钢材打捆机研发毕业设计.doc

辽宁科技大学本科生毕业设计 第 52 页 第一章 绪论41.1钢材打捆机的简介41.2钢材打捆机设备的国内外发展现状41.3 本课题中研发的钢材打捆机5第二章 打捆方案的选择与拟定72.1打捆机方案的选择72.2打捆机方案的拟定72.2.1拧丝机构方案的比较72.2.2打捆机方案拟定92.3设计参数12第三章 拧紧机构设计133.1夹头设计及计算133.1.1夹紧力与扭矩计算133.1.2夹头的设计153.2液压马达的选择163.3传动齿轮设计163.3.1 参数查询163.3.2 数据计算173.3.3 按齿根弯曲强度设计183.3.4几何尺寸193.4传动轴的设计193.4.1初步确定空心轴的直径193.4.2轴的结构简图203.4.3计算作用在齿轮上的力203.4.4轴承的选择213.4.5键的选择213.4.6轴的强度校核213.4.7轴承的寿命校核 233.4.8键的寿命校核233.4.9轴承端盖及轴承座设计24第四章 矫直机构设计254.1矫直机的参数确定254.2计算矫直力26第五章 剪切机构的设计285.1结构设计参数确定285.1.1剪切机简图285.1.2平行刀片剪切机的刀片行程285.2剪切力与剪切功率295.2.1计算平行刀片剪切机的最大剪切功295.2.2计算剪切机功率295.2.3 剪切机构支架的设计305.3液压缸的选择30第六章 捆线导槽设计326.1液压活门的结构设计326.2活门杠杆与导线轮的设计326.3液压缸的选择326.4联接方式336.5侧板与导辊的设计346.5.1侧板设计346.5.2导辊的设计346.5.3送线时间34第七章 导线机构的设计357.1结构设计357.2压紧弹簧的选择357.3压轮机构设计367.4送线盘的设计377.5液压马达的选择377.6传动轴的设计387.6.1初步确定轴的直径387.6.2传动轴的强度校核397.7键的选择与校核397.8轴套的设计40第八章 压紧机构的设计418.1压紧力的计算418.2液压缸的选择418.3支架及压臂的设计428.4触动杆的设计42第九章 弯导机构的设计439.1机构设计439.2 推到力的计算439.3液压缸的选择44第十章 液压系统设计4510.1液压系统设计的要求及参数4510.1.1液压系统设计的要求4510.1.2液压元件的主要设计参数4510.1.3确定工作压力4510.2拟定液压系统图。4510.3液压执行元件的载荷和转矩的计算4510.3.1各液压元件的外载荷及理论载荷4510.3.2马达转矩和排量的计算4610.3.3液压元件排量的计算4610.4液压站主要元件及参数4710.4.1液压泵工作压力的确定4710.4.2液压泵的选择及流量的确定47第十一章 环保与经济评价4811.1设备的环保4811.1.1 机械设备的环保性4811.1.2改善机械设备环保性的方法4811.2设备的经济寿命48结论50致谢51参考文献52第一章 绪论 1.1钢材打捆机的简介 钢材产品包装是钢材产品生产的继续，它是保护钢材产品在流通过程中质量完好和数量完整的必要措施。钢铁产品的包装质量已成为了企业升级和获得经济效益的关键因素，因此尽快提高钢铁产品的包装质量，是钢铁企业的波切任务之一，也是用户对钢铁行业的要求。 打捆机，就是将刚才捆扎成形的设备，利用盘条，钢带等捆扎材料将螺纹钢，型钢（如槽钢、角钢、工字钢）、带钢、线材等捆扎起来，以便于钢材的运输、存储和销售。按照功能，打捆机一般可分为送丝系统、抽丝及蓄丝系统、拧丝系统以及与其配合的辅助元件组成。例如knra型打捆机主要运用于对棒材、型材、管材以及盘条的打捆，该类型的打捆机由以下几部分组成：1）扎昆机组：扎昆机组由液压控制，其组件有：盘条进给轮、控制盘条进给的感应器和安全设备、剪切器、拧丝系统等。2）液压机组：包括油箱、油泵、滤油器、压力开关、压力继电器等。3）机座；4）储线仓；5）控制器：电器线路板、开关、继电器等。knra型打捆机主要性能指标为：扎昆盘条直径为3-5mm的退货盘条；扎昆时间为9-14s。打捆机的机构简图如下：1.2钢材打捆机设备的国内外发展现状 日本潼川工艺公司自1959年以来，致力于研究轧钢精整设备自动化方面的研究，研制了tmb系列自动化打捆机，课扎昆圆钢、型钢、管材一盘卷，结构组成主要有拧丝头、机座、线夹、差动齿轮箱、液压马达、捆扎盘条、供线轮、夹送辊、导线轨、极限开关、设备外壳等。该打捆机的性能特点是设备采用了差动齿轮机构。捆线夹紧、切断机拧丝等几种主要操作均可利用同一马达进行，使得打捆机结构简单，易于小型化，维修方便。tmb系列自动化打捆机主要性能指标为导丝槽内径700mm；打捆时间8s；使用盘条直径5.5mm；点击功率5.5kw。 国内的首钢集团于上世纪80年代末从意大利的danieli公司引进了两台打捆机，一直没能投入正常使用，存在的问题有：车体的定位系统不稳定，车体很难调整到准确位置；控制系统和液压系统不能正常工作。北京航空航天大学于1997年为首钢总公司改造研制成功两台全自动打捆机。从1998年开始，北航又在北京市工业振兴计划和国家863高技术计划智能机器人主题的支持下，开始着手棒材打捆机的理论分析和原理样机试制，于2000年研制成功，经在实验室实验和试验，完全达到国外同类产品水平，处于国内领先水平，且完全具有自主知识产权，在机电液及综合控制等方面取得了多项创新成功，并已申报中国专利。本样机产品与国外现有技术相比较，整机布局的合理性，彻底解决了难于维护和检修的问题，提高了运行的可靠性。定位精度高，拧丝头与钢材的严格位置关系是保证打捆成功的关键，也是打捆机高性能的具体体现。控制方面使用了基于plc的双cpu控制系统，并提出应用了直接检测到阀、传感器元部件级的设备监控、故障诊断体系，并为打捆机的进一步智能化提供了可靠依据。鞍钢集团于1990年引进了4台打捆机，由于技术保密及设备备件的原因，已报废了2台，也急需新的打捆机投入使用。1.3 本课题中研发的钢材打捆机本课题中所研发的钢材打捆机主要是针对型材、棒材、管材等进行打捆包装的设备，其整体结构主要包括一下部分，分别是机架及行走机构、升降机构、引送线机构、矫直机构、剪切机构、导线机构、压紧机构、拧紧机构和弯导机构、液压站部件以及电控部件。拧紧等部件，采用液压驱动，用plc实现程序控制。其工作原理通过以下几个步骤来实现，步骤如下：1.在机构开始工作时首先需要把打捆机用的钢线引入由压线辊和驱动盘系统组成的滑道，做好打捆前的准备工作；2.工作开始时由生产线输送的待捆扎钢材会首先进去抱紧器机构的抱紧爪的范围，并由抱紧器将其抱紧；3.根据捆料的规格与形状，通过行走机构和升降机构调整好机体位置；4.由送线装置继续输送送线，完成捆线在整个机构中的运行，最终捆线由扭结钳头的出线口做出。在扭结钳头的出线口，捆线的端部触动安装在压紧机构上的传感器；5.传感器发出信号使送线马达停止转动，在压紧机构压紧捆线端部后送线马达反向运转，实现抽丝动作；6.抽丝动作完成后，剪切机构工作，剪断捆线，同时压紧机构松开；7.拧紧机构开始旋转，完成打结动作；8.弯导机构工作，将直立的捆结推到；本课题所设计的打捆机实现了对中型型钢的自动化打捆包装，扎捆效果良好，不易出现送捆、散捆的现象。打捆后的捆结位于整个钢材捆的斜角上，便于钢材堆放。第二章 打捆方案的选择与拟定 2.1打捆机方案的选择本打捆机主要应用于中型钢材生产机主后部，对生产出的中型型钢进行自动打捆，所以在捆结形状上采用矩形。打捆材料选用材质为q235的碳钢丝。本打捆机主要应用于北方地区，而气动对气候的适应较差，所以在气动与液压传动之间优先采用液压传动。液压传动的优点：1. 在同等体积下，液压装置比电动装置提供的动力大，因为应用系统中的压力可比电磁驱动力打30-40倍。2. 液压装置工作比较平稳，容易实现无极变速，易实现自动化，而且还可以再运行过程中调节，易于实现过载保护。3. 由于液压元件已实现标准化、系列化和通用化。此外，液压系统的设计、制造和使用都比较方便。4. 用液压系统实现直线运动比机械系统简单。液压系统的缺点：1. 液压传动不能保证严格的传动比。2. 液压传动在工作过程中有较大的能量损失，尤其长距离传动，液压系统的效率较低。3. 为了减少泄露现象，液压元件的制造精度很高，而且需要单独的能源。4. 液压系统出现故障时不易招出原因。2.2打捆机方案的拟定2.2.1拧丝机构方案的比较（1）圆盘拧丝机构方案 优点：圆盘拧头能有效地阻止热的辐射与传递，拧头结构简单，捆扎质量一般。缺点：圆盘尺寸大，质量大，转动惯量大，可靠性差，安全隐患多。 （2）圆柱拧丝机构方案 优点：捆扎速度快，包装质量好，性能稳定，动作可靠，拧紧受高温粉尘影响较小。缺点： 该拧头虽简单，结构复杂，零部件较多。 （3） 圆锥拧丝机构方案 三方案比较：圆盘拧丝机构 圆柱拧丝机构圆锥拧丝机构结构尺寸大小中拧丝速度慢快快拧头定位难较难无机构性能不好稳定可靠稳定可靠耐温耐尘优较好较好包装质量合格优良好经比较后，圆锥拧丝机构比较好，但是考虑经济和当前国内很多厂家，宜选用圆盘拧丝机构。2.2.2打捆机方案拟定 打捆机的打捆过程包括八个基本动作：送线、矫直、夹紧、抽线、剪切、拧结、弯导和行走。这八个动作分别由七个机构完成：送线机构、矫直机构、夹紧机构、剪切机构、拧结机构、弯导机构和行走机构。其中送线和抽线都由送线机构完成。这些执行机构必须协调的配合，每个动作的执行时机由相应的反馈信号控制，反馈信号来自于安装在打捆机和周边设备上的传感器。打捆机的总体设计主要取决于其功能要求和适用范围。被捆材料的规格、形状、捆线的直径和性能、钢捆运输轨道的结构形状和尺寸、捆结的拧紧圈数、每个捆结的捆线卷绕圈数等都对打捆机的结构设计有很大的影响。由于捆线在导线槽内高速运动，导槽截面应为矩形，在槽底安装轴承，以减小穿线阻力，导槽分为上下两个部分，上面的由液压缸驱动，可绕支点转动的部分叫上颚。下面固定的部分叫下颚。上下颚合拢后构成一个圆形的送线导槽。最小直径取决于捆料的直径。下图为打捆动作与控制流程图 机体位置调整送线盘送线各导向钳张开抽丝、机体前移、下降开始送线停止、各导向钳闭合夹钳口闭合剪断捆线、夹紧机构复位夹钳转动、拧紧捆结、机体下移、下降机体复位钳口张开、剪切机构复位结束2.3设计参数拧紧装置转速：n=90r/min;行走速度：v=60mm/s;捆线送进速度：v=1000mm/s；夹紧动作：t=1s;捆线道数：4-5；辊道速度：2m/s；捆线材料：q235；捆线直径：6.5mm；第三章 拧紧机构设计3.1夹头设计及计算3.1.1夹紧力与扭矩计算已知捆线材料为q235，查【5，表3-7】得：=216-235mpa，取=230mpa,则许用剪应力为：=。由拧紧形式可知，捆线在打结的过程中可以简化成(如下图所示)弯矩和扭矩的合成，捆线半径为6.5mm，视为悬臂梁。因此，所需最大弯矩和扭矩分别为：由于捆线打结时旋转，鉴于安全o点受总弯矩取为8m，总扭矩为4t，拧紧时两线头需要固定，由力矩平衡对o点取距列方程：又因为捆料尺寸：，则临界状态时 则 又 查6,表1-24 取则取夹紧力为2.5kn。取3.1.2夹头的设计 夹紧力： 鉴于安全和克服钳口处弹簧作用力：取； 确定柱塞的材料和基本参数：由4.表23.1-1确定柱塞材料为ht300，缸体材料为45钢；计算柱塞直径：已知提供的压力为12mpa，则： 由4.表23.6-33取标准柱塞直径为32mm；计算缸体壁厚：由4.式23.6-22得 材料的许用应力： 取；外径： 取；弹簧的选择：为使夹头能够自动开启，在上下夹头之间安装一压缩弹簧，由7.表30.2-8得： 材料： 弹簧丝直径： 中径：d=22mm 节距：7.12mm 工作极限载荷：657n 单位弹簧刚度：236安装尺寸：最小套筒直径：29mm 最大心轴直径：15mm销轴设计：上下夹头采用销轴联接，材料为45钢，直径d=15mm，采用螺钉固定。3.2液压马达的选择查4.表23.6-8 选择液压缸 bym-80 排量： 转速： 最大工作压力：12mpa 最大转矩：105n.m 重量：60kg 外形尺寸：3.3传动齿轮设计 由于拧紧装置速度为 在液压马达转速范围内（）故取传动比。工作时不存在轴向力，选择采用直齿轮传动。3.3.1 参数查询1) 选用直齿圆柱齿轮传动；2) 由于转速不高，故选用7级精度（gb10095-88）；3) 选择材料。查9.表10-1选择小齿轮材料为40cr(调质)，硬度为280hbs；大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240hbs。二者材料硬度差为40hbs。4) 初选小齿轮的齿数为24.大齿轮齿数。1 由4.表23.6-1得： 式中：； v-排量（）v=80； 为机械效率，取。 则： 2 试选择载荷系数；3 查1.表10-7选取齿形系数为；4 查1.表10-6得材料的弹性影响系数；5 由1.图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限。6 按工作寿命15年（每年工作300天），两班制，计算应力循环次数： 7 由1.图10-19取接触疲劳寿命系数为。8 计算接触疲劳许用应力： 取失效概率为1%，安全系数s=1.则 3.3.2 数据计算1) 试算小齿轮分度圆直径，代入中的最小值。 2) 计算圆周速度v。 3) 计算齿宽b。 4) 计算齿宽与齿高之比。 模数 齿高 5) 计算载荷系数。 根据，7级精度。查1.表10-4。 由。查1.图10-13得。故载荷系数 6) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径。 7) 计算模数。 3.3.3 按齿根弯曲强度设计1) 由1.图10-20c查得小齿轮的弯矩疲劳强度极限；大齿轮的弯曲强度极限。2) 由1.图10-18取弯曲疲劳寿命系数；3) 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数s=1.4 4) 计算载荷系数k 5) 查取齿形系数 由1.表10-5得6) 查取应力校正系数 由1.表10-5得7) 计算大、小齿轮的并加以比较 经比较大齿轮的值较大。8) 设计计算 取m=4mm，按接触强度的分度圆直径 则 取 大齿轮齿数 3.3.4几何尺寸 齿根圆直径 齿顶圆直径 3.4传动轴的设计3.4.1初步确定空心轴的直径选择材料为45钢。由1.表15-3查得,取。由1.式115-3得： 式中的参数确定：由于是空心轴，所以； 将各参数代入上式中： 由于轴上有键槽和螺纹，故初取轴的直径为60mm。3.4.2轴的结构简图 3.4.3计算作用在齿轮上的力 标准直齿轮无轴向力，。切向力 径向力 3.4.4轴承的选择 根据轴端直径查3.表4.6-1选用深沟球轴承6214， 基本参数： 3.4.5键的选择 根据空心轴端直径查4.表4.5-1选取a型平键 基本参数： 轴 毂 3.4.6轴的强度校核 根据上述简图，分别按水平和垂直面计算各力产生的弯矩，并按计算结果分别做出水平面上的弯矩图和垂直面上的弯矩图；然后计算总弯矩并做出m图。 根据力矩平衡计算1) 则 则 2) 则 则 3) 弯扭合成。 式中：为应力校正系数，取。 由1.式15-5得：； 由1.表15-4得：； 由1.表15-1得：45钢， 满足强度要求。3.4.7轴承的寿命校核 深沟球轴承无派生轴向力，径向力可以忽略，则： 由1.式13-5得： 而实际工作时间 满足寿命要求。3.4.8键的寿命校核 由1.式6-1 则 由1.表6-2查得，取。 3.4.9轴承端盖及轴承座设计 端盖的设计：由3.表4.8-10确定毡圈的外形尺寸： 大径 d=90mm 小径 d=68mm 宽度 b=8mm 根据毡圈的尺寸确定端盖孔的尺寸参数； 根据盖孔的尺寸和3.表4.9-4确定轴承盖的尺寸参数；同样由上表选用连接螺栓为m10；参考6.表12-46sn200系列轴承座设计该轴承； 材料：zg230-450；轴承座及端盖简图如下：第四章 矫直机构设计4.1矫直机的参数确定 根据实际要求采用六辊悬臂式矫直机。 确定辊距t: 原则：在保证扎件矫直质量和辊子强度的前提下，其值尽可能地选择小一些。 由8.式12-9.1 式中：w-抗弯截面系数。由1.表15-4得； -由8.式12-1得，取； s-扎件的塑性断面系数。由8.表12-4得；（e为圆钢形状系数，由8.表12-4得e=1.7） -屈服极限，辊身材料为45钢，由5.表3-11得。则 取。，取。4.2计算矫直力设2、3、4辊的弯曲力矩相等，即; 5、6辊的弯曲力矩相等，即。 确定的值： 由8.式12-7得 计算矫直力：由2.式11-32得第五章 剪切机构的设计拧紧前需要将捆线间断，因为剪切力很小，所以采用直刃剪。考虑结构要求，下刀片固定不动，上刀片做往复运动。由2.表10-8选用刀片的材料为,硬度为，采用液压驱动。5.1结构设计参数确定5.1.1剪切机简图 5.1.2平行刀片剪切机的刀片行程由8.式10-1 式中：h-刀片行程，mm； h-被剪切件的最大厚度，mm； c-为使扎件能顺利通过剪切机，不至冲击或磨损下刀刃，使下刀刃低于辊道表面的数值，一般取，取c=15mm。 e-上刀刃距离扎件上表面的间隙，以保证扎件翘头时也能够顺利通过刀刃。通常取，这取。 -上下刀刃的重叠量，以保证被剪切材质很软的扎件时也能顺利切断，取。 5.2剪切力与剪切功率5.2.1计算平行刀片剪切机的最大剪切功由8.式10-16 式中：-考虑刀刃变钝和刀刃间隙增大后，剪切力增大的系数。取; -被切扎件抗拉强度换算成抗剪强度的换算系数，一般取； -被剪切材料在相应剪切温度下的强度极限。由2.表8-4得； -被切扎件的最大原始断面面积。 则 5.2.2计算剪切机功率 由2.式8-18得 令 式中：f-； -单位剪切功，； -延伸率。由2.表8-4得； 则 5.2.3 剪切机构支架的设计支架焊接在立板上，材料选用35钢。 结构简图： 捆线和立板的距离应与各机构中与立板距离最大的保持一致，已知各机构中立板距离最大的为扭钳机构，其距离为80mm，所以导线孔中心线与立板的距离为80mm，由于剪切座的燕尾槽与导向板表面在工作时往复摩擦，所以剪座的燕尾槽表面应进行淬火处理，硬度：。5.3液压缸的选择 根据结构要求选择底部耳环悬挂式液压缸，为保证强度和加工性能，缸体及活塞杆选用45钢，由4.2.3.1-1得调质处理后硬度为:。 确定缸体直径 式中： p-液压系统压力，p=10mpa。 根据标准缸体直径圆整取d=40mm；为增加动力矩：； 行程： 由4.表23.6-73确定液压缸型号： y-hg-e l -第六章 捆线导槽设计6.1液压活门的结构设计 通过活塞杆的往复运动，驱动活塞杠杆摆动，实现导线辊 的开启和关闭，配合引线和抽丝动作。 机构简图：6.2活门杠杆与导线轮的设计 因为杠杆受力不大，材料选用35钢，形状如上图。导线轮受摩擦，材料选用45钢，直径为35mm，用螺母联接在杠杆上。6.3液压缸的选择 类型：双作用活塞推力油缸。 确定参数：缸体材料：45钢 活塞材料：ht300 内径 ：d=200mm 活塞杆直径： 公称直径：100mpa 油缸行程：25mm 作用能力和壁厚计算： 作用能力：由4.式23.6-4得 式中：f-双杆活塞式液压缸的推力（kn）； p-工作压力（mpa）； a- 液压缸的作用面积（）； 由于存在工作阻力，实际作用力（式中为液压缸的机械效率，一般取）。 计算壁厚：由4.式23.6-22得 式中：-液压缸缸筒壁厚度（mm）； -实验压力（mpa），工作压力时，；工作压力时，。这取。 d-液压缸内径（mm）； -缸体材料的许用应力。（为缸体材料的抗拉强度，由10.表2.1得45钢，；s为安全系数，一般取）。 则 最后取。6.4联接方式 根据机构要求，缸底与缸体采用焊接，缸盖与缸体采用螺纹联接，因为作用力很小，在此不对联接处进行强度校核。 技术要求： 内径采用h9配合；内表面的椭圆度、锥形度和鼓形度不大于内径公差的一半。 联接时螺纹采用2a级精度的公制螺纹，活塞杆与缸盖之间采用o形橡胶圈密封，活塞杆材料选用45钢，粗加工后调质到硬度：，然后高频淬火处理硬度：。活塞与缸壁接触的部分漆耐磨材料。6.5侧板与导辊的设计6.5.1侧板设计 导槽内通过捆线，其直径为6.5mm，因此槽的宽度取10mm，侧板厚度10mm材料选用q235。根据捆料尺寸：和扩大生产的需要，确定导线圈尺寸如下：6.5.2导辊的设计 为了减少穿线时的摩擦阻力，保证快速顺利穿线。导辊采用轴承和耐磨外套构成，外套与轴承采用过渡配合。根据导槽宽度选择深沟球轴承16001。 基本参数： d=12mm d=28mm b=7mm 6.5.3送线时间 由上图可知线圈的半径为410mm，取压紧余量，则： 取。 送线时间：第七章 导线机构的设计 7.1结构设计 其简图：为了保证送线时所需的摩擦力，在设计中保证捆线对送线盘的包角，同时为了保证减小捆线的弯曲应力，所以直径应选择大一些，在此取，压紧轮半径，其分布如上图。 为使压紧轮对捆线有一定的压力，保证其摩擦力，将压紧轮、弹簧和螺栓构成预紧装置，保证四个轮受力均匀，结构如上图。7.2压紧弹簧的选择 送线时最大阻力来自矫直机构，矫直机构的送线阻力位： 式中：-摩擦系数，取。 为保证送线的质量，取阻力系数为2.2，则； 每个压紧轮的压力为：； 由机构可知弹簧最后受力为：； 由7.表30.2-8得基本尺寸参数： 弹簧材料：45钢 弹簧丝直径： 中径： 节距： 单圈弹簧刚度： 安装尺寸：最大心轴直径，心轴采用螺栓7.3压轮机构设计 其简图：轴承的选择： 根据机构可知，轴承的载荷不大，但转速较高且频繁往复运动，根据压轮直径，由3.表4.6-1选择深沟球轴承6215。基本参数如下： 基本额定动载荷 基本额定静载荷7.4送线盘的设计 由以上设计可知送线盘直径。其构成导槽的两套环的宽度与压轮宽度均为25mm，其总宽度取为70mm，机构简图如下：由于捆线与线盘长期往复运动磨损，套环材料选用,同时为增大捆线与套环之间的摩擦系数，使其夹角为，并在套环上加工齿口，确保捆线和套环之间无相对滑动，两个套环用8各六角头铰制孔螺栓和一个当环固定在送线盘主体上。7.5液压马达的选择 送线盘采用液压驱动，根据工作情况和具体需要。选择bm系列摆线马达。 确定转矩和转速： 已知送线全程的阻力为3669.6n，则： ； 已知送线速度为1000。则马达转速为： 。 由m和n根据4.表23.6-9得： 型号：bm-e400 排量： 额定转矩：800n.m 额定压差：14mpa 额定转速：250 额定流量： 输出功率：20kw 重量：31kg 长度：222mm7.6传动轴的设计 根据实际需要轴的材料选择，由1.表15-3查得，取。7.6.1初步确定轴的直径 由1.式15-3得： 式中的参数确定：由于是空心轴，所以； 将各参数代入上式中： 由于轴的内孔存在键槽，取，根据3中有关轴的定位轴肩和非定位轴肩的设计原则，同时结合实际机构结构的需要，设计轴的结构如下图：7.6.2传动轴的强度校核 根据轴的结构只对空心轴截面进行扭转强度校核。由1.表15-4得： ； ， 满足强度要求。7.7键的选择与校核 送线盘与传动轴之间采用键联接，根据轴径70mm和导线盘宽度70mm由3.表4.5-1确定键的基本参数： 校核：由1.式6-1得 式中：-许用挤压应力，由1表6-2查得； t-最大转矩，； k=0.5h=. 故满足强度要求。7.8轴套的设计 外套的作用是对轴和轴承的安装和定位提供保证，同时方便拆卸，另外马达通过外套与立板联接起来，由于轴承和端盖比较常用，在此不作详细设计。 其结构简图：第八章 压紧机构的设计 压紧机构的作用是压紧捆线的外端，当进行抽丝时可以使捆线与捆料贴紧，提高打捆质量。压紧时需要一定的压紧力，采用液压缸来提供动力。其机构简图如下：8.1压紧力的计算 已知送线马达的额定转矩为800n.m，系统总摩擦力矩为642.18n.m。则： 式中：-液压马达的额定转矩； -总摩擦力矩； d- 送线轮直径。 此力为压紧机构所提供的摩擦力，则压紧头所需要的压力为：.8.2液压缸的选择 根据结构要求选择底部耳环悬挂式液压缸。为保证加工性能及强度，缸体与活塞杆选用，调制处理硬度为。 由结构可知取：，则油缸作用力为。 确定缸径：。 式中：p-液压系统压力，p=12mpa。 最后根据4.表23.6-73确定液压缸直径为40mm，型号为： y-hg-e l 8.3支架及压臂的设计 支架材料选用45钢，粗加工后调质到硬度为，支架与立板采用螺栓联接。 压臂材料选用45钢，调质处理，要求有较高的强度。压臂头加工螺纹以增大摩擦系数。8.4触动杆的设计 触动杆用来缓冲捆线的冲击力并发出信号使送线轮停止。材料选择淬火后硬度达到217hbs左右，用弹簧及螺钉与支架联接。第九章 弯导机构的设计 9.1机构设计 根据机构的功能需要，设计结构简图如下：9.2 推到力的计算 设捆结高度为8mm，由4根钢丝缠绕而成。则 因为共4根线，则 确定推力：取捆结的中点为作用力臂，则： 取。9.3液压缸的选择 机构中取动力臂与阻力臂之比为，则液压缸作用力为 由4.表23.6-73确定液压缸型号为： y-hg-e l 第十章 液压系统设计 10.1液压系统设计的要求及参数 10.1.1液压系统设计的要求 打捆机的水平和竖直进行、压紧、送线、导向轮的开闭、剪切、拧紧和弯导等一系列动作均采用液压