旋转机构（共7篇）
旋转机构 篇1
防止钢结构件变形是钢结构设计中很重要的一个方面, 若钢结构发生变形, 将直接影响其相关联的机构的正常运转, 甚至发生事故;车轮组选择的合理性是起重机设计者必须考虑的, 选择过大直径的车轮组将造成制作成本的浪费, 同时也使机构显得粗笨, 如果选择过小的车轮组, 将会因为强度不足造成车轮组的过早破坏;鼠笼电机在旋转机构起制动时冲击性比较大, 这种冲击力对机构也有一定的破坏作用。本文就我厂生产的20t+20t上部旋转电磁挂梁桥式起重机水平轮架开裂及主动车轮组破坏原因进行分析、处理和说明。
1) 水平轮组;
2) 主动车轮组;
3) 旋转钢轨安装;
4) 旋转小车架;
5) 旋转机构电机减速器;
6) 被动车轮组;
7) 起升减速器;
8) 起升卷筒组;
9) 起升吊钩组;
10) 起升电动机;
11) 定滑轮组;
1 分析处理过程
针对我厂为某钢厂生产的4台20t+20t上部旋转电磁挂梁桥式起重机旋转小车水平轮架变形事件, 我们在吊车使用现场观察吊车的使用情况, 并对每台吊车的旋转机构运转情况进行了仔细观察。通过观察我们发现:
1) 4台吊车都是在没有吊挂挂梁的情况下, 使用其中的一个吊钩进行吊运工作;
2) 安装单位在安装时, 其中损害最严重的一台吊车的旋转机构两台电机接线有错, 使两个主动轮始终向相反方向运转;
3) 损害水平轮的支撑架上方的箱型梁内筋板与下盖板漏焊, 导致水平轮支撑架的承力状况差。
通过以上的观察与分析, 我们认为以上3点是造成本次水平轮架开裂的主要原因。
1) 没有挂挂梁直接用单钩吊运, 势必造成卷筒下部或对侧旋转车轮轮压和水平轮的水平力都明显增大, 致使水平轮架损害;
2) 旋转机构两个三合一电机减速器接线错误造成两个主动轮始终向相反方向运转, 产生了更大的水平力和水平冲击力, 给水平轮架造成更大的损害;
3) 生产制造时水平轮的支撑架上方的箱型梁内筋板与下盖板漏焊, 导致水平轮支撑架的承力状况很差, 这也是致使水平轮架损害的一个原因。
原因分析之后, 我们对水平轮的支撑架进行了修复, 并对其上方的箱型梁内筋板与下盖板漏焊处进行了补焊, 并用槽钢、钢板对水平轮架受力较大的部位进行了加固。修复以后的水平轮架没有再发生开裂变形的情况, 但又出现新的情况:主起升减速器下部主动车轮组出现轴承箱和端盖开裂现象, 此处车轮组是旋转车轮组中轮压最大的部位。为此, 我们又做了进一步的分析:
1) 通过计算, 此处空载轮压105KN, 满载轮压203KN, 车轮踏面疲劳计算轮压170KN, 均偏大, 同时由于车轮踏面为锥面, 造成此处车轮所受水平力很大, 这是造成通盖和角形轴承箱开裂的原因之一;
2) 旋转电机为鼠笼式, 启动冲击较大, 这是造成通盖和角形轴承箱开裂的原因之二。
鉴于以上原因分析和旋转小车结构已经成型的状况, 解决开裂问题的最好办法是:
1) 对主动侧车轮组相关部位进行改制, 提高承载能力, 并严格保证零部件的产品质量;
2) 在原有旋转机构三合一电机减速器上加装强制冷风机, 电气部分由最初的普通控制变为变频调速, 降低了起动、制动时的冲击载荷, 从而改善了旋转车轮组和水平轮组的受力状态。改制后的旋转机构再也没有发生开裂破坏现象。
2 总结
正确地操作使用起重机时非常重要的, 不合理的操作使用会过早地破坏起重机。钢结构的不合理、轮压偏大、鼠笼电机起制动的冲击作用是造成此次破坏的主要原因。钢结构设计的合理性是保证机构运转过程中不发生变形和机构运转正常的前提;起重机每组车轮组都是在一定轮压作用下核算各部件的强度的, 轮压过大势必对车轮组有一定的破坏作用;鼠笼电机在起制动时使整个机构具有一定的冲击载荷, 采用变频调速可以减缓这种冲击。
参考文献
[1]李平安.桥式起重机起升机构参数化优化设计研究[D].中北大学, 2011.
[2]刘云峰.桥式起重机箱形主梁腹板新型结构研究[D].昆明理工大学, 2001.
水稻钵苗旋转式拔秧机构 篇2
水稻钵苗移栽是一种高产的水稻移栽新技术, 具有钵苗浅栽、无缓苗期、分蘖早、根系发达等优点[1]。水稻钵苗移栽机不仅能够保证植苗的直立度, 而且不伤秧, 相比插秧方式能增产10%~15%, 目前国内外都在投入研究中。日本研究的水稻钵苗摆栽机, 价格过高、结构复杂, 不适合中国的水稻国情[2]。现国内已研究出几种水稻钵苗移栽机:多杆式移栽机构, 结构较为复杂, 移栽效率低, 受机构限制, 移栽效率很难再提高;集取苗与栽植功能为一体的水稻钵苗移栽机机构, 在旋转齿轮盒上装有2个对称的移栽壁, 具有平稳性[3], 且工作效率高, 但是在植入土中有伤秧的可能性;由中国农业大学研制的水稻钵苗对辊式拔秧机构[4], 该机构的输秧辊参数受到育秧盘结构尺寸的影响, 且拔秧力呈曲线形态, 不能保持恒定的力。而本文介绍的旋转式拔秧机构结合国内外钵苗移栽机的特点, 将拔秧过程与栽植过程分开进行, 具有价格低廉、工作效率高的特点, 拔秧机构可以保持恒定的拔秧力并且旋转到指定的位置, 摆放秧苗。该拨秧机构已获得国家发明专利。
1 旋转式拔秧机构工作原理
本文所研究的钵苗移栽机是在原有插秧机的基础上进行改装的, 所以钵苗秧盘无需另行配套, 使用正交式秧盘即可。为了减小工作量, 设计了实验台来对各参数进行分析。实验台使用的送秧机构是由非圆齿轮传动的具有间歇性的简易送秧机构, 而在样机中使用棘轮机构及螺旋轴机构传动的秧箱进行送秧。设计拔秧机构前对水稻秧苗抗拉断力及穴盘拔秧所需的力进行了试验。从实验数据可知, 秧苗的抗拉断力远远大于拔秧力, 因此采用此拔秧机构将秧苗拔出是可行的[5]。如图1所示为旋转式水稻钵苗送秧、拔秧机构简图。
该机构是由分秧轨道、拨杆、拢秧帘、拔秧齿轮壳、拔秧爪以及摆秧台组成, 拔秧部分左、右爪的表面粘有一层弹性材料, 以免在夹取秧苗时损伤秧苗, 同时可以增大秧爪表面的摩擦力。该机构包括传动和拔秧爪两部分, 其工作原理是:非圆行星轮系组成的回转体绕太阳轮转动, 同时固结在行星轮轴上的拔秧爪一方面绕行星架作匀速圆周运动, 另一方面随着行星轮相对行星架作非匀速间歇转动, 这样在两个运动的合成下, 拔秧爪的尖点形成了特殊的拔秧轨迹。拔秧爪在距秧苗钵体表面一定距离的位置将秧苗拔起, 并带动秧苗一起运动, 按着固定的轨迹运动到摆秧台合适的位置, 将秧苗摆放到摆秧台上, 随后由打移植机构将摆秧台上的秧苗打入土中 (本文不对打移植机构介绍) 。
旋转式拔秧机构, 利用拔取方式取苗, 具有秧苗损伤小, 机构简单以及振动小的特点。而本文重点是设计一个可以在指定位置拔取秧苗以及摆放秧苗的拔秧爪机构。
2 拔秧爪总成简图
文中所提到的拔秧爪总成简图如图2所示, 当左右凸爪在弹簧力的作用下与内侧凸轮左侧面、右侧面接触时, 秧爪被打开, 随着拔秧壳绕内侧凸轮的转动, 左右凸爪转动到内侧凸轮开口的位置, 在弹簧力的作用下, 左右凸爪焊合件绕着凸爪轴心转动同样大小的角度, 秧爪闭合, 此时即为拔秧的位置。而在回转体上装有在压片作用下与回转体固结的可调的拔秧牙嵌, 拔秧牙嵌与内侧凸轮牙嵌相结合, 即可控制拔秧爪开口的初始位置。
2.1 秧爪开口大小的确定
在左右凸爪焊合件尺寸不变的情况下, 开口大小由内侧凸轮左侧面到右侧面的距离S决定, 内侧凸轮如图3所示。
当S减小时, 秧爪开口增大。然而钵苗秧盘单穴直径是17 mm, 所以在此秧爪开口不能超过20 mm。
2.2 秧爪开闭爪的确定
如图4内侧凸轮开口角度准, 秧爪开闭爪早晚随着准的增大而增加, 所以可以通过实验来任意定位在轨迹上摆放秧苗的位置。实验过程中, 取凸轮开口角度准为86°、88°、100°并分别进行加工试验, 在秧爪每秒80次、100次、120次下分别进行试验, 发现秧爪都提前开爪, 齿轮盒旋转导致秧苗在惯性力及离心力的作用下甩出摆秧台。同样增加开口角度达到126°后, 秧苗能够准确稳定地被摆放到轨迹中规定的位置, 并且不会受离心力和惯性力的影响, 此时拔秧爪尖端的力均处于衰减状态, 也是选择摆秧位置的依据。拔秧位置如图1所示, 摆秧位置如图5所示。
2.3 秧爪夹紧力的确定
根据对秧苗拔秧力的力学实验, 得到在各种工况下, 拔秧力F的范围为1.4~4 N。在此要使用极端法, 取最大的拔秧力, 以应对拔取各种秧苗。在秧爪的表面上粘有一层弹性材料 (黑色胶皮) , 通过实验测出材料表面的摩擦因数μ, 再由已知的拔秧力F, 可以求出秧抓尖点需要的夹紧力
式中σ为安全系数。
这样通过静力学可以计算出所需的弹簧力Ft。
式中k为弹簧刚度系数。
依据式 (3) 和两凸爪间垂直距离, 确定弹簧的自然长度L, 取得合适的弹簧力, 以免弹簧力过大导致秧爪伤秧, 或者弹簧力过小, 拔不出秧苗。
2.4 拔秧壳盖
为了防止秧爪在闭爪的过程中, 产生左右移动, 同时限制弹簧的压缩长度保持不变, 在拔秧壳盖上左右两侧, 分别设有两个凸台, 起到限位作用, 其中间距离刚好与S相等, 拔秧壳盖如图6所示。
3 试制与试验
对旋转式拔秧机构实验台的设计与试制后, 经过多次拔取以及摆放秧苗的试验, 得到内侧凸轮开口夹角为128°时, 能在预定的位置拔取秧苗及摆放秧苗。在对实验过程进行了录像记录, 在每秒120次内可以准确地拔秧与摆放秧苗。
4 结论
1) 旋转式拔秧机构可实现准确拔秧, 并能够在准确的位置将秧苗摆放至摆秧台, 具有结构简单、稳定性好、振动小等特点。
2) 容易对拔秧爪各参数进行更改, 使其满足拔秧与摆秧需要。
3) 通过该机构的运动及试验分析, 确定了机构工作参数, 其中内侧凸轮开口角度设定128°, 秧爪开口角度20°较合适。通过多次拔取秧苗的试验, 可知该机构满足水稻钵苗拔取要求。
摘要：通过分析国内外水稻钵苗移栽机的缺点与不足, 根据水稻钵苗移栽机的特征与优点, 提出一种新型的以非圆齿轮行星轮系机构传动的旋转式水稻钵苗拔秧机构。通过试制与试验, 结果表明该拔秧机构能够按确定的轨迹准确地拔取秧苗并摆放到摆秧台, 具有结构简单、秧苗损伤小等优点, 为水稻钵苗拔苗机构的设计奠定了基础。
关键词：钵苗移栽,行星轮系,旋转式,拔秧机构
参考文献
[1]张洪程, 戴其根, 岳枫, 等.抛秧稻产量形成的生物学优势及高产栽培途径的研究[J].江苏农学院学报, 1998, 19 (3) :11-17.
[2]成永芳.日本RX-6型水稻钵苗移栽机引进试验简报[J].农机与食品机械, 1999 (3) :27-31.
[3]俞高红, 黄小艳, 叶秉良, 等.旋转式水稻钵苗移栽机构的机理分析与参数优化[J].农业工程学报, 2013, 29 (3) :16-22.
[4]宋建农, 黄育仕, 魏文君, 等.水稻钵苗对辊式拔秧机构[J].江苏大学学报:自然科学版, 2006, 27 (4) :291-294.
旋转机构 篇3
在目前的市场上,机旋转机构变频驱动的失速问题时常困扰着商家和购买客户。本文着重讨论了造成这一现象的几种问题,并提出了一些相应对策。
2 门机旋转机构变频驱动失速问题存在的原因及解决办法
门机旋转机构变频驱动失速问题不管在开环控制还是在闭环控制中都有出现,但是闭环控制出现的故障概率要比开环控制低。无论是在开环控制还是闭环控制,旋转驱动的失速一般有两种情况:第一种情况是发生在运行过程中的失速,第二种情况是发生在制动过程中的失速。以下将分别对两种情况作出分析:
2.1 运行过程中的失速
在运行过程中出现失速时,检测出来的故障代码常见有OS和DEV两种:
(1)OS含义:过速即设定值(F1-08)以上的速度且持续时间超过规定时间(F1-09)。
有以下几种情况会导致过速:
(1)发生了超调/欠调;
(2)指令速度过高;
(3)F1-08、F1-09的设定值不当。
针对以上出现的情况,分别对应做以下几种修改方式:
1当发生超调或者欠调现象时,调整增益的值来满足要求;
2当出现指令速度过高时,重新设定指令回路及指令增益;
3F1-08、F1-09 的设定值不当时,重新设定F1-08以及F1-09的设定值来满足要求;
(2)DEV含义:速度偏差大即设定值(F1-10)以上的速度偏差且持续时间超过规定时间(F1-11)。
有以下几种情况会导致速度偏差大:
(1)负载过大;
(2)加减速时间过短;
(3)负载为锁定状态;
(4)F1-10、F1-11的设定不当;
(5)电机处于制动状态;
(6)编码器故障。
针对以上出现的情况,分别对应做以下几种修改方式:
1当负载过大时,我们需要做的就是减轻负载;
2当加减速时间过短时,我们需要适当地增加加减速的时间以满足要求;
3当负载为锁定状态时,我们需要检查机械系统是否处于正常状态;
4当F1-10、F1-11 的设定不当时,我们需要检查变频驱动器的F1-10、F1-11的设定是否满足要求;
5当电机处于制动状态时,我们需要确认制动器(电机)是否处于“打开”状态;
6当编码器出现故障时,首先要确认编码器与电机的连接状态,然后再检查编码器的反馈值来确认编码器是否已经损坏。
2.2 制动过程中的失速故障
在制动过程中失速故障的代码大多数看似与“速度”无关,比如OV(过电压)、BB(基极封锁)、BUS(驱动通讯指令断开),但是实际上还是间接影响速度。研究制动过程中的失速,首先看变频驱动的停止方法。选择停止方法b1-03有4种方式:
0:减速停止
1:自由运行停止
2:全域直流制动(DB)停止
3:带计时功能的自由运行停止
我们一般选择b1-03=0,操作上,司机主令回零后,驱动上立即转为能耗制动,实现平稳停车。有的港口选用b1-03=1,即司机主令回零后,驱动系统停止一切输出,旋转机构这时处于自由滑行至停止状态。综合评估运行性能,港口业界大多选择b1-03=0。
2.3 故障代码及对策
2.3.1 OV(过电压)
我们通过U3参数组,可以查出变频器历史故障记录。司机反馈信息如果是制动过程中的失速,这种情况下,变频器历史故障记录OV(过电压)居多。减速过程为何会出现过电压?我们知道,减速开始后,变频器对电机的电源输出频率从50Hz迅速衰减至0Hz,电机由电动状态转为能耗制动,也可以把这时电机的状态理解为发电状态,旋转机械动能通过电机——变频器——制动单元——制动电阻进行消耗释放。变频器这时检测到的电压,实际上就是电机发电状态的电压情况。对策:变频器制动过程中的过电压故障检出,大多与减速时间C1-02的设置有关。门机旋转机构变频驱动早期的参数选择一般是6s,即在6s内完成减速停止。但由于过电压的频率过高,目前该数据修正为8s~11s。对于门机旋转机构,多年来港口业界一直在探索最佳的加减速时间。我们的经验值,一般在16t门机及以下,加速6s,减速8s;40t门机,加速9s,减速10s。
2.3.2 BB(基极封锁)、BUS(驱动通讯指令断开)
在日常的设备维护保障工作中,经常有司机反映在主令操作回零,同时踩下旋转机构的脚踏制动踏板时,会有突然升速现象的发生。下面我们通过分析司机操作过程,找到解决办法。司机主令回零,驱动系统自动进入电气制动状态,前面我们分析过,单靠电气制动是可以实现平稳制动停车的。生产中,操作人员往往再加上机械制动,通过双重的制动,实现平稳快速停车,以提高生产效率,系统设计允许,属于正常操作。双重的制动为何会产生升速问题呢?我们知道,旋转机构制动时,机械动能拖动电机,来自电机的再生能量会对变频器形成冲击。为了保护旋转机构制动过程中变频器的安全,在司机旋转脚踏制动踏板临近终点位置设置有基极封锁信号行程开关,这是问题的关键。发生这种情况后,应对基极封锁信号行程开关位置、机械制动片磨损情况、制动总泵、分泵、液压管线等进行全面检查,以确保开关可靠性、准确性以及机械制动器的技术性能。
结语
通过本次研究,我大致了解了机旋转机构变频驱动失速问题的几个原因,也参与了寻找对策的过程。在日后的使用中,我会密切关注,随时解决这些问题并探究发现的新问题。
摘要：门机旋转机构变频驱动的失速问题,是低频次的偶发故障,故障概率一般每运行200h出现一次。该类型故障虽属偶发故障,但是极其危险。发生时,司机通过主令操作手柄给定的驱动指令无车响应,出现短时失控,门机处在惯性作用下的自由滑行。出现旋转驱动失速问题后,大多数情况司机可以紧急应对处理,一方面脚踏制动紧急停车,一方面通过主令控制台设置的急停、故障复位把故障解除,部分需要工程技术人员解除故障。
关键词：变频驱动,失速,对策
参考文献
旋转机构 篇4
关键词：玉米中耕除草,驱动式,旋转作业机
0 引言
对于行间中耕的要求是:除净杂草、不伤及幼苗, 表土松碎且不伤害作物根系;土壤位移要小, 以利于保墒;中耕机能满足不同行距的要求, 中耕深浅一致。调节方便, 行走直, 不摆动。根据以上要求及参照以往所有中耕机模型设计了驱动式玉米旋转中耕除草作业机, 该机结构、工作原理、性能参数及主要工作部件的设计参照机械设计手册、国内外有关旋转中耕除草机的机械类文献进行选择、计算、设计。该机结构简单, 通用性好, 作业适应性强, 各项作业性能指标完全满足农艺要求。
1 装置结构
驱动式旋转中耕除草机由机架、传动机构、工作部件、防护装置、喷药装置及地轮等部分组成。采用机轮带动整机形式, 机身用方型钢管为主架, 用U型卡、钢板和螺丝固定, 大部分采用焊合方式, 与拖拉机连接采用悬挂方式, 后部的旋转中耕锄草装置与拖拉机之间的传动机构由减速器、中间传动装置和分架传动装置等二级机构组成, 其中包括变速箱、链轮、传动轴等结构, 对于连接轴较长部分应采用万向节与传动轴结合的传动方式, 在旋耕组合部件后方安装除草铲配合旋转锄除草, 由拖拉机动力输出轴驱动。工作部件有:锄草铲、旋耕部件和喷药装置。整机共有 7个单组, 工作幅度 4.2 m。机架选用七铧犁Ⅲ型机架, 在其上安装传动机构及各种工作部件, 该结构提高了机器的通用性, 降低了制造成本。装置结构如图1所示。
1.机轮 2.减速箱 3.链条 4、5中间传动链条 6.机架 7.分架 8.支杆 9.吊杆 10.护罩 11.旋耕刀 12.支板 13.除草铲 14.培土器
由拖拉机输出轴带动变速箱, 变速箱的输出轴与中间级传动机构和药泵组合通过链传动链接, 中间级传动机再通过链传动将动力输入到分架带动旋转锄旋转运作, 在旋转锄后方配备锄草铲配合除草, 再由中耕铲起垅培土。药泵在链轮带动下将药喷在苗带上, 除去苗带上机械不能锄到的草。
2 主要农业技术要求
耕深:最大旋耕深度H=8 cm;碎土:直径4 cm以下的土块占全耕层碎土量的75%;沟底凸起高度是评价耕作质量的一项重要指标, 要求沟底的凸起高度不大于最大耕深的20%, 即h≤2 cm;除草率:耕幅内的除草率不低于90%。
玉米旋转中耕除草机一般是悬挂在拖拉机后部, 工作部件是由拖拉机动力输出轴通过变速箱等传动机构而驱动的。因此, 当机组作业时, 工作部件进行的是复合运动, 即以速度为V1的绕切削滚筒轴转动的相对运动和以速度为V2的机组前进运动所合成。定义undefined为运动学参数。工作部件—旋转锄刀刃端点的运动轨迹为余摆线。
3 运动方程式
如图2 , 坐标系原点设在沟底, X轴的方向和机器前进方向一致, Y轴方向向上, 运动开始时通过滚筒轴, 当滚筒在t时间内由起始位置转过α角后, 旋耕刀刃端点坐标可由下式表示:
undefined
式中 ω—滚筒角速度;
t—工作部件转动α角所用时间;
R—滚筒直径。
方程式表明, 结构一定时, 对运动摆线发生影响的只是运动学参数。λ<1时摆线无扣。旋转中耕除草机则要求λ>1, 实现带扣的摆线运动。
4 切削速度
将上方程式对时间求导便得旋耕刀片端点的速度在X、Y轴上的投影。
undefined
此时, 旋耕刀端点绝对运动的模为:undefined方程式表明, 旋转除草刀端点的切削速度是随α角的改变而变化的。也就是说, 正转时, 切削速度是随着刀片切人土壤到切削土壤结束而连续降低的, 反转时则相反。
5 刀片的切削进距S
切削进距S是指相邻的两把刀片在同一个垂直面内切削土壤时两个运动轨迹之间的水平距离如图3。
S可由下式求出:S=V1t;式中t—时间。在t时间内刀片转过的角度等于相邻刀片之间的夹角。当滚筒的一个圆盘上装有z把刀片时, 相邻刀片间的夹角便等于undefined, 因此时间undefined, 于是undefined。由上式可看出, 刀片进距S是常数, 其大小取决于滚筒半径R、圆盘圆周上的刀片数和机组前进速度与圆周速度之比值。刀片的切削进距是旋转中耕除草机的主要工艺参数之一, 它决定了碎土程度。当相邻工作部件的运动轨迹相切时便出现了S的最大值, 即:undefined, 即1-λsinα=0, 因此, 相应于摆线相切时滚筒半径的转动角undefined此时滚筒半径的横坐标X1和X2为:
undefined;
undefined;undefined
按程式可绘制进距的相对值即undefined和λ、Z关系如图4所示。当确定运动学参数λ后, S也为确定的值。
6 沟底的凸起高度h
旋转中耕除草机耕作时沟底存在凸起高度 , 因为两相邻刀片端点摆线扣的相交点距摆线的最低点尚有一定距离 , 此点的纵坐标就是沟底凸起高度h 。
h=R (1-sinαr) ;undefined;当两摆线相交于M点时, 相邻刀片的转动角为undefined。此时滚筒旋转中心移动的距离为:undefined又有O1O2=2Rcosαr, 整理得undefined。由此式难以求出h值, 为概算可利用耕作中所描绘的轨迹图。在三角形O2MN中:undefined;undefined所以, undefined令sinα′r′≈α′r′;则undefined得出undefined。
沟底不平度是对旋转中耕除草机的农艺要求之一, 当将其作为一项技术要求确定时, 可用上式来验算确定λ值。由于土壤的松散性, 耕后沟底实际凸起高度是低于理论的沟底凸起高度, 因此它们之间的关系可认为是:hs=, 式中K—土壤松散系数。K值取决于不同的土壤种类, 一般中壤土为2, 湿轻壤土为1.5, 重壤土为1。
7切削行程长度
切削行程长度l是指刀片轨迹和土壤表面的交点到相邻轨迹下部的交点间的线段。轨迹弧的微小单元:dl积分并变换后得:
式中:α1—相应于刀片进入土壤时的转动角;α1=arcsin (1-) ;α2—相应于切削过程结束时的转动角, α2=。由此式可知切削行程的长度决定于滚筒半径R、运动学参数λ, 旋深H和刀片数Z以及滚筒的旋转方向。
8切削角
切削角随刀片在土壤中运动轨迹的变化而变化, 这是旋转式工作部件的运动学特性。圆周切线和摆线切线间的夹角Δe便是切削角在滚筒转动一周时间内的变化量。
旋转机构 篇5
育苗移栽能有效地避开秧苗受早春低温、霜冻和冰雹等灾害天气影响, 随着育苗技术的完善, 育苗移栽在我国得到了推广和应用。受气候条件的影响, 新疆育苗移栽普遍采用地膜覆盖加滴灌的种植模式, 这就决定了该地区钵苗移栽必须采用膜上成穴移栽的方式。在各种类型的移栽机中, 吊篮式移栽机具有膜上成穴和栽植一次完成, 工作可靠, 故能满足新疆地区特殊的钵苗移栽要求[1]。但是由于需要人工操作进行投苗, 操作者必须在鸭嘴杯转至上部时及时、准确地投苗, 要求注意力高度集中, 稍一疏忽就会导致漏苗现象, 生产效率受到影响[2]。为了使人工投苗不受育苗条件的限制, 需在栽植器上部加设一个旋转杯式喂苗机构, 可以使操作者有充分的投苗时间, 预先将投苗杯投放完全, 不必待鸭嘴转到上部时再及时、 准确地投苗, 降低了投苗者的紧张及疲劳程度, 减少或杜绝漏苗缺苗现象, 还可提高生产效率。
1喂苗机构的工作原理
吊篮式移栽机的喂苗机构 ( 如图1所示) 通过机架固定在移栽单体的上方, 主要由苗杯、槽轮机构和齿箱传动机构组成。喂苗时, 由人工将钵苗放入苗杯中, 地轮通过多级链轮传动将动力传递到齿箱, 齿箱中一组圆柱直齿轮带动换向锥齿轮将动力传递到槽轮机构, 槽轮机构带动苗杯进行间歇式运动; 当苗杯转到底盘缺口处时会有短暂的停顿时间, 此时放在苗杯中的钵苗顺着导苗嘴落入移栽单体的吊篮中, 从而完成投苗工作。
1. 苗杯 2. 槽轮机构 3. 锥齿轮 4. 直齿轮 5. 导苗嘴
2喂苗机构的设计
2. 1苗杯
苗杯结构如图2所示。由于部分作物钵苗枝叶较大, 苗杯大小直接影响落苗的通畅性。通过试验可知, 苗杯边长为7cm的方管时不出现挂苗的现象。将苗杯按圆周均匀布置, 使各苗杯之间留有一定间隙, 防止钵苗顶端互相缠绕, 最终确定数量为8个, 均匀排放在圆周直径为32cm的转动底盘上。为使人工投苗时能够准确地投入到苗杯内, 将导苗嘴设计成上大下小的倒椎形。
2. 2槽轮机构
苗杯是通过一套槽轮机构传动进行间歇式投苗。
槽轮机构常用于某些自动机械中, 实现分度转位和间歇步进运动。槽轮机构主要由槽轮、装有拨销的拨盘和机架组成, 如图3所示。
拨盘为主动件, 以 ω1做等速连续运动, 带动槽轮以 ω2进行间歇式运动。当拨销未进入轮槽时, 苗杯处于静止状态; 当拨销每拨动槽轮转动1个槽位时, 苗杯就转动1个位置, 苗杯中的钵苗从托盘上的落苗口落下, 落入下方的吊篮中。槽轮机构在工作时, 槽轮的角速度不是常数, 在转位开始与终止时均存在角加速度, 从而产生冲击, 并且它随转速的增加及槽轮数的减少而加剧, 故一般不宜用于高速场合。槽轮的槽数越少, 角加速度变化越激烈。当槽数增加时, 角加速度变化明显下降; 当槽数≥8时, 角加速度的变化就相当缓和了[3]。从改善动力性能方面来考虑, 槽数多时较为有利, 所以此间歇机构选用槽数为8的槽轮。
钵苗的高度一般为15 ~ 20cm。为了避免槽轮机构工作过程中发生夹苗现象, 此机构要有足够的停顿时间使钵苗完全脱离。在工作过程中, 拨盘转速n为
式中z—槽轮槽数;
m—拨销数;
t—槽轮机构每次转位后的停歇时间。
由式 ( 1) 求得槽轮机构停歇时间为
通过试验可知, 移栽频率在55 ~ 62株/min·行之间时, 移栽合格率达到92% 以上。因为拨盘每转1周可以完成两次投苗, 取移栽频率为62株/min·行时, 可得拨盘转速n = 31r /min, 槽轮机构有槽数8个, 拨销2个。由式 ( 2) 求得停顿时间t1= 0. 24s。
钵苗完全脱离喂苗机构所用时间为
取钵苗最大高度h = 20cm, 根据式 ( 3) 求得钵苗完全脱离喂苗机构时间t2= 0. 2s。由于停顿时间t1大于钵苗完全脱离时间t2, 因此不会发生卡苗现象。
2. 3传动机构
移栽机工作时, 由固定在传动轮上的链轮通过链条传动带动移栽机构和间歇喂苗装置转动, 并使两个部件之间的转动始终保持一定的传动比。传动系统原理如图4所示。
地轮通过多级链传动带动链轮Z1, 链轮Z1通过投苗器轴将动力传递到齿箱, 齿箱中圆柱直齿轮利用换向锥齿轮将动力传递到槽轮机构, 从而带动苗杯进行间歇式转动。链传动的应用范围较为广泛, 一般用于中心距较大、多轴或平均传动比要求准确的传动。 其制造和安装精度较低, 但平均传动比准确, 而且传动效率高。此外, 链条的磨损伸长比较缓慢, 张紧调节工作量较小, 并且能在恶劣环境下工作[4]。因此, 喂苗机构主要采用链传动。
在设计链传动时, 根据《中国机械设计大典》表36. 2 ~ 25要求, 最小链轮数必须大于等于15齿。取链轮Z1齿数为16齿, 则链轮Z2到链轮Z1的之间的传动比i1为
式中n1—链轮Z1转速 ( r/min) ;
n2—链轮Z2转速 ( r/min) ;
z1—链轮Z1齿数;
z2—链轮Z2齿数。
移栽机构到投苗器的传动比i为
式中i2—直齿轮的传动比 ( 为了调整方便取1: 2) ;
i3—锥齿轮的传动比 ( 为了调整方便取1: 1) 。
其中, 移栽机构到投苗器的传动比还可以根据槽轮机构每转1周完成的投苗数和移栽机构每转1周吊篮的数量来确定, 即
式中m1—拨盘每转1周可以完成投苗数;
m2—吊篮数 ( 由于受结构限制, 吊篮数一般不超过6个) 。
联立式 ( 4) 、式 ( 5) 和式 ( 6) 可得链轮Z2齿数为
求得不同吊篮数对应的链轮Z2齿数, 如表1所示。
3结语
吊篮式移栽机旋转杯式喂苗机构的使用, 弱化了投苗人员长时间投苗的眩晕感, 提高了工作效率和质量。通过改变链轮Z2的齿数, 可以轻松完成不同吊篮数的间歇式投苗, 从而实现不同株距的钵苗移栽, 操作起来简单方便, 具有重要的现实意义。
摘要：针对新疆番茄、线辣椒铺膜加滴灌种植模式的要求, 研制了一种膜上移栽机。该机一次作业可完成辅助喂苗、栽植器破膜成穴移栽和膜面覆土等工序, 但是由于结构复杂, 喂苗速度受到很大限制。为此, 设计了一套旋转杯式喂苗机构。其利用外销多槽轮机构带动苗杯进行间歇式转动, 可以给工作人员充足的时间进行投苗;通过改变链轮齿数, 来调整移栽株距。该机构使用简单方便, 能大大提高整机的工作效率。
关键词：移栽机,喂苗机构,吊篮式,旋转杯式
参考文献
[1]刘洋, 李亚雄, 王涛, 等.三种吊篮式移栽机[J].新疆农机化, 2009 (6) :17-18.
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[3]邹慧君, 殷鸿梁.间歇运动机构设计与应用创新 (1版) [M].北京:机械工业出版社, 2008:31-36.
旋转机构 篇6
莱钢特钢事业部50吨电炉主跨125吨桥式起重机, 承担着50吨电炉炼钢生产过程中所需铁水的吊运工作。该起重机属于单车作业, 无替代, 作用重大, 直接关系到生产能否有效、顺利的进行。由于该起重机购进成本较低, 厂家在制作与安装过程中存在较多的设计与安装缺陷, 尤其是主钩提升系统与吊钩旋转系统, 在使用过程中安全系数较低。实践表明, 该起重机自投产使用以来, 故障频发, 具体表现在以下几个方面。
1 主钩提升系统
主钩提升电机经常出现轴串现象, 使用寿命低;主钩传动轴滚键;主钩联轴器打齿, 发生过溜钩事故。
2 吊钩旋转系统
旋转电机极易烧坏;旋转轴扭断;传动联轴器打齿;减速机支撑底座开焊、扭曲变形严重;吊钩旋转轴承使用寿命低。
由于该起重机主钩提升与吊钩旋转系统故障的频发, 不仅给电炉炼钢生产带来大量的热停时间, 且对其的维护费用非常高, 已不适应当前生产高效率、快节奏的需要。因此对起重机主钩提升与吊钩旋转系统的改造势在必行。
3 项目措施及实施情况
3.1 故障原因分析
该125吨起重机, 为50吨电炉国产化扩容改造时安装使用, 其主要设计参数见表1。
针对该起重机在使用过程中, 主钩提升系统与吊钩旋转系统所发生的设备故障。经过充分的分析与反复的论证, 将导致设备安全隐患的因素, 针对性的归纳为以下几点。
3.2 主钩提升系统
3.2.1 主钩提升电机与减速机安装误差过大
由于主钩与减速机之间采用带有浮动轴的连接方案, 如图1所示。浮动轴两端装有齿轮联轴器, 该联轴器所允许的偏斜角不大于30°。因此, 安装电动机与减速机允许的最大不同轴度为:αmax=A·tga=a·tg30´=0.0083A。
由于行车主钩传动轴A=520mm。
αmax=A·tga=a·tg30´=0.0083A=4.64mm
实际测量表明电机与减速机间的水平偏差为20mm, 已大大超出所允许的误差范围。因此, 主钩提升系统在提升的过程中, 电机受到较大的轴向作用力, 产生电机轴串的故障。
3.2.2 主钩传动轴设计不合理
加工精度差, 在承受较大扭矩载荷的条件下, 经常发生传动滚键的故障。
3.2.3 主钩提升系统联轴器安装精度不高
齿轮联轴器在安装使用过程中, 要求齿宽接触长度不得小于70%, 轴向传动量不得大于5mm。而实际测量的数据表明, 齿宽接触长度为50%, 轴向串动量为10mm。以此联轴器在使用的过程中易发生打齿, 从而导致溜钩事故。
3.3 吊钩旋转系统
3.3.1 吊钩旋转驱动电机选型不合理
吊钩组旋转系统如图2所示, 通过计算与分析得知, 当吊钩提升铁水包重量较大、旋转轴承磨损及润滑不良时, 驱动电机对吊钩提供的外力偶矩将达不到吊钩旋转得正常要求。改造前, 吊钩旋转系统所采用的电机为0.8k W, 已无法满足工作要求。
3.3.1 旋转轴设计不合理
旋转轴设计直径小, 其抗扭截面系数小, 当传动轴受到较大外力偶矩时, 所受到的剪切应力过大, 旋转轴出现扭曲变形及扭断的故障。
3.3.2 联轴器选型不合理
改造前采用联轴器为CLZ4型, 其强度达不到使用要求, 出现打齿的现象。
3.3.3 旋转减速机底座设计不合理
强度达不到要求, 出现扭曲变形及其开焊的现象。
3.3.4 吊钩旋转轴承缺少加油孔
不能进行在线加油, 一方面导致轴承磨损严重, 使用寿命低, 另一方面增大旋转系统所受到的力偶载荷, 影响电机、旋转轴、联轴器的安全可靠性。
3.4 措施制定及其改造内容
针对影响起重机主钩提升与旋转系统可靠性的各种因素, 制定了相应的改造措施, 其具体措施及改造内容如下。
3.4.1 主钩提升系统
第一, 重新调整、安装主钩电机, 减小提升电机与减速机间的安装误差, 消除电机所受轴向力。
第二, 主钩传动轴合理设计加粗传动轴轴颈与传动键的尺寸。同时, 严格控制传动轴的加工精度, 保证安装时的配合尺寸, 从而综合提高主钩传动轴的可靠性与使用寿命。
第三, 优化联轴器的安装工艺, 控制安装精度, 保证齿宽接触长度大于70%, 轴向传动量小于5mm。同时合理润滑, 延长联轴器使用寿命, 杜绝打齿现象发生。
3.4.2 吊钩旋转系统
第一, 优化电机选型, 提高吊钩旋转力矩。针对驱动电机烧坏的问题, 课题小组通过相应的计算校核, 重新对旋转电机进行选型, 将原来使用的0.8k W, 改为1.1k W。
第二, 合理设计旋转系统传动轴, 提高其剪切应力。通过增大旋转轴直径, 提高其抗扭截面系数, 减小旋转轴在吊钩运转过程中所受到的剪切应力。杜绝旋转轴出现扭曲变形及其扭断的故障。
第三, 联轴器改造, 由原来使用的CLZ4型齿式联轴器改为CLZ7型, 提高其受力强度。提高其使用可靠性与使用寿命。
第四, 对旋转钩头减速机支撑底座进行加固改造, 防止减速机摆动, 同时方便维修作业。
第五, 设计吊钩旋转轴承加油孔, 提高轴承使用寿命, 减小旋转阻力。
4 实施效果
通过对该125吨起重机主钩提升与旋转系统可靠性分析与改造, 一方面保证起重机有效、安全、稳定的运行, 另一方面大大降低该起重机的维护维修成本。具体效果如下。
4.1 主钩提升系统方面
通过对主钩提升电机安装误差的调整、传动轴的优化设计、联轴器安装精度的提高, 有效地优化了主钩提升系统的运行状况。即保证设备运转的可靠性又提高了提升电机、主钩传动轴、联轴器的使用寿命, 降低备件成本。
4.2 吊钩旋转系统方面
通过对旋转电机的合理选型, 旋转轴的优化设计, 联轴器的有效改造, 减速机安装支架的加固等一系列优化改造方案的实施。一方面大大提高旋转系统工作的可靠性, 另一方面有效保证零部件的使用寿命, 降低设备的维修维护成本。
摘要：本文介绍125吨桥式起重机生产运行中存在的问题, 分析产生的主要原因及采取的应对措施。
旋转机构 篇7
三维五轴激光切割机的运动主要包括X、Y、Z三个直线轴运动和C、A两个旋转轴运动。其中, X、Y、Z直线轴运动采用滚珠丝杠、齿轮齿条等方式进行传动, 与传统的二维激光切割机相同, 其机床制造的核心技术在于如何通过激光头旋转机构来实现C、A两个旋转轴的精确、快速运动。作为三维激光切割机的核心部件, 激光头旋转机构目前完全依赖进口, 价格相当昂贵, 例如某国外品牌的激光头旋转机构价格高达40~50万人民币, 可以说如果没有自主研发的激光头旋转机构, 三维激光切割机的自主研发就是一纸空谈。
针对上述问题, 本文对现有力矩电机驱动偏置式及一点指向式激光头旋转机构进行了分析比较, 并在此基础上创造性地设计了一种结构更加简化、性能更加优越的激光头旋转机构。
1 力矩电机驱动的偏置式激光头旋转机构
力矩电机驱动的偏置式激光头旋转机构如图1所示。该机构由连接座1、连接座2、固定座1、固定座2、反射镜座1、反射镜座2、两个力矩电机、激光头、反射镜以及聚焦镜组成。连接座1的上端通过法兰连接面与机床的X、Y、Z轴运动机构相连接, 下部的内圆柱面安装有力矩电机的定子。反射镜座1上端和右端分别设置有相互垂直的连接面, 其中上端连接面与固定座1的下端面相连接, 固定座上部的外圆柱面上安装有力矩电机的转子, 连接座1与固定座1构成一个转动副实现C轴旋转运动。反射镜座1的右端连接面与连接座2左边的连接面相连接, 连接座2的内圆柱面安装有力矩电机的定子。反射镜座2的左端和下端分别设置有相互垂直的连接面, 其中左端连接面与固定座2的右侧端面相连接, 连接座2的外圆柱面上安装有力矩电机的转子, 连接座2与固定座2构成另一个转动副实现A轴的运动。
力矩电机驱动的激光头旋转机构控制简单, 结构紧凑, 对局部切割能力强, 光路调整方便。但是该机构负载能力较弱, 精度不高, 动态响应速度慢, 当切割机进行五轴联动时, X、Y、Z轴运动的加速度惯性载荷容易超过扭矩电机的负载极限。
2 一点指向式激光头旋转机构
一点指向式激光头旋转机构如图2所示。该机构由连接座、C轴连接体、A轴连接体、激光头、聚焦镜以及反射镜片组成。连接座通过上端的法兰面与机床的X、Y、Z轴直线运动轴连接, 连接座下部的内圆柱面与C轴连接体上部的外圆柱面构成转动副实现C轴运动。C轴连接体下部与水平面呈45°的内圆柱面与A轴连接体的左侧的外圆柱面构成转动副实现A轴运动。
该机构最突出的优点是C、A轴在运动过程中加工点 (焦点) 的位置始终保持不变, 这对三维激光切割机示教功能的实现有很大帮助。但是一点指向式激光头旋转机构体积大, 在切割深孔时极易产生机械干涉;至少需要4块反射镜片, 能量损耗大, 镜片费用高, 调校复杂。
3 复合驱动的激光头旋转机构
针对以上问题, 本文设计了一种结构更加简化, 后续控制编程更加方便, 操控性更优越的三维激光切割机激光头旋转机构, 如图3所示。
该机构由连接座、固定座、反射镜座、双联齿轮、锥齿轮、激光头、聚焦镜、C轴电机、A轴电机以及反射镜组成。连接座通过上端的法兰与机床的X、Y、Z轴直线运动轴连接, C轴电机与A轴电机分别固定安装在连接座的两侧。固定座的上部的外圆柱面与连接座的内圆柱面构成转动副, 设置在固定座外圆柱面下方的齿轮与连接在C轴电机轴上的齿轮相啮合, 通过C轴电机的转动实现对C轴的驱动。双联齿轮的内圆柱面与固定座中部的外圆柱面构成转转动副, 上部设置的直齿与A轴电机轴上的齿轮啮合, 下部设置的锥形齿与锥齿轮啮合;锥齿轮的内圆柱面与固定座下部的外圆柱面构成转动副, 端面与反射镜座连接, A轴电机的旋转带动双联齿轮转动, 再通过锥形齿轮的啮合将运动传递到反射镜座, 进而实现了对A轴的驱动。
由图可知, A轴的运动是单独通过A轴电机的驱动来实现的, C轴的运动是通过C轴电机和A轴电机的复合运动实现的。两个驱动电机都位于旋转机构的上部, 偏置距离小, 下部结构更加简单、紧凑, 能够有效避免工作过程中管线缠绕的问题。机械啮合 (传动) 部分与光路传输部分完全隔离开, 从根本上解决了传动部件对光路的污染问题。该机构的传动部件都是最为简单的齿轮、锥齿轮、普通的伺服电机, 价格低廉, 负载能力强, 精度高, 动态响应速度快。
4 结论
本文对现有的激光头旋转机构技术方案作了介绍和比较, 创新地设计了一种复合驱动的激光头旋转机构。该机构构思巧妙, 结构简单, 精度高, 负载能力强, 动态响应速度高, 附加值高, 极具产业化价值。
参考文献
[1]黄开金, 谢长生.三维激光切割机的发展现状[J].激光技术, 1998, 22 (6) :352-356.
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[3]李宇顺, 罗敬文, 等.中国大功率激光装备的发展[J].锻压装备与制造技术, 2008, 43 (3) :9-12.