双轴试验（精选6篇）
双轴试验 篇1
0引言
目前,秸秆全量还田耕作发展很快,其可以增加土壤的有机质,防止土壤板结,实现农业的可持续性发展。特别是江苏省早已将秸秆禁烧写进了相关地方法规。尽管秸秆的燃料化、饲料化、颗粒肥料化也发展很快,但其总体规模不大,最终秸秆的绝大多数去处仍然是还田[1]。
江苏地区秸秆还田耕作分为农场和农村两种作业方法。农村采用撒种后直接用手扶拖拉机牵引旋耕机进行旋耕作业,一次完成,复式作业程度高,可减少人工、节约成 本; 但由于该 工艺耕深 一般不足12cm,大量前茬的秸秆被埋在不足12cm的土壤里[2],将会造成耕作层中秸秆和土壤的比例增高。秸秆在土壤中腐化之前要吸收氮肥,特别是江苏地区一般是稻后麦,播种后冬天气温低,秸秆不能在年前腐化。来年春天正赶上小麦快速生长需要大量肥料时,而秸秆在此温度正适宜腐化而吸收氮肥,造成与小麦争肥的局面,严重影响小麦生长发育[1,3]。秸秆和土壤的比例太高还会造成耕作层土壤密度过小、土质疏松、保水性差,遇到干旱气候将会导致小麦大量减产。
以盐城地区的大丰农场为例,其耕作工艺路线是: 拖拉机牵引五华犁进行深耕,耕深达20cm; 拖拉机牵引旋耕机进行破土、碎土和耙地; 拖拉机牵引播种机进行播种作业。20cm耕深能将秸秆与足够的泥土混合,使土壤中的秸秆比例小,避免了由于土壤中秸秆比例太高而影响作物生长的问题,最终达到秸秆无副作用全量还田的目的。但农场整个耕作工艺分为3道工序,工序复杂、生产效率低、劳动强度大,要在犁耕工艺上开发复式作业功能是很困难的,因为犁的结构纵向很长,结构上难以实现[5]。所以,只有从旋耕机上发展复式作业,通过增加旋耕机功率来加大旋耕深度,同时解决旋耕缠草、复式作业的协调性及大耕深节能等问题,才能够解决秸秆全量还田的复式作业问题[6]。所以,适应秸秆全量还田的大功率、大耕深旋耕复式作业机具的研制就显得十分迫切。
增大旋耕机的耕深主要有两种方案: 最简单的方案是采用回转半径更大的旋耕刀,然而刀轴的扭矩和旋耕刀回转半径的平方成正比,大的回转半径会导致刀轴的扭矩过大,从而对刀轴、刀座和旋耕刀的材料、热处理和焊接提出了更高的技术要求,大大增加了加工难度和加工成本[1,4,7]。另一种方案是采用的双轴分层旋耕,然而双轴分层切削旋耕必须解决旋耕机的后旋耕刀轴入土问题。由于后旋耕刀轴安装高度必须低于前旋耕刀轴,将引起现有的双轴旋耕机后刀轴传动箱在未耕土壤中滑行,导致后旋耕刀轴难以入土,耕作深度难以增加。
1 机具总体设计
本机具针对秸秆全量还田对耕深的要求,采用双轴分层旋耕切土的方法,成功实现了秸秆全量还田的大耕深旋耕复式作业。双轴旋耕施肥播种复式作业机主要由动力传输部分、旋耕部分及施肥播种部分组成,结构如图1所示。其主要由机架、悬挂架、中间传动箱、前后刀轴传动箱、前后旋耕刀轴及旋耕刀、万向节、动力输入轴等组成。
双轴旋耕施肥播种复式作业机主要技术参数如表1所示。
1. 施肥播种箱 2. 中间传动箱 3. 前刀轴侧边传动箱 4. 悬挂架 5. 机罩 6. 前刀轴旋耕刀 7. 机架侧板 8. 小犁铲 9. 后刀轴旋耕刀 10. 后梁 11. 施肥播种箱链轮罩 12. 施肥播种箱链轮 13. 动力输出链轮 14. 前刀轴侧边传动箱
动力传递部分由前刀轴侧边传动箱、后刀轴侧边传动箱、中间传动箱及万向节等组成。动力传递路线为: 拖拉机动力输出轴将动力通过万向节传入中间齿轮传动箱,中间传动箱通过万向节将动力分配给前后刀轴侧边传动箱,前后刀轴侧边传动箱再将动力传递给前后刀轴及旋耕刀。
2 关键部件设计
2. 1 旋耕机构的设计
本机前后刀轴采用双轴阶梯状立体空间布置结构,即前刀轴和后刀轴分别安装于复式作业机的前后,在水平方向上相距45cm,在竖直方向上后刀轴比前刀轴低11cm。前刀轴左侧板与右侧板的距离大于后刀轴左右侧板距离与后刀轴侧边传动箱厚度之和,以保证后刀轴侧边传动箱和侧板底部能够紧贴前刀轴旋耕后的沟底向前运动。前后刀轴旋耕刀的型号均为IT225,前刀轴的耕作深度约为11cm,后刀轴在前刀轴耕作的基础上再耕作约11cm,以实现采用小旋耕刀分层旋耕实现大耕深、耕作深度达20cm以上的目的。双轴阶梯状立体空间布置如图2所示。
2. 2 Z 型侧板的设计
本机的关键部件之一是左右机架的异形侧板,其结构决定了后旋耕刀轴是否能在前旋耕刀轴旋耕后的基础上再进行入土旋耕,因而决定了耕深能否达到20cm,从而决定了秸秆还田的效果。
本机具采用的机架侧板呈Z形结构,由中间板、内侧板和外侧板3部分组成,结构如图3所示。外侧板上安装前旋耕刀轴,内侧板上安装后旋耕刀轴和侧边传动箱,内外侧板由中间板连接,整体呈Z形结构。由于内、外侧板都是纵向的,而中间板是横向的,从而使得安装于内侧板上的后旋耕刀轴宽度小于安装于外侧板上前旋耕刀轴的宽度。这样可以使后旋耕刀轴完全位于前旋耕刀轴的耕作范围内,使后旋耕刀轴更好地入土旋耕,可以保证其在前旋耕刀轴耕后的基础上再进行旋耕的耕作深度,从而实现整个耕作深度达到20cm以上的目的。
1. 内侧板 2. 外侧板 3. 中间侧板
3 田间试验
2013年10月18日,机具在扬州市江都区小纪镇进行了田间作业试验,如图4所示。
机具采用的前进速度为3. 29km/h,具体的试验条件如表2所示。
试验选取了2个行程对机具作业后耕深进行了测量。在行程1和行程2中左右两侧各取10个点测量耕深,记录数据如表3所示。经计算得: 行程1耕深平均值为20. 82cm,行程2耕深平均值为21. 50cm;行程1耕深标准差为2. 03cm,行程2耕深标准差为2. 47cm; 行程1耕深稳定性为90. 23% ,行程2耕深稳定性为88. 51% 。
cm
4 结论
1) 试验证明,双轴旋耕施肥播种复式作业机作业后,平均耕深大于20cm,耕深稳定性约为90% ,能够满足秸秆无副作用全量还田对耕深的要求。
2) 采用双轴阶梯状Z形立体空间布置结构和双轴分层旋耕切土工艺,实现了深旋耕及秸秆深埋技术的突破。
3) 采用双轴分层旋耕法实现深旋耕、碎土、施肥播种一次性复式作业,大大节省了耕作能耗和成本。
参考文献
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[4]赵海波,韩金福,田士军.SGTN-140型双轴灭茬旋耕机的设计与研究[J].中国农机化,2003(2):30-31.
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双轴试验 篇2
钢板弹簧作为汽车非独立悬挂系统的弹性元件, 使用历史悠久。目前其主要应用在货车和大型客车上。在工作中其将各种力和力矩传递给车身, 缓和、吸收地面不平带来的冲击和振动。在加载时利用多片弹性钢板之间的摩擦, 促使车身振动衰减, 使汽车行驶平稳, 保证汽车的操控性能。钢板弹簧的强度是否满足设计要求, 直接影响汽车的使用效率和行驶安全。
某集装箱部件有限公司研制的双轴汽车悬挂系统如图1所示。它是由支架、骑马螺栓、螺杆和钢板弹簧等组成, 主要应用于集装箱货车。该款悬挂系统钢板弹簧在正常使用时出现过断裂问题。为了保证使用的安全性能, 需要通过力学性能试验, 分析钢板弹簧在不同载荷下的应力应变情况, 测试其极限承载能力, 并通过与有限元分析计算结果对比, 保证试验结果的可靠性, 为该公司对此款钢板弹簧的进一步优化设计、改进性能提供依据。
1 钢板弹簧性能试验
1.1 试验设备与装置
1) 试验装置。试验装置如图2所示, 搭建一个刚性框架, 将悬挂系统支架固定在框架上预紧, 利用液压千斤顶对两个钢板弹簧加载, 建立如图2所示的坐标系。
2) 试验设备。包括YE2539高速静态应变仪×1;YE2538静态应变仪×5;WY100位移传感器×2;BHR—4荷重传感器×2;20 t千斤顶×2;WE—30万能材料试验机×1;LX—7力学性能自动测定仪×1;Br120—2AA电阻应变片×100。
3) 测点布片方案。实测时, 一个三片板簧共选择23个测点, 在每一测点均沿纵向粘贴2只电阻应变片, 共计46只应变片。钢板弹簧应变片布置如图3所示。
1.2 试验数据及分析
该钢板弹簧设计额定载荷为5 t, 极限载荷为8 t, 材料的弹性模量为200 GPa, 规定非比例延伸强度Rp0.2为1330MPa, 抗拉强度Rm为1450 MPa。将悬挂系统安装到框架上, 对钢板弹簧进行预紧, 测得预紧时的应变;然后利用液压千斤顶从零开始加载, 每次加载1×104N, 一直加到1×108t, 再进行卸载, 记录每次加载和卸载时测得的应变。由公式σ=Eε计算得到预紧和每次加载时的应力值。
MPa
MPa
MPa
1) 钢板弹簧的预紧应力 (如表1) 。
2) 加载时钢板弹簧的位移。在加载过程中, 钢板弹簧变形的位移曲线如图4所示。最大变形为64.8 mm。
3) 由于在加载试验之前钢板弹簧已受到预紧力的作用, 钢板弹簧上各点的实际应力应加上预紧时所受到的应力。随着载荷的增加, 钢板弹簧应力值也逐步增加, 加载到8×104N时各点应力达到测试的最大值。加载到设计额定载荷5×104N和设计极限载荷8×104N时钢板弹簧上各点所受到的应力如表2、表3所示。
4) 试验结果分析。由表2、表3可知, 钢板弹簧在加载8×104N时, 最大应力值为1344MPa, 发生在骑马螺栓处, 并且已达到了钢板弹簧的屈服强度Rp0.2值。在设计额定载荷5吨时, 钢板弹簧的最大应力值为848 MPa。图4所显示的变形值包括钢板弹簧的变形, 还包括支架、框架等在承载时的弹性变形。
通过试验, 可以得出该悬挂系统钢板弹簧的极限载荷为8×104N, 若按额定载荷5×104N计算, 静态安全系数为1.6。
2 钢板弹簧有限元分析
通过钢板弹簧的性能试验为了验证钢板弹簧试验的结果, 利用ANSYS软件对钢板弹簧进行有限元分析计算, 主要验证极限载荷数值的准确性。
2.1 钢板弹簧建模
根据三坐标测量仪测得的数据, 建立钢板弹簧模型, 如图5所示。
选用平面单元和接触单元, 划分网格后共生成47608个单元。钢板弹簧的有限元模型如图6所示。
2.2 有限元分析计算
选择加载8 t进行有限元分析计算, 得到钢板弹簧的相当应力云图见图7;纵向 (X向) 应力云图见图8;竖直方向上的变形云图见图9。
2.3 与试验结果对比分析
从有限元分析计算结果可以知道, 承载8×104N时钢板弹簧相当应力的最大值为1253MPa, 纵向 (X向) 应力的最大值为1333 MPa, 均发生在最上片钢板弹簧的骑马螺栓处, 最大应力值达到了材料的屈服极限。板簧竖直方向的最大变形为57.956 mm, 发生在钢板弹簧最外端。车架与轮轴间的相对竖向位移为56.762 mm。
根据钢板弹簧加载8×104N时的应力云图, 查看试验测点的应力值, 与试验结果进行对比, 有限元计算结果与实测结果相当接近, 23个测点中绝大多数测点的结果相差都在6%以内, 只有3个测点的结果相差达10%或超出10%。
通过试验取得的应力应变数据和有限元分析计算结果, 可以得出:
1) 力学性能试验与有限元分析计算都能得出钢板弹簧在承载8×104N时最大应力达到屈服极限, 即钢板弹簧在使用时承载能力在8×104N以内。
2) 钢板弹簧在8×104N时最大变形有限元计算值58.0 mm, 整体测试值为64.8 mm。因为测试中, 不仅包含钢板弹簧变形, 还包含支架等处的弹性变形。
3) 钢板弹簧有限元模型的建立、边界条件的处理、载荷的施加是可行的, 有限元计算结果能正确地反映钢板弹簧全场的应力与变形。
4 结语
由力学性能试验和有限元分析计算结果可知, 某集装箱部件有限公司研制的悬挂系统钢板弹簧在额定载荷工作时是安全的。集装箱货车工作时避免承载达到或超过极限载荷。如果要增加承载能力, 则需进一步进行结构的优化设计。
摘要：为了解决某集装箱部件有限公司研制的双轴汽车悬挂系统钢板弹簧在使用中出现的断裂问题。利用试验装置测试钢板弹簧的力学性能, 再通过有限元分析计算进行对比, 为该款悬挂系统的进一步优化设计、改进性能提供依据。
双轴试验 篇3
一、 特点
2BF—GS—8 (8) (200) A1型旋耕施肥播种机适用于在茬高不超过15 cm, 植被覆盖率不高于65%的茬地 (玉米茬、豆茬、麦茬) 上进行玉米、大豆、小麦等旱作物的播种。采用双轴式结构进行灭茬与旋耕作业, 既解决了灭茬作业所需转速与旋耕作业所需转速不一致的问题, 又满足了超高产小麦精少量播种、宽行距、带状播种、正下位深种施肥等农艺种植要求。能够调节种肥厚度的纯角铲式复合开沟器可较好地实现肥料正下位深施, 施肥深度8～15 cm无级调节, 播种深度3～8 cm无级调节, 能够适应不同地区农艺种植要求。通过改变调节开沟U型螺栓与大梁的相对位置实现无级调节, 以适应不同的农艺要求和不同的土壤类型。本机可一次同时完成灭茬、旋耕、肥料深施、宽行播种、整行镇压等在内的六项作业, 既节约整地成本又提高播种质量。
二、 试验示范分布及实际效果
五部“六位一体机”分布在两个示范片, 配套动力全部为90马力以上的拖拉机, 播种机手全部为经验丰富的老机手。在近半个月的播种期内, 5部“六位一体机”在不同茬口、不同土质的耕地上进行作业示范, 共同完成灭茬播种两千多亩。
1.“六位一体机”能够一次性完成灭茬、旋耕、开沟、播种、施肥、镇压六项作业, 减少了机组作业次数, 既节约成本又提高效率, 还可改善土壤营养环境, 减少土壤板结;
2.灭茬效果一般, 旋耕深度大都在8～12 cm, 播种深度在5～9 cm之间, 托板调节只有两孔, 调整不灵活;
3.经过效果对比, 此机具旋耕及镇压效果较好, 与其他机具整地地块比较, 整地质量较好, 能够保持深浅一致、上下均匀、松实一致、通透性较好;
4. 10月底进行苗情地块对比, 宽行播种较明显, 带状出苗较其他播种机有优势, 但出苗较弱;
5.对5处出苗后典型地块的调查, 经实地测算, 整体播幅2.05 m、行距20～22 cm、播深5～7.5 cm、旋耕深度11 cm左右、单行幅宽1.5～2.8 cm;
6.正下位深施肥效果比较明显, 优势较大。
三、存在的问题及建议
1.播种深, 调整后仍达不到农艺要求
按照农艺要求, 小麦适墒、适期播种, 播深在3～5 cm最为适宜。但是该机播种深度大都在6～9 cm, 在实地播种过程中有的甚至达到了10 cm, 回调余地不大, 经过几次调整后播深达到6～7 cm, 但旋耕深度只有9 cm左右。复合开沟器虽然可无级调节, 但受旋耕深度影响较大。如果不考虑整地质量, 播种深度可达到3～5 cm, 但与此机技术指标相违背。在苗情对比中, 弱苗、黄苗现象较其他播种方式的地块严重。例如:陈庄万亩片张集北千亩田现场会试播的40亩小麦, 出现出苗不齐、黄苗弱苗较多, 经调查测算是由于播种深度过深造成的, 必须重播。
2.双轴灭茬效果不太明显
在实地作业中, 割茬高度大于12 cm或植被覆盖率大于45%, 灭茬、整地、播种不能顺利进行, 作业时不平垄行、垄堆不断出现。开沟器、镇压轮缠草严重, 无法正常作业。例如:在郑小集千亩田玉米茬地作业时, 因为玉米残茬较高机具不能顺利灭茬还田, 经调整仍不能正常作业。
3.复合开沟器整体调整太机械
由于复合开沟器与大梁连接为U型固结器连接, 没有调节弹簧来缓冲调节, 在一定程度上导致播种深度过深。经过实验, 这个问题始终得不到解决。例如:在纪伦寨治理片100亩示范田作业时, 经过几次调整仍达不到正常的播种深度。
4.建议
气缸体双轴孔镗削加工 篇4
合理的工序安排
在工序安排上, 合理的调整与分担加工精度是保证最终精镗加工精度的有效措施之一。在精镗工序之前, 安排半精镗加工工序, 精镗加工的最终工序要求如下:
(1) 主轴孔加工至φ160H6, 表面粗糙度值为Ra=0.8μm, 圆柱度为φ0.012mm, 同轴度为φ0.03mm。
(2) 凸轮轴孔镗至φ7 3 H 7, 表面粗糙度值为Ra=0.8μm, 圆柱度为φ0.008m m, 同轴度为φ0.03mm。
(3) 凸轮轴轴瓦孔中心线相对于曲轴轴瓦孔中心线位置尺寸, 高度方向为 (293±0.03) m m, 水平方向为145-0+0..0304 mm, 相互平行度为φ0.10mm。
精镗模的设计
1. 镗架布置
如图2所示, 曲轴轴瓦孔和凸轮轴轴瓦孔加工各自采用了四镗架支承, 各个镗架均采用了各自独立单导向镗架体。这样一则可提高零件的制造精度, 二则可通过装配找正的方法提高导套的导向精度, 三则还可以避免两镗杆把各自加工过程的振动和干扰传递给对方。
1.镗模2.镗杆
2. 导向设计
我们知道, 滚动镗套一般分为“内滚式”和“外滚式”两种。
采用“外滚式”导向进行镗孔时, 在镗杆进入导套时, 为了使镗刀能顺利地进入引刀槽中而不发生碰撞, 必须具备如下两个基本条件:一是镗杆在引进或退出时, 必须停止其旋转运动, 使镗刀以固定的方位进入或退出导套;二是必须在镗杆与旋转导套间设置定向键, 以保证工作过程中镗刀与引刀槽的正确位置关系, 定向键同时也起着保证加工精度稳定性的作用。
具有引刀槽的“外滚式”导向, 其定向键的形式有两种:具有尖头定向键的“外滚式”导向, 具有弹簧钩头键的“外滚式”导向。在本镗模的设计中, 曲轴轴瓦孔加工镗杆的导向均采用了具有弹簧钩头键的“外滚式”导向 (见图3) 。可借助导向套的钩头键与镗杆上的键槽相连接, 保证镗刀与引刀槽的相互位置关系, 这样镗杆端部不必具有螺旋导引从而可减短曲轴轴瓦孔加工镗杆的设计长度, 有利于镗杆的加工。这种机构形式的导向装置, 在制造正确的情况下, 与尖头键相比, 工作更为可靠。但由于结构尺寸较大, 有时受孔间距离的限制而不能采用。
1.螺钉2.定位块3.圆柱销4.键5.弹簧
3. 镗架轴承的选用、布置及预紧
(1) 镗架轴承的选用衡量镗模质量的标准是镗模的精度, 其除了决定于镗模的整体设计方案外, 在很大程度上决定于工具轴承系统, 因此镗模设计必须与轴承系统相互适应。曲轴轴瓦孔加工与凸轮轴轴瓦孔加工的前、后镗架轴承均采用了进口P2级FAG系列角接触球轴承。所以选用角接触球轴承而没有采用常用的向心球轴承是因为前者具有钢球数量多, 轴承原始刚度、运转精度及使用寿命等性能比后者优越, 而且它可以利用预紧的方法来消除轴承径向和轴向游隙, 减小因受工作载荷而引起的径向和轴向偏移, 从而提高轴承的运转精度和刚度。
(2) 镗架轴承的布置及预紧每对轴承在镗架中以外环宽端相对的“背对背”型布置 (见图4) , 这种排列交点间跨距较大, 悬臂长度较小, 故悬臂端刚性较大。
1.外隔套2.内隔套
当用锁紧螺母压紧轴承内环时, 预紧力便施加在轴承上, 两轴承间外隔套与内隔套的长度差决定了轴承预紧力的数值。按这种方式布置轴承时, 由于两个轴承的压力线沿着回转轴线方向扩散, 因此增强了导向装置的径向和轴向刚性, 从而提高了其抗变形的能力。
预紧轴承时, 借助修磨两轴承间内外隔套的方法, 并使内隔套稍短于外隔套来控制预紧力的大小, 而借助修磨法兰盘下的调整垫来压紧轴承。控制预紧力的大小十分重要, 因为预紧力过大, 当转速较高时, 轴承在载荷下的温升便较高, 轴承的寿命也会降低, 况且过大的预紧力实际上对轴承副的刚度也没有更大的提高。如果预紧力过小, 则不能达到预定的精度和刚度要求。轴承预紧力按图5的曲线严格控制。轴承预紧后, 使旋转导向套本身在两个轴承之间处于张力状态, 这种拉应力的存在可提高导向套的抗弯能力和运转的平稳性。
4. 导向套材料的选择
精镗加工, 按理论分析, 铜套耐磨、精度高, 适宜做精加工导向套。但实际工作中, 由于机床工作条件差, 切屑极易带入, 形成粘套。此外, 由于受凸轮轴轴瓦孔周边空间尺寸的限制, 使导套的壁厚尺寸受限, 若仍采用铜套导向, 将大大削弱导向支承的刚性。再者, 由于机体毛坯的铸造毛刺, 飞边大, 有可能保证不了导向套与毛面壁之间应有的间隙, 工件在装夹过程中有可能挤压导向套, 使导向套变形。为此, 在设计凸轮轴轴瓦孔两个中间导套时, 材料舍弃铜套而改为GCr15轴承钢套。
5. 工件的定位
通常柴油机气缸体双轴孔有较高的精度要求, 如本设计中的某气缸体双轴孔的孔距要求即是如此 (见图1) 。在本机床中, 工件的定位方式采用的是一面双销定位, 整个气缸体的底平面作为三点定位平面, 消除工件的三个自由度即绕X、Y轴的转动自由度和沿Z轴的移动自由度;圆柱销起两点定位作用, 消除沿X、Y轴的移动自由度;菱形销起一点定位作用, 消除绕Z轴的转动自由度。气缸体定位销孔与定位销的配合为φ25H7/g6, 配合间隙最大可达0.041m m。针对这一现象, 在设计中, 可采取在工件两定位销孔靠近操作者一侧设置侧推螺栓 (见图6) 。在定位时利用侧推螺栓使工件靠向一侧, 以便使销孔与定位销的配合在重复定位过程中始终保持在一侧, 从而消除因定位误差而造成的加工误差。同时, 还对镗架导向套中心线至定位销的尺寸进行相应的修正, 以达到无间隙定位的效果。但必须注意的是侧推螺栓在工件夹紧后要及时松开, 同时侧推力不可过大, 以避免定位销在推靠时受力。
6. 让刀及辅助支承机构的设计
由于工件重740k g, 而气缸体定位销孔直径仅φ25m m。按常规设计, 操作时气缸体落入镗模内主定位平面上, 而后扳动手动插销, 使定位销插入气缸体内。由于气缸体在吊装过程中只能依靠镗模四周设置的预定位导向板落入镗模内, 位置不可能很准确。插销在插入过程中不可避免地使定位销受力, 使机体在镗模主定位平面上平移, 实现插销定位。若长期工作定位销受力变形, 将不可避免地影响工件的定位精度。此外, 在让刀机构设计中, 为尽可能简化设计而采用了机械式手动让刀机构 (见图7) 。
由于工件长1411m m, 宽500m m, 让刀托起机构必须实现多点同步动作, 并尽可能使操作省力。为此, 在让刀机构设计中, 采取了如下措施:
(1) 让刀机构的滚道上平面布置钢球, 使手动插销过程中, 机体的左右、前后平移均为滚动摩擦。从而大大减少了定位销的受力, 从而保证了工件的定位精度。
(2) 让刀机构采用了铰链式前、后布置的双滚道, 从而保证了工件抬起时在长度方向上的同步。让刀机构下方设置了滚轮式结构的楔铁, 楔铁的移动依靠左、右旋同螺距的梯形螺纹丝杠, 并设置手轮便于操作, 实现前、后双滚道抬起动作的同步。滚轮式结构的楔铁, 一则使抬起有力, 二则可大大减小抬起滚道而产生的侧推力。
(3) 让刀机构下方设置缓冲压力弹簧, 在工件装卸过程中可避免磕碰伤。
(4) 让刀机构在工件完成定位夹紧后, 可抬起至适当高度, 靠上工件底平面, 从而兼作了工件的辅助支承。
镗杆的设计
1.分体式结构
凸轮轴轴瓦孔加工镗杆长达2070m m, 其外径最粗不过φ62m m, 最细仅φ37m m。若采用整体式镗杆结构, 在制造过程中将很难保证其径向圆跳动公差, 势必从制造上降低精度。镗模各导向套之间也存在同轴度误差, 而镗模与导向套之间的间隙因工件加工精度限制又不可能放大, 这样径向圆跳动无法由加工保证的镗杆在引入镗模过程中势必有别劲现象, 将使镗杆发生预变形, 将直接影响精镗的加工精度。为充分考虑该镗杆加工的可能性和工艺性, 该镗杆设计分成两段, 段与段之间通过销子与键联接而成, 两段镗杆之间配合采用了0～0.003mm的过盈配合, 装配采用冷装工艺。镗杆尾端采用了两个带保险螺钉的螺母, 对镗杆各联接件进行预紧, 从而使两段镗杆均处于张应力状态, 可提高镗杆的刚性。但是, 必须注意, 这种预拉应力要严格控制, 应大于拉镗时最大轴向切削抗力, 但也不可过大。
2.镗杆材料及热处理
镗杆要求表面有较高的硬度, 内部有较好的韧性。在本设计中镗杆材料采用了38CrMoAlA, 渗氮深0.5mm以上, 900HV;滚动套材料为9SiCr, 淬火64HRC以上;中间套材料为40C r, 淬火54H R C以上;轴承垫材料为GCr15, 淬火64HRC以上。
3.镗杆轴承的润滑
镗杆的润滑是采用脂润滑, 在镗架的滚动套与镗杆间涂满锂基脂, 以保证滚针与钢球的润滑。这种润滑的优点在于:油膜强度高;油脂粘附性好, 不易流失, 使用时间较长;密封简单, 能防止灰尘、水分和其他杂物进入轴承。
润滑脂的填充量要适度, 润滑脂的不足或过多, 都会导致轴承工作中温升增大, 磨损加快。一般以填充量占轴承与外壳空间的1/3～1/2为宜。
镗刀的设计
凸轮轴孔、主轴孔的加工设计尽最大可能采用双刀布置。前刀主要作用是切削掉半精加工与精加工存在的二次定位误差及消除半精加工误差。后刀目的一是进一步提高工件精度, 二是起修光作用。前刀切削量在直径方向上为0.1mm, 后刀切削量在直径方向上为0.03mm。为避免前刀在加工时因工件材质不均而“楔”入工件, 一般镗刀刀尖稍高于孔中心, 这样还可以增大镗刀的支承面, 这对镗小孔直径尤为有利。但镗刀刀尖高于孔中心后, 将使镗刀前角减小, 后角增大, 因此要保证镗刀在切削时的角度, 就必须在制造 (刃磨) 时加大前角并减小后角, 考虑到过大的前角会影响到刀尖的强度, 因而镗刀刀尖不能高于孔中心太多。组合机床上的镗刀, 在加工中等直径孔时, 一般高于中心约为被加工孔径的1/20 (见图8) , 即镗刀前、后角在垂直于镗杆轴心线的截面内变化为5°～6°。
而后刀是进一步提高加工质量和修光作用, 其所受的切削抗力可以忽略不计。后刀采用抗振镗刀, 其特点是刀尖处在刀杆的轴线上 (见图9) , 如果刀尖离刀杆轴线的距离为hc, 则hc与刀杆振幅av的关系见图10, 可见hc=0时, 镗刀的抗振性最好。
当镗孔刚性不足时, 应增大镗刀主偏角, 减小刀尖圆角半径, 这样可以减小径向力;同时加大主偏角还可以在同样的切削截面时减小切削宽度和增加切削厚度, 这样在有瞬时干扰 (例如材质不均等) 时的切削面积变化小;另外主偏角增大在加工铸铁时切削力也减小, 这些都有利于避免由于系统刚性不足而产生振动。本镗刀在设计时, 取R=0.2, κr=75°。
镗刀在镗杆上的安装
镗刀在镗杆上一般倾斜一个角度安装, 以便使镗刀在镗杆内有较长的安装长度并有足够的位置安装压紧及调整螺钉。
由于前面镗刀的设计取κr=75°, 因此镗刀在镗杆上安装时要倾斜15°, 以实现切削时主偏角为90°, 这样安装最大限度地减小切削时的径向力。
镗刀在镗杆上一般用螺钉压紧, 为保证压装可靠, 压装螺钉采用粗牙, 以保证压紧力。为调整镗刀方便, 一般在镗刀后面都设有调整螺钉, 调整螺钉采用细牙螺钉, 便于对镗刀进行微量调整。为加大压紧力及避免扭坏, 宜采用内四方螺钉。
镗杆上的压紧螺钉之间的距离不宜太近, 镗刀槽的尖角等处应有较大的倒角, 以免热处理时产生裂纹或熔化。
镗模验收情况
目前该镗模已制造、调试完成并已投产, 验收结束。已完成柴油机机体1000多件的加工。验收试切件检查结果见附表。
(单位:mm)
双轴搅拌机生产能力的确定 篇5
1 双轴搅拌机生产能力的计算公式
从计算结果看童文中的双轴搅拌机的生产能力计算公式是错误的。因为搅拌刀回转直径Φ500 mm,搅拌轴直径Φ115 mm,每个螺距中有4把搅拌刀,搅拌轴转速与35 r/min,搅拌刀宽度160 mm,搅拌刀安装倾斜角为25°的双轴搅拌机的产量不可能是1.6 t/h。就一般使用情况看,这种双轴搅拌机的产量大约在20 t/h～30 t/h。我国建材行业标准JC/T346-2005中规定SJ300X35型双轴搅拌机的产量为20 m3/h～25 m3/h,基本上是相差不多的。
童文中搅拌机内物料的移动速度为ν
ν=ZbnβSinα/60=4×0.16×35×0.85×Sin25°/60=0.1341 m/s,这是正确的。
但搅拌机产量Q为
Q=180π(D2-d2)νρ.x/4=180×3.14×(0.52-0.1152)×0.55×0.1341×0.7/4=1.69 t/h,则明显是错误的。
正确的计算公式应该是:
式中Z—一个螺距中搅拌刀数,个;
b—搅拌刀宽度,m;
n—搅拌轴转速,r/min;
α—搅拌刀倾斜角度,°;
β—回料系数,一般b=0.85;
D—搅拌刀回转直径,m;
d—搅拌轴直径,m;但一般搅拌轴上都有护瓦,故上式Φ(115+15)=Φ130 mm=0.13 m;
ν—物料移动速度,m/s;
ρ—物料容重,t/m3,对于粘土ρ=0.7 t/m3;
x—填充系数,一般取x=0.55;
上述公式计算的产量数值是理论计算的数值,因为物料容重ρ、填充系数x、回料系数β的取值和实际使用时会有差别,搅拌刀安装角度和其他部位的安装都会有误差,工作部件的各种间隙也会比理论数值要大一些,所以理论计算的数值要稍大一些,但只要作必要的修正,是完全可以应用的。
2 如何确定有关双轴搅拌机生产能力的各项技术参数
2.1 转速
双轴搅拌机的转速越高,其生产能力越大,但是工作的效果也相应降低。有的砖厂为了提高产量,把上述SJ2400X36的双轴搅拌机的转速提高到50 r/min以上,使进入的物料迅速被送出双轴搅拌机,完全起不到应有的搅拌、混合的作用,造成砖坯质量差。一般制造厂都会根据不同规格的双轴搅拌机确定了相应转速,只要选型合理,完全可以满足使用要求。在满足产量要求的前提下,双轴搅拌机的转速可以适当低一点,以取得较好的搅拌效果。
2.2 搅拌刀的回转直径D
搅拌刀的回转直径D对于各种规格的双轴搅拌机都有相应的数值。
式中A—两搅拌轴的中心距;
d—搅拌轴安装护瓦后的直径;
δ—搅拌刀外圆与另一根搅拌轴的护瓦之间的间隙,一般取15 mm～20 mm。回转直径D还和搅拌箱内壁尺寸有关,二者也必须留有10 mm间隙。一般回转直径越大,产量越高,用户只要在搅拌刀磨损以后及时修复,保持D基本不变,才能保证稳定的产量。更换的搅拌刀必须采用耐磨材料,堆焊工作面(工作面硬度在HRC55以上)才能长期保持良好的工作状况和稳定的产量。搅拌轴的直径d是由强度决定的,d的变化范围不大,对生产能力的影响也很小。
2.3 搅拌刀的宽度b
搅拌刀宽度b越大,双轴搅拌机的产量也越大,各种规格的双轴搅拌机都有相对应的搅拌刀宽度。在更换新搅拌刀时要有足够的宽度,以确保双轴搅拌机较好的工作性能和稳定的产量。
2.4 搅拌刀的倾斜角度
图1和图2是两种不同类型的搅拌刀,图1是常用的搅拌刀。
图1的搅拌刀的倾斜角是安装时确定的,如果安装的倾斜角越大,双轴搅拌机的产量就越高,一般的安装倾斜角是20°～25°,这种搅拌刀在使用中要注意所有搅拌刀的倾斜角要调整一致,否则就达不到较好的工作性能和稳定的产量。图2的搅拌刀其倾斜角是固定的,磨损以后只要更换同样的配件就可以了。
选好用好双轴搅拌机,对于生产空心砖是一件至关重要的事情,必须认真对待。
参考文献
双轴试验 篇6
众所周知, 轮椅已成为了许多病人和老年人的不可或缺的工具, 它不仅是一种代步工具, 更重要的是用户可以借助轮椅锻炼身体和参与社会活动。传统的轮椅通过两个大轮和两个小轮来保持平衡, 这样虽然可以在平地上平稳行进, 但是在遇到上下坡和颠簸路面时则很难提供平稳舒适的用户体验;同时对于乘坐轮椅的弱势群体, 在发生突发状况时他们往往无法应对, 如没有及时得到救助可能会有生命危险, 所以对于这个群体的监护是必不可少的。
本文提出了一种基于FPGA的双轴自平衡监护系统的设计方案, 一则通过自平衡系统的特殊设计应对复杂路面的平衡问题, 另一则通过监护软件实时监控用户的状态。该系统的主体采用双轴自平衡技术以维持轮椅的平衡, 并加装安全监控装置, 使监护人通过手机就可以实时了解用户的安全及位置信息。
2系统总体设计方案
双轴自平衡监护系统主要由双轴自平衡轮椅和轮椅监护软件组成。系统框图如图1所示。
双轴自平衡轮椅的操作与一般的轮椅相同, 其不同点是在座椅部分使用电机驱动的十字支撑的双轴来维持座椅的平衡状态;同时用户手机上的监护软件实时监控着轮椅的运行状态和使用者此时所处的地理位置。一旦轮椅出现故障或使用者主动按下报警按钮, 轮椅监控软件就会将此时使用者所处的地理位置和出现的危险情况以短信的形式发送至监护人的手机上。并且监护人还可以通过向用户手机放松信息, 得到老人当前所处的位置及轮椅的状态。
2.1双轴自平衡原理
本系统中轮椅的自平衡主要由座椅下的十字支撑双轴的自平衡来保证, 这需要使用两个步进电机、姿态传感器和主控制器协同完成。
已横轴为例, 即保持座椅的纵向平衡。座椅下的横轴与一个步进电机的轴承直接相连, 主控制器通过从姿态传感器传回的座椅的位置数据, 产生控制信号驱动步进电机进行角度补偿来维持座椅纵轴方向的平衡。
当座椅出现前后偏移时, 由姿态传感器来扑捉偏移量, 通过串口传至主控制器, 并申请中断处理信号, 接收到中断信号, 主控制器接收到座椅的偏移信息, 并应用PID算法计算出控制信号驱动步进电机进行纵向的偏角补偿, 从而维持座椅的前后平稳。座椅的横向平衡与此相同。
2.2数字PID算法
数字式PID控制算法可以分为位置式PID和增量式PID控制算法。
2.2.1位置式PID
位置PID算法是以T作为采样周期, k作为采样序号, 则离散采样时间k T对应着连续时间t, 用矩形法数值积分近似代替积分, 用一阶后向差分近似代替微分, 经过近似变换:可以得到离散的PID表达式为
其中Kp表示控制器的比例系数;k表示采样序号;uk表示第k次采样时刻的计算机输出值;ek表示第k次采样时刻输入的偏差值;ek-1表示第k-1次采样时刻输入的偏差值。
2.2.2增量式PID
所谓增量式PID是指数字控制器的输出只是控制量的增量△uk。增量式PID控制算法可以通过 (式1) 推导出。由 (式1) 可以得到控制器的第k-1个采样时刻的输出值为:
将 (式1) 与 (式2) 相减并整理, 就可以得到增量式PID控制算法公式为:
由 (式3) 可以看出, 如果计算机控制系统采用恒定的采样周期T, 一旦确定A、B、C, 只要使用前后三次测量的偏差值, 就可以由 (式3) 求出控制量。
而位置式PID控制算法也可以通过增量式控制算法推出递推计算公式:
(式4) 就是目前在计算机控制中广泛应用的数字递推PID控制算法, 也是本文主要使用的算法。
3双轴自平衡轮椅硬件系统设计
双轴自平衡轮椅的硬件系统主要包括, 主控制器、姿态传感器、电机系统、蓝牙通信系统等。
3.1主控制器
自平衡需要的硬件电路复杂度适中, 数据计算量较复杂, 如果进行最基本、最粗糙的自适应平衡, 普通的单片机也能做到。但考虑到系统的实时性和高灵敏性, 需要运行PID算法来调整车体状态, 且要与手机进行通信。从系统性能和未来可改进空间上综合考虑选择使用Altera公司的Cyclone II系列的芯片EP2C50, 主频50MHz。
3.2姿态传感器
采用六轴姿态传感器模块, 其中包含有高精度的陀螺加速度计MPU6050, 且集成有姿态解算器, 并配合动态卡尔曼滤波算法, 能在动态环境下准确输出模块当前姿态, 且输出直接为串口, 波特率为115200, 免去开发MPU6050的IIC协议, 直接通过串口获取模块当前的姿态信息, 方便的判断轮椅车体当前的状态。
3.3电机系统
自平衡轮椅座椅下的十字支撑轴由两个减速步进电机控制控制。该步进电机为四相五线减速步进电机, 驱动电压5V, 步进角度为5.625*1/64, 减速比为1/64。
直流电机和步进电机均使用电机驱动芯片L298N进行驱动。用该芯片可以驱动两个直流电机或一个步进电机, 所以本系统中使用两个L298N。
3.4蓝牙通信系统
自平衡轮椅与手机上的监护软件通信使用的是蓝牙, 所以在主控FPGA上连接有HC-06蓝牙模块。该模块采用CSR主流蓝牙芯片, 蓝牙V2.0协议标准;工作电压5V;波特率有八种可选, 本系统中设定为115200;可与蓝牙笔记本、手机、PDA等设备无缝连接。
4轮椅监护软件设计
本系统的轮椅监护软件是运行于手机上的客户端软件, 具有蓝牙通信、GPS地理位置信息获取和短信监听、发送功能。蓝牙通信部分主要实现对轮椅发生意外时的报警和轮椅状态的监控;GPS部分则主要获取到当前手机的地理位置;短信部分则负责在发生突发事件时将地理位置信息、报警信息发送到监护人手机上, 同时软件监听手机接收到的短信, 如果监护人发来短信想获取使用者的位置, 软件就将用户的地理位置发送给监护人。
4.1建立蓝牙连接
监护软件使用蓝牙与双轴自平衡轮椅进行通信之前, 首先要先建立起通信连接, 保证双方已可以进行通信, 然后才通过蓝牙进行通信。
如图3所示, 建立蓝牙通信的过程可以分为五个步骤:
(1) 获取手机默认的蓝牙适配器, 它是蓝牙交互的入口点, 利用它可以发现其它蓝牙设备, 查询绑定了的设备, 使用已知的MAC地址实例化一个蓝牙设备和建立一个蓝牙服务器端来监听来自其它设备的连接;
(2) 开启蓝牙设备, 这是建立通信的前提;
(3) 搜索“可见”的蓝牙设备, 若设备可被发现, 则返回设备的名字、MAC地址等信息;
(4) 在上步中搜索到的蓝牙设备中选择要连接的设备, 发起连接请求, 如果双方已配对, 则直接建立好连接;
(5) 最后访问已经建立好的蓝牙连接的套接字, 就可以进行通信了。
4.2地理位置信息获取
本系统的轮椅监护软件具有实时获取手机GPS地理位置信息的功能, 开启软件之后, 便自动开始获取GPS信息, 每隔一段时间刷新一次。其获取流程如图4所示。
地理位置的获取, 主要分为两种方式:GPS模块定位和WLAN、移动网络定位。我们主要采用移动网络进行定位, 室内GPS无法获取到卫星信息, 当在室外时开启GPS模块使用它进行定位。
通过上述两种方式获取到的地理位置信息包括经度、纬度、海拔等, 在本软件中只获取经纬度, 并通过获取到的经纬度解析为具体地址街道信息, 这需要开启网络, 所以在软件运行前要保证网络的顺畅。
4.3短信监听与发送
在4.2中我们通过获取到了地理位置信息, 这些信息保存在软件中。当轮椅发生意外或监护人发来请求时, 软件通过短信将之前获取到的地理位置信息和报警信息发送给监护人。如图5所示为这部分的软件流程。
5结语
本文设计的双轴自平衡轮椅能够有效的克服复杂路面环境, 为用户提供良好的康复和社会环境, 同时也能够为用户着想提供给用户了解自身身体状态信息。并且在发生特殊情况是告知用户监护人。总之, 提供给了用户安全可靠和值得信赖的平台。
此外, 本文所涉及的安全监控系统软件也可应用于手机对其它设备的监控上, 应用前景广泛。
摘要：本文设计了一个双轴自平衡监护系统。轮椅主体采用Altera公司Cyclone II系列FPGA作为系统的控制核心。利用高灵敏的姿态传感器来检测轮椅的俯仰和轨迹状态, 通过FPGA计算, 输出控制信号驱动电机控制轮椅保持平衡。在安全监护方面, 采用传感器监控用户及轮椅的安全状态, 并通过蓝牙模块把实时信息和异常信息发送给用户手机上的管理软件;如发生异常情况用户手机上的管理软件发送报警短信给监护人。本文设计的双轴自平衡轮椅有稳定性高、安全性强等特点, 具有较强的市场推广价值。
关键词：FPGA,双轴自平衡,姿态传感器,蓝牙模块,管理软件
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