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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(chǎn)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(xiàn)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(zhì)量和效率成為了鋼鐵行業(yè)競爭的基礎(chǔ)，而能否實現(xiàn)快速有效的自動包裝正式?jīng)Q定一個鋼鐵企業(yè)的生產(chǎn)效率的關(guān)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(guān)、壓力繼電器等;機座;儲線倉;控制器:包括電器線路板、開關(guān)、繼電器等.KNRA型打捆機主要性能指標為:捆扎盤條為03~5mm的退火盤條;捆扎時間為9~14s。
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(jié)構(gòu)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(guān)、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(gòu).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(jié)構(gòu)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;電機功率S. SkW.
國內(nèi)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(diào)整到正確位置;控制系統(tǒng)和液壓系統(tǒng)不能正常工作.經(jīng)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(shù)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(nèi)不少科研院所曾經(jīng)仿制研究精整包裝生產(chǎn)線上的全自動打捆機，但都不很理想.我國已成為鋼鐵生產(chǎn)大國，由于國外的售后服務及設備問題不適合國內(nèi)企業(yè)的要求，研制適合國內(nèi)需要的打捆機，具有良好的市場前景。
1.3 現(xiàn)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(xiàn)代化改造，使鋼鐵產(chǎn)量逐年提高，而傳統(tǒng)的人工包裝由于其生產(chǎn)效率低下是造成鋼鐵產(chǎn)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(jīng)不能滿足現(xiàn)代化生產(chǎn)的需要;同時用戶為便于鋼材的運輸和存儲，對鋼鐵產(chǎn)品的包裝質(zhì)量提出了更高的要求，鋼鐵產(chǎn)品的包裝質(zhì)量已成為企業(yè)升級和獲得經(jīng)濟效益的關(guān)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(chǎn)量的提高之間的矛盾日益突出，研制鋼材精整包裝生產(chǎn)線的關(guān)鍵設備—鋼材包裝打捆機將解決我國鋼材生產(chǎn)的急需，同時，鋼材包裝的自動化可以提高勞動生產(chǎn)率、減輕工人的勞動強度、提高包裝質(zhì)量，而且可以減少包裝現(xiàn)場的工傷事故、擴大外貿(mào)出口、增強產(chǎn)品的競爭力，包裝機械的發(fā)展，體現(xiàn)了一個國家或一個企業(yè)的生產(chǎn)水平。因此研制高性能的鋼材包裝打捆機具有重大的經(jīng)濟價值和現(xiàn)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(jié)構(gòu)主要包括以下部分，分別是機架及行走機構(gòu)、引送線機構(gòu)、矯直機構(gòu)、剪切機構(gòu)、夾緊機構(gòu)、擰緊機構(gòu)、四桿機構(gòu)。液壓站部件以及電控部件，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(gòu)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(gòu)、矯直輥組成的滑道內(nèi)，做好打捆前的準備工作；
2工作開始時根據(jù)捆料的規(guī)格與形狀，通過行走機構(gòu)調(diào)整好機體位置。
3待捆扎鋼材會進入抱緊器機構(gòu)的抱緊爪的范圍內(nèi)，導線達到傳感位置后，液壓馬達使四桿機構(gòu)下壓。
4四桿機構(gòu)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(cè)。
5在液壓缸下壓的同時，擰緊件也轉(zhuǎn)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(gòu)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(nèi)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(chǎn)機主后部，對生產(chǎn)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φ6.5材質(zhì)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(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. 由于液壓軟件已實現(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(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(gòu)完成，送線機構(gòu)、矯直機構(gòu)、夾緊機構(gòu)、剪切機構(gòu)、四桿壓下機構(gòu)、擰緊機構(gòu)和行走機構(gòu)。這些執(zhí)行機構(gòu)必須協(xié)調(diào)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(jié)構(gòu)形狀和尺寸、捆結(jié)的擰緊圈數(shù)、每個滾接的捆線圈數(shù)等都對打捆機的結(jié)構(gòu)設計有很大的影響。
此外，圍繞打捆機的動作要求和現(xiàn)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。
控制系統(tǒng)除主要完成上述各個動作的實時控制之外，還對現(xiàn)場條件進行監(jiān)控及時與生產(chǎn)線其他控制系統(tǒng)和總控臺進行通訊。控制系統(tǒng)自動檢測和控制輥道上鋼材的運輸，根據(jù)捆線架上的捆線數(shù)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(shù)的確定本打捆機是小型鋼材自動打捆機。
打捆尺寸：φ250-400mm
長度：4-6m
捆重：3-4噸
鋼材直徑：φ10-40
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(zhuǎn)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(shù)：4-5
輥道速度：2m/s
3 打捆機本體設計
3..1 擰緊機構(gòu)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：σs=235MPa。取[σ]=200MPa，則許用剪切應力[τ]=(0.5~0.6) [σ]=120MPa。捆線在打結(jié)過程中可簡化為彎曲和扭轉(zhuǎn)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[σ]=×6.53×10-9×200×106=5.4N·m (3-1)
T=d3[τ]=×6.53×10-9×120×106=6.4N·m (3-2)
圖3.1-1 扭結(jié)頭受力分析圖
式中：T—捆線被扭轉(zhuǎn)所需要的扭矩；
L—兩跟捆線中心之間的距離；
N—扭轉(zhuǎn)頭產(chǎn)生的夾緊力；
f—捆線與扭轉(zhuǎn)頭之間產(chǎn)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(jié)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*μ=N1查[6]表1-24μ=0.1~0.8，取μ=0.5；則
N==1.9KN (3-3)
取夾緊力N=2.5KN。
扭轉(zhuǎn)頭所需要的總的力矩為：
Mmax≥4T+8M=4×6.4+8×5.4=68.8N·m (3-4)
取Mmax=100 N·m
3.1.2 液壓馬達的選擇
扭轉(zhuǎn)頭用液壓馬達驅(qū)動，根據(jù)Mmax=100 N·m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(shù)如下：
排量：80mL/r；
壓力：10MPa；
轉(zhuǎn)速：15~500r/min；
總效率：0.55~0.65；
質(zhì)量：5.4kg；
扭矩：100 N·m。
3.1.3 傳動齒輪的設計
扭轉(zhuǎn)頭由液壓馬達驅(qū)動，由于安裝要求，液壓馬達經(jīng)一對齒輪傳動帶動扭轉(zhuǎn)頭旋轉(zhuǎn)。因為擰緊頭轉(zhuǎn)速n=90r／min在液壓馬達的轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)，不需要經(jīng)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(shù)
①傳遞扭矩不大，因此采用直齒圓柱齒輪傳動。
②打捆機為一般工作機，速度不高，選用8級精度。
③材料選擇 材料選用45鋼調(diào)質(zhì)處理。由文獻[3]表2-8查得硬度為240HBS。
④初步選定齒數(shù)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(nèi)的各參數(shù)數(shù)值
①試選載荷系數(shù) =1.3。
②確定齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 T=100N·m=1×105N·mm。
③由文獻[1]表10-7選取齒寬系數(shù) =0.4。
④由文獻[1]表10-5選取齒形系數(shù)和正應力校正系數(shù)。
⑤由文獻[1]圖10-20(c)查得齒輪的彎曲疲勞強度極限。
⑥由文獻[1]式10-13計算應力循環(huán)次數(shù)。(按工作15年每年工作300天每天工作16小時計算)
N=60njLh=60×90×1×(15×300×16)=3.91×108
⑦由文獻[1]圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù) 。
⑧計算彎曲疲勞許用應力。
取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由文獻[1]式10-12得
2）計算
①試算齒輪的模數(shù)。
=
②初算齒輪的尺寸。
h=2.25=2.25×1.896=4.266mm
③計算齒寬與齒高之比。
=
④計算圓周速度。
⑤計算載荷系數(shù)
根據(jù)0.343m/s，8級精度，由文獻[1]圖10-18查得動載荷系數(shù)=1.2。
根據(jù)文獻[1]表10-3得(由于是直齒齒輪) 。
根據(jù)文獻[1]表10-2查得使用系數(shù)。
根據(jù)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(shù)
⑥按實際的載荷系數(shù)校正所得的模數(shù)，由文獻[1]式(10-10b)得
mm
按實際情況取m=3。
⑦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(shù)，
式中：KA—使用系數(shù)，查文獻[1]表10-2取KA=1.2；
KV—動載荷系數(shù)，由文獻[1]圖10-8取 KV=1.1；
—齒間載荷分布系數(shù)，由文獻[1]表10-3取=1；
—齒向載荷分布系數(shù)，由文獻[1]表10-4得=1.2245。
代入式中，=1.2×1.1×1×1.2245=1.616。
Ft—齒輪的圓周力，；
—彈性影響系數(shù)，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(shù)，根據(jù)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(shù)，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(gòu)設計
總上，根據(jù)安裝要求和齒輪的強度要求，確定齒輪的結(jié)構(gòu)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(jù)扭轉(zhuǎn)強度條件初步確定軸的直徑
軸的材料選用45鋼調(diào)質(zhì)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(zhuǎn)切應力，MPa，=35MPa；
d—計算截面處軸的直徑，mm；
A0—；
n—軸的轉(zhuǎn)速，r/min；
P—軸傳遞的功率，KW，P=；
—空心軸的內(nèi)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(jié)構(gòu)設計
軸的結(jié)構(gòu)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(shù)量以及連接方法；載荷性質(zhì)、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(diào)整等。結(jié)合軸上零件的定位原則和軸的結(jié)構(gòu)工藝，具體設計軸的結(jié)構(gòu)如下：
圖3.1-3 軸的結(jié)構(gòu)圖
3.1.5軸的強度校核
1、軸的分析受力及參數(shù)計算
軸的分析受力如圖3.1-4所示，計算各個未知參數(shù)，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，N·m；
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(jù)力矩的平衡原理得：
將Ft=1900N，F(xiàn)r=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(jù)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，N·mm；
—軸所受的扭矩，N·mm；
—折合系數(shù)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力，取=0.6；
—軸的抗彎截面系數(shù)，，
； (3-12)
—對稱循環(huán)變應力時軸的許用應力，根據(jù)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(jù)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(shù)如下：
外型尺寸：d=40mm D=80mm B=18mm；
極限轉(zhuǎn)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(jù)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(jù)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(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)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(gòu)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+2×2=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(gòu)設計
圖3.2-1 矯直機構(gòu)簡圖
捆線經(jīng)由送線機構(gòu)后，需要經(jīng)過矯直機構(gòu)去掉捆線的大曲率變形，再進入鋼絲導槽。本矯直機構(gòu)采用五輥矯直，軋輥懸臂布置。其結(jié)構(gòu)簡圖如圖3.2-1所示。
3.2.1矯直機構(gòu)參數(shù)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(zhì)量，輥距t與被矯件h有如下關(guān)系：
5h
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