浸渍干燥机的调偏机构的设计论文

浸渍干燥机的调偏机构的设计 摘 要 文章着重介绍了调偏机构的工作原理和主要组成部分及其调偏机构典型各部分（如 :轴承、轴、气缸、电动机）的选用理由和设计步骤 ,概述了浸渍干燥生产线系统的构成及其特点 ,阐述了调偏机构的控制系统 .描述了其系统的电机控制、纠偏控制和电路控制 ,最后对调偏机构在浸渍干燥机上应用进行了探讨 . 关键词 纠偏；控制；调偏机构工作原理 ；轴承 ；轴 ；气缸 ；设计步骤 目 录 前言 浸渍干燥生产线的在市场上应用前景及意义 第 1章 生产线简介 1.1 生产线组成部分 1.2 生产线主要设备简介 1.3 生产线主要特点 第 2章 调偏机构控制系统 2.1 电机的控制 2.2 纠偏控制 2.3 电路控制 第 3章 调偏机构的主要组成 第 4章 调偏机构的工作原理 第 5章 调偏机构典型结构设计说明 5 1滚动轴承的选用 5 2轴的设计过程 5 3气缸的选用 5 4电机的选用 总 结 致 谢 参考文献 附 图 前 言 浸渍干燥机，是在引进、消化吸收国外先进浸渍设备的基础上，研制出的新一代浸渍干燥自动生产 线。生产线包括原纸的导入、接纸、浸渍、干燥、冷却、调偏、拉纸、剪切及自动堆纸等。 生产线采用变频调速，干燥机属于水平无接触气浮式，干燥机各室温度可以分别设定，并可实现温度的自动反馈控制。生产线是通过变频调速的方法来保证纸张张力的恒定，从而保证生产线的正常运行。生产线可以通过操纵通纸链系统自动通纸，生产线电控系统采用 PLC控制。生产线中还设置了调偏装置和静电消除装置，各生产设备采用膨胀螺栓固定，因而生产线的安装非常方便。 该机投入市场，立即引起巨大反响，国内许多厂家纷纷采购。随着市场的不断发展，浸渍干燥生产线 ，满足了国内外客户对宽幅面浸渍机日益高涨的需求。干燥机具有能耗低、速度快、上胶量均匀，自化程度高等优点，为国内众多装饰材料及绝缘材料厂制造浸渍干燥机。 随着高科技的迅猛发展 ,机械产品的日趋更新 ,市场竞争如此激烈 ,这要求我们所设计的产品能步入科学技术的脚步 ,能更好地适应我们社会的发展 !本人设计的是浸渍机部分之一 -调偏机构 ,该机构的作用是对卷材进行调偏 ,防止卷材跑偏 .本文着重介绍了调偏机构的工作原理和控制系统及其部分零件的选择理由及设计步骤等 . 第 1章 生产线简介 1.1 生产线组成部分 1.开卷机 2.一次浸渍挤胶 3.一次干燥段 4. 一次排湿 5. 一次冷却 6.张力机 7. 二次覆涂 8.二次干燥段 9. 二次排湿 10.二次冷却 11.调偏机 12.牵引机 13.切纸机 14.堆纸升降台 1.2生产线主要设备简介 1.浸渍机 浸渍机主要由单面背涂部分、展开、呼吸段延时机构、排气、双面涂胶装置、挤胶装置（由固定挤胶辊和活动挤胶辊组成）、计量装置、抹平机构、位移检测机构、胶槽及其升降装置、传动机构及气路系统等组成。 浸渍时比较重要的一条是把卷材中的空气排除，而可靠的方法 是以树脂排除空气，使卷材能够得到充分浸渍，所以在浸渍机中设置了单面背涂部分和呼吸延时机构。原纸经过单面涂胶辊后、胶液通过毛细血管的作用将卷材内的空气排除。为了达到单面背涂的效果，并防止卷材经浸胶后打折，从单面背涂到双面涂胶需间隔一段时间（称为呼吸段），并在此之间设有展开辊以防止打折。呼吸段的长短可以通过手动调延时机构进行调整。 原卷材经单面背涂后进行双面浸胶，随之进入挤胶十分精密光洁，其运行可实现变频调速。一对水平挤胶辊的间隙可以通过计量装置精密调整。正常工作时一对挤胶辊之间保持一定间隙相对而转（间隙大小可 根据浸胶量的需要调整）。活动挤胶辊由气缸带动，在通纸时或有接头通过时，可以使动挤胶辊拉开。浸胶纸经过挤胶辊作用而挤去多余的胶液，使纸张带上均匀等厚的胶层（即达到工艺规定的浸胶量）， 然后进入干燥机进行干燥。 2.干燥机 用于生产线的干燥机均为水平卧式干燥结构，上下喷嘴对吹热气流，浸渍纸浮动在上下风嘴之间。浸渍纸在干燥机中干燥是分等级的，干燥机加热温控系统采用了先进的检测控制技术。各干燥室温度可以分别设定，使温控实现连续的 PID闭环调节控制功能。目前，气浮式干燥机已经形成系列化，每种形式又都有两种加热方式，一种 是导热油加热，另一种是蒸汽加热。 1.3生产线主要特点 1.浸胶时，先单面背涂、展开、呼吸、排气、吸收，然后双面浸胶、计量、抹平，最后至水平挤胶。 2.生产线中采用了无接触气浮式干燥机，干燥机的加热介质分导热油和蒸汽两种方式。 3. 干燥机各干燥室的温度可分别设定，并可实现连续的 PID控制。 4.电控系统采用 PLC控制。调速系统采用较高精度和良好变频性能的变频控制器进行调速。 PLC控制、旋转编码器和张力辊组成闭环控制系统，通过变频调速保证纸张张力的一致，保证生产线运行时不断纸，使纸的 运行速度和张力实现连续 控制。 5.调偏机采用了性能可靠的 EPC调偏机构，调偏灵敏度高，可有效的防止纸张的跑偏。 物流方向 第 2章 调偏机构控制系统 2.1电机的控制 调偏机构上有两个光电开关，在通过卷材的上方，当光电开关的光线照到纸的时候，调偏机构下方的同步电机正转，从而使与同步电机连接的丝杆伸长，推动调偏机构上的可活动支架向光电开关所在位置的另一方运动；当两个光电开关的光线都照不到卷材的时候，调偏机构下方的同步电机反转，从而使与电机连接的丝杆缩短，拉动调偏机构上的可活动支架向光电开关所在位 置方向运动。 2.2纠偏控制 纠偏控制的三种基本方式 开卷纠偏 该方式主要用在卷材放卷过程中，通过往返移动放卷辊筒（机架）的位置，来确保卷材始终按预设的位置进行放卷作业。检边传感器独立固定，在放卷过程中，它的位置不随卷筒移动。 行进间纠偏 该方式一般用在卷材生产过程中，以防止材料出现蛇行现象或连接下一工序时出现边缘不齐的情况，传感器独立固定，根据卷材位置偏移状况，控制导向辊部分作回转运动，使卷边始终通过检测点。根据应用场合不同，可分为中心支点和端支点式两种。 收卷纠偏 该方式用于确保卷材收卷时卷边整齐。它与 开卷纠偏非常相似，但安装时有较大区别：传感器与收卷轴位置相对固定，随卷边的摆动而摆动，通过推动收卷轴（机架）追随卷边摆动来确保收卷边缘整齐。 调偏机构的纠偏方式是行间纠偏中的中心支点式 ，该机构包括一个固定基座和一个带有导向辊的浮动框架。一对或多对 Accuweb专利的线性轴承支起机构的浮动部分，它允许浮动部分以行程中卷材平面上的一个支点作回转运动。线性轴承的运用可确保导向机构以水平、竖直或倒置安装时正常工作。该方式除了安装稍微麻烦外， 是行进间纠偏控制中效果最好的一种。故选用该方式。 纠偏控制系统原理：探头 探测卷材的边缘或线条，读出卷材实际位置与设定位置的偏移量，将偏移量转换成与之成正比的电信号；再将该信号输入控制器，信号经控制器放大、校准后，输出至电驱动器，电驱动器根据信号的大小，驱动纠偏导向机构，将卷材回复至设定位置。由于电驱动器的驱动信号只与卷材跑偏量成正比关系，这就使得对于各种不同的卷材，系统都能提供精确的纠偏控制。 2.3电路控制 X27、 X43为调偏机构的两个光电开关，其光对纸起敏感作用，当光电开关的电柱照到卷材上时，其触点闭合，反之，断开。 X3、 X4为限位开关 RAB1、 RAB2为同步电机的 两相电 控制过程：当卷材通过调偏机构时，如果 X43、 X27同时闭合，则同步电机正转；反之则同步电机反转；当电机转到 X3、 X4时，则电机停止。见下图； RAB1 RAB2 X43 X43 X27 X27 X3 X4 N LA 第 3章 调偏机构的主要组成 调偏机构主要由底架、 摆架、 支撑架、 8211轴承、 通盖、 压圈、 中心轴、 支架、 活动支架、 摆臂支架、 固定辊、 滚辊组合、 连接杆、 总装 (光电跟踪 )、 气缸支座、 50X150气缸、 耳座 、 50气缸接头、 电动机安装底板、 电动机装配体、 调节耳座、 压紧机构、 6211深沟球轴承、 M48X1.5圆螺母等组成 ,详细请见总装图 第 4章 调偏机构的工作原理 调偏机构是根据浸渍生产线的需要，能自动调节并保证通纸时卷材的准确位置的一种机构。也是浸渍生产线必不可少的调整机构。它其中包含了电动机构和气动机构。 它的动作原理：当纸从烘箱出来通过调偏装置时，手动的打开气动手柄，从而使调偏机构上的托纸辊台起，使纸与其上方的辊筒紧密接触。调偏机构上有对卷材敏感的两个光电开关，在通过的卷材的上方。当光电开关的光线照到卷材的时候，调偏机构下方的同步电机正转，从而使与同步电机连接的丝杆伸长，推动调偏机构上的可活动支架向光电开关所在位置的另一方运动，也就是实现了两根辊筒拉动纸向光电开关所在位置的另一方运动。当两个光电开关的光线都照不到卷材的时候，调偏机构下方的同步电机反转，从而使与电机连接的丝杆缩短，拉动调偏机构上的可活动支架向光电开关所在位置方向运动，也就是实现了两根辊筒拉动卷材向光电开关所在位置一方运动。通过这样原理保证卷材在两个光电开关的中间通过，也就是保证了通纸（卷材）的准确位置。其中光电开关如何控制电机的正反转是通过 PLC程序 实现。 以上动作原理的实现，保证了浸渍干燥生产线的对通纸（卷材）位置的需求，也保证了生产线正常运行的需求。 第 5章 调偏机构典型结构设计说明 5.1滚动轴承的选用 (一 )、滚动轴承的概述 滚动轴承是标准件，由轴承厂大批量生产，因此熟悉标准，正确选用并进行 轴承组合设计是本设计的主要任务之一 .。 滚动轴承一般由内圈 1、外圈 2、滚动体 3 和保持架 4组成，如图 12-15 所示。内、外圈分别与轴颈、轴承座孔装配在一起。当内、外圈相对转动时滚动体即 在内外圈的滚道间滚动。保持架使滚动体分布均匀，减少滚动体的摩擦和磨损。 滚动轴承的内外圈和滚动体一般由轴承钢制造，工作表面经过磨削和抛光，其硬度不低于 60HRC。保持架一般用低碳钢板冲压制成，也可用有色金属和塑料制成。 (二 )、滚动轴承的类型和选择 1.类型 滚动轴承按受载方向分为向心轴承和推力轴承两大类。向心轴承主要承受径向载荷，推力轴承主要承受轴向载荷。按滚动体形状，滚动轴承又可分为球轴承与滚子轴承两大类。轴承的类型代号及特性见表 12-4。 滚动轴承的内外圈与滚动体之间存在一定的间隙，如图 12-16 所示，因此，内外圈可以有相对位移，最大位移量称为轴承游隙。当轴承的一个座圈固定，则另一座圈沿径向的最大移动量称为径向游隙 r，沿轴向的最大移动量称为轴向游隙 a。游隙的大小对轴承的寿命、温升和噪声都有很大的影响。 2.滚动轴承的代号 图 12-15 滚动轴承的结构 图 12-16 滚动轴承的游隙 国家标准（ GB/T272-93）规定，轴承的类型、尺寸、精度和结构特点，由轴承代号表示。轴承代号由基本代号、前置代号和后置代号三部分构成。代号一般刻在外圈端面上，排列顺序如下： (1)前置代号。在基本代号左侧用字母表示成套轴承的分部件，如 L表示可分离的轴承是分离 内圈或外圈， K 表示滚子和保持架组件。例如 LN308，表示 (0)3 尺寸系列的单列圆柱滚子轴承可分离外圈。 (2)基本代号。基本代号表示轴承的类型、结构和尺寸。一般由五个数字或字母加四个数字表示（如下图所示）。各代号意义见表 12-5 所示。 （高） 表 12-4 滚动轴承的基本类型及特性 类型及代号 结构简图 承载方向 主要性能及应用 调心球轴承 （ 1） 其外圈的内表面是球面，内、外圈轴线间允许角偏移为 2 3 ,极限转速低于深沟球轴承。可承受径向载荷及较小的双向轴 向载荷。用于轴变形较大及不能精确对中的支前置代号 基本代号 后置代号 五 一 二 三 四 类 型 代 号 宽 度 系 列 直 径 系 列 内 径 代 号 承处。 调心滚子轴承 （ 2） 轴承外圈滚道是球面，主要承受径向载荷及一定的双向轴向载荷，但不能承受纯轴向载荷，允许角偏移 0.5 2。常用在长轴或受载荷作用后轴有较大变形及多支点的轴上。 圆锥滚子轴承 （ 3） 可同时承受较大的径向及轴向载荷，承载能力大于 “7”类轴承。外圈可分离，装拆方便，成对使用。 推力球轴承 （ 5） 只能承受轴向载荷，而且载荷作用线必须与轴线相重合，不允许有角偏差，极限转速低。 双向推力 轴承 （ 5） 能承受双向轴向载荷。其余与推力轴承相同。 深沟球轴承 （ 6） 可承受径向载荷及一定的双向轴向载荷。内外圈轴线间允许角偏移为816。 角接触球轴承 （ 7） 可同时承受径向及轴向载荷。承受轴向载荷的能力由接触角 的大小决定， 大，承受轴向载荷的能力高。由于存在接触角 ，承受纯径向载荷时，会产生内部轴向力，使内、外圈有分离的趋 势，因此这类轴承要成对使用。极限转速较高。 推力滚子轴承 （ 8） 能承受较大的单向轴向载荷，极限转速低。 圆柱滚子轴承 （ N） 能承受较大的径向载荷，不能承受轴向载荷，极限转速也较高，但允许的角偏移很小，约 2 4。设计时，要求轴的刚度大，对中性好。 滚针轴承 （ NA） 不能承受轴向载荷，不允许有角度偏斜，极限转速较低。结构紧凑，在内径相同的条件下，与其他轴承比较，其外径最小。适用于径向尺寸受限制的部件中。 (3)后置代号。作为补充代号，轴承在结构形状、尺寸公差、技术要求等有 改变时，才在基本代号右侧予以添加。一般用字母（或字母加数字）表示。后置代号共分八组。第一组表示内部结构变化，例如角接触球轴承接触角 40时，代号为 B； 25时，代号为 AC； 15时，代号为 C。第五组为公差等级，按精度由低到高代号依次为： /P0、 /P6、 /P6x、 /P5、 /P4、 /P2，其中 /P0为普通级，可省略不标注。 表 12-5 基本代号 类型 宽 (高 )度 直径系 内径代号 代号 系列代号 列代号 用一位数字或一至两个字母表示，见表 表示内径、外径相同而轴承宽 (高 )度不同，有一个递增的系列尺寸，用一位数字表示。 表示同一内径而不同外径的系列，用一位数字表示。 内径代号。内径为，的轴承直接用内径表示，例表示内径的深沟球轴承。的内径代号如下： 两代号连用，当宽高度系列代号为时可省略 内径代号 00 01 02 03 内径(mm) 10 12 15 17 3.滚动轴承的选择 滚动轴承选择的出发点是： (1)轴承工作载荷的大小、方向及性质。当载荷较小而平稳、 转速较高时，可选用球轴承，反之，宜选用滚子轴承。 当轴承同时承受径向及轴向载荷，若以径向载荷为主时可选用深沟球轴承；轴向载荷比径向载荷大很多时，可选用推力轴承与向心轴承的组合结构；径向载荷和轴向载荷均较大时可选用向心角接触轴承。 (2)对轴承的特殊要求。跨距较大或难以保证两轴承孔同轴度的轴及多支点轴，宜选用调心轴承。 为便于安装、拆卸和调整轴承游隙，宜选用内外圈可分离的圆锥滚子轴承。 (3）经济性。一般球轴承比滚子轴承价廉；有特殊结构的轴承比普通结构的轴承贵。 同型号的轴承，精度越高，价格也越高，一般机械 传动宜选用普通级（ P0）精度。 (三 )、滚动轴承的受载情况和失效形式 (1)一般转速时，若轴承只承受径向载荷 Fr作用，由于各元件的弹性变形，轴承上半圈的滚动体将不受力，而下半圈各滚动体受力的大小则与其所处的位置有关。故轴承运转时，轴承套圈滚道和滚动体受变应力作用（图 12-17），滚动轴承的主要失效形式是疲劳点蚀。为防止疲劳点蚀现象的发生，滚动轴承应按额定动载荷进行寿命计算。 (2)转速较低的滚动轴承，可能因过大的静载荷或冲击载荷，使套圈滚道与滚动体接触处产生过大的塑性变形。因此，低速重载的滚动轴承应进行静强 度计算。 (3)高速转动的轴承，可能因润滑不良等原因引起磨损甚至胶合。因此，除进行寿命计算外，还要校核极限转速。 (四 )、滚动轴承的寿命计算 1.轴承寿命 轴承中任一滚动体或内、外圈滚道上出现疲劳点蚀的总转数或在一定转速下的工作时数，称为轴承寿命。 一批相同型号尺寸的轴承，因材料、热处理、加工工艺等差异，即使在完全相同的条件下运转，其寿命也差异很大，最长寿命和最短寿命可能差几倍。滚动轴承的疲劳寿命是相当离散的。因此，计算轴承寿命时应与一定的破坏率（可靠度）相联系。一般用 10%破坏率的轴承寿命作为轴承的基本 额定寿命，用 L表示，单位为 106 r（ 106转）。 2.轴承寿命计算 滚动轴承的基本额定寿命 L 与承受的载荷 P有关，载荷越大，轴承中产生的接触应力也越大，因而发生疲劳点蚀破坏前所能经受的应力变化次数就越少，即轴承的寿命越短。图12-18 所示为试验得出的载荷 P 与寿命 L 的关系曲线，也称为轴承的疲劳曲线。该曲线可用方程 P L=常数表示。 标准规定，基本额定寿命 L=1（ 106 r）时，轴承所能承受的载荷称为基本额定动载荷，用 C表示， 图 12-18 滚动轴承的 P-L 曲线 单位为 N。 C 值可由轴承标准中查出，于是有 1 CLP 常数，即 L=（ C / P） 106 r （ 12-1） 实际计算时常用小时（ h）表示寿命（ Lh）。将上式整理后可得 h PCnPCnL 1666760106 (h) （ 12-2） 式中： P为当量动载荷（ N）； 为寿命指数，球轴承 =3，滚子轴承 =10/3； n为轴承转速（ r/min）。 若已知当量动载荷 P和转速 n，工作使用寿命 Lh，则由式（ 12-2）可求出待选轴承所需的额定动载荷 C，从而选择轴承并使轴承的额定动载荷 C C。轴承工作寿命Lh的推荐值见表 12-6。 表 12-6 滚动轴承预期寿命推荐值 机器种类 预期寿命 不常使用的仪器和设备 500 航空发动机 500 2000 间断使用的机器 中断使用不致引起严重后果的手动机械、农业机械等 4000 8000 中断使用会引起严重后果，如升降机、运输机、吊车等 8000 12000 每天工作的机器 利用率不高的齿轮传动、电机等 1200020000 利用率较高的通讯设备、机床等 2000030000 连续工作的机器 一般可靠性的空气压缩机、电机、水泵等 5000060000 高可靠性的电站设备、给排水装置等 100000 3.当量动载荷 P的计算 滚动轴承的基本额定动载荷 C是在特定试验条件下得出的，就受载条件来说，向心轴承是承受纯径向载荷；推力轴承是承受纯轴向载荷。而在实际工作中，作用在轴承上的实际载荷往往与试验条件不一样，必须将实际载荷折算成与上述条件相同的载荷，在此载荷作用下，轴承的寿命与实际载荷作用下的寿命相同，这种折算后的载荷是假定的载荷，称为当量动载荷，用 P表示。计算式为 P=KP（ xFr+yFa） （ 12-3） 式 中： Fr为轴承所承受的径向载荷（ N）； Fa为轴承所承受的轴向载荷（ N）； x、 y分别为径向载荷系数和轴向载荷系数，见表 12-7； Kp为载荷系数，见表 12-8。 表 12-7 （单列）向心轴承的 x、 y系数 轴承类型 orCFa e eFF r a rFFa e x y x y 深沟球轴承（ 6） 0.014 0.028 0.056 0.084 0.11 0.17 0.28 0.42 0.56 0.19 0.22 0.26 0.28 0.30 0.34 0.38 0.42 0.56 2.30 1.99 1.71 1.55 1.45 1.31 1.15 1.01 0 0.44 4 1.00 角接触球轴承 70000C （ 15 o） 0.015 0.029 0.058 0.087 0.12 0.17 0.29 0.44 0.58 0.38 0.40 0.43 0.46 0.47 0.50 0.55 0.56 0.56 0.44 1.47 1.40 1.30 1.23 1.19 1.12 1.02 1.00 1.00 1 0 70000AC（ 25 o） 0.68 0.41 0.87 1 0 70000B ( 40 ) 1.14 0.35 0.57 1 0 圆锥滚子轴承（ 3） 1.5tg 0.4 0.4ctg 1 0 注：具体数值按轴承型号查附表或有关手册； 为公称接触角。 表 12-8 载荷系数 Kp 载荷性质 Kp 应用举 例 无冲击或轻微冲击 1.0 1.2 电动机、汽轮机、通风机、水泵等 中等冲击或中等惯性力 1.2 1.8 车辆、动力机械、起重机、造纸机、冶金机械、选矿机、水力机械、卷扬机、木材加工机、机床等 强大冲击 1.8 3.0 破碎机、轧钢机、石油钻机、振动筛等 根据上述知识的介绍设计中心轴上的轴承 深沟球轴承的选用 : 已知 :轴的转速 n=1000r/min,轴承上的径向载荷 Fr=1600N, 轴向载荷 Fa=800N, 工作平稳无冲击。轴直径 d=55mm, 要求轴承寿命 Lh=20000h,设计轴承类型 设计 步骤 : 由于轴承所受载荷 FrFa，故初定轴承类型为深沟球轴承，再用试算法确定轴承型号 ,试选深沟球轴承 ,选用型号为 6211 查手册得 :C=118000 N， Cor=24240 N。 1)Fa/C0r=800/24240=0.033 查表 12-7知 0.033落在 0.028 0.056之间 用插值法算得 23.0)028.0033.0(028.0056.0 22.026.022.0 e 2） Fa/Fr=800/1600=0.5e 3）查表 12-7得： x= 0.56， y落在 1.99 1.71之间，用插值法算得 y= 1.94 4）查表 12-8得： Kp=1.2 5）当量动载荷 P=Kp（ xFr+yFa） =1.2X(0.56X1600+1.94X800)=2937.6N 6）计算额定动载荷由式（ 12-2）得： C =P =2937.6X =31226.688N 6211轴承的 C = 118000 N大于计算所需的 C =31226.688N,故选轴承合用 . 5.2轴的设计过程 (一 )、轴的功能和分类 轴是组成机器的重要零件之一，其主要功能是支持作回转运动的传动零件 (如齿轮、蜗轮等 )，并传递运动和动力。 1、按受载情况分 根据轴的受 载情况的不同轴可分为转轴、传动轴和心轴三类。 转轴：既受弯矩又受转矩的轴 传动轴：主要受转矩，不受弯矩或弯矩很小的轴 心轴：只受弯矩而不受转矩的轴； 根据轴工作时是否转动，心轴又可分为转动心轴和固定心轴。 转动心轴：工作时轴承受弯矩，且轴转动； 固定心轴：工作时轴承受弯矩，且轴固定 2、按轴线形状分 根据轴线形状的不同轴又可分为曲轴、直轴和钢丝软轴。 曲轴：各轴段轴线不在同一直线上，主要用于有往复式运动的机械中，如内燃机中的曲轴 直轴：各轴段轴线为同一直线。直轴按外形不 同又可分为 光轴：形状简单，应力集中少，易加工，但轴上零件不易装配和定位。 常用于心轴和传动轴 阶梯轴：特点与光轴相反，常用于转轴 钢丝软轴：由多组钢丝分层卷绕而成，具有良好挠性，可将回转运动灵活地 传到不开敞的空间位置。 (二 ) 、轴的设计 轴的设计是根据给定的轴的功能要求 (传递功率或转矩，所支持零件的要求等 )和满足物理、几何约束的前提下，确定轴的最佳形状和尺寸，尽管轴设计中所受的物理约束很多，但设计时，其物理约束的选择仍是有区别的，对一般的用途的轴，满足强度约束条件 , 具有 合理的结构和良好的工艺性即可。对于静刚度要求高的轴，如机床主轴，工作时不允许有过大的变形，则应按刚度约束条件来设计轴的尺寸。对于高速或载荷作周期变化的轴，为避免发生共振，则应需按临界转速约束条件进行轴的稳定性计算。 轴的设计并无固定不变的步骤，要根据具体情况来定，一般方法是： (1)按扭转强度约束条件或与同类机器类比，初步确定轴的最小直径； (2)考虑轴上零件的定位和装配及轴的加工等几何约束，进行轴的结构设计，确定轴的几何尺寸； 值得指出的是：轴结构设计的结果具有多样性。不同的工作要求、不同 的轴上零件的装配方案以及轴的不同加工工艺等，都将得出不同的轴的结构型式。因此，设计时，必须对其结果进行综合评价，确定较优的方案。 (3)根据轴的结构尺寸和工作要求，选择相应的物理约束，检验是否满足相应的物理约束。若不满足，则需对轴的结构尺寸作必要修改，实施再设计，直至满足要求。 本文中心轴的设计步骤 : 一、选择轴的材料和热处理方式 选择轴的材料为 45钢，经调质处理 , 其机械性能查表 1得 C=110 表 1 几种轴的材料的 和 C值 轴的材料 Q235 1Cr18Ni9Ti 35 45 40Cr,35SiMn,2Cr13,20CrMnTi 12 20 12 25 20 30 30 40 40 52 160 135 148 125 135 118 118 107 107 98 二、初算轴的最小直径 已知传递功率 P= 0.065kW 转速 n=1000r/min 对实心圆轴， , 以 此 代 入 式 ，可得扭转强度条件的设计式： 轴的最小直径为 : dmin=110 =44.23mm 轴的最小直径是需要安装起来的 ,查 ,取标准直 径 d=48mm 三、初选轴承 因轴承受 主要受转矩，不受弯矩 ,故选用传动轴 . 四、轴的结构设计 1、根据轴上零件定位、加工要求以及不同的零件装配方案，参考轴的结构设计的基本要求，得出如下图 a的结构 2、确定轴各段直径和长度 :从左依右看 ,轴段 1的最小直径为 48mm,此处装两个M48X1.5的圆螺母 ,确定该段长为 32mm,轴段 2要安装 8205的滚动轴承、通盖和轴承座 ,(图 a) 此段长度 68为宜 ,轴段 3不需安装 ,直径取 65mm,轴段 4需要与摆架固定 ,直径取为100mm,长度为 10mm 3、确定轴上倒角尺寸 :轴 1和轴 3左段倒角为 1X45度 4、确定轴的加工工艺 :见下图 b 5、按弯扭合成校核 (1)画受力简图 (如图 c) 画轴空间受力简图 c，将轴上作用力分解为垂直面受力图 d和水平受力图 e。分别求出垂直面上的支反力和水平面上支反力。对于零件作用于轴上的分布载荷或转矩可当作集中力作用于轴上零件的宽度中点。对于支反力的位置，随轴承类型和布置方式不同而异，一般可按图 c取定，其中 a值参见滚动轴承样本，跨 距较大时可近似认为支反力位于轴承宽度的中点。 图 b (2)计算作用于轴上的支反力 水平面内支反力 N 垂直面内支反力 N N (3)计算轴的弯矩，并画弯、转矩图 分别作出垂直面和水平面上的弯矩图 f、 g，并按 计算合成弯矩。 画转矩图 h。 (4)计算并画当量弯矩图 转矩按脉动循环变化计算 , 取 , 则 N.mm (5)校核轴的强度 一般而言，轴的强度是否满足要求只需 对危险截面进行校核即可，而轴的危险(图 c) 截面多发生在当量弯矩最大或当量弯矩较大且轴的直径较小处。根据轴的结构尺寸和当量弯矩图可知， a-a 截面处弯矩最大 , 且截面尺寸也非最大 , 属于危险截面；b-b截面处当量弯矩不大但轴径较小，也属于危险截面。而对于 c-c、 d-d 截面尺寸，仅受纯转矩作用，虽 d-d 截面尺寸最小，但由于轴最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，故强度肯定满足，无需校核弯扭合成强度。 a-a 截面处当量弯矩为： b-b 截面处当量弯矩为 强度校核 : MPa MPa 显然： ， 故安全。 8、按安全系数校核 一般用途的轴按前述弯扭合成强度校核后就足够了，对于重要的轴可直接用下述的安全系数法校核。这两种方法不必同时进行。 (1)判断危险截面 截面 a-a、 b-b、 c-c、 d-d和 e-e都有应力集中源 (键槽、齿轮和轴的配合、过渡圆角等 )，且当量弯矩均较大，故确定为危险截面，下面仅以 a-a截面为例进行安全系数校核。 (2)疲 劳强度校核 a、 a-a截面上的应力： 弯曲应力幅（对称循环）： MPa 扭剪应力幅（脉动循环）： MPa 弯曲平均应力： =0 扭剪平均应力： = =7.92 MPa b、材料的疲劳极限：根据 650MPa， 360MPa查表 7-1附注得： 0.2， 0.1 c、 a-a截面应力集中系数：查附表 7-1得： 1.825， 1.625 d、表面状态系数及尺寸系数：查附表 7-5、附表 7-4, 得 ： 0.81， 0.76 e、分别考虑弯矩或转矩作用时的安全系数： 故安全。 表 7-3 轴的许用应力 (MPa) 材料 碳钢 400 500 600 700 130 170 200 230 70 75 95 110 40 45 55 65 合金钢 800 900 1000 1200 270 300 330 400 130 140 150 180 75 80 90 110 铸钢 400 500 100 120 50 70 30 40 表 7-4 疲劳强度的最小许用安全系数 条件 S 载荷可精确计算，材质均匀，材料性能精确可靠 1.3 1.5 计算精度较低，材质不够均匀 1.5 1.8 计算精度很低，材质很不均匀，或尺寸很大的轴(d200mm) 1.8 2.5 表 7-5 静强度的最小许用安全系数 / 0.45 0.55 0.55 0.70 0.70 0.90 铸造轴 1.2 1.5 1.4 1.8 1.7 2.2 1.6 2.5 5.3气缸的选用 气缸是气动执行元件之一 .气缸是将压缩空气的能量转换成直线往复运动形式机械能的能量转换装置 . (一 )、气缸的选择 1气缸的选择要点 气缸可根据主机需要进行设计，但尽量直接选用标准气缸 . 1.1 安装形式的选择 安装形式由安装位置、使用目的等因素决定。在一般场合下，多用固定式安装方式：轴向支座（ MS1式）前法兰（ MF1式）、后法兰（ MF2式）等；在要求活塞直线往复运动的同时又要缸体作较大圆弧摆动时，可选用尾部耳轴（ MP4或 MP2式）和中间轴销（ MT4式）等安装方式；如需要在回 转中输出直线往复运动，可采用回转气缸。有特殊要求时，可选用特殊气缸。 1.2输出力的大小 根据工作机构所需力的大小，考虑气缸载荷率确定活塞杆上的推力和拉力，从而确定气缸内径。 气缸由于其工作压力较小（ 0.4 0.6MPa），其输出力不会很大，一般在 10000N（不超过 20000N）左右，输出力过大其体积（直径）会太大，因此在气动设备上应尽量采用扩力机构，以减小气缸的尺寸。 1.3 气缸行程 气缸（活塞）行程与其使用场合及工作机构的行程比有关。多数情况下不应使用满行程，以免活塞与缸盖相 碰撞，尤其用来夹紧等机构，为保证夹紧效果，必须按计算行程多加 10 20mm的行程余量。 1.4气缸的运动速度 气缸的运动速度主要由所驱动的工作机构的需要来决定。 要求速度缓慢、平稳时，宜采用气液阻尼缸或采用节流调速。节流调速的方式有： 水平安装推力载荷推荐用排气节流；垂直安装升举载荷推荐用进气节流；用缓冲气缸可使缸在行程终点不发生冲击现象，通常缓冲气缸在阻力载荷且速度不高时，缓冲效果才明显。如果速度高，行程终端往往会产生冲击。 2 气缸使用注意事项 1）一般气缸的正常工作条件：环境温度 为 -35 80，工作压力为 0.4 0.6MPa。 2）安装前，应在 1.5倍工作压力条件下进行试验，不应漏气。 3）装配时，所有密封元件的相对运动工作表面应涂以润滑脂。 4）安装的气源进口处必须设置气源调节装置：过滤器 -减压阀 -油雾器。 5）安装时注意活塞杆应尽量承受拉力载荷，承受推力载荷应尽可能使载荷作用在活塞杆轴线上，活塞杆不允许承受偏心或横向载荷。 6）载荷在行程中有变化时，应使用输出力足够的气缸，并附设缓冲装置。 7）如前所述，尽量不使用满行程。 1.5气缸的选择计算过程 1)根据工作机构运动要求和结构要求选择标准型气缸 ,采用尾部耳轴的安装方式 2)根据工作机构载荷及速度要求 ,计算气缸直径 .计算缸径一般应圆整为标准缸径 . 先计算活塞杆的直径 :