机械毕业设计（论文）-中型钢材全自动液压打捆机设计【全套图纸】 .pdf

第 1 页 1 概述 1.1 选题的目的意义 在当今市场经济高速发展的情况下， 产品质量和形象是企业生存发展的决定性因素 之一。社会对钢材的需求日益提高，促进了钢铁企业的现代化改造，使钢铁产量逐年提 高。而随着社会对钢材需求和钢铁企业现代化程度的日益提高，越来越多的钢铁企业发 现钢铁产品的包装质量成为影响钢铁销售的关键。 但由于传统的人工包装打捆存在着不 可克服的缺点，如效率低，工作强度太，作业环境差 ，而且易产生散捆、混号和捆松 等情况，从而太大制约了钢铁产量的提高。同时用户为便于钢材的运输和存储，对钢铁 产品的包装质量提出了更高的要求， 由此我们可以看出钢铁产品的包装质量已成为企业 规模升级和获得经济效益的关键因素。 人工包装的低效率与钢铁产量的提高之间的矛盾 日益突出，为了解决这个瓶颈现象，采用精整包装自动化生产线提高钢铁产品的包装质 量，是钢铁企业的迫切任务之一，也是用户对钢铁行业的要求。在这样的背景下，研制 钢材精整包装生产线的关键设备钢材包装打捆机成为我国钢铁企业发展的迫切任 务，它将解决我国钢材包装的急需，因此研制高性能的钢材包装打捆机具有重大的经济 价值和现实意义。 全套图纸，加全套图纸，加 153893706 1.2 打捆机的作用及功能 轧钢生产是冶金企业产品生产的最后工序， 而精整包装又是轧钢生产的最后工序 ， 精整包装的这种重要地位，使它成为轧钢生产工艺不可分割的一部分。为了便于存储、 第 2 页 运输及销售， 在各种钢材轧制完成之后， 必须把钢材包装成符合国家或国际标准的定长、 定形、定重的包装捆，因而必须有专用的设备来完成这项任务。钢材打捆机是一种用于 钢材打捆包装的专用机械设备，它不同于其他普通的包装捆扎机械，它是将钢材捆扎成 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。由于钢材具有重量大(国家标准为 5 吨/捆)、 长度长(国家标准为 615 米)等特点， 因此钢材打捆机必须满足捆扎材料强度高， 捆扎力大，捆扎牢固可靠等要求。本设计侧重中型钢材全自动液压打捆机，在全自动精 整包装生产线上完成对集料装置送来的型钢束进行捆扎操作， 根据钢材的长度尺寸和包 装速度的要求可以选择一台或多台打捆机同时捆扎。设备采用液压驱动以及自动控制， 大大提高了自动化程度以及劳动生产率，使产品包装质量更加可靠。总之，打捆机成为 精整包装生产线不可分割的重要组成部分。以下是一种全自动棒材打捆机的典型结构： 图 1.1 典型打捆机示意图 该打捆机主要由 6 台车、1 泵源系统、3 车体、4 导丝槽、5 拧丝机构和 2 蓄丝机构 等六大部分组成。它的主要特点是结构紧凑、台体结实、易于操作和维修。泵源紧放在 台车的后部，随台车一起运动；蓄丝机构放置在车体顶部，给穿丝和维护带来 了较大 的便利，除两个直线导轨外，还用双并行油缸驱动，不仅增加了蓄丝力和抽紧力，而且 减小导轨及直线 轴承所受的偏载力提高了蓄丝机构的剐度；车体 45行走，确保当捆 径变化时，拧丝缸钳口到钢捆外径距离保持恒值，从而保证捆结松紧适度；而上下导丝 第 3 页 槽上的成型油缸。在捆丝拉紧时，可减小摩擦。避免抽丝过程中的死点，有利于捆丝紧 附在钢捆上，避免虚丝。另外，绝大部分的液压元件暴露于整机结构的表面，易于装卸 检修。 1.3 国内外打捆机的基本状况 打捆机作为精整包装工段自动化包装的核心设备， 世界各国冶金企业都投入了大量 的人力物力进行设计研发。 自二十世纪六十年代以来各国竞相展开了对半自动和全自动 打捆机的研制。如瑞典的 sundbirsta 公司相继研制了不同类型的线材、棒材及型材打捆 机，该公司研制的 knra 型打捆机主要应用于对棒材、型材、钢管以及盘条的打捆， 该类型的打捆机由以下几部分组成：捆扎机组，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；液压机组，包括油箱、油泵、 滤油器、压力开关、压力继电器等；机座；储线仓；控制器：包括电器线路板、开关、 继电器等。knra 型打捆机主要性能指标为：捆扎盘条为 35ram 的退火盘条；捆扎时 间为 914s。 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，可捆扎圆钢、型钢、管材及盘卷，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、限 位开关、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 断及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； 电机功率 5.5kw。 另外，世界上比较著名的打捆机的生产厂家和他们的产品主要有：生产卷带打捆机 的有德国 sack 公司和俄罗斯的马格尼托哥尔斯克钢铁公司；生产热轧线盘打捆机的有 俄罗斯马克耶夫斯克钢铁公司和黑色冶金机械化科学研究所以及瑞典的 sund birsta 公 司；生产盘条打捆的有法国的 botram 公司；生产棒材、型材和管材束打捆机的有俄罗 斯的沙尔坎纳依斯工厂、梅塔鲁尔格斯工厂、捷克奥尔斯克- 哈利洛夫斯克钢铁公司和 日本的新日铁公司以及德国的 schmitz sohee 公司。其中，德国的西马克是一家生产钢 材打捆机比较著名的公司， 它在全世界范围内已经建造了包括美国伯利恒钢铁公司雀点 第 4 页 厂的钢材自动化包装机组在内的 20 多条打捆自动化包装生产线，该公司自己能为客户 提供自动化生产线所需的所有机械、液压和电子设备。体现了该公司在这方面的丰富经 验和知识，它运用现代规模工具来指挥传送、打包和存货，使一切打捆操作能满足设计 和顾客要求，很值得我们学习和借鉴。 国内打捆机的发展比较晚。建国之初，国内大部分的轧钢厂把前期投入及改造方面 的重点放在了轧机上，取得了显著的成绩，特别是引进了一些先进的轧钢设备，但这时 的轧钢后部精整工序是很薄弱的， 大多数轧钢厂钢材采用人工方方法包装； 七十年代后， 打捆机逐渐被一些轧钢厂采用，从而实现了有人工捆扎向机械化捆扎的转变，但这时的 打捆机绝大多数采用机械式，缺点是生产率低、故障率高、维护工作量大以及包装质量 不理想等；八十年代后，国内的一些轧钢企业逐渐认识到全自动化的钢材打包生产线有 利于降低生产成本，减少维护费用，开始从国外引进全套钢材打捆生产设备，这些设备 普遍采用液压驱动和自动控制，具有速度快、生产率高、维护工作量小、产品包装质量 可靠、外观整齐、设备自重小、占地面积小等优点。 首钢于 20 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，车体很难调整到正确位置；控制 系统和液压系统不能正常工作。经过北京航空航天大学科研人员的努力，圆满解决了问 题，使设备投入正常使用。鞍钢于 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。 国内不少科研院所曾经仿制研究精整包装生产线上的全自动打捆机，但都不很理 想。我国已成为钢铁生产大国，但由于国外设备产品的售后服务及备件问题不适应国内 企业的要求，研制适合国内需求的高性能打捆机，具有良好的市场前景。 1.4 总结 钢材包装打捆机是我国钢铁企业精整包装生产线的急需设备， 而且是轧钢企业精整 包装生产线的核心设备。特别是在现今钢铁行业不景气的情况下，各钢铁企业更需要进 行技术革新来占领市场，提高自己的劳动生产率，降低自己的生产成本，才能在激烈的 竞争中立于不败之地。 因此开发研制符合我国需求的高性能的钢材包装打捆机及其配套 设备是我国钢铁行业的迫切要求，具有重要的经济价值和现实意义。 第 5 页 2 初步设计 2.1 方案设计方案设计 2.1.1 打捆机的分类打捆机的分类 目前国际上打捆机按工作方式、 捆扎材料、 适用范围的不同， 具体分类如下图所示： 图 2-1 打捆机的分类 第 6 页 2.1.2 型钢包装打捆的国家标准 中华人民共和国国家标准型钢验收、包装、标志及质量证明书的一般规定 （gb2101- 2008）中有如下规定： 1、尺寸小于或等于 30mm 的圆钢、方钢六角钢和其他小型型钢；边宽小于 50mm 的等边角钢；边宽小于 63mm40mm 的不等边角钢；宽度小于 60mm 的扁钢；每米重 量不大于 8 的其他型钢必须成捆交货。其他规格的型钢如果选择成捆交货，其成捆要 求也应符合本标准要求。每捆型钢应用钢带、盘条或铁丝捆扎结实，并一端平齐。 2、成捆交货型钢的包装应符合表 2- 1 的规定。包装类别通常由供方选择。 表 2-1 型钢包装要求 3、倍尺交货的型钢、同捆长度差不受上表限制。 4、同一批中的短尺应集中捆扎，少量短尺集中捆扎后克并入大捆中。 5、长度小于或等于 2000mm 的锻制钢材，捆扎道次应不少于 2 道。 6、成捆交货的工字钢、角钢、槽钢、方钢、扁钢等应采用咬合法或堆垛法包装，见 图 2- 2 和图 2- 3. 第 7 页 图 2-2 咬合法包装示意图 图 2-3 堆垛包装示意图 2.1.3 型钢打捆机的性能要求 型钢打捆机应以满足生产使用要求和保证生产率为前提， 做到技术先进， 经济合理， 运行可靠稳定。 一套好的型钢打捆设备应具有以下性能: 1、良好的使用性能 1）所有的动作都要符合打捆的工艺要求； 第 8 页 2）运功平稳准确。具有足够的强度和刚度，能保证规定的运动精度； 3）可靠性高； 4）使维修方便，操作简单安全。 2、合理的技术性能指标 1）经打捆后的型钢应能保证实现客户所提出的包装要求。例如在运输和存储期间 不致造成松散、受潮、变形和损坏； 2）具有一定的灵活性，能适应一定范围产品规格、品种变化的要求； 3）具有合理的自动化程度，要根据需要和可能性来综合考虑，不能脱离具体的条 件盲目的追求先进性； 4）贯彻标准化、通用化和系列化； 5）结构简单，制造容易，成本底； 6）生产效率高、能耗少； 7）节约材料。 3、其他 1）减轻劳动强度，改善劳动条件，不污染环境，创造文明生产条件； 2）留有发展的余地，需要改进时而不致造成全机废弃。 2.1.3 捆扎材料 捆扎材料普遍应用的有两种，一种是钢丝，另一种是钢带。 捆扎用钢丝直径为 410mm，直径公差为0.2mm，材料为含碳量 0.08%的低碳钢 丝，强度极限不低于 400mpa，屈服极限不低于 270mpa，延伸率不低于 3032%。采用 钢丝捆扎较为经济；但它的缺点是刚性较大，且与钢材表面呈线接触，接触应力较大， 容易划伤钢材表面。 捆扎用的钢带厚度在 0.250.65mm 以内，宽度有 10、12、15、19、25、32、50mm 等各种规格，强度极限大致在 56100mpa 范围内，延伸率为 23%。采用钢带捆扎时， 钢带与钢材表面是面接触，接触应力较小，不易划伤钢材，而且捆包外型美观。其缺点 是包装成本较高，一般比钢丝包装贵 40%。 第 9 页 2.1.4 可选方案 方案一：本方案的这种打捆机（如图 2- 4）主要分为五个部分：送铁丝机构，弯铁 丝机构，钳剪铁丝机构，扭铁丝机构和翻捆机构。动作过程如图 2- 4 所示： 1、 送铁丝（图 2- 4a） ：打捆铁丝经过矫直机由弹子钳送出钳口，并穿上一块标牌。 2、 弯铁丝（图 2- 4b） ：铁丝送好后，钢材就滚落到铁丝上面，这时，弯铁丝叉子就 转动，将铁丝头子绕钢材一圈，送入钳口。 3、 钳剪铁丝（图 2- 4c） ：弯铁丝动作完成后，钳剪铁丝动作立刻进行，钳口马上合 紧。由于钳口内装有剪切钢丝的刀片，所以钳口一合紧，即将铁丝根部剪断， 并把铁丝的两个断头夹住。 4、 扭铁丝（图 2- 4d） ：当钳口剪断并夹住铁丝后，钳口由于机械的带动而旋转，钢 材就被铁丝捆扎扭紧。 5、 翻捆（图 2- 4e） ：铁丝扭紧动作完成后，钳口就会自动打开，翻捆机构把捆扎号 的钢材从盛捆架上翻落至集钢槽内。 1.液压站 2.行走机构 3.升降机构 4.送线机构 第 10 页 5.矫直机构 6.导线装置 7.夹紧机构 8.扭钳机构 9.剪切机构 10.钢线 11.引线装置 图 2-4 打捆机动作过程示意图 图 2-5 型钢打捆机原理图 方案二：本方案的这种打捆机（如图 2- 5）的机械部分主要有 9 个机构组成：送线 机构，矫直机构，夹紧机构，剪切机构，扭钳机构，弯倒机构，升降机构和行走机构。 它的主要动作过程及工作原理如下： 1、送线：捆扎钢丝被送线机构及其压紧装置通过摩擦力从卷线盘中抽出，然后经 过一组矫直辊矫直，再进入一条有滚动轴承组成的环状轨道，并沿轨道运行一 周，在扭结头处，钢丝重叠部分前后错开，钢丝头部在接触到位于扭结头左边 的夹紧装置处的一个传感器后，驱动轮停止送线。 2、抽线：夹紧装置将钢丝头部夹紧后，送线机构开始反向转动，将钢丝逐渐从环 状轨道中抽出。此时位于环状轨道内侧的几组盖轮依次顺序翻转 90，以使捆 扎钢丝逐渐被缠绕到被捆扎钢材上。钢丝被抽紧到一定程度后，送线机构停止 反转。 3、剪线：抽线动作完成后，位于扭结头右边的的剪切机构将钢丝剪断。同时，夹 紧装置将送线时夹紧的钢丝头部放开。 4、扭结：扭结头夹紧钢丝并旋转，将捆扎钢丝两端扭结在一起。 5、弯倒：位于扭结头后边的（图略） ，由液压驱动的推杆将直立的扭结头压平。 2.1.5 方案比较与方案确定 比较以上两个方案：方案一的优点很明显，设备结构简单，易于维护，捆扎动作快， 设备适应性强，在捆扎钢材束的大小形状起变化时，不影响捆扎。但缺点也是存在的， 捆扎牢固程度不够，容易发生散捆，自动化程度不够，捆扎后扭结处仍直立，影响捆扎 美观性和搬运人员安全性。方案二的优点显而易见，设备自动化程度高，生产率高，噪 声小，液压控制容易实现自动控制，捆扎牢固度高，有弯倒装置，使捆扎更美观搬运更 安全。但该设备也有缺点，那就是结构复杂，维护不方便。 根据以上分析，再结合查阅的国内外型钢打捆机的资料，本次设计确定方案如以上 第 11 页 方案二所示。该方案主体设备包括以下几个关键机构，即本次设计的任务包括以下部分 的设计： 送线机构 矫直机构 剪切机构 扭钳机构 导线装置 夹紧机构 弯倒机构 行走机构 升降机构 引线机构 2.2 主要参数确定 料捆材料：350350mm2； 被捆钢材：角钢、槽钢、工字钢； 料捆长度：58m； 拧紧机构转速：n=90rmin； 拧紧装置送进速度：60mms； 捆线送进速度：1000mms； 加紧动作时间：1sec； 夹紧力：2000n； 捆线道数：45； 辊道速度：2ms； 液压系统额定压力：10mpa； 捆线尺寸： 6.5 低碳钢丝。 3 打捆机本体设计 3.1.扭钳机构的设计计算 本设计采用如下图所示的扭钳机构方案，液压马达经由齿轮传动带动钳头旋转。 图 3.1-1 扭钳机构总图 3.1.1.夹紧力及扭矩的计算 捆线材料为含碳量为 0.08%的低碳钢丝 q235 钢， 查文献3表 2- 7 得：235= s mpa。 取安全系数 s=1.2，则196= s s mpa，则许用剪切应力=(0.50.6) =118mpa。 第 12 页 捆线在打结过程中可简化为弯曲和扭转的组成，捆线半径为 6.5mm。因此。所需的最大 弯矩和扭矩分别为： m = 32 d 3 = 32 6.5310- 9196106=5.2mn t = 16 d 3= 16 6.5310- 9140106=6.3mn 图 3.1-2 扭结头受力分析图 扭结时，捆线以及扭结头的受力情况如上图 3.1- 2 所示，拧紧时捆线不产生滑动。力平 衡方程得： t = l 2 n f = 2 n m = f 2 d 式中：t 捆线被扭转所需要的扭矩； l两跟捆线中心之间的距离； n扭转头产生的夹紧力； f 捆线与扭转头之间产生的摩擦力； 捆线与扭转头之间的摩擦系数，取 =0.5； m 捆线弯曲所需要的弯矩； d捆线的直径。 由以上式子可得： n2000 105 . 64 . 0 2 . 5 3 = = d m n 第 13 页 取夹紧力 n=2kn。 扭转头所需要的总的力矩为： mn69)3 . 62 . 5(6)( max =+=+=tmsm 式中：s考虑安全因素后所取的系数，取s=6。 取 max m=100mn。 3.1.2 液压马达的选择 扭转头用液压马达驱动，根据 mmax=100 nm 选择液压马达。由文献3表 30- 44 选择摆线马达，型号：bm1- 08 型。它的具体参数如下： 排量：80ml/r； 总效率：0.550.65； 压力：10mpa； 质量：5.4kg； 转速：15500r/min； 扭矩：100mn。 3.1.3 传动齿轮的设计 扭转头由液压马达驱动，由于安装要求，液压马达经由一对齿轮传动带动扭转头旋 转。因为拧紧头转速 n=90rmin 在液压马达的转速范围内，不需要经过变速，因此取 传动比 i=1。由于这对齿轮只起到传递扭矩的作用，为动力齿轮，所以设计时按齿根弯 曲疲劳强度设计，按齿面接触疲劳强度校核。 (1) 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 传递扭矩不大，因此采用直齿圆柱齿轮传动。 打捆机为一般工作机，速度不高，选用 8 级精度。 材料选择 材料选用 45 钢调质处理。由文献3表 2- 8 查得硬度为 240hbs。 初步选定齿数40 21 = zz=z2=40。 (2) 按齿根弯曲疲劳强度设计 由设计计算公式文献1式(10- 5)进行试算，即 3 afa 2 1d z 2 f s yykt m 1)确定公式内的各参数数值 第 14 页 试选载荷系数 t k=1.3。 确定齿轮传递的转矩 t =100mn=1105mmn。 由文献1表 10- 7 选取齿宽系数 d =0.4。 由文献1表 10- 5 选取齿形系数和正应力校正系数。 40 . 2 a2a1 = ss yy 67 . 1 a2a1 = ff yy 由文献1图 10- 20(c)查得齿轮的弯曲疲劳强度极限。 mpa380 21 = fefe 由文献1式 10- 13 计算应力循环次数。 (按工作 15 年每年工作 300 天每天工作 16 小时计算) n=60njlh=60901(1530016)=3.89108 由文献1图 10- 18 取弯曲疲劳寿命系数 88 . 0 21 = fnfn kk。 计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数 s=1.4，由文献1式 10- 12 得 = s k fefn ff 11 21 86.238 4 . 1 38088 . 0 = mpa 01678 . 0 86.238 67 . 1 40 . 2 2 2a2a 1 1a1a = = f sf f sf yyyy 2)计算 试算齿轮的模数。 3 afa 2 1d t z 2 f s yykt m =mm896 . 1 01678 . 0 044 . 0 1013 . 12 3 2 5 = 初算齿轮的尺寸。 mm84.7540896 . 1 t =zmd t mm34.3084.754 . 0 td =db h=2.25 t m =2.251.896=4.266mm 第 15 页 计算齿宽与齿高之比 h b 。 h b =11 . 7 4.266 30.34 = 计算圆周速度。 m/s357 . 0 100060 9084.75 100060 1t = = = nd 计算载荷系数 根据=0.357m/s，8 级精度，由文献1图 10- 18 查得动载荷系数 v k =1.1。 根据文献1表 10- 3 得(由于是直齿齿轮) 1= fh kk。 根据文献1表 10- 2 查得使用系数1 . 1= a k。 根据文献1表 10- 4 用插值法查得 8 级精度，悬臂布置时，= h k1.219。 由 h b =7.11，= h k1.219 查图 10- 13 得= f k1.275；故载荷系数 543 . 1 275 . 1 11 . 11 . 1= ffva kkkkk 按实际的载荷系数校正所得的模数，由文献1式(10- 10b)得 007 . 2 3 . 1 543 . 1 896 . 1 3 3 t t = k k mmmm 按实际情况取 m=3。 尺寸计算。 分度圆直径：mm120340 121 =mzdd 齿顶圆直径：mm1263121202 121 =+=+=mhaddd * aa 齿根圆直径：mm 5 . 112325 . 1 21202 121 =+=)mc(haddd * ff 中心距：mm120 2 120120 2 21 = + = + = dd a 齿宽：mm481204 . 0 11 =db d 取齿宽b1=48mm，b2=54mm。 (3)按齿面接触疲劳强度校核 第 16 页 由文献1式(10- 8a)得接触疲劳强度校核公式 1 5 . 2 1 h t eh u u bd kf z + = 1)计算 h mpa38.340 1 11 48120 2000482 . 1 8 . 1895 . 2 1 5 . 2 1 = + = + = u u bd kf z t eh 式中：k 载荷系数， hhva kkkkk = 式中： a k使用系数，查文献1表 10- 2 取 ka=1.1； v k 动载荷系数，由文献1图 10- 8 取 kv=1.1； h k齿间载荷分布系数，由文献1表 10- 3 取 h k=1； h k齿向载荷分布系数，由文献1表 10- 4 得 h k=1.2244。 代入式中， hhva kkkkk =1.11.111.2244=1.482。 t f 齿轮的圆周力，n2000 100 100010022 1 t = = d t f； e z弹性影响系数，由文献1表 10- 6 得 2 1 mpa 8 . 189= e z； u齿轮的传动比，u=1； 2)确定接触疲劳许用应力 h mpa506 1 55092 . 0 hlim = = s khn h 式中： hn k接触疲劳寿命系数，根据文献1图 10- 19 查得 hn k=0.92； hlim 接触疲劳强度极限，由文献1图 10- 21(d)查得 hlim =550mpa； s安全系数，取失效概率为 1%，s=1。 3)校核接触疲劳强度 h =340.38mpa， 21hh rr， 所以只需要校核 1 处的轴承。 轴承所受的轴向力可忽略， 计算径向力 n63.372401.3500 9 . 1273 222 1 2 1r =+=+= hv rrfp 计算轴承的寿命，根据文献1式(13- 19)得 h98714 63.3724 10 2 . 30 9060 10 n60 10 3 36 3 6 h = = = p c l 按每天工作 24 小时，每年工作 300 天，每小时打捆 60 次，每次用时 2s 计算，该轴承 可以使用年411 3600 2 6030024 98714 = ，所以轴承的寿命符合要求。 3.1.7 轴承端盖以及轴承座的设计 根据轴和轴承的尺寸，由文献7表 4.9- 4 确定螺钉联接式轴承盖的结构如图 3.1- 6 所示。材料选择 ht150,紧固螺钉采用 m10 螺钉。 由文献7表 4.8- 10 确定毡圈的尺寸：d=90mm 1 d=68mm b=8mm。 具体结构如 图 3.1- 7 所示。 参考文献6表 3.5- 10 二螺柱轴承座，设计所需要的轴承座，材料选用 zg200- 400。 轴承座的具体机构如图 3.1- 8 所示。 第 23 页 图 3.1-6 轴承端盖 图 3.1-7 毡圈 第 24 页 图 3.1-8 轴承座的结构简图 3.1.8 钳头的设计与计算 图 3.1-9 钳头的受力简图 钳头的受力分析图如图 3.1- 9 所示，已知夹紧力n=2000n，8032=nr， r=5000n。因为液压活塞还要克服弹簧的阻力，取柱塞的推力f =6kn。 计算活塞杆的直径， mm64.27 10 600044 = = p r d 式中：r活塞杆的推力，n； p系统压力，p=10mpa； 由文献4表 6- 2 取标准值d=32mm。 缸体壁厚的计算，由文献4式(6- 6)得，按薄壁计算 第 25 页 mm6 . 1 1002 3210 2 = = pd 式中：p系统压力，p=mpa； 材料许用应力，取 =100mpa； 外径： 0 d =d+2=32+21.6=35.2mm，取 0 d =40mm。 弹簧的选择，为使夹头能自动开启，在上下夹头之间安装一个复位弹簧，由文献8 表 7.1- 10 选择圆柱螺旋压缩弹簧(gb/t2089- 1994)： 材料：碳素弹簧钢丝 b 级(用冷卷工艺制造)； 弹簧丝直径：d=3.0mm； 弹簧中径：d=18mm； 许用应力：mpa685= p ； 试验载荷： s f =403.5n； 一圈弹簧的实验变形量： sd f =2.94mm； 一圈弹簧的刚度：137 d =kn/mm； 最大心轴直径：mm13 max = x d； 最小套筒直径：mm23 min = t d。 第 26 页 3.2 矫直机构设计 捆线经由送线机构后， 需要经过矫直机构去掉捆线的大曲率变形， 再进入钢丝导槽。 本矫直机构采用六辊矫直，轧辊悬臂布置。本次设计采用如图如图 3.2- 1 所示的方案。 图 3.2-1 矫直机构简图 3.2.1 矫直机构参数的确定 (1)辊距 t 和辊径 d 的确定 首先确定最大辊距，根据文献2式(11- 45)以及式(11- 46)得： min s 61 eh = =2 max t 合并以上两个式子可以得到： m36 . 1 103539 . 06 105 . 6102002 6 2 6 39 s min max = = eh t 以上各式中： 1 轧件的反弯曲率； s 轧辊的屈服极限， 选用 45 刚调质， 根据文献3表 2- 8 得 s =353mpa； 第 27 页 e 钢的弹性模量，e=200gpa； min h轧件的最小厚度， min h=6.5mm； t d =，根据文献2表 11- 4 得 =0.9； maxt最大辊距。 确定最小辊距，根据文献2式(11- 48)得： mm 6 . 66m666 . 0 103539 . 0105 . 6 102007 . 11096.26 836 . 0 8360 63 99 min = = s b wee .t 式中： min t最小辊距； w轧件的抗弯截面系数， 39 933 m1096.26 32 1056 32 = = .d w； e形状系数，根据文献2表 11- 2 得，e=1.7； b轧件的厚度，b=6.5mm； t d =，根据文献2表 11- 4 得 =0.9； s 轧辊的屈服极限，选用 45 刚调质，根据文献3表 2- 8 得 s =353mpa； 总上，辊距 66.6mm200mm 时，a=100300mm。 3.2.2 计算作用在矫直辊上的正压力 作用在校正辊上的正压力可按照轧件弯曲时所需要的力矩来计算。此时，将轧件看 成是受很多集中载荷的连续梁，这些集中载荷就是各个辊对轧件的压力。它们在数值上 等于轧件对棍子的压力。 按照图 3.2- 2，各棍子上的里可根据轧件断面的力矩平衡条件求出。 第 28 页 今假设，第 2，3 辊下轧件的弯曲力矩为塑性弯曲力矩 s m ，即 s32 mmm=；第 4， 5 辊下轧件的弯曲力矩为屈服力矩 w m ，即 w54 mmm=。 图 3.2-2 作用在校正辊上的压力 确定 s m 与 w m， wm sw =23526.96=6336mmn sm ss =23545.83=10770mmn 式中： w m弹性弯曲力矩； w弹性断面系数，w=26.96mm3； s 材料屈服极限， s =235mpa； s m 塑性弯曲力矩； s塑性断面系数，s=e w=1.726.96=45.83mm3。 由文献2式(11- 32)得各辊下的矫直力： 第 29 页 n71.30710770 70 22 s1 =m t p n14.92310770 70 66 s2 =m t p n86.123010770 70 88 s3 =m t p n03.1816336 70 22 w4 =m t p n54.2716336 70 66 s5 =m t p n06.3626336 70 88 s6 =m t p 此时，根据文献2式(11- 33)得作用在上下排棍子上的压力总和为 n3910)26()633610770( 70 4 )2)( 4 1 =+=+= nmm t pp ws n i 式中：n矫正机辊数。 3.2.3 校核矫直辊轴的强度 第 30 页 图 3.2-3 矫直辊辊轴的强度校核 因为第三辊上的矫直力最大，所以应该演算第三辊轴的强度。辊轴材料选择 40cr， 查文献3表 2- 9 得到 40cr 的屈服极限 s =539mpa，取安全系数 s=2，可以得到材料的 许用弯曲应力=a 5 . 269 2 539 s mp s = 。矫直辊轴视为悬臂梁，其机构和受力分如图 3.2- 3 所示。 mpa69.48 398.758 3086.1230 3 ca = = w lp 式中： 3 p 作用在第三辊上的正压力； l矫直辊中线到机架边缘的距离； w轴的抗弯截面系数， 3 33 mm398.785 32 20 32 = = d w。 因为 ca 时，钢板就要从刀口中滑出而不 能进行剪切。根据文献2图 8- 31 刀片倾角与板厚 h 的关系可以得到： max =2.7， min =1.5。综上，取刀片的倾斜角=2.5。 (2)刀片材料 刀片材料要有一定得强度和韧性，并要求有较高的硬度，根据文献2表 8- 10 选择 刀片的材料为 5crnimo，硬度为 5258hrc。 (3)刀片行程 斜刀片剪切机构剪切轧件的简图如图 3.3- 2 所示，刀片的行程根据文献2(式 8- 48)得： mm78.265 . 2tan5 . 655555 . 6tan max21 =+=+=bsqqfhh 式中：h 刀片的最大行程； h被轧件最大断面高度，h=6.5mm； f 轧件上表面与压板之间的距离，取 f =5mm； 1 q为了避免上刀受轧件冲撞，而使压板低于上刀的距离，取 1 q=5mm； 2 q为了使轧件顺利通过剪切机，下刀低于辊道表面的距离，取 2 q=5mm； s上下刀片重叠量，取s=5mm； max b轧件的最大断面厚度， max b=6.5mm； 上刀片的倾斜角，=2.5。 第 33 页 图 3.3-2 斜刀片剪切机构剪切轧件简图 3.3.2 剪切力与剪切功的计算 由于上刀片的倾斜角度很小，可根据根据文献2式(8- 14)得斜刀片剪切机的最大剪 切力为： =4003 . 16 . 06 . 0 maxbtmax fkp33.2=10358n 式中： max p最大剪切力； k 考虑由于刀刃磨钝、刀片间隙增大而使剪切力提高的系数，取 k=1.3； bt 被剪轧件材料在相应剪切温度下的强度极限，根据文献2表 8- 4 得 bt =400mpa； max f轧件的断面面积， max f= 22 mm 2 . 335 . 6 4 = 。 1 k、 2 k换算系数，一般取 k1=0.6，k2=1.2； b 剪切钢板的强度极限，根据文献3表 2- 7 得 b =392mpa； 剪切钢板的延伸率，根据文献3表 2- 7 得=0.27。 剪切功与刀片的行程有关，当不考虑刀片磨钝等因素时，根据文献2(式 8- 18)得剪 切功： 第 34 页 =dhfa=33.26.576.2=16443nmm=1.6nm 式中：f 轧件的断面面积，f=33.2mm2； h轧件的断面厚度，h=6.5mm； d 单位剪切功，令 a=d ，根据文献2(式 8- 22)得 2b1 akk=0.63921.20.27=76.2n/mm2 式中： 1 k、 2 k换算系数，一般取 1 k=0.6， 2 k=1.2； b 剪切钢板的强度极限，根据文献3表 2- 7 得 b =392mpa； 剪切钢板的延伸率，根据文献3表 2- 7 得=0.27。 3.3.3 液压缸的选择 根据结构要求，选择液压缸类型为尾部带单耳环液压缸，缸体以及活塞杆材料均 选用 45 钢调质处理。 液压缸的内径： mm 3 . 36 10 1035844 = = p f d 式中：f 液压缸的计算推力，f =10358n； p系统的压力，p=10mpa。 根据文献4表 6- 1 考虑安全系数，取d=50mm。 活塞杆的直径： mm 5 . 11 100 1035844 = = p f d 式中：f 液压缸的计算推力，f =10358n； p 材料的许用应力， p =100mpa。 根据文献4表 6- 4，取d=25mm，速比 =1.33。 第 35 页 行程的确定：为了增加液压缸的动力矩，选择动力臂阻力臂之比为 1.5：1；行程 mm17.4078.265 . 15 . 1=hs 式中：h刀片的行程。根据文献4表 6- 4 综合选择液压缸的行程s=50mm。 综上，确定液压缸的型号：y- hg1- e 50/2550 l e2- h l1 o。主要参数如下： 液压缸的直径：d=50mm； 活塞杆的直径：d=25mm； 工作压力：p=10mpa； 工作行程：l=50mm； 推力/拉力：19630n/14720n。 3.4 钢丝导槽的设计 设计钢丝导槽的总体结构如图 3.4- 1 所示，送线时液压活门关闭，送线停止开始收 线时液压活门开启放出钢丝使其接触型钢捆。 图 3.4-1 钢丝导槽结构简图 3.4.1 液压活门的设计 通过与液压缸相连接的活门杠杆的摆动，实现导线轮的开启和关闭。导线轮关闭时 可以防止钢丝滑出导槽，夹紧机构夹紧钢丝端部后，导线轮打开，送线机构反转拉紧钢 第 36 页 丝。其结构简图如图 3.4- 2 所示。 图 3.4-2 液压活门的机构简图 3.4.2 活门杠杆与导线轮的设计 因为杠杆受力不大，所以杠杆材料选用 35 钢，其形状如图 3.4- 1 所示。导线轮受较 大的摩擦，因而材料选用 45 钢，直径d=26mm，轴承根据文献6选择轴承 628/8，尺 寸d=8mm，d=16mm，b=5mm。用螺母固定在活门杠杆上。 3.4.3 液压缸的设计 (1)液压缸的参数确定 因为所需要的液压缸太小，需要自行设计双作用活塞推力油缸。具体参数如下： 缸体材料：45 钢 活塞材料：ht300 内径：d=20mm 活塞杆直径：d=10mm 系统压力：10mpa 油缸行程：s=20mm (2)油缸的作用能力及壁厚的计算 作用能力：根据文献4(式 6- 3)可以得到， n212695 . 0 4 10)10-(20 1010 4 - 622 6 22 = = )- d(d pp 第 37 页 式中： p 系统压力， p =10mpa； d液压缸的内径，d=20mm； d活塞杆直径，d=10mm； 油缸的机械效率，在工程机械中用耐油橡胶密封时可取=0.95。 壁厚的计算：根据文献4(式 6- 5)按中等壁厚公式计算，即3216 d 时，缸体壁 厚， mm2 1)01 4 . 783 . 2( 2001 ) 3 . 2( =+ =+ =cc p pd 式中：缸体壁厚，mm； p 系统压力，mpa； d油缸内径，mm； 许用应力，mpa 4 . 78 5 392 b = s ， b 为材料的抗拉强度，选用 20 钢， b =392mpa，n为安全系数，取n=5； 强度系数，取 =1； c计入管壁公差及侵蚀的附加厚度(一般圆整到标准壁厚值)，mm。 综合考虑，取=5mm。 3.4.4 连接方式的选择及计算 根据液压缸的结构，缸底与缸体采用焊接，缸盖与缸体采用螺纹连接。根据文献 4(式 6- 28)(式 6- 29)(式 6- 30)进行螺纹连接的强度校核： 螺纹处的拉应力： mpa64.38 )2016 . 2 2( 4 21263 . 1 4 2222 1 = = = )d(d kp 螺纹处的剪应力： 第 38 页 mpa43 . 5 ) 16.22 2016 . 2 2 (4 . 0 2421263 . 112 . 0 )(4 . 0 44 1 44 1 01 = = = d dd dkpk 合成应力： a77.3943 . 5 364.383 2222 n mp=+=+=78.4mpa 以上各式中：p油缸的最大推力，p=2126n； d油缸内径，d=20mm； 0 d 螺纹直径， 0 d =24mm； 1 d螺纹内径， 1 d= 0 d - 1.224t=24- 1.221.5=22.16mm，螺距 t=1.5mm； k 螺纹预紧力系数，取k =1.3； 1 k螺纹内摩擦系数，一般取 1 k=0.12； 许用应力，=78.4mpa。 螺纹连接强度满足要求。 3.4.5 缸体的主要结构和技术要求 缸体的要求：连接时，螺纹采用 2a 级的公制螺纹；内径采用 h9 配合；内表面的椭 圆度，鼓形度和锥形度不大于内径配合公差的一半。 活塞与缸体的密封采用 y 型橡胶密封圈，活塞杆材料选用 45 钢，加工后调质到 hb229285，然后高频淬火，硬度 hrc4555。活塞与壁接触部分表面涂耐火材料。 缸体本身作为活塞杆的导向部分，采用 o 型橡胶圈防尘。 为使活塞杆运动到终点时更加平稳， 在油缸的端部安装缓冲调节阀， 起到缓冲作用， 以减轻液压冲击。 第 39 页 3.5 送线机构的设计 图 3.5-1 送线机构简图 3.5.1 送线轮的设计 为了保证送线机构上产生足够的摩擦力， 在设计时应保证捆线对送线轮的包角大于 60；为了保证钢丝在经过送线轮时不产生过大的弯曲应力，送线轮的直径应该相对较 大一点，取 d=300mm。压紧轮的直径取 d1=60mm。如图 3.5- 1 所示。 送线轮在长时间的送丝过程中容易磨损， 考虑在送线轮的外侧加耐磨并且便于更换 的环套，材料选用 65mn。同时为了增大捆线与环套之间的摩擦系数，使两半环套之间 第 40 页 的夹角为 60，并在环套上加工齿口，确保捆线与环套之间无相