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机械毕业设计论文
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机械毕业设计1530旋转门的设计论文,机械毕业设计论文
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1 绪论 1 1 绪论 1.1 旋转门的课题背景 自动旋转门是楼宇设备中的光机电一体化技术产品，它给人以亲切大方的感觉，同时营造出奢华的气氛，其全新的概念，宽敞的开放门面和高格调的设计，堪称建筑物的点睛之笔，立足于建筑时代大潮的最前端。 大厦在需要持续不断的人流出入的同时，又要保持建筑物内良好的空气循环及环境的优美，这是建筑师所遇到的一大难题，而旋转门为大厦提供了理想的解决方案，它可有效地防风、防尘和隔音，从而改善了大厦入口附近的环境。旋转门的最大优点在于它 永远开门，又永远关 门 ，即对于行人来说，门总可以打开，可对于建筑物来说门又总是关着。自动旋转门由于其永远开启的同时又永远关闭的特点，使其动态密封效果较好。因此，自动旋转门在功能方面具有独特的发展。 自动旋转门的最大优点在于它 “ 永远开门，又永远关门 ” ，即对于人员来说，门总可以打开，可对于建筑物来说门又总是关着。因此，自动旋转门在保安功能方面具有独到的发展，但在人员流量方面自动旋转门却没有优势，因为门的转速是固定的，每个门翼之间可容纳的人员也是有限的。每种自动旋转门都有标定的人员流量数值。自动旋转门由于其永远开启的同时又永 远关闭的特点，使其动态密封效果在经常使用的条件下相对于其他自动门要好。由于自动旋转门的人流量有限，通常在自动旋转门两侧另设自动或手动平开门，一方面增加通行能力，另一方面当自动旋转门出现故障时，不影响人的通过。但在静态密封效果方面，自动旋转门远不如其他自动门，因为其门体运动方式决定着只能使用毛条密封。 1.2 国内外旋转门发展现状 1.2.1国外旋转门发展现状 自 1903 年宝盾公司在荷兰生产出第一座旋转门，旋转门至今已有一百年的历史，发展到今天，旋转门已具有可靠的安全系统和先进的驱动技术，其智能化高格调的设计 为现代化楼宇建筑的确入口提供了完美的选择。 国外著名厂家有：荷兰的 B00N EDAM 瑞典的 BESAM 德国的多玛、盖泽 日本的纳博克、寺冈等。 由于国外自动旋转门发展较早，其技术也较为成熟。自动旋转门的 传动系统技术具有节能、低噪声、传动平稳、寿命长 、 性能可靠等优点 ； 控制系统采用数字化设计的系统作为控制中枢 ，有 功能更强大，操作更简便 等优点； 检测 安全 系统 采用 先进的红外与微波感应技术，用于感知物体的移动，操纵门体的动行 ，使nts 1 绪论 2 用各种安全检测传感器，实现防挤、防夹和防撞功能。与此同时某些厂家生产的自动旋转门还具有 远程控制 和 液晶显示 。利用当前先进的通信和网络技术，使自动门的维护不再受时间、地域和专业维护技术的限制，制造商可通过 internet 与设备进行实时交流，校正偏差，让自动门达到最佳运行状态。当出现异常时，可准确传回故障信息，实现远程维护，缩短维护、保养时间；采用液晶显示屏，进行可视化设计，全面显示门体转速、状态和故障等信息。 1.2.2国内旋转门发展现状 我国旋转门技术的发展：我国的全自动旋转门技术来源于荷兰、瑞典、日本等国。 90 年代后期旋转门开始在我国建筑领域中得到迅速推广和广泛的使用。旋转门的厂家：国 内专业厂家：北京有凯必盛、宝盾、青木、智辉、巨方圆、信步等。外省市有上海康育、广州盛维、沈阳金海、青岛帝盟等。 旋转门在我国的市场前景： 随着我国国民经济持续稳定地增长， 2008 年北京申奥成功和 WTO 的加入。从本世纪开始，我国进入了全面建设小康社会的新阶段，创造美好生活环境是装饰业发展的巨大推动力。现代城市建筑物装饰装修中，将高科技应用到建筑物的外观形象上，使城市建筑的入口体现出智能化。对门的选择由单一的功用型向个性化、品位化发展，旋转门以其全新的概念，宽敞开放的门面和高格调的设计，自然成为当代的建筑装饰的 主流，无可质疑的必选设施。堪称建筑物的点睛之笔。 但是 国家对自动门产品质量、安全性、节能性、噪音、施工质量、售后服务还没有统一的标准，所有国内建筑业院校都没有相关的专业或课程，也没有权威的咨询机构，自动门市场的管理尚处于无序状态。随着国内建筑业的发展，这一状况一定会有所改变。 nts 2 方案确定 3 2 方案的确定 旋转门主要设计是从门体 ,传动系统 ,控制系统，检测系统 ,安全系统等几个方面进行考虑。从上面几个方面具体分析可以设计两种方案 。 2.1 方案一的设计 框架总成 ： 分为固定部分和旋转部分，均由 铝型材框架和玻璃等组成。立柱、曲壁、门扉一般采用高强度铝合金型材，结构简洁，精密牢固。 圆周导轨悬挂整个旋转门体及其驱动设计， 每扉门三面安装密封毛条与地面天花及曲壁紧密接触，使门扉在任何位置均处于密闭状态 ;门扉玻璃采用（ 3+3）夹胶玻璃或 6mm厚钢化玻璃，曲壁玻璃一般采用（ 4+4）夹胶玻璃，安全可靠。 传动系统：由二个三相交流电机提供动 力，用减速器带动旋转转盘驱动。 控制系统 ： 由 单片机 、变频器、功能开关组成。由可编程控制器 PLC、变频器、功能开关组成。 检测系统： 由红外传感器实现有无人自动检测，自动对 电机启停进行操作。 安全系统： 主要有接触和非接触安全感应器。 旋转门入口立柱均装有安全胶条，防止行人夹伤，自动门入口右侧立柱胶条内装有内藏式防夹感应器，如受挤压门扉即马上停止运转。胶条恢复正常，门扉则自动转动 ;每扇门扉底边胶条内装有内藏式防碰感应器，碰到物体或行人门扉立即停止运转。胶条恢复正常，门扉则自动转动。 2.2 方案二的设计 框架总成 ： 分为固定部分和旋转部分，均由铝型材框架和玻璃等组成。立柱、曲壁、门扉一般采用高强度铝合金型材，结构简洁，精密牢固。 采用中心门轴结构安装和驱动旋转门体设计， 每扉 门三面安装密封毛条与地面天花及曲壁紧密接触，使门扉在任何位置均处于密闭状态 ;门扉玻璃采用（ 3+3）夹胶玻璃或6MM 厚钢化玻璃，曲壁玻璃一般采用（ 4+4）夹胶玻璃，安全可靠。 驱动系统： 由一个三相交流电机提供动力，用减速器带动中心门轴驱动。 控制系统： 由可编程控制器 PLC、变频器、功能开关组成。 检测系统： 由红外传感器实现有无人自动检测，自动对电机启停进行操作。 安全系统： 主要有接触和非接触安全感应器。 旋转门入口立柱均装有安全胶条，防止行人夹伤，自动门入口右侧立柱胶条内装有内藏式防夹感应器，如受挤压 门扉即马上停止运转。胶条恢复正常，门扉则自动转动 ;每扇门扉底边胶条nts 2 方案确定 4 内装有内藏式防碰感应器，碰到物体或行人门扉立即停止运转。胶条恢复正常，门扉则自动转动。 2.3 方案选择 三翼旋转门采用方案二这种结构，即中心门轴通过轴承机构垂直安装于地面，三个呈发散式固定在中心门轴上，各门扇之间的角度相等。中心门轴的上方安装电动机及其他电气控制部件，再配以感应装置和安全装置，就成为一个完整的自动旋转门。但是，这种旋转门门翼与中心轴的固定方式决定了门扇宽度不能太大，所以这种旋转门的直径最大只有约 4m。为了解决这一问题，工程 师们将中心门轴设计成了门扇固定在大钢管上面，相对减小了门扇宽度，增加了电机对门中心的旋转作用力矩，使这种旋转门的最大直径扩大到 6m。 这种结构是稳定性，使用的可靠性很高，使用寿命长。考虑到旋转门在停止时一定耍密封，所以三翼旋转门的每个分隔可以容纳更多的人，可是门的净开口宽度较小。 而方案一由于采用两个电机驱动也给驱动系统带来了许多麻烦，同时也不利于节能。在控制系统上，由于单片机的程序设计和接口设计较为繁杂，只利于大批量生产，不适于单件设计。综合两种方案进行比较，可以看出第二种方案在具体设计中更具有实用性，完善性 。故选择第二种方案。 nts 3 门体结构设计 5 3 门结构的设计 三翼自动旋转门的尺寸可以根据 7文 献 可以确定其尺寸，其具体尺寸如下所示； 表 3.1 门体尺寸 门旋转直径 3200mm 门净高 A 2400mm 门总高 B 2710mm 门出入口尺寸 C 1430mm 门外径 D 3360mm 单扇门半径 DW 1315mm 图 3.1 门体结构简图 3.1 门结构材料的选用 门体主要包括门体骨架的材料和门体玻璃。 根据相关门体标准 ,可按 90 系列的推门进行设计。门体骨架采用 90 系列推nts 3 门体结构设计 6 拉门专用铝型材，根据 7文 献 中可以确定 门体骨架铝型材； 三翼旋转门门扇 左边框 选代号 L090704 右边框 选代号 L090704 上横 选代号 L090706 下横 选代号 L090707 图 3.2 L090706 型铝型材 图 3.3 L090707 型铝型材 nts 3 门体结构设计 7 图 3.4 L090704 型铝型材 门体玻璃的选用 门扉玻璃一般有几种选择，一是防弹玻璃，二是夹胶玻璃，三是钢化玻璃。由于自动旋转门一般用于高级的宾馆，写字楼等高档场所 ,一般无特 殊要求。由于防弹玻璃价格较为昂贵，并且无多大实际用处，而夹胶玻璃它安装的透光性不是较好。因此选择钢化玻璃是最合适的。根据参考其他相关产品的选择情况，可以选 6mm 的钢化透明玻璃。 3.2 门结构尺寸的确定 根据前面的总体设计可知，三翼旋转门的结构尺寸可参照 7文 献 中 90系列（尺寸高度为 2400mm,一扇门宽度为 1315mm）进行设计。 根据以上节点 ,可以计算单扇门的相关尺寸为： 左边框和右边框的高度为： A2H 边 框 门 体 上 下 的 间 隙式 (3.1) =2400-2 25 =2350mm 式中： H边 框为门扇边框高度尺寸， A 为门净高度。 上横和下横的宽度为： B DW横式 (3.2) =1315mm 式中： DW 为门扇宽度。 玻璃的实际高度为： 2 1 2H l b b 边 框 上 横 下 横式 (3.3) 2 3 5 0 5 0 . 8 7 6 . 2 2 1 22247 mm 式中： l边 框为玻璃外显示尺寸， b上 横， b下 横玻璃上下门边尺寸。 nts 3 门体结构设计 8 实际宽度为： 2 2 1 2b b b 玻 横 边 框式 (3.4) =1315-2 64 2 12 =1211mm 式中： b横门扇上边框安装玻璃的宽度， b边 框玻璃边框实际尺寸。 3.3 中间轴的设计与轴承的选用 中间轴的设计 轴的直径为： D轴= 2 2 2D W l l 间 隙 胶 条式 (3.5) =3200-2 1315-2 3-2 16 =532mm 式中： 为门体旋转直径， l间 隙为门扇边框安装胶条与曲壁之间的间隙， l胶 条为 扇门边框安装胶条的宽度。 由于轴是用来安装轴承、齿轮、门扇的，并且在轴向受到力不大。所以选用结构用不锈钢焊接钢管。用牌号 0Cr18Ni9 制造，以热处理状态交货的半径为532mm,壁厚为 8mm,定尺长度为 3000mm,中间轴在安装轴承的两端要车削 1mm，并且达到 530mm，尺寸精度为普通级。 轴承的选用 为了使轴承能很好的固定，必须使用轴承座。由于要使用两个轴承，则轴承座也要使用两个，上下各一个。对于轴承座，其内径为轴承的外径，其厚度必须满足强度要求。因为轴所计算的直径为 532mm,两端车削后直径为 530mm，故选用双列圆锥滚子轴承，根据 (GB/T-22-1995)选型号为 35000 型，代号为 3519/530。 安装在轴上的轴承主要受轴向力。并且轴承受到的轴向力比较大，故需在门安装地面设计一个凹型台，防 止轴的向下滑动和安装时防止其他杂质进入轴衬内。 图 3.5 下轴承座 nts 3 门体结构设计 9 3.4 曲壁部分设计 曲壁由 4 根 75 75 10角钢做为支撑体，每 2 根构成一边曲壁体。角钢竖在水泥板上，进出口各布置 2 根，然后顶部又用一圆形角钢将 4 根角钢固定在一起。形成曲壁的整体框架，然后安装铝合金玻璃壁。曲壁由 2 块相同的圆弧玻璃组成。 材料的选用 曲壁上圆弧梁选用 6063 专用弧形材。顶部用 50 50 10 的角钢弯曲成一个圆弧，由四段构成，便于加工。玻璃的选用 8mm弯钢化玻璃。 材料尺寸的确定 由于圆的内圆半径为 1600mm,门口对应的圆角为 48o 则两边曲壁各对应的圆心角应： 3 6 0 4 8 2 1322 o曲式 (3.6) 所以两边曲壁对应的弧长： 1322 1 6 0 0 3 . 1 4 3602L oo曲式 (3.7) 1934.24mm 玻璃尺寸的确定 玻璃的弧长： 1322 ( 1 6 0 0 2 0 ) 3 . 1 4 4 2 53 6 0 22L 玻 式 (3.8) 986.2mm 玻璃的高度： 2 4 0 0 7 6 . 2 5 0 . 8 2 1 2 2 2 9 7h m m 式 (3.9) 曲壁立柱（ 75 75 10）角钢尺 寸确定： 由于要保持角钢的稳定性，预埋在地下的角钢尺寸为 100mm。则角钢的高度可估算为： 2 4 0 0 1 0 0 1 0 2 7 1 0H m m 角式 (3.10) 顶部圆周钢材尺寸的确定： 顶部周钢材的内直径为 3200mm,分为两半圆角钢用螺栓固定在立柱角钢上 ,则圆周角钢内圆弧长为： 3 . 1 4 3 2 0 0 1 0 0 4 8L d m m 全 式 (3.11) 式中： d 为旋转门的旋转直径。 则每段内圆弧长： 10048 50242L m m半式 (3.12) 3.5 华盖的设计 华盖部分是用来安装驱动系统和控制系统的部分，其主要由和型材框架和薄金属版构成一个圆柱形体。其主要安装轴承，电机，控制装置等。 由于华盖要用来安装电机，电机的有一定重量。为了保证电机在工作时不发生振动现象，故选择的钢架结构要求其刚度比较高。故选择热扎钢板。其厚度为nts 3 门体结构设计 10 2 毫米，直径为 3360mm的圆形，上下各一张。 华盖底部设计 旋转门的外径为 3360mm，由于底部要安装轴承，必须在钢板中间打孔。与此同时角钢也要穿过钢板，也必须在钢板上加工槽。 图 3.6 下华盖尺寸图 上华盖的设计 旋转门的外径为 3360mm，由于上面的钢板要用来安装电机，故必须在其上面打孔。同时为了保证钢板用足够的强度来支撑电机的重量，则必须在钢板上打钢架。钢架与钢板焊接在一起。由于电机的重量不大，故用一般方钢。其具体尺寸如下图所示： nts 3 门体结构设计 11 图 3.7 上华盖尺寸图 nts 4 驱动系统设计 12 4 驱动系统设计 4.1 轴和轴承设计计算 4.1.1轴的尺寸设计 由于轴承还没有缺定出来，但是轴的直径已知。并且旋转轴在径向受力不大主要受到径向力的作用，故可以选择圆锥滚子轴承。根据文献 5中预选双列圆锥滚子轴承，型号为 3519。其宽度为 190 mm。又由于齿轮与轴承必须留出一定的距离，一般选择为 40mm。其具体尺寸如下图所示： 图 4.1 轴的结构图 轴的质量计算：由公式 W=0.02491(D-S)S 其中 W为钢管的 线密度（ kg/m） ,D 为钢管的外径（ mm）， S为钢管的壁厚（ mm）。 M=WL (L 为钢管的长度 ) = 30 . 0 2 4 9 1 ( 5 3 2 8 ) 8 ( 1 9 0 2 4 0 0 1 9 0 1 0 4 3 0 ) 1 0 式 (4.1) =152.73kg 4.1.2轴承的选择与验算 径向力确定：轴承受到的径向力为减速器输出的转矩除以大齿轮的分度圆半径。其值为 Fr=MR= 2254002530 =850.6N 轴向力的确定： Fa=Mg = ( 4 1 0mm 钢 管 门 体 ）=(152.73+4 49) 10 式 (4.2) =3487.3N 设定工作时间为 87600 小时 (10 年 365 天 24 小时 ) 由中间轴两端按轴承的地方车削后 d=530mm，由文献 5中表 6-2-80 预选双列圆锥滚子轴承，型号为 3519。其中 e=0.41， Y1=1.6， Y2=2.5， Y0=1.6， Cr =2390KN。 当arFF =3487.3850.6 =4.1 大于 0.41 时 nts 4 驱动系统设计 13 当量动载荷 Pr =0.45Fr +YFa =0.45 850.6+2.5 3487.3 式 (4.3) =9101.02N 查 文献 3中 表 10-5 得 Y=Y2=2.5 查 文献 5中 表 6-2-8 6-2-11 得 fh=2.0,fn=1.435,fd=1.1,fT=0.9,fm=1 根据式 C= (fh fd fmfn fT) Pe =(2 1.1 11.435 0.9) 9101.2 式 (4.4) =12557.8N 轴承 Cr=2390000N12557.8N，故合适。 4.2 轴的校核 在确定轴承的支点位置时，由文献 5中查取 a 值。对于双列圆锥滚子轴承，由文献 5中查得 95a mm 。作简支梁的轴的支承跨距 2 4 0 0 + 2 9 5 = 2 5 9 0l m m 。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。 nts 4 驱动系统设计 14 图 4.2 中间轴受力图 从轴的结构图以 及弯矩和扭矩图中可以看出截面 C 是轴的危险截面。现将计算出轴的受力情况： 水平面的受力分析 支反力 128 5 0 . 6N V N VFF式 (4.5) 垂直面受力 支反力 12 3 4 8 7 . 3N H N HFF式 (4.6) 弯矩的计算 nts 4 驱动系统设计 15 NH1F L 2 8 5 0 . 6 2 . 5 9 = 2 2 0 3 . 1 .zM N m= ? ?式 (4.7) 扭矩的计算 T=225.4 .Nm 式 (4.8) 按弯扭合成应力校核的轴的强度进行校核时，只需对轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面 C）的强度。由文献 3中公式 15 5 及上表中的数值，并取 0.6a ，轴的计算应力 22caM a TW = 22342 2 0 3 1 0 0 0 . 6 2 2 5 4 0 05260 . 1 5 3 0 ( 1 ( ) )530 式 (4.9) =4.68MPa 其中 W 为抗弯、抗扭截面系数， 34 1W 0 . 1 ( 1 ) , ddd ， d1 为钢管的内径，d 为钢管的外径。 前面已选定轴的材料为 0Cr18Ni9，调质处理，由文献 3中表 15 1 查得 1 60M Pa 。因此 1ca ，故安全。 4.3 电机的确定 4.3.1确定各扇门的质量 由于转轴中心两端是对称的，以一边门体计算即可。 铝型材密 度： 代号为 L090704 的线密度为 0.966 代号为 L090706 的线密度为 0.836 代号为 L090707 的线密度为 1.152 每扇门框的质量： 1 2 3( 2 4 0 0 4 0 ) 2 1 3 1 5 1 3 1 5m 铝=2.360 2 0.966+1.135 0.836+1.135 1.152 式 (4.10) =8.053kg 式中：1，2，3分别为各铝型材的密度。 单扇门玻璃的质量： mv铝 玻= 2 . 2 4 7 0 1 . 2 1 1 0 . 0 0 6 2 5 0 0 4 0 . 8 2 kg 式 (4.11) 式中： v玻为玻璃的体积， 为玻璃的密 度。 nts 4 驱动系统设计 16 单扇门的质量： m m m铝玻式 (4.12) =40.82+8.053 =49kg 式中： m玻为单扇玻璃的质量， m铝单扇门框的质量。 4.3.2各部分转动惯量的计算 假设门扇为均匀的质量体 ,其在宽度方向的面密度 可以用下式计算 , mRL其中 R 为门扇的宽度， L 为门扇的长度。 则门扇对中心惯量可用下式计算 2 22 2 21 02 12r mRJ r d m L r d r r d r 式 (4.13) 由平行轴定理知，门扇相对于轴的转动惯量为： 21()1 2 2m R RJ m L 24 9 1 . 3 1 54 9 1 . 0 4 5 512 式 (4.14) =56.6 （其中 L1 为轴的半径） 4.3.3 惯性力矩的计算 假设门体 1s 内加速到门体的快速转速，由于旋转门体的最大转速为 6r/min，即角速度 26 /6 0 5w r a d s，由于传感器一般工作在 2m范围内检测人是否来临，当人迈进门边时，门体要以正常速度转动，则在这时门体要加速到正常速度。在 0.5s 内加速到此速度 ,则角速度 2 /5 rad s ，由于电机要带动门体转动，有一个加速过程，有一个加速过程 此过程需要克服旋转门体的惯性力矩才能使其转动，根据力矩转动惯量和角速度的关系 mJ 。则可能算出旋转门体的惯性力矩为： 3mJ惯 23 5 6 . 6 2 1 3 . 3 /5 Nm 式 (4.15) 4.3.4电机的确定 根据机械设计中电机所需功率按下式计算： 1000MWP K W 式 (4.16) 由电动 机至转动轴的传动总效率为： 4 3 312 式 (4.17) 式中1,2,3分别为滚子轴承，齿轮，联轴器的传动效率。 nts 4 驱动系统设计 17 取1 0.98 ，2 0.97 ，3 0.99 ，则总的传动效率为： 430 . 9 8 0 . 9 7 0 . 9 9 式 (4.18) =0.83 则可以计算出电机的功率 2 1 3 . 3 0 . 2 61 0 0 0 0 . 8 3P K W 式 (4.19) 由于门体还应能承受一定的风阻，以及旋转门体周围无条件与曲壁门体间的摩擦阻力，尽管其产生的力较小，但由于门体直径过大，则会产 生较大的阻力矩。同时还有一些其他没有考虑的因素，如齿轮的转动惯量，因此特将计算出的功率放大一些同时门体的转动较底，则电机应适应转速较底的，根据相关的计算结果 可以选以下两种电机。 表 4.1 电机参数表 方案 型号 额定功率 (KW) 转矩 (N.m) 同步 满载 转速 转速 r/min) 总传 齿轮传 减速器 动比 动比 1 JCJ71-0.55 0.55 23.5 1500 1440 240 21.8 11 2 JXJ1-35-0.37 0.37 82.0 1500 1440 240 6.9 35 由于电机输出的转速较大，一般在 1500r/min，通过减速器难以实现门体转速 6r/min，因此在选电机时可以选用带减速器的电机来实现要求。根据相关要求，可以选用一个 JXJ 系列齿轮减速三相异步电机， JXJ 系列异步电机按照TB1T6442-92 标准设计制造 ,广泛用于轻工 ,纺织，建筑机械行业。 JXJ 系列异步电动机是直接输出低转速，大转距，且有转速型谱宽，运转平衡，噪声低，高效节能，体积小，重量轻，规格多，选用方便等特 点。 由于计算出所需电机功率为 0.26KW,加上一些忽略因素，应该选择电机功率在 0.26KW 上的电动机才行。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和齿轮传动，可见方案 2 比较合适。即选用 JXJ1-35-0.75 摆线针轮减速器三相异步电机。 表 4.2 电机参数表 型号 额定功率 (KW) 转矩 (N.m) 同步 满载转速 转速 r/min) 总传 齿轮传 减速器 动比 动比 JXJ1-35-0.37 0.37 67.9 1500 1440 240 6.9 35 nts 4 驱动系统设计 18 图 4.3 电机尺寸图 表 4.3 电机尺寸表 P E M n-d D2 D3 D4 D b h B 4 9 129 4-12 290 260 230 45 8 31 576 4.4 齿轮的设计计算 4.4.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 按传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。旋转门为一般传动，速度不高，故选用 7 级精度（ GB10095-88）。查文 献 3中小齿轮材料为 40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮的材料选用 45 钢（调质）硬度为 240HBS，其材料硬度相差40HBS。取小齿轮齿数 1z=30，大齿轮齿数 2 3 0 6 . 8 6 2 0 5 . 8z ，取2z=206。 4.4.2按齿面接触强度设计 由设计公式进行计算，即 23 12 . 3 2 t EtdHKT Zudu 式 (4.20) 确定公式内的各计算参数 试选用载荷系数tK=1.25。 计算小齿轮传递的转矩 41 8 . 7 1 0 .T N m m 式 (4.21) nts 4 驱动系统设计 19 由文献 3中表 10-7 选取齿宽系数d=1。 由文献 3中表 10-6 查得材料的弹性系数 121 8 9 .8EaZ M P。 由文献 3中图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限lim 1 600HaMP ，大齿轮的接触疲劳强度极限lim 2 550HaMP 。 由根据应力循环次数 8116 0 6 0 4 1 . 1 6 1 ( 2 8 3 6 5 1 5 ) 1 . 8 0 3 1 0hN n j L 式 (4.22) 8 721 . 8 0 3 1 0 2 . 6 3 1 06 . 8 6N 式 (4.23) 由文献 3中图 10-19 查得接触疲劳寿命系数：1 0.90HNK ，2 0.96HNK 。 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1，安全系数 S=1，得 1 l i m 11 0 . 9 0 6 0 0 5 4 0H N HH K M P a M P aS 式 (4.24) 2 l i m 2 0 . 9 6 5 5 0 5 2 8H N HH K M P a M P aS 2 式 (4.25) 计算 试计算小齿轮的分度圆1td，代入 H中较小的值 23124312 . 3 21 . 2 5 8 . 7 4 1 0 7 . 8 6 1 8 9 . 82 . 3 21 6 . 8 6 5 2 85 7 . 8 5t EtdHKT Zudumm 式 (4.26) 计算圆周速度 v 1 5 7 . 8 5 4 1 . 1 6 0 . 1 2 5 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0tdnv m s 式 (4.27) 计算齿宽 由文献 3中 表 10 7 取d=0.6 1 5 7 . 8 5 5 7 . 8 5dtb d m m 式 (4.28) 计算齿宽和齿高之比 b/h 模数：115 7 . 8 5 1 . 9 330ttdm m mz 式 (4.29) 齿高： 2 . 2 5 2 . 2 5 1 . 9 3 4 . 3 4 2 5th m m m 式 (4.30) nts 4 驱动系统设计 20 5 7 . 8 5 1 3 . 3 2 24 . 3 4 2 5bh 式 (4.31) 计算载荷系数 根据 v=0.125m/s， 7 级精度，由文献 3中图 10-8 查得动载系数 Kv=1.4； 直齿轮，假设 1 0 /AtKF N m mb 。由 文献 3中图 10 3 查得 1 .2H a F aKK由文献 3中表 10-2 查得两段的齿轮的使用系数 1.25AK ， 由文献 3中表 10-47 级精度、小齿轮相对支承悬臂布置时， 2 2 31 . 1 2 0 . 1 8 ( 1 0 . 6 ) 0 . 2 3 1 0H d dKb 式 (4.32) 将数据代入后得 31 . 4 0 . 1 8 ( 1 6 . 7 ) 1 0 . 2 3 1 0 5 2 . 8 5 2 . 7 9HK 式 (4.33) 由 b/h=13.322,HK=2.79，查文献 3中图 10-13 得FK=2.65 故载荷系数 1 . 2 5 1 . 4 1 . 2 2 . 7 9 5 . 8 5 9A V H HK K K K K 式 (4.34) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式可得 331 K 5 . 8 5 95 7 . 8 5 9 6 . 8 2K 1 . 2 5td d m mt 1式 (4.35) 计算模数 9 6 . 8 2 3 . 2 330dm m mz 11式 (4.36) 4.4.3按齿根弯曲强度设计 设计计算公式 3 22 F a S adFYYKTmz式 (4.37） 确定计算公式内的各计算参数 由文献 3中图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限1 500FE M P a ；大齿轮的弯曲疲劳强度极限2 380FE M P a ； 由文献 3中图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数1 0.89FNK ，2 0.93FNK ； 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由下式得 11 0 . 8 9 5 0 0 3 1 7 . 8 61 . 4F N F EF K M P aS 1 式 (4.38) 22 0 . 9 3 3 8 0 2 5 2 . 4 31 . 4F N F EF K M P aS 2 式 (4.39) nts 4 驱动系统设计 21 计算载荷系数 K 1 . 2 5 1 . 4 1 . 2 2 . 6 5 5 . 5 6 5A V H FK K K K K 式 (4.40) 查取齿形系数 由文献 3中表 10-5 查得1 2.52FaY ，2 2.10FaY ； 查取应力校正系数 由文献 3中表 10-5 可查得1 1.625SaY ，2 1.9SaY ； 计算大、小齿轮的 Fa SaFYY并加以比较 11 2 . 5 2 1 . 6 2 5 0 . 0 1 2 8 8 33 1 7 . 8 6F a S aFYY 1式 (4.41) 22 2 . 1 0 1 . 9 0 . 0 1 5 8 12 5 2 . 4 3F a S aFYY 2式 (4.42) 由上式可得大齿轮的数值较大。 设计计算 13243222 5 . 5 6 5 8 . 7 1 00 . 0 1 5 8 11 3 02 . 5 7 2F a S adFYYKTmzmm 式 (4.43) 此计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮的模数 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，仅与齿轮直径有关，可取有弯曲强度算得的模数 2.62 并就近圆整为标准值 m=3；按接触强度算得的分度圆直径1 9 6 .8 2d mm，算出小齿轮齿数：1 9 6 . 8 2 3 2 . 2 73dz m ，取1z=33。大齿轮齿数：21 6 . 8 6 3 3 2 2 6 . 3 8z u z 取2 226z 这样的齿轮传动，既满足齿面接触疲劳强度，又满足齿根弯曲疲劳强度，而且做到了结构紧凑，避免浪 费 。 4.4.4几何尺寸计算 计算分度圆直径 3 3 3 9 9d z m m m 11 式 (4.44) 2 2 6 3 6 7 8d z m m m 22 式 (4.45) 计算中心距 nts 4 驱动系统设计 22 ( 9 9 6 7 8 )3 8 8 . 522dda m m 12 式 (4.46) 计算齿轮宽度 1 1 9 9 9 9db d m m 式 (4.47) 取211 0 0 , 1 0 4B m m B m m。 验算 4112 2 8 . 7 1 0 1 7 5 7 . 699tTFNd 式 (4.48) 1 1 7 5 7 . 62 2 . 2 / 1 0 0 /99AtKF N m m N m mb ，合适。 式 (4.49) 由于轴的尺寸非常大，故将齿轮改为齿圈其设计。其设计与一般齿轮设计时完全一样的。 nts攀枝花学院本科毕业设计 (论文 ) 5 控制系统部分设计 23 5 控制系统设计 5.1 硬件设计 5.1.1变频器容量选择计算 变频器容量的选用有很多因数决定，列如电动机的容量，电动机的额定电流，电动机加速时间等，其中最主要的电动机的额定电流。 表 5.1 电机参数表 电动机型号 额定功率（ W） 额定电流（ A） 额定电压（ V） 效率（ %） 功率因素 最 大 转 矩额 定 转 矩电机转动惯量 2( . )kgm 飞轮的转动惯量 Y881-4 550 1.51 380 73 0.76 2.2 0.0018 0.6 驱动一台电动机 对于连续运转的变频器必须同时满足下列 3 项计算公式： 满足负载输出 /kVA： cosmcm kPP 式 (5.1) 1 .1 5 5 0( 0 .8 5 0 .7 6 ) 0.94 满足电动机容量 /kVA： 31 0 3cm e eP U I式 (5.2) 31 0 3 3 8 0 1 . 5 10 . 9 4 满足电动机电流 /A：cm eI kI式（ 5.3) 1.1 1.511.66式中： cmP为变频器的容量 /kVA mP负载要求的电动机轴输出功率 /kw eU电动机额定电压 /v eI电动机额定电流 /A 电动机效率 nts攀枝花学院本科毕业设计 (论文 ) 5 控制系统部分设计 24 cos 电动机功率因数 k 电流波形补偿系数 k 是电流波形补偿系数 ，由于变频器的输出波形并不是完全的正弦波，而含有高次谐波的成分，其电流应有所增加。对 PWM 控制方式的变频器， k 约为1.051.1。 指定变频器的启动加速时间 变频器产品型号所列的变频容量，一般以标准条件为准，在变频器过载能力以内进行加减速，在进行急剧加速和减速时，一般利用失速防止功能，以避免变频器跳闸，但同时也加长了加减速时间。 如果生产设备对加速时间有特殊要求时，必须事先核实编破器的容量是否能够满足所要求的加速时间，如不能满足 ,则要选用加大一档的变频器容量。 在指定加速时间的情况下，变频器所必需的容量 计算如下： 29 3 7 c o s 3 7 5lcm AkT G D nPt式 (5.4) 22 2 5 . 4 0 . 61 . 1 1 4 4 0( 9 3 7 0 . 7 3 0 . 7 6 ) ( 3 7 5 3 )0 . 9 4 式中： cmP为变频器的容量 /kVA k 电流补偿系数 ,对 PWM 控制方式的变频器 ,k 约为 1.051.1 电 动机效率 cos 电动机功率因数 n 电动机额定转速 /(r/min) 2GD 电动机轴上的飞轮力矩 /( 2.Nm ) At电动机加速时间 /s lt负载转矩 /( 1.Nm ) 指定变频器的减速时间 降低变频器的输出频率，就可以实现电动机减速。加快变频器输出频率的降低速率，可使电动机更快的减速。当变频器输出频率对应的速度低于电动机的实际转速时，电动机就进行再生制动。在这种运行状况下，异步电动机将变成异步发电机，而负载的机械能将被转换为电能并反馈给变频器。当反馈能量过大时，变频器本身的过电压保护电路将会动作并切断变频器的输出，使电动机处于自由减速状态，反而无法达到快速减速的目的。 为了避免出现上述现象，使上述能量能在直流中 间回路的其他部分消耗，而不造成电压升高。在电压星变频器中，一般都在直流中间回路的电容器两端并联nts攀枝花学院本科毕业设计 (论文 ) 5 控制系统部分设计 25 上制动三极管和制动电阻。当直流中间回路的电压升高到一定的电压值，制动三极管就回导通，使直流电压通过制动电阻放电，既电动机回馈给变频器的直流中间回路的能量，以热能的形式在制动电阻上消耗掉。 制动电阻的选择方法： 1)计算制动力矩 /.bT Nm12( ) ( )9 . 5 5mlblsJ J n nTTt 式 (5.5) ( 0 . 0 0 1 8 0 . 0 5 1 ) (1 4 4 0 1 )2 . 2( 9 . 5 5 1 )5 . 7式中： bT动力矩 / 1.Nm mJ电动机转动惯量 / 2.kgm lJ折算至电动机轴的负载转动惯量 / 2.kgm 1n减速开始速度 /( 1.minr ) 2n减速完了速度 /( 1.minr ) st减速时间 /s lT负载转矩 / 1.Nm 2)计算制动电阻bR的阻值 在进行再生制动时，即使不加放电的制动电阻，电动机内部也将有 20%的铜损被转换为制动力矩。考虑这个因数，可以按下式初步计算制动电阻的预选值。 210 . 1 0 4 7 ( 0 . 2 )cobbmURT T n 式 (5.6) 27600 . 1 0 4 7 ( 5 . 7 6 0 . 2 2 . 2 ) 1 4 4 07 2 0 . 1 1 式中： obR制动电阻 cU直流电路电压 /V 对 200V 级变频器 , cU=380V 对 400V 级变频器 , cU=760V bT制动转矩 /( 1.Nm ) mT电动机额定转矩 /( 1.Nm ) 1n减速开始速度 /( 1.rm ) 上式中，如果 ( 0 .2 ) 0bmTT，则没必要加制动电阻。 nts攀枝花学院本科毕业设计 (论文 ) 5 控制系统部分设计 26 放电电路由制动三极管和制动电阻串联而成，因此，制动三极管本身允许通过电流cI就是放电电路的最大允许值。所以制动电阻的最小值min /ccR U I。 由上可见，制动电阻bR的阻值应由m in b obR R R来决
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