鋼材打捆機研發(fā)畢業(yè)設計.doc

遼寧科技大學本科生畢業(yè)設計 第 52 頁 第一章 緒論41.1鋼材打捆機的簡介41.2鋼材打捆機設備的國內(nèi)外發(fā)展現(xiàn)狀41.3 本課題中研發(fā)的鋼材打捆機5第二章 打捆方案的選擇與擬定72.1打捆機方案的選擇72.2打捆機方案的擬定72.2.1擰絲機構方案的比較72.2.2打捆機方案擬定92.3設計參數(shù)12第三章 擰緊機構設計133.1夾頭設計及計算133.1.1夾緊力與扭矩計算133.1.2夾頭的設計153.2液壓馬達的選擇163.3傳動齒輪設計163.3.1 參數(shù)查詢163.3.2 數(shù)據(jù)計算173.3.3 按齒根彎曲強度設計183.3.4幾何尺寸193.4傳動軸的設計193.4.1初步確定空心軸的直徑193.4.2軸的結構簡圖203.4.3計算作用在齒輪上的力203.4.4軸承的選擇213.4.5鍵的選擇213.4.6軸的強度校核213.4.7軸承的壽命校核 233.4.8鍵的壽命校核233.4.9軸承端蓋及軸承座設計24第四章 矯直機構設計254.1矯直機的參數(shù)確定254.2計算矯直力26第五章 剪切機構的設計285.1結構設計參數(shù)確定285.1.1剪切機簡圖285.1.2平行刀片剪切機的刀片行程285.2剪切力與剪切功率295.2.1計算平行刀片剪切機的最大剪切功295.2.2計算剪切機功率295.2.3 剪切機構支架的設計305.3液壓缸的選擇30第六章 捆線導槽設計326.1液壓活門的結構設計326.2活門杠桿與導線輪的設計326.3液壓缸的選擇326.4聯(lián)接方式336.5側板與導輥的設計346.5.1側板設計346.5.2導輥的設計346.5.3送線時間34第七章 導線機構的設計357.1結構設計357.2壓緊彈簧的選擇357.3壓輪機構設計367.4送線盤的設計377.5液壓馬達的選擇377.6傳動軸的設計387.6.1初步確定軸的直徑387.6.2傳動軸的強度校核397.7鍵的選擇與校核397.8軸套的設計40第八章 壓緊機構的設計418.1壓緊力的計算418.2液壓缸的選擇418.3支架及壓臂的設計428.4觸動桿的設計42第九章 彎導機構的設計439.1機構設計439.2 推到力的計算439.3液壓缸的選擇44第十章 液壓系統(tǒng)設計4510.1液壓系統(tǒng)設計的要求及參數(shù)4510.1.1液壓系統(tǒng)設計的要求4510.1.2液壓元件的主要設計參數(shù)4510.1.3確定工作壓力4510.2擬定液壓系統(tǒng)圖。4510.3液壓執(zhí)行元件的載荷和轉矩的計算4510.3.1各液壓元件的外載荷及理論載荷4510.3.2馬達轉矩和排量的計算4610.3.3液壓元件排量的計算4610.4液壓站主要元件及參數(shù)4710.4.1液壓泵工作壓力的確定4710.4.2液壓泵的選擇及流量的確定47第十一章 環(huán)保與經(jīng)濟評價4811.1設備的環(huán)保4811.1.1 機械設備的環(huán)保性4811.1.2改善機械設備環(huán)保性的方法4811.2設備的經(jīng)濟壽命48結論50致謝51參考文獻52第一章 緒論 1.1鋼材打捆機的簡介 鋼材產(chǎn)品包裝是鋼材產(chǎn)品生產(chǎn)的繼續(xù)，它是保護鋼材產(chǎn)品在流通過程中質(zhì)量完好和數(shù)量完整的必要措施。鋼鐵產(chǎn)品的包裝質(zhì)量已成為了企業(yè)升級和獲得經(jīng)濟效益的關鍵因素，因此盡快提高鋼鐵產(chǎn)品的包裝質(zhì)量，是鋼鐵企業(yè)的波切任務之一，也是用戶對鋼鐵行業(yè)的要求。 打捆機，就是將剛才捆扎成形的設備，利用盤條，鋼帶等捆扎材料將螺紋鋼，型鋼（如槽鋼、角鋼、工字鋼）、帶鋼、線材等捆扎起來，以便于鋼材的運輸、存儲和銷售。按照功能，打捆機一般可分為送絲系統(tǒng)、抽絲及蓄絲系統(tǒng)、擰絲系統(tǒng)以及與其配合的輔助元件組成。例如knra型打捆機主要運用于對棒材、型材、管材以及盤條的打捆，該類型的打捆機由以下幾部分組成：1）扎昆機組：扎昆機組由液壓控制，其組件有：盤條進給輪、控制盤條進給的感應器和安全設備、剪切器、擰絲系統(tǒng)等。2）液壓機組：包括油箱、油泵、濾油器、壓力開關、壓力繼電器等。3）機座；4）儲線倉；5）控制器：電器線路板、開關、繼電器等。knra型打捆機主要性能指標為：扎昆盤條直徑為3-5mm的退貨盤條；扎昆時間為9-14s。打捆機的機構簡圖如下：1.2鋼材打捆機設備的國內(nèi)外發(fā)展現(xiàn)狀 日本潼川工藝公司自1959年以來，致力于研究軋鋼精整設備自動化方面的研究，研制了tmb系列自動化打捆機，課扎昆圓鋼、型鋼、管材一盤卷，結構組成主要有擰絲頭、機座、線夾、差動齒輪箱、液壓馬達、捆扎盤條、供線輪、夾送輥、導線軌、極限開關、設備外殼等。該打捆機的性能特點是設備采用了差動齒輪機構。捆線夾緊、切斷機擰絲等幾種主要操作均可利用同一馬達進行，使得打捆機結構簡單，易于小型化，維修方便。tmb系列自動化打捆機主要性能指標為導絲槽內(nèi)徑700mm；打捆時間8s；使用盤條直徑5.5mm；點擊功率5.5kw。 國內(nèi)的首鋼集團于上世紀80年代末從意大利的danieli公司引進了兩臺打捆機，一直沒能投入正常使用，存在的問題有：車體的定位系統(tǒng)不穩(wěn)定，車體很難調(diào)整到準確位置；控制系統(tǒng)和液壓系統(tǒng)不能正常工作。北京航空航天大學于1997年為首鋼總公司改造研制成功兩臺全自動打捆機。從1998年開始，北航又在北京市工業(yè)振興計劃和國家863高技術計劃智能機器人主題的支持下，開始著手棒材打捆機的理論分析和原理樣機試制，于2000年研制成功，經(jīng)在實驗室實驗和試驗，完全達到國外同類產(chǎn)品水平，處于國內(nèi)領先水平，且完全具有自主知識產(chǎn)權，在機電液及綜合控制等方面取得了多項創(chuàng)新成功，并已申報中國專利。本樣機產(chǎn)品與國外現(xiàn)有技術相比較，整機布局的合理性，徹底解決了難于維護和檢修的問題，提高了運行的可靠性。定位精度高，擰絲頭與鋼材的嚴格位置關系是保證打捆成功的關鍵，也是打捆機高性能的具體體現(xiàn)?？刂品矫媸褂昧嘶趐lc的雙cpu控制系統(tǒng)，并提出應用了直接檢測到閥、傳感器元部件級的設備監(jiān)控、故障診斷體系，并為打捆機的進一步智能化提供了可靠依據(jù)。鞍鋼集團于1990年引進了4臺打捆機，由于技術保密及設備備件的原因，已報廢了2臺，也急需新的打捆機投入使用。1.3 本課題中研發(fā)的鋼材打捆機本課題中所研發(fā)的鋼材打捆機主要是針對型材、棒材、管材等進行打捆包裝的設備，其整體結構主要包括一下部分，分別是機架及行走機構、升降機構、引送線機構、矯直機構、剪切機構、導線機構、壓緊機構、擰緊機構和彎導機構、液壓站部件以及電控部件。擰緊等部件，采用液壓驅(qū)動，用plc實現(xiàn)程序控制。其工作原理通過以下幾個步驟來實現(xiàn)，步驟如下：1.在機構開始工作時首先需要把打捆機用的鋼線引入由壓線輥和驅(qū)動盤系統(tǒng)組成的滑道，做好打捆前的準備工作；2.工作開始時由生產(chǎn)線輸送的待捆扎鋼材會首先進去抱緊器機構的抱緊爪的范圍，并由抱緊器將其抱緊；3.根據(jù)捆料的規(guī)格與形狀，通過行走機構和升降機構調(diào)整好機體位置；4.由送線裝置繼續(xù)輸送送線，完成捆線在整個機構中的運行，最終捆線由扭結鉗頭的出線口做出。在扭結鉗頭的出線口，捆線的端部觸動安裝在壓緊機構上的傳感器；5.傳感器發(fā)出信號使送線馬達停止轉動，在壓緊機構壓緊捆線端部后送線馬達反向運轉，實現(xiàn)抽絲動作；6.抽絲動作完成后，剪切機構工作，剪斷捆線，同時壓緊機構松開；7.擰緊機構開始旋轉，完成打結動作；8.彎導機構工作，將直立的捆結推到；本課題所設計的打捆機實現(xiàn)了對中型型鋼的自動化打捆包裝，扎捆效果良好，不易出現(xiàn)送捆、散捆的現(xiàn)象。打捆后的捆結位于整個鋼材捆的斜角上，便于鋼材堆放。第二章 打捆方案的選擇與擬定 2.1打捆機方案的選擇本打捆機主要應用于中型鋼材生產(chǎn)機主后部，對生產(chǎn)出的中型型鋼進行自動打捆，所以在捆結形狀上采用矩形。打捆材料選用材質(zhì)為q235的碳鋼絲。本打捆機主要應用于北方地區(qū)，而氣動對氣候的適應較差，所以在氣動與液壓傳動之間優(yōu)先采用液壓傳動。液壓傳動的優(yōu)點：1. 在同等體積下，液壓裝置比電動裝置提供的動力大，因為應用系統(tǒng)中的壓力可比電磁驅(qū)動力打30-40倍。2. 液壓裝置工作比較平穩(wěn)，容易實現(xiàn)無極變速，易實現(xiàn)自動化，而且還可以再運行過程中調(diào)節(jié)，易于實現(xiàn)過載保護。3. 由于液壓元件已實現(xiàn)標準化、系列化和通用化。此外，液壓系統(tǒng)的設計、制造和使用都比較方便。4. 用液壓系統(tǒng)實現(xiàn)直線運動比機械系統(tǒng)簡單。液壓系統(tǒng)的缺點：1. 液壓傳動不能保證嚴格的傳動比。2. 液壓傳動在工作過程中有較大的能量損失，尤其長距離傳動，液壓系統(tǒng)的效率較低。3. 為了減少泄露現(xiàn)象，液壓元件的制造精度很高，而且需要單獨的能源。4. 液壓系統(tǒng)出現(xiàn)故障時不易招出原因。2.2打捆機方案的擬定2.2.1擰絲機構方案的比較（1）圓盤擰絲機構方案 優(yōu)點：圓盤擰頭能有效地阻止熱的輻射與傳遞，擰頭結構簡單，捆扎質(zhì)量一般。缺點：圓盤尺寸大，質(zhì)量大，轉動慣量大，可靠性差，安全隱患多。 （2）圓柱擰絲機構方案 優(yōu)點：捆扎速度快，包裝質(zhì)量好，性能穩(wěn)定，動作可靠，擰緊受高溫粉塵影響較小。缺點： 該擰頭雖簡單，結構復雜，零部件較多。 （3） 圓錐擰絲機構方案 三方案比較：圓盤擰絲機構 圓柱擰絲機構圓錐擰絲機構結構尺寸大小中擰絲速度慢快快擰頭定位難較難無機構性能不好穩(wěn)定可靠穩(wěn)定可靠耐溫耐塵優(yōu)較好較好包裝質(zhì)量合格優(yōu)良好經(jīng)比較后，圓錐擰絲機構比較好，但是考慮經(jīng)濟和當前國內(nèi)很多廠家，宜選用圓盤擰絲機構。2.2.2打捆機方案擬定 打捆機的打捆過程包括八個基本動作：送線、矯直、夾緊、抽線、剪切、擰結、彎導和行走。這八個動作分別由七個機構完成：送線機構、矯直機構、夾緊機構、剪切機構、擰結機構、彎導機構和行走機構。其中送線和抽線都由送線機構完成。這些執(zhí)行機構必須協(xié)調(diào)的配合，每個動作的執(zhí)行時機由相應的反饋信號控制，反饋信號來自于安裝在打捆機和周邊設備上的傳感器。打捆機的總體設計主要取決于其功能要求和適用范圍。被捆材料的規(guī)格、形狀、捆線的直徑和性能、鋼捆運輸軌道的結構形狀和尺寸、捆結的擰緊圈數(shù)、每個捆結的捆線卷繞圈數(shù)等都對打捆機的結構設計有很大的影響。由于捆線在導線槽內(nèi)高速運動，導槽截面應為矩形，在槽底安裝軸承，以減小穿線阻力，導槽分為上下兩個部分，上面的由液壓缸驅(qū)動，可繞支點轉動的部分叫上顎。下面固定的部分叫下顎。上下顎合攏后構成一個圓形的送線導槽。最小直徑取決于捆料的直徑。下圖為打捆動作與控制流程圖 機體位置調(diào)整送線盤送線各導向鉗張開抽絲、機體前移、下降開始送線停止、各導向鉗閉合夾鉗口閉合剪斷捆線、夾緊機構復位夾鉗轉動、擰緊捆結、機體下移、下降機體復位鉗口張開、剪切機構復位結束2.3設計參數(shù)擰緊裝置轉速：n=90r/min;行走速度：v=60mm/s;捆線送進速度：v=1000mm/s；夾緊動作：t=1s;捆線道數(shù)：4-5；輥道速度：2m/s；捆線材料：q235；捆線直徑：6.5mm；第三章 擰緊機構設計3.1夾頭設計及計算3.1.1夾緊力與扭矩計算已知捆線材料為q235，查【5，表3-7】得：=216-235mpa，取=230mpa,則許用剪應力為：=。由擰緊形式可知，捆線在打結的過程中可以簡化成(如下圖所示)彎矩和扭矩的合成，捆線半徑為6.5mm，視為懸臂梁。因此，所需最大彎矩和扭矩分別為：由于捆線打結時旋轉，鑒于安全o點受總彎矩取為8m，總扭矩為4t，擰緊時兩線頭需要固定，由力矩平衡對o點取距列方程：又因為捆料尺寸：，則臨界狀態(tài)時 則 又 查6,表1-24 取則取夾緊力為2.5kn。取3.1.2夾頭的設計 夾緊力： 鑒于安全和克服鉗口處彈簧作用力：??； 確定柱塞的材料和基本參數(shù)：由4.表23.1-1確定柱塞材料為ht300，缸體材料為45鋼；計算柱塞直徑：已知提供的壓力為12mpa，則： 由4.表23.6-33取標準柱塞直徑為32mm；計算缸體壁厚：由4.式23.6-22得 材料的許用應力： ?。煌鈴剑??。粡椈傻倪x擇：為使夾頭能夠自動開啟，在上下夾頭之間安裝一壓縮彈簧，由7.表30.2-8得： 材料： 彈簧絲直徑： 中徑：d=22mm 節(jié)距：7.12mm 工作極限載荷：657n 單位彈簧剛度：236安裝尺寸：最小套筒直徑：29mm 最大心軸直徑：15mm銷軸設計：上下夾頭采用銷軸聯(lián)接，材料為45鋼，直徑d=15mm，采用螺釘固定。3.2液壓馬達的選擇查4.表23.6-8 選擇液壓缸 bym-80 排量： 轉速： 最大工作壓力：12mpa 最大轉矩：105n.m 重量：60kg 外形尺寸：3.3傳動齒輪設計 由于擰緊裝置速度為 在液壓馬達轉速范圍內(nèi)（）故取傳動比。工作時不存在軸向力，選擇采用直齒輪傳動。3.3.1 參數(shù)查詢1) 選用直齒圓柱齒輪傳動；2) 由于轉速不高，故選用7級精度（gb10095-88）；3) 選擇材料。查9.表10-1選擇小齒輪材料為40cr(調(diào)質(zhì))，硬度為280hbs；大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240hbs。二者材料硬度差為40hbs。4) 初選小齒輪的齒數(shù)為24.大齒輪齒數(shù)。1 由4.表23.6-1得： 式中：； v-排量（）v=80； 為機械效率，取。 則： 2 試選擇載荷系數(shù)；3 查1.表10-7選取齒形系數(shù)為；4 查1.表10-6得材料的彈性影響系數(shù)；5 由1.圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限，大齒輪的接觸疲勞強度極限。6 按工作壽命15年（每年工作300天），兩班制，計算應力循環(huán)次數(shù)： 7 由1.圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)為。8 計算接觸疲勞許用應力： 取失效概率為1%，安全系數(shù)s=1.則 3.3.2 數(shù)據(jù)計算1) 試算小齒輪分度圓直徑，代入中的最小值。 2) 計算圓周速度v。 3) 計算齒寬b。 4) 計算齒寬與齒高之比。 模數(shù) 齒高 5) 計算載荷系數(shù)。 根據(jù)，7級精度。查1.表10-4。 由。查1.圖10-13得。故載荷系數(shù) 6) 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑。 7) 計算模數(shù)。 3.3.3 按齒根彎曲強度設計1) 由1.圖10-20c查得小齒輪的彎矩疲勞強度極限；大齒輪的彎曲強度極限。2) 由1.圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)；3) 計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù)s=1.4 4) 計算載荷系數(shù)k 5) 查取齒形系數(shù) 由1.表10-5得6) 查取應力校正系數(shù) 由1.表10-5得7) 計算大、小齒輪的并加以比較 經(jīng)比較大齒輪的值較大。8) 設計計算 取m=4mm，按接觸強度的分度圓直徑 則 取 大齒輪齒數(shù) 3.3.4幾何尺寸 齒根圓直徑 齒頂圓直徑 3.4傳動軸的設計3.4.1初步確定空心軸的直徑選擇材料為45鋼。由1.表15-3查得,取。由1.式115-3得： 式中的參數(shù)確定：由于是空心軸，所以； 將各參數(shù)代入上式中： 由于軸上有鍵槽和螺紋，故初取軸的直徑為60mm。3.4.2軸的結構簡圖 3.4.3計算作用在齒輪上的力 標準直齒輪無軸向力，。切向力 徑向力 3.4.4軸承的選擇 根據(jù)軸端直徑查3.表4.6-1選用深溝球軸承6214， 基本參數(shù)： 3.4.5鍵的選擇 根據(jù)空心軸端直徑查4.表4.5-1選取a型平鍵 基本參數(shù)： 軸 轂 3.4.6軸的強度校核 根據(jù)上述簡圖，分別按水平和垂直面計算各力產(chǎn)生的彎矩，并按計算結果分別做出水平面上的彎矩圖和垂直面上的彎矩圖；然后計算總彎矩并做出m圖。 根據(jù)力矩平衡計算1) 則 則 2) 則 則 3) 彎扭合成。 式中：為應力校正系數(shù)，取。 由1.式15-5得：； 由1.表15-4得：； 由1.表15-1得：45鋼， 滿足強度要求。3.4.7軸承的壽命校核 深溝球軸承無派生軸向力，徑向力可以忽略，則： 由1.式13-5得： 而實際工作時間 滿足壽命要求。3.4.8鍵的壽命校核 由1.式6-1 則 由1.表6-2查得，取。 3.4.9軸承端蓋及軸承座設計 端蓋的設計：由3.表4.8-10確定氈圈的外形尺寸： 大徑 d=90mm 小徑 d=68mm 寬度 b=8mm 根據(jù)氈圈的尺寸確定端蓋孔的尺寸參數(shù)； 根據(jù)蓋孔的尺寸和3.表4.9-4確定軸承蓋的尺寸參數(shù)；同樣由上表選用連接螺栓為m10；參考6.表12-46sn200系列軸承座設計該軸承； 材料：zg230-450；軸承座及端蓋簡圖如下：第四章 矯直機構設計4.1矯直機的參數(shù)確定 根據(jù)實際要求采用六輥懸臂式矯直機。 確定輥距t: 原則：在保證扎件矯直質(zhì)量和輥子強度的前提下，其值盡可能地選擇小一些。 由8.式12-9.1 式中：w-抗彎截面系數(shù)。由1.表15-4得； -由8.式12-1得，??； s-扎件的塑性斷面系數(shù)。由8.表12-4得；（e為圓鋼形狀系數(shù)，由8.表12-4得e=1.7） -屈服極限，輥身材料為45鋼，由5.表3-11得。則 取。，取。4.2計算矯直力設2、3、4輥的彎曲力矩相等，即; 5、6輥的彎曲力矩相等，即。 確定的值： 由8.式12-7得 計算矯直力：由2.式11-32得第五章 剪切機構的設計擰緊前需要將捆線間斷，因為剪切力很小，所以采用直刃剪?？紤]結構要求，下刀片固定不動，上刀片做往復運動。由2.表10-8選用刀片的材料為,硬度為，采用液壓驅(qū)動。5.1結構設計參數(shù)確定5.1.1剪切機簡圖 5.1.2平行刀片剪切機的刀片行程由8.式10-1 式中：h-刀片行程，mm； h-被剪切件的最大厚度，mm； c-為使扎件能順利通過剪切機，不至沖擊或磨損下刀刃，使下刀刃低于輥道表面的數(shù)值，一般取，取c=15mm。 e-上刀刃距離扎件上表面的間隙，以保證扎件翹頭時也能夠順利通過刀刃。通常取，這取。 -上下刀刃的重疊量，以保證被剪切材質(zhì)很軟的扎件時也能順利切斷，取。 5.2剪切力與剪切功率5.2.1計算平行刀片剪切機的最大剪切功由8.式10-16 式中：-考慮刀刃變鈍和刀刃間隙增大后，剪切力增大的系數(shù)。取; -被切扎件抗拉強度換算成抗剪強度的換算系數(shù)，一般??； -被剪切材料在相應剪切溫度下的強度極限。由2.表8-4得； -被切扎件的最大原始斷面面積。 則 5.2.2計算剪切機功率 由2.式8-18得 令 式中：f-； -單位剪切功，； -延伸率。由2.表8-4得； 則 5.2.3 剪切機構支架的設計支架焊接在立板上，材料選用35鋼。 結構簡圖： 捆線和立板的距離應與各機構中與立板距離最大的保持一致，已知各機構中立板距離最大的為扭鉗機構，其距離為80mm，所以導線孔中心線與立板的距離為80mm，由于剪切座的燕尾槽與導向板表面在工作時往復摩擦，所以剪座的燕尾槽表面應進行淬火處理，硬度：。5.3液壓缸的選擇 根據(jù)結構要求選擇底部耳環(huán)懸掛式液壓缸，為保證強度和加工性能，缸體及活塞桿選用45鋼，由4.2.3.1-1得調(diào)質(zhì)處理后硬度為:。 確定缸體直徑 式中： p-液壓系統(tǒng)壓力，p=10mpa。 根據(jù)標準缸體直徑圓整取d=40mm；為增加動力矩：； 行程： 由4.表23.6-73確定液壓缸型號： y-hg-e l -第六章 捆線導槽設計6.1液壓活門的結構設計 通過活塞桿的往復運動，驅(qū)動活塞杠桿擺動，實現(xiàn)導線輥 的開啟和關閉，配合引線和抽絲動作。 機構簡圖：6.2活門杠桿與導線輪的設計 因為杠桿受力不大，材料選用35鋼，形狀如上圖。導線輪受摩擦，材料選用45鋼，直徑為35mm，用螺母聯(lián)接在杠桿上。6.3液壓缸的選擇 類型：雙作用活塞推力油缸。 確定參數(shù)：缸體材料：45鋼 活塞材料：ht300 內(nèi)徑 ：d=200mm 活塞桿直徑： 公稱直徑：100mpa 油缸行程：25mm 作用能力和壁厚計算： 作用能力：由4.式23.6-4得 式中：f-雙桿活塞式液壓缸的推力（kn）； p-工作壓力（mpa）； a- 液壓缸的作用面積（）； 由于存在工作阻力，實際作用力（式中為液壓缸的機械效率，一般?。?計算壁厚：由4.式23.6-22得 式中：-液壓缸缸筒壁厚度（mm）； -實驗壓力（mpa），工作壓力時，；工作壓力時，。這取。 d-液壓缸內(nèi)徑（mm）； -缸體材料的許用應力。（為缸體材料的抗拉強度，由10.表2.1得45鋼，；s為安全系數(shù)，一般?。?。 則 最后取。6.4聯(lián)接方式 根據(jù)機構要求，缸底與缸體采用焊接，缸蓋與缸體采用螺紋聯(lián)接，因為作用力很小，在此不對聯(lián)接處進行強度校核。 技術要求： 內(nèi)徑采用h9配合；內(nèi)表面的橢圓度、錐形度和鼓形度不大于內(nèi)徑公差的一半。 聯(lián)接時螺紋采用2a級精度的公制螺紋，活塞桿與缸蓋之間采用o形橡膠圈密封，活塞桿材料選用45鋼，粗加工后調(diào)質(zhì)到硬度：，然后高頻淬火處理硬度：?；钊c缸壁接觸的部分漆耐磨材料。6.5側板與導輥的設計6.5.1側板設計 導槽內(nèi)通過捆線，其直徑為6.5mm，因此槽的寬度取10mm，側板厚度10mm材料選用q235。根據(jù)捆料尺寸：和擴大生產(chǎn)的需要，確定導線圈尺寸如下：6.5.2導輥的設計 為了減少穿線時的摩擦阻力，保證快速順利穿線。導輥采用軸承和耐磨外套構成，外套與軸承采用過渡配合。根據(jù)導槽寬度選擇深溝球軸承16001。 基本參數(shù)： d=12mm d=28mm b=7mm 6.5.3送線時間 由上圖可知線圈的半徑為410mm，取壓緊余量，則： 取。 送線時間：第七章 導線機構的設計 7.1結構設計 其簡圖：為了保證送線時所需的摩擦力，在設計中保證捆線對送線盤的包角，同時為了保證減小捆線的彎曲應力，所以直徑應選擇大一些，在此取，壓緊輪半徑，其分布如上圖。 為使壓緊輪對捆線有一定的壓力，保證其摩擦力，將壓緊輪、彈簧和螺栓構成預緊裝置，保證四個輪受力均勻，結構如上圖。7.2壓緊彈簧的選擇 送線時最大阻力來自矯直機構，矯直機構的送線阻力位： 式中：-摩擦系數(shù)，取。 為保證送線的質(zhì)量，取阻力系數(shù)為2.2，則； 每個壓緊輪的壓力為：； 由機構可知彈簧最后受力為：； 由7.表30.2-8得基本尺寸參數(shù)： 彈簧材料：45鋼 彈簧絲直徑： 中徑： 節(jié)距： 單圈彈簧剛度： 安裝尺寸：最大心軸直徑，心軸采用螺栓7.3壓輪機構設計 其簡圖：軸承的選擇： 根據(jù)機構可知，軸承的載荷不大，但轉速較高且頻繁往復運動，根據(jù)壓輪直徑，由3.表4.6-1選擇深溝球軸承6215?；緟?shù)如下： 基本額定動載荷 基本額定靜載荷7.4送線盤的設計 由以上設計可知送線盤直徑。其構成導槽的兩套環(huán)的寬度與壓輪寬度均為25mm，其總寬度取為70mm，機構簡圖如下：由于捆線與線盤長期往復運動磨損，套環(huán)材料選用,同時為增大捆線與套環(huán)之間的摩擦系數(shù)，使其夾角為，并在套環(huán)上加工齒口，確保捆線和套環(huán)之間無相對滑動，兩個套環(huán)用8各六角頭鉸制孔螺栓和一個當環(huán)固定在送線盤主體上。7.5液壓馬達的選擇 送線盤采用液壓驅(qū)動，根據(jù)工作情況和具體需要。選擇bm系列擺線馬達。 確定轉矩和轉速： 已知送線全程的阻力為3669.6n，則： ； 已知送線速度為1000。則馬達轉速為： 。 由m和n根據(jù)4.表23.6-9得： 型號：bm-e400 排量： 額定轉矩：800n.m 額定壓差：14mpa 額定轉速：250 額定流量： 輸出功率：20kw 重量：31kg 長度：222mm7.6傳動軸的設計 根據(jù)實際需要軸的材料選擇，由1.表15-3查得，取。7.6.1初步確定軸的直徑 由1.式15-3得： 式中的參數(shù)確定：由于是空心軸，所以； 將各參數(shù)代入上式中： 由于軸的內(nèi)孔存在鍵槽，取，根據(jù)3中有關軸的定位軸肩和非定位軸肩的設計原則，同時結合實際機構結構的需要，設計軸的結構如下圖：7.6.2傳動軸的強度校核 根據(jù)軸的結構只對空心軸截面進行扭轉強度校核。由1.表15-4得： ； ， 滿足強度要求。7.7鍵的選擇與校核 送線盤與傳動軸之間采用鍵聯(lián)接，根據(jù)軸徑70mm和導線盤寬度70mm由3.表4.5-1確定鍵的基本參數(shù)： 校核：由1.式6-1得 式中：-許用擠壓應力，由1表6-2查得； t-最大轉矩，； k=0.5h=. 故滿足強度要求。7.8軸套的設計 外套的作用是對軸和軸承的安裝和定位提供保證，同時方便拆卸，另外馬達通過外套與立板聯(lián)接起來，由于軸承和端蓋比較常用，在此不作詳細設計。 其結構簡圖：第八章 壓緊機構的設計 壓緊機構的作用是壓緊捆線的外端，當進行抽絲時可以使捆線與捆料貼緊，提高打捆質(zhì)量。壓緊時需要一定的壓緊力，采用液壓缸來提供動力。其機構簡圖如下：8.1壓緊力的計算 已知送線馬達的額定轉矩為800n.m，系統(tǒng)總摩擦力矩為642.18n.m。則： 式中：-液壓馬達的額定轉矩； -總摩擦力矩； d- 送線輪直徑。 此力為壓緊機構所提供的摩擦力，則壓緊頭所需要的壓力為：.8.2液壓缸的選擇 根據(jù)結構要求選擇底部耳環(huán)懸掛式液壓缸。為保證加工性能及強度，缸體與活塞桿選用，調(diào)制處理硬度為。 由結構可知?。海瑒t油缸作用力為。 確定缸徑：。 式中：p-液壓系統(tǒng)壓力，p=12mpa。 最后根據(jù)4.表23.6-73確定液壓缸直徑為40mm，型號為： y-hg-e l 8.3支架及壓臂的設計 支架材料選用45鋼，粗加工后調(diào)質(zhì)到硬度為，支架與立板采用螺栓聯(lián)接。 壓臂材料選用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，要求有較高的強度。壓臂頭加工螺紋以增大摩擦系數(shù)。8.4觸動桿的設計 觸動桿用來緩沖捆線的沖擊力并發(fā)出信號使送線輪停止。材料選擇淬火后硬度達到217hbs左右，用彈簧及螺釘與支架聯(lián)接。第九章 彎導機構的設計 9.1機構設計 根據(jù)機構的功能需要，設計結構簡圖如下：9.2 推到力的計算 設捆結高度為8mm，由4根鋼絲纏繞而成。則 因為共4根線，則 確定推力：取捆結的中點為作用力臂，則： 取。9.3液壓缸的選擇 機構中取動力臂與阻力臂之比為，則液壓缸作用力為 由4.表23.6-73確定液壓缸型號為： y-hg-e l 第十章 液壓系統(tǒng)設計 10.1液壓系統(tǒng)設計的要求及參數(shù) 10.1.1液壓系統(tǒng)設計的要求 打捆機的水平和豎直進行、壓緊、送線、導向輪的開閉、剪切、擰緊和彎導等一系列動作均采用液壓