算 3.3.1減速器高速軸Ⅰ的設(shè)計 (1)選擇材料:由于傳遞中功率小，轉(zhuǎn)速不太高，故選用45號鋼，調(diào)質(zhì)處理 查表得，， (2)根據(jù) P1=2.663kW T1=2.65104 n1=960r/m

23、3 初步確定軸的最小直徑 取c=118mm dmin ≥c=118≈16.58mm 由于該軸有一個鍵槽，故軸的直徑應該加大5％-7％， 故dmin =16.581.05=17.409mm (3)考慮I軸與電動機軸用聯(lián)軸器連接，因為電動機的軸伸直徑為d=38mm，查表選取聯(lián)軸器的規(guī)格YL7 聯(lián)軸器的校核： 計算轉(zhuǎn)矩為:Tc=KT K為工作情況系數(shù)，工作機為帶式運輸機時，K=1.25-1.5。根據(jù)需要去K=1.5T為聯(lián)軸器所傳遞的轉(zhuǎn)矩，即: T=9550P/n=95502.663/960=26.19N Tc=KT=1.526.19=39.3N.m 聯(lián)軸器的需用轉(zhuǎn)矩Tn=12

24、50>39.3 許用轉(zhuǎn)速[n]=4750r/min>n=960r/m 所以聯(lián)軸器符合使用要求 (4)作用在小錐齒輪上的力： dm1=[1-0.5b/R]d1=[1-0.5/112]70=50.125mm ①圓周力：Ft1=2T1/ dm1=22.65104 /58.125=911.82N ②徑向力：Fr1= Ft1*tan20*cosδ1=911.82Ntan20cos18.435=314.83N ③軸向力:Fa1= Ft1*tan20*sin18.435=104.97N (5)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計如圖3-1： 圖3-1 (1)根據(jù)軸向定位的要求確定軸的

25、各段直徑和長度，為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，I-Ⅱ軸端右端需要制出一軸肩dI-Ⅱ =30mm，故取dⅡ-Ⅲ =35mm，為了保證軸噸擋圈只壓在半聯(lián)軸器上面不壓在軸的斷面上，故I-Ⅱ軸段取L I-Ⅱ =62mm。 初步選定滾動軸承，因為軸承同時有徑向力和軸向力的作用，故選單列圓錐滾子軸承。參照工作要求根據(jù)dⅡ-Ⅲ =35mm，根據(jù)機械設(shè)計手冊標準，單列圓錐滾子承選用型號為30208，其主要參數(shù)為d=40mm，D=80mm，T=19.75，B=18，C=16，所以dⅢ-Ⅳ =40mm，dⅣ-Ⅴ =50mm，dⅤ-Ⅵ =40mm，LⅢ-Ⅳ =17mm 取安裝齒輪處的軸端Ⅵ-Ⅶ的直徑dⅥ-Ⅶ

26、=32mm，齒輪的左端通過軸套定位，右端通過軸套和螺釘定位。軸段的長度取LⅥ-Ⅶ =58mm。 由軸承蓋寬度和套筒寬寬的確定LⅡ-Ⅲ =44mm。 d I-Ⅱ =30mm L I-Ⅱ =62mm dⅡ-Ⅲ =35mm LⅡ-Ⅲ =44mm dⅢ-Ⅳ =40mm LⅢ-Ⅳ =17mm dⅣ-Ⅴ =50mm LⅣ-Ⅴ =56mm dⅤ-Ⅵ =40mm LⅤ-Ⅵ =17mm dⅥ-Ⅶ =32mm LⅥ-Ⅶ =58mm 至此，已經(jīng)初步確定了軸的各段直徑和長度。 (6)求軸上的載荷如圖3-2 計算軸上的載荷：

27、 圖3-2 ①求垂直面內(nèi)的支撐反力： 該軸受力計算簡圖如下圖，齒輪受力 ∵LⅣ-Ⅴ =56mm 軸承的T=19.75mm a=17.6 ∴L2= LⅣ-Ⅴ+2（T-a）=56+2(19.75-17.6)=60.3mm 根據(jù)實際情況取L2=60mm，估取L3=40mm ∵=0,∴Rcy=Ft1(L2+L3)/L2=911.82(60+40)/60=1519.7N ∵，∴Rby= Ft1- Rcy=911.82-1519.7=-607.88N Mcy=1519.760=91182N.mm ②求水平面內(nèi)的支撐力： ∵=0，∴RCz= [Fr1(L2+L3)-Fal*dm1

28、/2]/L2=[314.83(60+40)- 104.9750.125/2]/L2=480.86N ∵=0，∴RBz=Fr1-RCz=314.83-480.48=-165.65N.m ∵水平面內(nèi)C點彎矩，Mz=480.8660=28851.6N.m ③合成彎矩： M===95637.71N.m ④作軸的扭矩圖如圖3-3 圖3-3 計算扭矩:T=T1=2.65104 N.m ⑤校驗高速軸Ⅰ：根據(jù)第三強度理論進行校核： ∵MD

29、=/3276.8=29.58Pa 所以滿足強度要求 3.3.2 減速器的低速軸Ⅱ的設(shè)計 (1)選取材料：由于傳遞中功率小，轉(zhuǎn)速不太高，故選用45號鋼，調(diào)質(zhì)處理， 查表得，， (2)根據(jù)P=2.557 T1=7.63104 N n1=320r/m (3)初步確定軸的最小直徑 取c=118mm dmin ≥c=118≈23.59mm 由于該軸有一個鍵槽，故軸的直徑應該加大5％-7％， 故dmin =23.591.05=24.77mm，取d=25mm dm1=（1-0.5b/R）d=174.375mm (4)大錐齒輪圓周力：Ft1=2T1/ dm1=27.63104 /

30、174.375=875.125N 徑向力：Fr1= Ft1*tan20*cosδ2=875.125tan20cos18.44=302.105N 軸向力:Fa1= Ft1*tan20*sinδ2=875.125tan20sin18.44=100.75N (5)作用在小齒輪上力： 圓周力：Ft3=2T2/d1=27.63104 /60=2543.33N 徑向力：Fr3= Ft3tan20=243.33tan20=925.7N (6)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 根據(jù)軸的各定位的要求確定軸的各段直徑和長度 初步選定滾動軸承，因為軸承同時有徑向力和軸向力的作用，故選單列圓錐滾子軸承。參照工作要求根據(jù)d

31、min=25mm取d I-Ⅱ =30mm，根據(jù)機械設(shè)計手冊標準，單列圓錐滾子承選用型號為30206，其主要參數(shù)為d=30mm，D=62mm，T=17.25， B=16，C=14，所以dⅤ-Ⅵ =30mm。如圖3-4 圖3-4 取安裝大圓錐齒輪處的軸端Ⅱ-Ⅲ的直徑dⅡ-Ⅲ =50mm，齒輪的左端通過軸套定位，右端通過軸套和螺釘定位。軸段的長度取LⅤ-Ⅵ=58.5mm。 由軸承蓋寬度和套筒寬寬的確定LⅡ-Ⅲ =59.8mm。 安裝小齒輪為齒輪軸，其齒寬為65mm，直徑為55mm，所以dⅢ-Ⅳ =55mm，LⅢ-Ⅳ =64mm軸Ⅳ-Ⅴ段根據(jù)擋油環(huán)河套筒得出dⅣ-Ⅴ

32、=40mm，LⅣ-Ⅴ =38mm。 d I-Ⅱ =30mm L I-Ⅱ =38mm dⅡ-Ⅲ =50mm LⅡ-Ⅲ =49mm dⅢ-Ⅳ =55mm LⅢ-Ⅳ =64mm dⅣ-Ⅴ =40mm LⅣ-Ⅴ =38mm dⅤ-Ⅵ =30mm LⅤ-Ⅵ =17mm 至此已經(jīng)初步確定了軸的各段直徑和長度 3.3.3 減速器低速軸Ⅲ的設(shè)計計算 (1)選擇材料：由于傳遞中功率不大，轉(zhuǎn)速不太高，故選用45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表得，， (2)由軸上扭矩初算軸的最小直徑： 機用的減速器低速軸通過聯(lián)軸器與滾筒的軸相連接，其傳遞功率P=2.43kw。轉(zhuǎn)速

33、n=76.6r/m，轉(zhuǎn)矩T=3.03105 由機械設(shè)計查得c=118，所以： dmin ≥c=118≈33.24mm 由于該軸有一個鍵槽，故軸的直徑應該加大5％-7％， 故dmin =33.241.05=34.9mm，取d=35mm (3)考慮Ⅲ軸與卷筒伸軸與聯(lián)軸器連接。查表選用聯(lián)軸器規(guī)格為LH3 聯(lián)軸器的校核： 計算轉(zhuǎn)矩為：Tc=KT K為工作情況系數(shù)，工作機為帶式運輸機時，K=1.25-1.5。根據(jù)需要去K=1.5T為聯(lián)軸器所傳遞的轉(zhuǎn)矩，即: T=9550P/n=95502.43/76.6=302.95N Tc=KT=1.5302.95=454.43N.m 聯(lián)軸器

34、的需用轉(zhuǎn)矩Tn=1250>454.43 許用轉(zhuǎn)速[n]=4750r/min>n=76.6r/m 所以聯(lián)軸器符合使用要求 (4)作用在大直齒輪上的力： 圓周力：Ft4= Ft3=2543.33N Fr4= Fr3=925.7N (5)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計如圖3-5 如圖3-5 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，I-Ⅱ軸端右端需要制出一軸肩dI-Ⅱ =40mm，故取dⅡ-Ⅲ =50mm，為了保證軸噸擋圈只壓在半聯(lián)軸器上面不壓在軸的斷面上，故I-Ⅱ軸段取L I-Ⅱ =80mm。 初步選定滾動軸承，因為軸承只有軸向力的作

35、用，故選深溝球軸承。參照工作要求根據(jù)dⅡ-Ⅲ =50mm，根據(jù)機械設(shè)計手冊標準，深溝球承選用型號為60210，其主要參數(shù)為d=50mm，D=90mm，B=20mm，所以dⅢ-Ⅳ =56mm，為大齒輪的右端定位制造出一軸肩的高度為65mm，寬度為10mm，即dⅣ-Ⅴ =65mm，LⅣ-Ⅴ=10mm，dⅤ-Ⅵ =50mm，LⅢ-Ⅳ =17mm 取安裝齒輪處的軸端Ⅵ-Ⅶ的直徑dⅥ-Ⅶ =60mm，齒輪的左端通過軸套定位，右端通過軸套和螺釘定位。大直齒輪的齒寬為60mm，所以軸段Ⅵ-Ⅶ的長度取LⅥ-Ⅶ =58mm。 為保證機箱的寬度，故為確保機箱的寬度，Ⅱ軸和Ⅲ軸安裝軸承的軸的長度應向?qū)?，故?/p>

36、LⅡ-Ⅲ =322.5mm。 由軸承蓋端的總寬度和擋圈寬度軸承的寬度來確定LⅡ-Ⅲ =58.5mm d I-Ⅱ =40mm L I-Ⅱ =88mm dⅡ-Ⅲ =50mm LⅡ-Ⅲ =66mm dⅢ-Ⅳ =56mm LⅢ-Ⅳ =59.8mm dⅣ-Ⅴ =65mm LⅣ-Ⅴ =10mm dⅤ-Ⅵ =60mm LⅤ-Ⅵ =58mm dⅥ-Ⅶ =50mm LⅥ-Ⅶ =58.5mm 至此，已經(jīng)初步確定了軸的各段直徑很長度。 (6)求軸上的載荷 該軸受力計算簡圖如圖3-6： 計算軸的載荷：

37、 圖3-6 ①求垂直面內(nèi)的支撐力： ∵ΣMC=0，∴RBY= Ft4L1/（ L1+L2）=2543.33109.8/（109.8+78.5）=1484.04N ∵ΣY=0，∴Rcy= Ft4- RBY =2543.33-1484.04 =1059.29 N， ∴垂直面內(nèi)D點彎矩： MDy= RcyL1=1059.29109.8=116310.04 Nm ， M= RBY L2=1484.0478.5=116497.14Nm ②水平面內(nèi)的支撐

38、反力： ∵ΣMC=0，∴RBz=Fr4 L1/（ L1+L2）=925.7109.8/188.3=539.78N ∵ΣZ=0，∴RCz= Fr4- RBz =925.7-539.78=385.92N， ∵水平面內(nèi)D點彎矩 MDz= RCz L1=385.92109.8=42420.32Nm， M= RBz =539.7878.5=42372.73 Nm ③合成彎矩：MD===123804.31 Nm， M===42407.7Nm ④作舟的扭矩圖如圖3-7 圖3-7 計算扭矩:T=T1=3.03105 N.mm。 ⑤校核低速軸Ⅲ:根據(jù)第三強度理論進行

39、校核： 由圖可知，D點彎矩最大，故驗算D處的強度 ∵MD

40、1，Y=0； 當A/R>e時，X=0.4,Y=1.6 (2)計算軸承D的受力（圖1.5）， ①支反力RB===630.04 N， RC===1593.96 N ②附加軸向力（對滾子軸承 S=Fr/2Y） ∴SB=RB/2Y=630.04/3.2=196.88 N， SC=RC /2Y=1593.96/3.2=498.1125 N ③軸向外載荷 FA=Fa1=104.97 N (4)各軸承的實際軸向力 AB=max（SB，F(xiàn)A -SC）= FA -SC =104.97-498.1125=393.14N， AC=（SC，F(xiàn)A +SB）= S

41、C =498.15N (5)計算軸承當量動載 由于受較小沖擊查表得 fd=1.2，又軸I受較小力矩，取fm =1.5 ∵ AB/RB=393.14/630.04=0.623＞е=0.37 ， ∴取X=0.4，Y=1.6， ∴PB= fdfm（X RB +YAB）=1.8（0.4630.04+1.6393.14）=1585.872N ∵AC/ RC =498.15/1585.872=0.314＜е=0.37 ，取X=1，Y=0， ∴PC= fdfm（X RC +YAC）=1.21.511593.96=2869.128N (6)計算軸承壽命 又PB ＜PC，故按PC計算，查表

42、，得ft=1.0 ∴L10h=106 （ftC/P）/60n1=106 （59800/2869.128）10/3 /（60960）=0.032106 h。 4.2 減速器低速III軸滾動軸承的選擇與壽命計算 (1)高速軸的軸承只承受一定徑向載荷，選用深溝球軸承，初取d=55㎜，由表選用型號為6210，其主要參數(shù)為：d=50㎜，D=90㎜，Cr=33500 N，Cr0=25000 (2)計算軸承D的受力 支反力:RB===1579.15 N， RC===1127.39 N (3)軸向外載荷 FA=0 N (4)計算軸承當量動載 由于受較小沖擊查表 fd

43、=1.2，又軸I受較小力矩，取fm =1.5 ∴PB= fdfm RB =1.21.51579.15=2842.47 N ∴PC= fd fm RC =1.21.511127.39= 2029.3N (5)計算軸承壽命 又PB >PC，故按PC計算，查表得ft=1.0 ∴L10h=106 （ftC/P）/60n3=106 （33500 /2842.47）10/3 /（6076.6）=14.82106 h 當減速器內(nèi)的浸油傳遞零件（如齒輪）的圓周速度V≥2m/s時，采用齒輪傳動時飛濺出來的潤滑油來潤滑軸承室最簡單的，當浸油傳動零件的圓周速度v≤2m/s時，油池中的潤

44、滑油飛濺不起來，可采用潤滑脂潤滑軸承。然后，可根據(jù)軸承的潤滑方式和機器的工作環(huán)境是清潔或多塵選定軸承的密封方式。 5 鍵聯(lián)接的選擇 5.1 高速軸的鍵連接 1．高速軸I輸出端與聯(lián)軸器的鍵連接 采用圓頭普通平鍵（GB1095-79 ，GB1096-79），由d=30㎜，查表得 bh=87，因L1長為60㎜，故取鍵長L=50㎜ ， 2.小圓錐齒輪與高速軸I的的鍵聯(lián)接 采用圓頭普通平鍵（GB1095-79 ，GB1096-79），由d=32㎜，查表得 bh=108，因小圓錐齒輪寬為38㎜，L1長為40mm，故取鍵長L=30㎜ 5.2 低速軸的鍵連接 1.大圓錐齒輪與低速軸II的鍵

45、聯(lián)接 采用圓頭普通平鍵（GB1095-79 ，GB1096-79），由d=50㎜，查表得 bh=149，因大圓錐齒輪寬為38㎜，且L1長為60mm，故取鍵長L=50㎜ 2．小柱齒輪與低速軸II的鍵聯(lián)接 采用圓頭普通平鍵（GB1095-79 ，GB1096-79），由d=55㎜，查表得 bh=1610，因小圓柱齒輪寬為65㎜，且L1長為65mm，故取鍵長L=55㎜ 3.大圓柱齒輪與低速軸III的的鍵聯(lián)接 采用圓頭普通平鍵（GB1095-79 ，GB1096-79），由d=60㎜，查表得 bh=1811，因大圓柱齒輪寬為60㎜，且L1長為60mm，故取鍵長L=50㎜ 3.低速軸II

46、I輸出端與聯(lián)軸器的鍵聯(lián)接 采用圓頭普通平鍵（GB1095-79 ，GB1096-79），由d=40㎜，查表得 bh=128，因L1長為80㎜，故取鍵長L=70㎜ 6 減速器機體的結(jié)構(gòu)設(shè)計 減速器機體是用來支持和固定軸系部件的重要零件。機體應有足夠的強度和剛度，可靠的潤滑與密封及良好的工藝性。 鑄鐵機體被廣泛采用，它具有較好的吸震性，良好的切削性能和承壓性能。 6.1 機體要具有足夠的剛度 設(shè)計機體時，要保證機體有足夠的剛度，主要措施是： (1)保證軸承座的剛度。為了增加軸承座的剛度，軸承座應有足夠的厚度，當軸承座孔采用凸緣式軸承蓋時，軸承座的厚度常取為2.5d3，d3為軸承蓋的

47、鏈接螺栓的直徑。 為了增加軸承座的剛度，可在軸承座附近加支撐肋板或采用凸壁式機體。肋板有外肋和內(nèi)肋兩種結(jié)構(gòu)形式。內(nèi)肋結(jié)構(gòu)剛度大，外表面光滑美觀，且存油量增加。因此，雖然工藝比較復雜，內(nèi)壁阻礙潤滑油的流動，但是目前采用內(nèi)肋的機體還在逐漸增加。 為了提高軸承座鏈接的剛度，座孔兩側(cè)的鏈接螺栓距離s1應盡量小一些，但不與端蓋螺釘孔相干涉。通常s1≈D2，D2為軸承座外徑，取螺栓中心線與軸承座外徑D2的圓相切的位置。為此軸承座旁邊應州出凸臺，軸承座凸臺的高度可以根據(jù)c1的大小用作圖法來確定。設(shè)計凸臺結(jié)構(gòu)時，應在三個基本 視圖上同時進行，當凸臺位置在機壁外側(cè)是，凸臺可設(shè)計成圓弧結(jié)構(gòu)。當機體同一側(cè)有多個

48、大小不等的軸承座時，除了要保證扳手空間c1和c2外，軸承旁邊凸臺的高度應盡量去相同的高度，以使軸承旁邊鏈接螺栓長度都一樣，減少了螺栓的品種，而且應按直徑最大的軸承座確定凸臺的高度。 (2)機蓋和機座的連接凸緣及機座底部凸緣應具有足夠的厚度和寬度。一般機蓋和機座的連接凸緣厚度為機體壁厚的1.5倍，即b=1.5，b=1.5。機蓋和機座連接凸緣的寬度和凸緣的類型有關(guān)，對外凸緣，其寬度為 B≥+ c1+c2， 式中，為機壁厚，c1，c2為凸緣上連接螺栓d2的扳手空間尺寸；對內(nèi)凸緣，其寬度為： K≥(2-2.2)d 式中，d為機蓋和機座間連接螺栓直徑 機座底部凸緣承受很到的傾覆力矩，應該很好

49、地固定在機架或地基上，因此，所設(shè)計的機座底部凸緣應有足夠的強度和剛度。為增加機座底部凸緣的剛度，常取凸緣厚度p=2.5，為機座的壁厚，而凸緣的寬度按地腳螺栓直徑df，由扳手空間c1和c2的大小確定。 為了增加地腳螺栓的連接剛度，地腳螺栓孔的間隔距離不應太大，一般為(150-200)mm地腳螺栓的數(shù)量通常取4-8個。 6.2 機體的結(jié)構(gòu)要便于機體內(nèi)零件的潤滑，密封及散熱 減速器的傳動件，通常采用浸油潤滑，為了滿足潤滑和散熱的需用，機體油池必須有足夠的儲油量。同時為了避免浸油傳動件回轉(zhuǎn)式將油池底部沉積的污物攪起，大齒輪的的齒頂圓到油池地面的距離H1應不小于（30-50）mm，由此可決定機座的

50、中心高H，如果H值與相連電動機的中心高相接近，則可取電動機的中心高作為減速器機座的中心高，從而簡化安裝減速器和電動機的平臺機架結(jié)構(gòu)。 傳動件在油池中的浸油深度。圓柱齒輪應浸入1-2各齒高，但不應該小于10mm，這個有油面位置為最低油面位置?？紤]使用中油不斷蒸發(fā)損耗，還應給春一個允許的最高油面。對中小型減速器，其最高油面比最低油面高處（10-15）mm即可。此外還應保證傳動件浸油深度最低不得超過齒輪半徑的1/4-1/3，以免攪油損耗過大。錐齒輪的浸油深度取齒寬的1/2最為最低油面位置。浸油也不應小于10mm。 為了保證機蓋與機座連接處的密封，可采取的措施有：連接凸緣出應有足夠的寬度外，連接表

51、面應精刨，其表面粗糙度應不小于6.3，密封要求高的表面還要經(jīng)過刮研。裝配時可涂密封膠，但不允許放任何墊片。在螺栓的布置上應盡量做到均勻，對稱，并注意不要與吊耳，吊鉤，定位銷等發(fā)生干涉。 6.3 機體結(jié)構(gòu)要具有很好的工藝性 機體結(jié)構(gòu)工藝性主要包括鑄造工藝性和機械加工工藝性等方面。良好的工藝性對提高加工精度和生產(chǎn)率，降低成本及提高裝配質(zhì)量等有重大影響，因此設(shè)計機體時要特別注意。 (1)鑄造工藝性要求 設(shè)計鑄造機體時應充分考慮鑄造過程的規(guī)律。力求形狀簡單，結(jié)構(gòu)合理，壁厚均勻，過渡平緩，保證鑄造方便，可靠，盡量避免產(chǎn)生縮孔，裂紋，澆鑄不足和冷隔等各種鑄造缺陷。 (2)機械加工工藝性的要求

52、機械加工工藝性性綜合反映了零件機械加工的可行性和經(jīng)濟性。在進行機體結(jié)構(gòu)設(shè)計室，為獲得良好的機械加工工藝性，應盡可能減少機械加工量，為次在機體上需要合理設(shè)計凹坑和凸臺，采用銑沉頭座孔等，減少機械加工表面的面積，還應盡量減少在機械加工時工件和刀具的調(diào)整次數(shù)，方便加工。 螺栓連接的支承面應當進行機械加工，經(jīng)常采用圓柱銑刀銑出沉頭座孔。 6.4 確定機蓋大小齒輪一段的外輪廓半徑 (1)機蓋大齒輪一端的外輪廓半徑的確定 輪廓半徑=大齒輪的齒頂圓半徑+，式中有經(jīng)驗公式確定。外輪廓半徑數(shù)值應適當圓整 (2)機蓋小齒輪一端的外輪廓半徑的確定 這一端的外輪廓圓弧半徑不能像大齒輪一端那一用公式確定。因

53、為小齒輪直徑較小，按上述公式計算會是機體的內(nèi)壁不能超出軸承座孔。一般這個圓弧半徑的選取應使得外輪廓 弧線在軸承旁邊的凸臺邊緣的附近。這個圓弧線可以超出軸承旁邊的凸臺。 7 潤滑和密封設(shè)計 7.1 潤滑 當減速器內(nèi)的浸油傳遞零件（如齒輪）的圓周速度V≥2m/s時，采用齒輪傳動時飛濺出來的潤滑油來潤滑軸承室最簡單的，當浸油傳動零件的圓周速度v≤2m/s時，油池中的潤滑油飛濺不起來，可采用潤滑脂潤滑軸承。然后，可根據(jù)軸承的潤滑方式和機器的工作環(huán)境是清潔或多塵選定軸承的密封方式。浸油潤滑不但起到潤滑的作用，同時有助于箱體的散熱。為了避免浸油的攪動功耗太大及保證齒輪合嚙區(qū)的充分潤滑，傳動件浸入油

54、中的深度不宜太深或太淺，設(shè)計的減速器的合適浸油深度H對應圓柱齒輪一般為1個齒高，但不應小于10mm，保持一定的深度和存油量。油池太淺易激起箱底沉渣和油污，引起磨料磨損，也不易散熱。換油事件為半年，主要取決于油中雜質(zhì)多少及被氧化，被污染程度。 7.2 密封 減速器需要密封的部位很多，有軸伸出處，軸承內(nèi)側(cè)，箱體接受能力合面和軸承蓋，窺視孔和放油的接合面等處。 軸伸出處的密封:作用是使?jié)L動軸承與箱外隔絕，防止?jié)櫥吐┏鲆约跋潴w外的雜質(zhì)，水及灰塵等侵入軸承室，避免軸承急劇磨損和腐蝕。由脂潤滑選用氈圈密封，氈圈密封結(jié)構(gòu)簡單，價格便宜，安裝方便，但對軸頸接觸的磨損較嚴重，因而功耗大，氈圈壽命短。

55、軸承內(nèi)側(cè)的密封：該密封處選用擋油換密封，其作用用于脂潤滑的軸承，防止過多的油進入軸承內(nèi)，破壞脂的潤滑效果 箱蓋與箱座的密封：接合面上涂上密封膠。 8 箱體設(shè)計的主要尺寸及數(shù)據(jù) 箱體的尺寸及數(shù)據(jù)如表8-1： 表8-1 名稱 符合 減速器形式及尺寸 mm 圓錐齒輪減速器 機座壁厚 0.01(d1+d2)≥8 10 機蓋壁厚 1 0.02a+3≥8 10 機座凸緣厚度 b 1.5 15 機蓋凸緣厚度 b1 1.51 15 機座底凸緣厚度 P 2.5 25 地腳螺釘直徑 df 0.015(d1+d2)+1≥12 12 地腳螺釘數(shù)目

56、 n 6 6 軸承旁邊連接螺栓直徑 d1 0.75 df 10 機蓋與機座連接螺栓直徑 d2 (0.5-0.6) df 8 連接螺栓d2的間距 l 150-200 180 軸承蓋螺釘直徑 d3 (0.4-0.5) df 6 窺視孔蓋螺釘直徑 d4 (0.3-0.4) df 6 定位銷直徑 d (0.7-0.8)d2 5 d1，d2，d3至外壁距離 C1 18 18 d1，d2至凸緣邊緣距離 C2 16 16 軸承旁凸臺半徑 R1 18 18 凸臺高度 H 3 6 外機壁至軸承座端面距離 L1 C1+c2+(5-8) 40 外、內(nèi)機壁至軸承座端面距離 L2 +c1+c2(5-8) 58 大齒輪頂圓與內(nèi)機壁距離 1 >1.2 12 齒輪端面與內(nèi)機壁距離 2 ≥ 10 機蓋，機座肋厚 m1,m2 m1=0.851,m2=0.851 8 軸承端蓋外徑 D2 軸承座孔直徑+5d3 70 軸承端蓋凸緣厚度 e (1-1.2)d3 7 軸承旁邊連接螺栓距離 s 一般取s=D2 20