电机选择传动比与效率分配参数计算
机械设计计算说明书
m=1.5mm
Z 1 = d 1 /m
大齿轮齿数， Z 2 = i1 Z 1 5.1.4 几何尺寸计算 (1)计算大、小齿轮的分度圆直径
Z1≈31 Z2≈96 d1=46.5mm d2=144mm a=95.25mm B1=50mm B2=46mm
96 3.1 31 3.1 3.1 0% 5% 3.1
Pw =
2）电动机输出功率 Pd
Fv 1000 Pw
η 2 5 传动装置的总效率 η =η 1 η 2 η 32η 4η 5 式子中的η 1、 η 2……是为从电动机至滚筒至卷筒轴之间的各传动机 构和轴承的效率。由机械设计课程设计指导书中查得弹性联轴器 η 1=0.99；滚动轴承η 2=0.99；闭式圆柱齿轮η 3=0.97； 开式圆柱齿轮η 4=0.95；滚筒与绳子之间的传动η 5=0.98。 所以电动机额定功率应选择 Pcd=5.5kW 3）电动机的转速 为了便于选择电动机转速，先推算电动机转速的可选范围。查得 圆柱齿轮的的单极传动比范围 i=3~6，则电动机转速可选范围为
K=1.512
YFaYSa σF
加以比较
YFa1YSa1 =0.01363 σ F 1
YFa 2 YSa 2 =0.01603 σ F 2
大齿轮的数值大。 (2)设计计算 m≥
3
2 KT1 YFaYSa · σF φ d z12
m≥1.44mm
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于由齿根弯曲强度计算的 模数，由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接 触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可 取由弯曲强度算得的模数 1.44 并就近圆整为标准值 m=1.5mm，按接触强度算得的 分度圆直径为 d1＝45.898mm，算出小齿轮的齿数
电动机的选择与运动参数计算
电动机的选择与运动参数计算；η=η齿η轴承3η联轴器2=0.9720.9830.992=0.87ω =2V/D=1.1/0.16=6.875(rad/s)n w=(60*1000*V w)/(πD)=65.6847(r/min)p w=(T w n)/(9550*ηw)=(420*65684.7)/(9950*0.95)=3.04(kw)Pd=pw/η=3040/0.87=3455(w)= 3.455(kw)Ped =(1~1.3)pdPed=3.455~4492(kw)由书p216查得电动机：Y132M1-6传动比较小，因此选择Y132M1-6电机计算两级齿轮传动比：I1=(1.3*14.77)^0.5=4.38I2=i1/1.34.38/1.3=3.37各轴转速n0=nm=960(r/min)N1=nm=960(r/min)N2=n1/i1=960/4.38=219.18(r/min)N3=n2/i2=960/4.38/3.37=65(r/min)N4=n3=65(r/min)各轴输入功率：P0=3.5(kw)P1=p0*.0.99=0.3465(kw)P2=p1*0.97*0.98=3.29(kw)P3=p2*0.97*0.98=3.13(kw)P4=p3*0.99*0.98=3.03(kw)各轴转矩：T0=9550*3.5/960=34.8(N*m)T1=9550*3.465/960=34.5(N*m)T2=9550*3.29/219.68=143(N*m)T3=9550*3.13/65=459(N*m)T4=9550*3.03/65=445.2(N*m)============================================高速级齿轮设计：等级精度8级一年工作300天β初定15°240hbs 45钢（调质）硬度差41hbs 小齿轮40Cr(调质) 按齿面接触强度设计D1t≥试取 kt=1.6T1=34.5(n·m)U=i1=4.36σZE=188 (表10-6)ZH=2.425(表 10-30)S 取 1σlim1=620（Mpa）σlim2=550（Mpa） (图 10-21) 计算应力循环次数：N1=300*8*2*60*960=2.76*108（次）N2=300*8*2*60*219.8=6.33*107（次）kHN1=0.95 kHN2=0.99 (图 10-19) [σH1]= kHN1*σlim1/S=620*0.95=589(Mpa)[σH2]= kHN2*σlim2/S=550*0.99=544（Mpa）εα1=0.77, εα2=0.81 εα=0.77+0.81=1.58（图10-26）Ψd=1 （表10-7）带入公式，得 d1t=38.16(mm)V=П*d1t*n1/60/1000=3.14*38.16/960/60/1000=1.9772(m/s)b=Ψd*d1t=38.16(mm)h=2.25*mnt=2.25*1.4744=3.3174(mm)b/h=38.16/3.3174=11.5计算纵向重合度εβ= 0.318*Ψd*tanβ*Z=2.1计算载荷系数kA=1 （表10-2）KV=1.12 （图10-8）kv=1.12 （图10-8）khβ=1.45(表10-4)khα=1.5（表10-3）得 k=kA*kV*kHα*kHβ=1*1.1*1.45*1.5=2.3925按实际载荷系数校正所得的分度圆直径D1= =33.371（mm）计算模数mn： mnt=d1t*cosβ/Z1=38.16*cos15°=1.4744h=2.25*mnt=2.25*1.4744=3.3174(mm)按齿根弯曲强度设计Mn≥KFβ=1.38 （图10-13）KFα=KHα=1.5得 k=kA*Kv*KFα* KFβ1*1.2*1.5*1.38=2.5875Yβ=0..852 （图10-28）计算当量齿数Zv1=Z1/cos3β=25/ cos315°=27.74Zv2=Z2/cos3β=108/ cos315°=119.837YFa1=2.57，YFa2=2.13，YSa1=1.6，YSa2=1.845（表10-5）KFN1=0.9，KFN2=0.9 （10-18图）S 取1.5[σF1]=KFN1*σlim1/S=0.9*620/1.5=372（Mpa）[σF2]=KFN2*σlim2/S=0.9*550/1.5=330（Mpa）YFA1*Ysa1/[σF1]=2.57*1.6/372=0.011054 (舍去) YFA2*Ysa2/[σF2]=2.13*1.845/330=0.01246得，大齿轮的系数较大，所以将大齿轮的系数带入公式 Mn≥1.2413（mm）取2齿数：Z1=d1*cosβ/mn=33.371*cos15°/2=16.11 取 17Z2=16.11*4.35888=70.25 取 70几何尺寸：a= =90.069（mm）≈90（mm）β=arcos =14°50′6″β值变化不大，故εα，kβ，ZH不必修正d1=Z1*mn/cosβ=17*2/cos（14°50′6″）=35（mm）d2=Z2*mn/cosβ=70*2/cos（14°50′6″）=145（mm）齿宽：B=Ψd*d1=1*35=35（mm）得 B1=40mm B2=35mm高速级齿轮设计完成！低速机齿轮设计等级精度8级一年工作300天β初定13° 240hbs 45钢（调质）硬度差41hbs 小齿轮40Cr(调质) 按齿面接触强度设计D1t≥试取 kt=2T2=143(n·m)U=i2=3.5299ZE=188 (表10-6)ZH=2.425(表 10-30)S 取 1σlim1=620（Mpa）σlim2=550（Mpa） (图 10-21)计算应力循环次数：N1=300*8*2*60*219.8=6.3*107（次）N2=300*8*2*60*65.5695=1.8884*107（次）kHN1=0.95 kHN2=0.97 (图 10-19) [σH1]= kHN1*σlim1/S=620*0.95=589(Mpa)[σH2]= kHN2*σlim2/S=550*0.97=533.5（Mpa）εα1=0.78, εα2=0.81 εα=0.787+0.81=1.59（图10-26）Ψd=1 （表10-7）带入公式，得 d1t=67.562(mm)V=П*d1t*n1/60/1000=3.14*67.562/219.8/60/1000=0.77786(m/s)计算纵向重合度εβ= 0.318*Ψd*tanβ*Z=1.8354计算载荷系数kA=1 （表10-2）KV=1.1 （图10-8）khβ=1.45(表10-4)khα=1.5（表10-3）得 k=kA*kV*kHα*kHβ=1*1.1*1.45*1.5=2.4024按实际载荷系数校正所得的分度圆直径D1= =70.662（mm）计算模数mn： mnt=d1t*cosβ/Z1=67.562*cos13°/25=1.63（mm）b=Ψd*d1t=67.562(mm)h=2.25*mnt=2.25*1.63=3.67(mm)b/h=67.562/3.67=11.4173按齿根弯曲强度设计Mn≥KFβ=1.4 （图10-13）KFα=KHα=1.5得 k=kA*Kv*KFα* KFβ1*1.1*1.5*1.4=2.31Yβ=0..88 （图10-28）计算当量齿数Zv1=Z1/cos3β=25/ cos313°=27.0251Zv2=Z2/cos3β=108/ cos313°=95.129YFa1=2.55，YFa2=2.19，YSa1=1.61，YSa2=1.785（表10-5）KFN1=0.95，KFN2=0.97 （10-18图）S 取1.5[σF1]=KFN1*σlim1/S=0.95*620/1.5=392.667（Mpa）[σF2]=KFN2*σlim2/S=0.9*550/1.5=355.667（Mpa）YFA1*Ysa1/[σF1]=2.57*1.6/372=0.01046 (舍去)YFA2*Ysa2/[σF2]=2.13*1.845/330=0.010991得，大齿轮的系数较大，所以将大齿轮的系数带入公式 Mn≥1.772（mm）取2齿数：Z1=d1*cosβ/mn=33.371*cos13°/2=34Z2=16.11*4.35299=120几何尺寸：a= =158（mm）β=arcos =12°55′12″β值变化不大，故εα，kβ，ZH不必修正d1=Z1*mn/cosβ=34*2/cos（12°55′12″）=70（mm）d2=Z2*mn/cosβ=70*2/cos（12°55′12″）=246（mm）齿宽：B=Ψd*d1=1*709=70（mm）得 B1=75mm B2=70mm低速级齿轮设计完成！轴承检验（检验过程参考“机械设计课程设计”教材）一号轴轴承选择检验材料采用 45钢，一号轴[τт]取30，P1=3.42144kwN1=960r/min由公式得 A0=116.4543由轴的最小直径公式：得 d≥ 17.8346mm由于电动机Y132M1-6输出轴直径为38mm （表20-2）选用GY4凸缘联轴器（表17-2）输入轴直径选用30mm 因此，一号轴初选轴承30206圆柱滚子轴承。
热处理车间零件清洗用传送设备的传动装置
D=300㎜
F=2400N
V=1.0m/s
L=11年
nw=67.326 r/min
pw=1.748Kw
计算内容
计算结果
滚动轴承的效率η3=0.99
滚筒效率η4=0.96
齿轮啮合效率η5=0.97
总效率η=η1×η2×η34×η4×η5²=
0.95×0.99×0.994×0.96×0.97²=0.816
=12598.437[3.7810-4- -9.6
重取dd1=125mm,
dd2=(n1/n2)dd1=(940/376)125=312.5mm
取标准值dd2=315mm
实际传动比i=dd1/ dd2=315/125=2.52
n2= n1/i=940/2.52=373.016
(误差为8%允许)
所选V带带速v=πdd1n1/(601000)=3.14
计算内容
计算结果
一．设计任务书
热处理车间零件清洗用传送设备的传动装置
（一）方案设计要求：
具有过载保护性能（有带传动）
含有二级展开式圆柱齿轮减速器
传送带鼓轮方向与减速器输出轴方向平行
（二）工作机原始数据：
传送带鼓轮直径278mm，
传送带带速0.98m/s,
传送带主动轴所需扭距T为248N.m
使用年限9年，2班制
减速器低速级传动比i2= i减/ i1=2.034
2.运动和动力参数计算:
0轴(电动机轴):
η=0.816
Pr=2.142kw
选用三相异步电动机Y112M-6
p=2.2 kw
n=940r/min
中心高H=1112mm,外伸轴段D×E=28×60
二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器设计说明书(表格式)
（一）电机的选择(2)计算传动装置总传动比ⅰ∑，分配传动比(3)计算传动各轴的运动和动态参数(4) 高速斜圆柱齿轮传动的设计计算(5) 低速斜圆柱齿轮传动的设计计算(6)齿轮的主要参数(7) 中间轴的设计(8) 高速轴设计(9) 低速轴设计(10)箱体结构及减速机附件设计箱体配件设计1）窥视孔和窥视孔盖窥视孔用于观察运动部件的啮合情况和润滑状态，也可通过其注入润滑油。
为了方便查看和注油，一般在接合区的盖子顶部开一个窥视孔。
窥视孔通常用盖子覆盖，称为窥视孔盖。
窥视孔盖底部有防油橡胶垫缓冲，防止漏油2) 呼吸由于传动部件在运行过程中会产生热量，使箱体温度升高，压力增大，所以必须使用通风机来连通箱外的气流，以平衡外部压力，保证减速箱的密封性.呼吸器设置在箱盖上3) 起重装置起重装置用于减速机的拆卸和搬运。
盖子使用耳环，底座使用挂钩。
4) 油标油标用于指示油位的高度，应设置在易于检查且油位稳定的地方。
5) 油塞和放油孔为了排出箱体的废油，在箱体座面的最低处应设置排油孔，箱体座底面也做成一个向排油方向倾斜的平面洞。
通常，放油孔用油塞和密封圈密封。
.油塞直径为12mm。
6) 定位销为保证箱体轴承座孔的镗孔精度和装配精度，在箱体连接法兰上距离较远的地方放置了两个定位销，并尽量不对称放置，以方便定位准确。
针A8×327) 提起盖板螺丝为了方便掀盖，在箱盖侧面的法兰上安装一个盖螺丝。
掀盖时，先转动盖螺丝将箱盖掀起。
(11) 参考文献1.《机械设计》（第八版），高等教育部濮良贵主编；2.《机械设计课程设计图集》，巩立毅主编，高等教育；3.《机械设计课程设计指南》宋宝玉，高等教育学主编；4.《机械设计课程设计手册》吴零盛国主编高等教育；。
二.选择电动机
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 =4.595KwPw=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=0.833 n1=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7.5KW 3, 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/n m, 其中n m 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n m =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i 1=2.1 减速器的传动比i f =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。
机械设计课程设计 二级减速器
计 算 及 说 明结 果第一章 电动机的选择及功率的计算1电动机的选择（1）选择电动机的类型按工作要求选用Y 系列三相异步电动机，鼠笼式结构。
电源的电压为380V 。
（2）选择电动机功率根据已知条件，工作机所需要的有效功率为：6200 1.559.6110001000W FV P kw kw ⨯=== 其中 F: 运输带工作拉力V: 运输带工作速度电动机所需要的功率d P 为: wd p P η=式中η为传动系统的总功率:123ηηηηηη=带齿轮齿轮联轴器滚子轴承由[1]表2-5确定各部分效率为:轴承传动效率0.99η=球轴承，0.97η=高齿1,0.97η=低齿工作机传动效率0.97η=滚筒,联轴器效率,V 带效率0.96η=带代入上式得：0.868η= 电动机所需要的功率为:96111910868η===...wd p P kw kw9.61w P kw =0.868η=3.57d P kw =0.99η=联轴器计 算 及 说 明结 果因载有轻微振动,电动机额定功率ed P 应该大于d P .选电动机功率ed P 为15kw.（3）确定电动机转速 卷筒轴工作转速：601000601000 1.5563.02min min 470w V rr n D ππ⨯⨯⨯⨯===⨯⨯ 选取电动机型号为Y160L-4，其主要参数见表1： 额定功率/kw满载转速/r/m同步转速/r/m1514601500第二章 传动比的分配及参数的计算1.总传动比146023.1763.02m a n i n ω=== 2.分配传动装置各级传动比2=D i 231711592===减..a D i i i 因为选用同轴式减速器，高速级和低速级传动比相等, 所以 121159340====减..i i i得出 高速级传动比：1340=.i低速级传动比: 2340=.i102.37/min w n r =23.17a i =1340=.i 2340=.i计 算 及 说 明结 果3.传动装置的运动和动力参数计算传动系统各轴的转速,功率和转矩计算如下: （1） Ⅰ轴（高速轴）/730/min D m n n i r I ==1150961440η==⨯=带..ed p p kw kw1111449550955018838730==⨯=...p T N m n （2） Ⅱ轴(中间轴)1730214.71/min 3.40n n r i I ∏=== 1440990971383ηη∏I ==⨯⨯=1轴轴承高齿轮....p p kw 32138395509550106151421471∏∏==⨯⨯=⋅...p T N m n （3） Ⅲ轴(低速轴)2214.7163.15/min 3.40III III n n r i ===13830990971328ηη∏==⨯⨯=2轴轴承低齿轮....III p p kw 1328955095502008306315==⨯=⋅...III III III p T N m n 将上述计算结果列表2-1中,以供查询1730=/min n r 1144=.p kw118838=⋅.T N m21471∏=./min n r 1383∏=.P kw 61514∏=⋅.T N m6315=./min III n r 1328=.III p kw200830=⋅.III T N m计 算 及 说 明结 果传动系统的运动和动力参数参数 Ⅰ轴(高速轴)Ⅱ轴（中间轴） Ⅲ轴（低速轴） 转速 n r/min 730 214.71 63.15 功率 P (kw) 14.4 13.83 13.28 转矩 T (N.m) 188.38 615.142008.30 传动比i3.403.40---第三章 V 带传动设计1.确定计算功率ca P15ed P kw =，1460/min m n r =，查《机械设计》表8-8得工作情况系数K A =1.3，则 1.31519.5ca P kw =⨯=。
电机的选型计算-范本模板
电机选型计算书PZY 电机(按特大型车设计即重量为2500吨）一、提升电机 根据设计统计提升框架重量为:2200kg,则总提升重量为G=2500+2200=4700kg.设计提升速度为5-5.5米/分钟,减速机效率为0.95。
则提升电机所需要的最小理论功率: P=386.444495.0605.58.94700=⨯⨯⨯ 瓦. 设计钢丝绳绕法示意图：如图所示F=1/2*G ，V2=2＊V1 即力减半，速度增加一倍，所以F=2350 kg 。
根据设计要求选择电机功率应P ＞4444.386瓦，因为所有车库专用电机厂家现有功率P ＞4444。
386瓦电机最小型号5。
5KW ，所以就暂定电机功率P=5。
5KW ，i=60.钢丝绳卷筒直径已确定为260mm ，若使设备提升速度到5。
5m/min 即0。
09167m/s ；由公式：D πων=可求知卷筒转速：r D 474.1326.014.311=⨯==πνω 查电机厂家资料知：电机功率：P=5.5KW 速比： i=60电机输出轴转速为ω=25r ，扭矩为M=199。
21/kg ·m ，输出轴径d=φ60mm 。
则选择主动链轮为16A 双排 z=17,机械传动比为：25474.13i 1'==z z 54.31474.131725z 1=⨯= 取从动轮16A 双排z=33；1）.速度校核：所选电机出力轴转速为ω=25r ，机械减速比为33/17，得提升卷筒转速：r 88.123317251=⨯=ω 综上可知：提升钢索自由端线速度：min)/(52.1026.088.1214.3m D =⨯⨯==πων则提升设备速度为:v=10。
52/2=5。
26m/min.2）.转矩校核：设备作用到钢索卷筒上的力为：G/2=2350kg 。
则，卷筒所需最小转矩:T=2350*0。
13=305。
5 kg ·m链条传动效率取η=0.96，动载系数取K=1.2，电机出力轴最小转矩为；m kg T ·72.19696.0332.1175.3051=⨯⨯⨯= 可见:1T 〈199。
电动机选择及传动比分配
电动机选择及传动比分配设计题目：设计一用于带式运输机用的二级圆柱齿轮减速器。
运输机连续工作，单向运转载荷变化不大，空载启动。
减速器小批量生产，使用期限8年（每年按360天计算），一般制工作。
已知输出轴转速,转矩,滚筒直径,滚筒的效率为,运输机允许速度误差≔n 345≔T ⋅1600≔D 400≔η%97为5%。
【解】：（1）确定电动机到卷筒轴之间的各传动机构和轴承的效率，由《机械设计课程设计》P8表2-4得≔η0.97≔η0.99≔η0.99（2）工作机所需功率P W ≔P W =―――⋅T n 395500.79输送带速度与转筒直径,转筒轴转速（）的关系为v D n W ≔n W =n 345≔v =⋅n W ―D 20.942―输送机驱动滚筒的圆周力（即滚筒的牵引力）(N)和输送带速度（m/s ）F v ≔F =――P W v 0.838（3）选择电动机①电动机类型和结构形式。
按工作要求和工作条件，选用一般用途的Ｙ（IP44）系列三相异步电动机。
它为卧式封闭结构。
②电动机容量。
a.卷筒轴的输出功率=P W ⎛⎝⋅7.89510−4⎞⎠b.电动机输出功率P d＝P d ――P W η传动装置的总效率：≔η=⋅⋅⋅η2η2η3η0.868所以，电动机输出功率≔P d =――P W η⎛⎝⋅9.09610−4⎞⎠c.电动机的传动功率P ed由《机械设计课程设计》第二十章表20-1选取电动机额定功率≔P ed 11（4）电动机的转速为了便于选择电动机转速，先推算电动机转速的可能范围。
由表2-1查得圆柱齿轮传动常用传动比推荐值范围,,最大值不超过10，则电动机转速可选范围为≔i 1min 3≔i 1max 6≔n dmin =⋅⋅n 3i 1min i 1min 405≔n dmax =⋅⋅n 3i 1max i 1max⎛⎝⋅1.62103⎞⎠可见，同步转速、的电动机均符合要求。
750rpm 1000rpm 1500rpm 由《机械设计课程设计》第二十章表20-1选取电动机型号为Y160L-6（额定功率，满载转速≔P ed 11）≔n m 970（5）电动机的技术数据和外形、安装尺寸由表20-1、表20-3查出Y132M1-6型电动机的主要技术数据和外形、安装尺寸，并列表记录备用（6）计算传动装置总传动比和分配各级传动比①传动装置的总传动比≔i =――n m n W21.556②分配各级传动比取轴齿轮传动比,则轴齿轮传动比为Π≔i 1 5.108≔i 2=―i i 14.22所得值符合圆柱齿轮传动传动比的推荐范围。
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方案设计、电机选择、传动比与效率分配、参数计算
械传动装置设计的任务就是分析与确定传动方案、选定电动机的型号、合理分配传动比及计算机械传动的运动与动力参数,为设计计算各级传动零件准备条件。
一台胶带运动输机,已知驱动卷筒所需的转矩T＝4、8×105N·mm,带速υ=1、8m/s,滚筒直径D=400mm,载荷平稳,常温单向连续运转。
试确定机械传动方案;选择电动机;计算总传动比并分配各级传动比;计算各轴功率、转速与转矩。
一、拟定机械传动方案
拟定传动方案,应首先考虑电动机的同步转速。
相同容量的同类异步电动机,其同步转速有3000r/min、1500r/min、1000r/min、750r/min四种。
电动机转速越高,则极数越少,尺寸与重量越小,价格也越低,但机械传动装置的总传动比增大,传动级数要增多,传动尺寸与成本都要增加。
通常多用同步转速为1500r/min与1000r/min两类电动机。
选定同步转速后,依据电动机的同步转速n D及工作机的输入转速nω,可确定传动装置的初估总传动比
图12-5 带式运输机的传动方案
根据所需的,并考虑各类传动机构的合理范围,拟定出几种传动方案进行分析比较。
图12-5所示的三种传动方案中,图12-5a为闭式双级齿轮传动,使用维护方便,适于在重载与恶劣条件下长期工作,但制造、装配要求较高,成本较高;图12-5b采用V带传动获得较为紧凑的结构尺寸,又能发挥其缓冲、吸振,过载起安全保护作用的优点,一般宜把带传动布置在高速级,该方案通常得到广泛应用。
但外廓尺寸一般较大,且不适于繁重与恶劣条件下工
作;图12-5c为电动机直接接在蜗杆减速器上,结构最紧凑,但在长期连续运转条件下,由于蜗杆效率低,功率损失大。
传动方案远不止上述三种,设计时应根据不同的性能要求与工作特点,选取合理的传动方案。
二、选择电动机
传动方案确定后,根据工作机要求,选择电动机的类型与型号。
1.电动机的类型选择
根据工作条件,选用Y系列三相异步交流电动机(参见设计手册)。
2.电动机功率的选择
电动机的功率选择合适与否,对电动机的正常工作与经济性都有影响。
功率选得过小不能保证工作机正常工作,或使用电动机因超载而过早损坏;功率选得过大则电动机的价格高能力得不到充分发挥,而且因电动机经常不满载运行,其效率与功率因数都较低而造成能自的浪费。
对于载荷比较稳定、长期运转的机械,通常按照电动机的额定功率选择,而不必校验E动机的发热与起动力矩。
电动机所需输出的功率P0(kW)由下式计算
(12-6)
式中, 为工作机所需的功率; 为从电动机到工作机的总效率。
工作机所需的功率由工作机的工作阻力F(N)与运行速度v(m/s)或工作转矩
T(N·m)与转速n(r/min)确定。
可按下式计算:
=Fv/1000
或=T n/9550 (12-7)
传动方案确定后,可估算出传动的总效率,然后确定电动机需要的功率。
由运输带速度v、卷简直径D,得主动卷筒转速为
据公式(12-7)得主动卷筒轴所需的有效功率为:
Pω=T n/9550=4、8×105×85、95/9550kW=4、32kW
由表15—2取一对齿轮啮合效率η=O.97(8级精度)、V带传动效率ηb=O.96、滑动轴承效率
ηs=O.97、滚动动轴承效率ηx=O.99、联轴器效率ηc=O.99。
蜗杆传动效率η=O.80(双头蜗杆)。
总效率η
图12-5a η=
图12-5b
图12-5c
电动机所需输出的功率P。
为
图12-5a P0= /η＝4、32/0、868＝4、977kW
图12-5b P0= /η＝4、32/O、876=4、932kW
图12-5c P0= /η＝4、32/O、745=5、199kW
因载荷平稳,电动机连续运转,所以电动机的额定功率P e应略大于所需功率P0。
查电动机产品样本,取P e=5、5kW。
由计算可见,本例方案a(图12-5a)与b(图12-5b)较好。
为此,以下只计算方案b。
3.电动机转速确定
取带传动的传动比i b=2～4,齿轮传动的传动比i g=3～5,则传动装置的总传动比为:
i=i b i g=(2～4)×(3～5)=6～20
因 ,故得电动机的转速范围为
n0=i =(6～20)×85、94=515、614～1718、8r／min
在上述转速范围内的常用同步转速有1000r／min与1500r／min。
查电动机产品样本选取Y132M一6型电动机,其额定功率P e=5、5kW,满载转速n m=960r／min。
三、总传动比及其分配
1.传动装置的总传动比
i=n m/=960/85、94=11、17
2.各级传动比的分配
若传动装置由多级传动串联而成,则其总传动比为
(12 -8)
式中,i1、i2、i3…i k为各级传动的传动比。
合理分配各级传动比,可以减小传动装置的尺寸,减轻其重量,并改善润滑状况。
分配传动比应考虑以下几点:
1)各级传动比应在常用范围内;
2)应注意使各级传动件尺寸协调、结构匀称、避免零件发生干涉。
为避免带传动的外廓尺寸大而不协调,取其传动比i b=3,这样齿轮传动比为:
i g=i/i b=11、17/3=3、72
四、传动装置的运动与动力参数计算
1、各轴转速(r／min)
由传动比的定义得
nⅠ=n0/ i b=960/3=320
nⅡ= nⅠ/ i g=320/3、72=86、02
= nⅡ=86、02
要注意传动装置的实际传动比只有在传动件的参数(例如齿数、带轮直径等)确定后才能准确计算,故工作机的实际转速只有在传动件设计计算完成后进行核算,一般允许与设计要求的转速有(3～5)％的误差。
2.各轴功率(kw)
由公式＝P出／P入得
P0=4、93
PⅠⅠ=
3.各轴转矩(N m) 由公式(12-5)得。