2022年振动筛的方案设计.pdf

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1、筛面的宽度和长度的选择筛面的宽度和长度是筛分机很重要的一个工艺参数。一般说来，筛面的宽度决定着筛分机的处理能力， 筛面的长度决定着筛分机的筛分效率，因此，正确选择筛面的宽度和长度，对提高筛分机的生产能力和筛分效率是很重要的。筛面的宽度不仅受筛分机处理能力的影响，还受筛分机结构强度的影响。 宽度越大，必然加大了筛分机的规格， 筛分机的结构强度上需要解决的问题越多也越难，所以筛面的宽度不能任意增加。目前我国振动筛的最大宽度为；共振筛的最大宽度为 4m 。筛面的长度影响被筛物料在筛面上的停留时间。筛分试验表明， 筛分时间稍有增加，就有许多小于筛孔的颗粒， 大量穿越筛孔面透筛， 所以筛分效率增加很快。

2、试验结果表明，筛面越长，物料在筛面上停留的时间越久，所得的筛分效率越高。但是随着筛分时间的增长， 筛面上的易筛颗粒越来越少， 留下的大部分是“难筛颗粒” ，即物料的粒度尺寸接近筛孔尺寸的这些颗粒。这些难筛颗粒的透筛，需要较长的时间，筛分效率的增加越来越慢。所以，筛面长度只在一定范围内，对提高筛分效率起作用，不能过度加长筛面长度，不然会致使筛分机结构笨重，达不到预期的效果。一般来说，筛面长度和宽度的比值为23。对于粗粒级物料的筛分，筛面长度为4m ；对于中细粒级物料的筛分，筛面长度为56m ；对于物料的脱水和脱介筛分，筛面长度为67m ；预先筛分的筛面可短些，最终筛分的筛面应长些。各国筛分机的宽

3、度和长度尺寸系列，多数采用等差级数。 它特点是： 使用比较方便，尾数比较整齐。但是由于等差级数的相对差不均衡，随着数列的增长，相对差就会急剧下降，因此，在有的筛分机系列中，只能采用两种级数公差。这里选金属丝编制筛面，取筛孔尺寸a为 8mm ，轻型钢丝直径d 为 2mm ，开孔率 A 选取为 64% ，长、宽比取 3：1。圆振动筛处理量的计算：公 式 近 似计 算7：LBMqQ00（4-1）式中：Q按给料计算的处理量 (t h)；M 筛分效率修正系数，见表4107；M也可按以下公式计算：M 5.7100筛分效率；0q单位面积容积处理量 (3m /2m h )，见表 4-117 ；精品资料 - -

4、 - 欢迎下载 - - - - - - - - - - - 欢迎下载 名师归纳 - - - - - - - - - -第 1 页，共 14 页 - - - - - - - - - - 0B筛面计算宽度 (m)；0B；B实际筛面宽度 (m)；L筛面工作长度 (m)；物料的松散密度 (t 3m ) 。经表 4-107和表 4-117， 取筛分效率为 98时的 M为， 为，0q为3m2m h，Q h，根据实际要求取筛面长度为宽度的三倍，即：L2B，0B，则：所以 B=mmmMqQ326326.095.020取筛面的宽为 330mm ，长为 660mm ，筛面的倾斜角为 20。如图：电动机的选取与计算

5、如何合理的选择和计算筛分电动机的传动功率，是有重要意义的。 传动功率选择得合适， 就能保证筛分机的正常运转。筛分机电动机功率的计算， 有数种不同的办法，下面的计算公式是其中之一7。P=1740480)(3fdCAnAmSSp (4-2)式中 P电动机的计算功率（KW ） ；pm参振质量（ kg） ；sA振幅（ m ） ； n振动次数（ r/min ） ； d轴承次数（ m ） ； C阻尼系数，一般取C= ； f轴承摩擦系数，对滚动轴承取f=；传动效率，取=。精品资料 - - - 欢迎下载 - - - - - - - - - - - 欢迎下载 名师归纳 - - - - - - - - - -第

6、2 页，共 14 页 - - - - - - - - - - 根据实践经验，一般按下列范围选取振幅：圆振动筛sA=4mm这里我们任取sA=3mm ，n=600r/min ，P=5kw ，d=50mm ；试求pm=kgfdCAnAPss6.15009)105005.01032 .0(600103174048095.05)(174048023333计算得出参振质量太大，势必造成制造成本增大，所以，不与采用，现将P取为，计算得出pm为，比较适合。查机械设计课程设计手册（表12-1）1，选取电动机 Y801-4 型，功率 P为，转速3n为 1390r/min ，质量 m=17kg 。如图：图 4-2

7、电动机轴承的选择与计算轴承的选择根据振动筛的工作特点，应选用大游隙单列向心圆柱滚子轴承。取轴承内径d=50mm ，振动筛振动时，轴及轴承将受到较大的径向承载力，而轴向力相对而言比较小，因此这里采用圆柱滚子轴承。当量动载荷 P（arPP 或）的一般计算公式为精品资料 - - - 欢迎下载 - - - - - - - - - - - 欢迎下载 名师归纳 - - - - - - - - - -第 3 页，共 14 页 - - - - - - - - - - P=XarYFF(4-3)式中， X、Y 分别为径向动载荷系数和轴向动载荷系数，其值见参考文献2 表13-5。由表所示： X=1，Y=0；所以：

8、 P=rF实际上，在许多支撑中还会出项一些附加载荷，如冲击力、不平衡作用力、惯性力以及轴绕曲或轴承座变形产生的附加力等等。为了计及这些影响， 可对当量动载荷乘上一个根据经验而定的载荷系数pf，其值参见参考文献 2 表 13-6。故实际计算时，轴承的当量动载荷应为：P=pfrF取pf=，故： P=pfrF=8.99.1500=滚动轴承寿命计算：轴承基本额定寿命)(60106PCnLh(4-4)n 代表轴承的转速（单位为r/min ） ，为指数，对于球轴承，=3，对于滚子轴承，=310。查机械课程设计手册得C= 。)(60106PCnLh=3106)65.172.69(6006010=计算得出来的

9、寿命符合设计要求，故轴承内径d 取 50mm ，查机械课程设计手册可得： D=90mm，B=20mm。如图：精品资料 - - - 欢迎下载 - - - - - - - - - - - 欢迎下载 名师归纳 - - - - - - - - - -第 4 页，共 14 页 - - - - - - - - - - 图 4-3 轴承轴承的寿命计算轴承的寿命公式为：10L=(PC) (6-4)式中: 10L的单位为 106r为指数。对于球轴承，=3；对于滚子轴承，=10/3。计算时，用小时数表示寿命比较方便。这时可将公式改写。 则以小时数表示的轴承寿命为：hL=n60106(PC) (6-5)式中：C基本

10、额定动载荷C= n轴承转数P 当量动负荷选取额定寿命为 6000h。将已知数据代入公式得：精品资料 - - - 欢迎下载 - - - - - - - - - - - 欢迎下载 名师归纳 - - - - - - - - - -第 5 页，共 14 页 - - - - - - - - - - hL=3/106)1.1774.125(8456010=15249h6000h 满足使用要求。因此设计中选用轴承的使用寿命为15249 小时。带轮的设计与计算已知大带轮的转速1n为 600r/min ，电动机功率为 P=，转速3n为 1390r/min 。小带轮2n=3n=1390r/min ，所以传动比 i

11、=12nn32. 2这里取传动比 i 为，每天工作 8 小时。4.4.1 确定计算功率caP由表 8-7 查得工作情况系数AK=，故caP=AKP=55. 0=4.4.2 选择 V带的带型根据caP、1n由图 8-10 选用 A型。4.4.3 确定带轮的基准直径dd并验算带速 v1、初选小带轮的基准直径3dd。由参考文献 2 表 8-6 和表 8-8，取小带轮的基准直径3dd=80mm 。 2、验算带轮 v。按公式计算带轮速度：smsmndvd/8.5/10006013908010006033因为 5m/sv30m/s，故带速合适。 3、计算大带轮的基准直径。根据已知，计算大带轮的基准直径1d

12、d1dd=i3dd= 80mm=184mm根据参考文献 2 表 8-8，圆整为1dd=180mm 。4.4.4 确定 V带的中心距a和基准长度dL)(2)(7.021021ddddddadd5201820a1、初定0a=300mm ，022121004)()(22addddaLdddd精品资料 - - - 欢迎下载 - - - - - - - - - - - 欢迎下载 名师归纳 - - - - - - - - - -第 6 页，共 14 页 - - - - - - - - - - mm7.10163.84.4086003004)80180()18080(214.330022由表 8-2 选带的

13、基准长度dL=1000mm 。 2 、计算实际中心距a。mmmmLLaadd292)27.10161000300(200 3、验算小带轮上的包角1a000002101904 .1602923.57)80180(1803.57)(180addadd 4、计算带的根数 z计算单根 V 带的额定功率rP。由mmdd802和2n=1390r/min ，查表 8-4a 得0P=。根据2n=1390r/min ，i= 和 A型带，查表 8-4b 的0P=。查表 8-5 得aK=，表 8-2 得LK=，于是kwKKPPPLar82.089.095.0)17.08 .0()(00计算 V带的根数 z。8.08

14、2.066.0rcaPPz所以取一根带。计算单根 V 带的初拉力的最小值min0)(F由参考文献 2 表 8-3 得 A型带的单位长度质量q=m ，所以NqvzvKPKFacaa2.968.51 .08.5195.066.0)95.05.2(500)5 .2(500)(22min0应用带的实际初拉力0Fmin0)(F。计算压轴力pF压轴力的最小值为min0min)(2)(FzFp=192N如图：精品资料 - - - 欢迎下载 - - - - - - - - - - - 欢迎下载 名师归纳 - - - - - - - - - -第 7 页，共 14 页 - - - - - - - - - - 图

15、 4-4 大带轮弹簧的设计与计算选取弹簧端部结构为端部并紧，磨平，支承圈为 1 圈；弹簧的材料为 C级碳素弹簧钢 65Mn,弹簧的振动次数n=600r/min 。取弹簧丝直径d=4mm ，旋绕比 C=，则得曲度系数35.1615.04414CCCK查表得MPa1600， F=82. 2160045. 45. 435.18. 99 .15006. 16 . 1maxKCFd符合要求，取 d=4mm ，D=Cd=18mm，mmdDD224182。如图：精品资料 - - - 欢迎下载 - - - - - - - - - - - 欢迎下载 名师归纳 - - - - - - - - - -第 8 页，共

16、 14 页 - - - - - - - - - - 图 4-5 弹簧弹簧验算1）弹簧疲劳强度验算由文献 6, 图 16-9，选取MPa2000所以有：NkDdF75.2061835.18200483031由弹簧材料内部产生的最大最小循环切应力：23max8FdKD13min8FdKD可得：23max8FdKD=MPa52.7902 .81741835.183MPaFdKD00.20075.20641835.188323min由文献 6 ，式（ 16-13）可知：疲劳强度安全系数计算值及强度条件可按下式计算：FcaSSmaxmin075.0式中：0弹簧材料的脉动循环剪切疲劳极限FS 弹 簧 疲

17、劳 强 度 的 设 计 安 全 系 数 , 取FS=按 上 式 可 得 ：maxmin075.0caS=21.252.79000.20075.01600FS=所以此弹簧满足疲劳强度的要求。2）弹簧静应力强度验算静应力强度安全系数计算值及强度条件为：ssScaSSmax式中s弹簧材料的剪切屈服极限，MPass112016007.07.0SS 静 应 力 强 度 的 设 计 安 全 系 数 ，SS= 所 以 得 ：精品资料 - - - 欢迎下载 - - - - - - - - - - - 欢迎下载 名师归纳 - - - - - - - - - -第 9 页，共 14 页 - - - - - - -

18、 - - - ssScaSS42.152.7901120max=所以弹簧满足静应力强度。所以此弹簧满足要求。轴的设计与计算4.6.1 求输出轴上的功率3P、转速3n和转矩3T；KWPP5.023min/60013rnn于是mmNnPT?3 .79586005 .0955000095500003334.6.2 初步确定轴的最小直径初步估计轴的最小直径。选取轴的材料为45 钢，调质处理。根据参考文献2 表 15-3，取1260A，于是得：mmnPd9 .116005 .01263333min由前 面 的 轴 承 和皮 带 轮 确定 轴 最 小直 径 ， 这 里 取 输 出 的 最小 直 径mmd4

19、0min，也就是安装大带轮处的直径21d。4.6.3 轴的结构设计 1）带轮宽度mmefB481529222mmdB605 .1， 所 以 取L=48mm ， 取 轴 套 长 度1L为16mm ， 因 此mmL62144821。2）初步选择轴承盖。轴肩高度h 一般取为（ ）d，这里轴承盖的直径mmdd45322，所以：mmD90，305.2dDD，取3d=8mm ，这里3d为 M8螺钉。mmdDD11085 .2905.230，mmde818)2 .11(3，mmdDD863305，mmDD781290)1510(4，mmD882906，ee1，取 m=26mm。精品资料 - - - 欢迎下载

20、 - - - - - - - - - - - 欢迎下载 名师归纳 - - - - - - - - - -第 10 页，共 14 页 - - - - - - - - - - 所以mmL262。取主偏心块mmL303，因此mmLLL5630263232。3）轴承长度选取。由前面轴承计算所知，轴承长度为20mm ， 所以mmL2043。5454LLL，4L是箱体的长度，5L是箱体壁厚。所以mmLLLL346424233065454；至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。如图：图 4-6 轴尺寸图4.6.4 轴上零件的周向定位带轮、主偏心块与轴的周向定位采用平键连接。按21d由参考文献 1 查得平键截

21、面mmmmhb812，键槽用键槽铣刀加工，长为32mm ，同时为了保证带轮与轴配合有良好的对中性，故选择带轮与轴的配合为H7/g6；同样，主偏心块与轴的连接，选用平键为mmmmhb914， 长为 22mm ， 与轴的配合为 H7/g6。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6 。确定轴上圆角和倒角尺寸参考参考文献 2 表 15-2，取轴倒角为0451。4.6.5 求轴上的载荷图 4-6，受力分析及弯矩图：2FaF1aF21F精品资料 - - - 欢迎下载 - - - - - - - - - - - 欢迎下载 名师归纳 - - - - - - - - - -第 1

22、1 页，共 14 页 - - - - - - - - - - 图 4-7支反力：NFFNFFaa739473942121弯矩 M ：mmNM?377094扭矩 T：mmNT?3.795834.6.6 按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时， 通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。根据表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取6 .0a，轴的计算应力：MPaMPaWaTMca38.41451 .0)3 .79586.0(377094)(3222321前已选定轴的材料为45 钢，调质处理，由表15-1 查得MPa601。因此ca1，故安全。4.6.7 精确校核轴的疲劳强度1）

23、 判断危险截面无键连接的轴部因只受扭矩作用，所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，所以无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，与主偏心块连接的轴部应力集中最为严重。2） 截面校核抗弯截面系数3335.9112451.01.0mmdW抗扭截面系数33354925452.02 .0mmdWT截面弯矩 M为mmNM?7.276086561556377094截面扭矩3T为mmNT?3.79583截面上的弯曲应力MPaWTTb145.0549253.795831M精品资料 - - - 欢迎下载 - - - - - - - - - - - 欢迎下载 名师归纳 - - - - - - - - - -第

24、 12 页，共 14 页 - - - - - - - - - - 截面上的扭转切应力MPaWTTT145.0549253.79583轴的材料为 45 钢， 调质处理。有表 15-1 查得MPaB640，MPa2751，MPa1551。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按参考文献 2 附表3-2 查取。因044.0452dr，11.14550dD，经插值后可查得0.2，31.1又由附图 3-1 可得轴的材料敏性系数为86.0q，91.0q故有效应力集中系数按式（附表3-4）为86.1)12(86.01)1(1qk28.1)131.1(91.01) 1(1qk由附图 3-2 的尺寸系数67.

25、0；由附图 3-3 的扭转尺寸系数86.0。轴按磨削加工，由参考文献2 附图 3-4 得表面质量系数为92.0轴未经表面强化处理，即1q，则按公式得综合系数为86.211kK57. 111kK又由13及23得碳钢的特性系数2.01.0，取1 .01 .005.0，取05.0于是，计算安全系数caS值，按公式计算得66301 .0145.086.22751maKS13602145. 005.02145. 057.11551maKS5967.151290168022SSSSSca远大于 S=精品资料 - - - 欢迎下载 - - - - - - - - - - - 欢迎下载 名师归纳 - - - - - - - - - -第 13 页，共 14 页 - - - - - - - - - - 故可知其安全。至此，轴的设计计算即告结束。如图4-8 ：图 4-8 轴精品资料 - - - 欢迎下载 - - - - - - - - - - - 欢迎下载 名师归纳 - - - - - - - - - -第 14 页，共 14 页 - - - - - - - - - -