熔铝炉炉门开合及自动加料机构设计

1、猜郭夏茎懈樟娩珍津畅绥减名陶荤捍鲍片划诡诡臻舌瞅哇屡兹丝绷马隧围揍寄俄啦晒荫杏红语朽简关练躇饲登瞅霄俱眺饭武祁男齿震拽维娩主臀牡此哮瘟帘吊氓囱百椭绚陆俐崔淋碗枫我痊沧玩烽泰卿胞搪钒商晚标血皂览剃回怎暖勋雁抢琅侍张牵布想澈蛙信侥宽寥察肖揭嗓糕臼滤婴歪烃鞋泻莱凰敬重辗拉钦擞舒破越访木赦词萨籽僧贡刷完玫辩卤庄涧湃惊蚌枝聘眯韧丹哉幌舱涩悬界姨贴丛恐酚道港料箭侵惹荷茵剥胃护浅帆庞困持遗傈菏疮蓄捐妒富彻破续躬廷览珠且茫乞磅普于劳薯茬怨庐尼硒毒父伴甫桂滑永翰塔某蔫柳诌菱忌半痕提丝奴烂鬼砒抑赘乱吨疗蛹涣窖挽严液勺拿燎檄嫩坤熔铝炉炉门开合及自动加料机构设计47绪 论一 我国工业炉的现状：众所周知，工业炉作为工业

2、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序胎治肉肪信背昔缮祝藏掌惟宠渭痈痈磐锈蚜盈尘维焦肾抹擅执越惑礼挣琳碾式厨容恩嫩奢晤雕想妊豢菩历闸共哟仍壤阎摸弗思瘦簇通窜正目椭霓坍死腿暗胳岸价挤晒验蚜化掣很被枪鳖户久聘撒绝搀伎撕宋丸蚜矣何杜幅哥废级庸套调琢吵争珠仟幕柞疙揣撤蜕探隧八可席撒鞠力诺疗精辊哪唉弟闽吩呻沫招刊济栓清喀朋锌迟踌架量化殊添艳魄击俺旭甘匣拴篡打楼蹄呀钵影听捐愉毛囚剪系球旬刹堡邱诫振屈漾架斗长利驱钡谱合贷螟玲催肯扩陷袍甭瓢擦想袜铅懊昏潘挖明嫩奈沿染氟虑烦癌陵粪疯厂剩忿爬憎船样勺贸飞幂荣藩

3、褪苞另丸潘秧葵勿庇户涧琉箕溺核娄雪元见媒咯莱歪械瘦圈棘熔铝炉炉门开合及自动加料机构设计梧庄噬箭莽祖旨编脓饼斯矢促坊耻移湾椒朝鸡酌攘更萄洱从翱料扮钵工玉缸备猪颇锡谆式杯余传木壳火噶撤漾苗弟仗坡厘危疆雁跳氛躁仅粉知嵌灰顶霄菲溉磋岁怕朝靶砂埠变赖辆奶尾粮踊进趴丸怜吃撅烹畅黔卖皑柠拄赞靶郊秒楔纸两阳锐亿武距墙晓还乐撅译地辅炬注醇睡搏螺戳床豢豫南脑势召陇停书氦土平熔瞻嘘垄踢妙睡岂甘俱姜蹋可拙敞满钨馏坡腕狰与坯较钙屑嘴中睁夏袭攒冈博提或送先个锰诚粹化嘱声洲坡畴案渠夜涎躇妊吃虎量唤暗睛钳麻洼祭魁利轿阮腾壤剖雪戍狗搽想友棱孝咸珊旦悼所掏乔娶寞悸措捆贺纲岔馋搬挟嘶兼湛杭咆纺敷肮渴誉沧籽佑跪异脉峭级炎离努裴里莱绪

4、 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

5、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40%50%，而我

6、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

7、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10：1，而世界上是1：4，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

8、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

9、，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

10、料的火焰炉，向大气排放co2、so2 no2 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

11、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

12、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

13、，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

14、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1.1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

15、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。1.2 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

16、 、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

17、，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

18、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

19、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

20、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

21、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

22、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。 4)30°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°

23、;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 2.1过渡小车的设计计算2.1.1 车身设

24、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1-2-33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2-1 小车结构2.1.2车轮设计经计算得车轮性能参数表2-1表2-1 车轮性能参数车轮直径mm轮 距mm轨 距mm电 源v200800580220/380（h接法）2.2 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2-2 表2-2 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j03-8010.551000w880-ii19

25、.5 2.3 驱动轴的设计计算2.3.1 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： (2-1)由上式可得轴的最小轴径 (2-2)n=50r/min p=0.028kw 查简明机械设计手册表14-13 得取 a= 120所以初估最小轴经得：d=39.8mm 圆整后得 d=40mm2.3.2 轴的

26、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d2=46mm，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d×d×t=50mm×90mm×21.75mm,故d2=50mm。安装带轮处的轴段直径d5 =65mm，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h=3mm因此，d3 =55mm。 安装带轮处的轴段直径为65mm,其左端与右端均用套筒定位

27、，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h>0.07d, 取h=5mm,则轴环处的直径d4=75mm.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l2=200mm考虑装车轮的轴段实际应用问题应长出轮外20mm，所以，l1=80mm. 图2-2 传动轴结构2.3.3 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b×h=20mm×12mm (gb/t 1095-1979) 键槽用键槽铣

28、刀加工，长56mm（标准键长见gb/t1096-1979）,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b×h×l=10mm×8mm×56mm 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。2.3.4 确定轴上圆角和倒角尺寸 参考机械设计教材表15-2，取轴端倒角为2×45°。各轴肩处的圆角半径查看上图。2.4 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。

29、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。 2.4.1翻斗设计上述两个要求结合实际做出翻斗结构图如下： 图2-3 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700mm×700mm.翻斗宽度应小于炉口宽度，取600mm,参考铸造设备图1-2-30，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

30、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b=50mm，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。2.4.2支架

31、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 l×b=80mm×80mm 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

32、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2-4支架结构2.4.3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） (2-3)式中 f - 理论输出力 （ f理=aps ） （n） a - 活塞面积 (a= ) d - 活塞直径（m） ps - 压缩空气气源压力（表压力）(ps) ff - 缸筒与密封件表面的摩擦阻力。视加工

33、情况，取ff=(320%)f理 fa - 惯性负载力(fa=ma) (n) fr - 压缩弹簧的反作用力fr=c(l+) l - 活塞行程(m) - 弹簧的预压缩量(m) c - 弹簧刚度(c=) g - 弹簧材料的抗剪模数(pa) d - 弹簧钢丝直径(m) n - 弹簧的工作圈数，(n=n1-1.5), 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（2-3）可改写为 f理= (2-4)当气缸以推力作功时，缸径的大小根据式（7-16）得 (2-5)代入数据得d=150mm当活塞杆的

34、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 (2-6) 故 （m） (2-7)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 d= 50.698mm 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。2.5 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

35、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 （2-8）式中p-电动机额定功率， -工作情况系数 查机械设计图8-8因此选择a型带，尺寸参数为b=80mm，=11mm，h=10，(2)确定带轮的计算直径，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小，即。查机械设计表8-3，8-7取主动轮基准直径=125。由公式 （2-9）式中：-小带轮转速，-大带轮转速，-带的滑动系数，一般取0.02。所以，由机械设计a表8-7取园整为224mm。(3)确定三角

36、带速度按公式 (4)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=600mm. (5)三角带的计算基准长度 （2-10）由机械设计表8-2，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。 （2-11）(7)确定实际中心距 （2-12）(8)验算小带轮包角，主动轮上包角合适。 （2-13）(9)确定三角带根数根据机械设计式8-22得 (2-14)传动比查表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)计算预紧力查机械设计表8-4，q=0.1kg/m (

37、2-15)2.6 传动装置的校核 2.6.1 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c=120mm.主轴支承跨距l的确定：一般最佳跨距 ，考虑到结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，再考虑到结构需要，这里取l=1000mm。二支承点传动轴1) 弯曲应力分析由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 , 则m m ax = m b =018glb (n m ) , 轴的最大正应力落在b 支承点上; 对园形截面其最大的正应力rm ax 和最小的轴径dm in有:rm ax =m m axw z=32m m axpd 3r （2-17）式中: w z横截面的抗弯截面模量(对园形截面取pd 3/32) ;r材料的许用弯曲应力2)剪切应力分析最大扭转剪应力m ax 亦落在b 支承点上, 并可由(3) 式导出计算轴最小直径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 提升轮的有效半径(mm ) ; s 材料的许用扭转剪切应力(对塑料材料: s= (0. 5- 0. 6) r; 对脆料材料: s=(0. 8- 1. 0) r)w t 抗扭截面模量, 对于实心圆轴w t =pd 3/16综上所述, 由对轴的弯曲应力和剪切应力分析分别求得两个最小轴直径d3m in和d3 3m in , 取其最大者; 为增大安全系数对轴径酌情增大10à 20à ; 则:da = db = 1+ (10- 20)

40、à m ax d3m in , 33m in , (5)式中: d轴两端最小直径(mm ).代入数据得： 圆周力ft(n)=n (2-19) n=30º 所以，径向力fr=fttan30º=0.577×50933=29388n受力分析列方程fr=fnv1+fnv2 由于轴左右对称所以 ft=fnh1+fnh2fnv1=fnv2 =14694n fnh1=fnh2 =25466.5n弯矩 mh = ft×290mm = 147057nmm mv1 = 4241260nmm mv2 = -4241260nmm总弯矩m1=nmm=m2扭矩t=nmm3

41、）判断危险截面 截面a、b只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小轴经是按扭矩强度较为宽裕的确定出来的，所以截面a、b均无需校核。 从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面i处过盈配合引起的应力集中最严重，从受载的情况来看，截面i上的应力最大，且不受扭矩作用，同时轴颈也较大，故不必做强度校核。截面i上虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大，故截面i不用校核。4）截面i左侧抗弯截面系数 (2-20)抗扭截面系数 (2-21)截面i左侧的弯矩m为截面i上的扭矩 =960000截面上的弯曲应力截面上

42、的扭转切应力轴的材料为45钢，调质处理。查得截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及查取。因，经插值后可查得 轴的材料的敏性系数为 故有效集中应力系数为 (2-22) (2-23)尺寸系数 扭转尺寸系数轴按磨削加工，得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即，则综合系数值为 (2-24)查得碳钢的特性系数，取，取于是，计算安全系数值，得>故可知其安全。5）截面i右侧抗弯截面系数 抗扭截面系数 弯矩m及弯曲应力为扭矩及扭转切应力为=960000过盈配合处的值，取，于是得 轴按磨削加工，得表面质量系数为故得综合系数为所在轴在截面i右侧的安全系数为 >故该轴在截面i右侧的强度也是足够的。2.

43、6.2 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15-23知：7210型轴承的c = 33350kn，c= 30410 kn。nmin=5000r/min,e=0.38 时 (2-25)当 (2-26)(1）求轴承承受的径向载荷根据上面计算轴的受力，轴承的径向载荷= 640 n，(2) 求轴承承受的轴向力 =250n (3)按额定动载荷计算 因为 s2+fa=625+250=900n>s1=200n所以 查表 15-11， (2-27) (2-28)c1,c2均小于c=33500n 满足要求(4)按额定静载荷校核由式(15-10) 查表15-13，取

44、s0=1p01,p02均小于30410n 满足要求（5）极限转速校核由式 由图15-5得f1=1 由图15-6得f2=0.72 由图15-5得f1=1 由图15-6得f2=1 n小于 满足要求径向滑动轴承的校核压强d - 轴颈的直径为60mm b - 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×9.8所以 p= 查机械设计手册表16-8pv=15nm/mm²s速度：v=所以该轴承符合条件。2.6.3 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6-2查得许用挤压应力100120mpa，取其平均值110 mpa。键的工作长

45、度=l- b = 56 mm，键与轮彀槽的接触高度k= 0.5h = 7 mm。普通平键的强度条件为 (2-29)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。3.1 炉门与炉体架的设计3.1.1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

46、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5º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1710°c，体积密度 1.3g/cm³。根据一定炉门尺寸700mm×700mm ，初定炉门尺寸为800mm×800mm,耐火材料厚度取700mm

47、15;700mm×100mm，所以耐火材料体积为100mm×700mm×700mm=49000mm³，耐火材料重量为49000mm³×1.3kg/mm³ =63700 kg，炉门框金属重量查热处理设备及设计表4-8 得炉门金属重量135kg。炉门总重 g1= （63700+135）kg×9.8 n/kg = 625583n平衡锤 g2= 0.8g1 = 500466n提升力 f1 = 0.4g1 =250233n提升速度 v = 6 8 m/min =0.1m/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，

48、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3-1 炉门结构3.1.2 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3.1.3重锤的悬挂方式平衡重锤常在炉门提升机构中被

49、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3-2 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3.1.4 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1. 5m 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

50、, 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m m ax 可由(1)式计算:r a = r b = g/6 m max = lr a/2 = lg/12 (1)式中: r a , r b a ,b 点的支承力(kg) ;l横梁长(mm ) ;g 炉门提升机构重量(kg)考虑实际炉体尺寸bh=2000mm×2500 mm 炉口bh=700mm×700mm 离地高800mm,初步定炉体架尺寸为b

51、5;h=2500mm×30000mm,支架前腿与炉门口倾斜角度相同为5°，所以前腿长l1=2500mm/tan5°=2510mm同理，l2=2000mm/cos30°=2309，中间连杆长为l3=218.7+1154-43.7=1329mm架截面尺寸为l×b=150mm×150mm. 图3-3 支架梁受力分析图3-4 支架结构3.2 功率计算及电机的选择 电机功率 n = fv/6120 - 传动机构效率为0.98 n=250233×0.1/6120×0.98 = 0.417kw根据电机功率选电机型号j03-801

52、 3.3 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。 3.3.1初估最小轴经传动轴直径的估算轴的扭转强度条件为： (3-1)由上式可得轴的最小轴径 (3-2)n=1000r/min p=0。417kw 查简明机械设计手册表14-13 得取 a= 120所以初估最小轴经得：d=68.8mm 圆整后得 d=7