毕业论文设计--推杆中频连续退火机床设计.doc

济南大学毕业设计

1 前言
随着现代社会的不断发展和进步，工业现代化技术水平的不断提高以及国内外制造业的迅速发展，连续退火机床在工业生产中得到了广泛应用。从而提高了工厂的生产效率，降低了生产成本，同时又使得被加工零件的性能得到了进一步提高。随着机械零件的热处理技术不断变得更加自动化和柔性化，采用感应退火的零件的种类和品种也在不断的增加中。国内的各机械厂，尤其是同国外合资的零部件机械厂都先后引进了各类感应退火设备。通过近些年的不断学习和摸索，国内的厂家基本上都能够掌握和应用各种汽感应退火技术。为了适应多品种零件的大批量生产，在生产过程中感应退火机床的种类也开始由传统的专用设备慢慢的向柔性化程度比较高的通用设备和专用退火自动生产线的方向发展。近年来先后出现了圆盘专用多工位和多轴退火机，随着通用退火机床不断朝柔性化方向发展，一台退火机床可以实现对性能要求不同的不同零件进行感应加热退火。
由德国研制发明的曲轴退火机床，法兰件感应退火柔性加工系统只要略加调整就可以对不同尺寸的相似工件进行退火。而最近推出的双主轴立式退火机，更是在一个紧凑的工艺单元内进行零件的退火与回火，并且可以处理轮轴、三槽套及其他万向节件，而转换工件只需用计算机编程，根据工件号在计算机调出相关工艺数据。随着专用退火机床更加专用化，机械手上下零件，加热、退火、回火、校直、检查完全实现自动化。先进的计算机控制系统可以监控并在屏幕显示出退火全过程和工艺参数，跟踪机床的全部操作过程，如发现故障或者工艺参数偏离给定值，便能够自动修正或自动列出不合格的零件，使控制系统暂停工作并发出警报，同时在屏幕上显示出故障性质和需要修正的动作。更先进的控制系统还可以适应材料化学成分的波动，并能够自动调整功率或加热时间，从而保证感应退火零件的质量。例如日本高周波热炼株式会社川崎工厂的卧式半轴退火机床，可同时退两根或三根半轴。机床实际上是感应热处理生产线，全过程除校直、荧光探伤检查需一名工人外，其余全部自动进行。
综上所述，和工业发达的国家相比，我国的数控及全自动退火机床开发还处在起步阶段。自动化程度比较低，能量监控虽然已应用到生产中但技术还不够成熟。数控系统及伺服系统也有所应用，但多为点位直线运动，属于简易型，多轴连动类型的数控系统尚未在工业生产中应用。计算机控制技术在感应加热退火中的应用也远不如工业发达国家那样成熟，例如自动识别进机的零件、不合格的零件自动剔除、工艺参数跟踪以及偏离给定值修正等等[1]。
该退火机床主要采用了链式输送方式，传动比较平稳，结构也较简单，最大的特点就是采用了托板机构，既可以起到支撑的作用，同时又取代了张紧轮机构，只需通过臂板的灵活调节，就可以调节输送链的松紧状况。另一特点就是用深沟球轴承代替滚轮，这样可以减少摩擦，使得输送链传递平稳。

2 总体方案设计
2.1 任务要求
设计要求：整机结构合理、操作简便、性能可靠、成本低、生产效率高。
设计参数：推杆杆长：60—350 （mm）
头部尺寸（D×L）：φ6×4—φ12×8（mm ）
线移速度：3.5—16 mm/s
放置方式：空1格
机床外形尺寸（长×宽×高）：2750×590×775（mm）

表2-1 EP杆头部退火工艺参数表
规格(D×L)
线移速(mm/min)
放置方式
6×4
390
空1格
7×4
390
空1格
7×6
350
空1格
8×4
350
空1格
8×6
350
空1格
9×4
290
空1格
9×6
290
空1格
10×4
290
空1格
10×6
260
空1格
11×4
260
空1格
11×8
210
空1格

2.2 退火机床运动分析
该退火机床主要采用了双排链式传动输送链，这就要求比较低的输送速度，因此可以使用减速机作为传动动力源。其运动动分析见图2-1，传动路线为减速机7→
小链轮10→大链轮9→主传动链轮6(两个)→从动链轮2(两个),同时考虑到输送链条在输送过程中由于重力向下垂所以用托板机构4支撑并且还可通过壁板调节以起到预紧的作用。

图2-1 运动分析原理图

1—机架 2—从传动链论 3—臂板 4—托板机构 5—传动链
6—主传动链轮 7—减速机 8—输送链 9—大链轮 10—小链轮
2.3 退火机床结构示意图

图2-2 结构示意图

3 减速机的选择
由于该机床采用了双排链式传动输送链，根据链传动的特点（要求传送速度低），所以必须使用减速装置。根据需要，输送链的传动速度要平稳缓慢，所以使用减速机来达到减速要求，为了满足对不同规格推杆的加工要求以及便于安装的要求，选用电机直联式双级卧式减速机，同时参照退火工艺参数表中的线性位移速度的范围，选择了WB系列减速机，即：电机直联式双级卧式微型摆线针轮减速机。
传动过程：在输入轴上装有一个错位180度的双偏心套，在偏心套上装有两个滚柱轴承（转臂）形成H机构，摆线针轮和针轮相啮合，组成差为一齿的内啮合减速机构。
3.1 减速机的特点
（1）高速比、高效率，效率达到90%以上，双级减速比达到7569(8787)，121~7569共有18种传动比。
（2）采用行星传动原理，输入轴和输出轴在同一轴线上，可使机型尽可能的获得最小尺寸，因此结构紧凑，运转平稳。
（4）使用时安全可靠，寿命长
（5）设计合理，维修方便，零件个数较少，润滑方便简单。
（6）根据用户的需求可任意位置任何角度安装使用

3.2 WB型减速机示意图

图3-1

表3-1 双级卧式的外形和安装尺寸[2] 单位(mm)
机
型
号
中心高
安 装 尺 寸

G

E

F

V

R
地脚孔
输 出 轴
外 形 尺 寸

n

d
b
h
e
s
H
B
C
1510
120
60
120
210
50
18
4
15
35
10
38.5
55
M8
235
160
250

图3-2 配用电机外型图

3.3 型号表示法

根据退火工艺参数表中的线性位移范围其最低和最高线移速分别为3.5m/s和15m/s
选择为动力源：双级卧式微型摆线针轮减速机
选择传动比i=187(1117)
功率W=550w
则减速机的机型号为1510
配用电动机：三相异步电动机
功率：550w
=225mm
D=150mm
转速n=950r/min
电压：380V
许用转矩T=250N·m
重量：40kg
则可以得出减速机输出轴的转速为950÷i=950÷187=5.08r/min

4 链传动设计
链传动是一种具有链条的啮合传动，它同时具有刚、柔两种特点，由主动链轮、从动链轮和链条三部分组成，通过链条的链节与链轮上的轮齿相啮合来传递运动和动力[3] 。
链传动有许多优点，与带传动相比，无弹性滑动和打滑现象，平均传动比准确，工作可靠，效率高；传递功率大，过载能力强，相同工况下的传动尺寸小；所需张紧力小，作用于轴上的压力小；能在高温、潮湿、多尘、有污染等恶劣环境中工作。
4.1 链条型号的确定
查寻《机械设计手册》可以得出工作情况系数=1，小齿轮齿数系数=0.893，排数系数=1，查寻《机械设计基础》可以得到传动比系数=0.85，中心距系数=1
那么在特定的情况下链传递的功率为

==0.7246(kw) (4-1)

根据额定功率曲线图[5]，选取链号为12A的链条较为合适。
通过查表得到节距P=19.05 滚子的外径=11.91 內链板的高度=18.08
4.1.1选择链轮齿数,
选择链轮齿数,可以根据以下三条原则[6]：
1、如果增大，那么增大，传动尺寸和质量增大，易发生跳齿或脱链现象；
2、 取整数，链节数取偶数，可使链条和链条齿数磨损均匀；
3、优先选用17、19、21、23、25、38、57、76、95、114。
由上可得：选取小链轮齿数=17，大链轮齿数=23
那么传动比i===1.353

4.1.2 确定计算功率
=10.55=0.55(kw) (4-2)
上式中为工况系数，查寻《机械设计手册》取=1
4.1.3 验算小链轮轴直径
查寻《机械设计基础》得知当=17、P=19.05时，链轮毂孔最大许可直径=53mm,同时查得减速机的输出轴直径d=35mm,满足设计要求。
4.1.4 初定中心距
一般可以取=(30~50)P,由于(5~6)m,所以=30P=3019.05=571.5(mm),故可取=540mm.
4.1.5 确定链条链节数
= (4-3)
=
=76.7
故可取=76. 标记为 12A—1X76 GB1243.1—83
4.1.6 确定链长L
L=P=7619.05=1447.8(mm)=1.45(m)
4.1.7 计算中心距
理论中心距 (4-4)

=533(mm)
实际中心距

=(0.002~0.004)
对于中心距可以调整的链传动应取较大值，所以取=0.004
那么=531-5330.004=531(mm)
4.2 链轮的设计
滚子链和链轮的啮合属非共轭啮合，链轮采用凹齿形。材料为40Cr,经过淬火、回火后齿面硬度可高达40~50HRC,结构为整体式。

图4-1 三圆弧一直线齿形
滚子与轮齿齿廓ab弧段的接触属于轴线平行的圆柱体和凹型圆柱面的接触类型，滚子与轮齿齿廓bc弧段的接触属于轴线平行的圆柱体和凹型圆柱面的接触类型，滚子与轮齿齿廓cd直线段的接触属于圆柱体和平面的接触类型，滚子与轮齿齿廓de弧段的接触属于轴线平行的圆柱体和圆柱体的接触类型。销轴、套筒的接触类型属于轴线平行的圆柱体和凹型圆柱面的接触情况。
4.2.1 小链轮的齿形及主要尺寸计算
（1）齿槽形状的计算[7]：
a. 齿沟圆弧的半径
=0.5205+0.05
上式中的=11.91mm 为链条滚子直径
因此：=0.520511.91+0.05=6.25(mm)
b. 齿沟半角/2
/2=55º-60º/=55º-60º/17=51.471º

c. 工作段圆弧中心的坐标：M/T(mm)
M=0.8(sin/2)=0.811.91sin51.471=7.4528(mm)
T=0.8(cos/2)=0.811.91cos51.471=5.9317(mm)
d. 工作段圆弧的半径
=1.302+0.005=1.30211.91+0.005=15.556(mm)
e. 工作段圆弧的中心角
=18º-56º/=18º-56º/17=14.706º
f. 齿顶圆弧中心的坐标:W/V(mm)
W=1.3(cos180º/)=1.311.91(cos180º/17)=15.2182(mm)
V=1.3(sin180º/)=1.311.91(sin180º/17)=2.847(mm)
g. 齿形半角
=17º-64/=17º-64/17=13.236º
h. 齿顶圆弧的半径
=-0.005
=11.91(1.3cos13.236º+0.8cos14.706º-1.3025)-0.005
=8.715(mm)
i. 工作段直线部分的长度
=
=11.91(1.3xsin13.236º-0.8sin14.706º)=1.12(mm)
j. e点到齿沟圆弧中心线的距离H
H===6.36(mm)

（2）主要尺寸的计算
a. 分度圆的直径d
d===103.59(mm)
b. 齿顶圆的直径
=P=19.05=112(mm)
c. 齿根圆的直径
=d-=103.59-11.91=91.68(mm)
d. 分度圆的齿高
=0.27P=0.2719.05=5.14(mm)
e. 尺侧凸缘的直径
P•cot-1.04-0.76
上式中的=18.08（为内链板高度）
因此：=19.05cot-1.0418.08-0.76=83(mm)
查寻表可取=53(mm)
根据减速机输出端轴径d=mm,链轮鼓孔直径=mm.
（3）轴向齿廓尺寸的计算
a. 齿宽
当链条为单排并且节距>12.7时，=0.95
上式中=12.57mm(为链条的内节宽)
那么=0.9512.57=11.94(mm)
b. 倒角半径 P=19.05(mm)
c. 倒角宽 =0.13P=0.1319.05=2.47(mm)
d. 尺侧凸缘 =0.04P=0.0419.05=0.76(mm)
查寻《机械设计手册》，根据其推荐的链轮轮毂长度L=(1~2) 以及减速机输出轴的伸出长度可以取L=53mm.
4.2.2 大链轮的齿形及主要尺寸计算
（1）齿槽形状的计算：
a. 齿沟圆弧的半径
=0.5205+0.05=0.520511.91+0.05=6.25(mm)
b. 齿沟半角/2
/2=55º-60º/=55º-60º/23=52.392°(mm)
c. 工作段圆弧中心的坐标：M/T(mm)
M=0.8(sin/2)=0.811.91sin52.392=7.549(mm)
T=0.8(cos/2)=0.811.91xcos52.392=5.821(mm)
d. 工作段圆弧的半径
=1.302+0.005=1.30211.91+0.005=15.556(mm)
e. 工作段圆弧的中心角
=18º-56º/=18º-56º/23=15.566º
f. 齿顶圆弧中心的坐标:W/V(mm)
W=1.3(cos180º/)=1.311.91(cos180º/23)=15.337(mm)
V=1.3(sin180º/)=1.311.91(sin180º/23)=2.107(mm)
g. 齿形半角
=17º-64/=17º-64/23=14.218º
h. 齿顶圆弧的半径
=-0.005
=11.91(1.3cos14.218º+0.8cos15.566º-1.3025)-0.005
=8.615(mm)
i. 工作段直线部分的长度
=
=11.91(1.3sin14.218º-0.8sin15.566º)=1.239(mm)
j. e点至齿沟圆弧中心线的距离H

H=
=
=6.22(mm)
（2）主要尺寸的计算
a. 分度圆的直径d
d===139.9=140(mm)
b. 齿顶圆的直径
=P=19.05=149(mm)
c. 齿根圆的直径
=d-=140-11.91=128.09(mm)
d. 分度圆的齿高
=0.27P=0.2719.05=5.14(mm)
e. 尺侧凸缘的直径
P•cot-1.04-0.76
上式中=18.08（为内链板高度）
因此=19.05cot-1.0418.08-0.76=119(mm)
所以可取链轮鼓孔的直径=mm 链轮轮毂的长度L=40mm

（3）轴向齿廓尺寸的计算
a. 齿宽 =0.95=0.9512.57=11.94(mm)
b. 倒角半径 P=19.05(mm)
c. 倒角宽 =0.13P=0.1319.05=2.47(mm)
d. 尺侧凸缘 =0.04P=0.0419.05=0.76(mm)
4.3 输送链条的选择
根据输送链条的应用特点及范围，可以选择标准双节距滚子输送链[8]。在根据已知的条件：退火炉上的附件板的宽度为50mm，固定孔距离为20mm,因此应该选用ISO链号32A，其节距为P=50.8mm,滚子直径为=28.58mm.
4.4 传动链轮的齿形及主要尺寸计算
4.4.1 主要尺寸的计算
传动链轮齿数的选用原则[9]：由于传动链轮的有效齿数的范围为6~75，因此可以优先选用7、9、11、13、19、27、38、57，取=9
a. 分度圆的直径d
d===148.54(mm)
b. 齿顶圆的直径
=P=50.8=167(mm)
c. 齿根圆的直径
=d-=148.54-28.58=119.96(mm)
d. 分度圆的齿高
=0.27P=0.2750.8=13.716(mm)
e. 尺侧凸缘的直径
P•cot-1.04-0.76
上式中=48.26（为内链板高度）
=19.05cot-1.0448.26-0.76=88(mm)
4.4.2 齿槽形状计算
a. 齿沟圆弧的半径
=0.5205+0.05=0.520528.58+0.05=14.926(mm)
b. 齿沟半角/2
/2=55º-60º/=55º-60º/9=48.33°(mm)
c. 工作段圆弧中心的坐标：M/T(mm)
M=0.8(sin/2)=0.828.58sin48.33=17.056(mm)
T=0.8(cos/2)=0.828.58cos48.33=15.47(mm)
d. 工作段圆弧的半径
=1.302+0.005=1.30228.58+0.005=37.261(mm)
e. 工作段圆弧的中心角
=18º-56º/=18-56/9=11.778º
f. 齿顶圆弧中心的坐标:W/V(mm)
W=1.3(cos180º/)=1.328.58(cos180º/9)=34.909(mm)
V=1.3(sin180º/)=1.328.58(sin180º/9)=12.706(mm)
g. 齿形半角
=17º-64/=17º-64/9=9.89º
h. 齿顶圆弧的半径
=-0.005
=28.58(1.3cos9.89º+0.8cos11.778º-1.3025)-0.005
=21.688(mm)
i. 工作段直线部分的长度
==28.58(1.3sin9.89º-0.8sin11.778º)=1.689(mm)
j. e点到齿沟圆弧中心线的距离H
H===18.22(mm)
4.4.3 轴向齿廓尺寸计算
a. 齿宽
当链条为单排并且节距>12.7时，=0.95
上式中=31.55mm (为链条的内节宽)
因此=0.9531.55=29.97(mm)
b. 倒角半径 P=50.8(mm)
c. 倒角宽 =0.13P=0.1350.8=6.6(mm)
d. 尺侧凸缘 =0.04P=0.0450.8=2.03(mm)
因此可取链轮鼓孔直径=mm 链轮轮毂长度L=40mm

图4-2 传动链论结构图

5 轴的设计
5.1 主传动轴的设计计算
1、选择轴的材料并确定许用应力
根据已知的条件，减速机传递的功率为中小功率，轴的工作长度比较长，因此选用40Cr并且经过调质处理[10]。查寻《机械设计基础》可以知到强度极限=750MPa，许用弯曲应力=60MPa.
2、根据扭转强度估算可与大链轮相配合的轴径
查寻《机械设计基础》可得C=98~107
d= (98~107)=32.7~36.1(mm) (5-1)
又考虑到此处要安装大链轮，会有键槽的存在，因此可以将直径加大3%~5%。
得直径为33.68~37.91mm，取d=mm
3、设计轴的结构、绘制结构草图
（1）确定轴上零件的位置以及相应的固定方式
该传动轴上安装有两个传动链轮和一个大链轮，周向方向全部采用的是键连接的方式定位；轴向方向均采用的是轴肩、圆螺母方式定位；轴承对称的安装在轴的两端，轴向采用的是轴肩定位，周向采用的是过盈配合，安装在轴承座之中。
（2）确定各轴段的直径
由于=mm,右侧可采用紧固螺母的方式定位，其公称直径（即大径）要比稍小，因此可以采用M34。轴段②需要安装轴承，因此可取=mm,又因在轴段①上需要安装轴承座以及密封圈，因此取=mm;轴段⑥上需要安装紧固螺母以此用于传动链轮的轴向定位，所以应比稍大，故取公称直径d=mm(M40);轴段⑦上安装有传动链轮，因此要比略大，所以取=mm；轴段⑧需要起到轴肩定位的作用，，因此要比略大，故取=mm。
（3）确定各轴段的长度
因为大链轮的轮毂宽度为40mm，又考虑到左侧用套筒定位，所以可取=66mm，=10mm，
为了保证轴承座有足够的安装空间，可以取=65mm，=32mm；由于轴段⑥为紧固螺母旋合段，故取=15mm；轴段⑦需要与传动链轮相配合，而传动链轮的轮毂宽度40mm,所以取=40mm；根据机床的宽度可知初定两个传动链轮的间距为197mm，那么=197mm
（4）轴的两端倒角都是245°
由此画结构图
图5-1 主轴结构图
4、计算传动轴的功率P和转矩T
=P=0.550.960.96=0.528(kw) (5-2)
=3.75r/min
=955000=9550000=134464(N·mm)
===19209N
=·tan=19209tan20°=6991N
=·tan=19209tan10°=3387N
（1）画出轴的受力简图[11]

图5-2 受力分析图

（2）计算支承力
由于 ===1779N
===2813.6 N
那么 ===3328.8N
===6141 N
=+=2813.6+19209=22022N
故：===22862N

（3）计算弯矩
C点：===566(N·m)
==1555.9(N·m)
故：===1655.6(N·m)
D点：===71(N·m)
===112.5(N·m)
故：===133(N·m)
E点：===1836.8(N·m)
==1125.4(N·m)
故：===2154(N·m)

水平面受力

=1779N =6141N

水平面弯矩图

=1836.8 N·m

=2813.6N =22022N

垂直面受力图

=1125.4N·m

垂直面弯矩图

合成弯矩图

=2154 N·m
T=134464 N·mm

扭矩图

（4）强度的校核
综上分析可知E点为危险截面
= (5-3)
考虑到弯曲应力和扭转剪应力循环特性的不同，引入修正系数。弯曲应力为对称循环变化应力，对于脉动循环转矩=/0.6，
因此 ===23.5MPa
由于轴的材料为40Cr，并且经过调质处理，查寻可得=60MPa, <,因此轴是安全的。
5.2 从动轴的设计
从动轴的材料和主传动轴相同，均为40Cr，并且经调质处理。由于该退火机床采用的是两排输送链，即两个传动链轮带动两个从动链轮，因此从动轴的设计和主动轴的设计尺寸基本上是一样的，唯一的区别就在于没有与大链轮相配合时的键槽，因此其结构图为：

图5-3 从动轴结构图

6 轴承、键的选择与校核
6.1 轴承的选择与校核
根据载荷的条件及转速的范围而选用深沟球轴承，因为深沟球轴承的当量摩擦系数最小而且价格相对其他轴承便宜。
6.1.1 计算当量动载荷P
根据公式P=，查寻《机械设计基础》可得载荷系数=1.1，径向载荷系数X与轴向载荷系数Y要根据的值查取。为轴承的径向额定静载荷，未选轴承的型号暂时还不知道，因此可以用试算法计算。查表可暂取=0.28，那么e=0.38，e为判别轴向载荷对当量动载荷P影响程度的参数。==0.48>e=0.38，查表得X=0.56，Y=1.15，那么P==1.1×(0.56×6991+1.15×3387)=8591(N)
6.1.2 计算所需的径向额定动载荷值
= (6-1)
为温度系数，查寻表可取=1，为轴承预期寿命，在8000~12000之间，为寿命指数，对于球轴承可取=3，那么：
===11257.4(N)
6.1.3 选择轴承的型号

查寻关于轴承的手册，根据d=mm，可选择6206型轴承，因为=19500N>11257.4N, =11500N. ==0.29,与初定值十分接近。因此选用深沟球轴承6206型。
6.1.4 轴承的校核
低速轴承的失效形式为塑性变形。所以需要进行静强度校核：
（1）当量静载荷的计算
① =+ (6-2)
上式中为静径向载荷系数，为静轴向载荷系数，查寻《机械设计手册》可得=0.6，=0.5
那么：=+=0.66991+0.53387=5888N
② ==6991N (6-3)
取两者中较大值为计算值，即=6991N。
（2）静强度的校核
对于正常使用的旋转轴承，其安全系数一般在0.8～1.2之间
==1.6> (6-4)
所以该轴承的静强度足够。

6.1.5 轴承的润滑与密封
根据滚动轴承的工作环境来选择出合适的润滑方式并且设计出可靠安全的密封结构是保证其滚动轴承正常工作的重要条件，对轴承的使用寿命有着巨大的影响。
（1）滚动轴承的润滑
轴承润滑的主要目的是减少摩擦和磨损，同时可以起到冷却、防锈、吸振以及降低噪声的作用。工业中常用的润滑剂有润滑油、润滑脂以及固体润滑剂。润滑方式和润滑剂的选择，可以根据表征滚动轴承转速大小的速度因素dn值来确定。dn值较小可选用脂润滑，因为润滑脂不易流失、易于密封保存、油膜的强度高以及承载能力较强，一次性加脂后机器可以工作相当长的时间，所以选择脂润滑。装填润滑脂时一般不应超过轴承内空隙的1/3～1/2，以免因润滑脂过多而造成轴承发热，影响轴承的正常运作。
（2）轴承的密封
为了持续良好的润滑效果和工作环境，防止润滑脂泻出、阻止灰尘进入、杂物以及水分的侵入，必须要设计安全可靠的轴承密封结构。轴承密封装置的选择
与润滑的种类、 工作环境和温度、密封表面的圆周速度等因素都有关系。轴承的密封分为接触式密封、非接触式密封以及组合式密封等。根据本机床的特点可以选用接触式毛毡密封。
6.2 键的选择与校核
键可以分为平键、半圆键、楔键和切向键等类型，其中又以平键最为常用。选择时首先要根据工作条件以及各类键的应用特点，其次在根据轴径和轮毂的长度确定键的尺寸，必要时还要对键联接进行强度的校核。
6.2.1 用于减速机输出轴与小链轮连接的键
（1）选择键联结的类型和尺寸
根据键联接的结构特点和工作条件，选用圆头普通平键(A型),该类型键在槽中的轴向固定良好，应用广泛，但键槽两端会产生较大的应力集中。键的材料为45钢。根据减速机输出轴的直径d=mm，查《机械设计基础》得键的截面尺寸：宽度b=10mm,高度h=8mm；由小链轮的轮毂宽度L=53mm,选择键长=50mm(比轮毂宽度略小)。
（2）校核键联接的强度
平键联接工作时，主要失效形式为键、轴、轮毂较弱材料表面的压溃，按工作表面上的挤压强度进行计算。键的材料为45钢，轴和轮毂的材料为40Cr，查得许用挤压应力=120~150Mpa，取平均值=135Mpa，由公式：

= (6-5)

式中为键的工作长度，=L-b=50-10=40mm
T=9550=9550=992598.4(N•mm)
则：===254.5(MPa)>=135MPa
可知键的挤压强度不够，该用双键，相隔180°布置。双键的工作长度=1.5×40=60mm

===118(MPa)< 合适。
键的标记为：键10×50 GB/T 1096-1979.
6.2.2 大链轮与主传动轴的键联接
选用圆头普通平键（A型），材料为45钢。根据轴径d=mm，查得键的截面尺寸：宽度b=10mm,高度h=8mm，由大链轮的轮毂宽度L=40mm，选择键长=36mm，经校核合适。键的标记：键10×36 GB/T 1096-1979

6.2.3 传动链轮与传动轴之间的键联接
选用圆头普通平键（A型），材料为45钢。根据轴径d=mm，查得键的截面尺寸：宽度b=12mm,高度h=8mm，由大链轮的轮毂宽度L=40mm，选择键长=36mm，经校核合适。
键的标记：键12×36 GB/T 1096-1979

7 机架与主托扳的设计

机架和主托板是连续退火机床中的重要组成部分，其工作性能将直接影响到输送链运转的平稳性，因此它们的刚度和强度参数是这次设计中非常重要的理论依据。
7.1 机架的设计
在机架的设计过程中，主要的设计准则就是强度和刚度。其中以刚度作为第一设计条件，就是以机架在载荷作用下产生的最大变形量与许用变形量进行比较，使其[12]。机架设计需要满足可靠性、实用性、工艺性和经济性等要求。
考虑到机架需要同时承受弯曲、扭转和拉压的作用，所以必须采用空心方形截面的方钢，即h/b=1.因为它具有良好的抗弯性和抗扭性，同时其外部和内部便于安装和固定其他零件。外部为垂直相交的平面，方便焊接，工艺性能好；而且空心截面在抗弯刚度和强度上比实心截面都高，而方形截面又比相对应的圆形截面的抗弯刚度和强度都高。所以在截面面积不变的情况下，材料分布越是离中性轴（即壁厚越小），机架的刚性越是好，查找相关资料可以采用壁厚为3mm,宽度为50mm的空心型截面方钢。
采用框架式结构并且采用焊接的方法。焊接机架的工作应力一般为10Mpa～30Mpa,采用双面角焊缝，其焊缝尺寸k=0.25=0.25×3=0.75mm(为方钢的厚度)。采取整体高温回火和振动法消除残余应力，能提高机架的刚度和强度；质量小，节省材料，生产周期短，成本低，外形美观。根据机床的总体尺寸，分别采用壁厚为3mm，长度不等的多根方形钢，并根据减速机的安装要求，采用长宽高为440×20×492 mm的钢板。其结构图如下所示：

图7-1 方钢截面图

图7-2 机架结构图

7.2 主托扳的设计
犹豫输送链在输送过程中因重力而下垂会影响传递的平稳性，因此采用主托板来支撑输送链，以此来保证输送链在同一个平面内可以有条不紊地旋转，同时利用摆臂可调式的臂板支撑住主托板，利用臂板的角度来调整输送链的松弛，起到了张紧轮的作用[14]。下主托板上安装有滚轮用来减少与托料板的摩擦，滚轮用深沟球轴承6304型代替。根据机床的总长，初拟定主托板的长为2200mm，厚为20mm，高为50mm的多边形；材料为40Cr。在根据传动链轮与从动链轮之间的距离，定位两支撑臂板之间的距离为2036mm。结构图如下所示：

图7-3 主托板结构图

7.2.1 主托扳受静载荷时的内应力计算

（1）原始的数据：
可将主托板看作简支梁，其两支撑点间的距离为2036mm，横截面(b×h)为
20×50(mm)，弹性模量为E=196～206(GPa)
载荷：①载荷的性质为均匀载荷；②托料板0.5kg(1件)；③链条0.25 kg
那么均匀载荷q=0.5+0.25×2=1kg=9.8N

（2）取主托板两支点间的距离为梁全长的简支梁型式[15]

图7-4 弯矩图

（1）计算弯矩
===4.9(N·m)
（2）最大弯矩处的位移的计算：（即挠度）
= (7-3)
其中 =1kg=9.8N =200cm E=2.06×kg/
I===20.833()
所以===0.48(cm)=4.8(mm)
故=4.8mm 不能满足刚度要求。
可以在主托板中间加上一个支点，变成两个简支梁，然后再校核
==2.4(mm)
满足刚度要求

7.2.2 以输送链节数定托料架的数量

计算输送链节数[16]：
= (7-4)
其中为以节距计的初定中心距
因为：===48
k==0
所以：===105(节)
因此托料架的个数为105个，取110个。

其结构图如下：

图7-5 托料架结构图

结论

推杆中频连续退火机床作为一台效率较高的专用退火机床，主要用于零件的退火处理。
在对整台机床的设计