我也在做這個題也 老兄
我只能提供樣本給你哈 具體的還是得靠你自己啦
目 錄
一 課程設計書 2
二 設計要求 2
三 設計步驟 2
1. 傳動裝置總體設計方案 3
2. 電動機的選擇 4
3. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 5
4. 計算傳動裝置的運動和動力參數 5
6. 齒輪的設計 8
7. 滾動軸承和傳動軸的設計 19
8. 鍵聯接設計 26
9. 箱體結構的設計 27
10.潤滑密封設計 30
11.聯軸器設計 30
四 設計小結 31
五 參考資料 32
一. 課程設計書
設計課題:
設計一用於帶式運輸機上的兩級齒輪減速器.運輸機連續單向運轉,載荷有輕微沖擊，工作環境多塵，通風良好,空載起動,捲筒效率為0.96(包括其支承軸承效率的損失),減速器小批量生產,使用期限10年(300天/年),三班制工作,滾筒轉速容許速度誤差為5%,車間有三相交流,電壓380/220V。
參數:
皮帶有效拉力F（KN） 3.2
皮帶運行速度V（m/s） 1.4
滾筒直徑D（mm） 400
二. 設計要求
1.減速器裝配圖1張(0號)。
2.零件工作圖2-3張(A2)。
3.設計計算說明書1份。
三. 設計步驟
1. 傳動裝置總體設計方案
2. 電動機的選擇
3. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比
4. 計算傳動裝置的運動和動力參數
5. 齒輪的設計
6. 滾動軸承和傳動軸的設計
7. 鍵聯接設計
8. 箱體結構設計
9. 潤滑密封設計
10. 聯軸器設計
1.傳動裝置總體設計方案:
1. 組成：傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。
2. 特點：齒輪相對於軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，
要求軸有較大的剛度。
3. 確定傳動方案：考慮到電機轉速高，傳動功率大，將V帶設置在高速級。
其傳動方案如下：
圖一:(傳動裝置總體設計圖)
初步確定傳動系統總體方案如:傳動裝置總體設計圖所示。
選擇V帶傳動和二級圓柱斜齒輪減速器。
傳動裝置的總效率
為V帶的傳動效率, 為軸承的效率，
為對齒輪傳動的效率，（齒輪為7級精度，油脂潤滑）
為聯軸器的效率， 為滾筒的效率
因是薄壁防護罩,採用開式效率計算。
取 =0.96 =0.98 =0.95 =0.99 =0.96
＝0.96× × ×0.99×0.96＝0.760；
2.電動機的選擇
電動機所需工作功率為： P ＝P/η ＝3200×1.4/1000×0.760＝3.40kW
滾筒軸工作轉速為n＝ = =66.88r/min，
經查表按推薦的傳動比合理范圍，V帶傳動的傳動比i ＝2～4，二級圓柱斜齒輪減速器傳動比i ＝8～40，
則總傳動比合理范圍為i ＝16～160，電動機轉速的可選范圍為n ＝i ×n＝（16～160）×66.88＝1070.08～10700.8r/min。
綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，
選定型號為Y112M—4的三相非同步電動機，額定功率為4.0
額定電流8.8A，滿載轉速 1440 r/min，同步轉速1500r/min。
方案 電動機型號 額定功 率
P
kw 電動機轉速
電動機重量
N 參考價格
元 傳動裝置的傳動比
同步轉速 滿載轉速 總傳動 比 V帶傳 動 減速器
1 Y112M-4 4 1500 1440 470 230 125.65 3.5 35.90
3.確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比
（1）總傳動比
由選定的電動機滿載轉速n 和工作機主動軸轉速n，可得傳動裝置總傳動比為 ＝n /n＝1440/66.88＝17.05
（2）分配傳動裝置傳動比
＝ ×
式中 分別為帶傳動和減速器的傳動比。
為使V帶傳動外廓尺寸不致過大，初步取 ＝2.3（實際的傳動比要在設計V帶傳動時，由所選大、小帶輪的標準直徑之比計算），則減速器傳動比為
＝ ＝17.05/2.3＝7.41
根據展開式布置，考慮潤滑條件，為使兩級大齒輪直徑相近，查圖得高速級傳動比為 ＝3.24，則 ＝ ＝2.29
4.計算傳動裝置的運動和動力參數
（1） 各軸轉速
＝ ＝1440/2.3＝626.09r/min
＝ ＝626.09/3.24＝193.24r/min
＝ / ＝193.24/2.29=84.38 r/min
= =84.38 r/min
（2） 各軸輸入功率
＝ × ＝3.40×0.96＝3.26kW
＝ ×η2× ＝3.26×0.98×0.95＝3.04kW
＝ ×η2× ＝3.04×0.98×0.95＝2.83kW
＝ ×η2×η4=2.83×0.98×0.99＝2.75kW
則各軸的輸出功率：
＝ ×0.98=3.26×0.98=3.19 kW
＝ ×0.98=3.04×0.98=2.98 kW
＝ ×0.98=2.83×0.98=2.77kW
＝ ×0.98=2.75×0.98=2.70 kW
（3） 各軸輸入轉矩
= × × N•m
電動機軸的輸出轉矩 =9550 =9550×3.40/1440=22.55 N•m
所以: ＝ × × =22.55×2.3×0.96=49.79 N•m
＝ × × × =49.79×3.24×0.96×0.98=151.77 N•m
＝ × × × =151.77×2.29×0.98×0.95=326.98N•m
= × × =326.98×0.95×0.99=307.52 N•m
輸出轉矩： ＝ ×0.98=49.79×0.98=48.79 N•m
＝ ×0.98=151.77×0.98=148.73 N•m
＝ ×0.98=326.98×0.98=320.44N•m
＝ ×0.98=307.52×0.98=301.37 N•m
運動和動力參數結果如下表
軸名 功率P KW 轉矩T Nm 轉速r/min
輸入 輸出 輸入 輸出
電動機軸 3.40 22.55 1440
1軸 3.26 3.19 49.79 48.79 626.09
2軸 3.04 2.98 151.77 148.73 193.24
3軸 2.83 2.77 326.98 320.44 84.38
4軸 2.75 2.70 307.52 301.37 84.38
5.齒輪的設計
（一）高速級齒輪傳動的設計計算
1． 齒輪材料，熱處理及精度
考慮此減速器的功率及現場安裝的限制，故大小齒輪都選用硬齒面漸開線斜齒輪
（1）齒輪材料及熱處理
① 材料：高速級小齒輪選用45#鋼調質，齒面硬度為小齒輪 280HBS 取小齒齒數 =24
高速級大齒輪選用45#鋼正火，齒面硬度為大齒輪 240HBS Z = ×Z =3.24×24=77.76 取Z =78.
② 齒輪精度
按GB/T10095－1998，選擇7級，齒根噴丸強化。
2．初步設計齒輪傳動的主要尺寸
按齒面接觸強度設計
確定各參數的值:
①試選 =1.6
查課本 圖10-30 選取區域系數 Z =2.433
由課本 圖10-26
則
②由課本 公式10-13計算應力值環數
N =60n j =60×626.09×1×（2×8×300×8）
=1.4425×10 h
N = =4.45×10 h #(3.25為齒數比,即3.25= )
③查課本 10-19圖得：K =0.93 K =0.96
④齒輪的疲勞強度極限
取失效概率為1%,安全系數S=1,應用 公式10-12得:
[ ] = =0.93×550=511.5
[ ] = =0.96×450=432
許用接觸應力
⑤查課本由 表10-6得： =189.8MP
由 表10-7得: =1
T=95.5×10 × =95.5×10 ×3.19/626.09
=4.86×10 N.m
3.設計計算
①小齒輪的分度圓直徑d
=
②計算圓周速度
③計算齒寬b和模數
計算齒寬b
b= =49.53mm
計算摸數m
初選螺旋角 =14
=
④計算齒寬與高之比
齒高h=2.25 =2.25×2.00=4.50
= =11.01
⑤計算縱向重合度
=0.318 =1.903
⑥計算載荷系數K
使用系數 =1
根據 ,7級精度, 查課本由 表10-8得
動載系數K =1.07,
查課本由 表10-4得K 的計算公式:
K = +0.23×10 ×b
=1.12+0.18(1+0.6 1) ×1+0.23×10 ×49.53=1.42
查課本由 表10-13得: K =1.35
查課本由 表10-3 得: K = =1.2
故載荷系數:
K＝K K K K =1×1.07×1.2×1.42=1.82
⑦按實際載荷系數校正所算得的分度圓直徑
d =d =49.53× =51.73
⑧計算模數
=
4. 齒根彎曲疲勞強度設計
由彎曲強度的設計公式
≥
⑴ 確定公式內各計算數值
① 小齒輪傳遞的轉矩 ＝48.6kN•m
確定齒數z
因為是硬齒面，故取z ＝24，z ＝i z ＝3.24×24＝77.76
傳動比誤差 i＝u＝z / z ＝78/24＝3.25
Δi＝0.032％ 5％，允許
② 計算當量齒數
z ＝z /cos ＝24/ cos 14 ＝26.27
z ＝z /cos ＝78/ cos 14 ＝85.43
③ 初選齒寬系數
按對稱布置，由表查得 ＝1
④ 初選螺旋角
初定螺旋角 ＝14
⑤ 載荷系數K
K＝K K K K =1×1.07×1.2×1.35＝1.73
⑥ 查取齒形系數Y 和應力校正系數Y
查課本由 表10-5得:
齒形系數Y ＝2.592 Y ＝2.211
應力校正系數Y ＝1.596 Y ＝1.774
⑦ 重合度系數Y
端面重合度近似為 ＝[1.88-3.2×（ ）] ＝[1.88－3.2×（1/24＋1/78）]×cos14 ＝1.655
＝arctg（tg /cos ）＝arctg（tg20 /cos14 ）＝20.64690
＝14.07609
因為 ＝ /cos ，則重合度系數為Y ＝0.25+0.75 cos / ＝0.673
⑧ 螺旋角系數Y
軸向重合度 ＝ ＝1.825,
Y ＝1－ ＝0.78
⑨ 計算大小齒輪的
安全系數由表查得S ＝1.25
工作壽命兩班制，8年，每年工作300天
小齒輪應力循環次數N1＝60nkt ＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10
大齒輪應力循環次數N2＝N1/u＝6.255×10 /3.24＝1.9305×10
查課本由 表10-20c得到彎曲疲勞強度極限
小齒輪 大齒輪
查課本由 表10-18得彎曲疲勞壽命系數:
K =0.86 K =0.93
取彎曲疲勞安全系數 S=1.4
[ ] =
[ ] =
大齒輪的數值大.選用.
⑵ 設計計算
① 計算模數
對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數m 大於由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，按GB/T1357-1987圓整為標准模數,取m =2mm但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d =51.73 來計算應有的齒數.於是由:
z = =25.097 取z =25
那麼z =3.24×25=81
② 幾何尺寸計算
計算中心距 a= = =109.25
將中心距圓整為110
按圓整後的中心距修正螺旋角
=arccos
因 值改變不多,故參數 , , 等不必修正.
計算大.小齒輪的分度圓直徑
d = =51.53
d = =166.97
計算齒輪寬度
B=
圓整的
（二） 低速級齒輪傳動的設計計算
⑴ 材料：低速級小齒輪選用45鋼調質，齒面硬度為小齒輪 280HBS 取小齒齒數 =30
速級大齒輪選用45鋼正火，齒面硬度為大齒輪 240HBS z =2.33×30=69.9 圓整取z =70.
⑵ 齒輪精度
按GB/T10095－1998，選擇7級，齒根噴丸強化。
⑶ 按齒面接觸強度設計
1. 確定公式內的各計算數值
①試選K =1.6
②查課本由 圖10-30選取區域系數Z =2.45
③試選 ,查課本由 圖10-26查得
=0.83 =0.88 =0.83+0.88=1.71
應力循環次數
N =60×n ×j×L =60×193.24×1×(2×8×300×8)
=4.45×10
N = 1.91×10
由課本 圖10-19查得接觸疲勞壽命系數
K =0.94 K = 0.97
查課本由 圖10-21d
按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 ,
大齒輪的接觸疲勞強度極限
取失效概率為1%,安全系數S=1,則接觸疲勞許用應力
[ ] = =
[ ] = =0.98×550/1=517
[ 540.5
查課本由 表10-6查材料的彈性影響系數Z =189.8MP
選取齒寬系數
T=95.5×10 × =95.5×10 ×2.90/193.24
=14.33×10 N.m
=65.71
2. 計算圓周速度
0.665
3. 計算齒寬
b= d =1×65.71=65.71
4. 計算齒寬與齒高之比
模數 m =
齒高 h=2.25×m =2.25×2.142=5.4621
=65.71/5.4621=12.03
5. 計算縱向重合度
6. 計算載荷系數K
K =1.12+0.18(1+0.6 +0.23×10 ×b
=1.12+0.18(1+0.6)+ 0.23×10 ×65.71=1.4231
使用系數K =1
同高速齒輪的設計,查表選取各數值
=1.04 K =1.35 K =K =1.2
故載荷系數
K＝ =1×1.04×1.2×1.4231=1.776
7. 按實際載荷系數校正所算的分度圓直徑
d =d =65.71×
計算模數
3. 按齒根彎曲強度設計
m≥
一確定公式內各計算數值
（1） 計算小齒輪傳遞的轉矩 ＝143.3kN•m
（2） 確定齒數z
因為是硬齒面，故取z ＝30，z ＝i ×z ＝2.33×30＝69.9
傳動比誤差 i＝u＝z / z ＝69.9/30＝2.33
Δi＝0.032％ 5％，允許
（3） 初選齒寬系數
按對稱布置，由表查得 ＝1
（4） 初選螺旋角
初定螺旋角 ＝12
（5） 載荷系數K
K＝K K K K =1×1.04×1.2×1.35＝1.6848
（6） 當量齒數
z ＝z /cos ＝30/ cos 12 ＝32.056
z ＝z /cos ＝70/ cos 12 ＝74.797
由課本 表10-5查得齒形系數Y 和應力修正系數Y
（7） 螺旋角系數Y
軸向重合度 ＝ ＝2.03
Y ＝1－ ＝0.797
（8） 計算大小齒輪的
查課本由 圖10-20c得齒輪彎曲疲勞強度極限
查課本由 圖10-18得彎曲疲勞壽命系數
K =0.90 K =0.93 S=1.4
[ ] =
[ ] =
計算大小齒輪的 ,並加以比較
大齒輪的數值大,選用大齒輪的尺寸設計計算.
① 計算模數
對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數m 大於由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，按GB/T1357-1987圓整為標准模數,取m =3mm但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d =72.91 來計算應有的齒數.
z = =27.77 取z =30
z =2.33×30=69.9 取z =70
② 初算主要尺寸
計算中心距 a= = =102.234
將中心距圓整為103
修正螺旋角
=arccos
因 值改變不多,故參數 , , 等不必修正
分度圓直徑
d = =61.34
d = =143.12
計算齒輪寬度
圓整後取
低速級大齒輪如上圖：
齒輪各設計參數附表
1. 各軸轉速n
(r/min)
(r/min)
(r/min)
(r/min)
626.09 193.24 84.38 84.38
2. 各軸輸入功率 P
（kw）
（kw）
（kw）
(kw)
3.26 3.04 2.83 2.75
3. 各軸輸入轉矩 T
(kN•m)
(kN•m)
(kN•m)
(kN•m)
49.79 151.77 326.98 307.52
6.傳動軸承和傳動軸的設計
1. 傳動軸承的設計
⑴. 求輸出軸上的功率P ，轉速 ，轉矩
P =2.83KW =84.38r/min
=326.98N．m
⑵. 求作用在齒輪上的力
已知低速級大齒輪的分度圓直徑為
=143.21
而 F =
F = F
F = F tan =4348.16×0.246734=1072.84N
圓周力F ，徑向力F 及軸向力F 的方向如圖示:
⑶. 初步確定軸的最小直徑
先按課本15-2初步估算軸的最小直徑,選取軸的材料為45鋼,調質處理,根據課本 取
輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處的直徑 ,為了使所選的軸與聯軸器吻合,故需同時選取聯軸器的型號
查課本 ,選取
因為計算轉矩小於聯軸器公稱轉矩,所以
查《機械設計手冊》
選取LT7型彈性套柱銷聯軸器其公稱轉矩為500Nm,半聯軸器的孔徑
⑷. 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度
① 為了滿足半聯軸器的要求的軸向定位要求,Ⅰ-Ⅱ軸段右端需要制出一軸肩,故取Ⅱ-Ⅲ的直徑 ;左端用軸端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直徑 半聯軸器與 為了保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上而不壓在軸端上, 故Ⅰ-Ⅱ的長度應比 略短一些,現取
② 初步選擇滾動軸承.因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用,故選用單列角接觸球軸承.參照工作要求並根據 ,由軸承產品目錄中初步選取0基本游隙組 標准精度級的單列角接觸球軸承7010C型.
D B
軸承代號
45 85 19 58.8 73.2 7209AC
45 85 19 60.5 70.2 7209B
45 100 25 66.0 80.0 7309B
50 80 16 59.2 70.9 7010C
50 80 16 59.2 70.9 7010AC
50 90 20 62.4 77.7 7210C
2. 從動軸的設計
對於選取的單向角接觸球軸承其尺寸為的 ,故 ;而 .
右端滾動軸承採用軸肩進行軸向定位.由手冊上查得7010C型軸承定位軸肩高度 mm,
③ 取安裝齒輪處的軸段 ;齒輪的右端與左軸承之間採用套筒定位.已知齒輪 的寬度為75mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪,此軸段應略短於輪轂寬度,故取 . 齒輪的左端採用軸肩定位,軸肩高3.5,取 .軸環寬度 ,取b=8mm.
④ 軸承端蓋的總寬度為20mm(由減速器及軸承端蓋的結構設計而定) .根據軸承端蓋的裝拆及便於對軸承添加潤滑脂的要求,取端蓋的外端面與半聯軸器右端面間的距離 ,故取 .
⑤ 取齒輪距箱體內壁之距離a=16 ,兩圓柱齒輪間的距離c=20 .考慮到箱體的鑄造誤差,在確定滾動軸承位置時,應距箱體內壁一段距離 s,取s=8 ,已知滾動軸承寬度T=16 ,
高速齒輪輪轂長L=50 ,則
至此,已初步確定了軸的各端直徑和長度.
5. 求軸上的載荷
首先根據結構圖作出軸的計算簡圖, 確定頂軸承的支點位置時,
查《機械設計手冊》20-149表20.6-7.
對於7010C型的角接觸球軸承,a=16.7mm,因此,做為簡支梁的軸的支承跨距.
傳動軸總體設計結構圖:
(從動軸)
(中間軸)
(主動軸)
從動軸的載荷分析圖:
6. 按彎曲扭轉合成應力校核軸的強度
根據
= =
前已選軸材料為45鋼，調質處理。
查表15-1得[ ]=60MP
〈 [ ] 此軸合理安全
7. 精確校核軸的疲勞強度.
⑴. 判斷危險截面
截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用。所以A Ⅱ Ⅲ B無需校核.從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看,截面Ⅵ和Ⅶ處過盈配合引起的應力集中最嚴重,從受載來看,截面C上的應力最大.截面Ⅵ的應力集中的影響和截面Ⅶ的相近,但是截面Ⅵ不受扭矩作用,同時軸徑也較大,故不必做強度校核.截面C上雖然應力最大,但是應力集中不大,而且這里的直徑最大,故C截面也不必做強度校核,截面Ⅳ和Ⅴ顯然更加不必要做強度校核.由第3章的附錄可知,鍵槽的應力集中較系數比過盈配合的小，因而,該軸只需膠合截面Ⅶ左右兩側需驗證即可.
⑵. 截面Ⅶ左側。
抗彎系數 W=0.1 = 0.1 =12500
抗扭系數 =0.2 =0.2 =25000
截面Ⅶ的右側的彎矩M為
截面Ⅳ上的扭矩 為 =311.35
截面上的彎曲應力
截面上的扭轉應力
= =
軸的材料為45鋼。調質處理。
由課本 表15-1查得：
因
經插入後得
2.0 =1.31
軸性系數為
=0.85
K =1+ =1.82
K =1+ （ -1）=1.26
所以
綜合系數為： K =2.8
K =1.62
碳鋼的特性系數 取0.1
取0.05
安全系數
S = 25.13
S 13.71
≥S=1.5 所以它是安全的
截面Ⅳ右側
抗彎系數 W=0.1 = 0.1 =12500
抗扭系數 =0.2 =0.2 =25000
截面Ⅳ左側的彎矩M為 M=133560
截面Ⅳ上的扭矩 為 =295
截面上的彎曲應力
截面上的扭轉應力
= = K =
K =
所以
綜合系數為：
K =2.8 K =1.62
碳鋼的特性系數
取0.1 取0.05
安全系數
S = 25.13
S 13.71
≥S=1.5 所以它是安全的
8.鍵的設計和計算
①選擇鍵聯接的類型和尺寸
一般8級以上精度的尺寸的齒輪有定心精度要求，應用平鍵.
根據 d =55 d =65
查表6-1取： 鍵寬 b =16 h =10 =36
b =20 h =12 =50
②校和鍵聯接的強度
查表6-2得 [ ]=110MP
工作長度 36-16=20
50-20=30
③鍵與輪轂鍵槽的接觸高度
K =0.5 h =5
K =0.5 h =6
由式（6-1）得：
＜[ ]
＜[ ]
兩者都合適
取鍵標記為：
鍵2：16×36 A GB/T1096-1979
鍵3：20×50 A GB/T1096-1979
9.箱體結構的設計
減速器的箱體採用鑄造（HT200）製成，採用剖分式結構為了保證齒輪佳合質量，
大端蓋分機體採用 配合.
1. 機體有足夠的剛度
在機體為加肋，外輪廓為長方形，增強了軸承座剛度
2. 考慮到機體內零件的潤滑，密封散熱。
因其傳動件速度小於12m/s，故採用侵油潤油，同時為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂到油池底面的距離H為40mm
為保證機蓋與機座連接處密封，聯接凸緣應有足夠的寬度，聯接表面應精創，其表面粗糙度為
3. 機體結構有良好的工藝性.
鑄件壁厚為10，圓角半徑為R=3。機體外型簡單，拔模方便.
4. 對附件設計
A 視孔蓋和窺視孔
在機蓋頂部開有窺視孔，能看到 傳動零件齒合區的位置，並有足夠的空間，以便於能伸入進行操作，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，有便於機械加工出支承蓋板的表面並用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵製成，用M6緊固
B 油螺塞：
放油孔位於油池最底處，並安排在減速器不與其他部件靠近的一側，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機體外壁應凸起一塊，由機械加工成螺塞頭部的支承面，並加封油圈加以密封。
C 油標：
油標位在便於觀察減速器油麵及油麵穩定之處。
油尺安置的部位不能太低，以防油進入油尺座孔而溢出.
D 通氣孔：
由於減速器運轉時，機體內溫度升高，氣壓增大，為便於排氣，在機蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達到體內為壓力平衡.
E 蓋螺釘：
啟蓋螺釘上的螺紋長度要大於機蓋聯結凸緣的厚度。
釘桿端部要做成圓柱形，以免破壞螺紋.
F 位銷：
為保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯結凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度.
G 吊鉤：
在機蓋上直接鑄出吊鉤和吊環，用以起吊或搬運較重的物體.
減速器機體結構尺寸如下：
名稱 符號 計算公式 結果
箱座壁厚
10
箱蓋壁厚
9
箱蓋凸緣厚度
12
箱座凸緣厚度
15
箱座底凸緣厚度
25
地腳螺釘直徑
M24
地腳螺釘數目
查手冊 6
軸承旁聯接螺栓直徑
M12
機蓋與機座聯接螺栓直徑
=（0.5~0.6）
M10
軸承端蓋螺釘直徑
=（0.4~0.5）
10
視孔蓋螺釘直徑
=（0.3~0.4）
8
定位銷直徑
=（0.7~0.8）
8
， ， 至外機壁距離
查機械課程設計指導書表4 34
22
18
， 至凸緣邊緣距離
查機械課程設計指導書表4 28
16
外機壁至軸承座端面距離
= + +（8~12）
50
大齒輪頂圓與內機壁距離
>1.2
15
齒輪端面與內機壁距離
>
10
機蓋，機座肋厚
9 8.5
軸承端蓋外徑
+（5~5.5）
120（1軸）125（2軸）
150（3軸）
軸承旁聯結螺栓距離
120（1軸）125（2軸）
150（3軸）
10. 潤滑密封設計
對於二級圓柱齒輪減速器，因為傳動裝置屬於輕型的，且傳速較低，所以其速度遠遠小於 ，所以採用脂潤滑，箱體內選用SH0357-92中的50號潤滑，裝至規定高度.
油的深度為H+
H=30 =34
所以H+ =30+34=64
其中油的粘度大，化學合成油，潤滑效果好。
密封性來講為了保證機蓋與機座聯接處密封，聯接
凸緣應有足夠的寬度，聯接表面應精創，其表面粗度應為
密封的表面要經過刮研。而且，凸緣聯接螺柱之間的距離不宜太
大，國150mm。並勻均布置，保證部分面處的密封性。
11.聯軸器設計
1.類型選擇.
為了隔離振動和沖擊，選用彈性套柱銷聯軸器.
2.載荷計算.
公稱轉矩：T=9550 9550 333.5
查課本 ,選取
所以轉矩
因為計算轉矩小於聯軸器公稱轉矩,所以
查《機械設計手冊》
選取LT7型彈性套柱銷聯軸器其公稱轉矩為500Nm
❷ 求轉差頻率控制的變頻調速系統設計畢業論文。。
摘 要
現在流行的非同步電動機的調速方法可分為兩種：變頻調速和變壓調速，其中非同步電動機的變頻調速應用較多，它的調速方法可分為兩種：變頻變壓調速和矢量控製法，前者的控制方法相對簡單，有二十多年的發展經驗。因此應用的比較多，目前市場上出售的變頻器多數都是採用這種控制方法。
關鍵詞: 交流調速系統, 非同步電動機, PWM技術.....
目錄
摘 要 1
前言 3
1.1 設計的目的和意義 3
1.2變頻器調速運行的節能原理 3
第二章 變頻器 4
2.1變頻器選型： 4
2.2變頻器控制原理圖設計： 4
2.3變頻器控制櫃設計 6
2.4變頻器接線規范 7
2.5變頻器的運行和相關參數的設置 8
2.6 常見故障分析 8
第三章 交流調速系統概述 10
3.1 交流調速系統的特點 10
第四章變頻電動機的特點 14
4.1電磁設計 14
4.2結構設計 14
第五章 變頻電機主要特點和變頻電機的構造原理 15
5.1 變頻專用電動機具有如下特點： 15
5.2變頻電機的構造原理 15
第六章 交流非同步電動機 16
6.1交流非同步電動機變頻調速基本原理 16
6.2 變頻變壓（VVVF）調速時電動機的機械特性 18
6.3變壓變頻運行時機械特性分折 19
第七章 PWM技術原理 24
7.1 正弦波脈寬調制(SPWM） 25
7.2單極性SPWM法 ..................................................................................................................26
結論 31
致 謝 32
參 考 文 獻 33
前言
1.1 設計的目的和意義
近年來，隨著電力電子技術、計算機技術、自動控制技術的迅速發展，交流傳動與控制技術成為目前發展最為迅速的技術之一，電氣傳動技術面臨著一場歷史革命，即交流調速取代直流調速和計算機數字控制技術取代模擬控制技術已成為發展趨勢。電機交流變頻調速技術是當今節電、改善工藝流程以提高產品質量和改善環境、推動技術進步的一種主要手段。變頻調速以其優異的調速和起制動性能，高效率、高功率因數和節電效果，廣泛的適用范圍及其它許多優點而被國內外公認為最有發展前途的調速方式。深入了解交流傳動與控制技術的走向，具有十分積極的意義．
1.2變頻器調速運行的節能原理
實現變頻調速的裝置稱為變頻器。變頻器一般由整流器、濾波器、驅動電路、保護電路以及控制器（MCU／DSP）等部分組成。首先將單相或三相交流電源通過整流器並經電容濾波後，形成幅值基本固定的直流電壓加在逆變器上，利用逆變器功率元件的通斷控制，使逆變器輸出端獲得一定形狀的矩形脈沖波形。在這里，通過改變矩形脈沖的寬度控制其電壓幅值；通過改變調制周期控制其輸出頻率，從而在逆變器上同時進行輸出電壓和頻率的控制，而滿足變頻調速對U／f協調控制的要求。PWM的優點是能消除或抑制低次諧波，使負載電機在近正弦波的交變電壓下運行，轉矩脈沖小，調速范圍寬。
採用PWM控制方式的電機轉速受到上限轉速的限制。如對壓縮機來講，一般不超過7000r／rain。而採用PAM控制方式的壓縮機轉速可提高1．5倍左右，這樣大大提高了快速增速和減速能力。同時，由於PAM在調整電壓時具有對電流波形的整形作用，因而可以獲得比PWM更高的效率。此外，在抗干擾方面也有著PWM無法比擬的優越性，可抑制高次諧波的生成，減小對電網的污染。採用該控制方式的變頻調速技術後，電機定子電流下降64％ ，電源頻率降低30％ ，出膠壓力降低57％ 。由電機理論可知，非同步電機的轉速可表示為：n=60•f 8（1—8）／p
第二章 變頻器
變頻器是利用電力半導體器件的通斷作用將工頻電源變換為另一頻率的電能控制裝置。我們現在使用的變頻器主要採用交—直—交方式（VVVF變頻或矢量控制變頻），先把工頻交流電源通過整流器轉換成直流電源，然後再把直流電源轉換成頻率、電壓均可控制的交流電源以供給電動機。變頻器的電路一般由整流、中間直流環節、逆變和控制4個部分組成。整流部分為三相橋式不可控整流器，逆變部分為IGBT三相橋式逆變器，且輸出為PWM波形，中間直流環節為濾波、直流儲能和緩沖無功功率。
2.1變頻器選型：
變頻器選型時要確定以下幾點：
1) 採用變頻的目的；恆壓控制或恆流控制等。
2) 變頻器的負載類型；如葉片泵或容積泵等，特別注意負載的性能曲線，性能曲線決定了應用時的方式方法。
3) 變頻器與負載的匹配問題；
I.電壓匹配；變頻器的額定電壓與負載的額定電壓相符。
II. 電流匹配；普通的離心泵，變頻器的額定電流與電機的額定電流相符。對於特殊的負載如深水泵等則需要參考電機性能參數，以最大電流確定變頻器電流和過載能力。
III.轉矩匹配；這種情況在恆轉矩負載或有減速裝置時有可能發生。
4) 在使用變頻器驅動高速電機時，由於高速電機的電抗小，高次諧波增加導致輸出電流值增大。因此用於高速電機的變頻器的選型，其容量要稍大於普通電機的選型。
5) 變頻器如果要長電纜運行時，此時要採取措施抑制長電纜對地耦合電容的影響，避免變頻器出力不足，所以在這樣情況下，變頻器容量要放大一檔或者在變頻器的輸出端安裝輸出電抗器。
6) 對於一些特殊的應用場合，如高溫，高海拔，此時會引起變頻器的降容，變頻器容量要放大一擋。
2.2變頻器控制原理圖設計：
1) 首先確認變頻器的安裝環境；
I.工作溫度。變頻器內部是大功率的電子元件，極易受到工作溫度的影響，產品一般要求為0～55℃，但為了保證工作安全、可靠，使用時應考慮留有餘地，最好控制在40℃以下。在控制箱中，變頻器一般應安裝在箱體上部，並嚴格遵守產品說明書中的安裝要求，絕對不允許把發熱元件或易發熱的元件緊靠變頻器的底部安裝。
II. 環境溫度。溫度太高且溫度變化較大時，變頻器內部易出現結露現象，其絕緣性能就會大大降低，甚至可能引發短路事故。必要時，必須在箱中增加乾燥劑和加熱器。在水處理間，一般水汽都比較重，如果溫度變化大的話，這個問題會比較突出。
III.腐蝕性氣體。使用環境如果腐蝕性氣體濃度大，不僅會腐蝕元器件的引線、印刷電路板等，而且還會加速塑料器件的老化，降低絕緣性能。
IV. 振動和沖擊。裝有變頻器的控制櫃受到機械振動和沖擊時，會引起電氣接觸不良。淮安熱電就出現這樣的問題。這時除了提高控制櫃的機械強度、遠離振動源和沖擊源外，還應使用抗震橡皮墊固定控制櫃外和內電磁開關之類產生振動的元器件。設備運行一段時間後，應對其進行檢查和維護。
V. 電磁波干擾。變頻器在工作中由於整流和變頻，周圍產生了很多的干擾電磁波，這些高頻電磁波對附近的儀表、儀器有一定的干擾。因此，櫃內儀表和電子系統，應該選用金屬外殼，屏蔽變頻器對儀表的干擾。所有的元器件均應可靠接地，除此之外，各電氣元件、儀器及儀表之間的連線應選用屏蔽控制電纜，且屏蔽層應接地。如果處理不好電磁干擾，往往會使整個系統無法工作，導致控制單元失靈或損壞。
2) 變頻器和電機的距離確定電纜和布線方法；
I.變頻器和電機的距離應該盡量的短。這樣減小了電纜的對地電容，減少干擾的發射源。
II. 控制電纜選用屏蔽電纜，動力電纜選用屏蔽電纜或者從變頻器到電機全部用穿線管屏蔽。
III.電機電纜應獨立於其它電纜走線，其最小距離為500mm。同時應避免電機電纜與其它電纜長距離平行走線，這樣才能減少變頻器輸出電壓快速變化而產生的電磁干擾。如果控制電纜和電源電纜交叉，應盡可能使它們按90度角交叉。與變頻器有關的模擬量信號線與主迴路線分開走線，即使在控制櫃中也要如此。
IV. 與變頻器有關的模擬信號線最好選用屏蔽雙絞線，動力電纜選用屏蔽的三芯電纜（其規格要比普通電機的電纜大檔）或遵從變頻器的用戶手冊。
3) 變頻器控制原理圖；
I.主迴路：電抗器的作用是防止變頻器產生的高次諧波通過電源的輸入迴路返回到電網從而影響其他的受電設備，需要根據變頻器的容量大小來決定是否需要加電抗器；濾波器是安裝在變頻器的輸出端，減少變頻器輸出的高次諧波，當變頻器到電機的距離較遠時，應該安裝濾波器。雖然變頻器本身有各種保護功能，但缺相保護卻並不完美，斷路器在主迴路中起到過載，缺相等保護，選型時可按照變頻器的容量進行選擇。可以用變頻器本身的過載保護代替熱繼電器。
II. 控制迴路：具有工頻變頻的手動切換，以便在變頻出現故障時可以手動切工頻運行，因輸出端不能加電壓，固工頻和變頻要有互鎖。
4) 變頻器的接地；
變頻器正確接地是提高系統穩定性，抑制雜訊能力的重要手段。變頻器的接地端子的接地電阻越小越好，接地導線的截面不小於4mm，長度不超過5m。變頻器的接地應和動力設備的接地點分開，不能共地。信號線的屏蔽層一端接到變頻器的接地端，另一端浮空。變頻器與控制櫃之間電氣相通。
2.3變頻器控制櫃設計
變頻器應該安裝在控制櫃內部，控制櫃在設計時要注意以下問題
1) 散熱問題：變頻器的發熱是由內部的損耗產生的。在變頻器中各部分損耗中主要以主電路為主，約佔98%，控制電路佔2%。為了保證變頻器正常可靠運行，必須對變頻器進行散熱我們通常採用風扇散熱；變頻器的內裝風扇可將變頻器的箱體內部散熱帶走，若風扇不能正常工作，應立即停止變頻器運行；大功率的變頻器還需要在控制櫃上加風扇，控制櫃的風道要設計合理，所有進風口要設置防塵網，排風通暢，避免在櫃中形成渦流，在固定的位置形成灰塵堆積；根據變頻器說明書的通風量來選擇匹配的風扇，風扇安裝要注意防震問題。
2) 電磁干擾問題：
I.變頻器在工作中由於整流和變頻，周圍產生了很多的干擾電磁波，這些高頻電磁波對附近的儀表、儀器有一定的干擾，而且會產生高次諧波，這種高次諧波會通過供電迴路進入整個供電網路，從而影響其他儀表。如果變頻器的功率很大占整個系統25%以上，需要考慮控制電源的抗干擾措施。
II.當系統中有高頻沖擊負載如電焊機、電鍍電源時，變頻器本身會因為干擾而出現保護，則考慮整個系統的電源質量問題。
3) 防護問題需要注意以下幾點：
I.防水防結露：如果變頻器放在現場，需要注意變頻器櫃上方不的有管道法蘭或其他漏點，在變頻器附近不能有噴濺水流，總之現場櫃體防護等級要在IP43以上。
II. 防塵：所有進風口要設置防塵網阻隔絮狀雜物進入，防塵網應該設計為可拆卸式，以方便清理，維護。防塵網的網格根據現場的具體情況確定，防塵網四周與控制櫃的結合處要處理嚴密。
III.防腐蝕性氣體：在化工行業這種情況比較多見，此時可以將變頻櫃放在控制室中。
2.4變頻器接線規范
信號線與動力線必須分開走線：使用模擬量信號進行遠程式控制制變頻器時，為了減少模擬量受來自變頻器和其它設備的干擾，請將控制變頻器的信號線與強電迴路（主迴路及順控迴路）分開走線。距離應在30cm以上。即使在控制櫃內，同樣要保持這樣的接線規范。該信號與變頻器之間的控制迴路線最長不得超過50m。
信號線與動力線必須分別放置在不同的金屬管道或者金屬軟管內部：連接PLC和變頻器的信號線如果不放置在金屬管道內，極易受到變頻器和外部設備的干擾；同時由於變頻器無內置的電抗器，所以變頻器的輸入和輸出級動力線對外部會產生極強的干擾，因此放置信號線的金屬管或金屬軟管一直要延伸到變頻器的控制端子處，以保證信號線與動力線的徹底分開。
1) 模擬量控制信號線應使用雙股絞合屏蔽線，電線規格為0.75mm2。在接線時一定要注意，電纜剝線要盡可能的短（5-7mm左右），同時對剝線以後的屏蔽層要用絕緣膠布包起來，以防止屏蔽線與其它設備接觸引入干擾。
2) 為了提高接線的簡易性和可靠性，推薦信號線上使用壓線棒端子。
2.5變頻器的運行和相關參數的設置
變頻器的設定參數多，每個參數均有一定的選擇范圍，使用中常常遇到因個別參數設置不當，導致變頻器不能正常工作的現象。
控制方式：即速度控制、轉距控制、PID控制或其他方式。採取控制方式後，一般要根據控制精度，需要進行靜態或動態辨識。
最低運行頻率：即電機運行的最小轉速，電機在低轉速下運行時，其散熱性能很差，電機長時間運行在低轉速下，會導致電機燒毀。而且低速時，其電纜中的電流也會增大，也會導致電纜發熱。
最高運行頻率：一般的變頻器最大頻率到60Hz，有的甚至到400 Hz，高頻率將使電機高速運轉，這對普通電機來說，其軸承不能長時間的超額定轉速運行，電機的轉子是否能承受這樣的離心力。
載波頻率：載波頻率設置的越高其高次諧波分量越大，這和電纜的長度，電機發熱，電纜發熱變頻器發熱等因素是密切相關的。
電機參數：變頻器在參數中設定電機的功率、電流、電壓、轉速、最大頻率，這些參數可以從電機銘牌中直接得到。
跳頻：在某個頻率點上，有可能會發生共振現象，特別在整個裝置比較高時；在控制壓縮機時，要避免壓縮機的喘振點。
2.6 常見故障分析
1) 過流故障：過流故障可分為加速、減速、恆速過電流。其可能是由於變頻器的加減速時間太短、負載發生突變、負荷分配不均，輸出短路等原因引起的。這時一般可通過延長加減速時間、減少負荷的突變、外加能耗制動元件、進行負荷分配設計、對線路進行檢查。如果斷開負載變頻器還是過流故障，說明變頻器逆變電路已環，需要更換變頻器。
2) 過載故障：過載故障包括變頻過載和電機過載。其可能是加速時間太短，電網電壓太低、負載過重等原因引起的。一般可通過延長加速時間、延長制動時間、檢查電網電壓等。負載過重，所選的電機和變頻器不能拖動該負載，也可能是由於機械潤滑不好引起。如前者則必須更換大功率的電機和變頻器；如後者則要對生產機械進行檢修。
3) 欠壓：說明變頻器電源輸入部分有問題，需檢查後才可以運行。
第三章 交流調速系統概述
3.1 交流調速系統的特點
對於可調速的電力拖動系統，工程上往往把它分為直流調速系統和交流調速系統兩類。這主要是根據採用什麼電流制型式的電動機來進行電能與機械能的轉換而劃分的，所謂交流調速系統，就是以交流電動機作為電能—機械能的轉換裝置，並對其進行控制以產生所需要的轉速。
縱觀電力拖動的發展過程，交、直流兩大調速系統一直並存於各個工業領域，雖然由於各個時期科學技術的發展使得它們所處的地位有所不同，但它們始終是隨著工業技術的發展，特別是隨著電力電子元器件的發展而在相互競爭。在過去很長一段時期，由於直流電動機的優良調速性能，在可逆、可調速與高精度、寬調速范圍的電力拖動技術領域中，幾乎都是採用直流調速系統。然而由於直流電動機其有機械式換向器這一致命的弱點，致使直流電動機製造成本高、價格昂貴、維護麻煩、使用環境受到限制，其自身結構也約束了單台電機的轉速，功率上限，從而給直流傳動的應用帶來了一系列的限制。相對於直流電動機來說，交流電動機特別是鼠籠式非同步電動機具有結構簡單，製造成本低，堅固耐用，運行可靠，維護方便，慣性小，動態響應好，以及易於向高壓、高速和大功率方向發展等優點。因此，近幾十年以來，不少國家都在致力於交流調速系統的研究，用沒有換向器的交流電動機實現調速來取代直流電動機，突破它的限制。
隨著電力電子器件，大規模集成電路和計算機控制技術的迅速發展，以及現代控制理論向交流電氣傳動領域的滲透，為交流調速系統的開發研究進一步創造了有利的條件。諸如交流電動機的串級調速、各種類型的變頻調速，特別是矢量控制技術的應用，使得交流調速系統逐步具備了寬的調速范圍、較高的穩速精度、快速的動態響應以及在四象限作可逆運行等良好的技術性能。現在從數百瓦的伺服系統到數百千瓦的特大功率高速傳動系統，從一般要求的小范圍調速傳動到高精度、快響應、大范圍的調速傳動，從單機傳動到多機協調運轉，已幾乎都可採用交流調速傳動。交流調速傳動的客觀發展趨勢已表明，它完全可以和直流傳動相媲美、相抗衡，並有取代的趨勢。
3.2 交流調速常用的調速方案及其性能比較
由電機學知，交流非同步電動機的轉速公式如下：
n= 60ƒ1 (1-s) pn (1-1)
式中 Pn——電動機定子繞阻的磁極對數；
f1——電動機定子電壓供電頻率；
s ——電動機的轉差率。
從式（1-1）中可以看出，調節交流非同步電動機的轉速有三大類方案。
（1）改變電動機的磁極對數
由非同步電動機的同步轉速
no= 60ƒ1 pn
可知，在供電電源頻率f1不變的條件下，通過改接定子繞組的連接方式來改變非同步電動機定子繞組的磁極對數Pn，即可改變非同步電動機的同步轉速n0，從而達到調速的目的。這種控制方式比較簡單，只要求電動機定子繞組有多個抽頭，然後通過觸點的通斷來改變電動機的磁極對數。採用這種控制方式，電動機轉速的變化是有級的，不是連續的，一般最多隻有三檔，適用於自動化程度不高，且只須有級調速的場合。
（2）變頻調速
從式（1—1）中可以看出，當非同步電動機的磁極對數Pn一定，轉差率s—定時，改變定子繞組的供電頻率f1可以達到調速目的，電動機轉速n基本上與電源的頻率f1成正比，因此，平滑地調節供電電源的頻率，就能平滑，無級地調節非同步電動機的轉速。變頻調速調速范圍大，低速特性較硬，基頻f=50Hz以下，屬於恆轉矩調速方式，在基頻以上，屬於恆功率調速方式，與直流電動機的降壓和弱磁調速十分相似。且採用變頻起動更能顯著改善交流電動機的起動性能，大幅度降低電機的起動電流，增加起動轉矩。所以變頻調速是交流電動機的理想調速方案。
（3）變轉差率調速
改變轉差率調速的方法很多，常用的方案有：非同步電動機定子調壓調速，電磁轉差離合器調速和繞線式非同步電動機轉子迴路串電阻調速，串級調速等。
定子調壓調速系統就是在恆定交流電源與交流電動機之間接入晶閘管作為交流電壓控制器，這種調壓調速系統僅適用於一些屬短時與重復短時作深調速運行的負載。為了能得到好的調速精度與能穩定運行，一般採用帶轉速負反饋的控制方式。所使用的電動機可以是繞線式異電動機或是有高轉差率的鼠籠式非同步電動機。
電磁轉差離台器調速系統，是由鼠籠式非同步電動機、電磁轉差離合器以及控制裝置組合而成。鼠籠式電動機作為原動機以恆速帶動電磁離合器的電樞轉動，通過對電磁離合器勵磁電流的控制實現對其磁極的速度調節。這種系統一般也採用轉速閉環控制。
繞線式非同步電動機轉子迴路串電阻調速就是通過改變轉子迴路所串電阻來進行調速，這種調速方法簡單，但調速是有級的，串入較大附加電阻後，電動機的機械特性很軟，低速運行損耗大，穩定性差。
繞線式非同步電動機串級調速系統就是在電動機的轉子迴路中引入與轉子電勢同頻率的反向電勢Ef，只要改變這個附加的，同電動機轉子電壓同頻率的反向電勢Ef，就可以對繞線式非同步電動機進行平滑調速。Ef越大，電動機轉速越低。
上述這些調速的共同特點是調速過程中沒有改變電動機的同步轉速n0，所以低速時，轉差率s較大。
在交流非同步電動機中，從定子傳入轉子的電磁功率PM可以分成兩部分：一部分P2=（1—s）PM是拖動負載的有效功率，另一部分是轉差功率PS=sPM，與轉差率s成正比，它的去向是調速系統效率高低的標志。就轉差功率的去向而言，交流非同步電動機調速系統可以分為三種：
1）轉差功率消耗型
這種調速系統全部轉差功率都被消耗掉，用增加轉差功率的消耗來換取轉速的降低，轉差率s增大，轉差功率PS=sPM增大，以發熱形式消耗在轉子電路里，使得系統效率也隨之降低。定子調壓調速、電磁轉差離合器調速及繞線式非同步電動機轉子串電阻調速這三種方法屬於這一類，這類調速系統存在著調速范圍愈寬，轉差功率PS愈大，系統效率愈低的問題，故不值得提倡。
2）轉差功率回饋型
這種調速系統的大部分轉差功率通過變流裝置回饋給電網或者加以利用，轉速越低回饋的功率越多，但是增設的裝置也要多消耗一部分功率。繞線式非同步電動機轉子串級調速即屬於這一類，它將轉差功率通過整流和逆變作用，經變壓器回饋到交流電網，但沒有以發熱形式消耗能量，即使在低速時，串級調速系統的效率也是很高的。
3）轉差功率不變型
這種調速系統中，轉差功率仍舊消耗在轉子里，但不論轉速高低，轉差功率基本不變。如變極對數調速，變頻調速即屬於這一類，由於在調速過程中改變同步轉速n0，轉差率s是一定的，故系統效率不會因調速而降低。在改變n0的兩種調速方案中，又因變極對數調速為有極調速，且極數很有限，調速范圍窄，所以，目前在交流調速方案中，變頻調速是最理想，最有前途的交流調速方案。
第四章變頻電動機的特點
4.1電磁設計
對普通非同步電動機來說，再設計時主要考慮的性能參數是過載能力、啟動性能、效率和功率因數。而變頻電動機，由於臨界轉差率反比於電源頻率，可以在臨界轉差率接近1時直接啟動，因此，過載能力和啟動性能不在需要過多考慮，而要解決的關鍵問題是如何改善電動機對非正弦波電源的適應能力。方式一般如下：