毕业论文-y系列三相异步电动机

PAGEPAGE16目录第一章传动方案拟定 1第二章电动机选择 1第一节电动机类型的选择 1第二节电动机功率选择 1第三节确定电动机转速 1第三章计算总传动比及分配各级的传动比 2第一节计算总传动比及分配各级传动比 2第四章运动参数及动力参数计算 2第一节计算各轴转速 2第二节计算各轴的功率 3第三节计算各轴扭矩 3第五章传动零件的设计计算 3第一节皮带轮传动的设计计算 4第二节齿轮传动的设计计算 6第三节齿轮的实体造型 9第六章轴的设计计算 10第一节输入轴的设计计算 10第二节输出轴的设计计算 13第三节、轴的实体造型 16第七章滚动轴承的选择及校核计算 16第一节计算输入轴承 16第二节计算输出轴承 17第三节轴承的实体造型 18第八章键联接的选择及校核计算 19第一节键的计算及校核 20第二节键的实体造型 20第九章箱体的设计 21第一节箱体的选择 21第十章减速器附件的选择 22第一节附件的选择 22第二节附件的实体造型 23第十一章润滑与密封 26第十二章减速器的实体装配 26主要参考文献资料: 29结束语 30致谢 31阳泉职业技术学院毕业设计说明书传动方案拟定第一节拟定传动方案根据要求和使用情况，应设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传第二章电动机选择第一节电动机类型的选择Y系列三相异步电动机第二节电动机功率选择（1）传动装置的总功率：η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒=0.95×0.992×0.97×0.99×0.97=0.87(2)电机所需的工作功率：P工作=FV/1000η总=2100×1.6/1000×0.87=3.87KW第三节确定电动机转速计算滚筒工作转速：n筒=60×1000V/πD=60×1000×1.6/π×400=76.43r/min按手册P7表1推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围Ia=3~6。取V带传动比I1=2~4，则总传动比理时范围为I’a=6~24。故电动机转速的可选范围为n’d=I’a×n筒n筒=（6~24）×76.43=458.58~1834.32r/min符合这一范围的同步转速有500、750、和1000r/min。根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号：因此有三种传动比方案：如指导书P15页第一表。综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第2方案比较适合，则选n=1000r/min

。根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y132M1-6。其主要性能：额定功率：4KW，满载转速960r/min。第三章计算总传动比及分配各级的传动比第一节计算总传动比及分配各级传动比1、总传动比：i总=n电动机/n筒=960/76.43=12.562、分配各级传动比据指导书P7表2-11-1，取齿轮i带=2.5（带i=2~∵i总=i齿轮×i带∴i齿轮=i总/i带=12.56/2.5=5.02第四章运动参数及动力参数计算第一节计算各轴转速nI=n电动机=960r/minn=2\*ROMANII=nI/i带=960/2.5=384(r/min)n=3\*ROMANIII=n=2\*ROMANII/i齿轮=384/5.02=76.43(r/min)niv=n=3\*ROMANIII/η联轴器=76.43/1==76.43(r/min)第二节计算各轴的功率P=1\*ROMANI=P工作=3.87KWP=2\*ROMANII=P=1\*ROMANI×η带=3.87×0.95=3.68KWP=3\*ROMANIII=P=2\*ROMANII×η轴承×η齿轮=3.68×0.99×0.97=3.53KWPiv=P=3\*ROMANIII×η联轴器×η轴承=3.53×0.99×0.99=3.46KW第三节计算各轴扭矩T=1\*ROMANI=9.55×1000P=1\*ROMANI/n=1\*ROMANI=9.55×1000×3.87/960=38.54N·mT=2\*ROMANII=9.55×1000P=2\*ROMANII/n=2\*ROMANII=9.55×1000×3.68/384=91.52N·mTiii=9.55×1000Piii/niii=9.55×1000×3.53/76.43=441.07N·mTiv=9.55×1000Piv/niv=9.55×1000×3.46/76.43=432.33N·m第五章传动零件的设计计算第一节皮带轮传动的设计计算（1）确定计算功率PC由课本P132表8-21得：kA=1.2PC=KAP=1.2×4=4.80KW（2）选取普通V带型号：根据PC=4.80KW，nI=960r/min；由课本P134图8-13得：选用A型V带（3）确定带轮基准直径：由课本图8.13和表8.6得，推荐的小带轮基准直径为80~100则取dd1=100mm>dmin=80dd2=n1/n2·dd1=960/384×100=250由课本P116表8-3，取dd2=250则实际传动比i，从动轮的实际转速分别为i=dd2/dd1=250/100=2.5n2’=n1/i=960/2.5=384从动轮转速误差为：（n2-n2’）/n2=（384-384）=0<0.05(允许)(4)验算带速V：带速V：V=πdd1n1/60×1000=π×100×960/60×1000=5.02在5~25m/s（5）确定带的基准长度Ld和实际中心矩a根据课本P134式（8-14）得：0.7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)0.7(100+250)≤a0≤2×(100+250)所以有：245mm≤a0≤故a0=500mm由课本P134式（8-15）得：L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)2/4a=2×500+1.57(100+250)+(250-100)2/4×500=1560.75根据课本P118表（8-4）取Ld=16根据课本P135式（8-16）得：a≈a0+（Ld-L0)/2=500+(1600-1560.75)/2=500+20=520(6)验算小带轮包角α1=1800-（dd2-dd1）/a×57.30=1800-（250-100）/520×57.30=1800-16.530=163.470>1200（适用）确定带的根数根据课本P127查表（8.9），用内插法得：P0=0.95根据课本P131式（8.11）得：△P0=0.60根据课本P131图（8.11）得：Ka=0.97根据课本P118表（8.4）得：KL=0.99由课本P135式（8.18）得：Z=PC/P=PC/(P0+△P0)KaKL=4.8/(0.95+0.60)×0.97×0.99=3.22圆整得Z=4。(8)计算初拉力F0及带轮轴上的压力FQ由课本P124表（8.6）查得q=0.1kg/m，由式（8.19）得F0=500PC/ZV（2.5/Ka-1）+qV2=[500×4.8/4×5.02×(2.5/0.97-1)+0.1×5.022]N=78.72N由式（8.20）可得作用在轴上的压力FQ，FQ=2ZF0sin（α1/2）=2×4×78.72sin（163.47/2）=88.17N第二节齿轮传动的设计计算（1）选择齿轮材料及精度等级考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用45调质刚，齿面硬度为220~250HBS。大齿轮选用45正火刚，齿面硬度170~210HBS；根据课本P211表（10.22）选7级精度。齿面精糙度Ra≤1.6~3.2μm(2)按齿面接触疲劳强度设计因为两齿轮均为钢质齿轮，可应用下式（10.22）求出d1的值。d1≥76.43(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3确定有关参数与系数：1)转矩T1T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×4/960=39791.7N·mm2)载荷系数k由课本P192表10.11取k=1.13）齿数Z1和齿宽系数φd取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数：Z2=iZ1=6×20=120实际传动比I0=120/20=6传动比误差：i-i0/I=6-6/6=0%<2.5%可用齿数比：u=i0=6因单级齿轮传动为对称布置，而齿轮齿面又为软齿面。所以由P210表10.20选取φd=1。4)许用接触应力[σH]由式（10.13）可得：[σH]=σHlimZNT/SH由课本P188图10.24查得：σHlim1=560MpaσHlim2=530Mpa由课本P133式6-52计算应力循环次数NLNL1=60njLh=60×384×1×5×300×24=8.2944×108NL2=NL1/i=8.2944×108/6=1.3824×108由课本查得接触疲劳的寿命系数：ZNT1=1ZNT2=1.06通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数SH=1.0[σH]1=σHlim1ZNT1/SH=560×1/1Mpa=560Mpa[σH]2=σHlim2ZNT2/SH=530×1.06/1Mpa=562Mpa故得：d1≥76.43(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3=76.43[1.1×99479.2×(6+1)/1×6×5602]1/3=56.56模数：m=d1/Z1=56.56/20=2.根据课本表取标准模数：m=3（3）主要尺寸计算分度圆直径：d1=mZ1=3×20mm=60mmd2=mZ2=3.0×120mm=360mm齿宽：b=φdd1=1×60mm=60mm取b=60mmb1=65mm齿轮传动的中心矩a：a=m/2(Z1+Z2)=3/2(20+120)=210mm(4)按齿根弯曲疲劳强度校核由式（10.24）得出：σF=(2kT1/bm2Z1)YFaYSa≤[σF]则校核合格。确定有关参数与系数：1）齿形系数YFa根据齿数Z1=20,Z2=120由表10.13得YFa1=2.81YFa2=2.142）应力修正系数YSa查表10.14得：YSa1=1.56YSa2=1.883)许用弯曲应力[σF][σF]=σFlimYSTYNT/SF由图10.25查得：σFlim1=210MpaσFlim2=190Mpa由图10.26查得：YNT1=1YNT2=1由表10.10查得：SF=1.3计算两轮的许用弯曲应力[σF]1=σFlim1YNT1/SF=210×1/1.3Mpa=162Mpa[σF]2=σFlim2YNT2/SF=190×1/1.3Mpa=146Mpa将求得的各参数代入式（10.24）σF1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1=(2×1.1×99479.2/60×32×20)×2.81×1.56Mpa=88.83Mpa<[σF]1σF2=(2kT1/bm2Z2)YFa1YSa1=(2×1.1×99479.2/60×3.02×120)×2.14×1.88Mpa=13.58Mpa<[σF]2故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够。5)验算齿轮的圆周速度VV=πd1n1/60×1000=3.14×60×384/60×1000=1.2m/s由表10.22可知，选7级精度是合适的。第三节齿轮的实体造型大齿轮小齿轮第六章轴的设计计算第一节输入轴的设计计算1、选择轴的材料，确定许用应力由已知条件知减速器传递的功率属中小功率，对材料无特殊要求，故选用45刚并经调质处理，硬度217~255HBS。由表(14.4)查得强度极限σB=650；再由表（14.2）差得许用弯曲应力[σ-1]b=602、按扭矩强度估算轴径根据表（14.1）得C=118~107。又由式（14.2）得d≥118~107(3.68/384)1/3mm=22.73~考虑有键槽，将直径增大5%，则d=（22.73~24.78）×(1+5%)=23.86~26.02mm∴选d=23、轴的结构设计（1）轴上零件的定位，固定和装配由于设计的是单级减速器，可将齿轮布置在箱体内部中央，将轴承对称安装在齿轮两侧，齿轮的左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和轴承端盖定位，则采用过渡配合固定。（2）确定各轴段的直径工段：d1=24mm长度取L1=2\*ROMANII段:因为h=2cc=1.5mmd2=d1+2h=24+2×2×1.5=30∴d2=30初选用7206C型角接触球轴承，其内径为30宽度为16mm考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，所以取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故=2\*ROMANII段长：L2=55+16+2=73=3\*ROMANIII段：直径d3=35mmL3=48Ⅳ段：直径d4=4由手册得：c=1.5h=2c=2×1.5=3mmd4=d3+2h=35+2×3=41mm长度与右面的套筒相同，即L4=20mm但此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由手册得安装尺寸h=3.该段直径应取：（30+3×2）=36mm因此将Ⅳ段设计成阶梯形，左段直径为36mmⅤ段直径d5=30mm.长度L5=19mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=100mm(3)按弯矩复合强度计算①求分度圆直径：已知d1=6②求转矩：已知T2=99479.2N·mm③求圆周力：FtFt=2T2/d2=99479.2/60=1657.98N求径向力FrFr=Ft·tanα=1657.98×tan200=603.4N⑤因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=50mm(1)绘制轴受力简图（如图a）（2）绘制垂直面弯矩图（如图b）轴承支反力：FAY=FBY=Fr/2=301.7NFAZ=FBZ=Ft/2=828N由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为MC1=FAyL/2=301.7×50=15.08N·m(3)绘制水平面弯矩图（如图c）截面C在水平面上弯矩为：MC2=FAZL/2=828×50=41.4N·m(4)绘制合弯矩图（如图d）MC=(MC12+MC22)1/2=(15.082+41.42)1/2=44.06N·m(5)绘制扭矩图（如图e）转矩：T=9.55×（P2/n2）×106=91.5N·m(6)绘制当量弯矩图（如图f）因减速器单向运转，故可认为转矩为脉动循环变化，修正系数取α=1，截面C处的当量弯矩：Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[44.062+(1×91.5)2]1/2=100.8N·m(7)校核危险截面C的强度σe=Mec/0.1d33=100.8/0.1×353=23.51MPa<[σ-1]b=60MPa∴该轴强度足够。第二节输出轴的设计计算1、选择轴的材料，确定许用应力由已知条件知减速器传递的功率属中小功率，对材料无特殊要求，故选用45刚并经调质处理，硬度217~255HBS。由表(14.4)查得强度极限σB=650；再由表（14.2）差得许用弯曲应力[σ-1]b=602、按扭矩初算轴径选用45调质钢，硬度（217~255HBS）根据表（14.1）得C=118~107。又由式（14.2）得d≥118~107(3.53/76.43)1/3mm=38.52~3考虑有键槽，将直径增大5%，则d=（38.52~32.7）×(1+5%)=40.45~34∴选d=353、轴的结构设计单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称分布在齿轮两侧，轴的外伸端安装联轴器。（1）轴的零件定位，固定和装配确定齿轮从轴的右端装入，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，这样齿轮在轴向位置被完全确定。齿轮的周向定位采用平键连接，轴承对称安装于齿轮的两侧轴肩和轴承端盖定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承和皮带轮依次从右面装入。（2）确定轴的各段直径和长度工段：初选7208C型角接球轴承，其内径为40mm，宽度为18mm。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长40mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度长为2mm。I段：d1=35mm长度取L1=38mm=2\*ROMANII段:因为h=2cc=1.5mmd2=d1+2h=24+2×2×1.5=40∴d2=4L2=80=3\*ROMANIII段：直径d3=45mmL3=5Ⅳ段：直径d4=5由手册得：c=1.5h=2c=2×1.5=3mmd4=d3+2h=35+2×3=41mm长度与右面的套筒相同，即L4=20mmⅤ段直径d5=47mm.长度L5=(3)按弯扭复合强度计算①求分度圆直径：已知d2=3②求转矩：已知T3=441.07N·m③求圆周力Ft：Ft=2T3/d2=2×441.07/360=2450N④求径向力FrFr=Ft·tanα=2450×tan20=891.72N⑤∵两轴承对称∴LA=LB=49mm(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZFAY=FBY=Fr/2=891.72/2=445.86NFAZ=FBZ=Ft/2=2450/2=1225N(2)由两边对称，书籍截C的弯矩也对称截面C在垂直面弯矩为MC1=FAYL/2=445.86×49=21.85N·m(3)截面C在水平面弯矩为MC2=FAZL/2=1225×49=60.03N·m(4)计算合成弯矩MC=（MC12+MC22）1/2=（21.852+60.032）1/2=60.2N·m(5)计算当量弯矩：根据课本P235得α=1Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[60.22+(1×441.07)2]1/2=445.2N·m(6)校核危险截面C的强度由式（10-3）σe=Mec/0.1d33=445.2/(0.1×453)=48.85Mpa<[σ-1]b=60Mpa∴此轴强度足够。第三节轴的实体造型输入轴第七章滚动轴承的选择及校核计算根据条件，轴承预计寿命5×300×24=36000小时第一节计算输入轴承（1）已知nⅡ=384r/min两轴承径向反力：FR1=FR2=828N初先两轴承为角接触球轴承7206C型轴承内部轴向FS=0.63FR则FS1=FS2=0.63FR1=315.1N(2)∵FS1+Fa=FS2Fa=0故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端FA1=FS1=315.1NFA2=FS2=315.1N(3)求系数x、y/FA1/FR1=315.1N/828N=0.38FA2/FR2=315.1N/828N=0.38根据课本表查得：e=0.68FA1/FR1<ex1=1FA2/FR2<ex2=1y1=0y2=0(4)计算当量载荷P1、P2根据课本表取fP=1.5P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×828+0)=1242NP2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×828+0)=1242N(5)轴承寿命计算∵P1=P2故取P=1242N∵角接触球轴承ε=3根据手册得7206CLH=16670/n(ftCr/P)3=16670/384×(1×23000/1242)3=275691h>36000h∴预期寿命足够。第二节计算输出轴承(1)已知nⅢ=76.43r/minFa=0FR=FAZ=1225N试选7208根据课本得FS=0.063FR,则FS1=FS2=0.63FR=0.63×1225=771.75N(2)计算轴向载荷FA1、FA2∵FS1+Fa=FS2Fa=0∴任意用一端为压紧端，1为压紧端，2为放松端两轴承轴向载荷：FA1=FA2=FS1=771.75N(3)求系数x、yFA1/FR1=771.75/1225=0.63FA2/FR2=771.75/1225=0.63根据课本表得：e=0.68FA1/FR1<ex1=1FA2/FR2<ex2=1y1=0y2=0(4)计算当量动载荷P1、P2根据表取fP=1.5P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1225)=1837.5NP2=fP(x2FR2+y2FA2)=1.5×(1×1225)=1837.5N(5)计算轴承寿命LH∵P1=P2故P=1837.5ε=3根据手册7208C型轴承Cr=3根据课本表得：ft=1Lh=16670/n(ftCr/P)3=16670/76.43×(1×34300/1837.5)3=1418639.5h>36000h∴此轴承合格。第三节轴承的实体造型输入轴承输出轴承第八章键联接的选择及校核计算第一节键的计算及校核轴径d1=24mm,L1查手册得，选用C型平键，得：键A8×7GB1096-79l=L1-b=38-8=30T2=99.48N·mh=7mm得，σp=4T2/dhl=4×99.48/（20×7×30）=94.74Mpa<[σR](110Mpa)2、输入轴与齿轮联接采用平键联接轴径d3=35mmL3=48mmT=441.07N·m查手册P51选A型平键键10×8GB1096-79l=L3-b=48-10=38mmh=8mmσp=4T/dhl=4×441.07/（35×8×38）=101.87Mpa<[σp](110Mpa)3、输出轴与齿轮2联接用平键联接轴径d2=51mmL2=50mmT=61.5Nm查手册P51选用A型平键键16×10GB1096-79l=L2-b=50-16=34mmh=10mmσp=4T/dhl=4×6100/51×10×34=60.3Mpa<[σp]第二节键的实体造型C型平键A型平键第九章箱体的设计第一节箱体的选择箱体是减速器的重要组成部分。它是传动零件的基座，应具有足够的强度和刚度。所以箱体采用灰铸铁铸造，为了便于轴系部件的安装和拆卸，箱体要制成沿轴心线水平剖分式。上箱盖和下箱座用普通螺栓联接成一整体。轴承座的联接螺栓应尽量靠近轴承座孔，而轴承座旁的凸台应具有足够的承托面，以便放置联接螺栓，并保证旋紧螺栓时需要的扳手空间。为了保证箱体具有足够的刚度，在轴承座附近加支撑肋。为了保证减速器安置在机座上的稳定性，并尽可能减少箱体底座平面的机械加工面积，箱体底座一般不采用完整的平面。第二节箱体的实体造型箱盖机座第十章减速器附件的选择第一节附件的选择1、检查孔及其盖板：选用板结构的视孔盖，为了检查传动零件的啮合情况、接触斑点、侧隙，并向箱体内注入润滑油，应在箱体的适当位置设置检查孔。通常，检查孔的盖板用螺钉固定在箱盖上。图中的检查孔为长方形，其大小应允许将手伸入箱内，以检查齿轮啮合情况。2、通气器：减速器工作时，箱体内温度升高，气体膨胀，压力增大，为使箱体内受热膨胀的空气能自由地排出，以保证箱体内外压力平衡，不致使润滑油沿分箱面和轴伸或其他缝隙渗漏，通常在箱体顶部装设通气器。图中采用的通气器是具有垂直通气孔的通气螺塞。通气螺塞旋紧在检查孔盖板的螺孔中。这种通气器结构有滤网，用于工作环境多尘的场合，防尘效果较好。由于在外界使用，有粉尘，所以选用通气器采用M181.5。3、轴承盖和密封装置：为了固定轴系部件的轴向位置并承受轴向载荷，轴承座孔两端用轴承盖封闭。图中所用的是凸缘式轴承盖，利用六角螺钉固定在箱体上。4、轴承挡油盘：轴承干油润滑时和稀油润滑时的挡油盘的功能和结构都是不同的。轴承稀油润滑时，挡油盘只安装在高速齿轮轴上，以防止齿轮齿侧喷出的热油进入轴承，影响轴承寿命。当齿根圆直径大于轴承座孔径时，可不安装挡油盘。5、启箱螺钉：为了加强密封效果，通常在装配时于箱体剖分面上涂以水玻璃或密橡胶，因而在拆卸时往往因胶结紧密使分开困难。为此常在箱盖联接凸缘的适当位置，加工出12个螺孔，旋入启箱用的圆柱端或平面的启箱螺钉。旋动启箱螺钉便可将上箱盖顶起。6、油面指示器：为了检查减速器内油池油面的高度，以便经常保证油池内有适量的油，一般在箱体便于观察、油面较稳定的部位，装设油面指示器。7、放油螺塞：换油时，为了排出污油和清洗剂，应在箱体底部、油池的最低位置处开设放油孔，平时放油孔用带有细牙螺纹的螺塞堵住。放油螺塞和箱体接合面间应加防漏用的垫圈。8、起吊装置：当减速器的质量超过25kg时，为了便于搬运，常常在箱体上设置起吊装置，如在箱体上铸出吊耳或吊钩等。第二节附件的实体造型窥视孔盖输出轴承端盖输入轴承端盖挡油环通气孔套筒调整垫片第十一章润滑与密封1.齿轮的润滑采用浸油润滑，由于低速级周向速度为，所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为60mm2.滚动轴承的润滑由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。润滑油的选择齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用L-AN15润滑油。密封方法的选取选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。密封圈型号按所装配轴的直径确定为（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。第十二章减速器的实体装配装配图装配图左装配图右主要参考文献资料:1、参考资料：[1]《机械设计基础》，高等教育出版社，