旋转试验（精选9篇）
旋转试验 篇1
摘要：本文通过在实践教学中, 对旋转件平衡试验的研究、探索, 总结了以下选转件的平衡试验方法, 以供参考。
关键词：旋转,零部件,平衡,力矩,试验
机器内的旋转零部件, 重心与旋转中心线不重合, 在运转过程中就会产生不平衡的离心力或力偶, 从而引起机器的振动, 加速机器内部的摩擦和零部件损坏。因此, 旋转零部件的平衡问题, 在机器制造过程中必须加以解决。
1 产生的原因及类别
1.1 原因
主要是毛坯制造不正确, 壁厚不均或砂眼气孔等。但是在机械加工时产生的不同轴度是造成不平衡的主要因素。
1.2 类别
1.2.1 静不平衡
如果在一个旋转体上不平衡的质量能综合成为一个, 这时零件在旋转时, 只产生一个力。这种不平衡的力可以在静力状态下决定, 称为静不平衡状态。而这种状态一般常出现在长度与直径之比较小的旋转零件上, 如齿轮、飞轮、皮带轮、叶轮等。但有时也出现在长度与直径之比较大的空心轴类零件上, 如轧钢设备中的空心辊子等。
1.2.2 动不平衡
如果在一个零部件上, 能综合出两个大小相等方向相反, 但又不在同一直径区的不平衡质量, 虽然零部件的静止状态能获得平衡, 但在旋转时就会出现一个不平衡力偶, 这力偶只能在动力状态下确定, 即动不平衡。
在重型机器制造中, 旋转零部件是否需要做静平衡试验, 可按下列关系决定。
Qn>25
式中:Q为零件重量 (中心轴除外) ;
n为零件最高转速 (r/min)
如果旋转零件的转速每分钟不超过20转, 可以不做平衡试验。
2 粗精静平衡的区别
被平衡零件放在平衡架上, 经人工转动出现轻重位置分明, 即明显的不平衡, 这说明被平衡零件重心偏移量大于零件与托辊之间的滚动摩擦系数。
当零件经人工转动, 任何位置均可停止时, 这说明零件的重心偏移量小于或等于零件轴颈和托辊之间的滚动摩擦系数, 如果精度要求高时, 需进一步做精平衡试验, 即消除摩擦阻力法。
3 平衡方法及摩擦力矩的计算
3.1 旋转零部件利用本身的滚动轴承装在轴承座上进行平衡试验时, 摩擦力矩的计算:
MO=0.1Q·r·f1 (N·m)
式中:Q为所有被平衡件重量 (kg) ;r为支承轴颈半径 (cm) ;f1为滚动轴承摩擦系数
3.2 当旋转体放在刃口式导轨架上进行平衡试验时, 摩擦力矩的计算:
式中:f2为圆柱体对平面的滚动系数, 取:0.005cm。
3.3 在托辊架上进行平衡试验时, 摩擦力矩的计算:
式中:D为托辊直径 (cm) ;d为托辊支承轴颈的直径 (cm) ;r为只承被平衡零件轴颈的半径 (cm) ;f1为滚动轴承摩擦系数;f2为滚动摩擦系数 (cm) 。
4 粗平衡方法
4.1 测定旋转零件偏重的位置
将被平衡零件吊放在平衡架上, 如偏重较大时工件可出现自由转动, 直到它的不平衡重量重心H处, 停止在心轴垂直中心线最下方, 这时可用人工左右转动几次验证最终位置, 这时在轮的端面划一条通过O点垂直中心线A—A, 则H点必然在A—A的线段上, 如图1。
4.2 确定旋转零件平衡重的大小
a.将被平衡工件转动900, 即A—A中心线成水平位置, 使不平衡重心H的最大转矩为:M=H·X, 如图2。
b.在H对面试加一个重量k, 直到被平衡零件仍可没H向下转动300角停止。如图3。
c.将被平衡零件转动1800角, 即A—A又成水平位置。在试加重量k处, 再增加重量P, 如图4使被平衡零件沿k、P向下转动300停止。如图5即与上述H向下转动300角相等。
由于两次所转过的角度相等, 所以两个力矩也应相等。其关系可用下式表示:
H·X-K·R= (K+P) R-H·X
这个式子表明, 在K和P的位置上最后换上一个重量G, 就可以将原来的不平衡质量H平衡掉。
在找平衡时, 注意当加P重时, 事先要称重, 并把它记录下来, 否则都加在一起, 按计算公式P/2就无法所知。
当找平衡工作完成后, 把K和P的位置标注好, 将配重按计算公式秤量好, 就是平衡重G。此平衡重G用钢板把合或焊在K和P圈好的位置上, 但一定要牢固可靠。
如果平衡重G由R改为R1, 如图6, 则永久平衡G1可用下式换算:G·R=G1·R1
5 精平衡方法
有些零件平衡精度要求高, 被平衡零件又没有显著的不平衡。当被平衡零件放到平衡架上之后, 可停留在任何位置上, 这时就需要做精平衡试验。
确定不平衡重量的位置:将被平衡零件沿圆周分成八等分, 各等分均按顺序标注在零件圆周上, 见图7。
在依次按标记转至水平位置, 并分别加适当重量, 使每一标记都转同一方向的相同角度。再从各标记所加的重量中, 找出最大和最小值, 该两值的位置应基本对称。其中最小值这一点就是不平衡重量的位置。然后将每一标记的重量列入表1。
由表1可以看出, 在八次试重中, 最小试重G4, 而相邻点G3和G5也是试重中较小的。而最大试重G8的相邻点G1和G7又都是较重点, 这样零件偏重一定在最小试重方位G4上。
5.3 确定平衡重的大小
已知不平衡重的质量H方位在点4上, 可在该点上加试重P。如图8。
松开后使它能沿箭头方向转动300角。如图9, 再将8点转至水平位置, 并在8点上加试重K, 如图10。松开后能使它沿箭头方向转动300角。如图11.由于两次所转动角度相同, 说明两次不平衡转矩也相等。其关系可用下列公式表示:
K·X+P·R=K·R-H·X
上式表明在点8上加一个重量G, 就可以将原来的不平衡重量H平衡掉。即:
不平衡G确定后, 就可以在点8上加重物, 或在点4上去掉重量为G的金属。这样就消除了不明显的不平衡现象。
旋转试验 篇2
旋转开关的简介
旋转开关可以用来取代传统电阻式电位计模拟功能的旋转脉冲产生器，这些旋转开关通常应用在仪器前端面板和影音控制板的人机界面，旋转开关采用正交光学编码器作为取代模拟电位计的纯数字器件。
这些旋转开关在外观上相似于传统或电阻式电位计，不过这些旋转开关的内部构造完全数字化并使用光学技术。和传统增量编码器产品相似有两个正交输出信号(通道A和通道B)，可以直接和编码器处理芯片相连接。
旋转开关，因为其用途的关系，整体采用密封结构，有一定的防水效果，基本可达到IP65的防水级别。在一段范围内是变换电阻值，然后有一个触点开关，这是老式电视机和收音机的开关，现在的风扇的话就是有几个档位，接了风扇绕组的几组引出线，通过改变线圈圈数来改变转速，原理和电位器相似。
旋转开关的工作原理
顾名思义，旋转开关是以旋转手柄来控制主触点通断的一种开关。旋转开关的结构形式也有两种，分别是单极单位结构和多极多位结构。单极单位旋转开关在应用中常与转轴式电位器共同使用，而多极多位旋转开关多用于工作状态线路的切换。
其工作原理是：在一段范围内是变换电阻值，然后有一个触点开关，这是老式电视机和收音机的开关，现在的风扇的话就是有几个档位，接了风扇绕组的几组引出线，通过改变线圈圈数来改变转速，原理和电位器相似。
旋转体体积与旋转轴之间关系 篇3
关键词：学生；探究；学习
中图分类号：G633.63文献标识码：A 文章编号：1002-7661（2011）07-184-02
新课改的主要特点之一就是让学生自主学习，自主探究。在平常的教学过程中，教师可以参考教科书里面的习题，给学生创建一个探究的平台。下面我将自己在教学中如何引导学生探究的一例与大家共同分享。例如，在普通高中课程标准实验教科书--数学 2的第32页，（习题1.3B组）第3题，从原有问题出发，通过学生自发探究，研究了三角形沿各边所在直线旋转所成几何体的体积与旋转轴之比成反比这一结论，进而探究旋转体体积与旋转轴之间关系。下面给出探究过程如下：
原题：分别以一个直角三角形的斜边、两直角边所在直线为轴，其余各边旋转一周形成的曲面围成三个几何体，画出他们的三视图和直观图，并探讨他们体积之间的关系。
分析：本题为B组题目，要求学生有一定的知识基础，但为了教学时能照顾到多数学生，我们先以一个特殊的直角三角形为例来开始探究：如图所示直角三角形ABC，
AC=5,BC=12,AB=13,AB边上的高CD=
先通过学生小组讨论，，提出各个旋转体的求法。
第一个旋转体：体积1： 以AC边为旋转轴，所成几何体如图所示，其体积为V1:
r=BC=12h=AC=5
V1= sh
=兀r2h
= 兀144×5=240兀
第二个旋转体：体积2：以BC边为旋转轴，所成体积如图所示，其体积为V2
r=AC=5 h=BC=12
V2= 兀r2h
= 兀25×12
=100兀
第三个旋转体：
体積3： 以AB边为旋转轴，所成几何体如图所示，其体积为V3
r=CD=h1=AD h2=BD
V3=V上+V下
= sh上+ sh下
= s（h上+h下）
= s×AB = 兀（6013）2×13=
结论：V1:V2=240兀：100兀=12：5=BC:AC；V2:V3=100兀：（1200兀13）=13:12=AB:BC；
V1:V3=240兀：（1200兀|13）=13:5=AB:AC
通过本题直角三角形的探讨，教师可以让学有余力的学生进行如下猜想：如图4所示的一般锐角三角形ABC
各边为a、b、c各边高为BF、AE、CD，是否也会满足这种比例关系？{说明：证明时需用正弦定理a/Sin=b/SinB=c/SinC，如果学校教学安排为必修系列14532的话，学生有此基础，否则需要教师辅助}这时，小组中分析能力较强的学生给出下列情形，进行探讨。探究结果：
1、以AB（AB=c）为旋转轴，所成几何体如图所示，其体积为V1
r=CD=SinA bh1=BDh2=AD
V1= sh1+1/3sh2
= s(h1+h2)
= CD2×兀×AB
=(SinAb)2兀×c
= （SinA）2×b2×c兀
2、以BC(BC= a)旋转轴，所成几何体如图所示，其体积为V2
r=AE=SinB ch1=BEh2=CE
V2= sh1+1/3sh2
= s(h1+h2)
= AE2×兀×BC
=(SinBc)2×兀×a
= （SinB）2×c2×a兀
V1:V2=[13(SinA)2×b2×c兀][13（SinB）2×c2×a兀]
=[（SinA）2×b2][(SinB)2×c×a]
=[(SinA)2×(a×SinBSinA)2]/[(SinB)2×c×a]
=a/c
3、以AC(AC=b)为旋转轴所成几何体如图所示，其体积为V3
同理得证：V2:V3=b/aV1:V3=c/b
探究结论：锐角三角形沿各边所在直线旋转所成几何体的体积与旋转轴之比成反比。而后学生又提出要研究钝角三角形、梯形等沿各边为旋转轴所成几何体的体积之比同样与旋转轴成反比，可以留作课后的探究活动，在此不再赘述。
通过课本习题的拓展探究，不仅落实了新课改的要求，而且学生的学习积极性有了很大提升，不失为一个比较好的尝试。请各位教育同仁不吝指教。
多功能旋转试验架设计 篇4
多功能旋转试验架主要由液力拆装系统、旋转拉拔系统、液压系统、试验数据采集系统等组成。
1) 液力拆装系统:扭矩主要由液动力传给冲扣液缸, 液压作用在活塞面积上产生一定的力, 两冲扣缸间的距离为力臂, 其冲扣缸的上、下运动产生上、卸扣扭矩, 其承受扭矩构件是活动钳及冲扣钳上各六个夹紧油缸、勾板、底座等, 最薄弱处是夹紧缸, 所以拆装系统的强度计算应在此处;2) 旋转拉拔系统:此系统的旋转运动是靠旋转马达带动齿轮箱旋转, 再传递到主轴及拉拔工装接头, 其所产生的扭矩及推拉力施加给运动主体, 使之产生0t~30 t的推拉力及7 760N·m, 的转矩, 其承受推、拉力的件有轴承、主轴及拉拔工装接头, 按其几何尺寸最薄弱件是拉拔工装接头, 所以要对其承载力进行校核, 再有承载的尾架轨道其强度也应校核;3) 液压系统:按要求将架体及尾架旋转分为两个液压系统, 根据上扣扭矩115k N·m, 卸扣扭矩168k N·m、及尾架推拉的最大吨位等计算架体部份的泵及电机, 尾架旋转部份要根据在60r/min转速的情况下达到7 760N·m扭矩时马达所需要的流量及电机的功率。
2 多功能旋转试验架的计算
2.1 夹紧缸缸杆承扭校核
所校核参数:缸杆工作直径90mm, 所夹工作外径245mm, 工作是的最大扭矩为卸扣扭矩168k N·m, 材料40Cr Mn Mo的σmax=980MPa, 受力为三对力偶, 当卸扣扭矩达到168k N·m时, 工件要受六缸夹紧来克服这一扭矩, 这样就形成三个扭矩组, 其力臂为工件直径245mm,
因受力点到作用点之间距离为L=178.5mm, 这样缸杆所受扭矩M
由此可见此缸杆强度能够满足要求。
2.2 工装接头承载校核
所校核参数:工装接头最薄弱处的工作外径为φ115mm, 结构需要中间交叉加工两个φ55mm孔, 材料40Cr Mn Mo的σs=780MPa, 当拉30t时校核强度如下:
此轴所能承受力F=1321.9×40kg/mm2=52.88t (安全系数n=2)
所以此轴在推、拉力为30t的工况下是安全的。
2.3 推拉轨道强度校核
尾架轨道采用400×400H型钢及两条16厚的Q235A钢板焊接而成,
在拉或压3 0 t时承受扭矩为ΣM=F×L=1015×30000=30450000
其最大正应力为
所以尾加轨道强度可行。
2.4 试验架液压系统设计计算
根据多功能旋转试验架技术指标和参数要求, 在设计方案中采用液压传动来实现各部的工作要求, 按设计要求拆装和尾架旋转采用两套液压系统。
试验架尾架旋转液压系统设计计算:
液压系统的工作压力要能满足有效负载的要求, 合理利用能量, 提高系统效率, 减少发热。
试验架执行元件的运动参数:尾架旋转载荷:7 760N·m (60r/min) 最高转速:80r/min。
1) 根据结构设计应用两个马达所以其单个马达的扭矩应大于7760÷2=3880N·m考滤到马达的效率, 选用球形马达, 型号为1QJM32-1.6其排量q=1649ml/r, 额定压力20MPa, 转速2r/min~200r/min额定输出扭矩4 881N·m
工作流量:Qm=q.n.10-3/ηv=1649×80×10-3/0.95=138.86升/分
两个马达所需流量:138.86升/分×2=277.7升/分
最大扭矩时的压力:
所以系统的最大工作压力为17MPa
在最大工作压力下马达的输出扭矩为
=3937N.m×2=7874N·m2在最大扭矩时且速度为60r/min时所需功率
所以电机选为75k W转速为1500转/分。
3) 泵的选择:
按两个马达所需最大工作流量为277.7升/分及最高工作压力为17MPa
泵应选CY14-1B (G) 轴向柱塞泵, 其最大流量为414L/min输出压力为31.5MPa。
摘要：多功能旋转试验架是钻井工具的设计部门做膨胀管试验用的专用设备, 用于拆卸、装配、维修各类石油、地质用钻具、管柱和井下工具螺纹连接的重要设备, 同时因具备高吨位旋转式尾架推拉, 配备相应固定装置后可做膨胀管地面试验。本文将论述多功能旋转试验架的结构、工作原理及主要受力机构的强度计算.
旋转式牧草收割机的试验研究 篇5
在我国农村中，由于拖拉机的使用较为普遍，所以大多数牧草收割机都是通过拖拉机的动力输出轴输出动力，这有利于机器的配套，提高拖拉机的利用率。牧草收割机按切割方式可分为往复式和旋转式[1]。以往与拖拉机配套使用的牧草收割机多数为往复式割草机，由于它的切割性能较好，功率消耗低，价格便宜，使用调整方便，在生产上得到普遍应用。但是随着人工种植草场数量的增加，天然草场的管理和治理，单位产草量稳步提高，往复式割草机已难以满足生产上的要求，反映出堵刀、切不断牧草、作业速度低等问题[2]。所以，应用旋转式牧草收割机的时机已趋于成熟，旋转式牧草收割机的作业速度高，对密度大、茎杆粗壮的牧草显示出较好的适应性。
2 牧草收割机简介
2.1 系统改进
本次设计的旋转式牧草收割机与以往牧草收割机不同之处在于:创新采用了液压传动系统来代替以往使用的由皮带和齿轮所构成的机械传动系统，使整机结构大为简化，工作平稳性增强，同时，针对牧草的疏密程度可适时进行扭矩的调整和刀盘的无级变速。牧草收割机机架挂接到拖拉机的三点悬挂装置上，收割机所使用的动力来自于拖拉机的动力输出轴，动力输出轴与增速箱输入端相连，动力输出轴带动增速箱中的大齿轮转动，而增速箱中和大齿轮啮合的小齿轮与液压泵轴相连，小齿轮带动液压泵轴转动，以达到增速的效果，使液压泵达到适合刀盘转速的流量。液压泵所输出的压力油通过液压控制阀进入液压马达，液压马达轴与切割器相连，带动切割器转动来完成切割作业，从马达流出的油液经过回油管路流回油箱。旋转式牧草收割机示意图如图1所示。
1.切割器梁2.集成块3.提拉装置4.油箱5.动力输出轴6.增速箱7.液压泵8.悬挂装置9～12.液压马达1～4 13～16.切割器4～1 17.下刀盘18.拨草筋板19.上刀盘20.割刀片
2.2 系统设计参数
根据参数选择公式以及查阅国内外旋转式牧草收割机的相关实验研究资料[3,4]，确定牧草收割机的技术特征如表1所示。
3 牧草收割机的田间试验及结果分析
旋转式牧草收割机整机完成之后，在黑龙江省香坊实验农场对该机器进行了田间作业试验，以确定和检验所设计的牧草收割机是否能满足基本的设计要求。
3.1 试验仪器
在进行试验之前，对所要进行试验的仪器和设备进行了准备，以保证试验能够正常进行。所使用的主要仪器设备如表2所示。
3.2 试验条件
使用了相关的设备仪器对测试当天的试验条件进行了测试。本次试验的试验条件如表3所示。
3.3 试验前的准备
(1)检查牧草收割机上的螺丝是否出现松动，机架上是否出现裂纹，油箱内的液压油油面是否达到规定位置，各液压元件尤其是油管及接头是否出现泄漏现象。如出现问题，应及时进行处理。
(2)适当提起拖拉机三点悬挂支架。
(3)将集成块上的溢流阀完全打开，打开液压油泵吸油管上的截止阀。
(4)启动拖拉机，使其处于怠速状态。
(5)关闭节流阀，将拖拉机动力输出轴的离合手柄扳至接合位置，此时，集成块上的压力表读数应为零，从油箱吸出的液压油经液压泵，再通过溢流阀直接流回油箱。
(6)顺时针调节溢流阀控制手柄，同时观察压力表上的读数，当压力表读数为11.4MPa时，停止溢流阀的调节，锁定溢流阀控制手柄，逐渐打开节流阀，使液压马达带动割刀旋转，当割刀达到所要求转速后，锁定节流阀调节手柄，使整个液压系统磨合一段时间，保证液压油能在系统中充分地流通，排出系统中存在的气体和杂质，使液压泵及系统正常运行。
(7)经过牧草收割机的磨合运转，旋向及系统一切正常后，断开拖拉机动力输出轴的离合手柄，液压泵停止工作。准备阶段结束。
3.4 液压系统的空载试验
本次进行的液压系统空载试验，是将拖拉机停在某一位置，而不进入草场作业，牧草收割机的切割器由液压马达带动转动，通过这一过程检验液压马达在带动切割器时所能实现的转速情况。空载试验过程如下：
(1)把拖拉机停在某一块平整的地面上，适当调整拖拉机液压悬挂拉杆，使牧草收割机达到一个适当的位置。
(2)在牧草收割机切割滚筒上端贴上反光纸。
(3)完全打开溢流阀，关闭节流阀。
(4)启动拖拉机，使其处于怠速状态。
(5)将拖拉机动力输出轴离合手柄扳至接合位置，此时，动力输出轴转动，液压泵输出的液压油经过溢流阀流回油箱。逐渐调小溢流阀的开口，同时观察压力表的读数。当压力表读数为11.4MPa时，停止调节溢流阀，锁定溢流阀调节手柄。
(6)逐渐打开节流阀，在节流阀调节到位置1时停止调节，在节流阀调节手柄上用粉笔做好标记，然后用转速仪分别测试四个液压马达的转速，待转速稳定后，记下转速值，同时观察压力表读数，记下压力表上的压力值。同理，在节流阀调节手柄调节到位置2、位置3和完全打开时，标记位置并记下转速仪的转速值和压力表压力值。
(7)完全打开溢流阀，待切割滚筒都停止转动后，关闭节流阀，断开拖拉机动力输出轴的离合手柄，液压泵停止工作。
(8)再重复进行步骤(4)～(7)一次。两次试验的结果如表4所示。
由于该试验需要调节节流阀，所以在本试验中应考虑用节流阀节流口流量特性分析试验过程，其公式为：
式中：K-节流阀口流量系数，m/Pam·s;f-节流阀口有效面积，m2;m-0.5～1之间的指数;pp-液压泵出口压力，Pa;p1-节流阀出口压力，Pa。
同时,又要对液压马达的转速进行分析,液压马达转速nm为:
式中:Qm-通过液压马达的流量,L/min;qm-液压马达的排量,L/min;nm-液压马达转速,r/min。
通过试验结果可知，在三次试验中，当节流阀调节手柄分别由小到大调节至位置1、位置2、位置3以及完全放开时，各液压马达的转速均逐渐升高。这一现象说明了进口节流调速液压系统的性质，也就是系统中采用的定量液压泵输出流量是不变的，根据式(1)，通过增大节流阀口有效面积，使通过节流阀的流量增加;并且本液压系统中选择的是定量马达，所以马达的排量qm是固定不变的，由式(2)可知，通过节流阀的流量越大，进入液压马达的流量就越多，液压马达的转速也就越高。
同时，从试验结果中还可以看出，当节流阀调节手柄保持在位置1、位置2、位置3或全开时，液压马达1～液压马达4的转速成递减趋势，根据式(2)可知，由于各液压马达的排量是不变且相等的，所以各液压马达转速依次降低的原因是由于通过各液压马达的流量逐渐减少造成的，而流量的减少主要是由于液压马达本身的泄漏造成的，泄漏的液压油经过泄油管路直接流回油箱。
由于压力表始终测量的是液压泵的出口压力，而液压泵的出口压力是由溢流阀的调定压力决定的，所以溢流阀的调定压力为11.4MPa时，压力表的读数也始终显示11.4MPa。
根据上述的试验结果可知，在未进行割草作业时，该液压系统可以通过液压马达带动牧草收割机的切割装置转动，并且切割装置的转速可以达到表1中的转速，符合设计参数的要求。
3.5 田间作业的液压系统试验
田间作业的液压系统试验主要是检验牧草收割机进行割草作业时，牧草收割机的液压系统能否使液压马达达到设计参数中所要求的转速。试验过程如下：
(1)选择进行割草作业的区域，用皮尺沿直线量出100m的距离，在起始和终止线做好标记。
(2)将拖拉机停在能正常进入作业区域起始线的位置。
(3)完全打开溢流阀，关闭节流阀。
(4)将拖拉机动力输出轴离合手柄扳至接合位置，逐渐调小溢流阀的开口，同时观察压力表的读数。当压力表读数为11.4MPa时，停止调节溢流阀，锁定溢流阀调节手柄。
(5)逐渐打开节流阀，在节流阀调节到空载试验节流阀所处的位置3时停止调节，然后用转速仪分别测试四个液压马达的转速，待转速稳定后，记下转速值，同时观察压力表读数，记下压力表上的压力值。
(6)适当调节拖拉机的液压悬挂拉杆，使收割机的悬挂立柱处于竖直位置，并使收割机达到适宜割草的高度。
(7)将拖拉机开进作业区域，当牧草收割机的切割装置刚好到达标记的起始线时，用秒表开始计时，拖拉机沿直线匀速行驶，用转速仪测出各液压马达的转速并记录;当牧草收割机的切割装置刚好离开终止线时，停止计时，记下所用时间。收割机正常运转，拖拉机进行转弯，当牧草收割机的切割装置刚好到达标记的结束线时，重新开始计时，拖拉机沿直线匀速行驶，用转速仪测出各液压马达的转速并记录，当牧草收割机的切割装置刚好离开起始线时，停止计时，记下所用时间。
(8)将拖拉机停下，完全打开溢流阀，待切割滚筒都停止转动后，关闭节流阀，断开拖拉机动力输出轴的离合手柄，液压泵停止工作。
(9)再重复进行步骤(3)～(8)一次。两次试验的结果如表5所示。
根据表5中的试验结果可知，在空载时测出各液压马达的转速要比在作业时测出的各液压马达转速要高。这说明当进行割草作业时，液压马达所受的负载必然增加，使节流阀出口压力增大，而此过程并没有调节节流阀，则f不变，且液压泵的出口压力pp即为溢流阀调定压力，值为11.4MPa，所以由式(1)可知，节流阀流出的流量将减小，即通过液压马达的流量减小，由式(2)可知，液压马达的转速也就有所降低。
在牧草收割机空载时和割草作业时，液压马达1～液压马达4的转速成递减趋势，根据式(2)可知，各液压马达转速依次降低的原因是由于通过各液压马达的流量逐渐减少造成的，流量的减少主要是由于液压马达本身的泄漏造成的，泄漏的液压油经过泄油管路直接流回油箱。
在本试验中，牧草收割机进行了两次往返作业，各液压马达带动切割装置的转动速度虽然依次有所下降，但仍能够达到设计要求，并不影响正常的割草作业。在作业时液压马达的转速还可以通过节流阀进行调节，以满足相应的切割要求。
4 结语
通过田间试验表明，创新采用的液压传动系统的旋转式牧草收割机，运转正常，达到了设计要求，对牧草收割机的研究，提供了有益的参考。但由于本机在某些方面仍存在一些不足，今后会对其进行进一步的探讨和研究。
参考文献
[1]万里.往复式与圆盘式牧草收获机[J].农业科技推广,2005(1):41.
[2]贺文胜.牧草料生产加工机械化技术[J].畜牧机械化,2004(2):36-37.
[3]中国农业机械化研究院.农业机械设计手册(下册)[M].北京:机械工业出版社,1990:166-170.
旋转试验 篇6
关键词：旋转机械,状态监测,试验,安装
随着旋转机械状态监测与故障诊断在科学研究及工业生产领域变得越来越重要, 应用也越来越广泛, 它可以监控旋转机械运行状态, 及时准确的找出故障并进行诊断, 实施有效控制和预报决策, 保证设备安全运行。目前, 关于状态监测系统工作原理的论文较多, 而关于其试验与安装方法的论文相对较少, 本文将结合本特利内华达公司的状态监测系统, 简述旋转机械状态监测仪的试验及安装过程。
一、监测系统的组成
监测系统核心是TK3-2E综合校验仪, 具有对机械连续监测、越限报警的功能, 并提供工作电压, 接收回馈信号。另外配备监测元件有测温元件、绝对热膨胀传感器及轴振动、轴位移、轴转速探头, 并与延伸同轴电缆和前置放大器共同完成监测任务。
二、测温元件的试验与安装
(一) 试验。
测温元件通常应作导通和绝缘试验。然后用标准电阻箱在现场加电阻信号, 先校对零点和满度值, 准确度为±0.5%, 后校对报警精度误差是否在±0.5%之内。
(二) 安装。
安装前应先进行机组轴瓦测温埋藏点预留孔实测实量, 看其能否达到实物就位的要求, 其引出线的预留槽及引出线固定、引出口的密封能否达到设计要求。安装过程按设计意图进行布线, 避免使热敏元件的引线有断线、破损、短路等现象。
三、绝对热膨胀测量元件的试验与安装
(一) 试验。
试验是把机械位移转换成电流信号。量程范围一般为0～100毫米, 输出4～20毫安直流电流信号。试验过程比较简单, 只要用手按示值刻度推动测量棒, 输出就能得到相应电流信号, 准确度为±1%。
(二) 安装。
机组安装完毕并在冷态状况下安装测量元件支架, 支架距固定点的距离应根据传感器大小而定, 安装牢固。利用微调螺丝调整传感器的零点, 看其零点输出变化不超出该仪表准确度的一半, 即为合格。
四、轴振动、轴位移、转速探头的试验与安装
(一) 试验目的。
一是确定探头定位安装间距以及在静态安装间距下所对应的电压值。二是检验探头监测功能是否完好。试验方法是探头的静态与动态特性试验。
(二) 探头的静态特性试验。
调好千分尺的零点刻度, 探头端面与千分尺端面轻轻接触, 固定在校验仪上。连接好试验装置。系统连接好后接通电源 (电源电压18VDC) , 记下此时电压输出值, 再以距离每增加0.1毫米, 做一次电压记录, 直至距离增加到前置放大器的输出电压值不变为止。然后, 用校验记录坐标纸上的纵坐标 (前置放大器的电压输出值) 和横坐标 (探头端面与千分尺端面之间的距离) 的对应关系绘制出静态特性曲线。得到静态特性曲线形状如右图所示。从图中看出它的线性区域基本在0.5～2.4毫米之间。如果我们取它们中间值来作为探头安装间隙电压参考值, 那么安装探头间隙电压应为-8V～-11V, 两者端面的距离应在1～1.4毫米之间。
(三) 探头的动态特性试验。
动态特性试验主要验证监测仪的示值、报警等功能。它包含轴振动探头、轴位移探头、转速探头动态特性试验, 试验过程相对复杂, 可参阅其他书籍。
(四) 轴振动、轴位移、转速探头的安装:
1. 轴振动探头的安装:
探头安装的方法有两种, 直接定位安装法和间接定位安装法。直接定位安装法适用于机组盖可以打开, 且探头安装螺纹孔在机器的机体上, 测量探头端面与轴表面的距离很方便, 可用塞尺或其他量具直接测量间距。探头端面与轴表面的距离一般在1～1.4毫米之间。间接定位安装法适用于不可能进行直接进行测量的场合。利用探头静态特性, 探头端面与轴表面距离和前置放大器输出所对应电压, 来确定探头端面与轴表面的距离。间接定位安装法的一般安装间隙电压为-9～-11V。
2. 轴位移探头的安装:
安装方式也有两种, 直接定位安装法和间接定位安装法, 但以间接定位安装法较为方便。机组安装结束后, 要求机组钳工来回推动被测轴, 同时测出轴向可动范围 (俗称轴窜量) , 一般轴窜量在0.4～0.6毫米之间。简捷方法是:可以在已知轴窜量值的前提下, 将轴向探头安装孔方向推动, 直至止推盘与止推瓦接触为止。接好监测系统, 以轴窜量值一半的数值, 将探头端面与轴表面的安装距离, 在监测仪示值零点上半部的对应位置安装固定。然后, 再来回推动被测轴看监测仪示值, 是否在以零点为中心对称的示值内变化, 否则须重新调整安装。
3. 转速探头的安装:
根据探头的技术特性, 使探头工作在线性范围内, 探头端面与轴表面 (凸起部分的最高点) 之间安装距离, 一般为1～2毫米。安装时可以目测, 只要间距在允许范围内即可。
参考文献
大口径LNG旋转接头的试验研究 篇7
LNG作为清洁能源在中国得到了越来越广泛的应用, 据预测未来10年我国每年进口LNG将达到4000万吨, 而进口LNG主要通过LNG运输船运输然后在沿海各接收站接卸。目前我国沿海已运营LNG接收站7座、在建LNG接收站9座, 还有13座接收站正在规划中, 以每个接收站配备4台大口径LNG船用装卸臂计算, 未来10年大口径LNG船用装卸臂需求量约有80~100台, 而各接收站辅码头所需小口径LNG船用装卸臂数量更为庞大。目前大口径LNG船用装卸臂全部依赖进口, 每台价格约为1千三百万人民币, 如果能实现国产化, 此市场前景广阔。
LNG旋转接头作为LNG装卸臂的关键部件, 它的可靠性决定着整台LNG装卸臂能否长期安全稳定运行。因此实现大口径LNG船用装卸臂的国产化, 必须设计、制造出安全可靠的大口径LNG旋转接头。我公司近年主要从事小口径LNG装卸设备的研发制造, 其小口径LNG槽车装卸臂已在深圳大鹏、江苏如东G等多个LNG接收站安全运行了数年。经过多年的实地调研和小口径LNG旋转接头的设计制造经验, 我公司成功研制出了大口径16”LNG旋转接头, 并已通过了试验测试。本文就16”LNG旋转接头的结构、试验等做一介绍。
1 LNG旋转接头的结构
旋转接头的结构如图1所示, 整体结构为球轴承结构, 常温下应采用润滑脂润滑滚道, 但由于输送的是LNG (-162℃) , 为防止滚道内水或水蒸气在低温下结构破坏滚道, 因此将滚道两侧设置密封圈使滚道形成封闭的空腔, 然后在空腔内通入循环干燥氮气, 从1口进入, 2口排出, 在工作时使滚道始终处在氮气保护中。同时旋转接头内圈的空腔结构, 尽可能的使滚道和钢球与LNG减少直接接触, 提高了滚道及钢球的寿命。
1.氮气进口;2.氮气出口;3.主密封检漏孔;4.次密封检漏孔
旋转接头采用双密封圈结构, 次密封圈能在主密封圈发生泄漏时起密封作用, 保证了接头的安全运行。密封圈是旋转接头的关键部件, 采用耐低温填充PTFE材料, 并内衬低温合金材料制成的弹簧骨架, 如图2所示, 这样可以补偿密封材料因低温收缩和磨损降低的密封效果。
另外, 旋转接头设置了主密封检漏孔和次密封检漏孔, 可以有效的检测主密封及次密封的泄漏情况。
1.密封圈主体;2.弹簧骨架
2 LNG旋转接头的静态试验
旋转接头在使用过程中, 要承受内部介质的压力、装卸臂万向接头的重量、运输船随波浪沉浮对装卸臂的作用力, 以及其他不可预料因素造成的载荷。因此为保证旋转接头的安全性, 其承受载荷远大于设计载荷, 静态试验就是为了检测旋转接头承受载荷的能力。
试验步骤如下:
1) 将装配好并检验合格的旋转接头主体两连接面用丙酮清洗干净并保持干燥。试验装置的其他零部件同样采用丙酮清洗, 确保整个试验装置无油污且表面干燥;
2) 按试验装置图 (图3) 将清洗好的旋转接头及其他试验零部件连接完毕;
3) 试验步骤
试验1, 旋转接头的常温强度试验:
第一步, 打开阀7, 缓慢打开减压阀4, 使氮气减压器压力表3压力至0.02MPa, 并检查阀7持续有氮气吹出。
第二步, 打开阀3、8, 关闭其他不参与试验的进出口阀门。
第三步, 打开阀2, 使甲醇缓慢充入管道内部, 至阀3溢出甲醇时, 关闭阀8, 缓慢升压至1.0MPa, 并保压10分钟。观察旋转接头各密封面有无泄漏。
第四步, 若无泄漏再缓慢升压至2.85MPa, 关闭阀2、3, 保压30分钟, 无泄漏、无压降和目测无变形, 合格。
第五步, 打开阀3、8、9放掉甲醇, 将旋转接头内部的积液清理干净, 并干燥旋转接头内部。
试验2, 旋转接头的载荷试验:
载荷试验时, 按图3, 给旋转接头施加轴向力PCT。载荷试验加载负荷PCT=K·PCAswivel
本次选用的为16”低温旋转接头, 公称通径DN400, 流通直径为Ф384mm, 设计压力P=1.9MPa。
计算得PCAswivel=305k N
载荷测试分三个阶段, 每阶段对旋转接头施加不同的载荷。其中乘法系数K对应不同测试阶段的值见下表:
第1阶段, 施加轴向力PCT=1.5·PCAswivel=457.5 k N
第一步, 打开阀7, 缓慢打开减压阀4, 使氮气减压器压力表3压力至0.02MPa, 并检查阀7有氮气吹出。
第二步, 打开阀10、11, 启动液压泵对旋转接头施加轴向力PCT=457.5k N (压力表2读数5.3MPa) , 关闭阀10、11, 并持续30分钟。关闭阀4。
第三步, 拆卸旋转接头检查旋转接头内的钢球以及滚道压痕, 并测量压痕的尺寸, 钢球压痕宽度不大于钢球直径的8%。
第2阶段, 施加轴向力PCT=2·PCAswivel=610k N
第一步, 按图3重新组装试验装置;打开阀7, 缓慢打开减压阀4, 使氮气减压器压力表3压力至0.02MPa, 并检查阀7有氮气吹出。
第二步, 打开阀8并连接真空泵, 关闭其他所有阀。做0.5bar真空试验, 保压30min无泄漏。
第三步, 拆除真空泵, 打开阀3、8。打开阀1缓慢向旋转接头内注入液氮, 检测旋转接头两端直管段管道外表面中心线附近温度, 待温度低于-170℃后, 关闭阀1、3、8, 使压力表读数不小于1.0MPa。
第四步, 打开阀10、11, 启动液压泵对旋转接头施加轴向力PCT=610k N (压力表2读数7.1MPa) , 关闭阀10、11, 并持续30分钟。
第五步, 关闭阀4、7, 打开阀5用量杯收集主密封泄漏气体;同样, 关闭阀5, 打开阀6用量杯收集副密封泄漏气体;主密封及次密封泄漏量不大于10cm3/分钟/厘米 (主密封直径) 。打开阀3、8、9, 放掉旋转接头内液氮。
第六步, 拆卸旋转接头检查旋转接头内的钢球以及滚道压痕, 并测量压痕的尺寸, 钢球压痕宽度不大于钢球直径的8%。
第3阶段, 施加轴向力PCT=4·PCAswivel=1220k N
第一步, 按图3重新组装试验装置, 关闭所有阀门。
第二步, 打开阀10、11, 启动液压泵对旋转接头施加轴向力PCT=1220k N (压力表2读数14.2MPa) , 关闭阀10、11, 并持续30分钟。旋转接头主体无结构或部件损坏。
第三步, 拆卸旋转接头检查旋转接头内的钢球以及滚道压痕, 并测量压痕的尺寸, 钢球压痕宽度不大于钢球直径的8%。
3 LNG旋转接头的动态试验
旋转接头在作业过程中不停的做微幅摆动运动, 以每月接卸一船, 每船接卸24小时, 设计寿命五年计算, 其工作时间约为1500小时。因此旋转接头的滚道及密封面和密封圈的寿命对整个旋转接头起决定性作用, 动态试验就是检测旋转接头的使用寿命。
试验步骤如下:
1) 将装配好并检验合格的旋转接头主体两连接面用丙酮清洗干净并保持干燥。试验装置的其他零部件同样采用丙酮清洗, 确保整个试验装置无油污且表面干燥。
2) 按试验装置图 (图4) 将清洗好的旋转接头及其他试验零部件连接完毕。
3) 试验步骤:
试验1, 旋转接头的防潮保护试验:
第一步, 打开阀6, 缓慢打开减压阀4, 并检查阀6持续有氮气吹出。
第二步, 打开阀2、5, 关, 打开阀1缓慢向旋转接头内注入液氮, 检测旋转接头两端直管段管道外表面中心线附近温度, 使温度低于-170℃后。
第三步, 用水喷射旋转接头至结冰厚度为20mm厚, 并保持一小时。
第四步, 关闭阀2, 打开阀3, 排放管道内残余液氮。待旋转接头升至室温, 拆卸旋转接头检查, 旋转接头滚道及钢球面无水、冰, 密封面无损坏, 合格。记录测试时氮气压力值。
试验2, 旋转接头的动态试验:
第一步, 按图4重新组装试验装置;打开阀6, 缓慢打开减压阀4, 使氮气减压器压力表2压力至0.02MPa, 并检查阀6有氮气吹出。
第二步, 常温状态下, 接通减速机电源, 使旋转接头摆动, 摆动的频率约为0.1赫兹, 摆动的幅度8º~10º。
第三步, 打开阀2、5, 缓慢打开阀1向旋转接头内注入液氮, 检测旋转接头两端直管段管道外表面中心线附近温度, 待温度低于-170℃后, 关小阀6并调节阀1开度, 使压力表1为0.3MPa。不间断摆动40000次。
第四步, 每摆动40000次为一周期, 下一周期恢复到常温状态进行摆动。如此重复试验。
第五步, 共需测试10个周期。在完成旋转接头的30%、60%及100%运转后, 拆卸旋转接头进行检查, 旋转接头密封面及滚道、钢球无显著磨损。滚道钢球压痕宽不大于钢球直径的8%。
4 结论
通过上述试验, 结果完全符合OCIMF、EN1474-1的相关规定, 整个试验完全成功, 这表明我公司设计制造的大口径LNG旋转接头完全能够取代进口产品应用于LNG装卸臂。
摘要：LNG旋转接头是LNG装卸臂的关键部件, 它的可靠与否决定着整台LNG装卸臂能否长期稳定运行。我公司设计制造的大口径LNG旋转接头通过了严格的静态试验和动态试验的测试, 表明此类LNG旋转接头完全符合国际行业规范, 完全可以代替进口产品。
关键词：LNG,装卸臂,旋转接头,试验
参考文献
[1]OCIMF-Design and Construction Specification for MARINE LOADING ARMS (Thrid Edition-1999)
[2]BS EN1474-1:2008-Design and testing of transfer arms
旋转试验 篇8
喷灌技术是一种先进的节水灌溉技术, 对农业的发展起到了巨大的推动作用。喷头是喷灌系统的关键设备, 其性能直接影响喷洒的质量。国内外在喷头的性能和结构上作了大量研究, 形成了适应各种用途的喷头系列。变域喷洒喷头[1,2,3,4,5,6,7,8]就是为适应非圆形地块不发生超喷、漏喷现象而开发的一种新型喷头。
涡轮式草坪喷头大量应用于园林景观喷灌中, 喷洒地形各异, 现用喷头只能适用圆形地块, 如组合不当会发生漏喷、重叠, 也会发生超过规定地形的现象, 给交通、行人带来不便。因此对涡轮式草坪喷头, 有必要开展单喷洒系统实现基本形状的变域喷洒研究, 为不同形状地块喷头布置方式提供设计依据。
1 变域喷洒的变量关系
1.1 旋转角度、射程关系
以正方形喷洒域为例, 给出其实现条件的定量研究结果。喷头实现正方形喷洒时, 其喷洒域的形状如图1所示, 喷头处于正方形中心O位置, 设OB=R0=1, OA=R, 喷头以逆时针方向旋转。喷头在旋转过程中射程进行四个周期变化, 出现四个峰值。正方形喷洒域的射程变化幅度较大, 通过计算可得出正方形喷洒的射程边界函数如下式, 此公式为正方形喷洒射程与旋转角度的关系式。
1.2 旋转角度、时间关系
由于涡轮式草坪喷头为匀速旋转喷头, 喷头每隔一定的时间转过相同的角度, 旋转角度和时间成线性关系, 可以推导出旋转角度与时间的关系为:
式中:K为喷头旋转一周所需时间, s;t为喷头运行时间, s;n为喷头运行周数。
由式 (2) 可以确定喷头运行时间与旋转角度之间的关系, 即根据时间可以得到喷头的转向, 以确定提供什么样的流量和压力。
1.3 射程、工作压力关系
国内外许多学者对喷头射程的计算方法进行了大量的研究, 取得了一定的成果:Cauazza、常文海、加维林、Edling[9]、冯传达、干浙民[10]等在总结大量试验研究基础上, 提出了多种无风条件下的喷头射程计算的经验公式。脱云飞等[11]研究了考虑水滴上升段和下降段运动的喷头射程计算模型, 王波雷等[12]基于空气动力学原理, 研究了喷头水滴在空气中的运动模型。
Cauazza公式
常文海公式 R=1.7-E0.487p0.45 (3)
加维林公式
冯传达公式
干浙民公式
式中:p为工作压力, kPa;R为射程, m;μ为流量因素, 取0.8;α为喷射仰角, (°) 。
基于以上分析, 采用Cauazza公式建立工作压力与时间之间的数学模型为:
1.4 变域喷洒参数仿真
根据图1设最大射程R0为1, 对喷洒射程R进行当量处理, 通过MATLAB语言编程得到直角坐标下正方形的射程变化曲线, 图2为理论射程曲线回归结果。
由图2可以看出一个变化周期内最大射程出现四次, 正方形变化的幅度比较大。以涡轮式草坪喷头喷嘴直径D=2 mm, 旋转一周所需时间K=30 s为例, 根据公式 (7) 回归得出运行时间-工作压力模型如图3所示。
从图3中可以看出, 在一个周期内, 压力对喷头运行时间类似为正弦的周期变化。假设系统的输入信号为正弦信号, 对供水策略进行模拟仿真。
2 供水策略的模拟仿真
2.1 供水系统传递函数
图4为变域喷洒喷头系统的结构框图, 系统的输入信号为给定的管道水压, 通过控制器调节来控制管道水压使喷头实现变域节能喷洒, 找出系统框图4中的每个环节的传递函数分别如下。
(1) 变频器的传递函数描述为比例关系, 输出为频率f, 输入为电流i, 其关系式为:
式中:K为比例系数, 根据变频器模拟输入特性确定。
(2) 电机的传递函数可用一个线性化的小信号扰动模型来描述。输出为转子角速度ωr, 输入为定子电压频率f, 则电机传递函数为[13]:
式中:np为电机的磁极对数;J为电机转到惯量;C为阻力矩系数;r2为转子电阻;U10为静态电源电压;ω10为静态供电角频率。
(3) 泵管道传递函数为一个带延迟的惯性环节, 输出为水压p, 输入为角速度ωr, 其传递函数为[14]
式中:τ为泵管道纯延迟时间;T为动态时间常数。
(4) 压力变送器为比例环节, 通常设置为1。
2.2 仿真试验
实验中, 各环节传递函数的参数应根据系统辨识法来确定。采用经典辨识法, 通过阶跃函数作用于过程, 得到阶跃响应的波形和数据集, 根据数据集和图形得到相应参数。试验中, 设定电机和泵管道环节辨识结果为以下式子:
根据模拟输入设定确定变频器环节:
根据以上传递函数, 利用MATLAB建立Simulink仿真结构图如图5所示。
图5中输入为正弦信号:
也就是管道压力对应时间的变化曲线信号。通过PID控制器进行调节, 使输出及时达到给定输入, 完成压力的调节, 采用工业控制中常用的临界比例度法来确定PID控制器参数。
PID调节的传递函数模型为[15]:
通过临界比例度法仿真得到:Kp=7.41, TI=13.6, TD=3.4。则该PID控制器为:
通过如图5所示系统的仿真, 得到输入输出曲线如图6所示。
由图可知, 在大约50 s之后, 输出水压能较好地跟踪输入水压, 即输出水压能较好跟踪给定管道压力, 前50 s的大超调是由于t=0 s时的阶跃信号引起的。图7为开始段连续上升输入信号的输出响应, 如果给定水压从零开始缓慢上升至0.14 MPa, 就不会出现大超调, 系统的调节效果比较好。根据仿真结果可知, 利用临界比例度法确定PID控制参数调节变域喷洒喷头系统, 当输入为周期一定的正弦信号时, 有较好的调节效果。根据分析, 对变域喷洒系统输入各信号, 将管道压力-旋转角度的拟合曲线作为输入信号, 输出能较好的跟踪输入, 可以实现正方形变域喷洒, 为今后进一步开展变域喷洒喷头节能运行的试验验证研究提供了理论基础。
3 结 论
(1) 本文将变频调速技术引入喷灌系统, 以正方形喷洒域为例, 通过理论分析得到喷洒域边界方程并确定边界方程的解。
(2) 建立变域喷洒喷头系统的结构框图, 其中变频器的传递函数关系式为:
(3) 建立仿真结构图, 得到在大约50 s之后, 输出水压能较好地跟踪输入水压。给定水压从零开始上升至0.23 MPa之后调节效果较好。利用临界比例度法确定PID控制参数调节变域喷洒喷头系统, 在输入为一定周期下的正弦信号时, 有较好的调节效果。
(4) 本文以单喷头变域喷洒为例, 分析了方形喷洒的控制策略, 也适合组合喷洒, 可使组合喷头数大大下降。
(5) 本文通过MATLAB对草坪喷头实现变域喷洒进行了仿真, 得到了理想的结果, 为今后进一步进行试验验证打下了理论基础。
旋转试验 篇9
1 水松纸切割装置的设计
(1) 设计规划。设计规划阶段, 首先要对设计任务进行详细描述。基于相应的技术参数和功能要求, 对水松纸切割装置的关键技术、基本原理等进行研究, 并且建立关键技术的理论模型[1]。装置要求将胶水涂抹均匀的水松纸切割为27mm长度的矩形, 并确保能够吸附水松纸的真空度, 设计效率为5500片/min, 同时应确保清洁无污染的工作面。装置应当确保满足卷烟长度的水松纸长度和同步的粘结点线速度。水松纸宽度方向重点应与墙板保持205mm距离, 同时保持水松纸48~70mm的宽度。
(2) 方案设计。水松纸切割由刀盘旋转完成, 因此对切纸轮和刀盘的相对位置应当加以考虑, 同时将刀盘旋转中心的位置确定。具体设计中, 要根据不同的实际情况及生产要求, 分为旋转中心在切纸轮端面内、旋转中心与切纸轮端面齐平、旋转中心在切纸轮端面外等情况进行考虑。墙板挡住了切纸轮里端, 因此在切纸轮外端安装切纸刀盘[2]。具体地, 可分为切纸刀逆时针旋转和顺时针旋转等情况考虑。具体设计中, 对其涉及到的变量和定量参数, 应建立相应的数学模型, 选择最优的安装结构。
(3) 技术设计。根据机构装配空间、切纸原理等, 总体结构主要包括墙板、切纸刀盘、四根轴、齿轮箱、一次锥齿轮传动、两次直齿轮传动、支架、切纸刀、切纸轮等零件。结合切纸刀和切纸轮相对运动的方向, 需要采取变换运动轴线方向的传动方式, 因而采用了圆锥齿轮传动的方式实现这一功能。原有切纸结构的切纸方向与切纸轮端面呈15°。本设计中, 在切纸刀盘旋转轴和竖直面之间保持15°夹角, 以确保安装切纸刀盘的位置与切纸轮端面之间也保持在15°。
(4) 施工设计。刀片设计中, 根据计算确定了65Mn的刀片材料弹簧钢, 其材料与原切纸刀相同。切纸轮较为复杂, 具有送纸、安装调试、切纸、配齐系统等作用。采用12个镶块和1个轮体组成切纸轮, 同时设计相应的切纸轮凹槽。切纸刀是在刀盘上安装刀片, 然后在刀座上进行安装, 最后安装到旋转轴上。设计中, 单盘中心挖空, 刀盘上刀片安装面凸起, 用三个腰圆形槽与轴固定刀座。最后在设计总装图的过程中, 将23个轴承、螺钉, 30个零件图等纳入其中。
2 水松纸切割装置的仿真
(1) 虚拟样机装配验证。在装置仿真过程中, 首先建立三维模型, 确保模型的精确度, 然后将其导入动力学仿真软件中, 将约束和力添加上, 从而形成系统虚拟样机, 最后对其进行动力学仿真试验[3]。需要利用正确的数据交换格式确保模型精度。结合模型导入的几何特征, 利用Parasolid是一种良好的数据交换标准格式, 能够确保转动惯量、体积质量等物理信息的完整。利用该数据交换标准格式能够提供精确的几何表达, 同时发挥良好的容错效果。导入过程中, 为了使仿真更加方便, 将切纸结构分成5个部分, 分别是齿轮箱、支架、墙板;大齿轮、轴、切纸轮;中间齿轮、轴;锥齿轮、小齿轮、轴;锥齿轮、切纸刀、轴。
(2) 切纸原理验证。轴向上, 将切纸轮初始切纸工作刃进行7等分, 然后利用刀刃曲线方程对得到的8个初始点进行计算。在将水松纸切断的过程中, 切纸刀刃与切纸轮工作刃分别有8个相应的点依次重合。在虚拟样机的切纸轮和切纸刀上, 将这16个点分别添加到虚拟样机中。在进行仿真计算的过程中, 对两个点之间的x坐标、y坐标、z坐标之间的差值分别进行测量和计算。如果得到了为0的差值, 则说明在t时刻中, 两个点发生了重合。经过计算得出, 在空间三个方向的坐标中, 差值都为0, 证明理论推导的结果与仿真得到的结果相同, 说明了刀刃曲线方程的正确性以及设计参数的合理性。
(3) 切纸直线度分析。垂直高速旋转式水松纸切割装置属于非接触式切纸。在切纸过程中, 镶块刃口和切纸刀片之间保留了0.06mm的间隙, 保证不会有弹性形变发生。在这种非接触式的切纸装置中, 切纸刀的安装精度和加工精度, 对水松纸切口的直线度有很大的影响[4]。因此, 可根据中心距、刀片刃口曲线、刀片安装面、刀盘轴向移动等方面, 分析直线度受到切纸刀精度的影响。在切纸过程中, 根据切纸方程, 确定刀片的切入点和切出点坐标。在切入的瞬间, 确定水松纸的切开起始点坐标和终止点坐标。在切入过程中, 刀片切入点和水松纸切开起始点重合;在切出过程中, 刀片切出点和水松纸切开终止点重合, 从而确保切出一条直线。
3 水松纸切割装置的试验
(1) 切纸试验。进行装置试验的过程中, 首先根据装配图进行正确装配, 然后安装调试切纸刀, 确保切纸轮旋转轴与切纸刀旋转轴的垂直, 并且与竖直方向保持15°角。安装刀片时, 刀尖和旋转轴的距离为98.82mm, 刀尾和旋转轴距离为69.75mm, 刀座底端和支架底端距离为75.93mm。在水松纸未接入的状态下, 用手盘动切纸轮对镶块工作刃、切纸刀片的啮合情况进行观察。然后开机运行, 对切纸结构的振动噪声、刀刃的啮合情况等进行观察。通过试验证明, 镶块和刀片符合设计要求, 啮合情况良好。正反转时, 传动间隙很小, 非接触切纸噪声很低, 镶块和刀片也没有磨损。
(2) 试验分析。经过试验能够得知, 在垂直高速旋转式水松纸切割装置的设计中, 各个零部件能够准确进行安装, 同时达到了设计的传动精度要求, 且切纸轮和切纸刀在运动过程中不会相互干涉。刀片远点切入、近点切出的轨迹, 能够准确啮合切纸轮镶块[5]。刀片在切纸过程中, 从里向外刮, 并向凹槽里切。对于能够影响到切纸效果的参数, 如刀片、间隙、负压等进行适当选取, 使得切纸结构能够沿着直线进行切割, 得到切口光滑的水松纸片。长度为27mm, 宽度为48mm, 能够满足实际卷烟的需求。
4 结论
在卷烟设备中, 水松纸的切割是一道十分重要的工序。随着工业技术水平的不断提高, 我国已经能够自行设计和制造水松纸切割装置。本文结合水松纸切割当中的各种问题和要求, 设计了垂直高速旋转式水松纸切割装置, 并根据相关的影响因素确定了具体的设计参数和设计方案。经过仿真、试验等步骤, 发现设计的水松纸切割装置能够发挥出良好的效果, 并且能够切割出符合卷烟要求的水松纸片。
参考文献
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