基于PLC控制器的三翼自动旋转门设计(驱动系统部分)

1、三翼自动旋转门驱动系统设计4.1轴和轴承设计计算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)= 式(4.1) =152.73kg 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

2、出的转矩除以大齿轮的分度圆半径。其值为Fr= =850.6N轴向力的确定：Fa=Mg = =(152.73+449) 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=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

3、6-2-11得fh=2.0,fn=1.435,fd=1.1,fT=0.9,fm=1根据式C= (fh ×fd× ×fT) ×Pe =(2×1.1××0.9) ×9101.2 式(4.4) =12557.8N轴承Cr=2390000N>12557.8N，故合适。4.2轴的校核在确定轴承的支点位置时，由文献5中查取值。对于双列圆锥滚子轴承，由文献5中查得。作简支梁的轴的支承跨距。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。 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

4、的受力情况： 水平面的受力分析支反力 式(4.5)垂直面受力 支反力 式(4.6)弯矩的计算 式(4.7)扭矩的计算 T=225.4 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155及上表中的数值，并取，轴的计算应力 = 式(4.9) =4.68MPa其中W为抗弯、抗扭截面系数，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151查得 。因此 ，故安全。4.3电机的确定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L0907

5、04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： =2.36020.966+1.1350.836+1.1351.152 式(4.10)=8.053kg式中：，分别为各铝型材的密度。单扇门玻璃的质量：= 式(4.11)式中：为玻璃的体积，为玻璃的密度。单扇门的质量： 式(4.12) =40.82+8.053 =49kg式中：为单扇玻璃的质量，单扇门框的质量。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,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 式(4.13)由平行轴

6、定理知，门扇相对于轴的转动惯量为： 式(4.14) =56.6 （其中L1为轴的半径） 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，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，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。则可能算出旋转门体的惯性力矩为： 式(4.15)电机的确定根据机械设计中电机所需功率按下式计算： 式(4.16)由电动机至转动轴的传

7、动总效率为： 式(4.17)式中,分别为滚子轴承，齿轮，联轴器的传动效率。取，则总的传动效率为： 式(4.18) =0.83则可以计算出电机的功率 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 1JCJ71

8、-0.550.5523.51500144024021.8112JXJ1-35-0.370.3782.0150014402406.935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

9、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 JXJ1-35-0.370.3767.9150014402406.935 图4.3 电机尺寸图 表4.3 电机尺寸表PEMn-dD2D3D4DbhB491294-12290260230458315764.4齿轮的设计计算选定齿轮类型、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

10、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 =30，大齿轮齿数 ，取=206。按齿面接触强度设计由设计公式进行计算，即 式(4.20)确定公式内的各计算参数试选用载荷系数=1.25。计算小齿轮传递的转矩 式(4.21)由文献3中表10-7选取齿宽系数=1。由文献3中表10-6查得材料的弹性系数。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，大齿轮的接触疲劳强度极限。由根据应力循环次数 式(4.22) 式(4.2

11、3) 由文献3中图10-19查得接触疲劳寿命系数：，。计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数S=1，得 式(4.24) 式(4.25)计算 试计算小齿轮的分度圆，代入中较小的值 式(4.26)计算圆周速度v 式(4.27)计算齿宽由文献3中表107取=0.6 式(4.28)计算齿宽和齿高之比b/h模数： 式(4.29)齿高： 式(4.30) 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。由文献3中图103查得由文献3中表10-2查得两段的齿轮的使用系数，由文献3中表10-47级精度、小齿轮相对支承悬臂布置时，

12、式(4.32)将数据代入后得 式(4.33)由b/h=13.322,=2.79，查文献3中图10-13得=2.65 故载荷系数 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 式(4.35)计算模数 式(4.36)按齿根弯曲强度设计设计计算公式 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；大齿轮的弯曲疲劳强度极限； 由文献3中图10-18查得弯曲疲劳寿命系数，；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 式(4.38) 式(4.39)计算载荷系数K 式(4.40) 查取齿形系数由文献3中表10-5查得，；查取应力校正系数由文献3中表10-5可查得，；计算大、小齿轮的并加以比较 式(4.41) 式(4.42)由上式可得大齿轮的数值较大。设计计算 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