小型圆钢打捆机设计【钢材打捆机】【说明书+CAD】
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辽宁科技大学本科生毕业设计 第 37 页1 绪论1.1 钢材打捆机简介钢材打捆机，就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.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器件组成。由于钢材产品的种类繁多，包括型材、板材、棒材、管材、线材等多种外形完全不同的类型，因此刚才包装设备为适应不同种类钢材包装的需要势必要求有多种不同的类型。如专门为管材、棒材进行打捆包装的设备；对薄板钢材进行钢圈包装的设备等等。1.2 钢材包装设备的发展现状 钢铁行业正在向着连续化、自动化、大型化的方向发展，质量和效率成为了钢铁行业竞争的基础，而能否实现快速有效的自动包装正式决定一个钢铁企业的生产效率的关键性环节之一.自二十世纪六十年代以来各国竞相展开了对打捆机的研制.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: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035mm的退火盘条;捆扎时间为914s。日本撞川工艺公司自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S. SkW.国内的首钢于20世纪80年代末从意大利的Danieli公司引进了两台打捆机，一直没能投人正常使用，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，使设备投人正常使用.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人使用.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，由于国外的售后服务及设备问题不适合国内企业的要求，研制适合国内需要的打捆机，具有良好的市场前景。1.3 现实意义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，而传统的人工包装由于其生产效率低下是造成钢铁产量提高的最大障碍，同时由于人工打捆存在着不可克服的缺点，如散捆、混号和松捆等，已经不能满足现代化生产的需要;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，钢铁产品的包装质量已成为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，是钢铁企业的迫切任务之一，也是用户对钢铁行业的要求.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，研制钢材精整包装生产线的关键设备钢材包装打捆机将解决我国钢材生产的急需，同时，钢材包装的自动化可以提高劳动生产率、减轻工人的劳动强度、提高包装质量，而且可以减少包装现场的工伤事故、扩大外贸出口、增强产品的竞争力，包装机械的发展，体现了一个国家或一个企业的生产水平。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。1.4 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是针对型材、棒材、管材进行打捆包装的设备，其整体结构主要包括以下部分，分别是机架及行走机构、引送线机构、矫直机构、剪切机构、夹紧机构、拧紧机构、四杆机构。液压站部件以及电控部件，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用的钢线引入由辊道、送线机构、矫直辊组成的滑道内，做好打捆前的准备工作；2工作开始时根据捆料的规格与形状，通过行走机构调整好机体位置。3待捆扎钢材会进入抱紧器机构的抱紧爪的范围内，导线达到传感位置后，液压马达使四杆机构下压。4四杆机构带动上剪刃将导线切成预期的长度，同时推压柄及两个压紧柄比较快的速度下降，把靠自重的导线压紧在被打捆材的上面。导线下端下垂到夹紧件的两侧。5在液压缸下压的同时，拧紧件也转动，导线的下端逐渐拧紧，此时液压缸下降，推压柄和压紧柄离开被打捆件。即是说，液压缸往返一回，就完成了运动机构的下降、捆线压紧、脱开上升等一系列动作，此时，拧紧件也同时将捆线拧紧。因此，液压缸往返运动一次，全部动作就都完成，也就是说如果液压缸往返一次需要一秒，则打捆作业也就是在一秒之内即可完成。2 打捆机方案的选择与拟定2.1 打捆机方案的选择本打捆机主要应用于小型钢材材生产机主后部，对生产出的棒材进行自动打捆，所以在打捆形状上采用圆形。打捆材料选用6.5材质为A3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，任何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. 由于液压软件已实现标准化、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远比机械系统简单。液压传动的特点：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一找出原因。2.2 打捆方案的拟定打捆机的打捆过程包括七个基本动作：送线、矫直、夹紧、剪切、压下、拧紧和行走。这七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、四杆压下机构、拧紧机构和行走机构。这些执行机构必须协调配合，每个动作的执行时机有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使用范围。被捆材料的规格、形状、捆线的直径和性能、钢捆运输诡诞的结构形状和尺寸、捆结的拧紧圈数、每个滚接的捆线圈数等都对打捆机的结构设计有很大的影响。此外，围绕打捆机的动作要求和现场条件进行其功能设计，主要是对液压系统和控制系统进行综合设计。控制系统除主要完成上述各个动作的实时控制之外，还对现场条件进行监控及时与生产线其他控制系统和总控台进行通讯。控制系统自动检测和控制辊道上钢材的运输，根据捆线架上的捆线数量，打捆机本身的状态，预紧成型状态等条件自动打捆。图2.1 打捆机简图主要参数的确定本打捆机是小型钢材自动打捆机。打捆尺寸：250-400mm长度：4-6m捆重：3-4吨钢材直径：10-40料捆长：5-7m捆线直径：6.5mm料捆摆动架摆动时间:3sec拧紧装置转速：n=90r/min拧紧装置送进速度：v1=60mm/s捆线送进速度：v2=1000mm/s夹紧动作：t=1sec捆线倒数：4-5辊道速度：2m/s3 打捆机本体设计3.1 拧紧机构设计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A3钢，查文献3表2-7得：s=235MPa。取=200MPa，则许用剪切应力=(0.50.6) =120MPa。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6.5。因此。所需的最大弯矩和扭矩分别为：M=d3=6.5310-9200106=5.4Nm (3-1)T=d3=6.5310-9120106=6.4Nm (3-2)图3.1-1 扭结头受力分析图式中：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； M捆线弯曲所需要的弯矩； d捆线的直径。由于捆线打结时三圈时，鉴于安全点O点受总弯矩取8M，总扭矩4T；拧紧时需两线头固定。由于矩平衡对O点取矩列方程： （f1+f2）*R+N1*L-2T-4M=0临界状态时：N2=0、f2=0 则： F1*R+N1*L=2T+4M又因为：f1*=N1查6表1-24=0.10.8，取=0.5；则N=1.9KN (3-3)取夹紧力N=2.5KN。扭转头所需要的总的力矩为：Mmax4T+8M=46.4+85.4=68.8Nm (3-4)取Mmax=100 Nm3.1.2 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；压力：10MPa；转速：15500r/min；总效率：0.550.65；质量：5.4kg；扭矩：100 Nm。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Z1=Z2=35。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(3-5) 1)确定公式内的各参数数值试选载荷系数 =1.3。确定齿轮传递的转矩 T=100Nm=1105Nmm。由文献1表10-7选取齿宽系数 =0.4。由文献1表10-5选取齿形系数和正应力校正系数。 由文献1图10-20(c)查得齿轮的弯曲疲劳强度极限。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)=3.91108由文献1图10-18取弯曲疲劳寿命系数 。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2）计算 试算齿轮的模数。=初算齿轮的尺寸。h=2.25=2.251.896=4.266mm计算齿宽与齿高之比。=计算圆周速度。计算载荷系数根据0.343m/s，8级精度，由文献1图10-18查得动载荷系数=1.2。根据文献1表10-3得(由于是直齿齿轮) 。根据文献1表10-2查得使用系数。根据文献1表10-4用插值法查得8级精度，悬臂布置时，1.219。由=7.11，1.219查图10-13得1.275；故载荷系数按实际的载荷系数校正所得的模数，由文献1式(10-10b)得mm按实际情况取m=3。尺寸计算。 分度圆直径： 齿顶圆直径： 齿根圆直径： 中心距： 齿宽： 取齿宽B1=48mm，B2=54mm。3、 按齿面接触疲劳强度校核 由文献1式(10-8a)得接触疲劳强度校核公式(3-6) 1)计算式中：K载荷系数， 式中：KA使用系数，查文献1表10-2取KA=1.2； KV动载荷系数，由文献1图10-8取 KV=1.1； 齿间载荷分布系数，由文献1表10-3取=1； 齿向载荷分布系数，由文献1表10-4得=1.2245。 代入式中，=1.21.111.2245=1.616。 Ft齿轮的圆周力，； 弹性影响系数，由文献1表10-6得； u齿轮的传动比，u=1；2) 确定接触疲劳许用应力 式中：接触疲劳寿命系数，根据文献1图10-19查得=0.92； 接触疲劳强度极限，由文献1图10-21(d)查得=550MPa； S安全系数，取失效概率为1%，S=1。3)校核接触疲劳强度=340.38MPa=506MPa因此所设计的齿轮满足接触疲劳强度要求。4、齿轮的机构设计总上，根据安装要求和齿轮的强度要求，确定齿轮的结构如右图3.1-2所示。图3.1-2齿轮啮合简图3.1.4传动轴的设计1、根据扭转强度条件初步确定轴的直径轴的材料选用45钢调质处理，由文献1表15-3得，取=35MPa。由文献1式(15-3)得轴的直径(3-7)式中：许用扭转切应力，MPa，=35MPa； d计算截面处轴的直径，mm； A0； n轴的转速，r/min； P轴传递的功率，KW，P=； 空心轴的内径与外径之比，取=0.5。由于是空心轴，轴上有螺纹和键槽，综合考虑，初选轴的最小直径为40mm。2、轴的结构设计轴的结构主要取决于以下因素：轴在机器中的安装位置以及形式；轴上零件的类型、尺寸、数量以及连接方法；载荷性质、大小、方向以及分布情况；轴的加工工艺等。所设计完成的轴要满足以下要求：轴和装在轴上的零件要有准确的工作位置；轴上的零件应便于装拆和调整等。结合轴上零件的定位原则和轴的结构工艺，具体设计轴的结构如下： 图3.1-3 轴的结构图3.1.5轴的强度校核1、轴的分析受力及参数计算轴的分析受力如图3.1-4所示，计算各个未知参数，先计算作用在齿轮上的力：标准直齿轮无轴向力， =20 (3-8) (3-9)式中：Ft齿轮的周向力，N； T齿轮传递的扭矩，Nm； d齿轮的分度圆直径，m； Fr齿轮的径向力，N； 齿轮的压力角，=20。计算两个轴承处的支反力，根据力矩的平衡原理得：将Ft=1900N，Fr=690N，L1=76mm，L2=65mm代入上式求得：计算竖直面的弯矩和水平面的弯矩计算合成弯矩(3-10)有合成弯矩图知1截面为危险截面，根据文献1式15-5进行强度校核(3-11)式中：轴的计算应力，N； 轴所受的弯矩，Nmm； 轴所受的扭矩，Nmm； 折合系数，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6； 轴的抗弯截面系数，；(3-12) 对称循环变应力时轴的许用应力，根据文献1表15-1取=60MPa。代入计算得 (3-13)由于=7.5MPa=60MPa，说以所设计的轴满足强度要求。3.图3.1-4 轴的载荷分析图3.1.6轴承的选择与强度校核根据文献6表3.1-7以及轴的直径，选择普通圆锥滚子轴承(GBT297-1994)，型号：30208。主要尺寸参数如下：外型尺寸：d=40mm D=80mm B=18mm；极限转速：5300r/min(脂润滑)；基本额定载荷：Cr=30.2KN C0r=11.5KN。因为，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(3-14) 计算轴承的寿命，根据文献1式(13-19)得(3-15)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，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确定螺钉连接式轴承盖的结构如图3.1-5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 d1=68mm B=8mm。具体结构如图3.1-6所示。 图3.1-5 轴承端盖 图3.1-6 毡圈 图3.1-7 轴承座的结构简图参考文献7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3.1-7所示。3.1.8钳头的设计与计算图3.1-8 钳头的受力简图钳头的受力分析图如图3.1-8所示，已知夹紧力N=2500N，R=11333N。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， (3-16)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=40mm。缸体壁厚的计算，由文献4式(6-6)得，按薄壁计算 (3-17)式中：P系统压力，P=MPa； 材料许用应力，取=100MPa；外径：do=D+2=32+22=40mm，取d0=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：材料：45钢；弹簧丝直径：d=4.0mm； 弹簧中径：D=22mm；节距：7.12mm 工作极限载荷:657N 单圈弹簧刚度:236N/mm安装尺寸：最小导筒直径：29mm; 最大心轴直径：15mm 销轴设计：上下夹头采用销轴连接：材料：45钢，直径：D=15mm，采用螺钉固定。3.2矫直机构设计图3.2-1 矫直机构简图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。本矫直机构采用五辊矫直，轧辊悬臂布置。其结构简图如图3.2-1所示。3.2.1矫直机构参数的确定辊距t和辊径D的确定，首先确定最大辊距，为保证矫直质量，辊距t与被矫件h有如下关系： 5ht20h h=6.5mm此处取t=12t=126.5=78mm确定辊径D，为保证矫直精度和受力不至于过大的条件下取辊径: D=(0.75-0.9)t=0.8t=0.875=60mm3.2.2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。今假设，第2，3辊下轧件的弯曲力矩为塑性弯曲力矩，即； 图3.2-2作用在校正辊上的压力 =*S=2251.726.95=10308.34(N.mm) (3-18)第四辊下弯曲力矩： =*w=22526.95=6063.75N.m(3-19)式中：弹性弯曲力矩； 弹性断面系数，W=26.95mm3； 材料屈服极限，=235MPa； 塑性弯曲力矩； 塑性断面系数，=k=1.726.96=45.83mm3。由文献2式(11-32)得各辊下的矫直力：由此可见作用在第三个辊子上的力最大。由于各压力产生的总摩擦力 F=（P1+P2+P3+P4+P5）()(3-20)式中： -矫直与辊子间滚动摩擦系数=0.1 u-辊子轴承摩擦系数 u=0.005 D- 辊子直径 D=60mm d- 轴径 d=17mm则F=(264.3+792.9+1057.3+466.4+155.5)()=16.0N3.2.3校核矫直辊轴的强度图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=539MPa，取安全系数S=2，可以得到材料的许用弯曲应力=。矫直辊轴视为悬臂梁，其机构和受力分如图3.2-3所示。 (3-21)式中：P3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，。因为，所以辊轴的强度符合要求。3.3剪切机设计考虑切钢丝的条件，计算剪切力1、计算剪切力 =K(KN)(3-22)式中： K-考虑刀刃磨钝间隙系数。取K=1.3 -材料拉伸强度极限 =450MPa F-剪材断面积（ ）所以=K=1.3=11641N其动力利用四杆压下装置的液压缸。其液压缸直径见后面。3.4 送线机构的设计图3.5-1 送线机构简图3.4.1 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对滑动。两个环套用8个六角头铰制孔螺栓和一个挡环固定在送线盘主体上。环套的具体结构如图3.5-2所示：图3.5-2 环套的结构简图3.4.2 液压马达的选择1、送线阻力的计算送线时的阻力主要在矫直机构处产生，其阻力为： (3-23)式中：矫直机构产生的压力总和，=2740N； 摩擦系数，根据文献3表1-12得=0.2。考虑其他各处的阻力，得送线全程阻力F=2F1=2548=1096N。2、送线轮参数计算送线轮的转矩： (3-24)式中：F送线全程阻力，F=1096N； D送线轮的直径，D=300mm。在设计要求中要求送线速度v=1000mm/s，可以得到送线轮的转速：取送线轮的转速n=64r/min。3、液压马达的选择根据M=234.6Nm，n=64r/min，以及文献3表30-44选择摆线液压马达的型号为：BM2-25。其具体参数如下：排量：250ml/r；转速：10320r/min；扭矩：300Nm；总效率：0.550.65；重量：10.5kg。图3.6-1 压下机构的结构简图四杆压下机构的作用是在送线结束时压紧捆线，将整个捆线压在捆材上，同时将提供的力矩给剪切机构将捆线剪断。压紧机构要提供一定得压紧力保证捆线不滑动，采用液压缸来提供动力，其结构简图如图3.6-1。3.5四杆压下机构的设计3.5.1压下力的计算总压下力等于压下与剪切力之和F，其中压弯钢丝的力非常的小，即F =2000N大于剪切力就可以3.5.2液压缸的选择根据结构要求选择底部耳环悬挂式液压缸。为保证机构性能，缸体和活塞杆均选用45钢调质处理。由结构简图知，则油缸的作用力为：确定液压缸内径D： (3-25)式中：F油缸的作用力，F=2000N； P系统压力，P=10MPa。确定活塞杆的直径： (3-26)式中：活塞杆材料的许用应力，取=100MPa。根据文献3表31-28选择液压缸型号为：Y-HG1-E 40/2015 L E2-L1 O3.5.3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HB229285，支架与立板采用螺栓连接。压臂的材料选用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。3.6行走机构的设计设备在放置进入生产线的以及调整位置的时候都需要用到行走机构，取摩擦系数f=0.4。可以得到摩擦阻力： (3-27)确定液压缸的内径D： (3-28)式中：F油缸的作用力，F=16000N； P系统压力，P=10MPa。确定活塞杆的直径： (3-29)式中：活塞杆材料的许用应力，取=100MPa。根据文献4表6-4取D=50mm，d=35mm。根据文献3表31-28选择液压缸型号为：Y-HG1-E 50/35500 L E1-H L1 O4液压系统的设计4.1 液压系统的设计要求本打捆机送线、压下。本体横移等动作全部采用液压驱动，各动作要求连续、有序、快速、准确。这就需要一个良好的液压系统的保证。另外，打捆机处于整个生产线的最末端，要求对环境的污染小，要有很好的散热系统。4.2液压系统执行元件载荷的计算 取机械效率=0.9，可以得到各个执行元件的理论载荷如下： 元件 外载荷(N) 理论载荷(N) 夹紧活塞 6000 6667压下缸 2000 2222 行走缸 16000 177784.3 执行元件参数计算4.3.1 送线马达流量计算送线轮的转矩T=234.6N，根据文献9(式3-31)可得液压马达的输出转矩公式： (4-1)可以得到送线马达的排量： (4-2)式中：V液压马达的排量； T液压马达的转矩，T=234.6N； 液压马达进出口的压力差，马达回油直接回油箱，出口压力为零，所以=10Mpa； 液压马达的机械效率，取=0.9。液压马达的流量： (4-3)式中：n液压马达的转速，n=64r/min； 液压马达的容积效率，取=0.9。4.3.2 扭钳马达流量计算 扭钳马达的总扭矩T=68.8Nm，根据文献9(式3-31)可得可以得到扭钳马达的排量： (4-4)式中：V液压马达的排量； T液压马达的转矩，T=68.8Nm； 液压马达进出口的压力差，马达回油直接回油箱，出口压力为零，所以=10Mpa； 液压马达的机械效率，取=0.9。液压马达的流量： (4-5)式中：n扭钳马达的转速，取n=20r/min； 液压马达的容积效率，取=0.9。4.3.4 行走缸流量计算行走缸的外径D=50mm，活塞杆的直径d=35mm，行程L=500mm，作用时间t=2s。可以得到行走缸的流量： (4-6)4.4 液压站主要元件及参数4.4.1 液压泵工作压力的确定 （4-7）式中：P1执行元件所需的最高压力，P1=10MPa； 总压力损失，取=0.5MPa。4.4.2 液压泵的选择及流量的确定系统的最大流量发生在升降缸工作时，可以得到液压泵的流量为： （4-8）式中：K泄露系数，取K=1.2； 升降缸工作时的最大流量，=31.81L/min。根据文献4表3-8选择液压泵的型号为：YB-A30C-JF。主要技术规格如下：压力：10.5MPa 流量：45L/min 输入功率：8.60KW4.5 拟定液压系统图根据设备要求拟定的打捆机液压系统图如图4.5-1所示。4.6 打捆各步骤的电磁铁动作表根据各个动作要求，确定打捆机的液压系统电磁铁动作表如表4.6-1所示。1. 油箱 2送线机构 3行走机构 4.夹紧机构 5压下装置 6.导线装置图4.5-1打捆机液压系统原理图表4.6-1电磁铁动作表执行动作电磁换向阀得失电状态执行机构12345678910111213141516171819机架行走-+-行走机构送线-+-升降机构压紧/松开-+-压紧机构打结-+-拧紧机构压下/上升-+-压下机构5 润滑、试车及维护方案5.1 润滑(1)滚动以及调心轴承通用锂基润滑脂(GB7324-87)，此润滑脂用于20100度的中等负荷机械设备滚动轴承。(2)部分销轴用稀油滴进行润滑。5.2试车与维护(1) 准备安装前，应对所有的传动件进行检查并涂油。(2) 液压缸要保证不能有漏油现象。(3) 对各构件的焊接、隔断处应清除铁屑和毛刺。(4) 设备安装好以后，先进行各部分空载试车，所有的各部分都要运转自如，一切都无卡阻的现象。数小时以后，再进行加载试车，试车过程中均按油路、工序操作，不得违反规程。(5) 水平轨道要互相平行，高度要一致。6 设备的环保与经济性评价6.1 设备的环保6.1.1 机械设备的环保性机械设备的环保性是指机械设备在作业时保护环境的性能。随着社会经济的高速发展，很多生产和施工企业为了获取更大的经济效益，机械设备连续不停的运作。由此产生的各种噪音、废气、污水和烟尘严重的污染了环境，破坏了生态，给人们的身体健康造成了危害。国家对环保的要求越来越高，相关的政策法规越来越完善。企业要正常运作，就必须遵守相关法规，控制好污染物的排放，努力创造环境友好型社会。6.1.2改善设备环保性的方法该机械设备对会周围环境的污染有：来自机械冲击和振动产生的噪声；来自机械焊接和抛丸除锈所产生的有害气体、粉尘；来自电泳和喷漆过程中所产生的污水和废气。改善设备环保性能的方法有：选择环保性能较好的机械设备；对机械设备的性能进行改造；增加后续处理装置；对设备检测、维修等方面采取及时、有效的措施；改善设备周围的环境。6.2设备的经济寿命设备的经济寿命是根据设备使用成本最低的原则来确定的。所谓的经济寿命是指由设备开始使用到其平均寿命使用成本最低年份的延续时间长短。经济寿命既考虑了有形磨损，又考虑了无形磨损，它是确定设备合理更新期的依据。一般说经济寿命短短于自然寿命。正确制定设备的折旧率不仅是正确计算成本的依据，还是促进科学技术发展的需要。正确的折旧率应该能反映设备的有形磨损以及无形磨损，应该与设备的实际消耗相符合。如果折旧率规定的太低，则设备使用期满后还没有把设备价值全部转移到产品中去，不足以抵偿设备的消耗，影响企业的正常发展；如果将折旧率规定的过高，折旧抵偿设备实际损耗后有余，就会人为的缩小利润，影响资金的正常积累，妨碍扩大再生产。 结论 为期将近四个月的毕业设计终于完成，回顾过去的时光，感慨颇深。通过到鞍
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