机械设计电动机选择.doc

电动机选择电动机选择 第一节第一节 分析和拟定运动简图分析和拟定运动简图滚切式双边剪具有高载荷，低速的特点，因此我们使用双电机分流式减速器，来承受较高载荷，为二级减速箱分流式减速器特点：结构紧凑，传动比大，传动平稳，效率高，能承受重载荷，经初步计算的系统组成简图如下电动机电动机滚切式双边剪工作曲轴 最大工作压力为：，随着板料厚度不同2 6500kN 而有所增减转速：，随着板料厚度不同而有所增减20r/min第二节第二节 选择电动机功率选择电动机功率有电动机至活塞的总效率：322 1234=0.85   总-滚动轴承（每对）传动效率取 0.981-圆柱直齿轮传动效率取 0.962-圆柱斜齿轮传动效率取 0.973-弹性联轴器效率取 0.994资料显示，固定剪和移动剪需要各由 253kW 的功率驱动固定剪和移动剪 机械速度同步，电气负荷均衡第三节第三节 确定电动机确定电动机查阅晚上资料得，应选用，Z355-3A 直流电动机Z335-3A 直流电动机资料如下：额定电压：440（V） 额定功率：250kw 型号：Z355-3A 极数：8 极 产品类型：有刷直流电动机 品牌：西玛电机 额定转速：1000（rpm） 产品认证：CCC 应用范围：Z355-3A 电动机作一般传动用，发电机作为一 般直流电源用，调压发电机作蓄电池组充用。

第四章 查阅并计算传动装置的总传动比和分配各级传动比第一节 传动装置的总传动比查阅相关关于双边剪的资料，获得下列结论:双边剪的剪切速度，即每分钟剪切次数是根据所测得的板厚值由 PLC 来选择或者操作工给定板厚与剪切数关系如下：板厚板厚 mm剪切次数：次剪切次数：次/分分6~102828＞＞10~202424＞＞20~301818＞＞30~401616＞＞40~501414固定剪和移动剪机械速度同步，电气负荷均衡主电机速度可调，自动剪切时以给定的速度连续运转，按板厚可手动调速，可由 PLC 自动给出相应的速度主电机转数与板厚关系如下：板厚板厚 mm主电机转数：主电机转数：r/min6～～201006＞＞20～～30755＞＞30～～40670＞＞40～～50587转速与之相适应，传动比可以基本保持在 41 左右但是通过本减速箱，没有直接到曲轴上传递转矩，而是还要经过一级齿轮传动如下图所示：曲轴上的 齿轮传动轴 齿轮曲轴上的 齿轮总传动比为 41选带最后一级传动比为：2.5；又因为：2/2.5=1.3ii总低得 ；3.55i低1.34.62ii低高第二节第二节 计算各轴的转速计算各轴的转速电动机 1000 / minnr满高速轴 =1000 / minnnr满高中速轴 =/216.45 / minnnir中高高低速轴 =/60.97 / minnnir低中低工作机 计算结果符合要求=/2.524.39 / minnnr工低第三节 计算各轴的输入功率轴 1 单个电机 11250=245PkW轴 2 2 21132451PPkW轴 3 3212424PPkW第第五五章章 斜斜齿齿圆圆柱柱齿齿轮轮的的传传动动设设计计 主要查询资料由教材吴克坚、于晓红、钱瑞明主编：机械设计，高等教 育出版社一、齿轮材料及热处理大、小齿轮材料为 40CrMnMo（合金钢渗碳淬火） ，齿芯硬度（229-363HBS） ， 齿面硬度（57-63HBS） ，根据教材图 9.55 得,lim1lim21650HHMPalim1lim2525FFMPa二、初步设计齿轮传动的主要尺寸（一）小齿轮传递的扭矩,根据下列公式：PTn12339750N mmT （二）确定齿数 z初选。

12121,97zzi z高传动比误差 21974.6194.624.619,100%0.02%5%214.62ziuiz 传动比误差满足要求 （三）初选齿宽系数（三）初选齿宽系数d按对称布置，由教材表 9.16 查得d=0.8（四）初选螺旋角初定螺旋角 b=12°（五）载荷系数 K使用系数 可由教材表 9.11 查得AK=2AK动载荷系数，预估齿轮圆周速度 v=6m/s,则有教材图 9.44 查得VK1.1VK 齿向载荷分配系数 预估齿宽 b=120mm，由教材表 9.13 查得FK，初选，再由图 9.46 查得1.16HK/8b h =1.09FK齿间载荷系数，于教材表 9.12 查得FaK1.2HFKK载荷系数 K 2 1.1 1.2 1.092.88AVFFKK K KK（六）齿形系数和应力修正系数FaYSaY当量齿数33 11/cos21/cos 1222.44vzzB33 22/cos97/cos103.67vzzB由教材图 9.53、图 9.54 查得，12.75FaY22.18FaY由图 9.54 查得，11.57SaY21.8SaY（七）重合度系数eY端面重合度进似为12111.883.2() cos1.66azzarctan(tan/cos)20.41031tnoarctan(tancos)11.26652bto因，则重合度系数为2/cosavab20.75cos0.250.685b e aY （八）螺旋角Y轴向重合度 1sin0.8 21tantan121.14dnzb mo1211 1.130.887120120Y  ooo（九）许用弯曲应力安全系数由教材表 9.15 查得(按 1%失效概率考虑)1.25FS (工作寿命 15 年（设每年工作 300 天）两班制)小齿轮应力循环次数 9 16060 1000 1 15 300 2 84.32 10hNnkt   大齿轮应力循环次数 8 21/9.35 10NNu有教材图 9.59 查得寿命系数，10.85NY20.88NY实验齿轮应力修正系数0 . 2STY有教材图 9.60 预取尺寸系数1xY许用弯曲应力 lim1 1525 0.85 2 1714FNSTx FP FFY Y YMPaMPaSS lim1 2525 0.88 2 1739.2FNSTx FP FFY Y YMPaMPaSS 比较, 1112.75 1.570.00605714FaSaFPYY 2222.18 1.80.00531739FaSaFPYY 取111FaSaFaSaFPFPY YYY （十）计算模数123322 12cos2 2.88 23397500.00605 0.685 0.887 cos 125.120.8 21FaSae n dFPKTY Y YYBmmmz o按教材表 9.3 圆整模数取 6nmmm（十一）初算主要尺寸12()/(2cos)361.9nam zzmm初算中心距取 a=362mm。

修正螺旋角12arccos()/ 212.07nm zzao分度圆直径:取11/cos128.84ndm z1129d 取22/cos595.002ndm z2595d 齿宽 ，取:1103.2dbdmm, 1105bmm2100bmm（十二）验算载荷系数 K圆整速度 1 1129 1000/6.75/60 100060 1000d nvm sm s有教材图 9.44, 查得不变08. 1vK按,有教材表 9.13 查得8 . 0d105bmm1.16HK又因由教材图 9.46 查得/105/ 2.25m7.7nb h 1.09FK又和不变，则也不变25. 1AK2 . 1FaHaKK2.88AK 故无需校核大小齿轮齿根弯曲疲劳强度三、校核齿面接触疲劳强度（一）确定载荷系数材料弹性系数由教材表 9.14 查得EZMPaZE188节点区域系数 由教材图 9.48 查得HZ46. 2HZ重合度系数 由图 9.49 查得Z0.775Z螺旋角系数 Zcos12.040.989Z（二）许用接触应力试验齿轮的齿面接触疲劳极限lim1lim21650HHMPa寿命系数 有教材图 9.56 查得，工作硬化系数NZ10.86NZ20.89NZ1wZ尺寸系数 由图 9.57 查得，安全系数由教材表 9.15 查得XZ1XZ1.1HS则许用接触应力1lim1/1290HPHNWxHZZ ZSMPa2lim2/1335HPHNWxHZZ ZSMPa取21290HPHPMPa（三）校核齿面接触强度1(1)1085.81290t HEHHPKF uZ Z Z ZMPaMPabd u第五节第五节 直齿圆柱齿轮传动的设计直齿圆柱齿轮传动的设计主要查询资料由教材吴克坚、于晓红、钱瑞明主编：机械设计，高等教育出版社一、齿轮材料及热处理，设计齿轮传动一、齿轮材料及热处理，设计齿轮传动 大、小齿轮材料为 40CrMnMo（合金钢渗碳淬火） ，齿芯硬度（229-363HBS） ， 齿面硬度（57-63HBS） ，根据教材图 9.55 得,lim1lim21650HHMPalim1lim2525FFMPa（一）小齿轮传递的扭矩,根据下列公式：PTn119898591N mmT （二）确定齿数 z初选，取。

12119,67.45zzi z低168z 传动比误差 21683.583.553.58,100%0.8%5%193.55ziuiz 传动比误差满足要求 二、按齿面接触疲劳强度计算按下式设计计算321 121()tHE t dHPK TZ Z Zudu （一）确定公式内的各计算数值1）选择载荷系数AVFFKK K KK由教材表 9.11 查得； 由教材图 9.44 查得；1.85AK 1.05VK 由教材表 9.12 查得 由教材表 9.13 查得1.1HK1.1HK故可得 2.35K 2）由教材图 9.48 得节点区域系数2.5HZ3）由教材表 9.14 的材料弹性系数188EZMPa4）由教材表 9.16 得齿宽系数d=0.85）=3.55ui低6）工作寿命按 300 个工作日，两班制计算Lh应力循环次数，由教材公式 10-13 得小齿轮循环次数：8 16060 216 1 15 300 2 89.33 10hNnkt   大齿轮 8 21/2.63 10NNu寿命系数10.89NY20.92NY7）许用接触应力为 lim1615.35HNWX HP HZ Z ZMPaS其中：由教材图 9.55 查得为 1650MPalimH由教材图 9.56 查得为 0.89NZ由教材式（9.56）得 1.1WZ由教材图 9.57 查得为 1XZ由教材表 9.15 查得为 1HS小齿轮分度圆直径：213121()225.38HEdHPZ Z ZKTudmmu 取1228d 齿轮模数 则大齿轮分度圆直径1112dmz22816dmz计算中心距。

12/ 2522amzmm（z）三、计算齿宽齿宽系数 0.8d得：大齿轮齿宽为21182.4dbdmm取 2185bmm取小齿轮齿宽 1190bmm四、计算尺高齿高齿宽与高比： /7b h 五、验算载荷系数圆周速度 ,由教材图 9.44 查得12228 2。