变频器变频调速控制原理介绍

3.2变频器变频调速控制原理介绍变频调速是通过改变电机定子绕组供电的频率来达到调速的目的机磁场的转速称为同步转速，用n表示1n60fp

（3-1）式中：f——三相交流电源频率，一般为50Hz。pp1n1

3000r/p2n1

1500r/。可见磁对数p越多，转速n1

越慢。转子的实际转速n比磁场的同步转速n1

要慢一点，所以称为异步电机，这个差别用转S

ns 1n100%n

（3-2）n1式中：n1

——电动机同步转速（(r/min)n——电动机异步转速(r/min)当加上电源转子尚未转到瞬间，n0这时s1；起动后的极端情况nn，则1s0，即s在0~1之间变化。一般异步电机在额定负载下的s(1~!6)%综合式（3-1）和式（3-2）可以得出n60f(1s)（3-3）p由式（3-3）可以看出，对于成品电机，其磁极对数p已经确定，转差率s3.3.1 电压随频率调节的规律机的运行性能较为理想。电动机的过载能力为：在最大转矩公式：

TmTmNmpUT 1 mpU

（3-5） （3-6）m f1

RR2(X1 1

X'2)2 fX1

X'2

R1

R1

，又因X1

X'2

2f1

X X' ，1 2并将最大转矩公式代入（3-5）式得；

mpU2 U1 1 C 1

（3-7）T

X X'

f2T1 1 2 N 1 N为保持变频前后T

不变，要求下式成立：U2 U'21f2T

1f

（3-8）1 N 1式中，U'f'、T

表示变频后的量。1 1 N上式表示变频调速时，U1

f变化规律，此时电动机的过载能力保持不变。1变频调速时，U1

f的调节规律与负性质有关，通常分为恒转矩变频调速和恒功1率变频调速两种情况。恒转矩变频调速对于恒转矩负载TN

T'N

，式（3-8）变为：'U1'f f'

（3-9）1 1载。恒功率变频调速对于恒功率负载，要求在变频调速时电动机的输出功率保持不变，即：Tn T'n'P N NN n常数

（3-10）N 9550 9550T' n fN N 1T n' f'N N 1

（3-11）将式（3-11）代入式（3-8）得

'U1'f f'1

（3-12）即在恒功率负载下，如能保持

U1常数的调节，则电动机的过载能力不变，但主磁f1通将发生变化。3.3.3 变频调速时电动机的机械特性变频调速时电动机的机械特性用以下公式（式中忽略定子、转子的内阻）来分析：最大转矩：Tm

1m2(Lm

p

U2)f1

（3-13）1 2 1mp U21启动转矩：T

1 1

（3-14）st 3(L1)2 f f2 1 1

sn R'

60f1

30R'2

（3-15）2m m12

2f(L1 2

) p p(L1

L')2以电动机的额定频率f1N

为基准频率，在生产实践中，变频调速时电压随频率的调节规律以基准频率为分界线，我们分两种情况分析；（1）在基频以下调速时，保持U/f常数调解，即恒转矩调速。由式（3-13）可1 1知，当f1

减少时，最大转矩不变，启动转矩增大，临界点转速降不变。因此机械特性随频率的降低而向下平移。实际上，由于定子电阻的存在，随f1

的降低，最大转矩将减小，当f1

很低时，最大转矩减少很多。定子阻抗压所占的份量比免采用过大的升速或过小的降速传动。n 1440r/mind最终根据机械设计课程设计手册选择Y132M-4电机，其主要参数在表3-1表3-1 Y132M-4电机主要参数表型号型号Y132M-4额定功率7.5额定电流/A15.4转速（r/min）1440效率%87额定转矩2.23.5 变频器计算在本次设计中变频器的计算过程为：转差率：s

nn

100%nn0为电动机同步转速n为电动机异步转速由公式（3-16）得：s0.04根据公式33，由nmax1440r/min得fmax24.92HZ所以变频器的变频范围是0~24.92HZ保证强度和防止热处理变形过大，齿轮齿根圆到键槽的壁厚保证主轴的转速误差在规定的范围之内。4.3.2 齿轮齿数确定用计算法来确定第一个变速组中各齿轮的齿数Z Z'SJ J Z

（4-1）Z/Z'uj j j

(zz1 2

)

（4-2）a（4-3）其中：Z

2——主动齿轮的齿数jZ'——被动齿轮的齿数jU——对齿轮的传动比jS ——对齿轮的齿数和Z1取模数m2.5，因为z 11z 22即z 2z2 1根据公式（4-3）得z36,z1 2

74,z3

61,z4

76,z5

152齿轮布置简图如下：(d) 125mm，d 140mmd min d12）验算带速

v

nd11

（5-2）601000带速不宜过低或着过高，一般应使v5~25m/s，最高不超过30m/s。根据公式（5-2）得v10.56m/s因为5m/sv30m/s，故带速合适。大带轮基准直径的计算由公式（5-3）知d 247.8mm。d2根据表8-9【】取标准值：d 250mmd2确定中心矩，并选择V

d idd2 d1

（5-3）d0.7(d d )a2(d d d1 d2 d1 d2

（5-4）由公式（5-4）得273a0计算相应的带长Ld0

780，初定中心距a0

500mm。L 2ad0

(d2

d )d2

(d d )2d2 d14a0

（5-5）由公式（5-5）得Ld0

1618.65mm。由表5-5选带的基准长度Ld

1760mm。计算中心距a传动的实际中心距近似为

LLaa d d0 2

（5-5）a570.675mm出中心矩的变动范围如下：amin

a0.015Ldamaxa

a0.03Ld544.275mmminamax

623.475mm所以中心距的变化范围是544.275~623.475mm。验算小带轮上的包角a1通常小带轮上的包角a1

小于大带轮上的包角a2

，小带轮上的临界摩擦力小于大带轮上的临界摩擦力。因此，打滑通常发生在小带轮上。为了提高带传动的工作能力，应使a180(d1 d2

d )57.3d1 a

（5-6）a1z

180(250140)P

57.3570.675K

168.96120Pz caPr

A (PP)KK0 0 a L

5-7）z2.78所以带的根数z3设计结论选用B型普通V带3根，带基准长度为1760mm,带轮的基准直径为d 140mm，d1d 250mm544.275~623.475mm。d2离合器已知条件：电动机的额度功率P电

7.5kw，额定转速n电

1440r/min，电动机经V带减速传动到摩擦式离合器主动轴，其直径d32mm（测量的，减速比i77120次。摩擦盘选定选定离合器的有关尺寸，对于油式多盘摩擦式离合器，D1

(1.5~2)d(1.5~2)32mm48~64mm取D60mm1D2

(1.5~2)D1

(1.5~2)60mm90~120mm取D 110mm2摩擦盘厚度：1.8mm（在油中工作时，淬火钢1.2~2mm。相对滑动速度计算

(D2

D1

12.9m/sm 2601000主动轴转速及转矩计算离合器主动轴传递的功率。取V带传动效率0.96，即有PP7.50.96kw7.2kw电离合器主动轴转速为：n

1440n 电 814r/mini 1.77离合器主动轴传递的转矩为：T9550P84.5Nmn离合器主动轴的计算转矩为：Tc

KKKT2 v离合器的工况系数K21-34【4】【4，每小时接合次数为1【，在相对滑动速度s和s之间采用线性插值，求得Kv

1.0686

T 140.8Nmc计算允许的轴向压紧力 计算公式为Q T式中0.06；

mRe——摩擦副的摩擦因数，其值可查表21-38【4，第一行摩擦副为湿式，取mz121-39【45~16，取z16则m16115，选定摩擦盘材料为淬火钢一淬火钢（在油中工作；——摩擦副当量摩擦半径，是摩擦面的内、外半径。计算平均压强 计算公式为式中 ——圆盘摩擦片工作表面平均压强；p——一圆盘摩擦片工作表面许用应力压强，其值可查表8【。p 4Q p(D2D2)2 1查表21-38【4】第一行，摩擦副为湿式，故p

0.6~1.0Mpa，即p0.551Mpap0.6~计算摩擦片数目3Tz c p R3R3K2 1 m式中Km

——摩擦副数系数，它是考虑每小时接合次数和摩擦副数目多少对离合器传递转矩能力影响的系数。查表21-41【4，m=15,将表21-41【4】按线性插值延伸，得K 0.64，带入公式可得mz20.94取z21，因与初设值不相同，故需重新计算。Km改变摩擦副材料铜基粉末治金和钢-【可得0.08p1.5~2.5Mpa，设摩擦片数z=5，则摩托副数m=4，查表21-41【4，可得K 0.97。m重新计算摩擦片数z4.14取z5，与初设值相同。验算平均压强首先计算摩擦面的压紧力为Q10353.7N计算平均压强为

p 4Q 1.55Mpap1.5~2.5Mpa(D2D2)2 1因此该离合器安全。z 该离合器的主动摩擦片数为2.53，从动摩擦片数为

13.542 2。齿轮校核几何尺寸计算本次我们选用Ⅰ-Ⅱ轴上的一对齿轮进行校核，当小齿轮符合要求时，大齿轮必符合强度要求。计算分度圆直径，根据公式dzmd 362.590mm1d 742.5185mm2

a 1d2

90185137.5mmd2 2d齿轮宽度的计算由于金属切削机床的齿轮传动传动功率不大，根据表10-7【5】选取d

0.4bda 1

0.490mm36mm考虑不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽b和节省材料，一般将小齿轮略为加宽（5-10）mm，即bb(5~10)mm4146mm1取b，而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽，即。b1

b36mm强度校核(1)各参数值试选KHt

1.3。计算小齿轮传递的转矩。9.55106P 9.551067.5T N/m4.974N/m1 n 1440由表10-7【】选取齿宽系数d由图10-20【3】查的区域系数

0.4。2.5。H由表10-5【3】查得材料的弹性影响系数ZE

189.8Mpa1/2。由式Z

计算接触疲劳强度用重合度系数Z。4a3 4a3a arccosza1 1

cosa/z1

2ha

arccos36cos20/(362)27. a arccosza2 2

cosa/z2

2ha

arccos74cos20/(74223.8 a 1

(tana1

tan)z2

(tana2

tan)/236(tan27.1tan20)74(tan23.8tan20)/21.754a344a341.753

0.87计算接触疲劳许用应力H由图10-25d【3】查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳强度极限分别为由N60njLh

计算应力循环次数：

HHlim

600Mpa550MpaN 60njL1 1 h

6014401(2830015)6.2208109N N2 1

/u6.2208109/(74/36)3.026109由图10-23【3】查取接触疲劳寿命系数K

HN

0.90、K

HN2

0.95。1%、安全系数S1，由KNlim得S

K HN1

Hlim1

0.90600

Mpa540MpaH1 S 1

K HN2

Hlim2

0.95550

Mpa523MpaH2 S 1取

和H1

中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即H2圆周速率

H H

523Mpadnv 1601000实际载荷系数K 的计算H

901440601000

m/s6.79m/s10-2【3KA

1。根据v6.79m/s、710-8【3查得动载系数Kv1.17齿轮圆周力的计算。T2TF t1 d

24.974104 90 N1.105103NKF 11.105103A t1 N/mm12.28N/mm100N/mmb 90查表10-3【】得齿间载荷分配系数K 1.2。H10-4【】7K 1.158。H由此，得到的实际载荷系数为K KKK K 11.171.21.1581.6H A v H H传动比u所以

742.0636

2K T u1 H1 Z ZZH d3 u H d 121.64.97410421.64.9741042.06119032.06H齿面接触疲劳强度满足要求，并且齿面接触应力比标准齿轮有所下降。齿根弯曲疲劳强度的校核计算（1）载荷系数K KKK K 11.171.21.4211.995F A v H H小齿轮传递转矩的计算。9.55106p 9.551067.5T N/m4.974104N/m1 n 1440KFt

1.3。0.75

0.75Y0.25e

0.25

1.754

0.67810-17【3】查得齿形系数YFa1

2.65、YFa2

2.23。10-18【3】查得应力修正系数Y8a1

1.58、Y8a2

1.76。所以2KTY Y Y F1

1Fa1sa1m3z2d 121.9954.9741042.111.850.678 Mpa12.5336225.94MpaF12KTY Y Y F1Fa2sa2F2 d

m3z2121.9954.9741042.051.930.678 Mpa12.5336226.29MpaF2齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。轴的校核，应按扭转强度条件计算；对于只承受弯矩的轴（心轴，应按弯曲强度条件计算；对于既承受弯矩又又承受扭矩的轴（转轴轴的校核通常是在初步完成结构设计后进行校核计算要求，必要时还要交核轴的振动稳定性。具体计算方法如下：（1）按照轴的强度校核计算并恰当的选取其许用应力。对于仅仅承受扭矩的轴（传动轴，应按扭矩强度计算；对于只受弯矩的轴（心轴，应按弯曲强度进行计算；对于既承受弯矩又承受扭矩的轴（转轴，应按扭转强度计算对于不太重要的周，也可以作为最后计算结果。轴的扭转强度计算条件为：9550p式中： ——扭转切应力，r

T r WT

0.2d

nT

（5-8）T——轴所受的扭矩，NmmW mm3Tn——轴的转速，r/minp——轴传递的功率，kwMpa 【3许用扭转切应力， ，见表15-3Mpa 【3r9.55109.55106p3T9.55106 P3 n3T3Pnd 3Pn09.551069.551063T0

，查表15-3.对于空心轴，则式中，

d1，即空心轴的内径dd 1

dA3p3pn(14与外径d之比，通常取0.5~0.6。按照弯扭合成强度的条件计算已确定，轴的载荷（弯矩和扭矩）校核计算。而在此次校核中，需要这种方法计算。输入轴的校核计算。对塑性材料而言，应按第三强度理论进行校核，公式：（5-9）式中：MpaM——轴所受的弯矩，NmT——轴所受的扭矩，NmW——轴的抗弯截面系数15-【3】Mpa15-1【3；1当输入轴正转时；其中：A——带轮 B——轴承 C——