熔铝炉炉门开合及自动加料机构设计 毕业设计

绪论一我国工业炉的现状众所周知，工业炉作为工业加热过程中重要的工艺装备，在我国的国民经济建设和发展中起着十分重要的作用。近20年来，我国从国外引进了不少先进的工业设备，其中包括真空炉100多台，可控气氛热处理机500多台套。通过采用进口先进的仪器、仪表和关键性的炉用元器件，使我国工业炉的生产制造水平有了明显的提高。我国自行研制的新型可控渗氮炉、高压气淬炉、预抽真空光亮退火炉、大型铝材热处理生产线、大型连续式气体渗氮炉等，其主要技术性能都已接近国外同类产品水平，由于价格便宜，替代了进口，为国家节省了外汇，同时还有部分上水平的电炉产品出口。无论工业炉的品种、数量，还是质量，可以说，我国工业炉行的面貌今非昔比，日新月异。从工业炉的产量和拥有量来看，在世界上，我国堪称“工业炉大国”1。但是一般炉子居多，高档次炉子较少，还远不能满足市场的需要。以工业炉的技术水平和产品质量与国外先进水平相比，存在着不小差距。特别是一些技术含量高、附加值大的大型现代化工业炉及特种工艺所要求的高精度、高控制水平的特种工业炉等，差距更大。当然，客观地评价工业炉的技术水平，还应从炉型结构、加热元价、燃烧装置与燃烧系统、余热回收与利用、筑炉材料与结构、热工测量与控制以及环境保护等方面进行分析比较。从我国金属热处理行业上看，国外发达国家60年代就开始阄及应用少无氧化加热，其中真空和可控气氛热处理已占4050，而我国空气加热炉约占热处理炉的90，真空和可控气氛热处理占不到5。由于钢件在空气介质中加热，氧化脱碳严重，不仅严重影响零件的表面性能和产品质量，而且使国家每年浪费上百万吨的优质钢材。我国热处理行业的整体水平还比较差，东部与西部、先进与落后地区的关距也很大。设备陈旧，性能老化，热损失大，热能利用率低。品种结构仍为箱式炉、井式炉、盐浴炉约占20，劳动条件差，环境污染严重。显而易见，热处理设备的节能降耗存在很大的潜力空间，面临着技术改造和更新换代。降低工业炉的能源消耗与污染物排放，节能降耗与环境保护，对促进我国经济和社会的可持续发展至关重要2。二节约能源自20世纪中、后期开始，世界经济进入了高速发展的新时期，导致能源的需求量和消耗，从而产生了诸如人类实现持久生存和发展的“可持续发展”的问题，这是人类社会发展观念的一个根本性转变。我国的能源资源丰富，地质贮量居世界第3位，但能源的占有量却只有世界平均水平的确1/2，美国的1/10。在我国的能源资源构成中，煤与石油、天然气的比例是101，而世界上是14，相差多么悬殊。若与发达国家相比较，产品单耗很高，差距很大。当今，日本、美国、德国的能源利用率分别高达57、50和40，而我国只有32不到。虽然我国的节能工作取得很大的成绩，然而由于工业技术水平比较落后，企业管理水平不高，我国单位国民生产总值的能耗甚至比印度还高出1倍多3。在市场经济社会里，能耗的高低直接反映在产品的成本和价格上，直接影响企业产品营销的竞争力，甚至影响企业的生存和发展。尤其近代国际、国内竞争日趋激烈，能源问题日趋严重，降低产品单耗，节约能源受到人们的关注。对大多数工业炉企业来讲，节能降耗，降低生产成本，提高产品质量，已成为企业进步和技术创新的工作重点。目前我国还有不少企业由于各方面的原因，仍然在利用落后的工艺技术，使用着陈旧的设备进行生产，如大量的直燃式煤窑、老式的油窑及电窑等。这不仅造成企业本身的能源费用支出加大，产品质量得不到保证，而且对整个社会也造成资源的浪费和环境的污染4。英国工业与能源部对钢铁、有色金属、建材、化工等工业部门所作的调查估计，采用高效隔热保温材料，每年可降低能耗（915）1012KJ。目前我国有10多万台各种工业炉窑，它的能耗约占全国年总能耗的25。如果采用先进的隔热保温材料，那么必将节约大量能源。业已表明，节能降耗所取得的直接经济效益，不亚于常规能源的开发和利用。因此，锲而不舍地解决国家现可持续发展战略和能源政策的重要组成功部分。三环保问题环境保护经济发展和环境保护始终是一对全球性的矛盾，随着社会的发展，这种矛盾将显得尤为突出。环保正日浙成为人类关注的焦点。由于环染日趋严重，世界各国对环境保护都已经从法律上进行规范化。工业炉对环境的最大影响还是在燃料结构上，作为以煤、油、气三大常规能源为燃料的火焰炉，向大气排放CO2、SO2NO2及ROX等有害废气物，并向周围环境排放废水、废渣及热污染，对空气和水的质量造成严重污染，并破坏了生态环境。CO2气体的“温室效应”造成地球气温升高，南、北极地冰雪开始融化、海平面升高、海线线后移，土地荒漠化的面积不断扩大、全球性的大面积干旱和洪涝灾害，酷热、严寒等异常性气候频频发生等，这些都正在严重地威胁着人类的生存和发展。我国工业炉在进行节能改造的同时，进行污染治理，努力降低或消除有害废气和烟尘的排放。保护环境，已成为工业炉面临的一项紧迫而艰巨的任务，也是亟待解决的重要课题。80年代我国工业炉窑的燃料基本上是以煤为主，炉窑热能利用率低，加热质量差，工件氧化严重，环境污染加剧。随着经济发展，为满足产品质量对节能和环保的要求，应该以优质燃料替代低档燃料，“以煤为主”的能源结构应代之以多种然料共存共用的结构5。我国西部地区的天然气资源十分丰富，天然气是一种优质、洁净的燃料。随着西部大开发战略的实施，西气东输上海的工程目前正在加紧建设，今后将有力地改变“西气东输”沿线及其周边地区工业炉窑的能源结构，为开发“绿色工业炉”创造有利条件。四工业炉行业面临的机遇和挑战西部大开发战略为我国工业炉工业的振兴和发展带来了前所未有的发展机遇。我国加入WTO，将与国际接轨，无疑将会有更多的国外产品、资金与企业涌向中国大市场。对我们工业炉行业来说，既是机遇又是挑战。我们不但要面临进口产品的竞争，还将面临外商在我国设厂的挑战。他们具有先进的技术优势，有吸引和招揽国内优秀科技人才的优势，他们的炉子可以配上进口的高质量部件，并且以较低的成本与我们竞争，届时我国炉子的价格优势将会进一步减弱，产品质量问题将变得更加突出。所以，我国工业炉行业应抓信机遇、迎接挑战6。本篇论文主要是根据现代工业铝熔业的需求所写的，其主要内容是熔铝炉自动加料机构和炉门压紧装置的设计。自动化加料机构是一种运料，加料完全机械化的机构，于炉温很高，所以人工加料不方便，其机械过程是机械手将料放入料斗中然后电机驱动过渡小车将料斗载到炉体旁，装在料斗后的摆动汽缸推动料斗倾斜，把料倒入炉内，实现加料过程。炉门气缸压紧机构是用气缸驱动一套连杆机构压紧炉门。加热炉的气缸压紧机构一般将气缸布置在炉子前立柱的两侧,尽量避免炉内高温气体和台车出炉时高温炉料对气缸的直接辐射。炉门是通过其定位滚轮沿着轨道垂直升降。本设计的炉门气缸压紧机构的轨道活动轨道即轨道分为固定和活动两个部分,炉门上端的轨道为固定轨道,炉门下端的轨道为活动轨道。气缸通过连杆与活动导轨连接,炉门压紧时,气缸驱动轨道带动炉门两侧的滚轮将炉门与炉门框压紧炉门松开时,气缸驱动轨道带动滚轮使炉门与炉门框脱离。这时活动轨道退回到原位,即与炉门上端的固定轨道成一条直线,炉门提升到固定轨道上,完成炉门打开。机械化程度越高，工人劳动强度越低，生产效率越高。熔铝炉相关设备的自动化有待完全实现。1自动化加料机构及炉门开合方案的确定11气动式翻斗和炉门气缸压紧机构的原理及特点气动式翻斗是由翻斗，摆动汽缸，支架等主要部件组成。翻斗通过短轴和滑动轴承支撑在支架上。摆动汽缸的动作由二位四通电磁气阀来控制。为避免翻斗倾转和复位十对汽缸盖的冲击，应使活塞在两端达到行程终点时离缸盖有20毫米左右的空挡距离。过渡小车由行走小车和驱动装置等部分组成。小车由电动机通过三角皮带，蜗轮减速器和车轮驱动7。气缸压紧机构是用气缸驱动一套连杆机构压紧炉门。加热炉的气缸压紧机构一般将气缸布置在炉子前立柱的两侧,尽量避免炉内高温气体和台车出炉时高温炉料对气缸的直接辐射。炉门是通过其定位滚轮沿着轨道垂直升降。气缸压紧机构的轨道活动轨道即轨道分为固定和活动两个部分,炉门上端的轨道为固定轨道,炉门下端的轨道为活动轨道。气缸通过连杆与活动导轨连接,炉门压紧时,气缸驱动轨道带动炉门两侧的滚轮将炉门与炉门框压紧炉门松开时,气缸驱动轨道带动滚轮使炉门与炉门框脱离。这时活动轨道退回到原位,即与炉门上端的固定轨道成一条直线,炉门提升到固定轨道上,完成炉门打开。自动加料机构的优点小车行程不受限制，汽缸有效行程比较长，小车运行平稳，安全，效率高，可以缩短炉门再加料时打开时间，也就是减少炉内热量散失。12拟定方案和最后方案的确定冲天炉加料常见用加料形式有翻斗加料、爬式加料和单轨加料；后二者均用底开式料桶伸人炉内加料，炉料分布颇为均匀。但是，一方面小型炉炉膛直径小不适宜用，即使勉强用上也是大材小用、得难偿失；另一方面，料桶毕竟不能无限地扩大，对于大型炉，尤其是特大型炉，他们就显得无能为力，因而，他们的适用范围只能是既不太大又不太小的中型冲天炉8。翻斗加料机可是别样，翻斗加料比之吊桶加料，相对说来要可靠一些，尽管它布料略欠均匀，可是非常适用于小型炉；对于大型炉以致特大型炉，发挥其沿炉周边设置多台同时作业的优势，它不仅十分适用，而且随着台份的增加，还会逐步缓解以致完善。再因炉体在地面上，炉门较低，所以采用过渡小车将料运到炉口。翻斗有两个支架支撑在小车上，电机驱动小车延轨道运行。翻料过程也要求自动化，所以，可以采用一系列机械构建，或用液压气压缸以完成翻料过程。机械翻料机构复杂，而小车面积比较小，所以不易采用机械机构。由于，翻料机构要与小车一体，也就是说整个运动过程都参与，所以液压缸驱动翻料不太合适。所以采用汽缸。炉门提升机构由机械提升，液压提升，气压提升。结合本设计实际要求用于小型炉门，所以采用机械提升就足够满足要求。炉门斜度为5，仅靠炉门自重不能实现压紧。下面有几种压紧机构炉门压紧机构有链条动力式、气缸压紧、弹簧压紧、30斜轨道压紧、四连杆重力压紧等几种。几种机构简介如下1链条动力式压紧炉门链条动力式炉门压紧机构是本院在消化吸收国外先进技术基础上,研制开发的一种新型炉门压紧结构。炉门链条式机械压紧机构布置在炉子前立柱的两侧,避免了炉内高温气体和台车出炉时高温炉料对链条式机械压紧机构直接辐射。炉门是用设在两侧支承轴架通过连结板与滚轮支承拉杆绞接,形成四连杆。炉子前立柱的两侧各有一条供滚轮上下移动的轨道,两侧的连接板各自与一条环行的链条连接。当减速机通过链轮、链条驱动环行链条时,炉门就随着滚轮沿垂直的滚轮轨道作上下移动。炉子前立柱的底部设置有炉门到关闭炉口位置的挡铁装置,炉门上也有相应的挡铁9。当炉门在环行链条驱动下,上移使炉门挡铁离开炉前立柱挡铁装置时,炉门先后有两个动作第一个动作炉门向外平移环行链条向上运动时,开始炉门在其重量作用下停留在立柱挡铁装置,环行链条仅驱动炉门压紧结构的连接板以炉门支承轴架的轴为轴心转动,当连接板转到与环行链条垂直时止住碰上连接板限位块,此前连结板与环行链条成钝角姿态。也就是说,炉门向外平移,炉门在连接板作用下由松开压紧炉口状态到离开,并保持一定的间隙。这时,炉门仍停留在立柱挡铁装置。第二个动作炉门整体向上移动炉门压紧结构的连接板到达限位块后,连接板停止运动,环行链条继续带动炉门整体上移,炉门打开。炉门升起的高度由行程开关控制,并由减速机的制动电机制动锁住。当炉门在环行链条驱动下,向下运动使炉门挡铁到达炉前立柱挡铁装置时,炉门停止下移。这时环行链条还在向下移动,驱动连接板以炉门支承轴架的轴为轴心转动,是与环行链条成钝角方向转动离开连接板限位块,此前连接板与环行链条成直角姿态。连接板的转动带动炉门向内平移直到炉门压紧炉门框停止。这是用于加热炉的一种较为理想的压紧机构。链条既起到提升作用又起到炉门拉紧作用,炉子的立柱和炉门压紧机构都布置在炉门口的后面,暴露在炉口的只有耐热钢制造的炉门护板,使得机构运行更加安全、可靠。2炉门气缸压紧机构炉门气缸压紧机构是用气缸驱动一套连杆机构压紧炉门。加热炉的气缸压紧机构一般将气缸布置在炉子前立柱的两侧,尽量避免炉内高温气体和台车出炉时高温炉料对气缸的直接辐射。炉门是通过其定位滚轮沿着轨道垂直升降。本院设计的炉门气缸压紧机构的轨道有两种形式10。1固定轨道形式,即炉门两侧的定位滚轮是沿着一条固定的轨道上下移动。在炉门落到最低点的过程中,轨道有一段能使滚轮向内产生水平位移的斜凹轨道,这个位移量可保证在气缸驱动连杆机构压紧炉门时不产生干扰反卡。当气缸松开后炉门上升时,炉门两侧的滚轮沿着斜凹轨道运行,使炉门产生向外水平位移,炉门与炉门框分离。2活动轨道形式,即轨道分为固定和活动两个部分,炉门上端的轨道为固定轨道,炉门下端的轨道为活动轨道。气缸通过连杆与活动导轨连接,炉门压紧时,气缸驱动轨道带动炉门两侧的滚轮将炉门与炉门框压紧炉门松开时,气缸驱动轨道带动滚轮使炉门与炉门框脱离。这时活动轨道退回到原位,即与炉门上端的固定轨道成一条直线,炉门提升到固定轨道上,完成炉门打开。3炉门弹簧压紧机构炉门弹簧压紧机构是一种结构简单又运行安全可靠的机构。弹簧压紧炉门设计的关键是根据炉门的大小和重量确定炉门的压紧力,合理确定弹簧的有关参数最小工作负荷、最大工作负荷和工作行程,然后通过优化设计确定弹簧的直径和长度。430斜轨道压紧机构30斜轨道压紧机构在国外多用于中温热处理炉。炉门两侧的定位滚轮是沿着立柱上一条固定的轨道上下移动,在炉门到达最低点位置处,轨道有一段能使滚轮向内产生水平位移的30斜轨道。当炉门落到此处时,滚轮在30斜轨道运行中在垂直向炉门框分力的作用下,炉门向炉门框平移并靠炉门的自重将炉门压紧。5炉门四连杆重力压紧机构四连杆炉门压紧机构是从国外引进的一种新型炉门压紧结构。本院在消化吸收的基础上,开发了这种炉门压紧结构。这种炉门压紧结构也是一种结构简单又运行安全可靠的机构。其工作原理是利用炉门自身的重力,利用四连杆机构将炉门压紧,炉门的压紧力可调整炉门压下时支点的位置,炉门在重力的带动下将炉门压紧。该机构原来用于中温炉,主要原因是支点处须用几个轴承,受轴承使用温度的影响,限制了该机构的使用。总结上述几种压紧机构的优点，我采用气缸活动轨道是压紧方法。2设计21过渡小车的设计计算211车身设计车身材料选用铸铁。车身前端有料斗，后面装有驱动装置。所以粗定小车尺寸，参考铸造设备图1233得小车车身长1600MM宽1000MM板厚80MM,另小车四边各有带孔凸台，台高120MM宽120MM厚80MM详图如下图21小车结构212车轮设计经计算得车轮性能参数表21表21车轮性能参数22总功率的确定和电机，减速器的选择经计算得小车性能规格参数得表22表22小车性能规格参数电动机减速器型号功率KW转速N/MIN型号速比J038010551000W880II19523驱动轴的设计计算231初估最小轴经传动轴除应满足强度要求外，还应满足刚度的要求，强度要求保证轴在反复载荷和扭载荷作用下不发生疲劳破坏。该传动系统精度要求较高，允许有较小变形。因此疲劳强度一般不是主要矛盾，除了载荷很大的情况外，可以不必验算轴的强度。刚度要求保证轴在载荷下不至发生过大的变形。因此，必须保证传动轴有足够的刚度11。传动轴直径的估算轴的扭转强度条件为21319502TPWTDN由上式可得轴的最小轴径22395032/NDAPN50R/MINP0028KW车轮直径MM轮距MM轨距MM电源V200800580220/380（H接法）查简明机械设计手册表1413得取A120所以初估最小轴经得D398MM圆整后得D40MM232轴的结构计算初估其他轴段直径和长度为了满足车轮的轴向定位要求，最小轴径段制出一轴肩故取第二轴段直径为46MM。同时选轴承和带轮因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，所以，选用单列圆锥滚子轴承，参照要求并根据D246MM，由轴承产品目录中初步选用0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承7210其尺寸为DDT50MM90MM2175MM,故D250MM。安装带轮处的轴段直径D565MM，右端滚动轴承用轴肩定位，由手册上查的7210型轴承的定位轴肩高度H3MM因此，D355MM。安装带轮处的轴段直径为65MM,其左端与右端均用套筒定位，套筒由轴肩定位，查机械设计P156页，带轮宽度为80MM，为了使套筒端面可靠的压紧带轮，此轴段应略小于套筒间的轴段。故取60MM,右端轴肩高度H007D,取H5MM,则轴环处的直径D475MM轴承端盖总宽度为40MM,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润脂的要求，取该段轴长出20MM,故L2200MM考虑装车轮的轴段实际应用问题应长出轮外20MM，所以，L180MM图22传动轴结构233轴上零件的周向定位带轮与轴的周向定位采用平键联接，按直径由手册查得平键截面BH20MM12MMGB/T10951979键槽用键槽铣刀加工，长56MM（标准键长见GB/T10961979）,同时为了确保带轮与轴有良好的对中性，故选用带轮轮毂与轴的配合为H7/N6,同样，车轮与轴的联接也选用键BHL10MM8MM56MM二则之间的配合用H7/K6,滚动轴承与轴的周向定位是借过盈配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为M6。234确定轴上圆角和倒角尺寸参考机械设计教材表152，取轴端倒角为245。各轴肩处的圆角半径查看上图。24翻斗的设计可以说，翻斗是自动加料机构最重要的部件之一，而翻斗的几何形状则是翻斗功能的决定性要素，因而不能忽视。1截面面积大小这里指的是炉料人口水平最大截面面积，在炉子吨位相近的情况下，截面面积大的当然要好，容量可大，进料方便。2截面重心即翻斗高低；以运转平稳要求，截面重心最好低一点，而且接近翻斗旋转中心即轴心以致重合为好。241翻斗设计上述两个要求结合实际做出翻斗结构图如下图23翻斗机构因本设计主要应用于小型地面熔铝炉加料，炉门距地面高度为800MM，路口尺寸为700MM700MM翻斗宽度应小于炉口宽度，取600MM,参考铸造设备图1230，再结合小车结构尺寸，截面重心最好低一点，而且接近翻斗旋转中心即轴心以致重合为好。初定翻斗总长1450MM，依据重心低的原则翻斗后端圆弧越大越好，中心越接近地面，而且重心为与支撑轴的中心线最为理想。所以就将圆弧中心定在支撑轴的竖直中心线上，前端斜线不应与水平线夹角过小，考虑容量问题，容量太小会架料。在保证最大截面的情况下，取圆弧半径为R500MM，斜面边线与圆弧相切，考虑翻斗容量，翻斗壁厚不易过大，经查阅，依据前人经验壁厚B50MM，支撑短轴处的翻斗孔不应过高，否则加料过程不灵活，易出现卡斗现象。查看机械设计手册轴承座标准，将短轴孔中心高度定位距下边线200MM。翻斗圆弧后端有一个铰链结构，用来连接摆动汽缸以实现翻斗绕短轴旋转的动作。教练结构不易太靠下，以防翻转角度太小，不能完全卸料12。242支架设计支架为介于小车与翻斗之间，其支撑翻斗和保持运动平衡的作用。支架的下端宽度和上端承载较大，其高度由炉门高度决定，其结构形式本文采用上窄下宽的方式。采用承载能力强的槽钢，参照铸造设备冲天炉加料机构部分内容粗定翻斗结构形式如下支架垂直高度为925MM,下端两腿距离为800MM，上端为300MM,支架横截面为正方形LB80MM80MM支架下端焊接在小车，并尽量接近小车一端，以节省小车面板空间，便于驱动装置的安装。因翻斗宽度与小车宽度不一致，所以支架下端与小车接触的面应与水平面有夹角，经计算合适倾斜角为8，为保证支架上端面与小车面平行，上端面也做成倾斜8，且焊接时支架应向内侧倾斜。上端用于固定轴承座的一面依据机械设计手册轴承座国标钻孔。图24支架结构243汽缸的设计的过程中，汽缸腔式的气体压力和活塞位移随时间的变化关系。汽缸的输出力和缸径的计算，通常，压缩空气作用在汽缸活塞上的力并不等于活塞杆的理论输出力F理，因为在活塞上还作用有方向相反的摩擦阻力，弹簧力以及负载的惯性力13。双作用汽缸的活塞杆输出力为（N）2FAPSRFFFFRA3式中F理论输出力（F理APS）（N）A活塞面积A24DD活塞直径（M）PS压缩空气气源压力（表压力）PSFF缸筒与密封件表面的摩擦阻力。视加工情况，取FF320F理FA惯性负载力FAMANFR压缩弹簧的反作用力FRCLL活塞行程M弹簧的预压缩量MC弹簧刚度C4281GDNDG弹簧材料的抗剪模数PAD弹簧钢丝直径MN弹簧的工作圈数，NN115,其中N1为弹簧总圈数。由于摩擦阻力FF较难计算，通常将它视为理论输出力的20，因此工程采用效率成理论输出力F理来考虑摩擦阻力的影响或查找图气动元件，则式（23）可改写为F理2424DDP当气缸以推力作功时，缸径的大小根据式（716）得2520P代入数据得D150MM当活塞杆的长度L10D时，按强度条件计算，此时活塞杆直径由载荷决定，而与长度无关，或者说活塞杆所受的应力应小于活塞杆材料的需用应力，即2624FPD故（M）27O式中F气缸活塞杆上的推力（N）P活塞杆材料的需用应力（PA）L活塞杆长度（M）代入数据得D50698MM元整后为50MM气缸安装方式气缸为摆动汽缸，所以下端固定方式为铰链形式，气缸的有效行程为320MM。25传动方式选取加料机构功率传递采用带传动，其具有结构简单，传动平稳，造价低廉以及缓冲吸振等特点，在近代机械中被广泛应用。在一般机械传动中，应用最广的是V带传动。三角带传动中，轴间距A可以加大。由于是摩擦传递，带与轮槽间会有打滑，宜可缓和冲击及隔离振动，使传动平稳。带轮结构简单，但尺寸大，机床中常用作电机输出轴的定比传动14。带传动的选取选择三角带的型号根据公式（28）1560CAPKKW式中P电动机额定功率，工作情况系数A查机械设计图88因此选择A型带，尺寸参数为B80MM，11MM，H10，DB2确定带轮的计算直径，D带轮的直径越小带的弯曲应力就越大。为提高带的寿命，小带轮的直径不宜过D小，即。查机械设计表83，87取主动轮基准直径125。MINDM由公式（212M9）式中小带轮转速，大带轮转速，带的滑动系数，一般取002。NN所以，由机械设计A表87取园整为21402058DM224MM。3确定三角带速度按公VS4初定中心距带轮的中心距，通常根据机床的总体布局初步选定，一般可在下列范围内选取根据经验公式取，取120127DADM1254698M600MM0A5三角带的计算基准长度L（2ADAL10）2041531426257930M由机械设计表82，圆整到标准的计算长度6验算三角带的挠曲次数,符合要求。（2103140SMVUL次11）7确定实际中心距A（200681752642M（）12）8验算小带轮包角，主动轮上包角合适。（2000211859DA13）9确定三角带根数Z根据机械设计式822得2140CALPZK传动比124/81VI查表85C，85D得015KW,132KW0P0P查表88，098；查表82，096KLK65Z4313209810所以取根10计算预紧力查机械设计表84，Q01KG/M21520251650754749813CAPFQVVZKN26传动装置的校核261轴的校核选定前端悬伸量C，参考机械装备设计P121，根据主轴端部的结构，前支承轴承配置和密封装置的型式和尺寸，这里选定C120MM主轴支承跨距L的确定一般最佳跨距，考虑到结023402LCM构以及支承刚度因磨损会不断降低，应取跨距L比最佳支承跨距大一些，再考虑到L结构需要，这里取L1000MM。二支承点传动轴1弯曲应力分析由RY04GRAG/2RCG/2RB08G0和M0得RCL1G/L1L2RA04GL2G/2L1L2（216）RB08GL1G/2L1L2通常LA40960222SCA51S故可知其安全。5）截面I右侧抗弯截面系数333M407010DW抗扭截面系数682T弯矩M及弯曲应力为N135713098MPAWMB894056扭矩及扭转切应力为T3960000T3MNPAT0146809过盈配合处的值，取，于是得KK1635321680轴按磨削加工，得表面质量系数为920故得综合系数为531631KK629052所在轴在截面I右侧的安全系数为751832571NAS29804201461MAK759875222SCA1S故该轴在截面I右侧的强度也是足够的。262轴承的校核在设计中我选用单列圆锥滚子轴承，所选型号为7210，查设计手册表1523知7210型轴承的C33350KN，C30410KN。NMIN5000R/MIN,E0380时225FAER04,16XY当226109,2,5AYOPFRFRA1）求轴承承受的径向载荷R根据上面计算轴的受力，轴承的径向载荷640N，1RF21309R2求轴承承受的轴向力250NF3按额定动载荷计算164022FRSY395因为S2FA625250900NS1200N所以120,26FASNFASNPFPXRY查表1511，F1904038,4,16AEXYFR22726192055,30PNER228611036101033664502215426NLHCPNC1,C2均小于C33500N满足要求4按额定静载荷校核由式1510COSP查表1513，取S011140562949130035219FARYOPXFANRONP01,P02均小于30410N满足要求（5）极限转速校核由式MAX12NFI由图155得F1103561,PC由图156得F20724,1FRMAX10725360/MINNR由图155得F11243PC由图156得F21FRAX2150/INNRN小于满足要求MAX1,2径向滑动轴承的校核压强2MAX/FPDBD轴颈的直径为60MMB工作宽度80MMFMAX轴颈所受最大径向载荷料的重量小车的重量600公斤98所以P22609813/15/NNM查机械设计手册表168PV15NM/MMS2360984/190FNPVSPVB速度V314106DV所以该轴承符合条件。263键的校核键连接的强度键,轴的材料都是钢，由机械设计手册表62查得许用挤压应力100120MPA，取其平均值110MPA。键的工作长度LB56MM，键0LIMXL与轮彀槽的接触高度K05H7MM。普通平键的强度条件为229MPAPAKLDTP1067315046721023故键是安全的3炉门提升机构设计炉门提升机构是工业炉的重要运动部件，对其结构设计，零件设计，强度校核，零件图和装配图的设计惊醒了分析15。31炉门与炉体架的设计311炉门的结构计算炉门除了遮蔽炉门口的辐射外，还有保持炉膛密封的作用。这对可控气氛炉及化学热处理炉尤为重要。炉门由于经常启闭，所以在保证机械强度的条件下，重量越轻越好。大型炉门框架大多用铸铁铸造，中，小型则多用钢板，型钢拼焊。炉门框架内填充的耐火材料必须牢固，因炉门厚度不大，所以材料必须有较好的保温性，宜采用超轻质耐火材料，并精心砌筑。炉门必须大于炉门口，通常炉门边缘与路门口重叠65130毫米。炉门的密封方式，利用斜面靠炉门自重压紧，斜面角度为5用于冲天炉的耐火材料承受高温作用。还有炉渣，金属炉气的化学侵蚀。耐火材料还会在受热及冷却时发生膨胀或收缩，与之相应产生应力甚至裂缝。因此对于耐火材料的要求应是耐热，乃极冷极热，致密，体积稳定并有一定的强度16。耐火材料选用轻质粘土砖铸铁及其熔化耐火度不小于1710C，体积密度13G/CM。根据一定炉门尺寸700MM700MM，初定炉门尺寸为800MM800MM,耐火材料厚度取700MM700MM100MM，所以耐火材料体积为100MM700MM700MM49000MM，耐火材料重量为49000MM13KG/MM63700KG，炉门框金属重量查热处理设备及设计表48得炉门金属重量135KG。炉门总重G1（63700135）KG98N/KG625583N平衡锤G208G1500466N提升力F104G1250233N提升速度V68M/MIN01M/S炉门具体结构如下图所示炉门两侧各有两个伸出的短轴，作用是用来装炉门提升的滑轮。炉门上端由筑有两个吊耳用于连接上端滑轮。图31炉门结构312提升方式的确定通常炉门提升机构有如下三种提升方式环形超重链加链轮提升方式钢丝绳加滑轮方式钢丝绳提升轮方式。经综合分析选用第三种方案,即整个炉门提升机构由传动轴、支承架、电动卷扬机、提升轮、支承座及牵引钢丝绳和炉门等组成,炉门与提升轮及卷扬机分别用钢丝绳链接,实际上是一个简化了二卷筒结构17。提升动力采用交流电动卷扬机并由传动轴转递如图1所示上述结构形式其使用性、通用性和经济性较好,结构稳定,因而被广泛使用。平衡重锤的设计313重锤的悬挂方式平衡重锤常在炉门提升机构中被采用,以减少提升电动功率,节约能耗和增加门提升机构运动的平稳性18。重锤的悬挂方式通常有双边重锤方式和单边重锤方式为了减轻设备的复杂性,使设备简单化和使用方便,本文采用单边重锤悬挂方式如图所示。图32炉门提升机构1电动卷扬机2炉门3钢丝绳4支承梁5提升轮6支承座7传动轴8重锤314炉体架设计支承架位于炉体正上方,起固定传动轴和提升炉门等的作用19。支承架横梁跨度和承重较大,其长度由炉体宽度决定,其结构形式本文采用两支承点和三支承点方式,当炉体宽于15M时采用三支承形式,一般采用两支承点形式。采用承重能力强的工字钢作横梁,支柱用槽钢,其结构形式和受力状况见图2所示。由图中可知,左右两支承点一般落在钢支柱上,因而无需对两支承点横梁作过多计算,仅需对三支点横梁需作强度校核设计即可,且最大弯矩在横梁中心横梁选取由计算最大弯矩决定,其最大弯矩MMAX可由1式计算RARBG/6MMAXLRA/2LG/121式中RA,RBA,B点的支承力KGL横梁长MMG炉门提升机构重量KG考虑实际炉体尺寸BH2000MM2500MM炉口BH700MM700MM离地高800MM,初步定炉体架尺寸为BH2500MM30000MM,支架前腿与炉门口倾斜角度相同为5，所以前腿长L12500MM/TAN52510MM同理，L22000MM/COS302309，中间连杆长为L3218711544371329MM架截面尺寸为LB150MM150MM图33支架梁受力分析图34支架结构32功率计算及电机的选择电机功率NFV/6120传动机构效率为098N25023301/61200980417KW根据电机功率选电机型号J0380133传动轴设计传动轴是炉门提升机构的最重要动力传递部件,其尺寸小承重大,承受着很大的弯曲应力、剪切应力及扭转应力的破坏,是机构损坏的危险点因而是本设计的核心。具体设计方法是先对轴作受力分析,由计算最大弯曲应力和最大剪切应力来确定最小轴径,然后对轴进行弯曲强度、弯曲刚度、扭转强度、扭转刚度及疲劳强度等强度校核,以检验设计的合理性和准确性,最后确定最小轴径。根据工业炉常规炉门形式,采用轴联通的形式。传动轴除应满足强度要求外，还应满足刚度的要求，强度要求保证轴在反复载荷和扭载荷作用下不发生疲劳破坏。该传动系统精度要求较高，允许有较小变形。因此疲劳强度一般不是主要矛盾，除了载荷很大的情况外，可以不必验算轴的强度。刚度要求保证轴在载荷下不至发生过大的变形。因此，必须保证传动轴有足够的刚度20。331初估最小轴经传动轴直径的估算轴的扭转强度条件为31319502TPWTDN由上式可得轴的最小轴径32395032/NDYAPXN1000R/MINP0。417KW查简明机械设计手册表1413得取A120所以初估最小轴经得D688MM圆整后得D70MM332轴的结构设计初估其他轴段直径和长度为了满足滑轮的轴向定位要求，最小轴径段制出一轴肩故取第二轴段直径为80MM。同时选轴承和带轮，因轴承受有径向力的作用，所以，选用单列向心球轴承，参照要求并根据D5100MM，由轴承产品目录中初步选用0基本游隙组，标准精度级的单列向心球轴承210其尺寸为DDB50MM90MM20MM,故D5100MM。安装滑轮处的轴段直径分别D170MM,D490M；右端滚动轴承用轴肩定位，由手册上查的210型轴承的定位轴肩高度H3MM因此，D380MM。安装带轮处的轴段直径为70、90MM,其左端与右端均用套筒定位，套筒由轴肩定位，查机械设计P156页。由于轴的总长大约在3000MM左右。轴各段长度初估与电机有传动关系的轴段长300MM与重物锤相连的轴段应该比另一端长取500MM,中间装支撑座的轴段取500MM，中间大点的滑轮轴段150MM,剩下两段轴长相等为550MM主要辅助零件包括四个提升轮和两至三个支承座等,其设计公式见下表。炉门提升机构主要辅助零件的设计表31炉门提升机构主要辅助零件项目名称设计公式注释备注提升轮D轮H/4314L025D钢绳SD061D钢绳L0轮槽宽S,D轮根和槽边厚D钢绳钢丝绳直径H支承座有效高度选用铸造件轮支承座HD轮2D钢绳10S115SD轮,D钢绳分别为提升轮和钢丝绳的直径S1筋根宽H支撑座高度用作固定轴于横梁上,内嵌轴承,选用铸铁件套用上表公式得D轮200MM,S208836MM,轮中心通孔大小分别是70MM，90MM。支撑座结构S120MMH236MM该轴上轴上零件的周向定位两端滑轮与轴的周向定位采用平键联接，按直径由手册查得平键截面BH20MM12MMGB/T10951979键槽用键槽铣刀加工，长32MM（标准键长见GB/T10961979）,同时为了确保带轮与轴有良好的对中性，故选用带轮轮毂与轴的配合为H7/N6,同样，中间两个滑轮与轴的联接也选用键BHL25MM14MM32MM二则之间的配合用H7/N6,滚动轴承与轴的周向定位是借过盈配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为M6。333确定轴上圆角和倒角尺寸参考机械设计教材表152，取轴端倒角为245。各轴肩处的圆角半径查看下图。图35传动轴结构34传动方式选择炉门提升机构功率传递采用链传动。（1）选择链轮的齿数Z因为传动比为1所以1921（2）计算功率由机械设计手册查得CA1AK故33CAW3（3）有链所需传递的功率公式以及查机械设计表910知链轮齿数PLZCA0系数1，152,查表911得多排链系数ZK0819LK26026015P0P故197KWPLZCA01523根据链轮转速71R/MIN以及功率197KW，由图913选链号为16A的双0排链。有机械设计表91查得链节距P254MM（4）确定链节数，链长L及中心距AP把初定中心距A500MM代入得034节3758219450221021ZAZP由于链节数最好为偶数，故取60（节）PL2524M3510LP45621212184ZZLZAPP50296096025中心距减小量A00020004A104208MM实际中心距AAA5189651792取A518MM（5）验算链速V36SMPZN/75106（6）验算链轮的轮毂孔KD由机械手册可查得链轮毂的许用最大直径84MM50MM故合适MAXKD（7）作用在轴上的压轴力37EFPK有效圆周力NVP3526710按水平布置取压轴力系数故FPP5263（8）链轮的参数选取17,18查机械设计手册知滚子的最大外径1588MM，内链节内宽1D，内链板高度。MB751MH324分度圆直径DP/SIN（180/Z）15432MM38齿顶圆直径DD125P17019MM39MAX1DDD（1）P161701MMINZ6取D166MMA齿根圆直径DD15432158813844MM310F1齿侧凸缘DGMHZP35812670480COT2链轮齿形链轮轴向齿廓及尺寸，应符合GB/T12441985。查设计手册得双排链轮得齿宽141MMFB倒角宽013P33MMAB双排链轮的总宽度为29291414339MMPNBT12排距TPN排数B双排链轮的齿宽链轮的结构采用整体式,其结构如图51所示图36链轮的结构示意图链轮材料链轮的材料应能保证轮齿具有足够的耐磨度和强度。查机械手册，选Q235，焊接后退火，140HBS。35传动装置校核351传动轴校核三支承点传动轴三支承点传动轴的结构形式和受力状况见图所示。图37三支承点结构和受力分析1弯曲应力分析由RY04GRAG/2RCG/2RB08G0和M0得RCL1G/L1L2RA04GL2G/2L1L2RB08GL1G/2L1L2通常LA40960222SCA51S故可知其安全。截面I右侧抗弯截面系数333M407010DW抗扭截面系数682T弯矩M及弯曲应力为N135713098MPAWMB894056扭矩及扭转切应力为T3960000T3MNPAT0146809过盈配合处的值，取，于是得KK1635321680轴按磨削加工，得表面质量系数为9故得综合系数为25310631KK6952所在轴在截面I右侧的安全系数为75210832571NAS982424611MAK759875222SCA1S故该轴在截面I右侧的强度也是足够的。352轴承校核在设计中我选用深沟球轴承，所选型号为307，查设计手册知307型轴承的C270KN，C1756KN。NMIN8000R/MIN01）求轴承承受的径向载荷RF根据上面计算轴的受力，轴承的径向载荷1800N，轴向力FA700NR2求轴承额定动载荷由式（152）得（3601NLHCP11）对球轴承3，（3PFXFRYA12）由（336703915680240561789282305700ACOFERPNC13）3按额定静载荷校核由式（1510）（3COSP14）查表1513，选取1SO315OXFRYA由式039FAR查表1518，时，81,08XOYPFRN代入上满足756CS4极限转速校核316MAX12NFN由查图155F1098268075PC查图156F1139FR代入AX81780/MIN20/MININRNN满足5验算轴承寿命366710108901403725HCLHNP3（317）许用时间（设计使用时间20年，两班制工作，每年工作300天）HHLL9601320,故轴承是安全的。353键校核为了简化设计,采用过渡配合和平键联接固定提升轮于轴上,同时规定整轴联接统一规格,键的选择由最小端剪切应力和最大端轴直径确定,然后由公式11和12进行挤压强度和剪切强度校核。A键挤压强度校核RJMAX2TMAX/DKL键16GR/DKL键RJ11B键剪切强度校核SMAX2TMAX/DBL键16GR/DBL键S12式中RJMAX键联接工作面最大挤压强度RJ键的许用挤压应力可查表得D轴最小直径MML键键的工作长度MMK,B键与轮毂的接触高度和宽度MM键,轴的材料都是钢，由机械设计手册表62查得许用挤压应力100120MPA，取其平均值110MPA。键的工作长度LB32MM，键0LIMXL与轮彀槽的接触高度K05H7MM。普通平键的强度条件为（319）33210250142107PPTMAAKLD故键是安全的。4总结在本次设计中