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目 錄
前 言
1傳動方案的擬定和選擇
1．1 擬定方案 2
1．1．1具體方案的擬定和比較 2
1.2 方案的確定 6
2 電動機的選擇
2. 1 主電動機的選擇 7
2．1．1 電動機類型和結構形式選擇 7
2．1. 2選擇電動機容量 7
2. 2 無級變速電動機的選擇 8
2．2．1分析絞車的工作過程： 8
2．2．2 分析電動機的具體工作情況 8
2．2．3 電動機容量的計算 10
2．2．4 電動機類型的選擇 11
3 交流變頻調速系統(tǒng)
3.1 調速系統(tǒng)介紹 11
3.2 不同交流電動機調速系統(tǒng)的優(yōu)缺點 12
3．3 變頻控制方式的選擇 14
3．4 確定變頻器 15
3．5 JPS變頻器的功能、原理、技術參數等 15
3.5.1概述 15
3.5.2型號意義 16
3.5.3 技術參數及性能 17
3.5.4 外形及安裝尺寸 18
3.5.5 使用維護注意事項 18
4 行星齒輪的計算
4.1 行星齒輪基本參數的計算 19
4.1.1 傳動裝置的總傳動比及分配 19
4.1.2 行星齒輪傳動的配比計算 20
4.1.3 輪齒數的選擇 22
4.2 行星齒輪傳動設計與計算 22
4.3 選擇材料、齒輪、傳動比 23
4.4 無級變速電動機輸入齒輪傳動計算 33
5 傳動系統(tǒng)的其他設計
5.1均載機構設計 37
5.2 行星架的設計 37
5.3 箱體的基本參數 38
5.4 變速軸的設計 38
總 結 40
參考文獻 41
致 謝 42
南昌航空大學科技學院學士學位論文
前言
隨著工業(yè)生產的發(fā)展，許多設備都要求變工礦運行，例如，交通工具、機械加工設備提升設備等等這些設備一般都具有調速功能，而且隨著對生產、勞動條件等要求的提高和改善，要求它們具有無級調速功能。無機調速種類繁多，按調速性能分，調速設備可分為普通型和高性能調速型；按大類分可分為機械調速和電力調速（其中電力調速又分為直流調速和交流調速），但不同類型的設備都有自己適用的條件，所以選用設備時，需要根據生產要求、環(huán)境等條件來選擇最適用、最合理的無級變速設備。
本次設計的課題是無級變速提升絞車的設計，考慮到工作環(huán)境、工作要求、經濟等因素，決定采用機械和電氣混合來完成無級調速。機械調速部分是采用行星齒輪變速器，因為行星齒輪傳動是一種行型、高效的傳動型式，它具有體積小、重量輕、傳動比范圍大、承載能力高、壽命長、適用面廣等優(yōu)點，可滿足不同的工作條件，特別是隨著現代化生產和科學技術的發(fā)展，各種類型的行星齒輪傳動裝置在國防、冶金、礦山、煤炭、工程、起重運輸、化工、輕工、儀表等工業(yè)部門得到日益廣泛的應用。因此，各種高效的小型行星傳動機構懲出不窮。本次采用的是差動式NEW型行星齒輪。該輪系具有傳動效率高、結構簡單、壽命長、維修方便等。差動調速是采用無級變速電動機。因為交流電動機具有結構簡單、維護方便等優(yōu)點。且目前其調速裝置已處于成熟階段，以顯示出極強的生命力，所以其應用范圍愈來愈廣，而且其性價比小。本課題采用了電氣和機械組合成無級調速系統(tǒng)，因此其結合了兩方面的優(yōu)點，使得該裝置無論在性能，還是在效率方面都由著其它調速系統(tǒng)不可比比擬的優(yōu)點。
本次設計由于時間緊張，加之本人水平和實踐經驗有限，設計中難免會有錯誤，望各位老師批評指正！
無級變速提升絞車設計
1 傳動方案的擬定和選擇
1．1 擬定方案
1．1．1具體方案的擬定和比較
隨著世界工業(yè)的迅速發(fā)展，無論是在機械生產方面，還是在車輛運輸、拖動方面，對調速方面的要求已越來越高，以前的恒速運轉或有級調速在許多場合下已經不再適應了，因此，對調速系統(tǒng)的要求也就提高到無級變速方面了，而且，對無級變速系統(tǒng)的調速性能和調速穩(wěn)定性的要求也越來越高，以適應不同要求的需要。
在無機變速傳動系統(tǒng)中，就目前來講已經是處于較成熟階段了，主要分為機械調速、電氣調速、電氣機械組合調速和液壓機械組合調速，各種調速系統(tǒng)各有千秋，每種系統(tǒng)都有各自適用的場合。
以下是本次設計所列出的幾種方案：
方案一：
Ⅰ-輸入軸；Ⅱ-調速軸；Ⅲ-輸出軸
b-內齒圈；g-行星輪；a-太陽輪
圖1-1 變頻交流調速電動機式無級變速器
該方案是用2K-H行星齒輪的差動式無級變速器，其無級變速原理圖如圖（1-1）所示，運動和動力由Ⅰ軸和Ⅱ軸輸入，軸Ⅰ轉速的輸入是固定不變的，即太陽輪的轉速是固定不變的。其調速是通過與軸Ⅱ聯接的無級變速電動機來調速的，該電動機是YLJ系列三相力矩異步電動機，其無級變速是通過用JPS交流變頻調速裝置來控制實現的（JPS交流變頻系統(tǒng)的輸出頻率為2-50Hz），通過對電動機輸入頻率的控制以達到控制電動機的輸出速度，因為JPS的變頻式連續(xù)的，所以，電動機的轉速也就是連續(xù)了，電動機通過與Ⅱ軸的聯接，從而來實現調速輪的無級變速，由于太陽輪的轉速式固定不變的，而內齒圈是和調速輪相配合的，調速輪無級變速轉化為內齒圈b的無級變速，從而實現內齒圈和太陽輪轉速的連續(xù)差動，從而實現輸出軸的無級變速。
這種無級變速器主要有以下優(yōu)點：1、調速方便，其調速是通過對JPS面板的按鈕來控制的，所以方便快捷；2、調速精確，JPS變頻調速裝置的頻率精度為1%；3、能根據系統(tǒng)控制量組成閉環(huán)控制，實現自動調節(jié)和計算機聯網控制；4、過載保護；5、故障自診斷顯示。
但是該無級變頻系統(tǒng)存在以下幾方面的缺點：1、體積和重量較大，該系統(tǒng)為了能達到調速穩(wěn)定，提高調速性能，而采用了兩個電動機，跟軸Ⅱ聯接的電動機是恒速運轉，跟軸Ⅰ聯接的電動機是變頻無級調速電動機，這樣就使得系統(tǒng)的體積和重量變得較大；2、價格較高，由于使用了兩個電動機，因此價格方面也就較高了。然而，隨著電子技術的迅速發(fā)展，價格也隨之而降，所以該系統(tǒng)作為一種簡單的無級調速裝置的也就具有了實用性了。
方案二：
Ⅰ-輸入軸；Ⅱ-輸出軸
1a、1b-主動錐形輪；2a、2b-從動錐形輪；3-三角帶；4-螺桿；5-撥叉；6-彈簧
圖1-2 帶式無級變速器
該方案是撓性摩擦式無級變速器，又稱為帶式無級變速器，撓性件為寬型三角帶，其變速原理如圖（1-2）所示。運動和動力由Ⅰ軸輸入，通過兩對能互相開合的左、右錐形帶輪1a、1b及2a、2b和三角帶3驅動Ⅱ軸轉動。主動左帶輪1a用平鍵固定在Ⅰ軸上，主動右?guī)л?b用花鍵固定在Ⅰ軸相聯接，而且在螺桿4和撥叉5的作用下可沿Ⅰ軸滑移。從動左輪2a用花鍵固定在Ⅱ軸上，從動右輪2b用導鍵與Ⅱ軸相聯接，而且在帶輪2a與2b之間裝有壓緊彈簧。當用螺桿4和撥叉5操縱帶輪1b向帶輪1a合攏或分開時，迫使皮帶在兩輪的錐面間向外或向里移動。由于皮帶的長度是一定的，當皮帶在主動、從動輪的工作半徑，使從動軸實現無級變速.
這種無級變速器的變范圍為:
式中 ——帶輪的最大工作半徑，==；
——帶輪的最小工作半徑，==。
這種帶式無級變速器的緩沖吸振性能較好，傳遞功率可達到7KW，變速范圍≤8；缺點是皮帶和帶輪的工作表面磨損較嚴重，皮帶壽命較短，特別是帶輪與軸的花鍵或導鍵聯接處容易生銹，甚至引起振動或聯接失效。
方案三：
Ⅰ-輸入軸；Ⅱ-中間軸；Ⅲ-輸出軸
1- 主動摩擦輪；2-從動摩擦輪；3、4、5-齒輪；6-彈簧；7-擺動支架
圖1-3 多盤摩擦式無級變速器（a）
圖1-3 多盤式無級變速器（b）
多盤摩檫式無級變速器的變速原理如圖（1-3a）所示。運動和動力由Ⅰ軸輸入，經中間軸Ⅱ從Ⅲ軸輸出。在主動軸Ⅰ和中間軸Ⅱ上分別裝有多片摩擦盤1和2，兩軸上的摩擦盤相間安裝，并用彈簧6壓緊。中間軸Ⅱ支撐在擺動支架7上，而支架7可通過操縱機構擺動一定角度，使中間軸上的從動摩擦盤2靠近或遠離主動摩擦盤1，借以改變主動摩擦盤在接觸處的摩擦半徑。由于從動盤的摩擦半徑是不變的（見圖1-3b），而主動盤的摩擦半徑在和之間變化，當Ⅰ軸轉動時，Ⅱ軸便在一定范圍內實現無級變速，并經過定軸齒輪3、4、5驅動輸出軸Ⅲ轉動。這種無級變速器通常裝有三組從動摩擦盤，分布在主動摩擦盤周圍互成，并用同一個操縱機構操縱。
這種無級變速器的變速范圍為：
該系統(tǒng)（多摩擦盤式無級變速器）主要有以下幾方面的優(yōu)點：1、結構
緊湊、使用方便；2、傳遞功率較大，可達100KW。該變速器的變速范圍，只作減速傳動。
由于該變速器是靠盤片的磨擦來實現無級變速的，因此存在的缺點是：1、效率低；2、發(fā)熱較嚴重；3、須較常更換摩擦盤片。因此，目前多盤摩擦式無級變速器雖然還有應用在化工及輕工機械上，但是大部分已經被新型的高效率的變速器替換了。
方案四
Ⅰ-輸入軸；Ⅱ-調速軸；Ⅲ-輸出軸
b-內齒圈；g-行星輪；a-太陽輪
圖1-4 液壓式無級變速器
該方案為液壓機械傳動系統(tǒng)。行星傳動原理同方案一如圖（1-4）所示，不同之處是該方案把方案一的無級變頻調速電動機去掉，換成了變量泵-定量馬達無級調速系統(tǒng)。泵的輸入由齒輪副從軸Ⅱ分流出一部分功率作為液壓泵的輸入功率。在這個調速系統(tǒng)中，在將功率分為液壓和機械兩路時，液壓馬達在正向和反向的最大速度之間來會無級變速，其每一個行程可以與行星齒輪機械的一種工況相配合，最后兩路匯合成若干無級段落相銜接并逐段升高的無級變化輸出速度。此外，液壓元件可顯著減小，只負擔最大功率的幾分之一，其它部分都由機械線路傳遞，相當于無級變速功率擴大幾倍，從而傳動總效率顯著提高。
但該方案存在以下幾方面的缺點：1、成本較高，液壓元件（如液壓泵、液壓馬達等）的制造精度要求高，因而導致該系統(tǒng)成本較高；2、環(huán)境污染，因液壓系統(tǒng)的密封性問題，總會產生漏油現象。還有更換下來的液壓油，都會對環(huán)境造成污染；3、結構較復雜，安裝較麻煩；4、進行維護、檢修復雜麻煩。
1.2 方案的確定
根據對各具體方案的介紹和比較可知：
方案一和方案四的機械部分相同，只是在調速部分不同而已，從性能、經濟、結構、使用和維護的方便等方面優(yōu)缺點總體評價一下。方案一具有調速范圍寬、結構簡單、使用和維護方便等的優(yōu)點；方案四具有調速范圍寬、效率高等優(yōu)點，但是該方案結構較復雜，維護麻煩和調速精確性不高等，所以方案一的可行性是較高的。
方案二和方案三結構也差不多，方案二是帶式無級變速器，其緩沖吸振性能較好，傳遞功率可達到7KW，變速范圍≤8；缺點是皮帶和帶輪的工作表面磨損較嚴重，皮帶壽命較短，特別是帶輪與軸的花鍵或導鍵聯接處容易生銹，甚至引起振動或聯接失效。方案三是多摩擦盤式無級變速器，其結構緊湊、使用方便，而且傳遞功率較大，可達100KW，變速范圍，只作減速傳動，缺點是效率低、發(fā)熱較嚴重。從兩個方案的優(yōu)缺點衡量一下，選擇方案二還是較可行的。
最后，再把兩個較可行的方案再比較一下，從中選出一個最好的方案來。比較一下方案一和方案二，總體權衡一下，再結合一下本次的課題的要求和現在的發(fā)展方向來看，選擇方案一是最可行的。
所以本次設計就把方案一定為這次設計的基本設計思想，下面就是開始該方案的設計和論證了。
2 電動機的選擇
2. 1 主電動機的選擇
2．1．1 電動機類型和結構形式選擇
工業(yè)上一般用三相交流電源，由于本次設計中使用的電動機無特殊要求，所以選擇三相交流異步電動機。從電動機的經濟性比較來看，選用Y系列籠型三相異步電動機（YZ）。
2．1. 2選擇電動機容量
1〉 工作機所需功率 P=5（KW）
輸出轉距 T（N.m）
輸出轉距 =0~100（r/min）
（N.m）
2〉 電動機的輸出功率
（1） 2K-H行星齒輪的傳動功率約為：
=0.970--0.990
（2） 二級減速器的傳動效率約為：
=0.9
所以：（KW）
再綜合一下其它一些因數的影響或損失，決定選（KW）
3〉 轉速
1500（r/min）
4〉 型號
根據課程設計（P196表20-1）進行選擇可得:
電機型號：Y132M-4
功率：7.5 KW
轉速：1440 r/min
額定轉距：2.2 KN.m
同步轉速：1500 r/min
2. 2 無級變速電動機的選擇
2．2．1分析絞車的工作過程：
1〉 啟動階段：滾筒轉速由r/min，屬增速過程。
電動機輸出轉速由高到低，屬減速過程。
2〉 工作階段：滾筒轉速恒定為100r/min。
電動機的輸出轉速也恒定，為0r/min。
3〉 停車階段：滾筒轉速由r/min，屬減速過程。
電動機輸出轉速由低到高，屬增速過程。
以上工作過程的速度變化曲線可用圖（2-1）表示：
2．2．2 分析電動機的具體工作情況
由圖（2-1）的速度變化曲線可以得出，電動機緊在啟動和停車階段運轉，其在兩過程中的速度變化是一致的，但方向相反。而在主電動機恒速運動時，電動機是不工作的。
變速系統(tǒng)各齒輪在某一時刻的速度方向如圖（2-2）所示，根據參考文獻3，P17 第一節(jié)中的式（2-1）、（2-2）、（2-3）計算行星齒輪傳動的傳動比有如下關系：
1〉 計算行星齒輪傳動的傳動比
圖2-1 無級變速電動機輸出速度變化曲線
圖2-2 輪系速度方向
- - - - - - - - - - - - - -（2-1）
再由文獻3，第一節(jié)的公式（2-2）可得：
由以上三個公式可推出：
- - - - - - - - - - - （2-2）
式中：--太陽輪a的齒數；
--內齒圈b的齒數。
在圖（2-2）所示的電動機無級調速系統(tǒng)簡圖中，a-b-H-調速輪組成2K-H差動輪系。由式（2-2）可以得出當與反向時[如圖(2-2)所示]，下降，從而達到調速目的。
當要求輸出為零，即起動前和停車后滾筒不轉的狀態(tài)時，有：
=0
由式（2-2）得：
- - - - - - - - - -- （2-3）
=-360(r/min)
式中負號表示與速度方向相反。
的工況速度變化范圍為0-360 r/min，變化時序圖見圖（2-3），假設圖（2-3）中輪3余內齒圈b的傳動比為，則可的馬達輸出轉速范圍為：
（0-360）
其中為的值在后面計算時確定。
2．2．3 電動機容量的計算
設絞車在工作時的穩(wěn)定運轉提升速度為，在過渡階段需要調速至最小速度為。主電動機到滾筒的總傳動比為，二級減速器的傳動比為，對于周轉輪系可列一下傳動比公式：
或 - - - - - （2-4）
在轉化輪系中，齒輪a的功率，為輪a受到的轉矩，齒輪b的功率，為輪b受到的轉矩，行星架H功率為零，若不計摩擦，且構件的勻速運轉時，有，從而有：
- - - - - - - - - - - - - - (2-5)
因電機的功率，將式（2-4）、（2-5）代入此式，得：
- - - - - - - - - - - （2-6）
當輸出軸的轉速為零時，即=0時，電動機需要的功率最大，這時式（2-6）轉化為：
=5kw
2．2．4 電動機類型的選擇
本次設計的無級變速部分是由兩部分組成：一、瑞安電氣控制設備廠生產的JPS交流調速裝置；二、三相異步電動機。
由于JPS交流調速裝置對電動機無特殊要求（JPS交流調速裝置主要用于工頻電壓為380V、功率2.2KW至75KW的三相異步電動機），但是由圖（2-1）可知電動機需要有一段時間工作在靜止狀態(tài)，因此選擇YLJ交流力矩電動機。
根據容量和類型確定電動機為：型號：YLJ132-16/6
堵轉力矩：16(N.m)
極數:6
堵轉時間:30(min)
最大電流:6(A)
3 交流變頻調速系統(tǒng)
3.1 調速系統(tǒng)介紹
直流電動機和交流電動機傳動是在19世紀中期先后誕生的。交流電動機比起直流電動機來，省去了換向器，使結構簡單、結實、緊湊，維修工作量小，運行效率高，轉動慣性小，動態(tài)響應快，可以做到高電壓、大容量、高速化。以往由于缺少響應的控制手段，控制調速比較困難。但隨著電子技術的迅猛發(fā)展，新的控制系統(tǒng)不斷推出，從而使交流調速得到迅速發(fā)展。
在交流異步電動機中，從定子傳入轉子的電磁功率可以分為兩部分：一部分是拖動負載的有效功率；另一部分是轉差功率，與轉差率s成正比，它的去向是調速系統(tǒng)效率高低的標志。就轉差功率的去向而言，異步電動機調速系統(tǒng)可以分成三大類。
1、 轉差功率消耗型
這種調速系統(tǒng)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，因而效率也隨之降低。降低電壓調速、電磁轉差離合器及繞線轉子異步電動機轉子串電阻調速這三種方法都屬于這一類。
2．轉差功率回饋型調速系統(tǒng)
這種調速系統(tǒng)的大部分轉差功率通過交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。繞線轉子異步電動機轉子串級調速即屬于這一類。
3．轉差功率不變型調速系統(tǒng)
這種調速系統(tǒng)中，轉差功率仍舊消耗在轉子里，但無論轉速高低，轉差功率基本不變。如變極對數調速、變頻調速兩種調速方法即屬于這一類。
3.2 不同交流電動機調速系統(tǒng)的優(yōu)缺點
圖3-1 異步電動機在改變定子電壓時的機械特性
U1 〉U2 〉U3
1.調壓調速
當異步電動機定子與轉子回路的參數為恒定時，在一定的轉差率下，電動機的電磁轉矩與加在其定子繞組上電壓U的平方成正比，因此，改變電動機的定子繞組就可以改變其機械特性的函數關系，從而改變電動機在一定輸出轉矩下的轉速。圖（3-1）表示異步電動機在調速調壓時的機械特性。
2．電磁轉差離合調速系統(tǒng)
電磁轉差離合器調速系統(tǒng)，是由鼠籠異步電動機、電磁轉差離合器以及控制裝置組合成。鼠籠電動機作為原動機以恒速帶動電磁離合器的
電樞轉動，通過對電磁力合器勵磁電流的控制實現對其刺激的調速調節(jié)。
在不加反饋控制時調速系統(tǒng)的機械特性就是電磁轉差離合器的機械特性。
由于電磁轉差離合器的工作原理與異步電動機相似。而改變電磁轉差離合
器的勵磁電流相當于異步電動機在改變定子供電電壓時的工作，所以它們兩者的調速特性也相似，電磁轉差離合器調速系統(tǒng)的機械特性如圖3-2所示。
圖3-2 電磁轉差離合器機械特性
3．繞線轉子異步電動機轉子串級調速
對于交流繞線轉子異步電動機可以在通過在轉子回路串電阻來進行調
3-3 轉子串Rf調速系統(tǒng)（a>調速原理圖 b>機械特性）
速，它的原理圖和機械特性如圖（3-3）所示，由圖[3-3（b）]可見，假定不變，當動作在自然特性上時，則有轉速；當轉子電阻增大為，則轉速降到，依此類推。由圖（3-3）可見，這種調速方法比較簡單、方便，但存在以下幾個缺點：
（1） 調速是有機地，不平滑.
（2） 串入較大的電阻后，電動機的機械特性很軟，低速運轉時負載稍有變化，轉速波動較大。
（3） 電動機在低速運行時，效率甚低，電能損耗很大。
4． 變極對數調速
交流電動機轉速的一般表達式為：
（3-1）
式中：——極對數；
——頻率；
——轉差率。
圖3-4變極調速機械特性
由式（3-1）可見若改變交流電動機的極對數，即可改變交流電動機的轉速，這種控制方式比較簡單，只要求電動機定有多個抽頭，然后通過觸點的通斷來改變電動機的極對數。采用這種控制方式，電動機的轉速是有級的，不是連續(xù)的，一般只有三擋，最多也就只有五擋。圖（3-4）是變極對數調速的機械特性。
5．變頻調速
變頻調速是最有發(fā)展前途的一種交流調速方式。變頻調速系統(tǒng)的核心環(huán)節(jié)是變頻器。目前常用的變頻器有交-直-交變頻器、交-交變頻器以及PWM型變頻器。其中脈寬調制（PWM）型、多重化電流型及交-交變頻器與上升的趨勢。變頻器所用的電力半導體器件正向著模塊化、快速化、光控化、高耐壓大電流化自關斷化和高可靠性化方向發(fā)展；變頻調速正向著高性能、高精度、大容量、微型化、數字化和理想化的方向發(fā)展。
目前，交流調速控制技術得到了迅速的發(fā)展，新的控制方式不斷問世。以下是近來交流調速控制技術發(fā)展的幾個方面：1、相位控制；2、VVVF控制；3、轉差頻率控制；4、脈寬調制（PWM）控制；5、矢量變換控制；6、磁場控制；7、微計算機控制等等。
3．3 變頻控制方式的選擇
比較以上幾種變頻控制方式，以性價比高、使用方便的控制方式作為本次設計的方案。所以，本次設計采用的控制方式是脈寬調制（PWM）控制中的正弦脈沖寬度調劑(SPWM)方式。
3．4 確定變頻器
根據變頻控制方式是正弦脈寬調制（SPWM）控制，查閱相關資料（ 王忠茂編的《常用調速設備技術手冊》 機械工業(yè)出版社），變頻調速的變頻器有很多種類，如PI89系列、JPS系列、JBT系列、TP系列等等，S確定JPS變頻器，以下是本次設計中無級調速系統(tǒng)的功能、原理、技術參數及性能、使用和維護要求以及一些相關的注意事項。
3．5 JPS變頻器的功能、原理、技術參數等
3.5.1概述
JPS交流變頻調速裝置采用正玄脈沖寬度調劑（SPWN）方式，有大功率晶體管（JPS）組成電壓型逆變器，具有調速范圍寬、轉矩脈動小、保護功能完善、能夠自診斷故障、安裝和使用方便、體積小、重量輕等特點。
JPS在額定頻率以下輸出特性為恒轉矩特性，在額定頻率以上輸出特性為恒功率特性。
JPS 交流變頻調速裝置主要用于工頻電壓380V、功率2.2~75KW的三項異步電動機無級調速拖動，并能根據系統(tǒng)的控制（如風量、流量、溫度等）組成閉環(huán)控制，實現自動控制或計算機聯網控制。
下面簡述其工作原理：
1) 電路：如圖（3-5）所示，50/60HZ、380V三相交流電源經R、S、T三端輸入 ，由整流器整流成直流電源，經電容器濾波后給逆變器供電，在
圖3-5 JPS變頻器調速裝置主電路圖
控制回路下把直流電變換成三相可變電壓、可變頻率的交流電，由U、V、W三端輸出供給電動機。
2)控制電路：控制電路的結構有兩部分組成，一部分是產生PWN脈沖的專用IC機器外圍電路；另一部分為系統(tǒng)的故障診斷及保護電路，如圖(3-6)所示。
3)基級驅動電路（見圖3）
PWM信號
GTR
電路
整形
電路
級晶體管V1
短路保
護電路
光耦
光耦
級晶體管V2
圖3-7 JPS變頻調速裝置基極驅動電路原理框圖
3.5.2型號意義
圖3-8型號意義
3.5.3 技術參數及性能
經計算得本次設計所需的JPS的型號為：JPS—8。下面使該型號的技術參數及性能：
表3-1 本次設計使用的JPS變頻調速裝置技術參數及性能：
型號
JPS—8
額定容量（KVA）
8
額定輸出電流（A）
12
適用電動機最大功率（KW）
5.5
相數
三相
電壓
380±10% V
頻率
50±2 Hz
控制方式
PWM控制
輸出電壓
3×380V（最高），輸出電壓正比于輸入電壓
輸出頻率
2~50 Hz
輸出精度
±1%
電壓頻率比
一定
過載能力（電流）
110%連續(xù)，150%30s
頻率設定信號
DC：0~10V，DC：4~20Ma（可切換）、0~10Ma（外部接口由傳感信號輸入）
變換頻率
≥95%
功
能
加/減速時間
1~30s（精度±20%）（可任意設定）
制動
電容充電制動20%以上
啟動停止
面板上按鈕直接操縱
正傳/反轉
可用外部接觸器切換或機內切換
保護
失速保護、過電流保護、過電壓保護、欠電壓保護、短路保護、瞬時停電保護、晶體管過熱保護
顯
示
輸出頻率顯示
由3位七段LED顯示
故障自診斷顯示
短路、過電流、過電壓、欠電壓、過熱保護時LED分別顯示
結構形式
壁掛式
柜式
3.5.4 外形及安裝尺寸
(1) JPS-6型外形和安裝尺寸（見圖3-9表3-2）
型號
容量(KVA)
W
H
D
A
B
C
固定螺栓
重量(kg)
JPS-8
8
292
6.5
215
262
550
510
M6
18
表3-2 JPS變頻器調速裝置技術參數圖
3.5.5 使用維護注意事項
1) 裝之宜安裝在清潔、干燥、通風良好、避免日光直射、無高溫和高濕、無灰塵及腐蝕性可燃性氣體的場合。
因變頻器本身在運行時會產生一定熱量，所以安裝時周圍要留有一定空間，以利散熱（四周均應留200mm以上）。
環(huán)境溫度不得高于40℃，環(huán)境溫度過高，將影響變頻器的壽命，環(huán)境溫度監(jiān)測點為離機體50mm處
2) 應安裝在無強烈振動的場所。
3) 應安裝在距離大功率電磁設備稍遠的地方。
4) 變頻器按高度方向豎立，無外罩的安裝而靠墻（或專用支架），面板朝操作者，文字方向豎立，用螺釘固緊，使用帶有內附操作面板的變頻器要安裝在便于操作的地方。
5) 配線時使用的電線，電器規(guī)格見表3-3
表3-3
注：1.絕對禁止將工頻電源接到輸出端子上。
2.接地端必須用4以上的電線接地。
型號
JPS
電動機(KW)
3.7
漏電短路器
額定電流(A)
16
標準電線
規(guī)格()
2.5
4 行星齒輪的計算
4.1 行星齒輪基本參數的計算
4.1.1 傳動裝置的總傳動比及分配
1. 計算總傳動比
=14.4
2．分配各級傳動比
1〉確定
2K-H行星齒輪機構如圖所示：
允許值為2.8-13，
推薦值是：3-9。
效率≈0.97-0.99
根據推薦值，再結合經驗得：
取傳動比=5
圖(3-11)2K-H行星齒輪機構
本次設計的機械傳動部分是由差動式行星齒輪變速器和二級減速器組成，圖3-1是本次設計的傳動路線方框圖，如下：
圖3-12 傳動路線圖
由于總傳動比=14.4，一級傳動比、=5，所以二級傳動比為：
=2.88
所以各級傳動比為：一級傳動比=5；二級傳動比=2.88
4.1.2 行星齒輪傳動的配比計算
1． 傳動比條件
如圖(4-14)所示2K-H行星（型）傳動，中心輪a輸入時,給定傳動比為
根據式（2-3）有：
即：
圖(3-14)2K-H行星齒輪機構
2.同軸條件：
對于行星齒輪傳動，由于兩中心輪軸線與主軸重合，為保證行星輪g同時與兩中心輪a、b實現正確嚙合，對于圓柱齒輪行星傳動機構，要求外嚙合副的中心距與嚙合副得相等，即
3.變位的選擇
在標準傳動中，外嚙合齒輪副的接觸強度遠低于內嚙合齒輪副的接觸強度，而采用角度變位傳動可適當調整內、外嚙合的接觸強度。為此，外嚙合齒輪副通常采用大的嚙合角的正傳動，；內嚙合齒輪副一般采用小嚙合角的正傳動或負傳動，。這時，整個行星傳動的接觸強度也可提高30%。因此，本次設計采用角度變位齒輪的行星傳動。
4.變位后的同軸條件
5.裝配條件
在多行星輪的結構時，為保證個行星輪均勻分布在中心輪的周圍，而且能準確的裝入兩個中心輪的齒間實現正確嚙合。必須確定各行星輪與中心輪之間的裝配條件，為此以下是具有三個行星輪的裝配過程，本課題中行星輪的數目=3，相鄰兩行星輪的中心對中心輪所夾的中心角為=1200。設想先將中心輪b的位置固定，并在圖5-1所示A-A線位置上裝上第一個行星輪，當行星輪的齒數為偶數時，若兩個中心輪a、b的輪齒齒軸同時位于A-A線上，第一個行星輪可正確的裝入嚙合位置，然后把行星架H由位置Ⅰ轉到Ⅱ,其轉角為：
===120
這時中心輪a轉過相應的角度，如果齒輪a的某一輪齒齒軸正好找到A-A線上，仍與固定的中心輪b的輪齒相對應，則第二個行星輪A-A線上同樣能正確的裝入嚙合位置，為此必須等于中心輪a轉過整數倍齒距所對應的中心角。設中心輪a轉過的整齒數應有：
=
式中：為太陽輪a轉過一個齒（齒距）所對的中心角。
4.1.3 輪齒數的選擇
行星輪的設計除了滿足上述四個條件，還須滿足其它一些附加條件。比如，高速重載的行星傳動，應有良好的工作平穩(wěn)性，為此，行星輪和內齒圈各嚙合副的齒數最好沒有公因數。當用插齒刀或剃齒刀加工太陽輪時，太陽輪的齒數和插齒刀或剃齒刀齒數不應該成倍數。
此外齒數大于100的質數齒輪（如101、103、107 ……），因加工時切齒機床調整較困難，應盡量少用。
因此，在選擇齒數應綜合考慮個因素的相互影響。齒數的選擇一般有以下幾種方法：
1）比例法； 2）查線圖法； 3）查表法。
本次設計用的是角度變位行星齒輪傳動，因此采用的是查表法，表中的是考慮了強度、嚙合性能等條件的角度變位行星齒輪的齒數選擇和組合，適用于重載和外形尺寸受到限制的傳動裝置。表中的所列的齒數均滿足同軸、裝配和鄰接條件，且按Δ==-2，-1，0，1，2進行配齒的。
傳動中a-g嚙合副的齒數是符合接觸疲勞強度和彎曲疲勞強度以及膠合強度條件確定的，而對于b輪（內齒圈）主要是改善它的耐磨性。
根據計算所得的數據，用查表法查得：=15 =22 =60
4.2 行星齒輪傳動設計與計算
基本行星齒輪傳動的計算包括配齒計算、變位計算、齒面接觸疲勞強度計算、齒根彎曲疲勞強度計算等。若負載變化較大或載荷不穩(wěn)定，則還要進行短期峰值的靜強度核算。具體的計算項目視情況而定。下面是本次設計中行星齒輪的設計與計算（表4-1）。
原始數據及設計要求：
1〉 輸出軸（滾筒）功率：5KW；
2〉 滾筒轉速：0-100r/min；
3〉 要求無極變速
4〉 工作情況：二班制，載荷有輕微沖擊；
5〉 使用年限：8年。
表4-1
項目名稱
計算公式及數值
說明
原 始 數 據
傳動類型
單級2K-H差動式行星齒輪傳動
見圖
設計目標
（假定內齒圈b固定）型行星傳動
基本參數
精度等級
7級
受載情況
正反向工作、有輕微沖擊
名義功率
KW
額定輸入轉速
r/min
最大輸出轉數
=100r/min
使用壽命
L=8×300×16=38400(h)
傳動比
失效概率
1%
4.3 選擇材料、齒輪、傳動比
序號
項目名稱
計算公式及數值
說明
1
材料選擇
太陽輪和行星輪選用45#鋼滲碳淬火、齒面硬度HB210~260，中心齒輪內齒圈選用40Cr調質，HB260~280。
見文獻3
p81
表（4-2）
2
選擇齒數
外嚙合副：
內嚙合副：
見文獻1
p730
表（5-1-7）
3
齒數比
外嚙合副：
內嚙合副：
計 算 接 觸 疲 勞 許 用 應 力
4
接觸疲勞極限應力
外嚙合副：按框圖中值級查取
MPa
內嚙合副：按框圖MQ級查取
見文獻3
P143
圖（4-8、4-17）
5
安全系數
見文獻3
P98
表（4-10）
6
應力循環(huán)次數
=60（1440-288）×3×38400
=7.96×
=60×785.45×38400
=1.8×
=60×288×3×38400
=2×
式中：
=
=785.45
見文獻3
P143
式（5-66）
見文獻3
P143
式5-66
7
壽命系數
對于表面硬化鋼和調質鋼，取=
太陽輪：，取，
有
行星輪：，取，
有
內齒輪：，取，
有
見文獻3
P99
表（4-11）
允許有少量的收斂特點。
8
表面硬化系數
小輪與大輪均為表面硬化鋼
見文獻3
P98
式（4-43）
9
尺寸系數
估計5mm，取
見文獻3
P98
圖（4-20）
10
接觸疲勞許用應力
=×1×1×1=450（Mpa）
×1×1×1=450（Mpa）
×1×1×1=710（Mpa）
見文獻3
P96
式(4-40)
外嚙合副a~g按齒面接觸疲勞強度初算中心距
11
計算轉距
×1.1=18.236
式中，取
見文獻3
P139
值選取
12
齒寬系數
按表，取有
=0.567
見文獻3
P144
表（5-2）
13
工況系數
見文獻3
P76
表（4-1）
14
載荷系數
初取=1.2×
k=
(1.1~1.3)
15
初算中心距
=
=60.474(mm)
見文獻3
P88
式(4-23)
16
小輪節(jié)圓直徑
=49.027(mm)
見文獻3
P106
式(4-59)
17
小輪齒寬
0.7×49.027=34.319(mm)
18
小輪相對節(jié)圓速度
=2.956(m/s)
見文獻3
P143
式(5-68)
19
動載系數
0.44
按值查?。?
見文獻3
P88
圖(4-9)
20
載荷分配系數
見文獻3
P99
表(4-8)
21
載荷分配系數
見文獻3
P89
圖(4-10)
22
載荷系數
K=1×1.10×1.1×1.37=1.66
見文獻3
P88
式(4-24)
23
復算中心距
=67.351（mm）
見文獻3
P106
式(4-60)
24
模數
=3.64
取m=4（mm）
見文獻
P107
式(4-65)
25
標準中心距
=74
見文獻3
P128
式(5-28)
計 算 和 選 擇 變 為 系 數
26
初選工作中心距
為獲得正傳動，取(mm)
27
a-g工作嚙合角
所以：
見文獻3
P128
式(5-35)
28
a-g總變位系數
=
=0.548
見文獻3
P128
式(5-35)
29
分配變?yōu)橄禂?
按和查表：
見文獻3
P127
圖(5-3)
30
校正小輪節(jié)圓直徑及齒寬
=61.62（mm）
0.7×61.62=43.134 (mm)
31
g-b工作嚙合角
所以可得：
見文獻3
P128
式(5-39)
=76
32
g-b總變位系數
=0
見文獻3
P128
式(5-39)
33
分配變位系數
見文獻3
P128
式(5-39)
內嚙合副g-b齒面按接觸疲勞強度校核
34
計算轉距
=26.746（mm）
見文獻3
P142
式(5-65)
35
齒寬系數
=4×22
=88（mm）
36
小輪節(jié)圓直徑
=88 （mm）
37
小輪相對節(jié)圓直徑
=3.618
見文獻3
P143
式(5-68)
38
動載系數
按查取
見文獻3
P88
圖(4-9)
39
載荷分配系數
見文獻3
P89
表(4-8)
40
載荷分布系數
見文獻3
P89
圖（4-10）
41
載荷系數
=1×1.06×1.1×1.02=1.189
見文獻3
P88
式（4-24）
42
節(jié)點區(qū)域系數
=2.49
見文獻3
P86
式（4-19）
43
材料彈性系數
見文獻3
P86
表（4-5）
44
重合度系數
見文獻3
P88
近似按ε=1.2算
45
校核齒面接觸疲勞強度
≤
==157.458(Mpa)
≤
見文獻3
P86
式（4-19）
計 算 彎 曲 疲 勞 許 用 應 力
46
彎曲疲勞極限應力
外嚙合副：按框圖中值查取
（Mpa）
內嚙合副：按框圖MQ級查取
（Mpa）
見文獻3
P100
圖（4-24）
圖（4-23）
47
安全系數
見文獻3
P98
表（4-10）
48
壽命系數
取,有
49
應力修正系數
見文獻3
P101
圖（4-27）
50
尺寸系數
mm ，取
見文獻3
P101
圖（4-27）
51
彎曲疲勞許用應力
=
=456(Mpa)
=
=428(Mpa)
=
=298(Mpa)
見文獻
P98
式（4-44）
52
動載系數
見文獻3
P88
圖（4-9）
53
a-g計算轉距
（N·m）
式中
見文獻3
P138
式（5-54）
=33.156
=1.1
54
g-b計算轉距
=27.962 （N·m）
見文獻3
P142
式（5-65）
55
載荷分配系數
見文獻3
P98
表（4-8）
56
載荷分布系數
式中：
=0.814
=(2×1+0.25-0.1798)×4
=8.28
見文獻3
P94
式（4-36）
57
載荷系數
見文獻
P94
式（4-35）
58
齒形系數
要根據變位系數選擇
見文獻
P94
圖（4-13）
59
重合度系數
見文獻
P93
式（4-34）
60
校核彎曲疲勞強度
=21.659
=24.779
見文獻
P93
式（4-33）
61
結論
合 格
4.4 無級變速電動機輸入齒輪傳動計算
如圖(4-15)，設計齒輪1和齒圈b的外齒，由于內齒圈作為一個輸入自由度，故將其設計為組合式，即由齒輪圈和支撐架構成，支撐架和齒圈的聯接用螺釘聯接固定，所以在設計齒圈b的外齒時，將齒圈雙邊徑向距離設為120/2=60mm，即取齒圈外齒齒數為88，同時，考慮到加工制造方便，將齒輪模數取為m=4，而輪1與齒圈b的傳動比為=4，所以輪1的齒數為22，
圖4-15傳動示意圖
以下就是齒輪1和齒圈b的外嚙合齒的設計和計算。
表4-2：齒輪1和齒圈b外嚙合齒的設計和計算
序號
設計項目
計算公式及說明
1
選擇齒輪齒數、材料、熱處理及精度等級
1〉齒輪1：45#鋼調質，齒面平均硬度取260HBS。
齒圈b外齒：40Cr調制處理，齒面平均硬度取270HBS。
2〉由文獻1，表5-5初選取8級精度。
齒輪1：260HBS
外齒圈：270HBS
初選精度等級為8
2
參數選擇
1〉取齒輪1的齒數=22
齒圈b的外齒數=22
齒數比=4
2〉傳動誤差
×100%=0
3〉由文獻1，表5-13取齒寬系數
=22
=22
3
計算齒輪1轉矩
4
確定載荷系數
1〉使用系數
由已知條件，查文獻1，表5-11，取=1.25
2〉動載荷系數
由查文獻1，圖5-10a取=1.13
3〉齒向載荷分布系數
由=1及已知條件，查文獻4，
圖5-13，取=1.14
4〉齒間載荷分配系
由文獻4，式5-9
=1.70
由文獻4，圖5-25，取=1.22
5〉載荷系數
由文獻4式5-6
=1.25×1.13×1.14×1.22
=1.96
=1.25
=1.13
=1.14
=1.70
=1.96
5
求總工作時間
=300×8×16×20%
=7680(h)
=7680(h)
6
確定模數
1〉由于太陽輪，內齒圈b內齒均為m=4的齒輪，現將內齒圈外齒及與其相嚙合的齒輪設計成同，模數的，這樣在制造上更易于實現。
2〉基本設計參數
=22 =88
m=4
=22
=88
7
確定傳動尺寸
1〉分度園直徑、
=4×22=88（mm）
=4×88=352(mm)
2〉中心距
=
=220
3〉確定齒寬
=
=44
取=45與行星輪同一。
m=4
=88
=352
=220
=45
取==45
8
齒根彎曲疲勞強度校核
1〉求許用應力[] 見文獻1
由式（5-4）及表5-10，應力循環(huán)次數、分別為：
=60×1×1200×7680×（×0.2+×0.5+×0.3）
=1.41×
=3.52×
由圖5-26取壽命系數
由圖5-25取彎曲疲勞極限（用外插法加工）。
=220MPa
=200MPa
由圖5-27，取尺寸系數=1
參照表5-25，取安全系數
=1.4
由式（5-18）（普通齒輪傳動）
≈314Mpa
=286Mpa
2〉齒型系數、，見文獻1
由圖（5-21），?。?2.73
=2.17
3〉應力修正系數、 見文獻，由圖（5-22），取=1.57
=1.80
4〉重合度系數 見文獻1
由式（5-15）：
=0.69
5〉校核齒根彎曲疲勞強度 見文獻1，由式（5-13）
=22.67（Mpa）〈
=20.66（Mpa）〈
9
結論
經校核：彎曲強度足夠。
合格
5 傳動系統(tǒng)的其他設計
5.1均載機構設計
由于內齒圈、行星輪和中心輪的制造、裝配存在誤差等一系列問題，使得行星齒輪機構輸入的力矩不可能均勻的的分配到各行星輪上，因此就造成了行星輪之間的載荷不均勻和載荷沿齒寬分布不均勻，為了解決該問題，在設計行星齒輪機構時，必須合理的選擇均在機構（使得行星齒連載荷分配均勻的機構叫均在機構或均在裝置）。在行星齒輪中為了保證行星齒輪間載荷分配均勻，一般采用齒輪聯軸器和聯軸器連接套作為均載機構。但這兩種機構都較復雜，因此為了簡化機構，本次設計所采用如圖（4-1）所示的均載機構，該機構是將連軸器和軸作為一個整體，變成齒輪軸。這樣就使得制造和安裝方便多了，而且機構的尺寸也就減小了。
圖5-1 均載機構
5.2 行星架的設計
1、行星架是行星齒輪的主要構件之一。一般有如下幾種機構：
構式行星架。這種行星架剛度大、變形小，適用于中、重型減速器。其缺點是：加工切削量過大、金屬耗材多。
2、焊接結構式行星架。這種型行星架加工切削量小，特別適用于大型減速器和單件生產的減速器。
3、側板可拆式行星架。這種型架制造簡單，裝配容易，特別是對于中心輪直徑較大時，使用該機構能減小機構尺寸。
4、單側板懸臂心軸式行星架。這種行星架的剛性比以上3種都要小，因此只能用于小功率減速器。
本次設計的機構是2K-H型減速器，由于中心輪較大，因此就采用側板可拆式行星架，以減小減速其的機構尺寸。
5.3 箱體的基本參數
箱體在整個系統(tǒng)中起著支承軸系、保證傳動件和軸系正常運行的作用。下面是本次設計中箱體的部分基本參數：
名稱
符號
尺寸
箱座壁厚
δ
據δ=0.025a+Δ≥8
取：12
箱蓋壁厚
δ1
同理，取10
加強肋厚
M
m=0.85δ=8.5
地腳螺釘數目
N
a≤250,n=4
軸承蓋螺釘
直徑和數目
D3,n
見文獻2表9-9得
軸承蓋外徑
D2
見文獻2表9-9
5.4 變速軸的設計
對于變速軸按扭矩強度條件計算：參考文獻6，P169、式（9-1）、（9-2）。
軸受扭矩的強度條件為：
≤（Mpa）
或 - - - - - - - - - - -（5-1）
式中：、—軸的扭轉剪應力、材料的許用扭矩應力；
T ------------軸傳遞的扭矩；
----------軸的抗扭截面系數，對于實心軸=0.2；
d ------------軸的截面直徑；
Pn -----------軸的傳遞功率、轉速。
由于整個傳動系統(tǒng)中，電動機輸入軸徑最小，故由此進行校核設計：
P=7.5(KW) n=1440(r/min)
值查文獻6，P170表9-2得：=35(Mpa)
代入式4-1得：=19.23(mm)
從上式得出的結果可知，設計的軸徑均大于該值，所以在強度等方面均滿足要求。
總 結
經過近四個月的艱苦的奮斗，雖然經歷了種種困難，但在我的指導老師的幫助、指導下，終于完成了。本次設計的題目是無級變速提升絞車，主要是進行絞車傳動部分的設計，這次設計所采用的是行星齒輪差動輪系和無級調速力矩電動機來實現絞車的無級變速部分，即采用電氣和機械組合，集結了機電兩大方面的優(yōu)點于一身，使得該系統(tǒng)的總體性能得到很大的提高，從而使得該系統(tǒng)的適用范圍更廣，因此該產品有著更廣闊的市場前景。
參考文獻
1. 機械傳動設計手冊（上、下分冊）江耕華、胡來瑢、陳啟松等編 煤炭工業(yè)出版社 1992
2. 機械設計 濮良貴 紀名剛等編著 高等教育出版社 2005
3. 行星齒輪傳動與設計及計算 胡來瑢主編 何金國、林經德副主編 煤炭工業(yè)出版社 1996
4．車輛傳動系統(tǒng)分析 劉修驥 編著
國防工業(yè)出