浸漬干燥機的調偏機構的設計 摘 要 文章著重介紹了調偏機構的工作原理和主要組成部分及其調偏機構典型各部分（如 :軸承、軸、氣缸、電動機）的選用理由和設計步驟 ,概述了浸漬干燥生產線系統的構成及其特點 ,闡述了調偏機構的控制系統 .描述了其系統的電機控制、糾偏控制和電路控制 ,最后對調偏機構在浸漬干燥機上應用進行了探討 . 關鍵詞 糾偏；控制；調偏機構工作原理 ；軸承 ；軸 ；氣缸 ；設計步驟 目 錄 前言 浸漬干燥生產線的在市場上應用前景及意義 第 1章 生產線簡介 1.1 生產線組成部分 1.2 生產線主要設備簡介 1.3 生產線主要特點 第 2章 調偏機構控制系統 2.1 電機的控制 2.2 糾偏控制 2.3 電路控制 第 3章 調偏機構的主要組成 第 4章 調偏機構的工作原理 第 5章 調偏機構典型結構設計說明 5 1滾動軸承的選用 5 2軸的設計過程 5 3氣缸的選用 5 4電機的選用 總 結 致 謝 參考文獻 附 圖 前 言 浸漬干燥機，是在引進、消化吸收國外先進浸漬設備的基礎上，研制出的新一代浸漬干燥自動生產 線。生產線包括原紙的導入、接紙、浸漬、干燥、冷卻、調偏、拉紙、剪切及自動堆紙等。 生產線采用變頻調速，干燥機屬于水平無接觸氣浮式，干燥機各室溫度可以分別設定，并可實現溫度的自動反饋控制。生產線是通過變頻調速的方法來保證紙張張力的恒定，從而保證生產線的正常運行。生產線可以通過操縱通紙鏈系統自動通紙，生產線電控系統采用 PLC控制。生產線中還設置了調偏裝置和靜電消除裝置，各生產設備采用膨脹螺栓固定，因而生產線的安裝非常方便。 該機投入市場，立即引起巨大反響，國內許多廠家紛紛采購。隨著市場的不斷發展，浸漬干燥生產線 ，滿足了國內外客戶對寬幅面浸漬機日益高漲的需求。干燥機具有能耗低、速度快、上膠量均勻，自化程度高等優點，為國內眾多裝飾材料及絕緣材料廠制造浸漬干燥機。 隨著高科技的迅猛發展 ,機械產品的日趨更新 ,市場競爭如此激烈 ,這要求我們所設計的產品能步入科學技術的腳步 ,能更好地適應我們社會的發展 !本人設計的是浸漬機部分之一 -調偏機構 ,該機構的作用是對卷材進行調偏 ,防止卷材跑偏 .本文著重介紹了調偏機構的工作原理和控制系統及其部分零件的選擇理由及設計步驟等 . 第 1章 生產線簡介 1.1 生產線組成部分 1.開卷機 2.一次浸漬擠膠 3.一次干燥段 4. 一次排濕 5. 一次冷卻 6.張力機 7. 二次覆涂 8.二次干燥段 9. 二次排濕 10.二次冷卻 11.調偏機 12.牽引機 13.切紙機 14.堆紙升降臺 1.2生產線主要設備簡介 1.浸漬機 浸漬機主要由單面背涂部分、展開、呼吸段延時機構、排氣、雙面涂膠裝置、擠膠裝置（由固定擠膠輥和活動擠膠輥組成）、計量裝置、抹平機構、位移檢測機構、膠槽及其升降裝置、傳動機構及氣路系統等組成。 浸漬時比較重要的一條是把卷材中的空氣排除，而可靠的方法 是以樹脂排除空氣，使卷材能夠得到充分浸漬，所以在浸漬機中設置了單面背涂部分和呼吸延時機構。原紙經過單面涂膠輥后、膠液通過毛細血管的作用將卷材內的空氣排除。為了達到單面背涂的效果，并防止卷材經浸膠后打折，從單面背涂到雙面涂膠需間隔一段時間（稱為呼吸段），并在此之間設有展開輥以防止打折。呼吸段的長短可以通過手動調延時機構進行調整。 原卷材經單面背涂后進行雙面浸膠，隨之進入擠膠十分精密光潔，其運行可實現變頻調速。一對水平擠膠輥的間隙可以通過計量裝置精密調整。正常工作時一對擠膠輥之間保持一定間隙相對而轉（間隙大小可 根據浸膠量的需要調整）。活動擠膠輥由氣缸帶動，在通紙時或有接頭通過時，可以使動擠膠輥拉開。浸膠紙經過擠膠輥作用而擠去多余的膠液，使紙張帶上均勻等厚的膠層（即達到工藝規定的浸膠量）， 然后進入干燥機進行干燥。 2.干燥機 用于生產線的干燥機均為水平臥式干燥結構，上下噴嘴對吹熱氣流，浸漬紙浮動在上下風嘴之間。浸漬紙在干燥機中干燥是分等級的，干燥機加熱溫控系統采用了先進的檢測控制技術。各干燥室溫度可以分別設定，使溫控實現連續的 PID閉環調節控制功能。目前，氣浮式干燥機已經形成系列化，每種形式又都有兩種加熱方式，一種 是導熱油加熱，另一種是蒸汽加熱。 1.3生產線主要特點 1.浸膠時，先單面背涂、展開、呼吸、排氣、吸收，然后雙面浸膠、計量、抹平，最后至水平擠膠。 2.生產線中采用了無接觸氣浮式干燥機，干燥機的加熱介質分導熱油和蒸汽兩種方式。 3. 干燥機各干燥室的溫度可分別設定，并可實現連續的 PID控制。 4.電控系統采用 PLC控制。調速系統采用較高精度和良好變頻性能的變頻控制器進行調速。 PLC控制、旋轉編碼器和張力輥組成閉環控制系統，通過變頻調速保證紙張張力的一致，保證生產線運行時不斷紙，使紙的 運行速度和張力實現連續 控制。 5.調偏機采用了性能可靠的 EPC調偏機構，調偏靈敏度高，可有效的防止紙張的跑偏。 物流方向 第 2章 調偏機構控制系統 2.1電機的控制 調偏機構上有兩個光電開關，在通過卷材的上方，當光電開關的光線照到紙的時候，調偏機構下方的同步電機正轉，從而使與同步電機連接的絲桿伸長，推動調偏機構上的可活動支架向光電開關所在位置的另一方運動；當兩個光電開關的光線都照不到卷材的時候，調偏機構下方的同步電機反轉，從而使與電機連接的絲桿縮短，拉動調偏機構上的可活動支架向光電開關所在位 置方向運動。 2.2糾偏控制 糾偏控制的三種基本方式 開卷糾偏 該方式主要用在卷材放卷過程中，通過往返移動放卷輥筒（機架）的位置，來確保卷材始終按預設的位置進行放卷作業。檢邊傳感器獨立固定，在放卷過程中，它的位置不隨卷筒移動。 行進間糾偏 該方式一般用在卷材生產過程中，以防止材料出現蛇行現象或連接下一工序時出現邊緣不齊的情況，傳感器獨立固定，根據卷材位置偏移狀況，控制導向輥部分作回轉運動，使卷邊始終通過檢測點。根據應用場合不同，可分為中心支點和端支點式兩種。 收卷糾偏 該方式用于確保卷材收卷時卷邊整齊。它與 開卷糾偏非常相似，但安裝時有較大區別：傳感器與收卷軸位置相對固定，隨卷邊的擺動而擺動，通過推動收卷軸（機架）追隨卷邊擺動來確保收卷邊緣整齊。 調偏機構的糾偏方式是行間糾偏中的中心支點式 ，該機構包括一個固定基座和一個帶有導向輥的浮動框架。一對或多對 Accuweb專利的線性軸承支起機構的浮動部分，它允許浮動部分以行程中卷材平面上的一個支點作回轉運動。線性軸承的運用可確保導向機構以水平、豎直或倒置安裝時正常工作。該方式除了安裝稍微麻煩外， 是行進間糾偏控制中效果最好的一種。故選用該方式。 糾偏控制系統原理：探頭 探測卷材的邊緣或線條，讀出卷材實際位置與設定位置的偏移量，將偏移量轉換成與之成正比的電信號；再將該信號輸入控制器，信號經控制器放大、校準后，輸出至電驅動器，電驅動器根據信號的大小，驅動糾偏導向機構，將卷材回復至設定位置。由于電驅動器的驅動信號只與卷材跑偏量成正比關系，這就使得對于各種不同的卷材，系統都能提供精確的糾偏控制。 2.3電路控制 X27、 X43為調偏機構的兩個光電開關，其光對紙起敏感作用，當光電開關的電柱照到卷材上時，其觸點閉合，反之，斷開。 X3、 X4為限位開關 RAB1、 RAB2為同步電機的 兩相電 控制過程：當卷材通過調偏機構時，如果 X43、 X27同時閉合，則同步電機正轉；反之則同步電機反轉；當電機轉到 X3、 X4時，則電機停止。見下圖； RAB1 RAB2 X43 X43 X27 X27 X3 X4 N LA 第 3章 調偏機構的主要組成 調偏機構主要由底架、 擺架、 支撐架、 8211軸承、 通蓋、 壓圈、 中心軸、 支架、 活動支架、 擺臂支架、 固定輥、 滾輥組合、 連接桿、 總裝 (光電跟蹤 )、 氣缸支座、 50X150氣缸、 耳座 、 50氣缸接頭、 電動機安裝底板、 電動機裝配體、 調節耳座、 壓緊機構、 6211深溝球軸承、 M48X1.5圓螺母等組成 ,詳細請見總裝圖 第 4章 調偏機構的工作原理 調偏機構是根據浸漬生產線的需要，能自動調節并保證通紙時卷材的準確位置的一種機構。也是浸漬生產線必不可少的調整機構。它其中包含了電動機構和氣動機構。 它的動作原理：當紙從烘箱出來通過調偏裝置時，手動的打開氣動手柄，從而使調偏機構上的托紙輥臺起，使紙與其上方的輥筒緊密接觸。調偏機構上有對卷材敏感的兩個光電開關，在通過的卷材的上方。當光電開關的光線照到卷材的時候，調偏機構下方的同步電機正轉，從而使與同步電機連接的絲桿伸長，推動調偏機構上的可活動支架向光電開關所在位置的另一方運動，也就是實現了兩根輥筒拉動紙向光電開關所在位置的另一方運動。當兩個光電開關的光線都照不到卷材的時候，調偏機構下方的同步電機反轉，從而使與電機連接的絲桿縮短，拉動調偏機構上的可活動支架向光電開關所在位置方向運動，也就是實現了兩根輥筒拉動卷材向光電開關所在位置一方運動。通過這樣原理保證卷材在兩個光電開關的中間通過，也就是保證了通紙（卷材）的準確位置。其中光電開關如何控制電機的正反轉是通過 PLC程序 實現。 以上動作原理的實現，保證了浸漬干燥生產線的對通紙（卷材）位置的需求，也保證了生產線正常運行的需求。 第 5章 調偏機構典型結構設計說明 5.1滾動軸承的選用 (一 )、滾動軸承的概述 滾動軸承是標準件，由軸承廠大批量生產，因此熟悉標準，正確選用并進行 軸承組合設計是本設計的主要任務之一 .。 滾動軸承一般由內圈 1、外圈 2、滾動體 3 和保持架 4組成，如圖 12-15 所示。內、外圈分別與軸頸、軸承座孔裝配在一起。當內、外圈相對轉動時滾動體即 在內外圈的滾道間滾動。保持架使滾動體分布均勻，減少滾動體的摩擦和磨損。 滾動軸承的內外圈和滾動體一般由軸承鋼制造，工作表面經過磨削和拋光，其硬度不低于 60HRC。保持架一般用低碳鋼板沖壓制成，也可用有色金屬和塑料制成。 (二 )、滾動軸承的類型和選擇 1.類型 滾動軸承按受載方向分為向心軸承和推力軸承兩大類。向心軸承主要承受徑向載荷，推力軸承主要承受軸向載荷。按滾動體形狀，滾動軸承又可分為球軸承與滾子軸承兩大類。軸承的類型代號及特性見表 12-4。 滾動軸承的內外圈與滾動體之間存在一定的間隙，如圖 12-16 所示，因此，內外圈可以有相對位移，最大位移量稱為軸承游隙。當軸承的一個座圈固定，則另一座圈沿徑向的最大移動量稱為徑向游隙 r，沿軸向的最大移動量稱為軸向游隙 a。游隙的大小對軸承的壽命、溫升和噪聲都有很大的影響。 2.滾動軸承的代號 圖 12-15 滾動軸承的結構 圖 12-16 滾動軸承的游隙 國家標準（ GB/T272-93）規定，軸承的類型、尺寸、精度和結構特點，由軸承代號表示。軸承代號由基本代號、前置代號和后置代號三部分構成。代號一般刻在外圈端面上，排列順序如下： (1)前置代號。在基本代號左側用字母表示成套軸承的分部件，如 L表示可分離的軸承是分離 內圈或外圈， K 表示滾子和保持架組件。例如 LN308，表示 (0)3 尺寸系列的單列圓柱滾子軸承可分離外圈。 (2)基本代號。基本代號表示軸承的類型、結構和尺寸。一般由五個數字或字母加四個數字表示（如下圖所示）。各代號意義見表 12-5 所示。 （高） 表 12-4 滾動軸承的基本類型及特性 類型及代號 結構簡圖 承載方向 主要性能及應用 調心球軸承 （ 1） 其外圈的內表面是球面，內、外圈軸線間允許角偏移為 2 3 ,極限轉速低于深溝球軸承。可承受徑向載荷及較小的雙向軸 向載荷。用于軸變形較大及不能精確對中的支前置代號 基本代號 后置代號 五 一 二 三 四 類 型 代 號 寬 度 系 列 直 徑 系 列 內 徑 代 號 承處。 調心滾子軸承 （ 2） 軸承外圈滾道是球面，主要承受徑向載荷及一定的雙向軸向載荷，但不能承受純軸向載荷，允許角偏移 0.5 2。常用在長軸或受載荷作用后軸有較大變形及多支點的軸上。 圓錐滾子軸承 （ 3） 可同時承受較大的徑向及軸向載荷，承載能力大于 “7”類軸承。外圈可分離，裝拆方便，成對使用。 推力球軸承 （ 5） 只能承受軸向載荷，而且載荷作用線必須與軸線相重合，不允許有角偏差，極限轉速低。 雙向推力 軸承 （ 5） 能承受雙向軸向載荷。其余與推力軸承相同。 深溝球軸承 （ 6） 可承受徑向載荷及一定的雙向軸向載荷。內外圈軸線間允許角偏移為816。 角接觸球軸承 （ 7） 可同時承受徑向及軸向載荷。承受軸向載荷的能力由接觸角 的大小決定， 大，承受軸向載荷的能力高。由于存在接觸角 ，承受純徑向載荷時，會產生內部軸向力，使內、外圈有分離的趨 勢，因此這類軸承要成對使用。極限轉速較高。 推力滾子軸承 （ 8） 能承受較大的單向軸向載荷，極限轉速低。 圓柱滾子軸承 （ N） 能承受較大的徑向載荷，不能承受軸向載荷，極限轉速也較高，但允許的角偏移很小，約 2 4。設計時，要求軸的剛度大，對中性好。 滾針軸承 （ NA） 不能承受軸向載荷，不允許有角度偏斜，極限轉速較低。結構緊湊，在內徑相同的條件下，與其他軸承比較，其外徑最小。適用于徑向尺寸受限制的部件中。 (3)后置代號。作為補充代號，軸承在結構形狀、尺寸公差、技術要求等有 改變時，才在基本代號右側予以添加。一般用字母（或字母加數字）表示。后置代號共分八組。第一組表示內部結構變化，例如角接觸球軸承接觸角 40時，代號為 B； 25時，代號為 AC； 15時，代號為 C。第五組為公差等級，按精度由低到高代號依次為： /P0、 /P6、 /P6x、 /P5、 /P4、 /P2，其中 /P0為普通級，可省略不標注。 表 12-5 基本代號 類型 寬 (高 )度 直徑系 內徑代號 代號 系列代號 列代號 用一位數字或一至兩個字母表示，見表 表示內徑、外徑相同而軸承寬 (高 )度不同，有一個遞增的系列尺寸，用一位數字表示。 表示同一內徑而不同外徑的系列，用一位數字表示。 內徑代號。內徑為，的軸承直接用內徑表示，例表示內徑的深溝球軸承。的內徑代號如下： 兩代號連用，當寬高度系列代號為時可省略 內徑代號 00 01 02 03 內徑(mm) 10 12 15 17 3.滾動軸承的選擇 滾動軸承選擇的出發點是： (1)軸承工作載荷的大小、方向及性質。當載荷較小而平穩、 轉速較高時，可選用球軸承，反之，宜選用滾子軸承。 當軸承同時承受徑向及軸向載荷，若以徑向載荷為主時可選用深溝球軸承；軸向載荷比徑向載荷大很多時，可選用推力軸承與向心軸承的組合結構；徑向載荷和軸向載荷均較大時可選用向心角接觸軸承。 (2)對軸承的特殊要求。跨距較大或難以保證兩軸承孔同軸度的軸及多支點軸，宜選用調心軸承。 為便于安裝、拆卸和調整軸承游隙，宜選用內外圈可分離的圓錐滾子軸承。 (3）經濟性。一般球軸承比滾子軸承價廉；有特殊結構的軸承比普通結構的軸承貴。 同型號的軸承，精度越高，價格也越高，一般機械 傳動宜選用普通級（ P0）精度。 (三 )、滾動軸承的受載情況和失效形式 (1)一般轉速時，若軸承只承受徑向載荷 Fr作用，由于各元件的彈性變形，軸承上半圈的滾動體將不受力，而下半圈各滾動體受力的大小則與其所處的位置有關。故軸承運轉時，軸承套圈滾道和滾動體受變應力作用（圖 12-17），滾動軸承的主要失效形式是疲勞點蝕。為防止疲勞點蝕現象的發生，滾動軸承應按額定動載荷進行壽命計算。 (2)轉速較低的滾動軸承，可能因過大的靜載荷或沖擊載荷，使套圈滾道與滾動體接觸處產生過大的塑性變形。因此，低速重載的滾動軸承應進行靜強 度計算。 (3)高速轉動的軸承，可能因潤滑不良等原因引起磨損甚至膠合。因此，除進行壽命計算外，還要校核極限轉速。 (四 )、滾動軸承的壽命計算 1.軸承壽命 軸承中任一滾動體或內、外圈滾道上出現疲勞點蝕的總轉數或在一定轉速下的工作時數，稱為軸承壽命。 一批相同型號尺寸的軸承，因材料、熱處理、加工工藝等差異，即使在完全相同的條件下運轉，其壽命也差異很大，最長壽命和最短壽命可能差幾倍。滾動軸承的疲勞壽命是相當離散的。因此，計算軸承壽命時應與一定的破壞率（可靠度）相聯系。一般用 10%破壞率的軸承壽命作為軸承的基本 額定壽命，用 L表示，單位為 106 r（ 106轉）。 2.軸承壽命計算 滾動軸承的基本額定壽命 L 與承受的載荷 P有關，載荷越大，軸承中產生的接觸應力也越大，因而發生疲勞點蝕破壞前所能經受的應力變化次數就越少，即軸承的壽命越短。圖12-18 所示為試驗得出的載荷 P 與壽命 L 的關系曲線，也稱為軸承的疲勞曲線。該曲線可用方程 P L=常數表示。 標準規定，基本額定壽命 L=1（ 106 r）時，軸承所能承受的載荷稱為基本額定動載荷，用 C表示， 圖 12-18 滾動軸承的 P-L 曲線 單位為 N。 C 值可由軸承標準中查出，于是有 1 CLP 常數，即 L=（ C / P） 106 r （ 12-1） 實際計算時常用小時（ h）表示壽命（ Lh）。將上式整理后可得 h PCnPCnL 1666760106 (h) （ 12-2） 式中： P為當量動載荷（ N）； 為壽命指數，球軸承 =3，滾子軸承 =10/3； n為軸承轉速（ r/min）。 若已知當量動載荷 P和轉速 n，工作使用壽命 Lh，則由式（ 12-2）可求出待選軸承所需的額定動載荷 C，從而選擇軸承并使軸承的額定動載荷 C C。軸承工作壽命Lh的推薦值見表 12-6。 表 12-6 滾動軸承預期壽命推薦值 機器種類 預期壽命 不常使用的儀器和設備 500 航空發動機 500 2000 間斷使用的機器 中斷使用不致引起嚴重后果的手動機械、農業機械等 4000 8000 中斷使用會引起嚴重后果，如升降機、運輸機、吊車等 8000 12000 每天工作的機器 利用率不高的齒輪傳動、電機等 1200020000 利用率較高的通訊設備、機床等 2000030000 連續工作的機器 一般可靠性的空氣壓縮機、電機、水泵等 5000060000 高可靠性的電站設備、給排水裝置等 100000 3.當量動載荷 P的計算 滾動軸承的基本額定動載荷 C是在特定試驗條件下得出的，就受載條件來說，向心軸承是承受純徑向載荷；推力軸承是承受純軸向載荷。而在實際工作中，作用在軸承上的實際載荷往往與試驗條件不一樣，必須將實際載荷折算成與上述條件相同的載荷，在此載荷作用下，軸承的壽命與實際載荷作用下的壽命相同，這種折算后的載荷是假定的載荷，稱為當量動載荷，用 P表示。計算式為 P=KP（ xFr+yFa） （ 12-3） 式 中： Fr為軸承所承受的徑向載荷（ N）； Fa為軸承所承受的軸向載荷（ N）； x、 y分別為徑向載荷系數和軸向載荷系數，見表 12-7； Kp為載荷系數，見表 12-8。 表 12-7 （單列）向心軸承的 x、 y系數 軸承類型 orCFa e eFF r a rFFa e x y x y 深溝球軸承（ 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 角接觸球軸承 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 圓錐滾子軸承（ 3） 1.5tg 0.4 0.4ctg 1 0 注：具體數值按軸承型號查附表或有關手冊； 為公稱接觸角。 表 12-8 載荷系數 Kp 載荷性質 Kp 應用舉 例 無沖擊或輕微沖擊 1.0 1.2 電動機、汽輪機、通風機、水泵等 中等沖擊或中等慣性力 1.2 1.8 車輛、動力機械、起重機、造紙機、冶金機械、選礦機、水力機械、卷揚機、木材加工機、機床等 強大沖擊 1.8 3.0 破碎機、軋鋼機、石油鉆機、振動篩等 根據上述知識的介紹設計中心軸上的軸承 深溝球軸承的選用 : 已知 :軸的轉速 n=1000r/min,軸承上的徑向載荷 Fr=1600N, 軸向載荷 Fa=800N, 工作平穩無沖擊。軸直徑 d=55mm, 要求軸承壽命 Lh=20000h,設計軸承類型 設計 步驟 : 由于軸承所受載荷 FrFa，故初定軸承類型為深溝球軸承，再用試算法確定軸承型號 ,試選深溝球軸承 ,選用型號為 6211 查手冊得 :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之間 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之間，用插值法算得 y= 1.94 4）查表 12-8得： Kp=1.2 5）當量動載荷 P=Kp（ xFr+yFa） =1.2X(0.56X1600+1.94X800)=2937.6N 6）計算額定動載荷由式（ 12-2）得： C =P =2937.6X =31226.688N 6211軸承的 C = 118000 N大于計算所需的 C =31226.688N,故選軸承合用 . 5.2軸的設計過程 (一 )、軸的功能和分類 軸是組成機器的重要零件之一，其主要功能是支持作回轉運動的傳動零件 (如齒輪、蝸輪等 )，并傳遞運動和動力。 1、按受載情況分 根據軸的受 載情況的不同軸可分為轉軸、傳動軸和心軸三類。 轉軸：既受彎矩又受轉矩的軸 傳動軸：主要受轉矩，不受彎矩或彎矩很小的軸 心軸：只受彎矩而不受轉矩的軸； 根據軸工作時是否轉動，心軸又可分為轉動心軸和固定心軸。 轉動心軸：工作時軸承受彎矩，且軸轉動； 固定心軸：工作時軸承受彎矩，且軸固定 2、按軸線形狀分 根據軸線形狀的不同軸又可分為曲軸、直軸和鋼絲軟軸。 曲軸：各軸段軸線不在同一直線上，主要用于有往復式運動的機械中，如內燃機中的曲軸 直軸：各軸段軸線為同一直線。直軸按外形不 同又可分為 光軸：形狀簡單，應力集中少，易加工，但軸上零件不易裝配和定位。 常用于心軸和傳動軸 階梯軸：特點與光軸相反，常用于轉軸 鋼絲軟軸：由多組鋼絲分層卷繞而成，具有良好撓性，可將回轉運動靈活地 傳到不開敞的空間位置。 (二 ) 、軸的設計 軸的設計是根據給定的軸的功能要求 (傳遞功率或轉矩，所支持零件的要求等 )和滿足物理、幾何約束的前提下，確定軸的最佳形狀和尺寸，盡管軸設計中所受的物理約束很多，但設計時，其物理約束的選擇仍是有區別的，對一般的用途的軸，滿足強度約束條件 , 具有 合理的結構和良好的工藝性即可。對于靜剛度要求高的軸，如機床主軸，工作時不允許有過大的變形，則應按剛度約束條件來設計軸的尺寸。對于高速或載荷作周期變化的軸，為避免發生共振，則應需按臨界轉速約束條件進行軸的穩定性計算。 軸的設計并無固定不變的步驟，要根據具體情況來定，一般方法是： (1)按扭轉強度約束條件或與同類機器類比，初步確定軸的最小直徑； (2)考慮軸上零件的定位和裝配及軸的加工等幾何約束，進行軸的結構設計，確定軸的幾何尺寸； 值得指出的是：軸結構設計的結果具有多樣性。不同的工作要求、不同 的軸上零件的裝配方案以及軸的不同加工工藝等，都將得出不同的軸的結構型式。因此，設計時，必須對其結果進行綜合評價，確定較優的方案。 (3)根據軸的結構尺寸和工作要求，選擇相應的物理約束，檢驗是否滿足相應的物理約束。若不滿足，則需對軸的結構尺寸作必要修改，實施再設計，直至滿足要求。 本文中心軸的設計步驟 : 一、選擇軸的材料和熱處理方式 選擇軸的材料為 45鋼，經調質處理 , 其機械性能查表 1得 C=110 表 1 幾種軸的材料的 和 C值 軸的材料 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、初算軸的最小直徑 已知傳遞功率 P= 0.065kW 轉速 n=1000r/min 對實心圓軸， , 以 此 代 入 式 ，可得扭轉強度條件的設計式： 軸的最小直徑為 : dmin=110 =44.23mm 軸的最小直徑是需要安裝起來的 ,查 ,取標準直 徑 d=48mm 三、初選軸承 因軸承受 主要受轉矩，不受彎矩 ,故選用傳動軸 . 四、軸的結構設計 1、根據軸上零件定位、加工要求以及不同的零件裝配方案，參考軸的結構設計的基本要求，得出如下圖 a的結構 2、確定軸各段直徑和長度 :從左依右看 ,軸段 1的最小直徑為 48mm,此處裝兩個M48X1.5的圓螺母 ,確定該段長為 32mm,軸段 2要安裝 8205的滾動軸承、通蓋和軸承座 ,(圖 a) 此段長度 68為宜 ,軸段 3不需安裝 ,直徑取 65mm,軸段 4需要與擺架固定 ,直徑取為100mm,長度為 10mm 3、確定軸上倒角尺寸 :軸 1和軸 3左段倒角為 1X45度 4、確定軸的加工工藝 :見下圖 b 5、按彎扭合成校核 (1)畫受力簡圖 (如圖 c) 畫軸空間受力簡圖 c，將軸上作用力分解為垂直面受力圖 d和水平受力圖 e。分別求出垂直面上的支反力和水平面上支反力。對于零件作用于軸上的分布載荷或轉矩可當作集中力作用于軸上零件的寬度中點。對于支反力的位置，隨軸承類型和布置方式不同而異，一般可按圖 c取定，其中 a值參見滾動軸承樣本，跨 距較大時可近似認為支反力位于軸承寬度的中點。 圖 b (2)計算作用于軸上的支反力 水平面內支反力 N 垂直面內支反力 N N (3)計算軸的彎矩，并畫彎、轉矩圖 分別作出垂直面和水平面上的彎矩圖 f、 g，并按 計算合成彎矩。 畫轉矩圖 h。 (4)計算并畫當量彎矩圖 轉矩按脈動循環變化計算 , 取 , 則 N.mm (5)校核軸的強度 一般而言，軸的強度是否滿足要求只需 對危險截面進行校核即可，而軸的危險(圖 c) 截面多發生在當量彎矩最大或當量彎矩較大且軸的直徑較小處。根據軸的結構尺寸和當量彎矩圖可知， a-a 截面處彎矩最大 , 且截面尺寸也非最大 , 屬于危險截面；b-b截面處當量彎矩不大但軸徑較小，也屬于危險截面。而對于 c-c、 d-d 截面尺寸，僅受純轉矩作用，雖 d-d 截面尺寸最小，但由于軸最小直徑是按扭轉強度較為寬裕地確定的，故強度肯定滿足，無需校核彎扭合成強度。 a-a 截面處當量彎矩為： b-b 截面處當量彎矩為 強度校核 : MPa MPa 顯然： ， 故安全。 8、按安全系數校核 一般用途的軸按前述彎扭合成強度校核后就足夠了，對于重要的軸可直接用下述的安全系數法校核。這兩種方法不必同時進行。 (1)判斷危險截面 截面 a-a、 b-b、 c-c、 d-d和 e-e都有應力集中源 (鍵槽、齒輪和軸的配合、過渡圓角等 )，且當量彎矩均較大，故確定為危險截面，下面僅以 a-a截面為例進行安全系數校核。 (2)疲 勞強度校核 a、 a-a截面上的應力： 彎曲應力幅（對稱循環）： MPa 扭剪應力幅（脈動循環）： MPa 彎曲平均應力： =0 扭剪平均應力： = =7.92 MPa b、材料的疲勞極限：根據 650MPa， 360MPa查表 7-1附注得： 0.2， 0.1 c、 a-a截面應力集中系數：查附表 7-1得： 1.825， 1.625 d、表面狀態系數及尺寸系數：查附表 7-5、附表 7-4, 得 ： 0.81， 0.76 e、分別考慮彎矩或轉矩作用時的安全系數： 故安全。 表 7-3 軸的許用應力 (MPa) 材料 碳鋼 400 500 600 700 130 170 200 230 70 75 95 110 40 45 55 65 合金鋼 800 900 1000 1200 270 300 330 400 130 140 150 180 75 80 90 110 鑄鋼 400 500 100 120 50 70 30 40 表 7-4 疲勞強度的最小許用安全系數 條件 S 載荷可精確計算，材質均勻，材料性能精確可靠 1.3 1.5 計算精度較低，材質不夠均勻 1.5 1.8 計算精度很低，材質很不均勻，或尺寸很大的軸(d200mm) 1.8 2.5 表 7-5 靜強度的最小許用安全系數 / 0.45 0.55 0.55 0.70 0.70 0.90 鑄造軸 1.2 1.5 1.4 1.8 1.7 2.2 1.6 2.5 5.3氣缸的選用 氣缸是氣動執行元件之一 .氣缸是將壓縮空氣的能量轉換成直線往復運動形式機械能的能量轉換裝置 . (一 )、氣缸的選擇 1氣缸的選擇要點 氣缸可根據主機需要進行設計，但盡量直接選用標準氣缸 . 1.1 安裝形式的選擇 安裝形式由安裝位置、使用目的等因素決定。在一般場合下，多用固定式安裝方式：軸向支座（ MS1式）前法蘭（ MF1式）、后法蘭（ MF2式）等；在要求活塞直線往復運動的同時又要缸體作較大圓弧擺動時，可選用尾部耳軸（ MP4或 MP2式）和中間軸銷（ MT4式）等安裝方式；如需要在回 轉中輸出直線往復運動，可采用回轉氣缸。有特殊要求時，可選用特殊氣缸。 1.2輸出力的大小 根據工作機構所需力的大小，考慮氣缸載荷率確定活塞桿上的推力和拉力，從而確定氣缸內徑。 氣缸由于其工作壓力較小（ 0.4 0.6MPa），其輸出力不會很大，一般在 10000N（不超過 20000N）左右，輸出力過大其體積（直徑）會太大，因此在氣動設備上應盡量采用擴力機構，以減小氣缸的尺寸。 1.3 氣缸行程 氣缸（活塞）行程與其使用場合及工作機構的行程比有關。多數情況下不應使用滿行程，以免活塞與缸蓋相 碰撞，尤其用來夾緊等機構，為保證夾緊效果，必須按計算行程多加 10 20mm的行程余量。 1.4氣缸的運動速度 氣缸的運動速度主要由所驅動的工作機構的需要來決定。 要求速度緩慢、平穩時，宜采用氣液阻尼缸或采用節流調速。節流調速的方式有： 水平安裝推力載荷推薦用排氣節流；垂直安裝升舉載荷推薦用進氣節流；用緩沖氣缸可使缸在行程終點不發生沖擊現象，通常緩沖氣缸在阻力載荷且速度不高時，緩沖效果才明顯。如果速度高，行程終端往往會產生沖擊。 2 氣缸使用注意事項 1）一般氣缸的正常工作條件：環境溫度 為 -35 80，工作壓力為 0.4 0.6MPa。 2）安裝前，應在 1.5倍工作壓力條件下進行試驗，不應漏氣。 3）裝配時，所有密封元件的相對運動工作表面應涂以潤滑脂。 4）安裝的氣源進口處必須設置氣源調節裝置：過濾器 -減壓閥 -油霧器。 5）安裝時注意活塞桿應盡量承受拉力載荷，承受推力載荷應盡可能使載荷作用在活塞桿軸線上，活塞桿不允許承受偏心或橫向載荷。 6）載荷在行程中有變化時，應使用輸出力足夠的氣缸，并附設緩沖裝置。 7）如前所述，盡量不使用滿行程。 1.5氣缸的選擇計算過程 1)根據工作機構運動要求和結構要求選擇標準型氣缸 ,采用尾部耳軸的安裝方式 2)根據工作機構載荷及速度要求 ,計算氣缸直徑 .計算缸徑一般應圓整為標準缸徑 . 先計算活塞桿的直徑 :