【正文】 直上升，因此，頻率微小的變化也會引起的很大變化?；蚴棺?yōu)樽畲螅蛘咦優(yōu)榱?。這在實際操作中很難控制因此，低頻率不能被采用。當Z值較小時，如，由于負滑動曲線上升緩慢，因此所對應的較低頻率可以采用，但必須使在該頻率下的負滑動率這便于在實際中進行控制及獲得必要的負滑動運動以保證脫模，又避免采用較高的頻率，使結晶器的振動裝置處于良好的運動狀態(tài)及受力狀態(tài)。第三章 結晶器振動裝置分析 結晶器四偏心振動機構原理 在此所研究的連鑄機為弧形連鑄機。研究的結晶器振動機構為四偏心正弦振動方式，振動機構如圖（31）所示。有由電動機1帶減速器2，通過萬向軸帶動兩側錐齒輪箱3，每個錐齒輪各自帶動具有不同偏心距的偏心軸6。每根偏心軸的兩個不同偏心距（C點位外弧偏心距，D點為內弧偏心距）具有同向偏心點，由于每根偏心軸的偏心距不同（外弧側偏心距大于內弧側偏心距），使振動臺作仿弧振動。結晶器的弧線運行是借助兩對偏心距不等的偏心軸6及連桿5進行的。結晶器弧線運行的定中（導向）是由板式彈簧7，一頭連在快速更換臺的框架上，另一頭連接在振動臺恰當?shù)奈恢蒙蟻韺崿F(xiàn)的。板式彈簧只能是振動臺作弧線運動，而不能有前后左右的位移。1．電動機 4. 外弧側連桿 8振動臺結晶器圖31結晶器四偏心振動裝置結構裝置示意圖大方坯結晶器振動機構，驅動型式交流電動機驅動，轉速可調。結構型式偏心四連桿機構主要參數(shù)：結晶器振動頻率100—300/min,連鑄機公稱半徑R12m.結晶器重量：扇形1段:結晶冷卻水。振動臺上某點A的唯一方程如下:A點位移為x得：，那么A點的速度方程:其中，—偏心軸轉動的角速度，頻率為每分鐘轉動的周期數(shù)，則偏心軸轉動的角速度關系如下：按速度方程可求出：最大振動速度：平均振動速度： 圖32 振動機構簡圖振動總負荷（）：其中：Q—總靜負荷，公斤； F—結晶器的摩擦阻力，公斤； —動負荷，公斤。動負荷計算：，其中，b為振動加速度。求的二階導數(shù)得加速度 當時：則：則：其效率為：，其中=，經(jīng)過計算得：N=要求：電動機運行平穩(wěn)，可靠。電動機啟動快，轉動慣量小，連續(xù)運轉，結構簡單，維護方便的電動機。進行比較選擇直流電動機。直流電動機的型號及相關參數(shù)：Z4132=10KW、若此轉速:電樞電流電感：、效率：、轉動慣量：、質量：。 分配傳動比（1） 總的傳動比i： 。（2） 輸出軸的功率（3） 輸出轉速（4）輸出轉矩根據(jù)公式：第四章 減速器的選擇 ，進行修正計算 任何一個設備的制造我們都是根據(jù)性能和經(jīng)濟性來考慮，有標準化的，盡量同標準的，這樣對于維修和價格都比較合理。所以在這個減速器中我們根據(jù)其速比、尺寸、經(jīng)濟上綜合考慮，決定采用標準減速器。 =10KW?！队蓹C械設計手冊》—4卷表16246查出初選CW—100—5—IF，其許用功率P=，公稱轉速輸入輸出根據(jù)條件: ； ； ；式中： 輸出轉矩： 所以初選減速器符合要求。第五章 聯(lián)軸器的選用聯(lián)軸器是聯(lián)接兩軸或軸和回轉件。在傳遞運動和動力過程中一同回轉而不脫開的一種裝置。此外，聯(lián)軸器還可能具有補償兩軸相對位移、緩沖和減振以及安全防護等功能?？紤]到承載能力、轉速、兩軸相對位移和緩沖吸振以及裝拆維修方便等因數(shù)，選用彈性聯(lián)軸器。選用標準聯(lián)軸器或已有推薦的系列尺寸的聯(lián)軸器時。一般都是以聯(lián)軸器所需傳遞的計算轉矩小于聯(lián)軸器的許用轉矩或標準聯(lián)軸器的公稱為原則。由于傳動軸系載荷變化的性質不同，以及聯(lián)軸器本身的結構特點和性能的不同。聯(lián)軸器的實際傳遞轉矩不等于理論上需傳遞的轉矩，通常：式中：理論轉矩（），在有制動器的傳動系統(tǒng)，當制動器的理論轉矩大于動力機械的理論轉矩時，應按前者計算聯(lián)軸器。 驅動功率，kw； 驅動轉速，r/min； 工作情況系數(shù)動力機系數(shù) 啟動系數(shù) 溫度系數(shù) （取氨基甲酸乙酯彈性體）參考《機械設計手冊 第二卷》 6—140 選用彈性套柱銷聯(lián)軸器?；拘吐?lián)軸器。表5—3聯(lián)軸器的基本尺寸和主要參數(shù)型號公稱轉矩（）許用轉速軸孔直徑軸孔長度7103000 Y型 L45 48 50112 84 112 70第六章 偏心軸的設計結晶器四偏心振動機構圖61四偏心振動機構原理圖圖中為基準弧半徑，為結構要求的已知長度，、為偏心振動機構的偏心距。另兩個與此成投影。當時，又，式中為振幅；而：已知： 經(jīng)過計算得： 即為兩軸的偏心距。 轉速 和轉矩 前面已經(jīng)計算過。數(shù)據(jù)如下 已知偏心軸上只承受徑向力和圓周力。 其合力的方向是支撐桿的軸線方向，前面進行功率計算時已算過合力：所以此時軸承受的合力為：又因為這些力是由四個支撐點支撐，所以每個支撐點所受的力為：（1）選取軸的材料 選擇軸的材料為號鋼，并進行調質處理。查手冊得： 、（2）初步估算軸端直徑 查手冊取、 計算軸端的最小直徑： 輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑，故也需要同時選定聯(lián)軸器的型號。聯(lián)軸器的另一端聯(lián)接的是減速器的轉軸。為了安全考慮，在此初步選用最小直徑為。 聯(lián)軸器的計算轉矩 查手冊得：由于轉矩變化中等，故取 則： 按照計算轉矩應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查標準選用 膜片聯(lián)軸器，其公稱轉矩為 ，聯(lián)軸器的軸孔轉直徑 回轉直徑、（Y型）、 擬定軸上零件的裝配方案 其裝配方案如下圖所示：1聯(lián)軸器 2連桿 3 軸承支座 4軸承圖62軸上零件裝配方案 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度（1）為了滿足半聯(lián)軸器的定位要求，12軸段右端需制出一軸肩，故取23段的直徑，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故12段的長度應比 略短一些，現(xiàn)取。（2）初步選擇滾動軸承。 考慮到軸承既承受有徑向力同時還承受軸向力，選用調心滾子軸承。參照工作要求，由軸承產(chǎn)品的目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度等級的調心滾子軸承23120其基本尺寸，故：。加上軸承端蓋長度離半聯(lián)軸器距離，取.(3)軸34段只安裝有軸承端蓋，取。（4）45段軸安裝軸承端蓋和軸承。取此處直徑為130。選擇軸承：選用調心滾子軸承 ，基本游隙組為0，其基本尺寸為：，故?。?）在軸的56段是為了定位調心滾子軸承而設計的軸肩。安裝有軸承端蓋，此處的直徑為150mm。這段軸肩的長度為51mm。（6）軸6—7為一段過渡軸取它的長度為1170mm。軸78段為51mm。后面的軸與前面的是對稱的。其數(shù)據(jù)見軸的結構與裝配圖中。至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。如圖631聯(lián)軸器 2連桿 3 軸承支座 4軸承圖63軸的結構與裝配 齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接。按查手冊得：平鍵截面為，鍵槽用鍵槽銑刀加工，半聯(lián)軸器與軸的配合為，長為60mm。滾動軸承與軸的周向定位是靠過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。確定軸上圓角和倒角尺寸：取軸端倒角為：176。，各軸肩處的圓角半徑。圖64振動結構分析圖首先根據(jù)軸的結構圖做出軸的計算圖。在確定軸承的支撐點位置時，應從手冊中查取值。查得。因此，作為簡支梁軸的支持跨距為：。計算軸處的力當偏心軸轉到最高點C時，軸受到的彎矩最大，所以彎矩應該在這個位置進行計算。應用計算機進行彎矩計算：計算水平面的支反力：計算得： 軸向力產(chǎn)生的彎矩： 當支撐桿轉到B或D時是偏心軸扭矩最大的情況此時的扭矩為：以上計算為偏心軸的受力情況。軸的載荷分布如下圖所示圖65軸的載荷分析圖 進行校核時通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面C）的強度。根據(jù)第三強度理論校核危險截面，代入上面的計算數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力為[13]：選擇軸的材料為號鋼，并進行調質處理。查手冊得：、, , , 抗彎矩：則： 選擇軸的材料為45號鋼，并進行調質處理，查手冊得：、 、 、 。因此：，故是安全的。(1) 判斷危險截面從以上的計算可以知道，需要校核的截面是45段軸的軸槽處，雖然為了保險起見89段的軸槽也需要驗算，但相比45而言，89段的軸槽沒有45段軸槽所受的扭矩大。所以只需驗證45段軸的軸槽與軸承端面即可。我們把這個斷面記作斷面D。此軸槽的直徑為126mm。(2) 截面D左側抗彎截面系數(shù)：抗扭截面系數(shù)：截面4左側的彎矩M為：截面4上的扭矩T為：截面上的彎曲應力為：查手冊可知軸材料敏感系數(shù)為：、故有效應力集中系數(shù)：截面上的扭轉切應力：選擇軸承的材料為45鋼，并進行調質處理。查手冊可得：,, 截面上因為軸肩而形成的理論應力集中和，查手冊得：， 用插值法可查得：， 尺寸系數(shù)：, 扭轉尺寸系數(shù)：軸按磨削加工，查得表面質量系數(shù)為： 查得碳鋼的特性系數(shù)為： 取 取于是,安全系數(shù)的值，計算如下：故驗算結果，符合安全性要求。(3) 截面D右側抗彎截面系數(shù)： 抗扭截面系數(shù)：截面4左側的彎矩M為：截面上的彎曲應力為：截面上的那扭轉切應力為：過盈配合處的，用插值法求出，并取，于是得： ； 軸按磨削加工，查手冊得表面質量系數(shù)： 故得綜合系數(shù)：查得碳鋼的特性系數(shù)為： 取 取于是,安全系數(shù)的值，計算如下： 故該軸在截面D的右側的強度也是足夠的，因軸無過大的瞬時過載及嚴重的應力循環(huán)不對稱性，可略去靜強度校核。第七章 板簧的設計在連鑄過程中，結晶器的振動可以有效地防止結晶器內初生坯殼與結晶器壁粘接而被拉裂，并對拉裂坯殼起到愈合作用，因此得到了廣泛的應用。板彈簧導向是在鑄機上開發(fā)的一種新型振動技術。有報道稱可以再一年或更長的時間內，不用維護而可保持結晶器水平位移在允許范圍內。因此，目前國內外大板連鑄機中采用此項技術。高效的設備取決于合理的設計，而合理的設計則取決于設計者對設備性能影響因素的理解。由于板彈簧是彈性懸架裝置，其形式相當于懸臂梁形式。并且板簧在做強迫振動。所選板簧的材料為表71板簧材料的參數(shù)材料12741372835經(jīng)過振動框架振動弧的誤差分析，對板簧進行結構設計。其參數(shù)如下：長為2055mm ，寬為85mm，厚度20mm。運用Ansys軟件進行板簧的應力分析基本步驟：建立三維模型網(wǎng)格劃分定義邊界條件求解計算結論分析。運用SolidWorks建立板簧的三維模型，如圖71所示：圖71 板簧的三維模型 對板簧的三維幾何模型進行有限元單元網(wǎng)格劃分。結果如圖72圖72 經(jīng)網(wǎng)格劃分后的板簧有限元模型當板簧在振動框架振動距離為零時，板簧振動端的位移也為零?；蛘哒f此時板簧不受任何力，當板簧到達最大振動距離時，板簧受到的力達到最大。此時。進行分析，得到分析結果。板簧的應變圖，見圖74從以上分析可以得出，材料的應力小于材料的許用應力。所以結果是符合要求的。板簧的設計是合理的。圖73 板簧有限元分析結果第八章 結晶器連桿的分析結晶器的連桿起支撐結晶器振動臺的作用，把偏心軸的回轉運動轉換成振動臺的直線運動。連桿在工作中，除承受振動臺的壓力外，還要承受縱向和橫向的慣性力。因此，連桿在一個復雜的應力狀態(tài)下工作。它既受交變的拉壓應力、又受彎曲應力?！∵B桿的主要損壞形式是疲勞斷裂和過量變形。通常疲勞斷裂的部位是在連桿上的三個高應力區(qū)域。連桿的工作條件要求連桿具有較高的強度和抗疲勞性能；又要求具有足夠的鋼性和韌性。傳統(tǒng)連桿加工工藝中其材料一般采用45鋼，40Ｃr或40MnB等調質鋼。合金鋼雖具有很高強度，但對應力集中很敏感，所以，在連桿外形、過度圓角等方面需嚴格要求，還應注意表面加工質量以提高疲勞強度，否則高強度合金鋼的應用并不能達到預期果。表1 連桿材料的物理屬性屬性值（單位）彈性模量E206 Gpa泊松比μ屈服力δs295 Mpa質量密度～ 有限元分析技術路線：建立連桿的幾何三維模型——通過網(wǎng)格劃分建立其有限元模型——定義邊界條件——求解計算——對結果進行分析。運用SolidWorks建立連桿的三維模型，如圖8—1所示：圖81 連桿的三維模型將用SolidWorks建立的模型導入Ansys中，進行應力分析。通過對結晶器上振動機構為四偏心連桿機構上的連桿進行分析后，在連桿工作過程中連桿的桿身與大小頭結合處壓應力最大。此時連桿強度儲備也達到最低極限。為了減少連桿頭的變形，應對連桿頭進行改進。圖82 連桿的有限元網(wǎng)格劃