三相异步电动机设计.doc

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1、计算内容计算结果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= 0.95闭式直齿圆柱齿传动效率6= 0.97b. 总效率=12 23 3456=0.960.992 0.983 0.990.950.97=0.808c. 所需电动机的输出功率 Pr=Pw/=2.4/0.808=3kw3. 选择电动机的型号 查参考文献1表4-12.2 得 表1.1方案号电机类型额定功率同步转速满载转速总传动比 1Y100L2-431500142022.294 2Y132S-63100096015.072根据以上两种可行同步转速电机对比可见，方案2传动比小且质量价格也

2、比较合理，所以选择Y132S-6型电动机。三， 动和动力参数的计算1. 分配传动比（1） 总传动比i=15.072（2） 各级传动比：直齿轮圆锥齿轮传动比 i12=3.762， 直齿轮圆柱齿轮传动比 i23=4（3） 实际总传动比i实=i12i34=3.7624=15.048,i=0.0210.05，故传动比满足要求满足要求。2. 各轴的转速（各轴的标号均已在图1.1中标出）n0=960r/min，n1=n0=960r/min，n2=n1/ i12=303.673r/min，n3= n2/ i34=63.829r/min，n4=n3=63.829r/min3. 各轴的功率=0.808Pr=3

3、kw选用三相异步电动机Y132S-6p=3 kwn=960r/mini=15.072i12=3.762i23=4n0=960r/minn1=960r/minn2=303.67r/minn3=63.829r/minn4=63.829r/min 3.计算内容计算结果p0=pr=3 kw， p1= p02=2.970kw, p2= p143=2.965 kw, p3= p253=2.628 kw, p4=p323=2.550 kw 4. 各轴的转矩，由式：T=9.55Pi/ni 可得：T0=29.844 Nm, T1=29.545 Nm, T2=86.955 Nm, T3=393.197 Nm, T

4、4=381.527 Nm四，传动零件的设计计算1. 闭式直齿轮圆锥齿轮传动的设计计算a选材：小齿轮材料选用45号钢，调质处理，HB=217255，HP1=580 Mpa，Fmin1 =220 Mpa大齿轮材料选用45号钢，正火处理，HB=162217，HP2=560 Mpa，Fmin2 =210 Mpab. 由参考文献2（以下简称2）式（533），计算应力循环次数N：N1=60njL=609601811250=1.26710 N2=N1/i2 =1.26710/3=2.52210查图517得 ZN1=1.0，ZN2=1.12，由式（529）得 ZX1=ZX2=1.0，取SHmin=1.0，ZW

5、=1.0，ZLVR=0.92，H1=HP1ZLVRZWZX1ZN1/SHmin=5800.92=533.6 Mpa，H2=HP2ZN2ZX2ZWZLVR/SHmin =5601.120.92=577 MpaH1 H2，计算取H= H2=533.6 Mpac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=21，则Z2=Z1 i12=3.76232=79，取Z2=79实际传动比u=Z2/Z1=79/21=3.762，且u=tan2=cot1，2=72.2965=7216 35，1=17.7035=1742 12，则小圆锥齿轮的当量齿数zm1=z1/cos1

6、=21/cos17.7035=23，zm2=z2/cos2=79/cos72.2965=259.79 p0= 3 kw p1= 2.970 kwp2= 2.965 kw p3=2.628 kw p4=2.550 kwT0=29.844 Nm T1=29.545 Nm T2=86.955 Nm T3=393.197Nm T=381.527NmHP1=580 Mpa，Fmin1=220 MpaHP2=560 Mpa，Fmin2=210 MpaH=533.6Mpa圆锥齿轮参数Z1=21Z2=791=1742 122 =7216 35 4.计算内容计算结果由2图5-14，5-15得 YFa=2.8，Y

7、sa=1.55，YFa2=2.23，Ysa2=1.81ZH=2/cossin=2/cos20sin20=2.5 由2表11-5有 ZE=189.8，取KtZ=1.1， 由2 取K=1.4又 T1=28.381 Nm ，u= 3.762，R=0.3 由2式5-56计算小齿轮大端模数： m4KT1YFaYsa/RZF（1-0.5R）2 u2 +1 将各值代得 m1.498由2表5-9取 m=3 d齿轮参数计算：大端分度圆直径 d1=mz1=321=63，d2=mz2=379=237齿顶圆直径 da1=d1+2mcos1=63+6cos17.7035=68.715，da2=d2+2mcos2=237

8、+6cos72.2965=238.827齿根圆直径df1=d1-2.4mcos1=63-7.2cos17.7035=56.142df2=d2-2.4mcos2=237-7.2cos72.2965=231.808齿轮锥距 R=d1+ d2/2=122.615，大端圆周速度 v=d1n1/60000=3.1463960/60000=3.165m/s，齿宽b=RR =0.3122.615=36.78由2表5-6，选齿轮精度为8级由1表4.10-2得1=（0.10.2）R=（0.10.2）305.500=30.0560.1取1=10，2=14,c=10轮宽 L1=（0.10.2）d1=（0.10.2）

9、93=12.4L2=（0.10.2）d2=（0.10.2）291=39e验算齿面接触疲劳强度： 按2式5-53H= ZHZE2KT1u+1/bd u（1-0.5R）2 ，代入各值得圆锥齿轮参数m=3 d1=63d2=237da1= 68.715da2=238.827df1=56.142df2=231.808R=122.615v=3.165m/sb= 36.781=102=14c=10L1=12.4L2=39 5.计算内容计算结果H=470.899H =533.6 Mpa 小齿轮满足接触疲劳强度，且大齿轮比小齿轮接触强度高，故齿轮满足接触强度条件f齿轮弯曲疲劳强度校核：按2式5-55由2图5-1

10、9得YN1=YN2=1.0，由2式 5-32及m=25，得YX1=YX2=1.0取YST=2.0，SFmin=1.4，由2式5-31计算许用弯曲应力：F1= Fmin1YFa1Ysa1YST/ SFmin =2202.0/1.4=314.29 MpaF2= Fmin2YFa2Ysa2YST/ SFmin =2102.0/1.4=300 MpaF1F2， F=F2=300 Mpa由2式5-24计算齿跟弯曲应力：F1=2KT1YFa1Ysa1/b1md1（1-0.5R）=21.4800702.81.55/0.85228.93562=181.59 300 MpaF2=F1 YFa2Ysa2/（YFa

11、1Ysa1）=181.591.812.23/（2.81.55）=178.28300Mpa两齿轮满足齿跟弯曲疲劳强度2. 闭式直齿轮圆柱齿轮传动的设计计算a选材：小齿轮材料选用45号钢，调质处理，HB=217255，HP1=580 Mpa，Fmin1=220 Mpa大齿轮材料选用45号钢，正火处理，HB=162217，HP2=560 Mpa，Fmin2=210 Mpab. 由参考文献2（以下简称2）式（533），计算应力循环次数N：N1=60njL=609601811250=1.26710， N2=N1/i23=1.26710/3=2.52210查图517得 ZN1=1.05，ZN2=1.16，

12、由式（529）得 ZX1=ZX2=1.0，取SHmin=1.0，ZW=1.0，ZLVR=0.92，H1=HP1ZLVRZWZX1ZN1/SHmin=5801.050.92=560.28 MPaH=533.6 MpaF=300 MpaHP1=580 MpaFmin1=220 MpaHP2=560 MpaFmin2=210 Mpa 6.计算内容计算结果H2=HP2ZN2ZX2ZWZLVR/SHmin=5601.160.92=597.63 MPaH1 H2，计算取H= H2=560.28 Mpac. 按齿面接触强度计算中心距（由于小齿轮更容易失效故按小齿轮设计）：u=i34=4，a=0.4，ZH=2

13、/cossin=2/cos200 sin200 =2.5且由2表11-5有 ZE=189.8，取KtZ=1.1 2式5-18计算中心距： a（1+u）KT1 （ZE ZHZ/H）2 /（2ua）=51.1869552.5189.8/（240.4560.28）=147.61 由1表4.2-10 圆整 取 a=160d齿轮参数设计：m=（0.0070.02）a=180（0.0070.02）=1.263.6查2表5-7取 m=2齿数Z1=2a/m（1+u）=2160/2（1+4）=32Z2=uZ1=432=128 取Z2=128则实际传动比 i=149/31=4分度圆直径 d1=mz1=232=64

14、 ，d2=mz2=2128=256齿顶圆直径 da1= d1+2m=68，da2=d2+2m=260齿基圆直径 db1= d1cos=64cos20o =60.14db2= d2cos=256cos20o =240.56齿根圆直径 df1= d1-2.5m=64-2.52=59df2= d2-2.5m=256-2.52=251圆周速度 v=d1n2/60103 =3.1425663.829/60103 =1.113 m/s，中心距 a=（d1+d2）/2=160齿宽 b=aa =0.4160=64由2表5-6，选齿轮精度为8级H=560.28 Mpa圆柱齿轮参数m=2Z1=32Z2=128d1

15、=64 d2=256da1=8da2=260db1 =60.14db2 =240.56df1=59df2= 251v=1.113 m/sa=160b=64 7.计算内容计算结果e. 验算齿面接触疲劳强度按电机驱动，载荷平稳，由2表5-3，取KA=1.0；由2图5-4（d），按8级精度和VZ/100=dn/60000/100=0.30144，得Kv=1.03；由2表5-3得Ka=1.2；由2图5-7和b/d1=72/60=1.2，得KB=1.13； K=KvKaKAKB=1.031.21.01.13=1.397 又a1=arccosdb1/da1=arccos（60.14/68）=28.0268

16、=281 36；a2 = arccosdb2/da2=arccos（2240.56/260）=22.0061=220 17重合度 a=z（tana1-tan）+ z（tana1-tan）/2=32（tan28.0268-tan20）+128（tan22.0061-tan20）=1.773即Z=（4-a）/3=0.862，且 ZE=189.8，ZH=2.5 H =ZHZEZ2KT1（u+1）/bd2 1页：7u=2.5189.80.86221.397835105.8065/（72622 5.024）=240.63H =560.28 Mpa 小齿轮满足接触疲劳强度，且大齿轮比小齿轮接触强度高，故齿

17、轮满足接触强度条件f齿轮弯曲疲劳强度校核：按Z1=32，Z2=128，由2图5-14得YFa1=2.56，YFa2=2.18；由2图5-15得Ysa1=1.65，Ysa2=1.84由2式5-23计算 Y=0.25+0.75/a=02.5+0.75/1.773=0.673由2图5-19得YN1=YN2=1.0，由2式 5-32切m=25，得YX1=YX2=1.0取YST=2.0，Sfmin=1.4，由2式5-31计算许用弯曲应力：F1= Fmin1YFa1Ysa1YST/ Sfmin =2202.0/1.4=314.29 MpaF2= Fmin2YFa2Ysa2YST/Sfmin=2102.0/

18、1.4=300 MpaF1= 314.29 MpaF2= 300 Mpa 8.计算内容计算结果F1F2， F=F2=300 Mpa由2式5-24计算齿跟弯曲应力：F1=2KT1YFa1Ysa1Y/bd1m=21.397835102.561.650.673/（26464）=71.233 300 MpaF2=F1YFa2Ysa2/YFa1Ysa1=71.2331.842.18/（2.561.65）=67.644300 Mpa两齿轮满足齿跟弯曲疲劳强度五， 轴的设计计算4. 减速器高速轴I的设计a. 选择材料：由于传递中小功率，转速不太高，故选用45优质碳素结构钢，调质处理，按 2表8-3查得 B=

19、637 Mpa， b-1=59 Mpab. 由扭矩初算轴伸直径：按参考文献2 有 dAp/n n0=960r/min，p1=2.97 kw，且A=0.110.16d11623 取d1=20c. 考虑I轴与电机伸轴用联轴器联接。并考虑用柱销联轴器，因为电机的轴伸直径为dD=38，查1表4.7-1选取联轴器规格HL3（Y3882，Y3060），根据轴上零件布置，装拆和定位需要该轴各段尺寸如图1.2a所示d. 该轴受力计算简图如图1.2b ， 齿轮1受力：（1）圆周力Ft1=2T1/dm1=229.545/（6410-3 ）=915.52 N，（2）径向力Fr1= Ft1tancos1=915.52

20、tan200 cos17.70350 =317.44 N， （3）轴向力Fa1= Ft1tansin1=915.52tan200 sin17.70350 =101.33 N，e. 求垂直面内的支撑反力：MB=0，Rcy= Ft1（L2+L3）/L2=915.52（74+55）/74=1595.97.97 N Y=0，RBY= Ft1-Rcy=915.52-1595.97=-680.45 N，F=300 MpaB=637 Mpa， b-1=59 Mpad1=20选用柱销联轴器HL3（Y3882，Y3060）Ft1=915.52 NFr1=317.44 NFa1=101.33 NRcy= 1595

21、.97NRBY=-680.45 N 9. 计算内容计算结果垂直面内D点弯矩Mdy=0，M= Rcy L3+ RBY（L2+L3）=1595.9755-680.45129= 3662.14 N=3.662 Nmf. 水平面内的支撑反力：MB=0，RCz=Fr1(L3+L2)-Fa1dm1/2/L2 =317.44（74+55）-680.4564/74=419.07 N，Z=0，RBz= Fr1- RCz =317.44-419.07=-101.63N，水平面内D点弯矩MDz=0，M= RCzL3+ RBz(L3+L2)= 419.0755-101.63129=-7.095Nmg. 合成弯矩：MD

22、=M+ M= 0 Nm， M=M+ M=7.98 Nmh. 作轴的扭矩图如图1.2c所示，计算扭矩：T=T1 =29.545NmI. 校核高速轴I：根据参考文献3第三强度理论进行校核： 由图1.2可知，D点弯矩最大，故先验算D处的强度， MD M ，取M= M=7.98 Nm， 又抗弯截面系数：w=d3 min /32=3.14203 /32=1.04510m =M+T/ w=7.98+29.545/1.04510=39.132b-1= 59 Mpa故该轴满足强度要求。2. 减速器低速轴II的设计a. 选择材料：因为直齿圆柱齿轮的小轮直径较小（齿跟圆直径db1=62）需制成齿轮轴结构，故与齿轮

23、的材料和热处理应该一致，即为45优质碳素结构钢，调质处理按 2表8-3查得 b=637 Mpa， b-1=59 Mpab. 该轴结构如图1.3a，受力计算简图如图1.3b齿轮2受力（与齿轮1大小相等方向相反）：Ft2=915.52N， Fr2=317.44 N， Fa2= 101.33 N，齿轮3受力：Mdy=0M= 3.662 NmRCz=419.07 NRBz= -101.63NMDz=0M= -7.095NmMD=0 Nm， M=7.98 NmT= 29.545NmM= 7.98 Nmb=637 Mpa， b-1=59 MpaFt2=915.52NFr2=317.44 NFa2= 101

24、.33 N 10.计算内容计算结果（1）圆周力Ft3=2T2/dm3=286.955/（6410-3 ）=2693.87N （2）径向力Fr3= Ft2tan=2693.87tan200 =980.49 N c. 求垂直面内的支撑反力：MB=0，RAy= Ft2（L2+L3）+ Ft3L3/（L1+L2+L3）=915.52（70+63）+2693.8763/183=1919.26 N Y=0，RBY=Ft2+Ft3-Rcy=915.52+2693.87-1919.26=1690.13 N垂直面内C点弯矩：MCy = RAy L1=1919.2621.5=41.26 Nm，M= RBY（L2+

25、L3）- Ft3L2 =1690.13133-2693.8770= 41.26 Nm，D点弯矩：MDy= RBY L3=1690.1363= 92.96Nm，M= Ray（L1+L2）- Ft2 L2=1919.26120-915.5270=92.96 Nmd. 水平面内的支撑反力：MB=0，RAz=Fr2(L3+L2)+Fr3L3-Fa2dm2/2/（L1+L2+L3） =317.44133980.4963-101.33238.827/2/128=750.70 NZ=0，RBz= Fr2+ Fr3- RAz =317.44+980.49-750.70=547.23N，水平面内C点弯矩：MCz

26、= RAzL1=750.7050=23.65 Nm，M1 Cz= RBz (L3+L2)- Fr3L2=547.23133 - 980.4970=-10.55Nm，D 点弯矩：MDz = RBz L3=547.2363=30.10 Nm，M1 Dz= RAz（L1+L2）-Fa2dm2/2- Fr2 L2=750.70120-101.33164.9/2-317.4470= 29.92Nm e. 合成弯矩：MC=M+ M= 47.56NmM=M+ M=42.59 NmFt3=2693.87N F r3=980.49 NRAy=1919.26 NRBY=1690.13 NMCy=41.26 NmM

27、 =41.26NmMDy= 92.96 NmM= 92.96 NmRAz=750.70 NRBz=547.23NMCz=23.65 NmM1 Cz=-10.55NmMDz=30.10 NmM1 Dz=29.92NmMC=47.56NmM=42.59 Nm 11. 计算内容计算结果MD=M+ M=97.71 Nm，M=M+ M= 97.66Nmf. 作轴的扭矩图如图1.3c所，计算扭矩：T=T2=86.955Nmg. 校核低速轴II强度，由参考文献3第三强度理论进行校核：1. 由图1.3可知，D点弯矩最大，故先验算D处的强度， MD M ，取M= M=97.71 Nm，抗弯截面系数：w=d3 m

28、in /32=3.14303 /32=2.6510-6 m3 =M2 +T2 / w=97.712 +86.9552 /2.6510-3 =44.27b-1=59 Mpa（2）.由于C点轴径较小故也应进行校核： MC M ，取M= M=47.56 Nm，抗扭截面系数：w=d3 min /32=3.14303 /32=2.6510-6 m3 =M2 +T2 / w=47.562 +86.9552 /2.6510-6 =35.14b-1= 59 Mpa故该轴满足强度要求3. 减速器低速轴III的设计a. 选择材料：由于传递中小功率，转速不太高，故选用45优质碳素结构钢，调质处理，按2表8-3查得

29、B=637 Mpa， b-1=59 Mpab. 该轴受力计算简图如图1.2b 齿轮4受力（与齿轮1大小相等方向相反）：圆周力Ft4=2693.87N，径向力Fr4=980.49 N c. 求垂直面内的支撑反力：MC=0，RBY= Ft4L1/（ L1+L2）=2693.8771/（125+71）=1157.52 N Y=0，Rcy= Ft4- RBY =2693.87-1157.52 =1536.35 N，垂直面内D点弯矩MDy= RcyL1=1536.3555=84.50 Nm ，M= RBY L2=1157.52125=84.50 Nmd. 水平面内的支撑反力：MD=97.71 NmM=9

30、7.66NmT =86.955NmM= 47.56 NmB=637 Mpab-1=59 MpaFt4=2693.87NFr4=980.49 NRBY=1157.52 N Rcy=1536.35 NMDy=84.50 NmM=84.50 Nm 12.计算内容计算结果MC=0，RBz=Fr4 L1/（ L1+L2）=980.4970/196=421.31NZ=0，RCz= Fr4- RBz =980.49-421.31=559.18N，水平面内D点弯矩MDz= RCz L1=559.1871=30.75 Nm，M= RBz L2=421.31125=30.76 Nme. 合成弯矩：MD=M+ M=

31、 90.20 Nm， M=M+ M=89.92 Nmf. 作轴的扭矩图如图1.2c所，计算扭矩：T=T3=393.197Nmg. 校核低速轴III：根据参考文献3第三强度理论校核： 由图1.2可知，D点弯矩最大，故先验算D处的强度， MD M ，取M= MD =90.20 Nm， 又抗弯截面系数：w=d3 min/32=3.14423 /32=7.2710-6 m3 =M2 +T2 / w=90.20 2 +393.1972 /7.2710-6 =55.73b-1= 59 Mpa故该轴满足强度要求。六，滚动轴承的选择与寿命计算1. 减速器高速I轴滚动轴承的选择与寿命计算a. 高速轴的轴承既承受

32、一定径向载荷，同时还承受轴向外载荷，选用圆锥滚子轴承，初取d=40，由1表4.6-3选用型号为30208，其主要参数为：d=40，D=80，Cr=59800 N，=0.37，Y=1.6，Y0=0.9，Cr0=42800查2表9-6当A/R时，X=1，Y=0；当A/R页：14时，X=0.4，Y=1.6b. 计算轴承D的受力（图1.5）， （1）支反力RB= R+ R=36.252 +269.272 =271.70 N，RC= R+ R=1184.792 +353.692 =1236.46 N（2）附加轴向力（对滚子轴承 S=Fr/2Y） RBz=421.31NRCz=559.18NMDz=30.

33、75 NmM=30.76 NmMD=90.20 NmM=89.92 NmT= 393.197NmM= 90.20 Nm选用圆锥滚子轴承30208（GB/T297-94）RB=271.70 NRC=1236.46 N 13.计算内容计算结果SB=RB/2Y=271.70/3=90.57 N，SC=RC /2Y=1236.46/3=412.15 Nc. 轴向外载荷 FA=Fa1=101.33 Nd. 各轴承的实际轴向力 AB=max（SB，FA -SC）= FA -SC =310.82 N，AC=（SC，FA +SB）= SC =412.15 Ne. 计算轴承当量动载 由于受较小冲击查2表9-7

34、fd=1.2，又轴I受较小力矩，取fm =1.5 AB/RB=310.82/271.70=1.144=0.37 ，取X=0.4，Y=1.6， PB= fdfm（X RB +YAB）=1.8（0.4271.7+1.6310.82）=1090.79 NAC/ RC =412.15/1236.46=0.33=0.37 ，取X=1，Y=0，PC= fdfm（X RC +YAC）=1.21.511236.46= 2225.63Nf. 计算轴承寿命 又PB PC，故按PC计算，查2表9-4 得ft=1.0 L10h=106 （ftC/P）/60n1=106 （59800/2225.63）10/3 /（60

35、960）=0.12106 h，按每年250个工作日，每日一班制工作，即L1=60.26L=11年 故该轴承满足寿命要求。2. 减速器低速II轴滚动轴承的选择与寿命计算a. 高速轴的轴承既承受一定径向载荷，同时还承受轴向外载荷，选用圆锥滚子轴承，初取d=35，由1表4.6-3选用型号为30207，其主要参数为：d=35，D=72，Cr=51500 N，=0.37，Y=1.6，Y0=0.9，Cr0=37200 查2表9-6当A/R时，X=1，Y=0；当A/R页：15时，X=0.4，Y=1.6b. 计算轴承D的受力（图1.6） 1. 支反力RB=R+R=1919.262 +547.232 =1995

36、.75 NSB=90.57 NSC=412.15 NFA=101.33 NAB=310.82 NAC=412.15 NPB=1090.79 NPC=2225.63N选用圆锥滚子轴承30207（GB/T297-94）RB=1995.75 N 14.计算内容计算结果RA= R + R =750.702 +353.692 =922.23 N2. 附加轴向力（对滚子轴承 S=Fr/2Y） SB=RB /2Y=1995.75/3.2=623.67 N，SA=RA/2Y=922.23/3.2=288.20 Nc. 轴向外载荷 FA=Fa2=101.33 Nd. 各轴承的实际轴向力 AB=max（SB，FA

37、 +SA）= SB =623.67 N，AA=（SA，FA-SB）= FA-SB =522.34 Ne. 计算轴承当量动载 由于受较小冲击查2表9-7 fd=1.2，又轴I受较小力矩，取fm =1.5 AB/RB=623.67/1995.75=0.312=0.37，取X=1，Y=0 PB= fd fm（X RB +YAB）=1.21.51995.75=3592.35 NAA/ RA =522.34/922.23=0.566=0.37，取X=0.4，Y=1.6 PA= fd fm（X RA +YAA）=1.8（0.4922.23+1.6522.34）=2168.34Nf. 计算轴承寿命 又PB

38、PA，故按PB计算，查2表9-4 得ft=1.0 L10h=106 （ftC/P）/60n2=106 （51500/3592.35）10/3 /（60303.673）=0.1833106 h，按每年250个工作日，每日一班制工作，即L1=91.65L=11年 故该轴承满足寿命要求。3. 减速器低速III轴滚动轴承的选择与寿命计算a. 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1表4.6-3选用型号为6211，其主要参数为：d=55，D=100，Cr=33500 N，Cr0=25000b. 计算轴承D的受力（图1.5）支反力RB= R+ R=1157.522 +421.312 =1231.81 N，RC= R+ R=1536.352 +559.182 =1634.95 Nc. 轴向外载荷 FA=0 NRA=922.23