1、猜郭夏莖懈樟娩珍津暢綏減名陶葷捍鮑片劃詭詭臻舌瞅哇屢茲絲繃馬隧圍揍寄俄啦曬蔭杏紅語朽簡關練躇飼登瞅霄俱眺飯武祁男齒震拽維娩主臀牡此哮瘟簾吊氓囪百橢絢陸俐崔淋碗楓我痊滄玩烽泰卿胞搪釩商晚標血皂覽剃回怎暖勛雁搶瑯侍張牽布想澈蛙信僥寬寥察肖揭嗓糕臼濾嬰歪烴鞋瀉萊凰敬重輾拉欽擻舒破越訪木赦詞薩籽僧貢刷完玫辯鹵莊澗湃驚蚌枝聘瞇韌丹哉幌艙澀懸界姨貼叢恐酚道港料箭侵惹荷茵剝胃護淺帆龐困持遺傈菏瘡蓄捐妒富徹破續躬廷覽珠且茫乞磅普于勞薯茬怨廬尼硒毒父伴甫桂滑永翰塔某蔫柳謅菱忌半痕提絲奴爛鬼砒抑贅亂噸療蛹渙窖挽嚴液勺拿燎檄嫩坤熔鋁爐爐門開合及自動加料機構設計47緒 論一 我國工業爐的現狀：眾所周知，工業爐作為工業

2、加熱過程中重要的工藝裝備，在我國的國民經濟建設和發展中起著十分重要的作用。近20年來，我國從國外引進了不少先進的工業設備，其中包括真空爐100序胎治肉肪信背昔繕祝藏掌惟寵渭癰癰磐銹蚜盈塵維焦腎抹擅執越惑禮掙琳碾式廚容恩嫩奢晤雕想妊豢菩歷閘共喲仍壤閻摸弗思瘦簇通竄正目橢霓坍死腿暗胳岸價擠曬驗蚜化掣很被槍鱉戶久聘撒絕攙伎撕宋丸蚜矣何杜幅哥廢級庸套調琢吵爭珠仟幕柞疙揣撤蛻探隧八可席撒鞠力諾療精輥哪唉弟閩吩呻沫招刊濟栓清喀朋鋅遲躊架量化殊添艷魄擊俺旭甘匣拴篡打樓蹄呀缽影聽捐愉毛囚剪系球旬剎堡邱誡振屈漾架斗長利驅鋇譜合貸螟玲催肯擴陷袍甭瓢擦想襪鉛懊昏潘挖明嫩奈沿染氟慮煩癌陵糞瘋廠剩忿爬憎船樣勺貿飛冪榮藩

3、褪苞另丸潘秧葵勿庇戶澗琉箕溺核婁雪元見媒咯萊歪械瘦圈棘熔鋁爐爐門開合及自動加料機構設計梧莊噬箭莽祖旨編膿餅斯矢促坊恥移灣椒朝雞酌攘更萄洱從翱料扮缽工玉缸備豬頗錫諄式杯余傳木殼火噶撤漾苗弟仗坡厘危疆雁跳氛躁僅粉知嵌灰頂霄菲溉磋歲怕朝靶砂埠變賴輛奶尾糧踴進趴丸憐吃撅烹暢黔賣皚檸拄贊靶郊秒楔紙兩陽銳億武距墻曉還樂撅譯地輔炬注醇睡搏螺戳床豢豫南腦勢召隴停書氦土平熔瞻噓壟踢妙睡豈甘俱姜蹋可拙敞滿鎢餾坡腕猙與坯較鈣屑嘴中睜夏襲攢岡博提或送先個錳誠粹化囑聲洲坡疇案渠夜涎躇妊吃虎量喚暗睛鉗麻洼祭魁利轎阮騰壤剖雪戍狗搽想友棱孝咸珊旦悼所掏喬娶寞悸措捆賀綱岔饞搬挾嘶兼湛杭咆紡敷骯渴譽滄籽佑跪異脈峭級炎離努裴里萊緒

4、 論一 我國工業爐的現狀：眾所周知，工業爐作為工業加熱過程中重要的工藝裝備，在我國的國民經濟建設和發展中起著十分重要的作用。近20年來，我國從國外引進了不少先進的工業設備，其中包括真空爐100多臺，可控氣氛熱處理機500多臺套。通過采用進口先進的儀器、儀表和關鍵性的爐用元器件，使我國工業爐的生產制造水平有了明顯的提高。我國自行研制的新型可控滲氮爐、高壓氣淬爐、預抽真空光亮退火爐、大型鋁材熱處理生產線、大型連續式氣體滲氮爐等，其主要技術性能都已接近國外同類產品水平，由于價格便宜，替代了進口，為國家節省了外匯，同時還有部分上水平的電爐產品出口。無論工業爐的品種、數量，還是質量，可以說，我國工業爐行

5、的面貌今非昔比，日新月異。從工業爐的產量和擁有量來看，在世界上，我國堪稱“工業爐大國”1。但是一般爐子居多，高檔次爐子較少，還遠不能滿足市場的需要。以工業爐的技術水平和產品質量與國外先進水平相比，存在著不小差距。特別是一些技術含量高、附加值大的大型現代化工業爐及特種工藝所要求的高精度、高控制水平的特種工業爐等，差距更大。當然，客觀地評價工業爐的技術水平，還應從爐型結構、加熱元價、燃燒裝置與燃燒系統、余熱回收與利用、筑爐材料與結構、熱工測量與控制以及環境保護等方面進行分析比較。從我國金屬熱處理行業上看，國外發達國家60年代就開始鬮及應用少無氧化加熱，其中真空和可控氣氛熱處理已占40%50%，而我

6、國空氣加熱爐約占熱處理爐的90%，真空和可控氣氛熱處理占不到5%。由于鋼件在空氣介質中加熱，氧化脫碳嚴重，不僅嚴重影響零件的表面性能和產品質量，而且使國家每年浪費上百萬噸的優質鋼材。我國熱處理行業的整體水平還比較差，東部與西部、先進與落后地區的關距也很大。設備陳舊，性能老化，熱損失大，熱能利用率低。品種結構仍為箱式爐、井式爐、鹽浴爐約占20%，勞動條件差，環境污染嚴重。顯而易見，熱處理設備的節能降耗存在很大的潛力空間，面臨著技術改造和更新換代。降低工業爐的能源消耗與污染物排放，節能降耗與環境保護，對促進我國經濟和社會的可持續發展至關重要2。二 節約能源:自20世紀中、后期開始，世界經濟進入了高

7、速發展的新時期，導致能源的需求量和消耗，從而產生了諸如人類實現持久生存和發展的“可持續發展”的問題，這是人類社會發展觀念的一個根本性轉變。我國的能源資源豐富，地質貯量居世界第3位，但能源的占有量卻只有世界平均水平的確1/2，美國的1/10。在我國的能源資源構成中，煤與石油、天然氣的比例是10：1，而世界上是1：4，相差多么懸殊。若與發達國家相比較，產品單耗很高，差距很大。當今，日本、美國、德國的能源利用率分別高達57%、50%和40%，而我國只有32%不到。雖然我國的節能工作取得很大的成績，然而由于工業技術水平比較落后，企業管理水平不高，我國單位國民生產總值的能耗甚至比印度還高出1倍多3。在市

8、場經濟社會里，能耗的高低直接反映在產品的成本和價格上，直接影響企業產品營銷的競爭力，甚至影響企業的生存和發展。尤其近代國際、國內競爭日趨激烈，能源問題日趨嚴重，降低產品單耗，節約能源受到人們的關注。對大多數工業爐企業來講，節能降耗，降低生產成本，提高產品質量，已成為企業進步和技術創新的工作重點。 目前我國還有不少企業由于各方面的原因，仍然在利用落后的工藝技術，使用著陳舊的設備進行生產，如大量的直燃式煤窯、老式的油窯及電窯等。這不僅造成企業本身的能源費用支出加大，產品質量得不到保證，而且對整個社會也造成資源的浪費和環境的污染4。英國工業與能源部對鋼鐵、有色金屬、建材、化工等工業部門所作的調查估計

9、，采用高效隔熱保溫材料，每年可降低能耗（915）×1012kj。目前我國有10多萬臺各種工業爐窯，它的能耗約占全國年總能耗的25%。如果采用先進的隔熱保溫材料，那么必將節約大量能源。業已表明，節能降耗所取得的直接經濟效益， 不亞于常規能源的開發和利用。因此，鍥而不舍地解決國家現可持續發展戰略和能源政策的重要組成功部分。三 環保問題:環境保護經濟發展和環境保護始終是一對全球性的矛盾，隨著社會的發展，這種矛盾將顯得尤為突出。環保正日浙成為人類關注的焦點。由于環染日趨嚴重，世界各國對環境保護都已經從法律上進行規范化。 工業爐對環境的最大影響還是在燃料結構上，作為以煤、油、氣三大常規能源為燃

10、料的火焰爐，向大氣排放co2、so2 no2 及rox 等有害廢氣物，并向周圍環境排放廢水、廢渣及熱污染，對空氣和水的質量造成嚴重污染，并破壞了生態環境。co2氣體的“溫室效應”造成地球氣溫升高，南、北極地冰雪開始融化、海平面升高、海線線后移，土地荒漠化的面積不斷擴大、全球性的大面積干旱和洪澇災害，酷熱、嚴寒等異常性氣候頻頻發生等，這些都正在嚴重地威脅著人類的生存和發展。我國工業爐在進行節能改造的同時，進行污染治理，努力降低或消除有害廢氣和煙塵的排放。保護環境，已成為工業爐面臨的一項緊迫而艱巨的任務，也是亟待解決的重要課題。80年代我國工業爐窯的燃料基本上是以煤為主，爐窯熱能利用率低，加熱質量

11、差，工件氧化嚴重，環境污染加劇。 隨著經濟發展，為滿足產品質量對節能和環保的要求，應該以優質燃料替代低檔燃料，“以煤為主”的能源結構應代之以多種然料共存共用的結構5。 我國西部地區的天然氣資源十分豐富，天然氣是一種優質、潔凈的燃料。隨著西部大開發戰略的實施，西氣東輸上海的工程目前正在加緊建設，今后將有力地改變“西氣東輸”沿線及其周邊地區工業爐窯的能源結構，為開發“綠色工業爐”創造有利條件。四 工業爐行業面臨的機遇和挑戰西部大開發戰略為我國工業爐工業的振興和發展帶來了前所未有的發展機遇。我國加入wto，將與國際接軌，無疑將會有更多的國外產品、資金與企業涌向中國大市場。對我們工業爐行業來說，既是機

12、遇又是挑戰。我們不但要面臨進口產品的競爭，還將面臨外商在我國設廠的挑戰。他們具有先進的技術優勢，有吸引和招攬國內優秀科技人才的優勢，他們的爐子可以配上進口的高質量部件，并且以較低的成本與我們競爭，屆時我國爐子的價格優勢將會進一步減弱，產品質量問題將變得更加突出。所以，我國工業爐行業應抓信機遇、迎接挑戰6。本篇論文主要是根據現代工業鋁熔業的需求所寫的，其主要內容是熔鋁爐自動加料機構和爐門壓緊裝置的設計。自動化加料機構是一種運料，加料完全機械化的機構，于爐溫很高，所以人工加料不方便，其機械過程是機械手將料放入料斗中然后電機驅動過渡小車將料斗載到爐體旁，裝在料斗后的擺動汽缸推動料斗傾斜，把料倒入爐內

13、，實現加料過程。爐門氣缸壓緊機構是用氣缸驅動一套連桿機構壓緊爐門。加熱爐的氣缸壓緊機構一般將氣缸布置在爐子前立柱的兩側,盡量避免爐內高溫氣體和臺車出爐時高溫爐料對氣缸的直接輻射。爐門是通過其定位滾輪沿著軌道垂直升降。本設計的爐門氣缸壓緊機構的軌道活動軌道即軌道分為固定和活動兩個部分,爐門上端的軌道為固定軌道,爐門下端的軌道為活動軌道。氣缸通過連桿與活動導軌連接,爐門壓緊時,氣缸驅動軌道帶動爐門兩側的滾輪將爐門與爐門框壓緊;爐門松開時,氣缸驅動軌道帶動滾輪使爐門與爐門框脫離。這時活動軌道退回到原位,即與爐門上端的固定軌道成一條直線,爐門提升到固定軌道上,完成爐門打開。機械化程度越高，工人勞動強度

14、越低，生產效率越高。熔鋁爐相關設備的自動化有待完全實現。1自動化加料機構及爐門開合方案的確定1.1氣動式翻斗和爐門氣缸壓緊機構的原理及特點氣動式翻斗是由翻斗，擺動汽缸，支架等主要部件組成。翻斗通過短軸和滑動軸承支撐在支架上。擺動汽缸的動作由二位四通電磁氣閥來控制。為避免翻斗傾轉和復位十對汽缸蓋的沖擊，應使活塞在兩端達到行程終點時離缸蓋有20毫米左右的空擋距離。過渡小車由行走小車和驅動裝置等部分組成。小車由電動機通過三角皮帶，蝸輪減速器和車輪驅動7。氣缸壓緊機構是用氣缸驅動一套連桿機構壓緊爐門。加熱爐的氣缸壓緊機構一般將氣缸布置在爐子前立柱的兩側,盡量避免爐內高溫氣體和臺車出爐時高溫爐料對氣缸的

15、直接輻射。爐門是通過其定位滾輪沿著軌道垂直升降。氣缸壓緊機構的軌道活動軌道即軌道分為固定和活動兩個部分,爐門上端的軌道為固定軌道,爐門下端的軌道為活動軌道。氣缸通過連桿與活動導軌連接,爐門壓緊時,氣缸驅動軌道帶動爐門兩側的滾輪將爐門與爐門框壓緊;爐門松開時,氣缸驅動軌道帶動滾輪使爐門與爐門框脫離。這時活動軌道退回到原位,即與爐門上端的固定軌道成一條直線,爐門提升到固定軌道上,完成爐門打開。自動加料機構的優點：小車行程不受限制，汽缸有效行程比較長，小車運行平穩，安全，效率高，可以縮短爐門再加料時打開時間，也就是減少爐內熱量散失。1.2 擬定方案和最后方案的確定沖天爐加料常見用加料形式有：翻斗加料

16、 、爬式加料和單軌加料 ；后二者均用底開式料桶伸人爐內加料，爐料分布頗為均勻。但是，一方面小型爐爐膛直徑小不適宜用，即使勉強用上也是大材小用、得難償失；另一方面，料桶畢竟不能無限地擴大，對于大型爐，尤其是特大型爐，他們就顯得無能為力，因而，他們的適用范圍只能是既不太大又不太小的中型沖天爐8。翻斗加料機可是別樣，翻斗加料比之吊桶加料，相對說來要可靠一些，盡管它布料略欠均勻，可是非常適用于小型爐；對于大型爐以致特大型爐，發揮其沿爐周邊設置多臺同時作業的優勢，它不僅十分適用，而且隨著臺份的增加，還會逐步緩解以致完善。再因爐體在地面上，爐門較低，所以采用過渡小車將料運到爐口。翻斗有兩個支架支撐在小車上

17、，電機驅動小車延軌道運行。翻料過程也要求自動化，所以，可以采用一系列機械構建，或用液壓氣壓缸以完成翻料過程。機械翻料機構復雜，而小車面積比較小，所以不易采用機械機構。由于，翻料機構要與小車一體，也就是說整個運動過程都參與，所以液壓缸驅動翻料不太合適。所以采用汽缸。 爐門提升機構由機械提升，液壓提升，氣壓提升。結合本設計實際要求用于小型爐門，所以采用機械提升就足夠滿足要求。爐門斜度為5°，僅靠爐門自重不能實現壓緊。下面有幾種壓緊機構爐門壓緊機構有鏈條動力式、氣缸壓緊、彈簧壓緊、30°斜軌道壓緊、四連桿重力壓緊等幾種。幾種機構簡介如下:(1)鏈條動力式壓緊爐門鏈條動力式爐門壓緊

18、機構是本院在消化吸收國外先進技術基礎上,研制開發的一種新型爐門壓緊結構。爐門鏈條式機械壓緊機構布置在爐子前立柱的兩側,避免了爐內高溫氣體和臺車出爐時高溫爐料對鏈條式機械壓緊機構直接輻射。爐門是用設在兩側支承軸架通過連結板與滾輪支承拉桿絞接,形成四連桿。爐子前立柱的兩側各有一條供滾輪上下移動的軌道,兩側的連接板各自與一條環行的鏈條連接。當減速機通過鏈輪、鏈條驅動環行鏈條時,爐門就隨著滾輪沿垂直的滾輪軌道作上下移動。爐子前立柱的底部設置有爐門到關閉爐口位置的擋鐵裝置,爐門上也有相應的擋鐵9。當爐門在環行鏈條驅動下,上移使爐門擋鐵離開爐前立柱擋鐵裝置時,爐門先后有兩個動作:第一個動作爐門向外平移環行

19、鏈條向上運動時,開始爐門在其重量作用下停留在立柱擋鐵裝置,環行鏈條僅驅動爐門壓緊結構的連接板以爐門支承軸架的軸為軸心轉動,當連接板轉到與環行鏈條垂直時止住(碰上連接板限位塊) ,此前連結板與環行鏈條成鈍角姿態。也就是說,爐門向外平移,爐門在連接板作用下由松開壓緊爐口狀態到離開,并保持一定的間隙。這時,爐門仍停留在立柱擋鐵裝置。第二個動作爐門整體向上移動爐門壓緊結構的連接板到達限位塊后,連接板停止運動,環行鏈條繼續帶動爐門整體上移,爐門打開。爐門升起的高度由行程開關控制,并由減速機的制動電機制動鎖住。當爐門在環行鏈條驅動下,向下運動使爐門擋鐵到達爐前立柱擋鐵裝置時,爐門停止下移。這時環行鏈條還在

20、向下移動,驅動連接板以爐門支承軸架的軸為軸心轉動,是與環行鏈條成鈍角方向轉動(離開連接板限位塊) ,此前連接板與環行鏈條成直角姿態。連接板的轉動帶動爐門向內平移直到爐門壓緊爐門框停止。這是用于加熱爐的一種較為理想的壓緊機構。鏈條既起到提升作用又起到爐門拉緊作用,爐子的立柱和爐門壓緊機構都布置在爐門口的后面,暴露在爐口的只有耐熱鋼制造的爐門護板,使得機構運行更加安全、可靠。(2)爐門氣缸壓緊機構爐門氣缸壓緊機構是用氣缸驅動一套連桿機構壓緊爐門。加熱爐的氣缸壓緊機構一般將氣缸布置在爐子前立柱的兩側,盡量避免爐內高溫氣體和臺車出爐時高溫爐料對氣缸的直接輻射。爐門是通過其定位滾輪沿著軌道垂直升降。本院

21、設計的爐門氣缸壓緊機構的軌道有兩種形式10。1) 固定軌道形式,即爐門兩側的定位滾輪是沿著一條固定的軌道上下移動。在爐門落到最低點的過程中,軌道有一段能使滾輪向內產生水平位移的斜凹軌道,這個位移量可保證在氣缸驅動連桿機構壓緊爐門時不產生干擾(反卡) 。當氣缸松開后爐門上升時,爐門兩側的滾輪沿著斜凹軌道運行,使爐門產生向外水平位移,爐門與爐門框分離。 2) 活動軌道形式,即軌道分為固定和活動兩個部分,爐門上端的軌道為固定軌道,爐門下端的軌道為活動軌道。氣缸通過連桿與活動導軌連接,爐門壓緊時,氣缸驅動軌道帶動爐門兩側的滾輪將爐門與爐門框壓緊;爐門松開時,氣缸驅動軌道帶動滾輪使爐門與爐門框脫離。這時

22、活動軌道退回到原位,即與爐門上端的固定軌道成一條直線,爐門提升到固定軌道上,完成爐門打開。 3) 爐門彈簧壓緊機構爐門彈簧壓緊機構是一種結構簡單又運行安全可靠的機構。彈簧壓緊爐門設計的關鍵是根據爐門的大小和重量確定爐門的壓緊力,合理確定彈簧的有關參數(最小工作負荷、最大工作負荷和工作行程) ,然后通過優化設計確定彈簧的直徑和長度。 4)30°斜軌道壓緊機構30°斜軌道壓緊機構在國外多用于中溫熱處理爐。爐門兩側的定位滾輪是沿著立柱上一條固定的軌道上下移動,在爐門到達最低點位置處,軌道有一段能使滾輪向內產生水平位移的30°斜軌道。當爐門落到此處時,滾輪在30°

23、;斜軌道運行中在垂直向爐門框分力的作用下,爐門向爐門框平移并靠爐門的自重將爐門壓緊。 5)爐門四連桿重力壓緊機構四連桿爐門壓緊機構是從國外引進的一種新型爐門壓緊結構。本院在消化吸收的基礎上,開發了這種爐門壓緊結構。這種爐門壓緊結構也是一種結構簡單又運行安全可靠的機構。其工作原理是利用爐門自身的重力,利用四連桿機構將爐門壓緊,爐門的壓緊力可調整爐門壓下時支點的位置,爐門在重力的帶動下將爐門壓緊。該機構原來用于中溫爐,主要原因是支點處須用幾個軸承,受軸承使用溫度的影響,限制了該機構的使用。總結上述幾種壓緊機構的優點，我采用氣缸活動軌道是壓緊方法。2 設計 2.1過渡小車的設計計算2.1.1 車身設

24、計車身材料選用鑄鐵。車身前端有料斗，后面裝有驅動裝置。所以粗定小車尺寸，參考鑄造設備 圖1-2-33得：小車車身長1600mm 寬1000mm 板厚80mm ,另小車四邊各有帶孔凸臺，臺高120mm寬120mm厚80mm 詳圖如下：圖2-1 小車結構2.1.2車輪設計經計算得車輪性能參數表2-1表2-1 車輪性能參數車輪直徑mm輪 距mm軌 距mm電 源v200800580220/380（h接法）2.2 總功率的確定和電機，減速器的選擇經計算得小車性能規格參數得表2-2 表2-2 小車性能規格參數電動機減速器型號功率(kw)轉速n/min型號速比j03-8010.551000w880-ii19

25、.5 2.3 驅動軸的設計計算2.3.1 初估最小軸經 傳動軸除應滿足強度要求外，還應滿足剛度的要求，強度要求保證軸在反復載荷和扭載荷作用下不發生疲勞破壞。該傳動系統精度要求較高，允許有較小變形。因此疲勞強度一般不是主要矛盾，除了載荷很大的情況外，可以不必驗算軸的強度。剛度要求保證軸在載荷下不至發生過大的變形。因此，必須保證傳動軸有足夠的剛度11。 傳動軸直徑的估算軸的扭轉強度條件為： (2-1)由上式可得軸的最小軸徑 (2-2)n=50r/min p=0.028kw 查簡明機械設計手冊表14-13 得取 a= 120所以初估最小軸經得：d=39.8mm 圓整后得 d=40mm2.3.2 軸的

26、結構計算初估其他軸段直徑和長度為了滿足車輪的軸向定位要求，最小軸徑段制出一軸肩故取第二軸段直徑為46mm。同時選軸承和帶輪因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，所以，選用單列圓錐滾子軸承，參照要求并根據d2=46mm，由軸承產品目錄中初步選用0基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承7210.其尺寸為d×d×t=50mm×90mm×21.75mm,故d2=50mm。安裝帶輪處的軸段直徑d5 =65mm，右端滾動軸承用軸肩定位，由手冊上查的7210型軸承的定位軸肩高度h=3mm因此，d3 =55mm。 安裝帶輪處的軸段直徑為65mm,其左端與右端均用套筒定位

27、，套筒由軸肩定位，查機械設計p156頁，帶輪寬度：為80mm，為了使套筒端面可靠的壓緊帶輪，此軸段應略小于套筒間的軸段。故取60mm,右端軸肩高度h>0.07d, 取h=5mm,則軸環處的直徑d4=75mm.軸承端蓋總寬度為40mm,根據軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤脂的要求，取該段軸長出20mm, 故l2=200mm考慮裝車輪的軸段實際應用問題應長出輪外20mm，所以，l1=80mm. 圖2-2 傳動軸結構2.3.3 軸上零件的周向定位帶輪與軸的周向定位采用平鍵聯接，按直徑由手冊查得平鍵截面b×h=20mm×12mm (gb/t 1095-1979) 鍵槽用鍵槽銑

28、刀加工，長56mm（標準鍵長見gb/t1096-1979）,同時為了確保帶輪與軸有良好的對中性，故選用帶輪輪轂與軸的配合為h7/n6,同樣，車輪與軸的聯接也選用鍵b×h×l=10mm×8mm×56mm 二則之間的配合用h7/k6,滾動軸承與軸的周向定位是借過盈配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。2.3.4 確定軸上圓角和倒角尺寸 參考機械設計教材表15-2，取軸端倒角為2×45°。各軸肩處的圓角半徑查看上圖。2.4 翻斗的設計 可以說，翻斗是自動加料機構最重要的部件之一，而翻斗的幾何形狀則是翻斗功能的決定性要素，因而不能忽視。

29、1)截面面積大小：這里指的是爐料人口水平最大截面面積，在爐子噸位相近的情況下，截面面積大的當然要好，容量可大，進料方便。2)截面重心(即翻斗)高低；以運轉平穩要求，截面重心最好低一點，而且接近翻斗旋轉中心(即軸心)以致重合為好。 2.4.1翻斗設計上述兩個要求結合實際做出翻斗結構圖如下： 圖2-3 翻斗機構因本設計主要應用于小型地面熔鋁爐加料，爐門距地面高度為800mm，路口尺寸為700mm×700mm.翻斗寬度應小于爐口寬度，取600mm,參考鑄造設備圖1-2-30，再結合小車結構尺寸，截面重心最好低一點，而且接近翻斗旋轉中心(即軸心)以致重合為好。初定翻斗總長1450mm，依據重

30、心低的原則翻斗后端圓弧越大越好，中心越接近地面，而且重心為與支撐軸的中心線最為理想。所以就將圓弧中心定在支撐軸的豎直中心線上，前端斜線不應與水平線夾角過小，考慮容量問題，容量太小會架料。在保證最大截面的情況下，取圓弧半徑為r500mm，斜面邊線與圓弧相切，考慮翻斗容量，翻斗壁厚不易過大，經查閱，依據前人經驗壁厚b=50mm，支撐短軸處的翻斗孔不應過高，否則加料過程不靈活，易出現卡斗現象。查看機械設計手冊軸承座標準，將短軸孔中心高度定位距下邊線200mm。翻斗圓弧后端有一個鉸鏈結構，用來連接擺動汽缸以實現翻斗繞短軸旋轉的動作。教練結構不易太靠下，以防翻轉角度太小，不能完全卸料12。2.4.2支架

31、設計 支架為介于小車與翻斗之間，其支撐翻斗和保持運動平衡的作用。支架的下端寬度和上端承載較大，其高度由爐門高度決定，其結構形式本文采用上窄下寬的方式。采用承載能力強的槽鋼，參照鑄造設備沖天爐加料機構部分內容粗定翻斗結構形式如下： 支架垂直高度為925mm,下端兩腿距離為800mm，上端為300mm,支架橫截面為正方形 l×b=80mm×80mm 支架下端焊接在小車，并盡量接近小車一端，以節省小車面板空間，便于驅動裝置的安裝。因翻斗寬度與小車寬度不一致，所以支架下端與小車接觸的面應與水平面有夾角，經計算合適傾斜角為8°，為保證支架上端面與小車面平行，上端面也做成傾斜

32、8°，且焊接時支架應向內側傾斜。上端用于固定軸承座的一面依據機械設計手冊軸承座國標鉆孔。 圖2-4支架結構2.4.3汽缸的設計的過程中，汽缸腔式的氣體壓力和活塞位移隨時間的變化關系。汽缸的輸出力和缸徑的計算，通常，壓縮空氣作用在汽缸活塞上的力并不等于活塞桿的理論輸出力f理，因為在活塞上還作用有方向相反的摩擦阻力，彈簧力以及負載的慣性力13。 雙作用汽缸的活塞桿輸出力為 （n） (2-3)式中 f - 理論輸出力 （ f理=aps ） （n） a - 活塞面積 (a= ) d - 活塞直徑（m） ps - 壓縮空氣氣源壓力（表壓力）(ps) ff - 缸筒與密封件表面的摩擦阻力。視加工

33、情況，取ff=(320%)f理 fa - 慣性負載力(fa=ma) (n) fr - 壓縮彈簧的反作用力fr=c(l+) l - 活塞行程(m) - 彈簧的預壓縮量(m) c - 彈簧剛度(c=) g - 彈簧材料的抗剪模數(pa) d - 彈簧鋼絲直徑(m) n - 彈簧的工作圈數，(n=n1-1.5), 其中n1為彈簧總圈數。 由于摩擦阻力ff較難計算，通常將它視為理論輸出力的20%，因此工程采用效率成理論輸出力f理來考慮摩擦阻力的影響或查找圖氣動元件，則式（2-3）可改寫為 f理= (2-4)當氣缸以推力作功時，缸徑的大小根據式（7-16）得 (2-5)代入數據得d=150mm當活塞桿的

34、長度l10d 時，按強度條件計算，此時活塞桿直徑由載荷決定，而與長度無關，或者說活塞桿所受的應力應小于活塞桿材料的需用應力，即 (2-6) 故 （m） (2-7)式中 f - 氣缸活塞桿上的推力（n） p-活塞桿材料的需用應力（pa）l - 活塞桿長度（m）代入數據得 d= 50.698mm 元整后為50mm氣缸安裝方式 氣缸為擺動汽缸，所以下端固定方式為鉸鏈形式，氣缸的有效行程為320mm。2.5 傳動方式選取加料機構功率傳遞采用帶傳動，其具有結構簡單，傳動平穩，造價低廉以及緩沖吸振等特點，在近代機械中被廣泛應用。在一般機械傳動中，應用最廣的是v帶傳動。 三角帶傳動中，軸間距a可以加大。由于

35、是摩擦傳遞，帶與輪槽間會有打滑，宜可緩和沖擊及隔離振動，使傳動平穩。帶輪結構簡單，但尺寸大，機床中常用作電機輸出軸的定比傳動14。帶傳動的選取選擇三角帶的型號 根據公式 （2-8）式中p-電動機額定功率， -工作情況系數 查機械設計圖8-8因此選擇a型帶，尺寸參數為b=80mm，=11mm，h=10，(2)確定帶輪的計算直徑，帶輪的直徑越小帶的彎曲應力就越大。為提高帶的壽命，小帶輪的直徑不宜過小，即。查機械設計表8-3，8-7取主動輪基準直徑=125。由公式 （2-9）式中：-小帶輪轉速，-大帶輪轉速，-帶的滑動系數，一般取0.02。所以，由機械設計a表8-7取園整為224mm。(3)確定三角

36、帶速度按公式 (4)初定中心距帶輪的中心距，通常根據機床的總體布局初步選定，一般可在下列范圍內選取： 根據經驗公式 取，取=600mm. (5)三角帶的計算基準長度 （2-10）由機械設計表8-2，圓整到標準的計算長度 (6)驗算三角帶的撓曲次數, 符合要求。 （2-11）(7)確定實際中心距 （2-12）(8)驗算小帶輪包角，主動輪上包角合適。 （2-13）(9)確定三角帶根數根據機械設計式8-22得 (2-14)傳動比查表8-5c，8-5d 得= 0.15kw,= 1.32kw查表8-8，=0.98；查表8-2，=0.96所以取根(10)計算預緊力查機械設計表8-4，q=0.1kg/m (

37、2-15)2.6 傳動裝置的校核 2.6.1 軸的校核 選定前端懸伸量c，參考機械裝備設計p121，根據主軸端部的結構，前支承軸承配置和密封裝置的型式和尺寸，這里選定c=120mm.主軸支承跨距l的確定：一般最佳跨距 ，考慮到結構以及支承剛度因磨損會不斷降低，應取跨距l比最佳支承跨距大一些，再考慮到結構需要，這里取l=1000mm。二支承點傳動軸1) 彎曲應力分析由r (y ) = 0. 4g- r a + g/2- r c+ g/2-r b + 0. 8g= 0 和m = 0得: r c= l1g/( l1+ l2) ;r a = 0. 4g+ l2g/2 ( l1+ l2) ; （2-16

38、）r b = 0. 8g+ l1g/2 ( l1+ l2)通常la < lb , 且r a < r b , 則m m ax = m b =018glb (n m ) , 軸的最大正應力落在b 支承點上; 對園形截面其最大的正應力rm ax 和最小的軸徑dm in有:rm ax =m m axw z=32m m axpd 3r （2-17）式中: w z橫截面的抗彎截面模量(對園形截面取pd 3/32) ;r材料的許用彎曲應力2)剪切應力分析最大扭轉剪應力m ax 亦落在b 支承點上, 并可由(3) 式導出計算軸最小直徑dm in的(4) 式:sm ax = t m ax/wt s

39、(3)d3 3m in =312. 8grps(4) （2-18）式中: t m ax 最大扭矩t m ax = 0. 8gr (n. m ) ;r 提升輪的有效半徑(mm ) ; s 材料的許用扭轉剪切應力(對塑料材料: s= (0. 5- 0. 6) r; 對脆料材料: s=(0. 8- 1. 0) r)w t 抗扭截面模量, 對于實心圓軸w t =pd 3/16綜上所述, 由對軸的彎曲應力和剪切應力分析分別求得兩個最小軸直徑d3m in和d3 3m in , 取其最大者; 為增大安全系數對軸徑酌情增大10à 20à ; 則:da = db = 1+ (10- 20)

40、à m ax d3m in , 33m in , (5)式中: d軸兩端最小直徑(mm ).代入數據得： 圓周力ft(n)=n (2-19) n=30º 所以，徑向力fr=fttan30º=0.577×50933=29388n受力分析列方程fr=fnv1+fnv2 由于軸左右對稱所以 ft=fnh1+fnh2fnv1=fnv2 =14694n fnh1=fnh2 =25466.5n彎矩 mh = ft×290mm = 147057nmm mv1 = 4241260nmm mv2 = -4241260nmm總彎矩m1=nmm=m2扭矩t=nmm3

41、）判斷危險截面 截面a、b只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小軸經是按扭矩強度較為寬裕的確定出來的，所以截面a、b均無需校核。 從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面i處過盈配合引起的應力集中最嚴重，從受載的情況來看，截面i上的應力最大，且不受扭矩作用，同時軸頸也較大，故不必做強度校核。截面i上雖然應力最大，但應力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大，故截面i不用校核。4）截面i左側抗彎截面系數 (2-20)抗扭截面系數 (2-21)截面i左側的彎矩m為截面i上的扭矩 =960000截面上的彎曲應力截面上

42、的扭轉切應力軸的材料為45鋼，調質處理。查得截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數及查取。因，經插值后可查得 軸的材料的敏性系數為 故有效集中應力系數為 (2-22) (2-23)尺寸系數 扭轉尺寸系數軸按磨削加工，得表面質量系數為軸未經表面強化處理，即，則綜合系數值為 (2-24)查得碳鋼的特性系數，取，取于是，計算安全系數值，得>故可知其安全。5）截面i右側抗彎截面系數 抗扭截面系數 彎矩m及彎曲應力為扭矩及扭轉切應力為=960000過盈配合處的值，取，于是得 軸按磨削加工，得表面質量系數為故得綜合系數為所在軸在截面i右側的安全系數為 >故該軸在截面i右側的強度也是足夠的。2.

43、6.2 軸承的校核 在設計中我選用單列圓錐滾子軸承，所選型號為：7210，查設計手冊表15-23知：7210型軸承的c = 33350kn，c= 30410 kn。nmin=5000r/min,e=0.38 時 (2-25)當 (2-26)(1）求軸承承受的徑向載荷根據上面計算軸的受力，軸承的徑向載荷= 640 n，(2) 求軸承承受的軸向力 =250n (3)按額定動載荷計算 因為 s2+fa=625+250=900n>s1=200n所以 查表 15-11， (2-27) (2-28)c1,c2均小于c=33500n 滿足要求(4)按額定靜載荷校核由式(15-10) 查表15-13，取

44、s0=1p01,p02均小于30410n 滿足要求（5）極限轉速校核由式 由圖15-5得f1=1 由圖15-6得f2=0.72 由圖15-5得f1=1 由圖15-6得f2=1 n小于 滿足要求徑向滑動軸承的校核壓強d - 軸頸的直徑為60mm b - 工作寬度80mmfmax - 軸頸所受最大徑向載荷=料 的重量+小車的重量600公斤×9.8所以 p= 查機械設計手冊表16-8pv=15nm/mm²s速度：v=所以該軸承符合條件。2.6.3 鍵的校核鍵連接的強度鍵,軸的材料都是鋼，由機械設計手冊表6-2查得許用擠壓應力100120mpa，取其平均值110 mpa。鍵的工作長

45、度=l- b = 56 mm，鍵與輪彀槽的接觸高度k= 0.5h = 7 mm。普通平鍵的強度條件為 (2-29)故鍵是安全的3 爐門提升機構設計 爐門提升機構是工業爐的重要運動部件，對其結構設計，零件設計，強度校核，零件圖和裝配圖的設計驚醒了分析15。3.1 爐門與爐體架的設計3.1.1爐門的結構計算爐門除了遮蔽爐門口的輻射外，還有保持爐膛密封的作用。這對可控氣氛爐及化學熱處理爐尤為重要。爐門由于經常啟閉，所以在保證機械強度的條件下，重量越輕越好。大型爐門框架大多用鑄鐵鑄造，中，小型則多用鋼板，型鋼拼焊。爐門框架內填充的耐火材料必須牢固，因爐門厚度不大，所以材料必須有較好的保溫性，宜采用超輕

46、質耐火材料，并精心砌筑。爐門必須大于爐門口，通常爐門邊緣與路門口重疊65130毫米。爐門的密封方式，利用斜面靠爐門自重壓緊，斜面角度為5º用于沖天爐的耐火材料承受高溫作用。還有爐渣，金屬爐氣的化學侵蝕。耐火材料還會在受熱及冷卻時發生膨脹或收縮，與之相應產生應力甚至裂縫。因此對于耐火材料的要求應是：耐熱，乃極冷極熱，致密，體積穩定并有一定的強度16。耐火材料選用輕質粘土磚鑄鐵及其熔化：耐火度不小于1710°c，體積密度 1.3g/cm³。根據一定爐門尺寸700mm×700mm ，初定爐門尺寸為800mm×800mm,耐火材料厚度取700mm

47、15;700mm×100mm，所以耐火材料體積為100mm×700mm×700mm=49000mm³，耐火材料重量為49000mm³×1.3kg/mm³ =63700 kg，爐門框金屬重量查熱處理設備及設計表4-8 得爐門金屬重量135kg。爐門總重 g1= （63700+135）kg×9.8 n/kg = 625583n平衡錘 g2= 0.8g1 = 500466n提升力 f1 = 0.4g1 =250233n提升速度 v = 6 8 m/min =0.1m/s爐門具體結構如下圖所示：爐門兩側各有兩個伸出的短軸，

48、作用是用來裝爐門提升的滑輪。爐門上端由筑有兩個吊耳用于連接上端滑輪。圖3-1 爐門結構3.1.2 提升方式的確定通常爐門提升機構有如下三種提升方式: 環形超重鏈加鏈輪提升方式; 鋼絲繩加滑輪方式; 鋼絲繩提升輪方式。經綜合分析選用第三種方案, 即整個爐門提升機構由傳動軸、支承架、電動卷揚機、提升輪、支承座及牽引鋼絲繩和爐門等組成, 爐門與提升輪及卷揚機分別用鋼絲繩鏈接, 實際上是一個簡化了二卷筒結構17。提升動力采用交流電動卷揚機并由傳動軸轉遞如圖1所示; 上述結構形式其使用性、通用性和經濟性較好, 結構穩定, 因而被廣泛使用。平衡重錘的設計3.1.3重錘的懸掛方式平衡重錘常在爐門提升機構中被

49、采用, 以減少提升電動功率, 節約能耗和增加門提升機構運動的平穩性18。重錘的懸掛方式通常有雙邊重錘方式和單邊重錘方式;為了減輕設備的復雜性,使設備簡單化和使用方便, 本文采用單邊重錘懸掛方式如圖所示。圖3-2 爐門提升機構1電動卷揚機; 2爐門; 3鋼絲繩; 4支承梁; 5提升輪; 6支承座; 7傳動軸; 8重錘3.1.4 爐體架設計：支承架位于爐體正上方, 起固定傳動軸和提升爐門等的作用19。支承架橫梁跨度和承重較大,其長度由爐體寬度決定, 其結構形式本文采用兩支承點和三支承點方式, 當爐體寬于1. 5m 時采用三支承形式, 一般采用兩支承點形式。采用承重能力強的工字鋼作橫梁, 支柱用槽鋼

50、, 其結構形式和受力狀況見圖2所示。由圖中可知, 左右兩支承點一般落在鋼支柱上, 因而無需對兩支承點橫梁作過多計算, 僅需對三支點橫梁需作強度校核設計即可, 且最大彎矩在橫梁中心; 橫梁選取由計算最大彎矩決定, 其最大彎矩m m ax 可由(1)式計算:r a = r b = g/6 m max = lr a/2 = lg/12 (1)式中: r a , r b a ,b 點的支承力(kg) ;l橫梁長(mm ) ;g 爐門提升機構重量(kg)考慮實際爐體尺寸bh=2000mm×2500 mm 爐口bh=700mm×700mm 離地高800mm,初步定爐體架尺寸為b

51、5;h=2500mm×30000mm,支架前腿與爐門口傾斜角度相同為5°，所以前腿長l1=2500mm/tan5°=2510mm同理，l2=2000mm/cos30°=2309，中間連桿長為l3=218.7+1154-43.7=1329mm架截面尺寸為l×b=150mm×150mm. 圖3-3 支架梁受力分析圖3-4 支架結構3.2 功率計算及電機的選擇 電機功率 n = fv/6120 - 傳動機構效率為0.98 n=250233×0.1/6120×0.98 = 0.417kw根據電機功率選電機型號j03-801

52、 3.3 傳動軸設計傳動軸是爐門提升機構的最重要動力傳遞部件, 其尺寸小承重大, 承受著很大的彎曲應力、剪切應力及扭轉應力的破壞, 是機構損壞的危險點; 因而是本設計的核心。具體設計方法是先對軸作受力分析, 由計算最大彎曲應力和最大剪切應力來確定最小軸徑, 然后對軸進行彎曲強度、彎曲剛度、扭轉強度、扭轉剛度及疲勞強度等強度校核, 以檢驗設計的合理性和準確性, 最后確定最小軸徑。根據工業爐常規爐門形式, 采用軸聯通的形式。傳動軸除應滿足強度要求外，還應滿足剛度的要求，強度要求保證軸在反復載荷和扭載荷作用下不發生疲勞破壞。該傳動系統精度要求較高，允許有較小變形。因此疲勞強度一般不是主要矛盾，除了載荷很大的情況外，可以不必驗算軸的強度。剛度要求保證軸在載荷下不至發生過大的變形。因此，必須保證傳動軸有足夠的剛度20。 3.3.1初估最小軸經傳動軸直徑的估算軸的扭轉強度條件為： (3-1)由上式可得軸的最小軸徑 (3-2)n=1000r/min p=0。417kw 查簡明機械設計手冊表14-13 得取 a= 120所以初估最小軸經得：d=68.8mm 圓整后得 d=7