【正文】 直上升，因此，頻率微小的變化也會(huì)引起的很大變化。或使變?yōu)樽畲?，或者變?yōu)榱?。這在實(shí)際操作中很難控制因此，低頻率不能被采用。當(dāng)Z值較小時(shí)，如，由于負(fù)滑動(dòng)曲線上升緩慢，因此所對(duì)應(yīng)的較低頻率可以采用，但必須使在該頻率下的負(fù)滑動(dòng)率這便于在實(shí)際中進(jìn)行控制及獲得必要的負(fù)滑動(dòng)運(yùn)動(dòng)以保證脫模，又避免采用較高的頻率，使結(jié)晶器的振動(dòng)裝置處于良好的運(yùn)動(dòng)狀態(tài)及受力狀態(tài)。第三章 結(jié)晶器振動(dòng)裝置分析 結(jié)晶器四偏心振動(dòng)機(jī)構(gòu)原理 在此所研究的連鑄機(jī)為弧形連鑄機(jī)。研究的結(jié)晶器振動(dòng)機(jī)構(gòu)為四偏心正弦振動(dòng)方式，振動(dòng)機(jī)構(gòu)如圖（31）所示。有由電動(dòng)機(jī)1帶減速器2，通過萬向軸帶動(dòng)兩側(cè)錐齒輪箱3，每個(gè)錐齒輪各自帶動(dòng)具有不同偏心距的偏心軸6。每根偏心軸的兩個(gè)不同偏心距（C點(diǎn)位外弧偏心距，D點(diǎn)為內(nèi)弧偏心距）具有同向偏心點(diǎn)，由于每根偏心軸的偏心距不同（外弧側(cè)偏心距大于內(nèi)弧側(cè)偏心距），使振動(dòng)臺(tái)作仿弧振動(dòng)。結(jié)晶器的弧線運(yùn)行是借助兩對(duì)偏心距不等的偏心軸6及連桿5進(jìn)行的。結(jié)晶器弧線運(yùn)行的定中（導(dǎo)向）是由板式彈簧7，一頭連在快速更換臺(tái)的框架上，另一頭連接在振動(dòng)臺(tái)恰當(dāng)?shù)奈恢蒙蟻韺?shí)現(xiàn)的。板式彈簧只能是振動(dòng)臺(tái)作弧線運(yùn)動(dòng)，而不能有前后左右的位移。1．電動(dòng)機(jī) 4. 外弧側(cè)連桿 8振動(dòng)臺(tái)結(jié)晶器圖31結(jié)晶器四偏心振動(dòng)裝置結(jié)構(gòu)裝置示意圖大方坯結(jié)晶器振動(dòng)機(jī)構(gòu)，驅(qū)動(dòng)型式交流電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)，轉(zhuǎn)速可調(diào)。結(jié)構(gòu)型式偏心四連桿機(jī)構(gòu)主要參數(shù)：結(jié)晶器振動(dòng)頻率100—300/min,連鑄機(jī)公稱半徑R12m.結(jié)晶器重量：扇形1段:結(jié)晶冷卻水。振動(dòng)臺(tái)上某點(diǎn)A的唯一方程如下:A點(diǎn)位移為x得：，那么A點(diǎn)的速度方程:其中，—偏心軸轉(zhuǎn)動(dòng)的角速度，頻率為每分鐘轉(zhuǎn)動(dòng)的周期數(shù)，則偏心軸轉(zhuǎn)動(dòng)的角速度關(guān)系如下：按速度方程可求出：最大振動(dòng)速度：平均振動(dòng)速度： 圖32 振動(dòng)機(jī)構(gòu)簡(jiǎn)圖振動(dòng)總負(fù)荷（）：其中：Q—總靜負(fù)荷，公斤； F—結(jié)晶器的摩擦阻力，公斤； —?jiǎng)迂?fù)荷，公斤。動(dòng)負(fù)荷計(jì)算：，其中，b為振動(dòng)加速度。求的二階導(dǎo)數(shù)得加速度 當(dāng)時(shí)：則：則：其效率為：，其中=，經(jīng)過計(jì)算得：N=要求：電動(dòng)機(jī)運(yùn)行平穩(wěn)，可靠。電動(dòng)機(jī)啟動(dòng)快，轉(zhuǎn)動(dòng)慣量小，連續(xù)運(yùn)轉(zhuǎn)，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，維護(hù)方便的電動(dòng)機(jī)。進(jìn)行比較選擇直流電動(dòng)機(jī)。直流電動(dòng)機(jī)的型號(hào)及相關(guān)參數(shù)：Z4132=10KW、若此轉(zhuǎn)速:電樞電流電感：、效率：、轉(zhuǎn)動(dòng)慣量：、質(zhì)量：。 分配傳動(dòng)比（1） 總的傳動(dòng)比i： 。（2） 輸出軸的功率（3） 輸出轉(zhuǎn)速（4）輸出轉(zhuǎn)矩根據(jù)公式：第四章 減速器的選擇 ，進(jìn)行修正計(jì)算 任何一個(gè)設(shè)備的制造我們都是根據(jù)性能和經(jīng)濟(jì)性來考慮，有標(biāo)準(zhǔn)化的，盡量同標(biāo)準(zhǔn)的，這樣對(duì)于維修和價(jià)格都比較合理。所以在這個(gè)減速器中我們根據(jù)其速比、尺寸、經(jīng)濟(jì)上綜合考慮，決定采用標(biāo)準(zhǔn)減速器。 =10KW?！队蓹C(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》—4卷表16246查出初選CW—100—5—IF，其許用功率P=，公稱轉(zhuǎn)速輸入輸出根據(jù)條件: ； ； ；式中： 輸出轉(zhuǎn)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(zhuǎn)件。在傳遞運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力過程中一同回轉(zhuǎn)而不脫開的一種裝置。此外，聯(lián)軸器還可能具有補(bǔ)償兩軸相對(duì)位移、緩沖和減振以及安全防護(hù)等功能。考慮到承載能力、轉(zhuǎn)速、兩軸相對(duì)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(biāo)準(zhǔn)聯(lián)軸器或已有推薦的系列尺寸的聯(lián)軸器時(shí)。一般都是以聯(lián)軸器所需傳遞的計(jì)算轉(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器的許用轉(zhuǎn)矩或標(biāo)準(zhǔn)聯(lián)軸器的公稱為原則。由于傳動(dòng)軸系載荷變化的性質(zhì)不同，以及聯(lián)軸器本身的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)和性能的不同。聯(lián)軸器的實(shí)際傳遞轉(zhuǎn)矩不等于理論上需傳遞的轉(zhuǎn)矩，通常：式中：理論轉(zhuǎn)矩（），在有制動(dòng)器的傳動(dòng)系統(tǒng)，當(dāng)制動(dòng)器的理論轉(zhuǎn)矩大于動(dòng)力機(jī)械的理論轉(zhuǎn)矩時(shí)，應(yīng)按前者計(jì)算聯(lián)軸器。 驅(qū)動(dòng)功率，kw； 驅(qū)動(dòng)轉(zhuǎn)速，r/min； 工作情況系數(shù)動(dòng)力機(jī)系數(shù) 啟動(dòng)系數(shù) 溫度系數(shù) （取氨基甲酸乙酯彈性體）參考《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè) 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(hào)公稱轉(zhuǎn)矩（）許用轉(zhuǎn)速軸孔直徑軸孔長(zhǎng)度7103000 Y型 L45 48 50112 84 112 70第六章 偏心軸的設(shè)計(jì)結(jié)晶器四偏心振動(dòng)機(jī)構(gòu)圖61四偏心振動(dòng)機(jī)構(gòu)原理圖圖中為基準(zhǔn)弧半徑，為結(jié)構(gòu)要求的已知長(zhǎng)度，、為偏心振動(dòng)機(jī)構(gòu)的偏心距。另兩個(gè)與此成投影。當(dāng)時(shí)，又，式中為振幅；而：已知： 經(jīng)過計(jì)算得： 即為兩軸的偏心距。 轉(zhuǎn)速 和轉(zhuǎn)矩 前面已經(jīng)計(jì)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(jìn)行功率計(jì)算時(shí)已算過合力：所以此時(shí)軸承受的合力為：又因?yàn)檫@些力是由四個(gè)支撐點(diǎn)支撐，所以每個(gè)支撐點(diǎn)所受的力為：（1）選取軸的材料 選擇軸的材料為號(hào)鋼，并進(jìn)行調(diào)質(zhì)處理。查手冊(cè)得： 、（2）初步估算軸端直徑 查手冊(cè)取、 計(jì)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(shí)選定聯(lián)軸器的型號(hào)。聯(lián)軸器的另一端聯(lián)接的是減速器的轉(zhuǎn)軸。為了安全考慮，在此初步選用最小直徑為。 聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩 查手冊(cè)得：由于轉(zhuǎn)矩變化中等，故取 則： 按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)選用 膜片聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為 ，聯(lián)軸器的軸孔轉(zhuǎn)直徑 回轉(zhuǎn)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(zhǎng)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(zhǎng)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(zhǎng)度應(yīng)比 略短一些，現(xiàn)取。（2）初步選擇滾動(dòng)軸承。 考慮到軸承既承受有徑向力同時(shí)還承受軸向力，選用調(diào)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(biāo)準(zhǔn)精度等級(jí)的調(diào)心滾子軸承23120其基本尺寸，故：。加上軸承端蓋長(zhǎng)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(diào)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(diào)心滾子軸承而設(shè)計(jì)的軸肩。安裝有軸承端蓋，此處的直徑為150mm。這段軸肩的長(zhǎng)度為51mm。（6）軸6—7為一段過渡軸取它的長(zhǎng)度為1170mm。軸78段為51mm。后面的軸與前面的是對(duì)稱的。其數(shù)據(jù)見軸的結(jié)構(gòu)與裝配圖中。至此，已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。如圖631聯(lián)軸器 2連桿 3 軸承支座 4軸承圖63軸的結(jié)構(gòu)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(cè)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(zhǎng)為60mm。滾動(dòng)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(dòng)結(jié)構(gòu)分析圖首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計(jì)算圖。在確定軸承的支撐點(diǎn)位置時(shí)，應(yīng)從手冊(cè)中查取值。查得。因此，作為簡(jiǎn)支梁軸的支持跨距為：。計(jì)算軸處的力當(dāng)偏心軸轉(zhuǎn)到最高點(diǎn)C時(shí)，軸受到的彎矩最大，所以彎矩應(yīng)該在這個(gè)位置進(jìn)行計(jì)算。應(yīng)用計(jì)算機(jī)進(jìn)行彎矩計(jì)算：計(jì)算水平面的支反力：計(jì)算得： 軸向力產(chǎn)生的彎矩： 當(dāng)支撐桿轉(zhuǎn)到B或D時(shí)是偏心軸扭矩最大的情況此時(shí)的扭矩為：以上計(jì)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(jìn)行校核時(shí)通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面C）的強(qiáng)度。根據(jù)第三強(qiáng)度理論校核危險(xiǎn)截面，代入上面的計(jì)算數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計(jì)算應(yīng)力為[13]：選擇軸的材料為號(hào)鋼，并進(jìn)行調(diào)質(zhì)處理。查手冊(cè)得：、, , , 抗彎矩：則： 選擇軸的材料為45號(hào)鋼，并進(jìn)行調(diào)質(zhì)處理，查手冊(cè)得：、 、 、 。因此：，故是安全的。(1) 判斷危險(xiǎn)截面從以上的計(jì)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(xiǎn)起見89段的軸槽也需要驗(yàn)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(yàn)證45段軸的軸槽與軸承端面即可。我們把這個(gè)斷面記作斷面D。此軸槽的直徑為126mm。(2) 截面D左側(cè)抗彎截面系數(shù)：抗扭截面系數(shù)：截面4左側(cè)的彎矩M為：截面4上的扭矩T為：截面上的彎曲應(yīng)力為：查手冊(cè)可知軸材料敏感系數(shù)為：、故有效應(yīng)力集中系數(shù)：截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力：選擇軸承的材料為45鋼，并進(jìn)行調(diào)質(zhì)處理。查手冊(cè)可得：,, 截面上因?yàn)檩S肩而形成的理論應(yīng)力集中和，查手冊(cè)得：， 用插值法可查得：， 尺寸系數(shù)：, 扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)：軸按磨削加工，查得表面質(zhì)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(jì)算如下：故驗(yàn)算結(jié)果，符合安全性要求。(3) 截面D右側(cè)抗彎截面系數(shù)： 抗扭截面系數(shù)：截面4左側(cè)的彎矩M為：截面上的彎曲應(yīng)力為：截面上的那扭轉(zhuǎn)切應(yīng)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(cè)得表面質(zhì)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(jì)算如下： 故該軸在截面D的右側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的，因軸無過大的瞬時(shí)過載及嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對(duì)稱性，可略去靜強(qiáng)度校核。第七章 板簧的設(shè)計(jì)在連鑄過程中，結(jié)晶器的振動(dòng)可以有效地防止結(jié)晶器內(nèi)初生坯殼與結(jié)晶器壁粘接而被拉裂，并對(duì)拉裂坯殼起到愈合作用，因此得到了廣泛的應(yīng)用。板彈簧導(dǎo)向是在鑄機(jī)上開發(fā)的一種新型振動(dòng)技術(shù)。有報(bào)道稱可以再一年或更長(zhǎng)的時(shí)間內(nèi)，不用維護(hù)而可保持結(jié)晶器水平位移在允許范圍內(nèi)。因此，目前國(guó)內(nèi)外大板連鑄機(jī)中采用此項(xiàng)技術(shù)。高效的設(shè)備取決于合理的設(shè)計(jì)，而合理的設(shè)計(jì)則取決于設(shè)計(jì)者對(duì)設(shè)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(dāng)于懸臂梁形式。并且板簧在做強(qiáng)迫振動(dòng)。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(dòng)框架振動(dòng)弧的誤差分析，對(duì)板簧進(jìn)行結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)。其參數(shù)如下：長(zhǎng)為2055mm ，寬為85mm，厚度20mm。運(yùn)用Ansys軟件進(jìn)行板簧的應(yīng)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(jì)算結(jié)論分析。運(yùn)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(duì)板簧的三維幾何模型進(jìn)行有限元單元網(wǎng)格劃分。結(jié)果如圖72圖72 經(jīng)網(wǎng)格劃分后的板簧有限元模型當(dāng)板簧在振動(dòng)框架振動(dòng)距離為零時(shí)，板簧振動(dòng)端的位移也為零。或者說此時(shí)板簧不受任何力，當(dāng)板簧到達(dá)最大振動(dòng)距離時(shí)，板簧受到的力達(dá)到最大。此時(shí)。進(jìn)行分析，得到分析結(jié)果。板簧的應(yīng)變圖，見圖74從以上分析可以得出，材料的應(yīng)力小于材料的許用應(yīng)力。所以結(jié)果是符合要求的。板簧的設(shè)計(jì)是合理的。圖73 板簧有限元分析結(jié)果第八章 結(jié)晶器連桿的分析結(jié)晶器的連桿起支撐結(jié)晶器振動(dòng)臺(tái)的作用，把偏心軸的回轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)轉(zhuǎn)換成振動(dòng)臺(tái)的直線運(yùn)動(dòng)。連桿在工作中，除承受振動(dòng)臺(tái)的壓力外，還要承受縱向和橫向的慣性力。因此，連桿在一個(gè)復(fù)雜的應(yīng)力狀態(tài)下工作。它既受交變的拉壓應(yīng)力、又受彎曲應(yīng)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(gè)高應(yīng)力區(qū)域。連桿的工作條件要求連桿具有較高的強(qiáng)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(diào)質(zhì)鋼。合金鋼雖具有很高強(qiáng)度，但對(duì)應(yīng)力集中很敏感，所以，在連桿外形、過度圓角等方面需嚴(yán)格要求，還應(yīng)注意表面加工質(zhì)量以提高疲勞強(qiáng)度，否則高強(qiáng)度合金鋼的應(yīng)用并不能達(dá)到預(yù)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(zhì)量密度～ 有限元分析技術(shù)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(jì)算——對(duì)結(jié)果進(jìn)行分析。運(yùn)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(dǎo)入Ansys中，進(jìn)行應(yīng)力分析。通過對(duì)結(jié)晶器上振動(dòng)機(jī)構(gòu)為四偏心連桿機(jī)構(gòu)上的連桿進(jìn)行分析后，在連桿工作過程中連桿的桿身與大小頭結(jié)合處壓應(yīng)力最大。此時(shí)連桿強(qiáng)度儲(chǔ)備也達(dá)到最低極限。為了減少連桿頭的變形，應(yīng)對(duì)連桿頭進(jìn)行改進(jìn)。圖82 連桿的有限元網(wǎng)格劃