回转系统（精选12篇）
回转系统 篇1
(接上期)
二、回转液压系统
1.单马达回转液压系统
回转液压系统由斜轴式轴向柱塞马达提供驱动力,一般由齿轮泵单独供油,组成单泵单回路开式系统,并由溢流阀限定系统压力。多盘制动器设置在液压马达和回转装置之间,制动器是液压释放,弹簧抱闸。
回转工作时,先释放常闭式制动器,用减压式先导阀油路控制三位六通液控换向阀换向,从而达到左、右回转的目的。换向阀在中位时,由于其滑阀机能为“y”型,液压马达停止回转,并能向系统补油。
回转液压回路如图16所示。回转液压回路由回转液压马达、制动阀和控制阀组成。
转换控制阀时,从P1泵来的液压油通过增压器经控制阀驱动液压马达。液压马达产生的扭矩经减速器增大,通过回转小齿轮与回转支承的大齿圈啮合使回转台转动。
回转制动阀由液控滑阀、溢流阀和单向阀组成。液控滑阀是液压转换阀,自动地截断或节流从回转马达排出的油液,对回转马达起到保持和平衡的作用。当回转马达的进油侧或排油侧的压力油达到设定值时,溢流阀使压力油旁流到低压通路侧,对回转马达起到安全回路的作用。从泵到马达的压力油通过单向阀截断从回转马达排出,对回转马达起到吸入阀和保持阀的作用。
(1)回转作用
如图1 7所示,加速时,转换控制阀把从P1泵来的压力油输送到AV□,通过通路H、I打开单向阀到达L,从AM□驱动回转马达。同时,滑阀被液控压力推移到BV侧,从回转马达排出的油液通过BM口、通路M、节流阀D到C腔,经BV口回油箱,这样形成回路,马达开始转动。在加速过程中,多余的压力油通过溢流阀从EA腔旁流到EB腔,供油侧的预设压力保持到加速结束。
停止时,将控制阀转换到中位,AV□和BV口与油箱相通,两侧的压力平衡,阀芯在弹簧的作用下回到中位。此时,起重机在转动惯性的作用下,回转马达仍然转动,从回转马达排出的油液被封闭,阻止马达回转,结果马达排出的油液压力急速升高,当达到溢流阀的预设压力时,溢流阀打开,压力油分流到马达的吸入*侧,回转马达吸入这部分油液并排出压力油,缓冲外部的惯性力,因此回转马达减速并停止。
(2)平衡作用
在回转马达加速过程中,由于马达超速旋转,供油侧L通路的压力降低,该侧滑阀的液控压力也降低,促使阀芯移向中位,因此,阀芯在D处时节流马达排出的油液使回转马达的排油侧产生背压,犹如制动力作用于回转马达,阻止马达超速。由于上述动作,尽管起重机有回转惯性,但当回转马达需要反方向转动时,回转马达的旋转方向就被平稳地改变。
溢流阀的设定压力可以通过转动调节螺栓来调整。调节螺栓转一圈,压力升高或降低12 MPa。一般设定压力为7.5～21 MPa,取决于起重机的状况,但不要超过最高压力0.5MPa。
(3)回转控制阀的作用
如图18所示,回转控制阀是一个单联控制阀,包括截流和卸荷相结合的控制部分以及溢流阀、单向阀。该阀的特点是用流量调节阀保持压力油排出口的流量。
1.主阀体2.P壳体(输入从泵来的液压油,装有溢流阀和单向阀)3.T壳体(专用)4、5.螺栓
控制阀的工作原理:
①阀芯在中位
如图19所示,从泵来的液压油进入P1口,通过a、b和卸荷口d到e。进入T壳体的油液到达流量调节阀。此时,流量调节阀的柱塞被弹簧推向右侧,油液通过柱塞内的g孔流向P2。该油流在g段的两侧产生压力差,方向向左。柱塞受弹簧力和压力差的作用,当后者克服前者时柱塞向左移动,结果柱塞上的h孔和i孔连通,过量的油液经过i段从k口排到T口。这个阀用来防止柱塞开启流到P2口的油液通过g孔的流量超过25 L/min,用P2口的液压油流量控制驱动马达的最高速度。
②转换控制阀芯
推动阀芯时,卸荷通路d段被截断,压力油通过单向阀从L段流到A口驱动回转马达。从回转马达排出的油液进入B口而后导入T壳体的f段。如果载荷回路压力达到溢流阀的设定值,溢流阀工作保证设备安全,拉动阀芯时,压力)油流经P1—a—c—L—B的通路和A—f,使马达反转。
(4)回转制动阀的作用
回转制动阀包括过载阀和制动阀两部分(见图20)。过载阀调定压力为18 MPa。制动阀的主要作用如下:
①平稳启动作用。由于制动阀1的两端控制油路均设有单向节流阀4、5,使启动平稳,无冲击。
②限速、补油作用。当液压马达在任何情况下有失速现象时,由于液压泵对液压马达进油腔的供油不及时,制动阀1将因液控端压力不足而将向中位方向移动,从而使液压马达回油口逐渐关小,起到限速作用。在极限情况下失速严重时,液压马达制动阀完全可回至中位,使回油通路切断,马达停止旋转。这时,进油端将会出现负压现象,可通过中位单向阀进行补油。
1.制动阀部分2.制动端弹簧3.过载阀部分4、5.单向节流阀6、7.控制端缸大、小腔
③制动、锁定作用。液压马达在制动时,由于液压泵来的进油中断(换向阀阀芯处于中位时),制动阀阀芯回中位。此时,中位的两个单向阀将对液压马达起到可靠的锁定作用。
(5)电控回转制动器的使用
当打开(ON)位于旋转操作杆上的旋转制动开关时,液压缸中的压力油会被释到放到液压油箱中。结果,弹簧通过活塞推动制动片施加旋转制动。当关掉(OFF)旋转开关时,压力油会被导入液压缸,推回活塞,使制动片松开,如图21所示。
2.双马达恒定回转液压系统
(1）恒定回转速度控制
该回路为图22所示。当装有塔式吊臂的机器从事任何高起重作业时,吊起的负荷在上车回转的同时快速地起升。该系统恒定地保持主泵4 (回转)的流量,以使回转速度在发动机转速增加时保持不变。所要求的回转速度可以通过操作回转速度控制盘进行设定。
(2)恒定回转液压回路
当操作回转先导阀时,回转先导压力开关(回转传感器)通过回转检测继电器将回转操作信号传至主控制器(MC)。
当回转功能没有起作用时,MC向电磁阀SD发出电流信号,使主泵4的最大排量保持在112 cm3/r,以保持热平衡。
在回转模式开关置于恒定回转速度位置的情况下,当操作回转先导阀时,MC根据回转速度控制盘上的回转角度以及所计算的由加速手柄和加速控制杆设定的发动机转速向电磁阀SD发出电流信号,电磁阀SD向主泵4的调节器输送先导压力油以控制主泵4的流量。
压力传感器检测回转泵控制压力,并将其反馈到MC。在回转模式开关置于正常的回转速度位置,操作回转先导阀时,MC向电磁阀SD发出电流信号,将主泵4的最大排量保持在112cm3/r,使上车根据发动机转速以可变速转动。
在汽车式和履带式起重机回转系统中闭式系统应用很多,特别是利勃海尔的产品,LTM1080、LTM1120和RT1350、RT1750回转系统都应用变量泵-变量马达调速的闭式液压系统。
图23为双向变量泵与双向变量马达组成的容积调速回路。回路中各元件是对称布置的,变量泵可以正、反向供油,液压马达可以正、反向旋转。假定液压泵2正向供油时,上管路3是高压管路,压力油进入液压马达10,推动液压马达正向旋转,下管路1 1是低压管路。高压安全阀7是防止在正向旋转时回路过载,这时高压安全阀6不起作用。补油泵1供给的低压油推开单向阀5向低压管路11供油,而另一单向阀4在高压管路油压的作用下封闭。当高压管路和低压管路的压力差大于一定数值时(例如0.5MPa),液动滑阀(梭形阀)在压差作用下,阀芯被推到下端位置,这样就将低压溢流阀9和低压管路11接通,以便将回路中一部分热油从低压溢流阀9排出并和补油泵1供给的冷油相交换。当高、低压管路的压力差很小时,液动滑阀8不动作,处于中间位置,关闭了通向低压溢流阀9的油路,这时补油泵供给的多余油液就从低压溢流阀12流回油箱。溢流阀12的调整压力应略大于溢流阀9的调整压力,以保证当高、低压管路的压力差大于液动阀滑8动作所需的压力差时,液动滑阀8和溢流阀9把低压管路的热油放出,新的冷油又能进入低压管路而不致于从溢流阀12流掉。
1.蓄能器2.双向液压泵3.双向液压马达4.马达制动器5.上油管6.下油管7.制动电磁阀8.泵变量缸9.换向比例电磁阀10.单向阀
当液压泵2反向供油时,上管路3是低压,下管路11是高压,液压马达1 0反转,其他元件的工作原理同上。
1.补油泵2.液压泵3.上管路4、5.单向阀6、7.安全阀8.滑阀9、12.溢流阀10.液压马达11.下管路
由变量泵2、上油管5变量马达3、下油管6组成的LTM1080回转液压回路如图24所示。图中的双向变量泵2、泵变量缸8和换向比例电磁阀9既可以改变流量,又可以改变供油方向。蓄能器1是为了保证油泵变量缸8油压稳定,克服油压脉冲。制动电磁阀7控制马达制动器4。由于泵和马达的排量都可以改变,所以回路的调速范围可扩大。图中单向阀10用于实现双向补油,溢流阀能在两个方向起安全作用。这种调速回路兼有上述两种回路的性能。即用变量泵调速时,其最大输出扭矩不变;用改变液压马达排量来变速时,其最大输出功率不变,而回路的总调速范围却扩大了。这种变量泵和变量马达组成的调速回路是在低速段用改变泵的排量、高速段用改变马达排量来调速。这样,在低速段可保持最大输出扭矩不变;而高速段则可提供较大的功率输出,恰好符合大部分机械的要求。(待续)
回转系统 篇2
Tahsin Engin *, Vedat Ari 摘要
水泥产量一直是世界上最密集的能源产业之一。为了生产熟料回转窑广泛用于水泥厂。随着干式旋转窑水泥厂在土耳其的能源审计分析工作体系本文论述。该窑有600吨，每天熟料生产能力。结果发现，约40％的总输入能量正在通过热烟气（19.15％），失去了冷堆（5.61％）和窑壳（15.11％对流加辐射）。一些可能来恢复热损失的方法进行了介绍和讨论。结果表明，大约15.6总输入能量（4兆瓦）％可以回收。
关键词：水泥厂;回转窑，能源审计;热平衡;热回收 1.简介
水泥生产是一个能源密集型的过程中,消费大约4GJ/吨水泥产品。从理论上讲,生产1吨熟料至少需要1.6GJ热。然而，事实上，对于装备精良先进的窑平均每单位能耗是水泥生产每吨约2.95GJ热，而在一些国家，消费超过5GJ/ton。例如，中国在关键的工厂生产熟料平均能耗的5.4 GJ /ton。
能源审计已成为其中一个最有效的程序,一个成功的能量管理程序。能源审计的主要目的是提供一个能源消耗和能源使用的不同组成部分的分析，揭示准确的帐户的详细信息，确定有关节能的可能的机会。
废热气热回收和热窑表面在窑系统的潜在途径，以改善整体效率窑闻名。但是，它仍然是相当困难的公开文献中找到了详细的回转窑系统的热分析。本文着重于水平回转窑系统，该系统已在土耳其凡水泥厂利用能源审计。一个详细的热力学分析窑系统首先给出，然后，一些主要的热量来源，回收热量损失可能途径进行了讨论。
2.过程描述和数据采集
回转窑耐火内衬管是一个直径达6米。他们通常是倾斜3%-3.5%夹角,他们转速在1-2rpm范围之内的。旋流式预加热器广泛用于预热原料进入前窑的摄入量。在一个典型的干法回转窑窑系统，在预热器开始预煅烧，和大约有三分之一的原始材料会预先在预热结束煅烧。预热器加热到850℃的原料顺序经过回转窑火焰。在煅烧区700至900℃的氧化钙和氧化铝、氧化铁和白炭黑与石灰发生的反应。900和1200℃之间,熟料生成硅酸二钙和硅酸三钙,反应不断进行。区域的温度会上升到1250 c。因为在冷却阶段铝酸三钙为液态形式,如果冷却是缓慢的,可以解除alite回到液相和belite出现二次。快速的产品（熟料）冷却使热量从熟料散发，可以提高产品质量。
凡从水泥厂所采取的数据已经收集了很长一段时间，当第一作者是在该工厂工艺工程师。该厂采用了一系列的干法工艺旋流式预加热器和斜面窑。窑直径为3.60米和长为50米。每天的平均生产能力600吨熟料,具体的能源消耗达到3.68GJ/ton。在2年已采取大量的测量，平均值都作了详尽的记录
3.能源审计和热回收 3.1.质量平衡
对于干煤和预热器组成的平均废气在图所示。对煤炭组成的基础上，净热值已发现30600千焦耳/公斤煤。
它通常是更方便的定义在单位时间内每公斤熟料生产质量/能量数据。窑的系统的质量平衡，是在图总结。所有气体流被认为是在给定的温度下的理想气体。3.2。能量平衡
为了窑系统热力学分析，以下假设： 1． 稳态工作条件。2． 在环境温度变化被忽视。3． 寒冷的空气泄漏到系统中是微不足道的。4． 原材料和煤组成没有改变。5． 窑平均表面温度不会改变。
所收集的数据为基础，能源平衡应用到窑系统。方程的物理性能和可在Peray手册[7]。参考焓，认为完全燃烧，该系统的完整的能源平衡见表2。从表2清楚的总能量的过程中使用的是3686千焦耳/公斤，主要热源是煤炭，给人一种3519千焦耳/公斤熟料（95.47％），总热量。此外，能源平衡表2 表明之间的总热量和总热量的输入输出一致性好。由于资源的损失大部分热量都被认为是，只有一个273千焦耳/公斤，能量从输入熟料热差。这种差异是近7％和总输入能量可以归因于假设和数据的性质。损失的热量分布合理的各个组成部分展品和其他一些重要的数据吻合文献报道[2,5,7]。3.3。窑余热回收系统
整个系统的效率可以定义由G¼¼问6= Qtotal输入1795=3686¼0:487或48.7％，可视为相对较低。基于当前的干法工艺方法有些窑系统在满负荷运行将有55％的效率。整体窑系统的效率可以提高热回收的部分损失。回收的热能可以用于多种用途，例如发电和热水准备。有几个主要的热损失，这对于热回收审议来源。
这些都是热损失：
（1）窑废气（19.15％）,（2）热空气冷却器堆栈（5.61％）,（3）辐射窑表面（10.47％）。
在下面的部分，我们讨论了一些可能的方法为追讨这笔浪费热能。
3.3.1．废热的回收蒸汽发生器使用（WHRSG）
有问题在工厂必须捕捉，否则将被浪费，环境的热量，并利用这些热量来发电。最容易到达的，最具成本效益的是可用熟料冷却机排出的窑废气。窑废气从 315℃下降至215℃由冷却机排除。热废气直接通过蒸汽发生器(WHRSG),与水换热完成能量转换一个典型的WHRSG周期示意图如图所示。可用的能源浪费是这样
使蒸汽产生。然后将这种蒸汽用来驱动蒸汽涡轮驱动发电机。产生的电力将抵销了部分购买的电力，从而降低了电力需求。为了确定了发电机的大小，必须从气流中确定可用能量。一旦确定了，指定的压力蒸率的近似值 就可以找到。热气的速度和压力将决定发电机的大小。以下计算被用来寻找发电机的大小。QWHRSG =Qavailableη
其中η是WHRSG效率。由于各种损失和效率低下的固有气流转移到水内WHRSG循环，而不是所有的可用能源的能量都将被转移。对WHSRG效率必须作出合理的估计我们假设一个蒸汽发生器，85％的整体效率。当气体通过WHRSG的推移，能量会被转移和气体的温度会下降。针对水轮机进水压力为8条，在WHRSG出口温度最低流，饱和温度大概是170 ℃。作为一个限制的情况下，我们假定出口温度为170℃。在退出WHRSG，这些能量流可以恢复使用紧凑式换热器。因此，最终温度可以减少尽可能低，但是也是有温度限制的。根据最终温度的限制，最后焓已计算为
hair = 173 kJ/kg, and heg = 175 kJ/kg。因此,现有的热能是: Qavailable =〔meg(egeheg1-heg2)+ mair(ehair1 _ hair2)〕×mcli Qavailable=〔2.094-(337-175〕+0.94×(220-173)〕×6.944≈2662 kW 因此，这将是通过WHSRG能量传递的 QWHSRG = 0.85×2662=2263kW 下一步是要找到一个蒸汽涡轮发电机，可以利用这种能量。由于蒸汽涡轮是一块旋转的机器，如果适当的保养和使用干净的电源供应干蒸汽，汽轮机应该持续一段相当长的时间。考虑到涡轮8条和10千帕的压力冷凝器压力，它可以证明的净功率，这从涡轮机将得到，几乎是1000千瓦。如果我们假设有用功率 生成的是1000千瓦，那么预期的节省将在1000基于负荷降低千瓦。假设使用8000小时，我们发现节省的能源=（发电量）×（使用时间）节省的能源=(1000 kWT)×(8000h/yr)=8×106 kWh/yr电力的平均单价为0.07可采取美元/千瓦时，因此，预期将节省成本节约成本=0.07×8×106 =560000 USD/yr。3.3.2。利用余热预热原料
收回水泥厂余热的最有效方法之一是将预热熟料煅烧过程前的原始材料 引导气流进入原料磨就普遍做到这一点。除了增加它的温度这样就得到一个更有效率的磨削。然而,大多数粉末后的生料是不能直接发送到窑,因此,升高原材料的温度不是总有道理的,因为它将会被储存在仓库中一会儿在进入烧成过程。有一个在本研究中考虑核电厂磨，以下计算向显示多少能量可以通过预先加热原料保存。在轧机的优点是原料加热干燥的材料，因为它在很大程度上潮湿的性质。对于所考虑的厂房，原料水分含量约为6.78％，这表明了对0.7845千克/秒（0.113公斤/公斤熟料）水的质量流率来成磨坊。混合两种主要热气流将导致约280℃到一个单一的气体流，如图所示。运用质量守恒原理和节约能源法共 对轧机（忽略热损失）在对原料的温度上升了85℃，而气流冷却到150℃.它是
明确的是，大多数有用的能源必须用于加热水从15100℃，并在此温度下汽化完全。4.结论
回转系统 篇3
关键词： 空气预热器；漏风率；密封改造
经济效益中图分类号：TK223.3+4引言元宝山发电有限责任公司四号600MW机组，选用哈尔滨锅炉厂HG-2023/17.5-HM11型亚临界控制循环汽包炉，配两台CE三分仓容克式空气预热器，空气预热器转子由36个装有蓄热元件的扇形仓格组成，转子正常转速1转/分，采用中心驱动，空预器漏风率的设计保证值为6%，机组于2007年10月投产运行。机组投产后，空预器的漏风率最高达20%，严重影响着机组的经济运行。在2009年机组检修中，采用豪顿华工程有限公司VN技术对空预器密封系统进行了技术改进，漏风率达到了设计要求，改造后经济效益显著。
一、设备简介
元宝山发电有限责公司#4机组（600MW）锅炉配两台CE三分仓容克式空气预热器，由哈尔滨锅炉厂自80年代引进美国ABB—；AIP公司技术设计制造的，其型号为33-VI（T）-2333-SMR，型式为三分仓、受热面回转。为减少风、烟系统之间的漏泄，一、二次风以及烟气侧之间均设有径向、轴向、环向及中心筒密封装置；同时配备扇形板密封自动调整装置，用来跟踪转子热变形，使得扇形板与转子径向密封片之间的密封间隙在运行过程中始终维持在整定的范围之内。
二、空气预热器密封系统存在的问题
1、预热器漏风率大转子密封装置设计有径向、轴向、中心筒和旁路密封，并为满足运行要求，设计有漏风自动控制系统。由于设计及安装缺陷等多种原因，漏风自动控制系统一直不能投运，以及径向密封间隙偏大等原因，导致的漏风率远远大于设计值6%。随着机组运行时间的增长，漏风率呈不断增长的趋势，改造前空气预热器漏风率已高达20%。
2、各种负荷下，送引风机及一次风机电耗偏大由于漏风率大，使锅炉效率降低；同时因漏风造成的锅炉引风机失速、排烟温度偏高、燃烧效率偏低等因素对机组的经济性影响更为严重。
3、漏风机理分析回转式空气预热器（以下简称空预器）的漏风一般情况下分为携带漏风和直接漏风。
携带漏风是空预器自身转动所引起，它与空预器转子的直径、高度、转速等因素有关。其漏风量一般情况下是不大的，当机组选用的空预器确定后，它的变化很小。携带漏风量可由式（1）计算，它约占空预器总漏风量的15%。直接漏风是由于空气侧与烟气侧间存在的静压差引起，它约占总漏风量的85%。由于回转式空气预热器动静部件间留有间隙，有压差作用时就会漏风。压力高的一次风同时向二次风和烟气侧漏风，压力较高的二次风也会向烟气侧漏风，直接漏风的大小由式（2）计算得出。Q1=n/60×；π；/4×；R2H（1-y）①Q2一κ；A（ρ；△；P）1/2②式中：Q1—；—；携带漏风量，m3/s；R—；—；转子直径，m；H—；—；转子高度，m；n—；—；转速，r/min；y—；—；蓄热板金属和灰污所占转子容积的份额；Q2—；—；直接漏風量，m3/s；κ；—；—；流量系数；A—；—；漏风间隙面积，m2；ρ；—；—；气体密度kg/m3；△；P—；—；内外压差，Pa。
四、密封系统改造
从空气预热器漏风机理可以得出，携带漏风量是一定的，要想降低空气预热器的漏风量，必须降低直接漏风量，即尽可能的减小径向、轴向、外缘环向密封的间隙。要改变空气预热器漏风量大的现状，必须对其密封系统进行改造。
1、改造内容。①转子水平度检查调整、密封角钢磨损检查调整，保证转子水平度、密封角钢径向、轴向跳动值在标准范围内，以确保转子在调整后与密封系统有良好的配合。②固定扇形板及轴向密封弧型板，由原来的可调改为固定式不可调。③更换全部密封片，调整密封间隙；采用固定式密封系统，彻底取消原有的密封调节装置。④治理预热器壳体泄漏，对空气预热器壳体局部磨损、变形、漏点进行堵漏、修补，保证改造效果。
2、质量标准。①转子水平度必须在0.4mm/m以内。②转子外缘角钢的径向跳动必须在3mm以内。③预热器顶部及底部扇形板与转子径向隔板距离为83±；1mm。④预热器各部密封间隙（径向、轴向、外缘环向）与规定值不超过±；0.5mm，调整数值见下图。
五、改造效果
改造后经过性能测试，A/B空气预热器漏风率分别为5.27%和5.02%。空气预热器改造前后，机组负荷600MW，对送引风机、一次风机电机的运行电流进行了记录，见下表。空气预热器密封改造前后送A/B引风机及一次风机电机电流。风机电机额定功率额定电压额定电流改造前改造后A引风机电机4500kW6000V534A420A331AB引风机电机4500kW6000V534A440A345AA送风机 机电机1300KW6000V152.5A89A81AB 机1300KW6000V152.5A87A82AA一次风机
六、效益分析
1、空气预热器密封改造前后送引风机及一次风机电机电流相差297A/h，节省电耗1782kW/h，机组可利用小时数5000h，电价0.328元/度计算，每年节约电费292.248万元。2、空气预热器密封改造后漏风率降至设计水平，根据上述指标和相关资料进行估算，空气预热器漏风率每降低1%，可将低发电煤耗0.2g/kw.h。A空气预热器改造后由20%降到了5.27%，B空气预热器改造后由20%降到了5.02%，2台空气预热器漏风率合计降低了14.855%，煤耗降低约2.971g/KW.h，机组可利用小时数5000h，可节约标煤8913吨，每年可节约燃煤费用约450万元。3、按上述粗略估算，每年可节约运行检修费用约740万元。
参考文献
[1] 应静良，李永华主编.电站锅炉空气预热器（第二版）.北京：中国电力出版社.2002.7
[2] 周强泰主编.锅炉原理（第二版）.北京：中国电力出版社.2009.6
回转系统 篇4
1 主要问题及原因
1.1 包装嘴漏料喷料
包装机电振筛筛网配置为5mm, 而出料闸板适应物料粒度均在2mm左右, 导致出料嘴闸板闭合过程中经常受物料卡擦, 无法闭合到位, 出现漏料。或因回转过程中中途掉袋, 出现喷料, 致使包装间地面水泥堆积。
1.2 清包机清料不彻底
BHQ-650清包机上部为全封闭, 出料端设置500W小型离心风机一台, 用于清吹包装袋及皮带残余水泥。由于清吹角度存在死角及风力有限, 难以将掉袋时出料嘴喷出落到包装袋上或压在下面的水泥彻底清除, 因此, 大量水泥附着在水泥袋及皮带上, 造成中途漏料。
1.3 包装袋喷料及皮带连接部位漏料
由于是强迫挤压灌装, 复膜包装袋缝口处水泥受压, 喷料、撒料的现象频繁, 经接包机、正包机、清包机甚至输送至装车机时, 仍在喷料;在清包机与装车机连接处、装车机送料皮带与出料皮带连接部位, 物料自连接处下泻, 回料处理工艺又不完善, 造成各部位扬尘大。仅此两处, 日漏料量就在10t以上。
另外, 水泥袋在输送过程中有挂袋、卡袋和破损等现象, 袋损率较高。
2 改进措施
改进后的包装机系统配置见图1。
1) 将包装机电振筛筛网更换为3mm规格的, 以与出料闸板更好地匹配。改进磨机出料回转筛, 有效滤除大颗粒物料进入包装系统。加强出料密封及各部位机构的润滑, 使其更具有灵活性, 有效控制和避免喷料故障的发生率。在包装机周边装设粉尘隔离板 (留出落包及作业空间) , 使包装嘴喷出的物料受隔离板阻挡, 自然落入包装机底部集灰盘。
2) 将正包机、清包机进行全封闭。在包装间顶部加装吸尘罩, 使从粉尘隔离板上扬或包装袋漏出的粉尘经吸尘罩吸走, 从而大大改善包装间作业环境, 有效遏制粉尘污染。
3) 在各输送皮带适当部位加装改向托辊, 使其自动适应高速运转, 减缓皮带跑偏现象;皮带两侧设Φ70mm钢管两根, 利用表面光洁的钢管阻挡滑偏的水泥袋, 并且将钢管改装为对吹喷气管, 水泥袋底部积存粉尘经强气压吹起后被回收。强气压来源于散装罗茨风机 (其经常性在待机状态) 。经此改进, 既可以有效处理粉尘, 又可减少水泥袋在输送中的挂袋、卡袋等现象的发生。
4) 在清包机与装车机交接处底部制作安装集灰口, 加长回料螺旋输送机至装车机底部, 使水泥袋底部积压无法抽吸的水泥集中进入集灰口, 将各集灰口回收水泥送至提升机。
5) 装车机底部设计安装伸缩返料皮带机, 使装车机皮带表面剩余物料经返料皮带进入底部集灰口。
6) 在电振筛回料管终端, 设计、制作、安装闸板式集料箱并附设自动卸料装置, 将筛余残料集中并进行及时清理, 以最大程度减少水泥粉尘污染。
3 改进效果
通过上述改进, 各部位漏灰现象从根本上得到遏制, 包装车间粉尘污染率降低90%以上, 日漏料处理量从10～20t/d减少到1t/d左右, 效果极为明显。
回转工作台 篇5
一、分度工作台
分度工作台的功能是完成回转分度运动，即在需要分度时，将工作台及其工件回转一定角度。其作用是在加工中自动完成工件的转位换面，实现工件一次安装完成几个面的加工。由于结构上的原因，通常分度工作台的分度运动只限于某些规定的角度；不能实现
范围内任意角度的分度。
为了保证加工精度，分度工作台的定位精度(定心和分度)要求很高。实现工作台转位的机构很难达到分度精度的要求，所以要有专门定位元件来保证。按照采用的定位元件不同，有定位销式分度工作台和鼠齿盘式分度工作台。1 ．定位销式分度工作台
定位销式分度工作台采用定位销和定位孔作为定位元件，定位精度取决于定位销和定位孔的精度(位置精度、配合间隙等)，最高可达 ±5´´。因此，定位销和定位孔衬套的制造和装配精度要求都很高，硬度的要求也很高，而且耐磨性要好。图 5-31 是自动换刀数控卧式镗铣床的定位销式分度工作台。该分度工作台置于长方形工作台中间，在不单独使用分度工作台时，两者可以作为一个整体使用。
图5-31 定位销式分度工作台结构 1 —挡块； 2 —工作台； 3 —锥套； 4 —螺钉； 5 —支座； 6 —油缸； 7 —定位衬套； —定位销； 9 —锁紧油缸； 10 —大齿轮； 11 —长方形工作台； 12 —上底座； —止推轴承； 14 —滚针轴承； 15 —进油管道； 16 —中央油缸； 17 —活塞； —螺栓； 19 —双列圆柱滚子轴承； 20 —下底座； 21 —弹簧； 22 —活塞拉杆
工作台 2 的底部 均匀分布着 八个(削边圆柱)定位销 8，在工作台下底座 12 上有一个定位衬套 7 以及环形槽。定位时只有一个定位销插入定位衬套的孔中，其余七个则进人环形槽中，因为定位销之间的分布角度为 45 °，故只能实现 45 ° 等分的分度运动。
定位销式分度工作台作分度运动时，其工作过程分为三个步骤：(1)松开锁紧机构 并拔出定位销
当数控装置发出指令时，下底座 20 上的六个均布锁紧油缸 9(图中只示出 一个)卸荷。活塞拉杆 22 在弹簧 21 的作用下上升 15mm，使工作台 2 处于松开状态。同时，间隙消除油缸 6 也卸荷，中央油缸 16 从管道 15 进压力油，使活塞 17 上升，并通过螺栓 18、支座 5 把止推轴承 13 向上抬起，顶在上底座 12 上，再通过螺钉 4、锥套 3 使工作台 2 抬起 15mm，圆柱销从定位衬套 7 中拔出。(2)工作台回转分度
当工作台抬起之后发出信号使油马达驱动减速齿轮(图中未示出)，带动与工作台 2 底部联接的大齿轮 10 回转，进行分度运动。在大齿轮 10 上以 45 ° 的间隔均布 八个挡块 1，分度时，工作台先快速回转。当定位 销即将 进入规定位置时，挡块碰撞 第一个限位开关，发出信号使工作台降速，当挡块 碰撞第二个限位开关时，工作台 2 停止回转，此时，相应的定位销 8 正好对准定位衬套 7。
(3)工作台下降并锁紧
分度完毕后，发出信号使中央油缸 16 卸荷，工作台 2 靠自重下降，定位销 8 插入定位衬套 7 中，在锁紧工作台之前，消除间隙的油缸 6 通压力油，活塞顶向工作台 2，消除径向间隙。然后使锁紧油缸 9 的上 腔通压力油，活塞拉杆 22 下降，通过拉杆将工作台锁紧。
工作台的回转轴支承在加长型双列圆柱滚子轴承 19 和滚针轴承 14 中，轴承 19 的内孔带有 1 ： 12 的锥度，用来调整径向间隙。另外，它的内环可以带着滚柱在加长的外环内作 15mm 的轴向移动。当工作台抬起时，支座 5 的一部分 推力由止推 轴承 13 承受，这将有效地减小分度工作台的回转摩擦阻力矩，使工作台 2 转动灵活。2 ．鼠齿盘式分度工作台 鼠齿盘式分度工作台采用 鼠齿盘作为 定位元件。这种工作台有以下特点：(1)定位精度高，分度精度可达 ±2'，最高可达 ±0 ． 4'。(2)由于采用多齿重复定位，因而重复定位精度稳定。
(3)因为多齿啮合，一般齿面啮合长度不少于 60 ％，齿数啮合率不少于 90 ％，所以定位刚度好，能承受很大外载。
(4)最小分度为 360 ° ／ Z(Z 为 鼠齿盘的 齿数)，因而分度数目多，适用于多工位分度。
(5)磨损小，且 因为齿盘啮合、脱开相当于两 齿盘对研 过程，所以，随着使用时间的延续，其定位精度不断提高，使用寿命长。(6)鼠齿盘的 制造比较困难。
图5-32 为鼠齿盘及其齿形结构
图5 — 33 为鼠齿盘式分度工作台的结构，主要由一对分度 鼠齿盘 13、14，升夹油缸 12，活塞 8，液压马达，蜗轮副 3、4，减速齿轮副 5、6 等组成。其工作过程如下：
(1)工作台抬起，齿盘脱离啮合
当需要分度时，控制系统发出分度指令，压力油进入分度工作台 9 中央 的升夹油缸 12 的下腔，活塞 8 向上移动，通过止推轴承 10 和 11 带动工作台 9 向上抬起，使上、下齿盘 13、14 脱离啮合，完成分度的准备工作。(2)回转分度
当工作台 9 抬起后，通过推动杆和微动开关发出信号，启动液压马达旋转，通过蜗轮 4 和齿轮副 5、6 带动工作台 9 进行分度回转运动。工作台分度回转角度由指令给出，共有八个等分，即为 45 ° 的整倍数。当工作台的回转角度接近所要分度的角度时，减速挡块使微动开关动作，发出减速信号使液压马达低速回转，为齿盘准确定位创造条件；当达到要求的角度时，准停挡块压合微动开关发出信号，使液压马达停止转动，工作台便完成回转分度工作。(3)工作台下降，完成定位夹紧 液压马达停止转动的同时，压力油 进入升夹油缸 12 的上腔，推动活塞 8 带动工作台下降，数控机床的结构与传动种圆弧或与直线坐标轴联动加工曲面，又能作为分度 头完成 工件的转位换面。
由于数控回转工作台的功能要求连续回转 进给并与其 他坐标轴联动，因此采用伺服驱动系统来实现回转、分度和定位，其定位精度由控制系统决定。根据控制方式，有开环数控回转工作台和闭环数控回转工作台。
二、开环数控回转工作台
开环数控回转工作台 采用电液脉冲 马达或功率步进电机驱动，图 5-34 是开环数控回转工作台的结构。
图5-34 开环数控回转工作台结构 1 —偏心环； 2、6 —齿轮； 3 —步进电机； 4 —蜗杆； 5 —橡胶套； 7 —调整环 ；、10 —微动开头； 9、11 —挡块 ； 12 —双列短圆柱滚子轴承； 13 —滚珠轴承； —油缸； 15 —蜗轮； 16 —柱塞； 17 —钢球； 18、19 —夹紧瓦； 20 —弹簧； —底座； 22 —圆锥滚子轴承； 23 —调整套； 24 —支座 工作台由功率步进电机 3 驱动，经齿轮副 2、6，蜗轮副 4、15，带动其作回转进给或分度运动。由于是按控制系统所指定的脉冲数来决定转位角度，因此，对开环数控回转工作台的传动精度要求高，传动间隙应尺量小。为此，在传动结构上采用了消除间隙的措施。步进电机 3 由 偏心环 1 与底座连接，通过调整 偏心环 消除齿轮 2 和齿轮 6 的啮合间隙。蜗杆 4 为双导程(变齿厚)蜗杆，可以用轴向移动蜗杆的方法来消除蜗杆 4 和蜗轮 15 的啮合间隙。调整时，只要将调整环 7 的厚度改变，便可使蜗杆 4 沿轴向移动。
为了消除累积误差，数控回转工作台设有零点。当它 作返零控制 时，先 由挡块 11 压合微动开关 10，发出从快速回转变为慢速回转信号，工作台慢速回转，再 由挡块 9 压合微动开关 8 进行第二欠减速，然后由无触点行程开关发出从慢速回转变为点动步进信号，最后由步进电机停在某一固定通电相位上，从而使工作台准确地停在零点位置上。
当数控回转工作台用于分度时，分度回转结束后，要把工作台夹紧。在蜗轮 15 下部的内、外两面装有夹紧瓦 18 和 19，底座 21 上固定的支座 24 内均布有 6 个油缸 14。油缸 14 上 腔进压力油，柱塞 16 下移，并通过钢球 17 推动夹紧瓦 18 和 19，将蜗轮夹紧，从而将工作台夹紧。不需要夹紧时，控制系统发出指令，使油缸 14 上腔油液流 回油箱，在弹簧 20 的作用下把钢球 17 抬起，于是夹紧瓦 18 和 19 松开蜗轮 15，这时启动步进电机，驱动工作台回转进给或分度。
该数控回转工作台的圆形导轨采用大型滚珠轴承 13，使回转运动灵活，双列短圆柱滚子轴承 12 及圆锥滚子轴承 22 保证回转精度和定心精度。调整轴承 12 的预紧力，可以消除回转轴的径向间隙，调整轴承 22 的调整套 23 的厚度，可以使大型滚珠轴承有适当的预紧力，保证导轨有一定的接触刚度。
三、闭环数控回转工作台
闭环数控回转工作台的结构与开环数控回转工作台基本相同，区别在于闭环数控回转工作台采用直流或交流伺服电机驱动，有转动角度测量元件(圆光栅、圆感应同步器、脉冲编码器等)。测量的结果反馈与指令值进行比较，按闭环控制原理进行工作，使工作台定位精度更高。
图 5-35 为闭环数控回转工作台结构，该工作台采用直流伺服电机驱动，经两对齿轮副和一对 蜗轮副 传动工作台。采用双片齿轮 22 消除齿轮啮合间隙，蜗杆为双导程蜗杆，伺服电机带有每转 1000 个脉冲信号的编码器作为角度测量反馈元件。分度精度 25'，重复精度 4'。
工作台导轨为环形平面导轨，工作台与导轨面间粘贴有聚四氟乙烯导轨板 5，具有较好的摩擦特性。
夹紧工作台时，按控制信号要求，压缩空气从气通管接头 20 通过气液转换装置 11 内的电磁换向阀进入气缸右腔，使气缸里的活塞杆 13 向左移动，油腔 14 内的压力 油逐渐 增压。这时，油缸活塞 1 压缩弹簧 3 并带动拉杆 4 向下移动，将工作台压紧在底座上，同时又移动触头 10，压合刹紧信号 开关 8，发出夹紧信号。松开工作台时，压缩空气进入气缸左腔，使活塞杆 13 向右移动，油腔 14 内的压力油减压，直至工作台松开，同时触头 10 压合松开信号开关 12，发出信号，伺服电机 17 可开始驱动工作台回转进给或分度。
图5-35 闭环数控回转工作台结构 —油缸活塞； 2 —储油腔； 3 —弹簧； 4 —拉杆； 5 —氟化乙烯导轨板； 6 —工作台； 7 —主轴； —刹紧 信号开关； 9 —手摇脉冲发生器； 10 —刹紧、松开触头； 11 —气液 转换装置； —松开信号开关； 13 —气缸活塞杆； 14 —油腔； 15 —气缸法兰盘； 16 — 储油管 油腔； 17 —伺服电机； 18 —伺服电机法兰盘； 19 —齿轮； 20 —气通 管接头； 21 —紧固螺钉； 22 —双片齿轮； 23 —双导程蜗杆； 24 —定位键； 25 —螺纹套； 26 —调整螺母
四、双导程蜗杆传动
双导程蜗杆传动具有改变啮合侧隙的特点，能够始终保持正确的啮合关系；并且结构紧凑，调整方便，因而在要求连续精确分度的结构中被采用，以便调整啮合侧隙到最小程度。
双导程蜗杆副啮合原理与一般的蜗杆副啮合原理相同，蜗杆的轴向截面仍相当于基本齿条，蜗轮则相当于同它啮合的齿轮。双导程蜗杆齿的左、右两侧面具有不同的齿距(导程)或者说齿的左、右两侧面具有不同的模数 m(m=t ／ π)，但同一侧齿距则是相等的，因此，该蜗杆的齿厚从一端到另一端均匀地逐渐增厚或减薄，故又称变齿厚蜗杆，可用轴向移动蜗杆的方法来消除或调整啮合间隙。因为同一侧面齿距相同，没有破坏啮合条件，所以当轴向移动蜗杆后，也能保证良好的啮合。
双导程蜗杆的齿形如图 5-36 所示，图中，、分别为蜗杆左、右侧面轴向齿距； 为公称轴向齿矩；、分别为蜗杆左、右侧面齿形角； S 为齿厚； C 为齿槽宽。下面介绍双导程蜗杆传动的特殊参数的选择。
图5-36 双导程蜗杆齿形 1 ．公称模数
双导程蜗杆传动的公称模数 m 可看成普通蜗杆副的轴向模数，用强度计算方法求得，并选取标准值，它一般等于左、右齿面模数的平均值。当公称模数确定后，公称齿距也随之而确定。从图 5-36 可知
(5-9)．齿厚增量系数
齿厚增量系数(5-10)值与 m 值一样，是确定其他参数的原始数据，因而在设计中首先要确定 值时应考虑以下问题：
(1)为了补偿一定的侧隙，蜗杆轴向移动长度与 值大，可使蜗杆轴向尺寸紧凑；但 值过小，则会增大传动机构的轴向尺寸。(2)向蜗杆的齿根方向偏移，而小模数齿面节点
向蜗杆的齿顶方向偏移，节点偏移量 与(5-11)式中，为蜗轮齿数。
图5-37 啮合关系图 为了保证啮合质量，高，即
点不应超出蜗轮的齿顶高，点不应超出蜗杆的齿顶(5-12)
式中，为齿顶高系数。
因此，根据式(5-11)和式(5-12)得
(5-13)．齿厚调整量
齿厚调整量 ΔS 是为了补偿制造误差和蜗轮的最大允许磨损量所形成的侧隙而选取的。一般推荐 ΔS=0.3~ 0.5mm。对于数控回转工作台，ΔS 值应偏小。当传递动力时，ΔS 也可选为 π mk。4 ．模数差与节距差 模数差 Δm 值为左、右齿面模数 知 m 和 值时，有
与公称模数 m 之差的绝对值。当已(5-14)
因而
(5-15)
(5-16)同样，节距差 Δt 值、左面和右面齿距分别为
(5-17)
设计双导程蜗杆时，还要对齿槽变窄、齿顶变尖、蜗轮根切进行验算。双导程蜗杆的优点是：啮合间隙可调整得很小，根据实际经验，侧隙调整可以小至 0.01~ 0.015mm，而普通蜗轮副一般只能达 0.03 ～ 0.08mm，因此，双导程蜗杆副能在较小的侧隙下工作，这对提高数控回转工作台的分度精度非常有利。由于普通蜗杆是用蜗杆沿蜗轮径向移动来调整啮合侧隙，因而改变了传动副的中心距(中心距的改变会引起齿面接触情况变差，甚至加剧磨损，不利于保持蜗轮副的精度)；而双导程蜗杆是用蜗杆轴向移动来调整啮合侧隙，不会改变传动副的中心距，可避免上述缺点。双导程蜗杆是用修磨调整环来控制调整量，调整准确，方便可靠；而普通蜗轮副的径向调整量较难掌握，调整时也容易产生蜗杆轴线歪斜。
净销量“回转七率” 篇6
除团购等特殊渠道外，终端没有货，就无法谈起如何让终端产生“回货”。因此，让终端形成良性回货的前提条件是铺货和补货，只有通过铺货和补货才能让终端有货。在新品推广和新市场开发期内，提升铺货率要掌握以下基本方法：
1.聚焦。铺货必须聚焦在一部分渠道或区域内进行，一方面是总结经验探索模式，另一方面是有利于开发一块成功一块形成“有效据点”。
2.找准薄弱点。铺货时最好先选择竞争对手的空白点、薄弱点或出现其他危机的片区，然后集中我们的资源向竞争对手的软肋出拳。
3.爆发式铺货。在聚焦区域内，或经过试点形成成功操作模式后要展开爆发式铺货。
4.掌握不同类型产品的铺货规律。比如：干脆面产品主要是中小学生消费，铺货首先要直铺学校终端；白酒消费主要是成人消费，流行引爆点在饭店酒店，铺货首先要直铺对应的餐饮终端。
二、见货率
见货率往往小于铺货率，原因在于以下三点：一是业务人员或经销商对产品的维护和跟进服务不够；二是产品不能形成快速的消化，还没引起终端店的“积极”重视或“消极”重视；三是产品属于低利润的老产品。要提高见货率，就需要针对上述三个方面制定对策。
1.根据终端点数，给业务人员安排一定的拜访周期，有规律的巡回跟进服务。
2.在终端店产生“消极”重视之前，就要准确调研出产品不能形成快速消化的真正原因，进而拟订推拉策略销售产品，并引起终端店的“积极”重视和支持。
3.在产品属于成熟期而终端乏利的情况下，不要继续拿老产品让利或促销，更要调动终端加快推广新产品，提高新产品在终端的陈列面和生动化。
三、推荐率
推荐率的高低取决于三类人：终端店老板或店员、厂家的营销及导购人员、已购买本产品的消费者。
终端店是否愿意大力推荐一个新产品，往往要看这个新产品能否给他带来更大和更长远的利润。因此，新产品的价位设计往往要“高开低走”，才能给终端更大的利润空间，进而调动其推荐新品的积极性。
营销及导购人员做推荐有很多现成的技巧。重要的是，营销人员应结合行业特点和竞争态势不断摸索新的方法。饲料A企业在打市场初期，其切入点就是在各地举行公益性质的推广会，让终端养殖户们对产品留下较好的印象。
攻略三：晓之以“利”，杠杆撬动
某方便面企业在S市场面向二批网络铺完一轮货后遭遇了难题：二批第一次进货之后，新品出货速度较慢，因此大部分二批商拒绝二次接货，销售出现了停滞。
业务员经过认真分析后，找到了几个愿意二次接货的大二批，晓之以“利”，动之以情，予以重金让大二批带车铺零售店和直接消费点。借助大二批的网络关系，经过持续3轮的运作，产品很快渗透到消费者，出现了消费者拉动零售店进货，零售店推动二批接货的局面。结果拒绝二次接货的难题迎刃而解，市场的局面很快被打开。
点评：营销就是将合适的产品通过合适的渠道，送到消费者手中实现消费的过程。其中最大的问题是在合适的渠道上，就看营销人员能否有合适的运作方法和策略，找到有力的“杠杆”和准确的“支点”，让这一过程在渠道和终端持续下去。
四、购买率
当产品完成从商品到货币的“惊险”转化后，购买行为才真正产生，企业前期做的大量工作才开始显现作用和价值。然而，一个店来了10个顾客，都见到你的产品了，也都听了你的推荐了，结果最终有几个顾客购买了你的产品？其他顾客都购买了哪些竞品？这就是必须提高的第四步：购买率。
饲料B企业在市场开发期时，很善于运用“5元优惠券”，持此优惠券到指定分销商处购买广安饲料可以优惠5元钱。农村养殖户拿到此优惠券后，若无动于衷就觉得别人送的“5元钱”自己却把它扔了，总是舍不得；于是，就会手持“优惠券”去尝试尝试，这样就形成了首次购买。
A企业则往往在推广会后，为让养殖户们看到效果，会送些赠品给部分养殖户“试用”，沾了便宜的养殖户在试用赠品一两周后，觉得赠品还不错就会进行首次购买。
五、回头率
理论上讲，消费者能否回头的主要因素取决于产品力，消费者对产品不满意，消费一次后就不会消费第二次。但是，实践中却是消费者往往对不同品牌的产品，都有不同的喜好点，甚至是消费者也无法拿定主意购买哪个品牌。对营销人员来讲，不仅要学会如何让消费者购买，更要掌握如何让消费者多次购买、持续购买、长期购买。
有些饲料企业在产品售出后，对用户遇到的问题进行24小时内解疑；甚至组织专门的技术服务专家队伍，上门解决问题，并针对具体问题，不间断地在当地搞大型技术服务讲座，以让用户不断回头购买本企业的饲料。同时，他们会经常给用户算算“经济细账”。比如，农民往往图便宜，认为肉猪行情好时用好饲料，差时用便宜饲料。这时就需要厂家拿出有说服力的数据，算出“料肉比”、“料蛋比”，看看哪种养殖方案成本最低、产出更好。
攻略四：环环“连续剧”，三环必回货
在服务某冷饮企业时，有个围绕学校做专项网络开发的项目。由于大部分学校实行封闭式管理，学校的批发部做的是关门式卖方生意，他们的主动权相对较大，要么是打不进去，要么是好不容易打进去，对方直接把货给你压住不卖等着讲条件。
针对这种情况，我们分析后制定了“连环开发运作计划”，即第一环实行“兑奖暂存制”，将产品暂放销售点，存放费为0.1元/支，印制优惠卡对学生发放，学生凭卡另加0.1元可以换到价值1元/支的产品，存放的产品迅速被抢空。第二环实行买送活动，根据不同的产品实行买一送二、买一送一、买二送一等活动，还实行了空袋兑换活动，根据不同的产品实行3～6个不等数量的包装袋换一支指定的产品。在此环节，产品迅速被学生接受并认可，销售点不得不接货。第三环是趁热打铁，与销售能力最强的销售点签订销售协议并挂牌特约经销，彻底将销售点套牢。
点评：新品在推广初期，消费者对新品必然有一个从陌生到熟悉，再到喜爱的一个过程。此时，不能单靠产品自身的魅力去“诱惑”消费者，要善于为消费者及终端制造出一环套一环的“连续剧”，回货才能持续进行。
六、指名率
对大多数快速消费品来说，如果一个消费者能够连续三次以上购买某产品，在第四次消费这类产品时，他往往会指名购买该产品。
一个新产品的推广或一个新市场的开发，实现并提高“购买率”是完成实质销售的“第一步”；实现并提高“回头率”是完成实质销售的“第二步”；实现并提高“指名率”才是完成实质销售的第三步，也是推广期和开发期顺利完成的标志。
从“回头率”上升到“指名率”，要求营销人员不间断地进行能够让消费者二次回头、三次回头、多次回头的工作。
七、忠诚率
忠诚率高，终端回货率就会高；忠诚率低，意味着消费者一旦经不住竟品的“诱惑”，就会弃你而去。因此，忠诚率高低，体现着终端回货的稳定性，更体现着一个产品及市场的稳定性。
但是，忠诚率的产生，不可能毕其功于一役，它依赖于市场上长期坚持不懈地工作。一方面是让消费者对产品的定位、核心功能、产品形式、附加价值等方面的满意度较高；另一方面，企业还必须不间断地针对核心消费群进行品牌教育，让品牌融入核心消费群的心中。正如在可乐产品多年的品牌教育下，一部分消费者坚持只喝“可口可乐”，而一部分年轻人则会坚持只喝“百事可乐”，还有一部分消费群则是只喝“可口可乐”或“百事可乐”，其他品牌的可乐一概不喝。
回转系统 篇7
1 变量泵—马达回路系统仿真分析
变量泵回路系统液压原理如图1所示, 对其液压系统功能和拓扑结构进行分析, 建立用节点和元件 (子系统) 表示的与原系统等价的变量泵回路液压系统仿真拓扑结构图, 如图2所示。
利用Matlab/Simulink软件包对该部分模块液压系统工作过程进行仿真分析。变量泵—定量马达速度输出系统的传递函数G (s) 见式 (1) , 建立的Simulink液压系统数学模型如图3所示。
式中V0——高压腔总容积 (泵、马达、管道容积之和) ;
J——马达和负载的总惯量;
Bm——粘性阻尼系数;
βe——油液容积弹性模数;
ωm——马达的角速度;
ωp——泵的角速度;
kp——泵的排量梯度;
Dm——马达排量。
1.1 变量泵—定量马达系统流量特性研究
图4为变量泵—定量马达系统空载时马达在变量泵驱动作用下的流量特性曲线。由式 (1) 可以得出, 该系统输出流量的变化主要由变量泵的特征参数kp所决定。当kp越大, 系统传递函数越大, 流量变化特征越明显。对比图4可以看出:当kp=3时, 液压泵在50s范围内最大流量可以达到600L/min;当kp=5时, 液压泵在50s范围内最大流量可以达到916L/min, kp取值与液压泵流量变化成正比。同时kp对变量泵—定量马达系统的初始流量波动值没有影响。当kp值发生变化时, 液压泵初始流量值始终稳定在500L/min左右不变, 并且达到该值的时间范围也保持不变。
1.2 变量泵—定量马达系统负载特性研究
对变量泵一定量马达系统加载过程进行仿真研究, 模拟与分析定量马达系统的负载输出特性变化曲线。为了真实模拟掘进机刀盘实际施工状况, 对系统在50s内进行转动惯量0~100 000kgm2变化范围的均匀加载, 观察定量马达内部油压变动情况, 仿真结果如图5所示。
由上述仿真结果可以得出, 当对变量泵—定量马达系统持续增加载荷时, 马达内部油压变化比较波动, 但总体变化趋势是随着输入转动惯量的增加而增加的, 即马达内部油压与输入转动惯量成正比。随着负载转动惯量由0增加到100 000kgm2时, 马达内部油压最大值约为340bar。马达内部油压变化波动的主要原因是, 马达驱动刀盘旋转, 而实际的掘进机刀盘及其表面上的多把滚刀质量总和较大, 这对马达内部油压的稳定性产生很大影响。因此, 为解决这个问题, 后文提出了高压蓄能器模型, 以缓解实际施工过程中泵—马达系统的内部油压波动。
1.3 变量泵—变量马达系统
利用Matlab/Simulink软件包对变量泵—变量马达系统工作过程进行仿真分析。依据上文计算出的系统传递函数, 如式 (2) 和式 (3) , 应用Simulink建立液压系统数学模型如图6所示。
式中Ct——系统总泄漏系数, 由泵、马达容积效率决定;
αp——泵的斜盘摆角;
p0——某工作点压力;
TL——外负载扭矩。
变量泵—变量马达系统主要应用于掘进机刀盘复杂施工状况条件下, 用于液压系统驱动刀盘转速在0~6.36r/min之间的无级调节中。变量泵—变量马达系统使得刀盘旋转速度可以随着所承受的负载变化而变化, 在小负载时为高速小扭矩状态, 在大负载时为低速大扭矩状态。同时, 变量泵和变量马达分别具有调节流量的作用, 泵与马达之间可以进行流量补偿调节, 二者均可对刀盘速度变化进行实时调节。
假定变量马达随负载的改变线性变化, 变量泵排量变化遵循恒压变量泵的排量变化趋势。通过压力传感器对系统压力进行检测, 并将信号分别控制马达和泵的排量。设置负载在20s内从0递增至1 570k Nm, 泵为最大排量不变, 如图7为马达的压力特性曲线, 图8为马达的排量特性曲线。同样的, 设置马达为最大排量不变, 得到变量泵的压力和流量曲线如图9和图10。
对比图7和图9, 可以得出, 在变量泵压力变化时, 马达的压力特性曲线也随之发生相同的变化趋势。但马达的压力变化会产生波动, 这主要是由于负载作用而引起的。变量泵与马达的流量特性曲线与压力特性曲线特征一致。
针对变量泵—变量马达系统的流量特性进行仿真分析, 对该系统输入流量进行变量输入。0~5s输入流量为200L/min, 5~10s输入流量为400L/min, 10~15s输入流量为520L/min, 15~20s输入流量为100L/min, 在该种变化输入流量条件下观察马达的流量变化特性可以得出, 在变量泵流量变化时, 马达流量变化趋势相同, 但是由于负载影响, 流量特性曲线也产生了相应的波动。变量泵在恒压控制下当压力没有达到设定值时泵为最大流量输出, 在达到设定压力时流量降低以保持压力恒定, 最后降至最低, 以维持系统的泄漏量。
2 液压冲击模块
针对刀盘实际运行与施工状况, 将刀盘的冲击扭矩分为6个工况。相对较软的岩层, 采用低速大扭矩档, 马达排量为500m L/r, 扭矩分为4档, 分别为1 000k Nm、2 000k Nm、3 000k Nm和4 000k Nm;针对硬岩地质, 采用高速小扭矩档, 马达排量为225m L/r, 扭矩分为2档, 分别为1 000k Nm和1 500k Nm。掘进机过程的刀盘转速与调节信号关系特性曲线如图11所示。
从图11中可看出, 无论是低速大扭矩档还是高速小扭矩档, 刀盘转速与调速信号基本上呈线性关系, 即刀盘转速能随调节信号的改变而成比例的改变, 且当负载越大, 刀盘波动越明显, 这与实际情况相符合, 因为负载越大, 马达输出扭矩就越大, 系统的输出功率就越大, 越不容易稳定, 因此很容易产生波动, 同时会造成系统压力的波动, 如图12所示。从图中还可看出, 负载扭矩越大, 刀盘转速越是滞后, 这与实际是相符的。低速挡轻载时, 驱动泵工作, 刀盘转速可达2.61rpm, 重载时可达到1.61rpm。高速挡轻载时, 主驱动泵工作, 刀盘转速可达到5.46rpm;重载时可达到3.47rpm, 且此时刀盘波动幅度很大, 原因是快接近刀盘所能驱动的极限扭矩。
系统压力变化曲线如图12所示。负载扭矩相同时, 系统压力在低速挡时低于高速挡:当T=1 000k Nm时, 系统压力分别为8.13MPa和13.62MPa。由此可看出, 当刀盘转速相同时, 高速挡比低速挡消耗功率大。同时, 由图14系统功率曲线可看出, 轻载时, 系统功率小;重载时, 系统功率大。系统流量变化曲线如图13所示, 从图中可看出, 负载扭矩大时, 系统流量大;负载扭矩小时, 系统流量小。
3 结论
1) 变量泵—定量马达系统负载特性研究表明, 马达内部油压变化比较波动, 总体变化趋势是随着输入转动惯量的增加而增加的, 即马达内部油压与输入转动惯量成正比, 随着负载转动惯量由0增加到100 000kgm2时, 马达内部油压最大值约为340bar。
2) 变量泵—变量马达系统在变量泵压力变化时, 马达的压力特性曲线也随之发生相同的变化趋势。变量泵与马达的流量特性曲线与压力特性曲线特征一致。
3) 刀盘转速与调速信号基本呈线性关系, 即刀盘转速能随调节信号的改变而成比例的改变, 且当负载越大, 刀盘波动越明显。负载扭矩相同时, 系统压力在低速挡时低于高速挡。当刀盘转速相同时, 高速挡比低速挡消耗功率大。
参考文献
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回转窑辅传自动控制系统 篇8
具体工作过程如下:正常停窑后, 将窑主传电动机控制装置切换至辅传控制, 点击触摸屏上启动按钮, 窑辅传按照PLC程序运行。当烟室温度>600℃时, 窑筒体每间隔10min转动1/4周;当烟室温度在400~600℃时, 窑筒体每间隔20min转动1/4周;当烟室温度在300~400℃时, 窑筒体每间隔30min转动1/4周;当烟室温度在30~300℃时, 窑筒体每间隔60min转动1/4周;当烟室温度<30℃时, 窑筒体每间隔480min转动1/4周。烟室温度与辅传时间间隔的对应关系见表1。
回转系统 篇9
多驱动回转系统是采用多执行器协同驱动实现运动部件相对回转的装置，广泛应用于盾构机、塔式起重机、挖掘机等大型工程机械以及多轴飞行仿真转台等高技术设备中。目前，多驱动回转系统主要采用多电机回转驱动形式和多液压马达回转驱动形式。多电机驱动形式采用多个交流电动机经减速器驱动回转装置，具有传动效率高、运行噪声小、可维护性好等特点，其缺点是执行器体积较大、安装配合精度要求较高、制动性能较差，当驱动负载发生较大的波动时，执行器容易因刚性过载而发生故障。多液压马达回转驱动形式虽然传动效率较低，但液压驱动的功率密度比电机驱动的功率密度大[1]，在满足驱动功率的前提下，可以优化执行器体积，合理利用回转系统的内部空间，降低回转系统的制造成本，同时还能在很大程度上消除和抑制负载扰动因素的影响[2]，因此，研究多液压马达驱动回转机构动力学特性及系统响应特性具有重要的实际意义。
国内外许多学者在多驱动回转系统建模与控制方面进行了相关研究。Ali等[3]受生物大脑情绪学习的启发，针对阀控电液伺服马达定位控制问题，通过递归最小二乘法辨识马达模型参数，并基于该模型设计了情绪学习智能控制器，采用在线实时学习优化控制参数，实现系统高精度定位性能；Hossam等[4]采用LS-SVM方法辨识离线阀控液压马达系统，然后基于仿真测试控制器参数和速度表数据，设计了阀控液压马达系统的速度控制器；郭治富等[5]针对三轴仿真转台的两个阀控马达子系统同步问题，设计了一种模型参数辨识控制器，通过灰箱辨识来获得同步子系统的实际模型参数，为同步控制设计提供帮助；张今朝等[6]针对多电机同步系统的强耦合、非线性特性，采用局部模型网络的多模型建模方法，通过加权综合线性子模型，最终得出了速度和张力的全局模型；邓先荣[7]针对天线伺服系统多电机驱动时容易激发差速振荡的问题，提出了和速负反馈控制法等同步的控制方法，实现转速、电流双闭环调速控制系统多电机的转速同步控制；王丽梅等[8]针对双直线电机同步驱动机械耦合问题，设计了解耦控制器，使系统具有较高的响应能力。但上述研究一方面大多偏重于针对阀控马达的线性特性建模，对多马达回转系统的动力学描述较为模糊，所建立的模型不够细致；另一方面大多集中于电气驱动领域，偏重于设计伺服电机同步驱动控制方式；还有所设计的智能控制算法停留在理论研究实验阶段，不易实现。因此，开展多马达回转同步驱动系统建模与控制研究十分必要。
本文以五自由度（degree of freedom,DOF）液压伺服机械手的双马达回转同步驱动系统为测试平台，引入了忽略阻尼作用的简化型行星齿轮弹性驱动理论和非线性阀控液压马达理论，建立了实际系统动力学模型，引入迭代学习（iterative learning,IL）原理，提出了一种IL-PID同步控制策略，并通过仿真和实际应用验证了该控制策略的有效性。
1 系统模型
液压机械手系统如图1所示，主要由夹取系统、俯仰系统、推拉系统及回转系统组成。双马达回转系统如图2所示，主要由驱动部分、支撑部分以及转体部分组成。其中驱动部分包括两个液压马达，以及同轴连接的等参数驱动齿轮，由电液比例阀对液压马达进行控制；支撑部分包括底座以及固定在底座上的传动外齿圈；转体部分包括回转平台与转轴，且驱动部分的马达安装于回转平台上，转轴与底座通过轴承连接。该回转系统工作原理为：采用外啮合的驱动方式，由2个液压马达伺服同步驱动等参数驱动齿轮，基于外齿圈啮合的反作用力矩实现回转运动。
如果只考虑驱动部分，可以将双马达回转系统简化为图3所示模型。图中，θ1、θ2分别为驱动齿轮1、2的角位移，由于机械结构中驱动齿轮与液压马达输出轴同轴直连，因此可将θ1和θ2视作液压马达1、液压马达2输出轴的角位移进行研究（液压马达1、2分别由各通道比例阀控制）；θc为回转平台的角位移，在本文中视作行星传动系杆的角位移进行研究；kit(i=c,s）为构件的切向支承刚度；ksn(n=1,2）为齿轮外啮合的时变啮合刚度；Tc为系统折算到系杆上的负载力矩，N·m;Tm1、Tm2分别为两驱动齿轮的驱动力矩，亦是折算到两液压马达轴上的负载转矩，N·m。
1.1 马达同步驱动过程动力学方程
如图2所示的行星传动系统，其动力学特性较为复杂。为了便于研究，本系统忽略阻尼作用，仅考虑各构件扭转振动，根据各构件的受力以及牛顿第二定律建立系统的动力学方程如下[9]:
式中，Jc为系杆的转动惯量，kg·m2;Jm1、Jm2分别为两驱动齿轮的转动惯量，kg·m2;m1、m2分别为两液压马达及驱动齿轮的质量，kg;R为系杆中心半径，mm;r为两驱动齿轮半径，mm；α为齿轮啮合角；δsn(n=1,2）为外齿圈相对于第n个驱动齿轮的位移沿外啮合方向的投影；θn(n=1,2）为第n个驱动齿轮的角位移，rad;esn(n=1,2）为第n个驱动齿轮与外齿圈的综合啮合误差，rad。
1.2 马达角位移与回转角位移耦合关系
在运动过程中，由于冗余驱动的耦合作用，啮合系统会沿着系杆产生一个基于驱动齿轮1、2旋转中心的耦合力矩。类比三自由度集中质量系统线弹性耦合作用，可得驱动齿轮转角θ1、θ2和回转平台转角θc有如下关系：
1.3 单通道马达力矩平衡方程
根据力矩平衡原理以及式（1）可得单通道马达的力矩平衡方程为
式中，Bmj为第j个液压马达的等效黏性阻尼系数，N·s/m;Jj为第j个液压马达轴的转动惯量，kg·m2;Dmj为第j个液压马达的排量，m3/（Pa·s）。
1.4 单通道马达负载流量方程
根据文献[10]，以液压马达为研究对象，第j个液压马达的负载流量方程如下：
式中，pLj为第j个液压马达的负载压力，Pa;Cd为流量系数，量纲一；ω1为阀口1、2的面积梯度，m2/m；ξ为阀口1、2与阀口3、4的面积梯度之比，量纲一；pS为油源供油压力，Pa；ρ为油液密度，kg/m3;xvj为第j个比例阀阀芯位移，为第j个比例阀等效阀芯位移，m。
1.5 单通道马达流量连续性方程
根据文献[10]，非对称阀控液压马达的流量连续性方程为
式中，Vtj为第j个液压马达的有效容积，m3;Ctj为第j个液压马达的泄漏系数；βe为系统的有效容积模数。
1.6 双马达回转系统数学模型
由式（1）～式（5），选取θ=[θ1θ2pL1pL2]T,这样可得到所求的双马达回转系统的数学模型如下：
式中，u为系统控制输入；τ为系统扰动；Kj为控制输入增益。
根据式（6）描述，实际双马达回转驱动模型可变换为图4所示形式。图中，TL1=TL2=
2 系统IL-PID同步控制研究
2.1 IL?PID同步控制策略分析
如式（6）和图4所示的双马达回转同步驱动模型具有较强的非线性耦合特性，且未知信息较多，常规驱动控制方式难以实现跟踪精度要求。因此受文献[11]的启发，针对本系统所具有的重复回转运行特性，借鉴具有无需辨识系统参数、适用于重复运动系统等特点的IL(iterative learning）算法，结合“等同式”PID构建了图5所示的IL-PID双马达同步控制策略。图中，r为指令输入值；e1和e2分别是第1、2通道的跟踪误差量；u1为第1个通道的PID控制输出；θ1和θ2为第1、2通道阀控液压马达角位移输出；esyn为第2个液压马达与第1个液压马达的角位移同步误差量。珘u1,k+1和珘u2,k+1分别是第1、2通道的第k+1次IL输出值。
图5所示的IL-PID同步控制原理为：针对系统的高精度跟踪响应性能要求，第j通道采用PIDCj(PID controller j）控制，基于期望轨迹值r与各通道角位移反馈值θj之间的跟踪误差量ej，实时调整控制输出u1和u2。针对系统的同步性能要求，引入了IL，在k次重复运行后，IL的第k+1次输出值珘uj,k+1同时对第j通道PIDCj的输出值uj进行实时修正。该控制器在对第j通道的实际控制中，只是基于IL迭代值对PIDCj输出值进行实时修正，因此迭代算法对于原系统稳定性的影响较小。
图6所示的D型学习律是IL-PID同步控制策略的核心，学习律采用系统输出误差的导数项累加进行修正作用。图中，ej,k为第j通道第k次运行过程的跟踪误差值；esyn,k(t）为两通道第k次运行过程的同步误差值；珘uj,k(t）和珘uj,k+1(t）分别为第j通道第k和k+1次IL输出值；γ为定常增益；α和β分别为跟踪误差权数和同步误差权数，α+β=1。
2.2 具体IL?PID同步控制器设计
根据上述控制策略的分析，控制器设计过程分为如下几步。
(1)PID算法离散化。第j个通道的PID控制输出uj可表示为
式中，KPj、KIj、KDj分别为第j个通道的PID控制器的比例、积分和微分参数；Δt为采样时间间隔。
(2）构造闭环D型学习律。本文利用同步误差导数信号和各通道的跟踪误差导数信号的线性组合项作为修正迭代算子，构造如下所示的闭环D型学习律：
基于离散化处理，可将式（8）改写为
式中，为IL初始迭代值。
(3）迭代截止条件。构建的式（9）所示的学习律，在系统每次重复运行后，都必须检验迭代截止条件：|esyn|<ε1、|ej|<ε2。另外，通过限制最大迭代次数k≤kmax，也能停止迭代。
(4）控制输出。结合式（7）和式（9），可得IL-PID同步控制器的输出为
(5)IL-PID控制器参数取值条件。系统的状态方程为
式中，x(t）、u(t）、y(t）分别为系统的状态向量、输入向量和输出向量，均为2维；M、N、P为具有适当维数的矩阵函数，其中，M=[0 1 K/J B/J],N=[0ψ/J]T,P=[1 0]。
因此，IL-PID控制器的参数α、β和γ虽然通常采用系统调试过程中的经验数据，但其取值必须满足系统收敛的必要条件[11]:
3 系统仿真与实验研究
本文研究涉及的5DOF液压伺服机械手的双马达回转同步驱动平台实物如图7所示，其中图7a为5DOF液压伺服机械手实物，图7b为机械手运动伺服控制系统，主要元件及参数为：液压油源工作压力8MPa，工作流量100L/min，图1所示的机械手俯仰系统工作角度为0°～33°，机械手最大夹持负载为1000kg，液压马达型号为A2FM56/61W、绝对位置旋转编码器型号为E6B2-C、力士乐比例伺服阀型号为4WRZE10-75、脉冲计数模块、DA模块、研华工控机。根据文献[12]，系统其他参数如表1所示。
为了检验IL-PID同步控制器的有效性，以常规PID同步控制器为对比对象，选取5DOF液压伺服机械手稳定工作状态为研究工况：系统在±1.5rad的范围内循环运行，加速时间为0.5s，运转速度设定为200rad/min（本文研究涉及的液压伺服机械手最大回转速度），同步控制器参数如表2所示。
两种控制策略的实际应用结果如图8～图11所示。图12显示了IL-PID同步控制器对于系统每次运行的最大同步误差值esyn在30次迭代中输出的过程。
对比图8与图9可以看出，常规PID同步控制仿真与实际运行过程中，液压马达1和液压马达2的跟踪误差基本一致（相差在0.2rad以内），液压马达1和和液压马达2的同步误差基本一致（在±0.2rad之内）。
对比图10和图11可以看出，IL-PID同步控制仿真与实际运行过程中，液压马达1和液压马达2的跟踪误差基本一致（相差在0.15rad以内），液压马达1和和液压马达2的同步误差基本一致（在±0.05rad之内）。
1．液压马达1的跟踪误差2．液压马达2的跟踪误差3．两马达的同步误差
1．液压马达1的跟踪误差2．液压马达2的跟踪误差3．两马达的同步误差
对比图8和图10可以看出，在系统仿真控制情况下，IL-PID同步控制器的液压马达1和液压马达2的跟踪误差降低到区间[0.7,0.9]rad内，双马达同步误差在±0.05rad左右，比常规PID同步控制器的各马达跟踪误差小了0.6rad，双马达同步误差减小了0.15rad。这就说明，IL-PID同步控制器比常规PID同步控制器具有更快的跟踪响应速度和更好的双马达同步性能。
对比图9和图11可以看出，在系统实际控制情况下，IL-PID同步控制器的液压马达1和液压马达2的跟踪误差降低到区间[0.85,1.15]rad内，双马达同步误差在±0.05rad左右，比常规PID同步控制器的各马达跟踪误差减小了0.5rad，双马达同步误差减小了0.15rad。这就说明，IL-PID同步控制器比常规PID同步控制器具有更快的跟踪响应速度和更好的双马达同步性能。
从图12可以看出，IL-PID同步控制器对于双马达的同步误差修正效果是一个动态过程。在每次系统同步驱动过程中，控制器基于上一次运行效果为经验模型，产生如图11所示的同步误差修正过程，从而在无需人工修改控制器PID控制参数的前提下，达到系统自我同步误差修正的目的。
综上所述，IL-PID同步控制器比常规PID同步控制器具有更快的跟踪响应速度和更好的双马达同步性能。
4 结论
(1）本文结合简化型行星齿轮弹性驱动理论和非线性阀控液压马达理论，建立了双马达回转驱动系统模型，结合IL算法，提出了一种IL-PID同步控制策略，并将它实际应用到5DOF液压伺服机械手中。
(2）通过常规PID和IL-PID同步控制器在实际5DOF液压伺服机械手中的双马达回转同步驱动平台控制结果对比，得出IL-PID同步控制器比常规PID同步控制器具有更好的系统跟踪性能和同步驱动性能的结论。
(3）提出的IL-PID同步控制策略不仅对于双马达回转同步驱动系统具有良好的控制效果，还可适用于其他高度重复运行MIMO系统的同步控制中。
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回转系统 篇10
基于磁流变液 (MRF) 的回转式阻尼器通过控制外加励磁电流促使磁流变液产生流变效应以实现对阻尼转矩的输出及控制, 与传统的磁粉离合器、摩擦片式离合器、硅油阻尼器等相比, 它具有易于控制、无机械冲击、机械磨损小和噪声低等优点, 可广泛应用于机械传动中的离合、制动、软启动、无级调速、负载调节、张力控制等, 因此吸引了众多研究者的兴趣[1,2]。
回转式MRF阻尼器研究过程中, 阻尼器的性能测试实验是必不可少的重要环节。在测试实验过程中, 需要对电动机的转速、阻尼器线圈的励磁电流等工况进行分段设定或连续扫描控制, 同时对阻尼器的输出转速和转矩、因克服磁致阻尼力矩而产生的阻尼器温度变化等信号进行检测、采集、显示、存储和分析。显然, 如果通过手工的办法对测试实验过程进行操作, 必然存在实验周期长、精度和效率低、操作过程烦琐、容易出错等问题, 影响研究工作的开展。
本研究在通用工控机硬件平台的基础上, 采用LabVIEW软件开发工具, 将变频调速器、励磁电流源、转速转矩传感器、温度传感器等集成于工控机平台上, 以期实现回转式MRF阻尼器性能自动测试实验系统。
1 系统需求分析
回转式MRF阻尼器性能测试实验的主要目的是:发现或验证阻尼器励磁电流、转速及输出阻尼转矩的相互关系, 或不同工况 (转速、励磁电流) 下阻尼间隙结构形状与尺寸对阻尼器输出性能的影响。另外, 由于阻尼器工作过程中需克服由MRF产生的阻尼力矩而旋转, 消耗的能量通过对磁流变液的剪切和摩擦以热量的形式释放出来, 促使阻尼器工作温升严重, 影响阻尼器的工作性能。为了采取适当措施以避免产生过高的工作温升及其对阻尼器性能的影响, 还需要对阻尼器工作温度场进行测试研究。因此, 要求阻尼器测试实验系统必须具有同时检测、采集和分析多路信号的功能, 并且可以方便地控制励磁电流源输出的励磁电流及驱动电动机输出的转速。
2 系统总体结构
按照上述功能要求所设计的测试实验系统总体结构如图1所示。图1中, NI-PCI-6221为美国国家仪器公司的低成本多用途数据采集卡[3], 其模拟量输入端口用于采集来自温度变送器的温度信号, 其模拟量输出端口可连续输出0 V～5 V控制电压以控制变频器频率及电动机转速;TC-1型转速转矩卡为长沙湖湘测控仪器有限公司生产的专用接口板卡, 可对来自JZ50型转速转矩传感器的转速和转矩信号进行变换和处理, 并将处理后的信号接入工控机;工控机作为整个测试实验系统的核心, 在程序控制下对测试实验过程进行集中协调控制, 并对所采集的测试实验数据进行显示、存储、实时分析及后续处理。
系统中选用的转速转矩传感器是一种基于电磁感应原理、可同时对被测对象的运行转速和动态转矩进行检测的数字式传感器, 其工作原理如图2所示[4]。
可编程直流电源选用亚锐电子有限公司的Array3645A, 用于为MRF阻尼器的电磁线圈提供励磁电流, 在工控机串口通信程序的控制下, 其输出的励磁电流可在0 A～3 A范围内连续调节。
温度信号的检测采用4个分布在不同测试点的k型热电偶温度传感器, 其输出的毫伏级电压经温度变送器放大到0 V～5 V后, 通过数据采集卡送入工控机。
3 系统软件功能模块
软件系统主要功能模块包括:①主控模块是系统的核心模块, 负责对系统进行初始化设置, 对测试实验过程及各功能模块的运行进行协调控制。②转速转矩测量模块除了通过TC-1型转速转矩卡采集转速与扭矩的信号外, 还增设了扭矩调零功能以消除零磁场时磁流变液的粘性阻尼、实验台机械摩擦阻尼、电机的机械特性等产生的初始转矩对阻尼器性能测试实验结果的影响。③电流源控制模块通过计算机串口通信编程实现励磁电流的连续可调输出及自动采集输入。④温度采集监控模块通过与数据采集卡的数据通讯, 可实现单通道或多通道温度电压信号的自动采集, 并设定阻尼器最高工作温度, 控制电流源与电机的开关, 防止工作温升过高而破坏磁流变液性能及阻尼器结构。⑤转速控制模块的功能是利用数据板卡输出控制信号给变频器, 实现对电动机转速的自动控制。⑥数据显示模块可将测试数据以数字和波形的形式同时显示在前面板上, 借助于波形显示可以实时、清晰地观察测试过程中阻尼器各性能参数的变化情况。⑦数据存储分析模块可将测试实验数据以文本文件格式保存在磁盘上, 以备后续进一步处理和分析使用。数据分析模块可对测试实验过程中阻尼器的输入/输出信号等进行分析。
4 系统软件开发
基于LabVIEW的软件系统开发主要包括前面板设计和后面板设计[5], 其中DAQ Assistant Express VI用于配置测量任务及通道的图形接口, 此处可以用来配置所需的模拟量输入/输出端口, 即数据采集卡NI-PCI-6221的4个模拟量输入端口 (用于温度数据输入) 和1个模拟量输出端口 (用于变频调速控制) 。在测量转速转矩时, 通过LabVIEW节点调用函数, 调用TC-1型转矩卡预制的DLL动态链接库文件, 输入转矩和转速数据。扭矩调零功能程序利用公式节点函数编制。电流源的通信控制是通过编制LabVIEW串口程序实现的。程序的编制采用叠层顺序结构、条件结构实现[6,7], 既保证了测试实验程序的有序运行, 也使后面板程序框图清晰, 同时便于程序功能的扩展。
系统的部分后面板程序框图如图3所示, 前面板截图如图4所示。
5 系统的实际应用
将上述系统实际应用于回转式MRF阻尼器性能测试实验研究, 取得了非常满意的效果。
一组实验测试数据如图5所示, 实验条件及过程为:阻尼器转速n=300 r/min, 对励磁电流在计算机控制下, 在0 A～1 A范围内, 按0.02 A间隔自动进行等速加载和卸载扫描 (如图5 (a) 所示) , 同时采集并记录阻尼器输出的阻尼转矩 (如图5 (b) 所示) , 数据采样周期为1 s, 整个测试实验周期为2 100 s。采用该系统对图5 (a) 、图5 (b) 所示实验数据进一步处理, 可得到励磁电流与阻尼力矩的关系曲线, 如图5 (c) 所示。可见, 回转式MRF阻尼器输出的阻尼力矩随励磁电流的变化而变化, 具有良好的可控性, 但在加载和卸载过程中, 对应的阻尼力矩构成了较明显的滞回曲线, 因此在控制系统设计时应采取相应的措施来消除其影响。
采用该系统在阻尼器转速n=300 r/min, 转矩T=5 N·m条件下实验测得的阻尼器温升曲线如图6所示, 其中符号“*”和“o”表达的曲线分别对应着未采取任何冷却措施时的阻尼器温升曲线和采取强制水冷措施时的阻尼器温升曲线。可见, 在不采取任何冷却措施时, 阻尼器温度随运行时间而不断升高, 在运行1 800 s后温度已高达68 ℃, 且呈现继续上升趋势, 使阻尼器运行条件显著恶化;而采取强制水冷措施后, 阻尼器迅速进入热平衡状态, 温升只有10 ℃左右。
6 结束语
回转式MRF阻尼器性能测试实验系统以通用工控机为硬件平台, 以LabVIEW为软件开发工具, 将多路信号检测与驱动控制、励磁控制集成起来, 实现了回转式MRF阻尼器测试实验过程的自动化。实际应用表明, 该系统人机界面友好、系统维护与功能扩充容易, 显著缩短了测试实验时间, 提高了测试实验精度和效率, 为回转式MRF阻尼器的研究提供了有效的手段。
参考文献
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论翻译研究的“语言学回转” 篇11
关键词：翻译研究；语言学回转；普遍语用学；翻译研究范式
［中图分类号］H315.9
［文献标识码］A
［文章编号］1006-2831(2007)12-0068-4
Abstract: Only when we adopt linguistic theory as the main theoretical framework for translation studies, can we acquire a substantive understanding of translation. In this sense, it is no accident that translation studies today have taken a “linguistic return”. The cultural turn in translation studies created a new perspective,but cultural studies are external studies only. Cultural studies should not and will not replace language as the subject for translation studies. However, the “linguistic return” is not to be understood as a turn in structural linguistics. Rather, it should be a linguistic turn mainly to universal pragmatics.
Key words: translation studies, linguistic return, universal pragmatics, translation paradigm
所谓转向，就是改变了原有学科的研究主题和观点，实现了研究重点的转移和研究方法的变换。回顾翻译理论的研究历程，我们不难发现翻译研究经历了多次转向和范式的嬗变，主要包括语文学翻译研究范式、结构主义语言学翻译研究范式、解构主义翻译研究范式等等。始于20世纪80年代的翻译研究的文化转向在翻译界产生了重大影响，以至于在翻译研究中有泛文化倾向。然而，从20世纪90年代初，在西方翻译界出现了语言学的回转。（张美芳，2006）那么，翻译研究的语言学回转是要回转到原来的结构主义语言学吗？本文拟就此作一些探讨。
1.翻译研究中的“文化转向”
翻译研究中的“文化转向”是翻译研究吸收当代西方批判理论尤其是文化研究的理论资源发生的研究重点的变化。翻译中的“文化转向”主要发生在以色列、英格兰、德国、芬兰和巴西等国家和地区，其中产生了四股潮流，即操纵学派、翻译目的论、翻译行为论和解构主义或“食人”主义。一般认为，1990年苏珊·巴斯奈特和安德烈·勒菲弗尔合著的《翻译、历史和文化》一书的问世是翻译研究转向文化研究的标志。在我国，早在20世纪80年代就有学者对翻译中的文化加以研究，但是研究重点一般在于文化差异与翻译过程中词语的文化处理问题。（方梦之，2004：28）随着弗雷德里克·詹姆孙的《文化转向》一书在国内的译介和其它关于殖民和后殖民批评的书籍的出版，以及斯皮瓦克、韦努蒂和尼南贾纳等人一些有关翻译的文章在国内的广泛流传，“文化转向”这股风头越演越盛。（吕俊、侯向群，2006：102）在20世纪90年代的中后期文化广泛成为翻译中的研究热点。换言之，20世纪80年代直至整个90年代，抑或一直到今天，我国译学研究表现为一种多元的态势，其中以文化批评为主的翻译研究在我国翻译研究中占据着主流地位。
翻译研究重心向文化的转移，有着深厚的学术背景。从文化研究的角度来看，20世纪60年代是文化研究的文化主义阶段，文化从精英文化走向大众文化，内涵得到扩大；20世纪70年代是结构主义文化研究阶段，研究视角转向文本与霸权的关系；而在后结构主义阶段，文化研究关注的是文化的多元性。从哲学研究的角度来看，当今哲学经历了从意识哲学到语言哲学的发展历程，哲学的语言学转向所涉及的实质是文化哲学问题。一切意义都是人的意义，都是文化的意义。从社会批判理论和文化理论的角度来看，语言可以传达确定的意义的观点受到了挑战。微观的分析和解构可以发现，索绪尔的结构主义停留在语言的静态结构中，只满足于对语言系统封闭范围内静态结构的固定化二元对立模式，将语言同整个人类文化创造过程的生命运动割裂开来，从而认识不到语言的形成和运作只是文化创造过程的中介。在分析语言性质和结构后，必须走出语言系统，考查语言系统内各因素及其相互关系、语言系统创造过程中采取的非语言的或者超语言的因素和传统语言系统的社会文化基础等等。
后现代主义理论对意义的确定性的否定从根本上动摇了翻译等值等理论的理论基础和假设。一时间，翻译和语言研究从文本意义和结构研究走向文本产生过程和话语的研究，从语言的内部研究走向语言的外部研究，从文本走向文本的背后和潜层等研究。但是必须承认，解构性的后现代主义所带来的冲击也充满了矛盾。例如，美国解构主义翻译的一代学者认为解构主义就是研究文本和翻译自身，完全脱离文学以外的文本写作的社会环境等因素，也就是说用德里达的解构主义来支持保守批评；而解构主义的后一代学者又用解构主义支持激进的多元文化研究。（陈永国，2005：124-125）
此外，多年来人们对于文化转向中“文化”本身的探究比较少见。中外学者很少界定翻译研究中的文化概念，“文化”好像无所不包。事实上，在早期的文化讨论中，特别是18世纪与19世纪期间德国哲学家和历史学家所使用的文化概念，意指智力或精神发展的过程，强调进步的思想，强调价值观与素质的培养与提高。他们热衷于学术与文学作品，并将某些作品和价值观凌驾于其它之上，作为提升人们心灵的手段，是一种文化的古典的概念；其二，19世纪后半叶出现了文化的人类学的概念，这是人类学学科的诞生与发展的结果。文化的概念中取出了一些种族中心主义的内涵，较少关心心灵的提升。泰勒和马林诺夫斯基等认为，一个群体的或社会的文化是人们作为该群体或社会成员所具有的一批信仰、习俗、思想和价值观，以及物质制品、物品和工具；其三，文化的象征性概念认为，文化是体现于象征形式（包括行动、语言和各种有意义的物品）中的意义形式，人们依靠它相互交流并共同具有一些经验、概念与信仰。这种意义上的文化研究更接近于文本解释，认为人种史的实践就是文本的生产，文化似乎成了文本的汇聚与积累。但是，它忽视了权力和社会冲突中所包含的文化现象，在强调意义的同时，没有重视文本的生产和接受的社会背景。最后，文化的结构性概念是对文化的再思考的结果，不仅强调文化现象的象征性，而且强调这种现象总是包罗在结构性的社会背景和进程中。它克服了结构主义分析方法主要分析诸如文本叙事结构的内部结构性特点的缺陷，同时通过分析社会结构性背景与进程来研究象征形式。象征形式在此成为广泛的意义现象，不仅包括行动、姿态与仪式，而且包括话语、文本、影视剧目与艺术品等等。（汤普森，2001：143-146）
总而言之，尽管后殖民主义理论和文化批评让翻译研究者深刻地认识到了翻译活动中的权力和政治的操控等外部因素，但是翻译的文化转向只是翻译研究过程的一次深化，只是翻译研究多元视角中的一个视角，只有翻译研究一次研究重点的转移。因此，正如吕俊、侯向群（2006：106）所言，必须防止文化研究对翻译研究的剥夺，使翻译研究消弭在历史研究、文化研究、人类学研究之中，从而使翻译学丧失其作为独立学科的本体地位。翻译研究的文化转向确实给翻译研究带来了新的视野，但是文化研究只是翻译研究的外部研究，不应该也不可能取代语言而成为翻译研究的本体。
2. 翻译学研究的“语言学”回转
结构主义语言学的翻译研究范式忽视了对翻译活动具有很大影响的外在因素，如政治的干预、权力的操控、意识形态的作用、不平等文化语境、译者的主体性等等。索绪尔区分了能指和所指，而德里达则区分了能指与所指和意义。现代语言学的研究可以部分归结为其研究中心是放在能指还是放在所指上。形式主义语言学将重点放在能指上，而功能主义语言学则把重点放在所指上。（朱永生等，2004：203）德里达从认识论的角度批判了一直在人的思维领域占主导地位的罗格斯中心主义，指出其本质就是认识主体利用人类的得天独厚的语言工具所设定出的一个个静态的封闭体，是“在场”的形而上学和语音中心主义的结合体，意味着言语能够完善地再现和把握思想与存在。然而，无论是人类的认识能力和实践能力，还是人类的表现能力都是有限的。所指和意义也并不具有同一性，所指在许多场合与前后关系中再次变成了单纯的符号。一方面，没有一种语言学的研究理论和方法能够覆盖语言的所有领域；另一方面，翻译学又具有其自身的学科性质和特点。因此，翻译活动的本质决定了翻译学中语言学理论框架的选择。
“文化转向”与后现代主义的强调差异与不定性的思想是一致的。然而，解构性的后现代主义在“破”的同时并没有给“立”提供直接的答案。到20世纪90年代末，解构性的后现代主义热潮在西方社会减退，而建构性的后现代主义的出现标志着解构性后现代主义的出场。走过文化转向，回归翻译的本体即语言本身，在翻译学的理论框架中应该选择什么样的语言学理论框架呢？
回顾部分翻译理论家的翻译理论，我们发现他们的翻译理论都具有一定的语言学理论。卡特福德（1965）借用了系统语法对语言的描述分类，应用层次、阶和范畴的概念作为论述语际等值转换的理论依据；奈达借鉴了乔姆斯基的转换生成语法中的深层结构和表层结构等作为动态对等理论的基础；纽马克在其《交际翻译》的论述中，认为翻译学源于比较语言学，并认为所有语义学的问题都与翻译理论有关。从不同的翻译范式来看，语文学范式的语言观主要是洪堡特的过程论语言观，结构主义语言学范式是结构论语言观，解构主义翻译范式是本体论语言观。
翻译研究的“语言学回转”是翻译研究本体论的显现。翻译研究的语言学回归并非要回归到结构主义语言学，也不是要回到解构主义的那种“语言是存在的家园”的神秘王国的语言观，而是要回归到言语研究的语言学，即主要应该回归到哈贝马斯在《交往与社会进步》（1989）一书中所提出的普遍语用学的语言理论框架。
西方马克思主义的后起之秀哈贝马斯没有像维特根斯坦和德里达等人那样，试图从语言学的角度消解整个世界的结构。哈贝马斯批判了认识论上的实证主义，批判了解释学并指出伽达默尔的解释学具有相对主义和唯心主义倾向，同时也反对海德格尔将解释学本体化，也就是“语言是存在的家园”的观点。在批判的基础上，哈贝马斯提出了交往行为理论，认为交往行为是最主要的行为，是人类赖以生存和繁衍的基础，其它行为是交往行为的派生形式。该理论“以语言为理解机制之核心；用听说两主体互为主体关系作为基础的语言行为以代替自我反思主体的意识行为，突出认识主体与事件的关系——理论意识，突出主体间的关系——实践意识，突出主体的内部关系——审美意识”（张之沧，2005：48-49）。与解构性的后现代主义理论不同，哈贝马斯的交往行为理论具有积极的意义和实践指向，放弃对社会的否定性批判转向积极的重构，主张传统的工具理性让位给交往理性。
哈贝马斯（1989）的“语言转向”就是对达成理解的交往过程的关注。基于哈贝马斯的理论，翻译活动是一种跨文化的交往活动。交往活动首先离不开语言，强调语言在交往活动中的作用，因而重视语言学在翻译学研究中的本体地位。交往活动是为达到理解而进行的活动，其本质就是对话性的。这样，翻译活动作为跨文化的交往行为，就意味着一种与作者的平等对话和交流，体现了作者、读者、译者的有限主体性。“理解”是哈贝马斯社会交往理论中的核心概念。要达到理解，一个人必须：（1）说出某种可理解的东西；（2）使自己成为可理解的和与他人（听者）达成相互理解或共识。为此，一个人除了具备“语言资质”外，还必须具备哈贝马斯所说的“交往资质”的三种能力：（1）选择陈述语句的能力；（2）表示自己意向的能力；（3）实行言语行为的能力。
哈贝马斯的普遍语用学发展了奥斯汀、塞尔等人的言语行为理论内容，指出每一个成功的言语行为都具有三重关系：（1）话语与外在世界的关系；（2）话语与社会世界的关系；（3）话语与言说者内部世界的关系。言语行为与三个世界的关系对应于语言的三种不同的语用功能，而对应于三种不同的语用功能存在三种普遍的有效性要求，即要求陈述外部世界话语的“命题真实性”、建立合法人际关系话语的“道义正确性”以及表达主体内心意向的“自我表达真诚性”。也就是说，哈贝马斯克服了传统意义上“理解”只涉及语言表达层面的局限性，进而包括交往层面。从翻译研究的角度来看，普遍语用学的语言学理论框架使翻译克服了结构主义语言学范式中语义—句法模式的理解观，而变成了语义—语用模式的理解观。言说人除了遵守语言的构成性规则外，还必须遵守协调性规则。具体地说，普遍语用学的意义观克服了结构主义语言学意义观的静止性、封闭性，也克服了诠释哲学对个体差异和意义任意性的过度强调。
3.结语
翻译中的“文化转向”是翻译学的语言外部研究的一个方面，即文化研究视角。翻译学的“语言学回归”，就是回归到对语言的本体的研究，重视翻译研究中的语言内部与语言外部的研究。之所以说语言学回归“主要”应回归到哈贝马斯的普遍语用学的理论框架是因为：首先，哈贝马斯的普遍语用学的理论并不是直接为翻译研究提出的，而是从理论上重建交往行为的普遍前提条件，即对取向于理解的言语行为之普遍规则和必然前提给予理性重建；其次，没有任何一种理论能够穷尽纷繁复杂的语言的所有领域；再者，普遍语用学也存在一些有待进一步探讨的问题。哈贝马斯（1989）的“正规语言”与“其它语言”的分类是否赋予了前者优越性，使后者处于低等地位？语言的普遍有效性要求是否构成了话语的理想语境，是否某种意义上的语言乌托邦？普遍语用学中存在不存在先验主义的成份？这些问题的探讨将有利于翻译学主干语言学框架的进一步研究。
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参考文献
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中空回转窑生料入窑系统改进措施 篇12
新疆青松建材化工(集团)股份有限公司本部水泥厂于1988年建成了Φ3.6×74m的中空余热发电回转窑一台,主要生产特种熟料,以生产油井水泥为主。但在生产过程中发现熟料产量不稳定,熟料质量时好时坏,输送生料设备跑料等问题。针对出现的情况,我们进行了查检分析。
1 原因分析
(1)首先对入窑生料的流量进行了分析,发现入窑生料流量每小时的给定值与入窑生料每小时流量的反馈值不一致,波动大。分析出入窑生料给料不稳定,确定为入窑生料给料系统存在问题。入窑生料流量与反馈值比较见表1、熟料产量见表2。
注:除掉了停窑检修的因素。
(2)由于入窑生料流量不稳,向旋窑内给料忽大忽小,生料在窑中煅烧过程严重影响了窑内的热工制度。料大了窑内煤热量不够,料小了窑内煤热量也不能及时减小,所以造成熟料的产量不稳,质量波动大。熟料的fCaO好时可达到1.0%以下,不好时fCaO高到3.0%以上。熟料立升重波动范围在1100～1500L/kg之间。严重影响到了熟料质量的稳定。
(3)对入窑生料下料输送系统进行了彻底的检查后,发现喂料系统装置存在问题:①设置较繁杂,没有稳流仓;②下料器使用时间长,磨损太大,锁不住料,造成时常跑料,导致岗位工劳动强度增大;③旋窑工操作参数控制不稳,导致熟料质量波动大。
2 改进的措施
通过现场设备、工艺流程走向和环境位置情况,确定改进方案。
(1)利用水泥厂废旧的圆筒收尘器筒体制作筒体Φ2500×2200mm,锥体Φ2500×500×1700mm的稳流生料仓,可有效容量16.3吨。
(2)维修好水泥厂废旧的两台Φ400×3000mm管式绞刀,用于稳流仓下的稳流绞刀和计量绞刀。
(3)在计量绞刀上配套安装微机控制系统,采用的是原立窑预加水成球微机自动控制系统,对入窑生料进行微机有效控制,使入窑生料能稳量流入窑中进行煅烧。
(4)对下料器磨损锁不住料,采取用废旧的提升机输送带制作400×80mm的密封条,每隔100mm打上Φ10×10mm的小孔,用作下料器上的密封装置,同时更换下料器叶轮上磨损坏的密封条,使下料叶轮完全可封住生料粉,并按要求的转速均匀分料下料,达到稳定喂料。
(5)在对入窑生料稳流设施的改进后,稳定了入窑生料流量,并对窑的操作参数也进行了计算确定,窑速由原来的400±50 r/min,调为450±50 r/min,风机转速由以前的500 r/min左右上调为600 r/min左右,窑尾负压控制在80～100Pa,入窑给料值由以前的33t/h控制在36t/h,窑尾温度控制在780～800℃。
3 效果
采取以上改进措施后,入窑生料流量稳定性得到了控制,窑的台时产量也有较大的提高,窑的操作参数也得到了有效的控制,熟料质量也趋于稳定,熟料fCaO≤1.0%合格率达到了85%以上,小于1.5%的合格率可达到92%,熟料立升重的范围缩小到1250～1500L/g之间,特种熟料的选取率达到90%以上。入窑生料给定值与反馈值的比较见表3、熟料产量见表4。
从表3中可以看出改进生料流量系统后,生料稳定在-2t/h以内,最大波动:2吨,最小波动值-1t/h。
4 结束语