自定中心振动筛设计【毕业论文+CAD图纸全套】

自定中心振动筛设计 摘要： 目前我国各种选煤厂使用的设备中 ,振动筛是问题较多、维修量较大的设备之一。这些问题突出表现在筛箱断梁、裂帮 ,稀油润滑的箱式振动器漏油、齿轮打齿、轴承温升过高、噪声大等问题 ,同时伴有传动带跳带断带等故障。 这类问题直接影响了振动筛的使用寿命 ,严重影响了生产。 自定中心振动筛 可以很好的解决此类问题，因此 本次设计的振动筛为自定中心振动筛， 该系列振动筛主要用于煤炭行业中物料分级、脱水、脱泥、脱介等作业。其工作可靠，筛分效率高，但设备自身较重。设计分析论述了设计方案，包括振 动筛的分类与特点和设计方案的确定； 对物料的运动分析，对振动筛的动力学分析及动力学参数的计算，合理设计振动筛的结构尺寸； 进行了激振器的偏心块等设计与计算，包括原始的设计参数，电动机的设计与校核；进行了主要零部件的设计与计算，皮带的设计计算与校核，弹簧的设计计算，轴的强度计算，轴承的选择与计算，然后进行了设备维修、安装、润滑及密封的设计，最后进行了振动筛的环保以及经济分析。 关键词： 振动筛；激振器；自定中心 指导老 师签名： 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 1 At s in is of of in me as by as of 2so of in in as on to be on of of to of he of as of of of to of a 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 2 目 录 . 3 . 3 . 3 . 5 . 8 . 10 . 13 . 16 . 19 . 19 . 20 . 23 . 25 . 29 . 32 度以及轴承寿命验算 . 34 . 36 . 38 参考文献 . 39 致谢 . 40 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 3 在铁路线路大修工作中，由于无缝线路的铺设，行车速度和列车密度的增高，传统的“大揭盖”的施工已不适应生产发展需要，为此需对枕底清筛机进行不断研究、设计、制造和实验等工作。铁路道床清筛机用的振动筛，过去都采用固定中心振动筛，如下图（ a）所示。运用结果表明，固定中心振动筛的最大缺点是，筛箱侧壁由于受到固定轴所给予的周期性反力作用，轴孔附近易于产生疲劳裂缝。为了避免上述缺点，经过调查研究， 先后改用了自定中心振动筛，如下图（ b），从而使该问题得到有效解决。 另外振动筛还广泛应用与工业生产中，其中主要应用于 煤炭、冶金、建材、化工等部门 。 图（ a） 图（ b） 1 筛箱侧壁； 2 固定轴； 1 筛箱侧壁； 2 浮动轴； 3 激振轮； 4 激振块； 3 激振轮； 4 激振块； 5 支承弹簧； 6 筛面。 5 支承弹簧； 6 筛面。 固定轴振动筛与浮动轴振动筛比较 改革开放以后，我国各行业都得到长足的进步。振动筛的应用也越来越广泛，但同时对振动筛的各项性能都有了新的要求。在此大背景下，我国振动筛技术通过自主研发和吸收消化国外先进技术，也得到了长足的进步。相继研制出 型圆振动筛、 圆振动筛 、 列直线筛 和 自定心振动筛 等。 近几年来，国内外对振动筛的研制越发重视。目前，振动筛的发展已经朝着 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 4 化、智能化、高效集中、使用寿命长 方向发展。 世界上振动机械产品处于领先地位的公司 主要有德国的 国的 本的 他们生产的产品代表了世界范围内振动筛发展的主流趋势。而在国内，只有太行公司、鞍山矿山机械股份有限公司、上海 冶金矿山机械厂等少数几家企业开始大型振动机械的研制、开发与生产 。但基于 振动机械的工业环境复杂、条件恶劣、生产企业小 ，再加上我国振动机械工业起步较晚，我国产品与国外产品还存在较大差距。但是，随着改革开放的不断发展，我国的振动筛技术要会不断进步，逐步缩短与国外先进的差距。 目前，河南新乡众多厂家生产的 列自 定心振动筛 ，产品标准为定中心振动筛和 定中心振动筛 ， 已具有相当先进水平。 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 5 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 6 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 7 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 8 计 的基本原理 所谓筛箱系统， 乃是 图 2.1(a)所示振动筛箱体和支承弹簧的统称。为了便于分 析，我们将此系统用 图 2.1(b)所示质量 弹簧力学模型来代替。按等效条件，此模型中的质量为： = 2 1） 式中 G 激振块重量 ； P 除激振块外筛箱体全部重量（包括参振部分的石渣） ； G 重力加速度 模型中弹簧的刚度 总刚度）。 （ a） 图 振动筛弹力模型 在 图 2.1(b)、 （ 2 3） 中， 1 1 为弹簧的未受力位置； 2 2 为质量 m 的静平衡位置。若 1 1 到 2 2 位置的变形量为 ， 则 K= （ 2 2） 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 9 图中 3 3 位置，为质量 m 的一般位置。将坐标轴 x 原点放在静平衡位置 2 2，质量 3位置的坐标即为 x;速度和加速度就分别为里 质量 m 在 3 3 位置的受力如 图 2.1(b)所示，其上 重力； K（ +x）为弹簧的反力； R 为运动阻力，设此阻力是与运动速度大小的一次 方成正比（比例常数为 ），则 R=分析系统的自振频率时， 暂不考虑激振力的作用。这样，按牛顿第二定律可得 +x)- 2 2） 式代入，经移项简化得： 22 （ 2 3） 这是一个二阶常系数线性齐次微分方程。在2a 由此得出激振轮每分钟的转速为 ： n30 为了充分保证石渣能从筛面跳起，设计时一般取 n=(45 54) （ 3 1） 这也就是筛箱 激振频率的估算式。 在按 （ 3 1） 选取激振频率时，不应选得过低，否则小石块和污土惯性力就太小，不易从筛孔中甩出去，从而影响筛分效率；也不宜过大，否则筛箱受到的动载荷就太大，从而对筛箱结构的强度不利。 在振动筛设计中，采用机械指数 （ 3 2） 可见，机械指数 由 （ 3 1） 式可算出：为了充分保证石渣能从筛面跳起，机械指数应为： =（ 筛面倾角 a=15 时，由此可得 k= a=25时， k= 具体计算国产矿用各中自定中心振动筛的机械指数 k，得到 小值为 细粒（粒度小于 40毫米）筛分、生产能力小（每小时 30吨以内）的设备重量较轻 （不足 1吨）的筛子， 对中粒（粒度最大为 100毫米）筛分、生产能力较大（每小时处理 30吨）和设备较重（ 3吨多）的筛子， 对道床清筛机的振动筛来说，进入筛子的最大粒度不超过 100毫米，生产能力最小约为 150吨 /小时。因此建议将机械指数 4之间，小型清筛机的振动筛取高限，大型清筛机的振动筛取低限。 综合考虑，振动筛的参数选择如下： 筛面倾角： a=24 筛箱振幅： =5 毫米 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 18 激振频率：由 （ 3 1） 式得 n=(45 54) 524 =（ 678 814） 次 /分 暂取 n=800次 /分，对应 = 弧度 /秒。 验算机械指数，由式 （ 3 1） 得机械指数 k= 此数接近 3，稍低。最后选定 840 次 /分，对应 = 8830840 弧度 /秒， k= 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 19 筛子尺寸主要是根据“要保留石渣的最小尺寸”来确定。 如按规定道床石渣的最小尺寸为 20 毫米， 则筛孔尺寸就选 2025 毫米之间，筛面倾角大的取高限，筛面倾角小的取低限。如每小时进入筛子的石渣量较大，为了提高筛分效率，往往采用双层筛，在确定上层筛面筛孔尺寸时，最好先对石渣粒度做一大致分析，定出中等粒度的石渣尺寸（所谓中等粒度，是指在这个粒度以上和以下的石渣量均约为 50%）上层筛面的筛孔尺寸取与中等粒度石渣的尺寸相适应，目的要使上层筛面筛下的石渣重量，约为总石渣量的一半。 石渣层数和尺寸，主要根据：“单位时间进入筛子的石渣量”来确定 每小时清筛一百米以上的清筛机 ，如系采用自定中心振动筛，一般为双层为宜。筛 面面积 S 按下式计算： 0（米2） （ 4 1） 式中 Q 每小时筛下的石渣量 吨 /小时； 每小时每平方米筛面面积能筛下的石渣污土量 吨 /米 2小时。 与筛孔尺寸有关的量，筛孔尺寸大， 大；反之亦然 。设计时， 筛孔尺寸的关系，建议采用下表： 表（ 4 1） 筛 孔尺寸（ 20 30 40 50 60 70 t/m2h） 24 25 28 31 35 39 考虑到筛分道渣的特点，在用于单层筛时直接用上表中的 用于双层筛时上层筛用上表 中的 层筛则将上表中的 以系数 样，就可以用 （ 4 1） 式计算筛面面积。 筛 面的长度与宽度，一般是在 2:1之间。筛分效率要求高的取高值；单位时间清筛的 石渣量高的取低值。 设计 技术要求为：清筛进程为 200m/小时，石渣中 40纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 20 50%， 20下的占总量的 25%，每米道 床的石渣体积为 因此确定上层筛孔尺寸为 45 7 毫米的优质钢丝编织而成；下层筛面筛孔尺寸为 22 毫米，用 5 毫米的优质钢丝编织而成。 筛面面积：每小时进入筛子的石渣量为 200 米 /小时 /米 3=600吨 /小时。 上层筛面， Q=600 50%=300 吨 /小时。按筛孔尺寸为 45 毫米，查 表 （ 4 1） 经估计 0 吨 /米 2小时，再由 （ 4 1） 式得上层筛面面积为 S=300/30= 2。 下层筛面 ， Q=600 25%=150 吨 /小时 ，按筛孔尺寸为 22 毫米查 表 （ 4 1） 得，= /米 2小时，再由 （ 4 1） 式得下层筛面面积为 S=150/（ = 2。 综合以上计算， 将上下层筛面面积均取成 2，并取 筛面 尺寸的长 宽 = 。 筛箱结构尺寸：按筛面尺寸即可确定筛箱的长度和宽度。 上下层筛面间的高度，取下层筛面上的石渣最大尺寸的三倍，这里取 45 毫米 3=135 毫米；上层筛面以下上的筛箱高，取上层筛面上的石渣最大尺寸的三倍 ，这里取 80 毫米 3=240 毫米；估计中心轴套直径为 400 毫米，这样筛箱高取 800 毫米。按规定用某 振动筛的定型产品，取筛箱板厚为 12 毫米；八根横梁，每根横梁取直径为 60 毫米、厚 8 毫米的无缝钢管，即可确定筛箱的结构尺寸。绘出筛箱各部分构图，而估计筛箱重量为 2000 千克。 为了完成这项内容，需分以下三个步骤来进行： 筛箱结构尺寸已经确定的条件下，组成筛箱的每个零部件尺寸及重量也就确定，这样即可计算箱体总重。同时要附带计算出箱体重心位置，因为在筛箱侧板上开中心轴轴孔时，要求轴孔中心位置是在通过箱体重心的铅垂线上，并按技术要求，左右偏差在 50 毫米的范围 内。这是保证在振动过程中箱体的稳定和筛分效率的提高。 计算出参振石渣重量，必须先计算出 筛面 上平均全部石渣重量，为此必须先计算石渣在筛面上的流速。石渣在筛面上的流速，纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 21 下公式计算： = 18221 2/32 （ 4 2） 式中 石渣在筛面上的流速 毫米 /秒 a 筛面倾角 度 n 振动频率 次 /分 r 振幅 米 g 重力加速度 g= /秒 2 排出能力的修正系数，它与筛面上每米筛宽每小时通过的石渣量有 关，具体关系见 表 （ 4 2） 表（ 4 2） 排出能力修正系数（千克） q(t/mh) 45 50 60 70 80 100 120 150 200 250 300 石渣在筛面上的流速计算出来后，筛面上的石渣重量 按下 式计算 l/ （ 4 3） 式中 Q 单位时间进入筛子的石渣重量； l 筛面长度； 石渣在筛面上的流速。 实验证明：筛子在振动时，停留在在筛面上的石渣重量约为筛面上全部石渣重量的 30%，即约有 70%的石渣跳动在空间不随筛子振动。 设筛面上全部石渣重为 振石渣重为 l/ （ 4 4） 式中 Q 单位时间进入筛子的石渣重量； l 筛面长度； 石渣在筛上的流速。 由此计算出参振石渣重量。 上层筛面：每小时每米宽筛面上通过的石渣量 q=600/00 吨 /米 小时，按此查 表（ 4 2） ，得 面长为 。这样，即可由 （ 4 2） 、 （ 4 3） 、 （ 4 4） 三式，分别计算出上层筛面石渣流速 1、全部石渣重量 振石渣重量 为： 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 22 1= 1824242219 8 1 0 58 4 0 2/32 42 毫米 /秒 00 542） = 30%=433 层筛面：每小时每米宽筛面上通过的石渣量 q=（ 600 50%） /50 吨 /米 小时，按此查 表 （ 4 2） ，得 面长为 。这样，即可由 （ 4 2） 、 （ 4 3） 、（ 4 4） 三式，分别得 2= 1824242219 8 1 0 58 4 0 2/32 00 毫米 /秒 00 600） = 30%=200 部参振石渣重量 为： 33+200+633 计时圆整取 700 箱体重与参振石渣重相加，再乘以机械指数 k，就得振动时作用在两侧筛箱板轴孔的总的离心惯性力，这个力就 是选择轴承所必要的轴承载荷，再结合中心轴转速按 机械零件的原则，即可选择中心轴轴承。轴承选定后，即可按轴承内圈直径确定出中心轴轴径。 考虑到清筛机要在弯道作业，轴承需要有一定的承受轴向载荷的能力；而且两侧轴承孔的同心度又较差，轴承内外圈轴线需要有一定的相对偏斜；另外为了减小轴孔单位面积上的压力，这里采用了中宽系列的双列向心球面滚子轴承。 初估参振重量为 2000+700=2700 业时离心惯性力为 2700 505 侧各用一相同轴承，故每个轴承所受的名义径向载荷为： R=1/2 8505=4253 冶金工业出版社 1972 年版机械零件设计手册表 19 6，取动负荷系数 实际径向负荷为： Fr=4253=10633 实际的轴向负荷 ，所以 r=0l 使前后支承弹簧在工作过程中受力能接近相等；（二）在作业过程中，由于箱体实际上除作前述振动外，还作绕中心轴的“点头”振动。箱体上除了中心轴而外的各点合成轨迹均为长短轴不相同的椭圆。根据理论推导，当 l 1l 2 时，入渣端筛面上各点的轨迹为长轴水平、短轴铅垂的椭圆 见 图 b） 。由于入渣端筛面上的石渣层较厚，需要有教大的铅垂抖动幅度来松开石渣层，所 以，让 l 1 l 2,旨在使清筛效率能进一步提高。 整个筛箱有四个支座，每个支座由两个相同的并联的弹簧支承，也就是整个箱体由八个相同的并联弹簧支承。按（ 1 4）式或 （ 4 8） 式，支承弹簧的总刚度应为： K=981881662 =1310 kg/个支承弹簧的刚度为： 310 1/8=164 kg/以，在弹簧的计算中，要求弹簧刚度能近似的等于 164/厘米。 以下计算所用符号，引用机械零件设计手册第二十二章。 弹簧最小工作负荷 2000+2900） 1/8=613 簧最大工作负荷 1+13+164=695 簧的材料选用 60 机械零件设计手册 表 22 3，按一类工作考虑，=4500 kg/j=7500 kg/=8 105kg/ 取 C= 机械零件设计手册表 22 6， K=以弹簧丝直径为： 4500 直径 d=7 毫米；弹簧中径 17=100 毫米。 验算许用极限负荷 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 28 由于 150 千克 695=869千克，所以满足强度要求。 弹簧在 2/95/164=簧工作圈数为： n= 总圈数 1=n+算弹簧刚度 P ： P = 16 45324 由于 P =167kg/0=164kg/近，所以刚度也满足要求。 弹簧圈间距 =11 503 节距 t=d+ =1用 Y 型右旋弹簧，其自由高度为 H= n+()d=5+( 7.2 算稳定性指标 b b= b=克 米 ,满足起动要求 ，所以就选 电动机为 激振电机，功率为 11千瓦；转速为 1500 转 /分。 皮带计算包括：计算皮带轮尺寸；选定皮带类型和确定皮带的根数与长度。要完成这一部分内容，就需要知道皮带轮的速比；皮带轮的中心距以及单根皮带所传递的功率。 当激振电机选 定后，按装在电机上的小皮带轮转速即确定。而大皮带轮转速是与激振频率相等的，这是作为参数被选定的。所以，两皮带轮转速比是已知的。在已知速比的条件下又知道大皮带轮直径，则小皮带轮直径就可算出。 当激振酊剂选定后，皮带所要传递的功率即确定，按此就可以选择皮带类型和确定皮带根数。 激振电机是安装在清筛机的机架上，这样，就基本确定了皮带轮的中心距。按照两个皮带轮的直径和中心距，可以计算皮带长度；根据皮带类型和计算长度，就可以选定皮带。 由激振电机到激振轮是采用三角皮带传动。计算及引用符号来自 机械零件设计手册第十章 。 按前，大 皮带轮计算直径 60毫米 ，而大皮带轮转速应为 840转 /分，电动机转速为 1500转 /分，故小皮带轮计算直径为： 1221 =1500840560 =314 毫米 大 皮带轮上的轴孔直径为 60毫米，但轴孔中心应向激振块对面偏离轮缘中心 5毫米；根据 电动机查手册，电动机轴径为 38 毫米，此即小 皮带轮轴孔直径。 皮带速度用 100060 11 =100060 1500314 = /秒 比较适当。 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 33 三角 皮带的计算长度： A 42221221 = 1 1 0 04 31456031456021 1 0 022 =3579 毫米 按传递 功，查机械零件设计手册表 10 4 取 C 型带轮；再按表 10 2， 采用标准值 L=3594 毫米的皮带。 皮带绕转次数为： 秒次 / 94 001 0 00 L = /秒 20 次 /秒，所以不会造成皮带寿命的显著下降。 皮 带实际中心距为： 毫米11072 3579395411002 安装皮带必需的 053 毫米 补偿皮带伸长的 +215 毫米 小 皮带轮包角为： 180- 6012A 601107 314560180=166 三角皮带根数 210 式中 N=11 千瓦； 表 10 6）； 表 10 7）； 瓦（查表10 5），以上查表均引自机械零件设计手册。于是得到： 1 =3，即采用三根 三角皮带。 皮带作用在轴上的拉力为： 千克2082166s i i 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 34 度以及轴承寿命验算 中心轴 是连同激振轮一起转动的，轴内应力基本上不作周期性交变，所以，中心轴只作静应力强度验算。在筛箱内部装有中心轴的轴套，护套直径稍大于月牙部分的直径，验算中心轴刚度的目的，是在检验 它在动载荷作用下产生挠度后是否碰到他外层护套。 道床清筛机每天净作业时间不会超过三小时，每年按三百天作业计算，一年作业时间最多 1000小时，所以轴承寿命取 4000 8000 小时也就足够了。验算轴承寿命所用轴承载荷，应该是中心轴强度计算中所求的最大轴承反力。 将中心轴取出，其上下受力见 图 图 中心轴受力图 激振重 111 =1964千克）； 激振重 222 =7449 千克）； q l = 的分布力（ q=14704 千克 /米）； 激振重 1+Q=2172千克） 由静力平衡条件分别求得轴承反力： 696千克： 939 千克 并按弯矩概念求得： 304420 千克 毫 米 = 克 厘 米 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 35 336660 千克 毫 米 = 克 厘 米 31520 千克 毫 米 =克 厘 米 55455 千克 毫 米 =克 厘 米 31520+3732x x 0, 得 x =254 毫米 ， 44500+2692 542 =1118106 千克 毫 米 =05 千克 米 按功率计算转矩公式，求得电动机通过皮带传动而作用在大 皮带轮上的转矩为： M=9750001140=12448 千克 毫 米 =05千克 厘 米 所以动力的输入端（ B 端）的扭矩为： =05 千克 厘 米 作出弯矩图和扭矩图如 图 示，由图可见，最大弯矩值为 118106 千克 厘米 。 按 120 毫米等截面轴考虑，截面抗弯模量 W=323d =170 厘米3 考虑到弯矩及扭矩基本上不是周期变化的，即使变动，因其变动量较小，所以只需验算此轴的静力强度。轴的材料采用 45 号刚，强度极限 b=6000 千克 厘 米 2,查燃料工业出版社 1972 年出版的机械设计手册表 6 203，酌取其弯曲应力 =2000千克 /厘 米 2。由于最大应力 =111810/170=658 千克 /厘 米 2 2000 千克 /厘 米 2 亦即 ,所以轴的强度是足够的。实质上此轴并非等截面，中间部分直径为 186毫米，轴在这一部分的应力最大值更大，可见，此轴强度是相当高的。由此可以断定，此轴中间部分的最大挠度肯定远小于轴与轴套间隙 10 毫米，因此可以不再验算此轴的刚度。 由于最大轴承反力 854 千克，取动荷系数 实际径向负荷为 P=5939=14848 千克。查机械零件设计手册表 19 13， 3264 型轴承的额定动负荷C=58600 千克。轴的转速为 840 转 /分，这样，此 轴承的寿命为 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 36 3 7 5 51 2 1 3 55 8 6 0 08 4 06010 3106 小时 比原定的 5000 小时要少，但此清筛机可使用 4 年左右，寿命不算短。 振问题 共振问题是振动筛设计中的一个十分重要的问题，如处理不当，将会引起皮带松脱、支承弹簧折断、筛条折断及车底架剧烈振动等现象发生 。所以在 振动筛设计中 ，应考虑以下几个主要方面的共振问题。 面 谈到，自定中心振动筛一般都是在超筛箱系统共振条件下工作的，因此在“开车”和“停车”过程中，都要通过筛箱系统的共振区。如果 在筛箱上没有阻尼装置，当通过共振区时，箱体振幅会大幅度增加，在这种情况下必将引起皮带松脱等现象的发生。所以，对自定中心振动筛来说，阻尼装置是必不可少的。 在上节“支承弹簧计算”部分已经谈过，这里就不再重复。 面好象是一块弹性薄板，它与筛箱连接在一起，由于连接情况不同，筛面的自振频率也不同， 目前很难用理论计算。连得牢绷得紧的筛面，刚度大自振频率就高；反之自振频率就低。如筛面的自振频率与石渣在其上跳动的频率相接近，则筛面是在共振状态下工作下工作，结果构成筛面筛条将易 于产生裂断现象。为了避免这种现象发生，在设计和安装筛面时，应尽可能使筛面与筛箱连得牢绷得紧，有可能还要让筛面有向上的“拱度”，以曾大筛面的刚度，使其自振频率 远高于激振频率，从而杜绝筛面产生共振的可能。 问题： 车底架的自振频率可以用近似的理论来计算，但很烦，而且计算结果又和实际出入很大，不足以作为设计依据。因此，为防止车底架产生共振，在设计车底架时，除要满足强度条件外，还要有足够刚度，对车底架的中梁来说，其许用挠度宜小于 l /800 l /1000；从构造来说，还要求中梁有一定拱度，跨度越长，拱度越大，跨长 l =20 米的中梁，其拱度、不应低于 l /800 l /1000；在设计时对车底架刚度的增加还要留有余地，因为在使用后由于结构松弛，车底架刚度还有一定程度减小；另一方面因为振动筛试运转后，对车底架还有可能增加要求。因此建议，在安装振动筛前，可先用仪器来测量车底架的自振频率，如测出的频率振动筛的激振 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 37 率接近，在车底架刚度不能再增加时，可以减小振动筛的激振频率，其方法是减小小皮带轮的直径，并按（ 1 4）式相应减小支承弹簧刚度，只要将激振频率减小到小于车底架自振频率的 20% 30%即可。 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 38 在这次设计过程后，我比较系统的了解 机械设备的总体设计，并进一不熟练了机械设计手册的查询。 自定心振动筛 运转 过程中，只有运转时浮动轴成为振动中心，相对固定，才可能保持皮带传动的皮带不会松脱折断。而自定中心振动筛的轴是浮动的，没有固定支架使其保持在同一位置不动。所以，如何使浮动轴的位置在运转过程 中保持不变是此设计的关键。 本文采用使筛箱的激振振幅 浮动轴在运转过程中相对固定，因此要使激振块重量 G、除激振块外振动筛箱（包括参振石渣）的全部重量 P、偏心距 r、激振块相对轮心的偏心距 R、弹簧总刚度 满足： r, 2,这就是自定心振动筛的设计条件。 在振动筛工作过程中，虽由于筛内石渣量的不同， 通过计算知引起轴的波动量并不大，不会使皮带发生折断。 另外 激振频率对振幅的影响 也相当重要 ，起动时必须快速通过其自振频率，远离共振 区， 才能 避免产 生共振。 在此次设计中，对轴的强度验算也十分重要，这也使又复习了一遍材料力学。 此次设计使我们受益匪浅，为我们以后到单位工作起到了一个良好过度。 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 39 参考文献 1名刚主编 第七版 等教育出版社， 2001； 2作模主编 第六版 等教育出版社， 2002； 3机械设计手册（机械振动） 学工业出版社， 2004； 5. 蔡春源主编 辽宁 1993。 4. 闻邦椿，刘树英编著 . 机械振动学 金工业出版社， 2000； 5. 王昆，何小柏，汪信远主编 北京：高等教育出版社， 1995； 6. 徐鹤龄主编 北京：人民铁道出版社， 1979； 7. 廖念钊，古莹奄，莫雨松，李硕根，杨兴骏编 第四版 国计量出版社， 2000； 8. 刘鸿文主编 第四版 等教育出版社， 2004 9. 2001.7 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 40 致谢 在这次设计过程中我遇到了不少困难， 在此要感谢吴晖老师的悉心指导，感谢各位同学各种帮助，还要感谢 同时也感谢学院为我提供 代写论文 良好的做毕业设计的环境。 纸全套， Q 号交流 401339828 或