基于PLC控制器的三翼自動旋轉(zhuǎn)門設(shè)計(驅(qū)動系統(tǒng)部分)

1、三翼自動旋轉(zhuǎn)門驅(qū)動系統(tǒng)設(shè)計4.1軸和軸承設(shè)計計算軸的尺寸設(shè)計由于軸承還沒有缺定出來，但是軸的直徑已知。并且旋轉(zhuǎn)軸在徑向受力不大主要受到徑向力的作用，故可以選擇圓錐滾子軸承。根據(jù)文獻(xiàn)5中預(yù)選雙列圓錐滾子軸承，型號為3519。其寬度為190 mm。又由于齒輪與軸承必須留出一定的距離，一般選擇為40mm。其具體尺寸如下圖所示：圖4.1 軸的結(jié)構(gòu)圖軸的質(zhì)量計算：由公式W=0.02491(D-S)S 其中W為鋼管的線密度（kg/m）,D為鋼管的外徑（mm），S為鋼管的壁厚（mm）。 M=WL (L為鋼管的長度)= 式(4.1) =152.73kg 軸承的選擇與驗算 徑向力確定：軸承受到的徑向力為減速器輸

2、出的轉(zhuǎn)矩除以大齒輪的分度圓半徑。其值為Fr= =850.6N軸向力的確定：Fa=Mg = =(152.73+449) 10 式(4.2) =3487.3N設(shè)定工作時間為87600小時(10年365天24小時)由中間軸兩端按軸承的地方車削后d=530mm，由文獻(xiàn)5中表6-2-80預(yù)選雙列圓錐滾子軸承，型號為3519。其中e=0.41，Y1=1.6，Y2=2.5，Y0=1.6，Cr =2390KN。當(dāng)=當(dāng)量動載荷 Pr =0.45Fr +YFa=0.45×850.6+2.5×3487.3 式(4.3)=9101.02N查文獻(xiàn)3中表10-5得Y=Y2=2.5查文獻(xiàn)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根據(jù)式C= (fh ×fd× ×fT) ×Pe =(2×1.1××0.9) ×9101.2 式(4.4) =12557.8N軸承Cr=2390000N>12557.8N，故合適。4.2軸的校核在確定軸承的支點位置時，由文獻(xiàn)5中查取值。對于雙列圓錐滾子軸承，由文獻(xiàn)5中查得。作簡支梁的軸的支承跨距。根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。 圖4.2 中間軸受力圖從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算出軸

4、的受力情況： 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)彎矩的計算 式(4.7)扭矩的計算 T=225.4 式(4.8) 按彎扭合成應(yīng)力校核的軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核時，只需對軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面C）的強(qiáng)度。由文獻(xiàn)3中公式155及上表中的數(shù)值，并取，軸的計算應(yīng)力 = 式(4.9) =4.68MPa其中W為抗彎、抗扭截面系數(shù)，d1為鋼管的內(nèi)徑，d為鋼管的外徑。 前面已選定軸的材料為0Cr18Ni9，調(diào)質(zhì)處理，由文獻(xiàn)3中表151查得 。因此 ，故安全。4.3電機(jī)的確定確定各扇門的質(zhì)量由于轉(zhuǎn)軸中心兩端是對稱的，以一邊門體計算即可。 鋁型材密度： 代號為L0907

5、04的線密度為0.966代號為L090706的線密度為0.836代號為L090707的線密度為1.152每扇門框的質(zhì)量： =2.36020.966+1.1350.836+1.1351.152 式(4.10)=8.053kg式中：，分別為各鋁型材的密度。單扇門玻璃的質(zhì)量：= 式(4.11)式中：為玻璃的體積，為玻璃的密度。單扇門的質(zhì)量： 式(4.12) =40.82+8.053 =49kg式中：為單扇玻璃的質(zhì)量，單扇門框的質(zhì)量。各部分轉(zhuǎn)動慣量的計算假設(shè)門扇為均勻的質(zhì)量體,其在寬度方向的面密度可以用下式計算,其中R為門扇的寬度，L為門扇的長度。 則門扇對中心慣量可用下式計算 式(4.13)由平行軸

6、定理知，門扇相對于軸的轉(zhuǎn)動慣量為： 式(4.14) =56.6 （其中L1為軸的半徑） 慣性力矩的計算假設(shè)門體1s內(nèi)加速到門體的快速轉(zhuǎn)速，由于旋轉(zhuǎn)門體的最大轉(zhuǎn)速為6r/min，即角速度，由于傳感器一般工作在2m范圍內(nèi)檢測人是否來臨，當(dāng)人邁進(jìn)門邊時，門體要以正常速度轉(zhuǎn)動，則在這時門體要加速到正常速度。在0.5s內(nèi)加速到此速度,則角速度，由于電機(jī)要帶動門體轉(zhuǎn)動，有一個加速過程，有一個加速過程此過程需要克服旋轉(zhuǎn)門體的慣性力矩才能使其轉(zhuǎn)動，根據(jù)力矩轉(zhuǎn)動慣量和角速度的關(guān)系。則可能算出旋轉(zhuǎn)門體的慣性力矩為： 式(4.15)電機(jī)的確定根據(jù)機(jī)械設(shè)計中電機(jī)所需功率按下式計算： 式(4.16)由電動機(jī)至轉(zhuǎn)動軸的傳

7、動總效率為： 式(4.17)式中,分別為滾子軸承，齒輪，聯(lián)軸器的傳動效率。取，則總的傳動效率為： 式(4.18) =0.83則可以計算出電機(jī)的功率 式(4.19) 由于門體還應(yīng)能承受一定的風(fēng)阻，以及旋轉(zhuǎn)門體周圍無條件與曲壁門體間的摩擦阻力，盡管其產(chǎn)生的力較小，但由于門體直徑過大，則會產(chǎn)生較大的阻力矩。同時還有一些其他沒有考慮的因素，如齒輪的轉(zhuǎn)動慣量，因此特將計算出的功率放大一些同時門體的轉(zhuǎn)動較底，則電機(jī)應(yīng)適應(yīng)轉(zhuǎn)速較底的，根據(jù)相關(guān)的計算結(jié)果 可以選以下兩種電機(jī)。 表4.1 電機(jī)參數(shù)表方案型號額定功率(KW)轉(zhuǎn)矩(N.m)同步 滿載轉(zhuǎn)速 轉(zhuǎn)速r/min)總傳 齒輪傳 減速器 動比動比 1JCJ71

8、-0.550.5523.51500144024021.8112JXJ1-35-0.370.3782.0150014402406.935由于電機(jī)輸出的轉(zhuǎn)速較大，一般在1500r/min，通過減速器難以實現(xiàn)門體轉(zhuǎn)速6r/min，因此在選電機(jī)時可以選用帶減速器的電機(jī)來實現(xiàn)要求。根據(jù)相關(guān)要求，可以選用一個JXJ系列齒輪減速三相異步電機(jī)，JXJ系列異步電機(jī)按照TB1T6442-92標(biāo)準(zhǔn)設(shè)計制造,廣泛用于輕工,紡織，建筑機(jī)械行業(yè)。JXJ系列異步電動機(jī)是直接輸出低轉(zhuǎn)速，大轉(zhuǎn)距，且有轉(zhuǎn)速型譜寬，運轉(zhuǎn)平衡，噪聲低，高效節(jié)能，體積小，重量輕，規(guī)格多，選用方便等特點。 由于計算出所需電機(jī)功率為0.26KW,加上一些

9、忽略因素，應(yīng)該選擇電機(jī)功率在0.26KW上的電動機(jī)才行。綜合考慮電動機(jī)和傳動裝置的尺寸、重量、價格和齒輪傳動，可見方案2比較合適。即選用JXJ1-35-0.75擺線針輪減速器三相異步電機(jī)。 表4.2 電機(jī)參數(shù)表型號額定功率(KW)轉(zhuǎn)矩(N.m)同步滿載轉(zhuǎn)速 轉(zhuǎn)速r/min)總傳 齒輪傳 減速器 動比動比 JXJ1-35-0.370.3767.9150014402406.935 圖4.3 電機(jī)尺寸圖 表4.3 電機(jī)尺寸表PEMn-dD2D3D4DbhB491294-12290260230458315764.4齒輪的設(shè)計計算選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)按傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。旋轉(zhuǎn)門

10、為一般傳動，速度不高，故選用7級精度（GB10095-88）。查文獻(xiàn)3中小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪的材料選用45鋼（調(diào)質(zhì)）硬度為240HBS，其材料硬度相差40HBS。取小齒輪齒數(shù) =30，大齒輪齒數(shù) ，取=206。按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計由設(shè)計公式進(jìn)行計算，即 式(4.20)確定公式內(nèi)的各計算參數(shù)試選用載荷系數(shù)=1.25。計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 式(4.21)由文獻(xiàn)3中表10-7選取齒寬系數(shù)=1。由文獻(xiàn)3中表10-6查得材料的彈性系數(shù)。由文獻(xiàn)3中圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限，大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限。由根據(jù)應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 式(4.22) 式(4.2

11、3) 由文獻(xiàn)3中圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)：，。計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1，安全系數(shù)S=1，得 式(4.24) 式(4.25)計算 試計算小齒輪的分度圓，代入中較小的值 式(4.26)計算圓周速度v 式(4.27)計算齒寬由文獻(xiàn)3中表107取=0.6 式(4.28)計算齒寬和齒高之比b/h模數(shù)： 式(4.29)齒高： 式(4.30) 式(4.31) 計算載荷系數(shù)根據(jù)v=0.125m/s，7級精度，由文獻(xiàn)3中圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.4；直齒輪，假設(shè)。由文獻(xiàn)3中圖103查得由文獻(xiàn)3中表10-2查得兩段的齒輪的使用系數(shù)，由文獻(xiàn)3中表10-47級精度、小齒輪相對支承懸臂布置時，

12、式(4.32)將數(shù)據(jù)代入后得 式(4.33)由b/h=13.322,=2.79，查文獻(xiàn)3中圖10-13得=2.65 故載荷系數(shù) 式(4.34)按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式可得 式(4.35)計算模數(shù) 式(4.36)按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計設(shè)計計算公式 式(4.37）確定計算公式內(nèi)的各計算參數(shù)由文獻(xiàn)3中圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限； 由文獻(xiàn)3中圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)，；計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由下式得 式(4.38) 式(4.39)計算載荷系數(shù)K 式(4.40) 查取齒形系數(shù)由文獻(xiàn)3中表10-5查得，；查取應(yīng)力校正系數(shù)由文獻(xiàn)3中表10-5可查得，；計算大、小齒輪的并加以比較 式(4.41) 式(4.42)由上式可得大齒輪的數(shù)值較大。設(shè)計計算 式(4.43) 此計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)，由于齒輪的模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)，可取有彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)2.62并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=3；按接