鋼材打捆機設計【含CAD圖紙】

壓縮包已打包上傳。下載文件后為完整一套設計?！厩逦?，無水印，可編輯】dwg后綴為cad圖紙，doc后綴為word格式，所見即所得。有疑問可以咨詢QQ 197216396 或 11970985 遼寧科技大學本科生畢業(yè)設計 第 37 頁1 緒論1.1 鋼材打捆機簡介鋼材打捆機，就是將鋼材捆扎成形的設備，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器件組成。由于鋼材產品的種類繁多，包括型材、板材、棒材、管材、線材等多種外形完全不同的類型，因此剛才包裝設備為適應不同種類鋼材包裝的需要勢必要求有多種不同的類型。如專門為管材、棒材進行打捆包裝的設備；對薄板鋼材進行鋼圈包裝的設備等等。1.2 鋼材包裝設備的發(fā)展現狀 鋼鐵行業(yè)正在向著連續(xù)化、自動化、大型化的方向發(fā)展，質量和效率成為了鋼鐵行業(yè)競爭的基礎，而能否實現快速有效的自動包裝正式決定一個鋼鐵企業(yè)的生產效率的關鍵性環(huán)節(jié)之一.自二十世紀六十年代以來各國競相展開了對打捆機的研制.如瑞典的sundBirsta公司相繼研制了不同類型的線材、棒材及型材打捆機，該公司研制的KNRA型打捆機主要應用于對棒材、型材、鋼管以及盤條的打捆，該類型的打捆機由以下幾部分組成:捆扎機組:捆扎機組由液壓控制，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;液壓機組:包括油箱、油泵、濾油器、壓力開關、壓力繼電器等;機座;儲線倉;控制器:包括電器線路板、開關、繼電器等.KNRA型打捆機主要性能指標為:捆扎盤條為035mm的退火盤條;捆扎時間為914s。日本撞川工藝公司自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，可捆扎圓鋼、型鋼、管材及盤卷，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、限位開關、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、切斷及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徑700mm;打捆時間8s;使用盤條;電機功率S. SkW.國內的首鋼于20世紀80年代末從意大利的Danieli公司引進了兩臺打捆機，一直沒能投人正常使用，存在的問題有:車體的定位系統(tǒng)不穩(wěn)定，車體很難調整到正確位置;控制系統(tǒng)和液壓系統(tǒng)不能正常工作.經過北京航空航天大學科研人員的努力，圓滿解決了問題，使設備投人正常使用.鞍鋼于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人使用.國內不少科研院所曾經仿制研究精整包裝生產線上的全自動打捆機，但都不很理想.我國已成為鋼鐵生產大國，由于國外的售后服務及設備問題不適合國內企業(yè)的要求，研制適合國內需要的打捆機，具有良好的市場前景。1.3 現實意義社會對鋼材的需求日益提高，促進了鋼鐵企業(yè)的現代化改造，使鋼鐵產量逐年提高，而傳統(tǒng)的人工包裝由于其生產效率低下是造成鋼鐵產量提高的最大障礙，同時由于人工打捆存在著不可克服的缺點，如散捆、混號和松捆等，已經不能滿足現代化生產的需要;同時用戶為便于鋼材的運輸和存儲，對鋼鐵產品的包裝質量提出了更高的要求，鋼鐵產品的包裝質量已成為企業(yè)升級和獲得經濟效益的關鍵因素，因此盡快提高鋼鐵產品的包裝質量，是鋼鐵企業(yè)的迫切任務之一，也是用戶對鋼鐵行業(yè)的要求.人工包裝的低效率與鋼鐵產量的提高之間的矛盾日益突出，研制鋼材精整包裝生產線的關鍵設備鋼材包裝打捆機將解決我國鋼材生產的急需，同時，鋼材包裝的自動化可以提高勞動生產率、減輕工人的勞動強度、提高包裝質量，而且可以減少包裝現場的工傷事故、擴大外貿出口、增強產品的競爭力，包裝機械的發(fā)展，體現了一個國家或一個企業(yè)的生產水平。因此研制高性能的鋼材包裝打捆機具有重大的經濟價值和現實意義。1.4 本課題中研發(fā)的鋼材打捆機本課題中所研發(fā)的鋼材打捆機是針對型材、棒材、管材進行打捆包裝的設備，其整體結構主要包括以下部分，分別是機架及行走機構、引送線機構、矯直機構、剪切機構、夾緊機構、擰緊機構、四桿機構。液壓站部件以及電控部件，采用液壓驅動，用PLC實現程序控制。其工作原理通過以下幾個步驟來實現，步驟如下：1.在機構開始工作時首先需要把打捆用的鋼線引入由輥道、送線機構、矯直輥組成的滑道內，做好打捆前的準備工作；2工作開始時根據捆料的規(guī)格與形狀，通過行走機構調整好機體位置。3待捆扎鋼材會進入抱緊器機構的抱緊爪的范圍內，導線達到傳感位置后，液壓馬達使四桿機構下壓。4四桿機構帶動上剪刃將導線切成預期的長度，同時推壓柄及兩個壓緊柄比較快的速度下降，把靠自重的導線壓緊在被打捆材的上面。導線下端下垂到夾緊件的兩側。5在液壓缸下壓的同時，擰緊件也轉動，導線的下端逐漸擰緊，此時液壓缸下降，推壓柄和壓緊柄離開被打捆件。即是說，液壓缸往返一回，就完成了運動機構的下降、捆線壓緊、脫開上升等一系列動作，此時，擰緊件也同時將捆線擰緊。因此，液壓缸往返運動一次，全部動作就都完成，也就是說如果液壓缸往返一次需要一秒，則打捆作業(yè)也就是在一秒之內即可完成。2 打捆機方案的選擇與擬定2.1 打捆機方案的選擇本打捆機主要應用于小型鋼材材生產機主后部，對生產出的棒材進行自動打捆，所以在打捆形狀上采用圓形。打捆材料選用6.5材質為A3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，任何應用系統(tǒng)中的壓力可比電磁驅動力打30-40倍。2. 液壓裝置工作比較平穩(wěn)，容易實現無極變速，易實現自動化，而且還可以再運行過程中調節(jié)，易于實現過載保護。3. 由于液壓軟件已實現標準化、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)實現直線運動遠比機械系統(tǒng)簡單。液壓傳動的特點：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)出現故障時不一找出原因。2.2 打捆方案的擬定打捆機的打捆過程包括七個基本動作：送線、矯直、夾緊、剪切、壓下、擰緊和行走。這七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、四桿壓下機構、擰緊機構和行走機構。這些執(zhí)行機構必須協調配合，每個動作的執(zhí)行時機有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使用范圍。被捆材料的規(guī)格、形狀、捆線的直徑和性能、鋼捆運輸詭誕的結構形狀和尺寸、捆結的擰緊圈數、每個滾接的捆線圈數等都對打捆機的結構設計有很大的影響。此外，圍繞打捆機的動作要求和現場條件進行其功能設計，主要是對液壓系統(tǒng)和控制系統(tǒng)進行綜合設計?？刂葡到y(tǒng)除主要完成上述各個動作的實時控制之外，還對現場條件進行監(jiān)控及時與生產線其他控制系統(tǒng)和總控臺進行通訊?？刂葡到y(tǒng)自動檢測和控制輥道上鋼材的運輸，根據捆線架上的捆線數量，打捆機本身的狀態(tài)，預緊成型狀態(tài)等條件自動打捆。圖2.1 打捆機簡圖主要參數的確定本打捆機是小型鋼材自動打捆機。打捆尺寸：250-400mm長度：4-6m捆重：3-4噸鋼材直徑：10-40料捆長：5-7m捆線直徑：6.5mm料捆擺動架擺動時間:3sec擰緊裝置轉速：n=90r/min擰緊裝置送進速度：v1=60mm/s捆線送進速度：v2=1000mm/s夾緊動作：t=1sec捆線倒數：4-5輥道速度：2m/s3 打捆機本體設計3.1 擰緊機構設計3.1.1 夾緊力及扭矩的計算 捆線材料為含碳量為0.08%的低碳鋼絲A3鋼，查文獻3表2-7得：s=235MPa。取=200MPa，則許用剪切應力=(0.50.6) =120MPa。捆線在打結過程中可簡化為彎曲和扭轉的組成，捆線半徑為6.5。因此。所需的最大彎矩和扭矩分別為：M=d3=6.5310-9200106=5.4Nm (3-1)T=d3=6.5310-9120106=6.4Nm (3-2)圖3.1-1 扭結頭受力分析圖式中：T捆線被扭轉所需要的扭矩； L兩跟捆線中心之間的距離； N扭轉頭產生的夾緊力； f捆線與扭轉頭之間產生的摩擦力； M捆線彎曲所需要的彎矩； d捆線的直徑。由于捆線打結時三圈時，鑒于安全點O點受總彎矩取8M，總扭矩4T；擰緊時需兩線頭固定。由于矩平衡對O點取矩列方程： （f1+f2）*R+N1*L-2T-4M=0臨界狀態(tài)時：N2=0、f2=0 則： F1*R+N1*L=2T+4M又因為：f1*=N1查6表1-24=0.10.8，取=0.5；則N=1.9KN (3-3)取夾緊力N=2.5KN。扭轉頭所需要的總的力矩為：Mmax4T+8M=46.4+85.4=68.8Nm (3-4)取Mmax=100 Nm3.1.2 液壓馬達的選擇扭轉頭用液壓馬達驅動，根據Mmax=100 Nm選擇液壓馬達。由文獻3表30-44選擇擺線馬達，型號：BM1-08型。它的具體參數如下：排量：80mL/r；壓力：10MPa；轉速：15500r/min；總效率：0.550.65；質量：5.4kg；扭矩：100 Nm。3.1.3 傳動齒輪的設計扭轉頭由液壓馬達驅動，由于安裝要求，液壓馬達經一對齒輪傳動帶動扭轉頭旋轉。因為擰緊頭轉速n=90rmin在液壓馬達的轉速范圍內，不需要經過變速，因此取傳動比i=1。由于這對齒輪只起到傳遞扭矩的作用，為動力齒輪，所以設計時按齒根彎曲疲勞強度設計，按齒面接觸疲勞強度校核。1、 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數傳遞扭矩不大，因此采用直齒圓柱齒輪傳動。打捆機為一般工作機，速度不高，選用8級精度。材料選擇 材料選用45鋼調質處理。由文獻3表2-8查得硬度為240HBS。初步選定齒數Z1=Z2=35。2、 按齒根彎曲疲勞強度設計由設計計算公式文獻1式(10-5)進行試算，即(3-5) 1)確定公式內的各參數數值試選載荷系數 =1.3。確定齒輪傳遞的轉矩 T=100Nm=1105Nmm。由文獻1表10-7選取齒寬系數 =0.4。由文獻1表10-5選取齒形系數和正應力校正系數。 由文獻1圖10-20(c)查得齒輪的彎曲疲勞強度極限。由文獻1式10-13計算應力循環(huán)次數。(按工作15年每年工作300天每天工作16小時計算)N=60njLh=60901(1530016)=3.91108由文獻1圖10-18取彎曲疲勞壽命系數 。計算彎曲疲勞許用應力。取彎曲疲勞安全系數S=1.4，由文獻1式10-12得2）計算 試算齒輪的模數。=初算齒輪的尺寸。h=2.25=2.251.896=4.266mm計算齒寬與齒高之比。=計算圓周速度。計算載荷系數根據0.343m/s，8級精度，由文獻1圖10-18查得動載荷系數=1.2。根據文獻1表10-3得(由于是直齒齒輪) 。根據文獻1表10-2查得使用系數。根據文獻1表10-4用插值法查得8級精度，懸臂布置時，1.219。由=7.11，1.219查圖10-13得1.275；故載荷系數按實際的載荷系數校正所得的模數，由文獻1式(10-10b)得mm按實際情況取m=3。尺寸計算。 分度圓直徑： 齒頂圓直徑： 齒根圓直徑： 中心距： 齒寬： 取齒寬B1=48mm，B2=54mm。3、 按齒面接觸疲勞強度校核 由文獻1式(10-8a)得接觸疲勞強度校核公式(3-6) 1)計算式中：K載荷系數， 式中：KA使用系數，查文獻1表10-2取KA=1.2； KV動載荷系數，由文獻1圖10-8取 KV=1.1； 齒間載荷分布系數，由文獻1表10-3取=1； 齒向載荷分布系數，由文獻1表10-4得=1.2245。 代入式中，=1.21.111.2245=1.616。 Ft齒輪的圓周力，； 彈性影響系數，由文獻1表10-6得； u齒輪的傳動比，u=1；2) 確定接觸疲勞許用應力 式中：接觸疲勞壽命系數，根據文獻1圖10-19查得=0.92； 接觸疲勞強度極限，由文獻1圖10-21(d)查得=550MPa； S安全系數，取失效概率為1%，S=1。3)校核接觸疲勞強度=340.38MPa=506MPa因此所設計的齒輪滿足接觸疲勞強度要求。4、齒輪的機構設計總上，根據安裝要求和齒輪的強度要求，確定齒輪的結構如右圖3.1-2所示。圖3.1-2齒輪嚙合簡圖3.1.4傳動軸的設計1、根據扭轉強度條件初步確定軸的直徑軸的材料選用45鋼調質處理，由文獻1表15-3得，取=35MPa。由文獻1式(15-3)得軸的直徑(3-7)式中：許用扭轉切應力，MPa，=35MPa； d計算截面處軸的直徑，mm； A0； n軸的轉速，r/min； P軸傳遞的功率，KW，P=； 空心軸的內徑與外徑之比，取=0.5。由于是空心軸，軸上有螺紋和鍵槽，綜合考慮，初選軸的最小直徑為40mm。2、軸的結構設計軸的結構主要取決于以下因素：軸在機器中的安裝位置以及形式；軸上零件的類型、尺寸、數量以及連接方法；載荷性質、大小、方向以及分布情況；軸的加工工藝等。所設計完成的軸要滿足以下要求：軸和裝在軸上的零件要有準確的工作位置；軸上的零件應便于裝拆和調整等。結合軸上零件的定位原則和軸的結構工藝，具體設計軸的結構如下： 圖3.1-3 軸的結構圖3.1.5軸的強度校核1、軸的分析受力及參數計算軸的分析受力如圖3.1-4所示，計算各個未知參數，先計算作用在齒輪上的力：標準直齒輪無軸向力， =20 (3-8) (3-9)式中：Ft齒輪的周向力，N； T齒輪傳遞的扭矩，Nm； d齒輪的分度圓直徑，m； Fr齒輪的徑向力，N； 齒輪的壓力角，=20。計算兩個軸承處的支反力，根據力矩的平衡原理得：將Ft=1900N，Fr=690N，L1=76mm，L2=65mm代入上式求得：計算豎直面的彎矩和水平面的彎矩計算合成彎矩(3-10)有合成彎矩圖知1截面為危險截面，根據文獻1式15-5進行強度校核(3-11)式中：軸的計算應力，N； 軸所受的彎矩，Nmm； 軸所受的扭矩，Nmm； 折合系數，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取=0.6； 軸的抗彎截面系數，；(3-12) 對稱循環(huán)變應力時軸的許用應力，根據文獻1表15-1取=60MPa。代入計算得 (3-13)由于=7.5MPa=60MPa，說以所設計的軸滿足強度要求。3.圖3.1-4 軸的載荷分析圖3.1.6軸承的選擇與強度校核根據文獻6表3.1-7以及軸的直徑，選擇普通圓錐滾子軸承(GBT297-1994)，型號：30208。主要尺寸參數如下：外型尺寸：d=40mm D=80mm B=18mm；極限轉速：5300r/min(脂潤滑)；基本額定載荷：Cr=30.2KN C0r=11.5KN。因為，所以只需要校核1處的軸承。軸承所受的軸向力可忽略，計算徑向力(3-14) 計算軸承的壽命，根據文獻1式(13-19)得(3-15)按每天工作24小時，每年工作300天，每小時打捆60次，每次用時2s計算，該軸承可以使用，所以軸承的壽命符合要求。3.1.7軸承端蓋以及軸承座的設計根據軸和軸承的尺寸，由文獻7表4.9-4確定螺釘連接式軸承蓋的結構如圖3.1-5所示。材料選擇HT150,緊固螺釘采用M10螺釘。由文獻7表4.8-10確定氈圈的尺寸：D=90mm d1=68mm B=8mm。具體結構如圖3.1-6所示。 圖3.1-5 軸承端蓋 圖3.1-6 氈圈 圖3.1-7 軸承座的結構簡圖參考文獻7表3.5-10二螺柱軸承座，設計所需要的軸承座，材料選用ZG200-400。軸承座的具體機構如圖3.1-7所示。3.1.8鉗頭的設計與計算圖3.1-8 鉗頭的受力簡圖鉗頭的受力分析圖如圖3.1-8所示，已知夾緊力N=2500N，R=11333N。因為液壓活塞還要克服彈簧的阻力，取柱塞的推力F=6KN。計算活塞桿的直徑， (3-16)式中：R活塞桿的推力，N； P系統(tǒng)壓力，P=10MPa；由文獻4表6-2取標準值d=40mm。缸體壁厚的計算，由文獻4式(6-6)得，按薄壁計算 (3-17)式中：P系統(tǒng)壓力，P=MPa； 材料許用應力，取=100MPa；外徑：do=D+2=32+22=40mm，取d0=40mm。彈簧的選擇，為使夾頭能自動開啟，在上下夾頭之間安裝一個復位彈簧，由文獻8表7.1-10選擇圓柱螺旋壓縮彈簧：材料：45鋼；彈簧絲直徑：d=4.0mm； 彈簧中徑：D=22mm；節(jié)距：7.12mm 工作極限載荷:657N 單圈彈簧剛度:236N/mm安裝尺寸：最小導筒直徑：29mm; 最大心軸直徑：15mm 銷軸設計：上下夾頭采用銷軸連接：材料：45鋼，直徑：D=15mm，采用螺釘固定。3.2矯直機構設計圖3.2-1 矯直機構簡圖捆線經由送線機構后，需要經過矯直機構去掉捆線的大曲率變形，再進入鋼絲導槽。本矯直機構采用五輥矯直，軋輥懸臂布置。其結構簡圖如圖3.2-1所示。3.2.1矯直機構參數的確定輥距t和輥徑D的確定，首先確定最大輥距，為保證矯直質量，輥距t與被矯件h有如下關系： 5ht20h h=6.5mm此處取t=12t=126.5=78mm確定輥徑D，為保證矯直精度和受力不至于過大的條件下取輥徑: D=(0.75-0.9)t=0.8t=0.875=60mm3.2.2計算作用在矯直輥上的正壓力作用在校正輥上的正壓力可按照軋件彎曲時所需要的力矩來計算。此時，將軋件看成是受很多集中載荷的連續(xù)梁，這些集中載荷就是各個輥對軋件的壓力。它們在數值上等于軋件對棍子的壓力。按照圖3.2-2，各棍子上的里可根據軋件斷面的力矩平衡條件求出。今假設，第2，3輥下軋件的彎曲力矩為塑性彎曲力矩，即； 圖3.2-2作用在校正輥上的壓力 =*S=2251.726.95=10308.34(N.mm) (3-18)第四輥下彎曲力矩： =*w=22526.95=6063.75N.m(3-19)式中：彈性彎曲力矩； 彈性斷面系數，W=26.95mm3； 材料屈服極限，=235MPa； 塑性彎曲力矩； 塑性斷面系數，=k=1.726.96=45.83mm3。由文獻2式(11-32)得各輥下的矯直力：由此可見作用在第三個輥子上的力最大。由于各壓力產生的總摩擦力 F=（P1+P2+P3+P4+P5）()(3-20)式中： -矯直與輥子間滾動摩擦系數=0.1 u-輥子軸承摩擦系數 u=0.005 D- 輥子直徑 D=60mm d- 軸徑 d=17mm則F=(264.3+792.9+1057.3+466.4+155.5)()=16.0N3.2.3校核矯直輥軸的強度圖3.2-3 矯直輥輥軸的強度校核 因為第三輥上的矯直力最大，所以應該演算第三輥軸的強度。輥軸材料選擇40Cr，查文獻3表2-9得到40Cr的屈服極限=539MPa，取安全系數S=2，可以得到材料的許用彎曲應力=。矯直輥軸視為懸臂梁，其機構和受力分如圖3.2-3所示。 (3-21)式中：P3作用在第三輥上的正壓力； L矯直輥中線到機架邊緣的距離； W軸的抗彎截面系數，。因為，所以輥軸的強度符合要求。3.3剪切機設計考慮切鋼絲的條件，計算剪切力1、計算剪切力 =K(KN)(3-22)式中： K-考慮刀刃磨鈍間隙系數。取K=1.3 -材料拉伸強度極限 =450MPa F-剪材斷面積（ ）所以=K=1.3=11641N其動力利用四桿壓下裝置的液壓缸。其液壓缸直徑見后面。3.4 送線機構的設計圖3.5-1 送線機構簡圖3.4.1 送線輪的設計為了保證送線機構上產生足夠的摩擦力，在設計時應保證捆線對送線輪的包角大于60；為了保證鋼絲在經過送線輪時不產生過大的彎曲應力，送線輪的直徑應該相對較大一點，取D=300mm。壓緊輪的直徑取D1=60mm。如圖3.5-1所示。送線輪在長時間的送絲過程中容易磨損，考慮在送線輪的外側加耐磨并且便于更換的環(huán)套，材料選用65Mn。同時為了增大捆線與環(huán)套之間的摩擦系數，使兩半環(huán)套之間的夾角為60，并在環(huán)套上加工齒口，確保捆線與環(huán)套之間無相對滑動。兩個環(huán)套用8個六角頭鉸制孔螺栓和一個擋環(huán)固定在送線盤主體上。環(huán)套的具體結構如圖3.5-2所示：圖3.5-2 環(huán)套的結構簡圖3.4.2 液壓馬達的選擇1、送線阻力的計算送線時的阻力主要在矯直機構處產生，其阻力為： (3-23)式中：矯直機構產生的壓力總和，=2740N； 摩擦系數，根據文獻3表1-12得=0.2?？紤]其他各處的阻力，得送線全程阻力F=2F1=2548=1096N。2、送線輪參數計算送線輪的轉矩： (3-24)式中：F送線全程阻力，F=1096N； D送線輪的直徑，D=300mm。在設計要求中要求送線速度v=1000mm/s，可以得到送線輪的轉速：取送線輪的轉速n=64r/min。3、液壓馬達的選擇根據M=234.6Nm，n=64r/min，以及文獻3表30-44選擇擺線液壓馬達的型號為：BM2-25。其具體參數如下：排量：250ml/r；轉速：10320r/min；扭矩：300Nm；總效率：0.550.65；重量：10.5kg。圖3.6-1 壓下機構的結構簡圖四桿壓下機構的作用是在送線結束時壓緊捆線，將整個捆線壓在捆材上，同時將提供的力矩給剪切機構將捆線剪斷。壓緊機構要提供一定得壓緊力保證捆線不滑動，采用液壓缸來提供動力，其結構簡圖如圖3.6-1。3.5四桿壓下機構的設計3.5.1壓下力的計算總壓下力等于壓下與剪切力之和F，其中壓彎鋼絲的力非常的小，即F =2000N大于剪切力就可以3.5.2液壓缸的選擇根據結構要求選擇底部耳環(huán)懸掛式液壓缸。為保證機構性能，缸體和活塞桿均選用45鋼調質處理。由結構簡圖知，則油缸的作用力為：確定液壓缸內徑D： (3-25)式中：F油缸的作用力，F=2000N； P系統(tǒng)壓力，P=10MPa。確定活塞桿的直徑： (3-26)式中：活塞桿材料的許用應力，取=100MPa。根據文獻3表31-28選擇液壓缸型號為：Y-HG1-E 40/2015 L E2-L1 O3.5.3支架及壓臂的設計支架材料選用45鋼，粗加工后調質到硬度HB229285，支架與立板采用螺栓連接。壓臂的材料選用45鋼調質處理，要求有較高的強度。壓臂頭加工螺紋以增大摩擦系數。3.6行走機構的設計設備在放置進入生產線的以及調整位置的時候都需要用到行走機構，取摩擦系數f=0.4?？梢缘玫侥Σ磷枇Γ?(3-27)確定液壓缸的內徑D： (3-28)式中：F油缸的作用力，F=16000N； P系統(tǒng)壓力，P=10MPa。確定活塞桿的直徑： (3-29)式中：活塞桿材料的許用應力，取=100MPa。根據文獻4表6-4取D=50mm，d=35mm。根據文獻3表31-28選擇液壓缸型號為：Y-HG1-E 50/35500 L E1-H L1 O4液壓系統(tǒng)的設計4.1 液壓系統(tǒng)的設計要求本打捆機送線、壓下。本體橫移等動作全部采用液壓驅動，各動作要求連續(xù)、有序、快速、準確。這就需要一個良好的液壓系統(tǒng)的保證。另外，打捆機處于整個生產線的最末端，要求對環(huán)境的污染小，要有很好的散熱系統(tǒng)。4.2液壓系統(tǒng)執(zhí)行元件載荷的計算 取機械效率=0.9，可以得到各個執(zhí)行元件的理論載荷如下： 元件 外載荷(N) 理論載荷(N) 夾緊活塞 6000 6667壓下缸 2000 2222 行走缸 16000 177784.3 執(zhí)行元件參數計算4.3.1 送線馬達流量計算送線輪的轉矩T=234.6N，根據文獻9(式3-31)可得液壓馬達的輸出轉矩公式： (4-1)可以得到送線馬達的排量： (4-2)式中：V液壓馬達的排量； T液壓馬達的轉矩，T=234.6N； 液壓馬達進出口的壓力差，馬達回油直接回油箱，出口壓力為零，所以=10Mpa； 液壓馬達的機械效率，取=0.9。液壓馬達的流量： (4-3)式中：n液壓馬達的轉速，n=64r/min； 液壓馬達的容積效率，取=0.9。4.3.2 扭鉗馬達流量計算 扭鉗馬達的總扭矩T=68.8Nm，根據文獻9(式3-31)可得可以得到扭鉗馬達的排量： (4-4)式中：V液壓馬達的排量； T液壓馬達的轉矩，T=68.8Nm； 液壓馬達進出口的壓力差，馬達回油直接回油箱，出口壓力為零，所以=10Mpa； 液壓馬達的機械效率，取=0.9。液壓馬達的流量： (4-5)式中：n扭鉗馬達的轉速，取n=20r/min； 液壓馬達的容積效率，取=0.9。4.3.4 行走缸流量計算行走缸的外徑D=50mm，活塞桿的直徑d=35mm，行程L=500mm，作用時間t=2s?？梢缘玫叫凶吒椎牧髁浚?(4-6)4.4 液壓站主要元件及參數4.4.1 液壓泵工作壓力的確定 （4-7）式中：P1執(zhí)行元件所需的最高壓力，P1=10MPa； 總壓力損失，取=0.5MPa。4.4.2 液壓泵的選擇及流量的確定系統(tǒng)的最大流量發(fā)生在升降缸工作時，可以得到液壓泵的流量為： （4-8）式中：K泄露系數，取K=1.2； 升降缸工作時的最大流量，=31.81L/min。根據文獻4表3-8選擇液壓泵的型號為：YB-A30C-JF。主要技術規(guī)格如下：壓力：10.5MPa 流量：45L/min 輸入功率：8.60KW4.5 擬定液壓系統(tǒng)圖根據設備要求擬定的打捆機液壓系統(tǒng)圖如圖4.5-1所示。4.6 打捆各步驟的電磁鐵動作表根據各個動作要求，確定打捆機的液壓系統(tǒng)電磁鐵動作表如表4.6-1所示。1. 油箱 2送線機構 3行走機構 4.夾緊機構 5壓下裝置 6.導線裝置圖4.5-1打捆機液壓系統(tǒng)原理圖表4.6-1電磁鐵動作表執(zhí)行動作電磁換向閥得失電狀態(tài)執(zhí)行機構12345678910111213141516171819機架行走-+-行走機構送線-+-升降機構壓緊/松開-+-壓緊機構打結-+-擰緊機構壓下/上升-+-壓下機構5 潤滑、試車及維護方案5.1 潤滑(1)滾動以及調心軸承通用鋰基潤滑脂(GB7324-87)，此潤滑脂用于20100度的中等負荷機械設備滾動軸承。(2)部分銷軸用稀油滴進行潤滑。5.2試車與維護(1) 準備安裝前，應對所有的傳動件進行檢查并涂油。(2) 液壓缸要保證不能有漏油現象。(3) 對各構件的焊接、隔斷處應清除鐵屑和毛刺。(4) 設備安裝好以后，先進行各部分空載試車，所有的各部分都要運轉自如，一切都無卡阻的現象。數小時以后，再進行加載試車，試車過程中均按油路、工序操作，不得違反規(guī)程。(5) 水平軌道要互相平行，高度要一致。6 設備的環(huán)保與經濟性評價6.1 設備的環(huán)保6.1.1 機械設備的環(huán)保性機械設備的環(huán)保性是指機械設備在作業(yè)時保護環(huán)境的性能。隨著社會經濟的高速發(fā)展，很多生產和施工企業(yè)為了獲取更大的經濟效益，機械設備連續(xù)不停的運作。由此產生的各種噪音、廢氣、污水和煙塵嚴重的污染了環(huán)境，破壞了生態(tài)，給人們的身體健康造成了危害。國家對環(huán)保的要求越來越高，相關的政策法規(guī)越來越完善。企業(yè)要正常運作，就必須遵守相關法規(guī)，控制好污染物的排放，努力創(chuàng)造環(huán)境友好型社會。6.1.2改善設備環(huán)保性的方法該機械設備對會周圍環(huán)境的污染有：來自機械沖擊和振動產生的噪聲；來自機械焊接和拋丸除銹所產生的有害氣體、粉塵；來自電泳和噴漆過程中所產生的污水和廢氣。改善設備環(huán)保性能的方法有：選擇環(huán)保性能較好的機械設備；對機械設備的性能進行改造；增加后續(xù)處理裝置；對設備檢測、維修等方面采取及時、有效的措施；改善設備周圍的環(huán)境。6.2設備的經濟壽命設備的經濟壽命是根據設備使用成本最低的原則來確定的。所謂的經濟壽命是指由設備開始使用到其平均壽命使用成本最低年份的延續(xù)時間長短。經濟壽命既考慮了有形磨損，又考慮了無形磨損，它是確定設備合理更新期的依據。一般說經濟壽命短短于自然壽命。正確制定設備的折舊率不僅是正確計算成本的依據，還是促進科學技術發(fā)展的需要。正確的折舊率應該能反映設備的有形磨損以及無形磨損，應該與設備的實際消耗相符合。如果折舊率規(guī)定的太低，則設備使用期滿后還沒有把設備價值全部轉移到產品中去，不足以抵償設備的消耗，影響企業(yè)的正常發(fā)展；如果將折舊率規(guī)定的過高，折舊抵償設備實際損耗后有余，就會人為的縮小利潤，影響資金的正常積累，妨礙擴大再生產。 結論 為期將近四個月的畢業(yè)設計終于完成，回顧過去的時光，感慨頗深。通過到鞍山鋼鐵集團線材廠實習，了解到了打捆機在生產線中的位置、基本作用和工作原理。實習結束后我們就開始了緊張而有序的設計工作。通過了解打捆機的發(fā)展歷史和國內外的現狀，我們知道了打捆機在生產中的重要作用。而且，我國的的打捆機與國外相比起步較晚，現在許多工廠企業(yè)的打捆機都靠國外進口，國內生產打捆機存在功能不夠健全、自動化程度不夠高等問題。所以本次設計中型鋼材全自動液壓打捆機意義重大。在設計中，首先對方案進行了設計；其次對每一個基本的機構進行結構設計和強度的校核。之后，開始對方案各零部件進行設計計算，在設計的過程中回顧了機械設計、軋鋼機械、液壓與氣壓傳動等專業(yè)和非專業(yè)的知識。有了種要的感覺是把以前學過的很多的只是系統(tǒng)地串聯了起來，更加牢固地掌握了所學的知識。最后，通過裝配圖以及零件圖的繪制，鞏固了對CAD這一個我們專業(yè)最常用的工具的使用；通過對說明書的編排和打印跟家熟練了WORD文字處理工具的使用；最重要的是在遇到問題和解決問題的過程中鍛煉了自己解決實際問題的方法和思想，鍛煉了自己的創(chuàng)新能力，為以后的發(fā)展打下了良好的基礎。致謝通過近四個月的畢業(yè)設計，我的設計即將完成。在設計過程中，遇到了很多很多的問題，尤其是第一次接觸這個新穎的方案，在老師和同學的大力幫組下，問題被一步一步的解決了，在解決問題的過程中，我不僅溫故了以前的知識，更學到了很多的專業(yè)知識。在設計的全過程中，我的指導老師高滿旭教授是非常值得人敬佩的，他不僅學識淵博令人欽佩，而且治學嚴謹；他的態(tài)度深深感染了我，相處中的高老師和藹可親、總是一副微笑，他懂得去傾聽我們的聲音，他是同學們的良師益友。在此，對老師我深深的感謝。此外，和我同組的同學們也給我很多的幫助，在此表示感謝，在實習期間，鞍山鋼鐵的附屬公司靈山線材廠為我們提供了實習場所，在此表示感謝。參考文獻 1 濮良貴，紀明剛. 機械設計. 8版. 北京：高等教育出版社，2006. 2 鄒家祥. 軋鋼機械. 3版. 北京：冶金工業(yè)出版社，2007. 3 東北工學院. 機械零件設計手冊. 2版. 北京：冶金工業(yè)出版社，1990. 4 煤炭工業(yè)部. 液壓傳動設計手冊. 上海：上?？茖W技術出版社，1983. 5 張英會，劉輝航，王德成. 彈簧手冊. 北京：機械工業(yè)出版社，2000. 6 張松林. 最新軸承手冊. 北京：電子工業(yè)出版社，2007.1. 7 龔云鵬，田萬祿，黃秋波等. 機械設計課程設計. 沈陽：東北大學出版社，2006. 8 機械設計手冊編委會. 機械設計手冊. 北京：機械工業(yè)出版社，2004.8. 9 朱洪濤. 液壓與氣壓傳動. 北京：清華大學出版社.，2005.9.10 劉克璋. 國外軋材打捆機. 西安重型機械研究所，2000(1):21-26.11 倪敬. 鋼管打捆機的研制碩士學位論文. 浙江大學，2003.12 孫恒，陳作模主編。機械原理（第六版），北京：高等教育出版社，200113 鞏云鵬.田萬祿.黃秋波主編.機械設計課程設計。沈陽：東北大學出版社，200014 沈鑫剛. 全自動鋼管打捆機的研制與開發(fā)碩士學位論文. 浙江大學，2005. 遼寧科技大學本科生畢業(yè)設計 第VI頁 小型圓鋼打捆機設計摘要自動打捆機是生產線精整包裝區(qū)不可缺少的核心設備.發(fā)揮著十分重要要的作用。 打捆機，就是將鋼材捆扎成形的設備，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)、剪切系統(tǒng)、擰絲系統(tǒng)以及與其配合的輔助元器件組成.。本論文通過對各個系統(tǒng)的一步步設計，基本完成了小型鋼材全自動液壓打捆機的設計。設計中涉及各零部件的參數計算、強度校核以及液壓缸的選擇極端等。本打捆機使用直徑為6.5mm的鋼絲可以完成對棒材、型材等中小型型鋼的包裝打捆，料捆尺寸100-400mm捆徑自動打捆包裝。它可以與生產線其他設備相互通訊，能自動適應生產節(jié)奏的變化。關鍵詞: 自動；包裝；液壓；型鋼AbstractAutomatic packaging machine is finishing production line packaging indispensable core area Equipment. To play a very important role. Bundling machine, is formed of steel banding equipment, the use of wire rod, steel rebar and other materials will be binding, steel (such as channel, angle steel, engineering sales. In accordance with the features, packaging machines in general can be divided into the wire line EC, shear systems, fastening systems, as well as silk and its supporting components with the composition. In this paper, the various systems through a step-by-step design, the basic completion of a small steel hydraulic automatic packaging machine design. Involved in the design parameters of various parts, strength check, as well as the choice of hydraulic cylinders and other extremists. The use of the packaging machine of steel wire diameter of 6.5mm to be completed on the bar, profiles and other small and medium-sized packaging of steel packaging, is expected bundle size diameter 100-400mm automatic bale packaging bundle. It can be the production line and other communications devices that can automatically adapt to changes in the production of Rhythm.Key words: Automatic；packaging；hydraulic；profiled bar目 錄摘要 Abstract1、緒論 1 1.1鋼材打捆機簡介 11.2鋼材包裝設備的發(fā)展現狀21.3現實意義 21.4本課題中研發(fā)的鋼材打捆機 22、打捆機方案的選擇與擬定 42.1打捆機方案的選擇 42.2 打捆方案的擬定. 43打捆機本體設計 63.1擰緊機構設計 63.1.1.夾緊力及扭矩的計算63.1.2液壓馬達的選擇 .73.1.2液壓馬達的選擇 .73.1.4傳動軸的設計 123.1.5軸的強度校核 133.1.6軸承的選擇與強度校核.163.1.7軸承端蓋以及軸承座的設計 173.1.8鉗頭的設計與計算 183.2矯直機構設計193.2.1矯直機構參數的確定 203.2.2計算作用在矯直輥上的正壓力 203.2.3校核矯直輥軸的強度 223.3剪切機設計223.4送線機構的設計 24.3.4.1送線輪的設計243.4.2液壓馬達的選擇 243.5四桿壓下機構的設計 263.5.1壓下力的計算 263.5.2液壓缸的選擇 263.5.3支架及壓臂的設計 263.6行走機構的設計 264 液壓系統(tǒng)的設計.284.1液壓系統(tǒng)的設計要求284.2液壓系統(tǒng)執(zhí)行元件載荷的計算284.3執(zhí)行元件參數計算284.3.1送線馬達流量計算 284.3.2扭鉗馬達流量計算 294.3.3升降缸流量計算 294.3.4行走缸流量計算 294.4液壓站主要元件及參數 304.5擬定液壓系統(tǒng)圖 304.6打捆各步驟的電磁鐵動作表305、潤滑、試車及維護方案 325.1潤滑325.2試車與維護326、設備的環(huán)保與經濟性評價336.1設備的環(huán)保336.1.1機械設備的環(huán)保性 336.1.2改善設備環(huán)保性的方法 336.2設備的經濟壽命33結論 34致謝 35參考文獻 36