设计任务书 设计题目： 旋转门的总体设计 1 ．设计的主要任务及目标 （1）根据设计参数完成旋转门的机械结构设计； （2）根据设计参数完成旋转门的变频器选择 plc 控制程序设计。 2 ．设计的基础要求和内容 （1）完成旋转门的设计并撰写设计说明书一份； （2）完成所设计零件的零件图及装配图一份； （3）完成控制程序一份。 3 ．主要参考文献 [1] 成大先主编（轴承）.机械设计手册[M].化学工业出版社.2000 [2] 求是科技编著.PLC 应用开发技术与工程实践[M].2004 [3] 袁任光编著.交流变频调速器选用手册[M].广东科技出版社.2004 4 ．进度安排 设计各阶段名称 起 止 日 期 1 为开题做准备 2 完成旋转门结构设计 3 完成变频器选择 PLC 编程 4 完成图纸绘制及说明书撰写 5 提交设计，准备答辩 旋转门的总体设计 摘 要：自动旋转门作为自动门中的顶级产品，旋转门给人以亲切大方的感觉，同 时营造出奢华的气氛，堪称建筑物的点睛之笔。该论文主要论述了旋转门的设计过 程，主要对门体、驱动系统、控制管理系统、安全系统做了详细的分析和设计，提出了 采用铝合金和玻璃等组成门体框架。驱动部分由减速电机和齿轮箱减速机构组成， 且安装在门中心顶部的华盖内。控制管理系统用 PLC 负责完成控制任务，由变频器来实 现门体多种转速的调节功能。安全系统采用红外线传感器检验测试进出旋转门的人员流 动，使用多个接触式和非接触式传感器及光电接近开关来确保通行安全。设计出了 一种安全可靠实用的旋转门。 关键词 ：旋转门,结构,系统,设计 The overall design of a revolving door Abstract ：Three wings automatic revolving door is leading products in automatic doors, it can give generously warm and feeling and creating luxurious atmosphere, Meanwhile, it is a eye in modern buildings . This paper mainly discusses the design about gate body system、transmission system、 control system and safely system of the three wings automatic revolving door.It proposed that the door frame is composed of glass and aluminum framework. Transmission system is fixed on the top of shaft that include a reduer and gears transmition. PLC is responsible for the task of controller and the function of rotational speed is rely on the VVF. People passing in and of the revolving door is checked by the infrared ray sensor, the safety of people are ensured by many contact and non- contact sensors and photoelectric proximity switches. Ultimately, have designed a kind of function practical 、safety dependablely revolving door. Key words : Revolving door, Structure, System, Design 目 录 1 绪论 1 1.1 旋转门的课题背景1 1.2 国内外旋转门发展现状1 1.2.1 国外旋转门发展现状1 2 方案的确定 3 2.1 方案一的设计3 2.2 方案二的设计3 3 门结构的设计 5 3.1 门结构材料的选用5 3.2 门结构尺寸的确定7 3.4 曲壁部分设计9 3.4.1 材料的选用9 3.4.2 材料尺寸的确定9 3.5 华盖的设计10 3.5.1 华盖底部设计10 3.5.2 上华盖的设计11 4 驱动系统设计 13 4.1 轴和轴承设计计算13 4.1.1 轴的尺寸设计13 4.1.2 轴承的选择与验算13 4.2 轴的校核14 4.3 电机的确定16 4.3.1 确定各扇门的质量16 4.3.2 各部分转动惯量的计算17 4.3.3 惯性力矩的计算 17 4.3.4 电机的确定18 4.4 齿轮的设计计算20 4.4.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数20 4.4.2 按齿面接触强度设计20 4.4.3 按齿根弯曲强度设计22 5 控制管理系统设计 25 5.1 硬件设计25 5.1.1 变频器容量选择计算25 5.1.2 传感器与安全系统的设计29 5.1.3 控制管理系统功能特点31 5.1.4 控制管理系统驱动控制原理 32 5.1.5 PLC 系统控制分析及地址分配设计33 5.2 软件设计38 5.2.1PLC 控制管理系统程序设计38 5.2.2 PLC 梯形图50 5.2.3 指令程序 50 结论 51 致谢 52 参考文献 53 1 绪论 1.1 旋转门的课题背景 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。旋转门的最大优点是它永远开门，又永远关门 ，即对于行人来说，门总能打开，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。 旋转门的最大优点是它“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 门发生故障时，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可以使用毛条密封。 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；控制管理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；检测安全系统使用先进 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 与设备做实时交流， 校正偏差，让自动门达到最佳运作时的状态。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 ①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。 ②旋转门在我国的未来市场发展的潜力：随着我们国家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、实施工程质量、 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。 2 方案的确定 旋转门主要设计是从门体,传动系统,控制管理系统，检测系统,安全系统等几个 方面进行考虑。从上面几个维度具体分析可以设计两种方案。 2.1 方案一的设计 ①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、门扉一般都会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。 ②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。 ③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。 ④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。 ⑤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 ①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、门扉一般采取高强度铝合金型材，结构简单整洁，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，曲壁玻璃一般都会采用（4+4）夹胶玻璃，安全可靠。 ②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。 ③控制管理系统：由可编程控制器 PLC、变频器、功能开关组成。 ④检测系统：由红外传感器实现有无人自动检验测试，自动对电机启停进行操 作。 ⑤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。胶条回到正常状态，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马停止运转。胶条恢复正 常，门扉则自动转动。 2.3 方案选择 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。在控制管理系统上，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。 3 门结构的设计 旋转门的尺寸可以根据文献[7] 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α 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。 ①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 拉门专用铝型材，根据文献[7] 中可以确定门体骨架铝型材； 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 图 3.4 L090704 型铝型材 ②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，旋转门的结构尺寸可参照 文献[7] 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：H 边框  A  2  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横  D W 式(3.2) =1315mm 式中：D W 为门扇宽度。 玻璃的实际高度为： H  l边框  b上横  b下横  2  12 式(3.3)  2350  50.8  76.2  2  12  2247mm 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。 实际宽度为： b玻  b横  2 b边框  2  12 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 ①中间轴的设计 轴的直径为：D轴 =  2 D W  2  l间隙  2  l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。 ②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 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。 3.4.1 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。 3.4.2 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48 360  48 2 则两边曲壁各对应的圆心角应： 曲   132 式 (3.6) 2 132 2  1600  3.14  360 所以两边曲壁对应的弧长：L曲  式 (3.7) 2  1934.24mm 玻璃尺寸的确定 132 2  (1600  20)  3.14   4  25 玻璃的弧长： L玻  360  2 式 (3.8) 2  986.2mm 玻璃的高度： h  2400  76.2  50.8  2  12  2297mm 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： H 角  2400  100  10  2710mm 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： L全   d  3.14  3200  10048mm 式 (3.11) 式中：d 为旋转门的旋转直径。 10048 则每段内圆弧长： L半   5024mm 式 2 (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管理系统的部分，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 2 毫米，直径为 3360mm 的圆形，上下各一张。 3.5.1 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 3.5.2 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： 图 3.7 上华盖尺寸图 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) =0.02491 (532  8)  8 (190  2400  190  104  30)  103 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 M 225400 径。其值为 F = =  2 =850.6N r R 530 轴向力的确定：F =Mg a =(m钢管  4  m门体） 10 =(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。 F 3487.3 当 a = =4.1 大于 0.41 时 F 850.6 r 当量动载荷 P =0.45F +YF r r a =0.45×850.6+2.5×3487.3 式 (4.3) =9101.02N 查文献[3]中表 10-5 得 Y=Y =2.5 2 查文献[5]中表6-2-8﹀6-2-11 得 f =2.0,f =1.435,f =1.1,f =0.9,f =1 h n d T m 根据式 C= (f ×f × fm ×f ) ×P h d T e fn 1 =(2×1.1× ×0.9) ×9101.2 式 (4.4) 1.435 =12557.8N 轴承 C =2390000N12557.8N，故合适。 r 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 a 承 ， 由 文 献 [5]中 查 得 a  95mm 。 作 简 支 梁 的 轴 的 支 承 跨 距 l  2400+2  95=2590mm 。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能够准确的看出截面 C 是轴的危险截面。现将 计算出轴的受力情况： ①水平面的受力分析 支反力 FN V 1  FN V 2  850.6 式(4.5) ②垂直面受力 支反力 FNH 1  FNH 2  3487.3 式(4.6) ③弯矩的计算 M = F ´ L2 = 850.6 ´ 2.59=2203.1N .m 式(4.7) z NH 1 ④扭矩的计算 T=225.4N .m 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a  0.6 ，轴的计算应力 2 2 M  aT    ca W 2 2 2203100  0.6  225400 = 式(4.9) 3 526 4 0.1 530  (1 ( ) ) 530 =4.68MPa 3 4 d1 其中 W 为抗弯、抗扭截面系数， W  0.1d (1  ),  ，d1 为钢管的内 d 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   60MPa 。因此    ，故安全。   1  ca   1  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 的线 的线 每扇门框的质量： m铝  (2400  40)  21  1315  2  1315  3 =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：m铝  v玻   =2.2470  1.2 11 0.006  2500  40.82kg 式 (4.11) 式中：v玻 为玻璃的体积， 为玻璃的密度。 单扇门的质量： m  m玻  m铝 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, m   其中 R 为门扇的宽度，L 为门扇的长度。 RL 则门扇对中心惯量可用下式计算 r 2 2 2 2 2 mR J 1   r dm   Lr dr  2 0 r dr  12 式(4.13) 由平行轴定理知，门扇相对于轴的转动惯量为： mR 2 R J   m(L  ) 1 12 2 49  1.3152   49  1.0455 式 12 (4.14) =56.6 （其中L 为轴的半径） 1 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 2  6  6r/min，即角速度w   rad / s ，由于传感器一般工作在 2m 范围内检测 60 5 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 2 到正常速度。在 0.5s 内加速到此速度,则角速度  rad / s ，由于电机要带 5 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m  J  。则可能算出 旋转门体的惯性力矩为： 2 m惯  3J   3 56.6   2 13.3N / m 式(4.15) 5 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： M W P  K W 式  1000  (4.16) 由电动机至转动轴的传动总效率为： 4 3 3   1  2  式 (4.17)  式中 , , 分别为滚子轴承，齿轮，联轴器的传动效率。 1 2 3 取 ， ， ，则总的传动效率为：  1  0.98  2  0.97  3  0.99   0.984  0.973  0.99 式(4.18) =0.83 则可以计算出电机的功率 2 13.3 P   0.26K W 式  1000  0.83 (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，依据相关 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 转矩 同步 满载 总传 齿轮传 减速器 率 (N.m) 转速 转速 动比 (KW) r/min) 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 转矩 同步 满载转 总传 齿轮传 减速器 率 (N.m) 速 转速 动比 (KW) r/min) 动比 JXJ1-35-0.37 0.37 67.9 1500 1440 240 6.9 35 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 z =30，大齿轮齿数 ，取 =206。 z  30  6.86  205.8 z 1 2 2 4.4.2 按齿面接触强度设计 由设计公式进行计算，即 K T u  1  Z  2 t E dt  2.32 3     式(4.20) d u  H     ①确定公式内的各计算参数 试选用载荷系数Kt =1.25。 计算小齿轮传递的转矩 4 T  8.7  10 N .mm 式(4.21) 1 [3] 由文献 中表 10-7 选取齿宽系数d =1。 1 [3] 2 由文献 中表 10-6 查得材料的弹性系数Z  189.8MP 。 E a 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   600MP ，大齿轮的接触疲劳强度极限  550MP 。 H lim 1 a H lim 2 a 由根据应力循环次数 N  60n j L  60  4 1.16  1 (2  8 365  15)  1.803 108 式 1 1 h (4.22) 1.803 108 7 N 2   2.63 10 式 6.86 (4.23) [3] 由文献 中图 10-19 查得接触疲劳寿命系数：KHN 1  0.90 ，KHN 2  0.96 。 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1％，安全系数S=1，得 K  [ ]  HN 1 H lim 1  0.90  600MPa  540MPa 式(4.24) H 1 S K  [H ]2  HN 2 H lim 2  0.96  550MPa  528MPa 式(4.25) S ②计算 试计算小齿轮的分度圆d1t ，代入[H ]中较小的值 K T u  1  Z  2 t E d1t  2.32 3     d u  H     4 2 1.25  8.74  10 7.86  189.8 式(4.26)  2.32  3     1 6.86  528   57.85mm 计算圆周速度 v  d n   57.85  4 1.16 v  t 1   0.125m / s 式(4.27) 60  1000 60  1000 计算齿宽 [3] 由文献 中表 10—7 取d =0.6 b  d  dt  1 57.85  57.85mm 式 (4.28) 计算齿宽和齿高之比 b/h d 57.85 模数：m  1t   1.93mm 式 t z 30 1 (4.29) 齿高：h  2.25m  2.25  1.93  4.3425mm 式 t (4.30) b 57.85   13.322 式 h 4.3425 (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； K F A t [3] 直齿轮，假设  10N / mm 。由文献 中图 10—3 查得KHa  KFa  1.2 b [3] 由文献 中表 10-2 查得两段的齿轮的使用系数K A  1.25 ， [3] 由文献 中表 10-47 级精度、小齿轮相对支承悬臂布置时， KH   1.12  0.18(1 0.6 2d ) 2d  0.23 103 b 式 (4.32) 将数据代入后得 K  1.4  0.18 (1 6.7 )  1 0.23 103  52.85  2.79 式(4.33) H  由b/h=13.322,K =2.79，查文献[3]中图 10-13 得K =2.65 H  F  故载荷系数 K  K K K K  1.25  1.4  1.2  2.79  5.859 式 A V H  H  (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 K 5.859 d1  d1t 3  57.85  3  96.82mm 式(4.35) Kt 1.25 计算模数 d 96.82 m  1   3.23mm 式(4.36) z 30 1 4.4.3 按齿根弯曲强度设计 设计计算公式 2K T  Y  Y  Fa Sa m  3 2    式  z     d  F  (4.37） ①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FE 1  500MPa ；大 齿轮的弯曲疲劳强度极限FE 2  380MPa ； [3] 由文献 中图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数KFN 1  0.89 ，KFN 2  0.93 ； 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 K  0.89  500 F 1  FN 1 FE 1   317.86MPa 式 S 1.4 (4.38) K  0.93 380 F 2  FN 2 FE 2   252.43MPa 式 S 1.4 (4.39) 计算载荷系数 K K  K K K K  1.25  1.4  1.2  2.65  5.565 式 A V H  F  (4.40) 查取齿形系数 [3] 由文献 中表 10-5 查得Y  2.52 ，Y  2.10 ； Fa 1 Fa 2 查取应力校正系数 [3] 由文献 中表 10-5 可查得Y  1.625 ，Y  1.9 ； Sa 1 Sa 2 Y  Y 计算大、小齿轮的 Fa Sa 并加以比较 F  Y  Y 2.52  1.625 Fa 1 Sa 1   0.012883 式(4.41) F 1 317.86 Y  Y 2.10  1.9 Fa 2 Sa 2   0.01581 式 F 2 252.43 (4.42) 由上式可得大齿轮的数值较大。 ②设计计算 2K T  Y  Y  1 Fa Sa m  3 2     z     d  F  2  5.565  8.7  104  3  0.01581 式(4.43) 1 302  2.572mm 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 d 96.82 z d  96.82mm ，算出小齿轮齿数：z    32.27 ，取 =33。大齿轮齿 1 1 1 m 3 数：z2  uz1  6.86  33  226.38 取z2  226 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 ①计算分度圆直径 d1  z1  m  33 3  99mm 式(4.44) d2  z2  m  226  3  678mm 式 (4.45) ②计算中心距 a  d1  d2   (99  678)  388.5mm 式(4.46) 2 2 ③计算齿轮宽度 b  d  d1  1 99  99mm 式 (4.47) 取B2  100mm,B1  104mm 。 ④验算 2T 2  8.7  104 F  1   1757.6N 式(4.48) t d 99 1 K F 1 1757.6 A t   22.2N / mm  100N / mm ，合适。 式 b 99 (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。 5 控制管理系统设计 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

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