电动机的选择计算公式大全

设计项目 1计算电动机功率 ２确定电动机转速 ３选择电动机 设计公式与说明 结果 Pd＝Pw2 ＝1•22•3 【查表２－３ｐ＇９】 1 Ｖ带传动功率 ０.９６（一条） 2 滚动轴承 ０.９９ （两对）  齿轮传动效率 ０.９７（一对） 3Pw＝４．０ＫＷ ＝０．９１３ Pd＝Pw＝4.0＝４．３８ＫＷ 0.913Pd＝４．３８ＫＷ nw＝１２５ｒ／ｍｉｎ Ｖ带传动比 i0＝２～４ 【ｉ查表２－２P7】 单级直齿圆柱齿轮传动比i1＝３～５ 传动比合理范围 i＝i0•i1＝６～２０ nd＝７５０～nd＝i•nw＝（６～２０）×１２５＝７５０～２５００２５００ｒ／ｍｉｎ 根据功率及转速，查附录５（P120），选电动机： （１） Ｙ１３２ｓ－４ 额定功率５.５ＫＷ 满载转速１４４０ｒ／ｍｉｎ 同步转速１５００ｒｍｉｎ nm总传动比 i＝＝１４４０／１２５＝１１．５２ nw （２） Ｙ１３２ｍｚ－６ 额定功率５.５ＫＷ 满载转速９６０ｒ／ｍｉｎ 同步转速１０００ｒｍｉｎ ｒ／ｍｉｎ ４分配传动比 ５求各轴转速 ６求各轴输入功率 ６求各轴输入转矩 n总传动比 i＝m＝１４４０／１２５＝７．６８ nw根据传动比，选方案（２）更合适。 取Ｖ带传动比为 齿轮传动比 i0＝２ i0＝７．６８／２＝３．８４ i1＝in＝nm960＝＝４８０ｒ／ｍｉｎ i02 选电动机Ｙ１３２ｍｚ－６ n＝４８０ｒ／ｍｉｎ 480n＝１２５ｒ／ｍｉｎ n＝＝3.84iⅠ轴 P＝Pd•1＝４．３８×０．９６＝４．２０ＫＷ Ⅱ轴 P＝Pd•2•3＝４．２０×０．９９×０．９７＝４．０３ＫＷ n＝１２５ｒ／ｍｉｎ P＝４．２０ＫＷ Td＝９５５０Pd4.38P＝４．０３Ｋ＝９５５０×＝４３．５７Ｎ·ｍ nm960Ｗ T＝９５５０P4.20T＝４３．５７＝９５５０×＝８３．６１Ｎ·ｍ dn480Ｎ·ｍ T＝９５５０Ｎ·ｍ Pd4.03T＝８３．６１＝９５５０×＝３０７．８９nm125Ｎ·ｍ T＝３０７．８９Ｎ·ｍ 一、 带传动设计

设计项目 设计公式与说明 结果 确定设计功率Pd 选择V带轮型号 确定带轮直径dd0 dd 确定中心距a和带长Ld （１） 由表9-9（P155）查得工作情况系数KA=1.3 （２） 据式（9-17）。Pd=KA•P=5.5×1.3=7.15KW 查图9-10（P156），选B型带 （１） 参考图9-10及表9-4（146），选取小带轮直径 Pd=7.15KW B型 dd0=140mm （２） 验算带速 v0=dd0=140mm =7.04m/s dd0n601000v0在5-25m/s内合适 （３） 从动带轮直径 dd=i0dd0=n0960dd0=140=280mm n480i0=2 dd=280mm 查表9-4，取dd=280mm （4）从动轮转速n=480r/min n=480r/min允许 （1）按式（9-19）初选中心距 0.7×（140+280）≤a0≤2×（140+280） 294mm≤a0≤840mm 取a0=570mm (2) 按式（9-20） 求带的计算基本长度Ld0 (dddd0)2Ld0=2a0+（dd0+dd）+ 24a0(280140)2=2×57+×（140+280）+ 45702≈1808mm (3)查表9-2（P143），取带的基准长度为Ld=1800mm (4)按式9-21 计算实际中心距 Ld=1800mm a=566mm LdLd0 218001808=570+ 2a=a0+=566mm (5) 按式9-22 确定中心距调节范围 amax=a+0.03Ld=566+0.03×1800 验算小带轮包角0 确定V带轮根数z 计算V带轮初拉力F0 计算对轴的压力FQ =620mm amin=a-0.015Ld=566-0.015×1800 =470mm 由式9-23 amax=620mm amin=470mm 0=180o- =180-odddd0o×57.3 a280140o×57.3 566oo =165.83＞120 (1) 由表9-5（P150）查得 0=165.83o dd0=140mm。n0=950r/min n0=1200r/min时，单根＞120o合适 V带的额定功率分别为2.08KW和2.47KW，用线性差值发求n0=960r/min时的额定功率值 Z=4根 P0=2.08+2.472.08×（960-950） 1200950 =2.0956KW 由表9-6（P152）查得P00.30KW （2） 由表9-7（P153）查得包角修正系数K=0.96 （3） 查表9-8（P1）,得代长修正系数KL=0.95 (4) 计算V带根数z 由式9-24 z≥7.15Pd= (P0P0)KLKL(2.09560.30)0.960.95≈3.27 由表9-1（P142）查得m=0.17Kg/m Pd2.5由式9-25 F0=5001mv2 vzK =500=212N 由式9-27 7.152.5(1)0.177.042 7.0440.96F0212N FQ=1683N 带轮的结构设计 165.83oFQ=2zFQsin=2×4×212×sin 221 ≈1683N 小带轮基准直径dd0=140mm，采用实心式结构。 大带轮基准直径dd=280mm，采用孔板式结构 三 齿轮设计

设计项目 1选择齿轮材料、热处理方法及精度等级 设计公式与说明 结果 （１） 减速器是闭式传动，无特殊要求，为制作方便，采小齿轮：45钢 用软齿面钢制齿轮。查表6-1，并考虑调质 HBS1=HBS2+30-50的要求，小齿轮选用45钢，调质处理，齿面硬度217-255HBS；大齿轮选用45钢，正火处理，齿面硬度162-217HBS,计算时取HBS1=240HBS 小齿轮：45钢 正火， HBS1=240HBS,HBS2=200HBS. HBS2=200HBS （２） 该减速器为一般传动装置，转速不高，根据表6-2，8级精度. 初选8级精度。 2按齿面接触疲劳强度设计 (1)载荷系数K (2)小齿轮传递转矩由于是闭式软齿面传动，齿轮承载能力应由齿面接触疲劳强度决定，由式（6-11） 3 2KT1ZHZE2(1) d1•()• Hd 有关参数的选取与转矩的确定 由于工作平稳，精度不高，且齿轮为对称布置，查表6-3， 取K=1.2。 K=1 T1=9.55106P4.209.5510683563Nm n480T1=83 563N·mm T1 （3）齿数z和齿宽系数d 取小齿轮齿数Z1=27，则大齿轮齿数Z1=27 Z2=104 适合 Z2=iZ13.8427103.7 Z1043.852 实际传动比 i122Z127误差i=i12i3.8523.84100%=1.2%≤2.5% i3.84 （4）许用接触应力齿数比i123.852 查表6-6（P99）取d=0.9 3.852 d0.9 HHlimZNTSH H （5）节点区域系数由图6-8（c）.(P92)查得：Hlim1580MPa 由图6-8（b）.(P92)查得：Hlim2400MPa 取SH1，计算应力循环次数 N160njLh604801216006.22108 N2N1／=1.61×108 由图6-6差得ZNT11.2 ZNT21.3（允许齿面有一定点蚀） H1Hlim1ZNT1SH5801.2596MPa 14001.3520MPa 1H2Hlim2ZNT2SH取较小值代入  故取H=520Mpa 标准齿轮材料H520MPa20o，则 ZH （6）弹性系数ZE 两轮的材料均为钢，查表6-4（P96）,ZE1.8 将上述各参数代入公式得 3ZH4sin242.49 osin40ZH2.49 ZE1.8 d132KT1d•(ZHZEH)•2(1)21835631.82.492(3.8521)•()• 0.95203.85257.81mm 3.主要尺寸计算 （1）分度圆直径d （2）齿宽b （3）中心距a 4.校核齿根弯曲疲劳强度 （1）齿形系数YFa与齿根应力修正系数d57.812.14 模数m1z127由表5-2(P58)，取 m=2.5mm m2.5mm d167.5mmd2260mmd1mz12.52767.5mm d2mz22.5104260mm bdd10.967.560.75mm 取b166mmb261mma163.75mmb261mm,b166mma11m(z1z2)2.5(27104)163.75mm 22由式（6-13） F查表6-5（P97） 2KT1YFaYSaF bm2z1YFa12.57; YFa22.18 YSa11.60; YSa21.79 FFlimYNTSF 查图6-9c（P93）得 Flim1440MPa 查图6-9b（P93）得 Flim2330MPa 查图6-7（P91）得 YNT11 YNT21 取 SF1.4 Ysa （2）许用弯曲应力F F1Flim1YNT1SF4401314.3MPa 1.43301235.7MPa 1.4F1314.3MPaF2Flim2YNT2SF 5.齿轮的圆周速度 6.齿轮的结构设计 7.齿轮的受力分析 F166.76F12KT12183563YY2.571.60Fa1Sa1bm2z1612.5227 F2235.7MPa F263.35MPaF2v2KT12.181.79YY66.76Fa2Sa2bm2z12.571.60 d1n160100067.59606010003.39m/s5m/s 考虑到式闭式齿轮传动，采用浸油润滑。 *da1(z12ha)m72.5200mm，主动齿轮采用实心式结构 *da2(z22ha)m265mm 200mm＜da2≤500mm 从动轮采用辐板式结构。 为减轻重量和节约材料，两轮采用锻钢制造 2T183.6122477.33N3d167.510 FrFr1Fr2Fttan901.67NFtFt1Ft2 弯曲强度足够 取8级精度合适 d167.5mmd2260mmb166mmb261mma163.75mm ，