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双振动电机驱动的自同步直线振动筛设计【优秀机械设备设计含7张CAD图纸】

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振动电机 机电驱动 同步 直线振动筛 机械设计 机械设备 双电机自同步直线振动筛的结构设计
资源描述：

双电机自同步直线振动筛的结构设计

双振动电机驱动的自同步直线振动筛设计

自同步直线振动筛设计全套课程毕业设计

直线振动筛设计

双振动电机驱动的自同步直线振动筛设计【优秀机械设备设计含7张CAD图纸】

【带开题报告+外文翻译】【27页@正文12000字】【详情如下】【需要咨询购买全套设计请加QQ1459919609】.bat

图纸总汇4张.dwg

外文翻译-中文.doc

外文翻译-外文.doc

开题报告.doc

弹簧上座.dwg

总装图.dwg

筛框.dwg

筛箱装配.dwg

箱体.dwg

箱体零件.dwg

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金属螺旋弹簧（正）.dwg

摘    要

振动筛的研究不断地向着标准化、系列化、通用化发展，并引入现代化设计手段，采用新材料、新技术、新工艺，其目的在于不断扩大筛机应用领域，满足国民经济建设发展的需要，并担当对外出口的任务。

本文所设计的振动筛的筛分物料为球磨机产品。该产品的大小不是很平均，为了做出更符合要求的物料就需要用振动筛来将球磨机产品进一步细分，将不符合要求的物料重新用球磨机磨小。经过这样的反复处理最终将物料全部做成符合要求的产品。本课题的振动筛为自同步双振动电机驱动的，其特点是结构简单、安装方便、成本低、容易操作及维护等。其筛箱为板梁铆焊组合结构，由主副侧板、管梁、入料挡板、出料板、筛板等组成，侧板选用低合金压力容器钢板，强度高、可焊性好，周边折弯，并在振动方向及沿纵向连接多根角钢，使侧板刚度大大增强，有利于强度的提高和噪音的降低。管梁由法兰盘、无缝钢管、加强槽钢等组成，重量轻、强度大，便于制造安装，具有互换性。加强槽钢上有T形孔，使用T形螺栓，便于筛板的安装维护，消除U形螺栓对管梁的磨损。工作原理：两台振动电机的型号相同，可以产生一种组合的直线振动。这种振动可以使输送槽体中的物料运动，并与筛面发生碰撞，使小于筛孔的物料透过，从而实现物料的几何分级，实现筛分。总体方案为：采用普通筛分法，振动形式为共振，运动轨迹为直线运动，激振方式为惯性式，隔振方式为一级隔振，隔振弹簧为金属螺旋式隔振弹簧。

关键词：振动筛; 筛箱; 振动电机

Abstract

The shaker research unceasingly to the standardization, the seriation, the universalized development, and the introduction modernization design method, uses the new material, the new technology, the new craft, its goal lies in unceasingly expands the sieve machine application domain, satisfies national economy construction the need to develop, and takes on the foreign exportation the duty.

Finally completely makes after such repeatedly processing the materi all tallies the request product. This topic shaker for self-synchronizing pair vibration motor-driven, Its characteristic is the structure simple, the installs convenient, the cost low, is easy to operate and the maintenance and so on. It sieves the box is board crossbeam riveting hitch welds built-up section, By host vice- side bar, Hollow beam, Enters the material back plate, Leaves material board, Sieves board and so on composition, The side bar selects the low-alloy pressure vessel steel plate, The intensity is high, The weldability is good, Peripheral knee bend, And in the vibration direction and along longitudinal connects themulti- roots angle steel, Causes the side bar rigidity big enhancement, Is advantageous to the intensity enhancement and noise reducing. Hollow beam by flange plate, Seamless steel pipe, Strengthens composition and so on channel steel, The weight light, the intensity is big, is advantageous for themanufacture installment, Has the interchangeability. Strengthens in the channel steel to have the T shape hole, Uses the T shape bolt, Is advantageous for screen board installs the maintenance, Eliminates the U shape bolt to the hollow beam attrition. Principle of work: Two vibrate the electrical machinery the model to be same, May have one kind of combination straight-line oscillation. This kind of vibration may cause in the transportation trough body thematerial movement, And has the collision with the screening surface, And has the collision with the screening surface, Thus realization material geometry graduation, Realization screening. The overall plan is: Uses the ordinary screening law, The vibration form for resonates, The path is the translation, Stirs up the strength vibration the way is the inertia type, The vibration isolation way is level of vibration isolations, The vibration isolation spring is the metal screw type vibrationisolation spring。

Keywords:the vibration screen; the box screen; the vibration electric machinery

目    录

摘    要I

AbstractII

第1章 概述1

1.1国内外现状1

1.2 振动机械的用途和分类1

1.2.1 振动机械的组成2

1.2.2 振动机械的特点2

1.2.4 振动机械的分类3

第2章 主要问题及解决方案5

2.1 振动筛降噪措施5

2.2 常见故障及处理措施5

2.2.1 筛分时筛子不下料或下料不畅5

2.2.2 筛框断裂根5

2.2.3 轴承过热5

2.2.4 筛分的分级(根据筛分的目的)6

第3章 直线振动细筛的结构、工作原理及总体方案的比较确定7

3.1结构及工作原理7

3.2直线型振动细筛的特点7

3.3 各类筛分方法的比较确定8

3.3.1 普通筛分方法8

3.3.2 概率筛分方法9

3.3.3 等厚筛分法9

3.3.4 概率等厚筛分法10

3.3.5 筛分方法的确定10

3.4 振动形式的确定10

3.4.1 非共振筛10

3.4.2 共振筛10

3.5 运动轨迹的确定10

3.5.1 圆运动轨迹10

3.5.2 直线运动轨迹11

3.6激振方式的比较11

3.6.1 弹性连杆式11

3.6.2 电磁式11

3.6.3 惯性式12

3.6.4 激振方式的确定12

第4章 其它零部件的选择13

4.1隔振系统的选择13

4.2筛箱及筛面13

4.2.1筛箱13

4.2.2筛面的比较选择14

4.2.3 筛面的压紧装置15

4.3支撑装置的选择15

第5章 各部分设计计算17

5.1运动学参数的选择计算17

5.1.1 物料运动状态的选择17

5.1.2 安装倾角的选择17

5.1.3 振动方向角的选择17

5.1.4 物料的平均速度18

5.2工艺参数的确定18

5.3动力学参数的选择计算18

5.3.1工作机体的质量18

5.3.2物料的结合质量19

5.3.3 隔振系统的频率比及隔振弹簧刚度19

第6章 结论20

参考文献21

致   谢23

第1章 概述

1.1国内外现状

目前国内筛机产品种类有圆振动筛、直线振动筛、椭圆振动筛、高频振动筛、弧形筛、等厚筛、概率筛、冷矿筛、热矿筛、节肢筛等，产品已在冶金、矿山、煤炭、轻工等许多行业得到广泛的应用，基本上满足了国内国民经济建设的需要。据2002年行业调查了解，全国筛分机械制造企业已多达300余家，从所有制来看，除国营、集体、股份制外，还有外资和合资企业，特别是股份制、民营企业发展很快。全国筛分机械市场年产值约为5亿元左右，今年又有大的增长，年产值超过1500万元以上的企业有10余家。由于我国东部经济发展较快，筛分机械制造企业也主要分布在东北、华北、华东和中南地区，尤其是鞍山新乡地区，这两个地区的筛分机械产值约占全国总产值的50％左右，可是在西部地区，还没有一家像样的筛分设备制造企业。我国筛分设备制造企业虽然很多，但是真正具备实力的很少。目前全国具有独立研究开发新产品能力的企业不多，大约有3～4家，每年能创新开发几个新产品，而大多数企业仍是生产常规较为陈旧的产品。在产品设计和制造水平上，全国大约只有4～5家企业的机械装备和工艺水平真正具备制造较大筛分机械的能力。德国申克和KHD公司是国际著名的筛分机械制造企业，他们的新产品开发是和工程设计同时进行的：首先要对被筛物料的物理、化学性质以及在工艺流程中所需达到的要求进行分析，选择合理的技术参数、进行模拟样机试制、进行必要的设计计算、工作图设计、产品试制、检验、服务、工艺试验、跟踪服务、产品改进设计、定型等一系列程序，最后实现交钥匙工程[1]。

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内容简介：
- 1 - 连杆机构 连杆 存在于 车库门 装置 ，汽车擦 装置 ，齿轮移动 装置 中 。 它是一给予很少关注的机械工程学的组成部分。 联杆 是具 有两个或更多运动副元件 的刚性机构 ，用它的连接是为了 传递 力或运动 。 在每 个 机器 中 ， 在运动期间，联杆或者 占据 一相对于地面的固定位置或者作为一个整体来承载机床 。这些 连杆是机器 主体 被称为固定连杆 。 基于由循环的或滑动的分界面的元件连接的布局被称作连接 。 这类旋转的和 菱形 的连接机构被称作低副 。 高副基于接触点或弯曲分界面 的 。 低 副的例子包括铰链循环的轴承和滑道以及万向接头 。 高 副的例子包括通信区主站和齿轮 。 动力分析得到， 根据机件几何学有利条件研究是一特别的机构 ,它是识别输入角速度和角加速度等等的运动 。 运动合成作用是处理机构设计到完成完成要求的任务。 这里 , 两者的选择类型和新的机制尺寸可能是运动学的综合部份。 平面的、空间性的和球面运动机构 平面的机构是其中全部的点描述平面曲线是间隔和全部平面是共面的 ， 大多数连杆和机构被设计 成这样， 例如刨床体系。主要的理由是这个平面的体系对工程师来说更方便。计算机综合法对工程师来说空间性的装置 会 有更多的麻烦。平面低副 机构 被称作 二维 的连接 装置 。平面的连接仅仅包括旋转的和一对 等截面的使用。 空间 机构没有对相对运动的点的限制。平 面的和球面运动机构是亚垫铁等锻工工具的空间机构。空间机构的连接不是被认为这时候被记录。球面运动机构有一接触点接通各个连杆，它是不动的并且平稳点在所有当中联杆场中工作。在所有机件当中，运动是同心并且由他们的盲区接通球面表现出来，它是集中于普遍的定位。 空间机构的连接认为 不是 这时候被记录。 可 动性 连杆在运动中所表现的自由度数是一个很重要的问题 。 为了使装置被送到指定位置应控制独立的活动自由度 。 它可能 是 由杆的数量和连接方式决定的。 一自由连杆 通常有 3个自由 度 (x , y, )。 由于 自由度数的限制在 n连杆装置中，通常把一个杆固定。自由度数 =3(n-1).连接二连杆的机构有两个自由度约束的增加。有两个约束的二连杆连接，其中一个自由度是来约束这个系统的。有一个约束的连杆机构的自由度是 j1，有两个约束的连杆机构的自由度是 j2。这个系统的自由度数可表示为 m = 3 (n-1) - 2 j 1 - j 2 以下为可动的连杆机构装置的示例 nts - 2 - 0是这个体系中可动的机构。系统中仅仅由一连杆的位置固定可以将可动 1安装在固定位置。系统中需要一个可动的 2与两个连杆来确定连接位置。 这是个一般的规则，但也存在例外，它可以作为一个可动性连杆布局的很有用的参考。 格朗 定 律 当设计一连接连杆时，在连续地旋转连杆处，例如由一马达输入时，连线可以自由地旋转完全运行驱动是很重要的。如果连杆锁在任一点则方案不会工作。四杆联动机构和 grashof定律对这个情况进行提供了简单的测验。 。 格朗 的 定 律如下 ： b(短的链环 )+c(长的链环 )a+d 四个 典型 的四连杆机构 注意 ：如果 非 之上情况 则只有连杆滑块机构可行。 四连杆机构的优点 nts - 3 - 四连杆机构按比例增大了施加在主动杆上的输入扭矩。 可以证明其正比例系数是 Sin( )其中 是 c、 d 两杆之间的角度。反比例于 sin( )。其中 是 b、 c两杆之间的角度。这些角度不恒定，因此很明显，机构的优点是规律性的变幻 。 如下图 显示 当 角度 =0 o 或则 =180 o 时接近于无限增 矩 机构。 这些位置是极限位置， 这些位置使四连杆机构可以用于夹具机构。 角 被叫做“ 传输角度 ” 。 当 传输角度 的 sin 值趋于无限小时，机构的增距接近于 0。在这样的情况下连杆容易因为很小的摩擦而产生自锁。 一般来说，当使用四连杆机构时，避免采用低于 400 到 500 的传输角度。 弗洛伊德 方程 这些方程 提供了确定内外连杆位置及连杆长度 的 简单代数学方法 。 假设 四连杆机构如下所示： 四连杆的 位置矢量 如下 ： l 1 + l 2 + l 3 + l 4 = 0 水平位移方 程： l 1 cos 1 + l 2 cos 2 + l 3 cos 3 + l 4 cos 4 = 0 垂直 位移方程 ： l 1 sin 1 + l 2 sin 2 + l 3 sin 3 + l 4 sin 4 = 0 假设 1 = 1800 then sin 1 = 0 and cos 1 = -1 Therefore 而 l 1 + l 2 cos 2 + l 3 cos 3 + l 4 cos 4 = 0 l 2 sin 2 + l 3 sin 3 + l 4 sin 4 = 0 nts - 4 - 方程两边同时消去 l 3： l 32 cos 2 3 = (l 1 - l 2 cos 2 - l 4 cos 4 ) 2 l 32 sin 2 3 = ( - l 2 sin 2 - l 4 sin 4) 2 由以上两式可得如下 关系 cos ( 2 - 4 ) = cos 2 cos 4 + sin 2sin 4 ) and sin2 + cos2 = 1 结果 如下所示 弗洛伊德 方程 得出这样的参数关系结论 K 1 cos 2 + K2 cos 4 + K 3 = cos ( 2 - 4 ) K1 = l1 / l4 K2 = l 1 / l 2 K3 = ( l 32 - l 12 - l 22 - l 2 4 ) / 2 l 2 l 4 这个方程符合四连杆机构的有限元分析 。 如果 外连杆机构中的三个参量已知，那么可以由公式得出其他连杆的位置与长度 参数。 连杆的 速度 矢量 杆上一点的速度必须与杆的轴向垂直否则连杆的长度将产生变化。在 B 下的连杆速度为 vAB = .AB，方向垂直于 AB 杆，速度矢量图如 下： 考虑到下面四连杆机构的实例， 速度矢量图 表示 如下： 1） A 和 D 相连并 固定 ， 相对加速 度 =0， A 和 D 位于同一点 2） B 点相对 A 点 加速 是 vAB = .AB 垂直于 AB 杆。 3） C 点相对 D 点 速 度通过 D 点 垂直于 CD 杆。 4） P 店读速度由速度矢量图和比例 bp/bc = BP/BC 获得。 速度矢量 简 图 如下所 示 ： nts - 5 - 连杆上滑块的速度 认为 B 滑 块绕着 A 在连杆上滑动，滑块瞬间位移到 B点。 B点的速度为 A = .AB 并 垂直于线的方向。其链接滑块和速度矢量图如下所示： 连杆的 加速矢量 杆上 一点相对另一点的加速矢量由两部分组成： 1） 向心加速度由其角速度和连杆长度决定为 2.L 2） 角加速度由连杆角加速度度决定 以下 图表显示如何到构造一矢量图表 下 图显示如何构造 单连杆机构的 加速矢量 向心加速度 ab = 2.AB 方向指向圆心，角加速度为 bb = . AB 方向垂直于杆。 nts - 6 - 下 图显示如何构造 四连杆机构的 加速矢量画 法 1） . A 和 D 相连并 固定 ， 相对加速 度 =0(a,d 同 ) 2） . B 点相对 A 点 加速 在上面的杆上画出 3） . B 点相对 C 点向心 加速 度为： B = v 2CB，方向指向 B。 4） . B 点相对 C 点角 加速 度未知 但是方向 已知 5） . C 点相对 D 点向心 加速 度为： D = v 2CD， 与 d( dc2)方向相同。 6） . C 点相对 D 点角 加速 度未知 但是方向 已知 7） . 通过 线 c1 和 c 2 的交叉点找出 c P 点的速度由比例 bp/bc=bp/bc 获得， 且其绝对加速度为 P = ap。 下面的 图表显示 其 构造 方式和转杆上滑块的加速矢量图 。 两个滑块之间呈 dw 角 。连杆上 点的速度 与 B 点变化一致， 变化 范围为 .r =a b 1 到 ( + d) (r +dr) = a b 2 b1b2 速度 的变化 分为沿杆方向的 r d 及沿其切线方向的 dr + r d。 nts - 7 - 滑块上 B 点的速度与连杆上相关点 的变化有关 v = a b 3 to v + dv = a b 4. 沿着 dv 与 v d 方向 速度 的变化 = b3b4 。 在速度 切线 方向总变化 = dv- r d 加速 度 = dv / dt = r d / dt = a - 2 r 速度在正切方向 总变化 = v d + dr + r 正切加速 = v d / dt + dr/dt + r d / dt = v + v + r = r + 2 v 加速矢量图表 显示如下 ： 注 : 其中 2 v 代表块的正切加速度 。 每当链接滑通过一个旋转的块 ，相对一致点沿着一旋转链环一块滑动 。 nts - 1 - Link mechanism Linkages include garage door mechanisms, car wiper mechanisms, gear shift mechanisms. They are a very important part of mechanical engineering which is given very little attention. A link is defined as a rigid body having two or more pairing elements which connect it to other bodies for the purpose of transmitting force or motion . In every machine, at least one link either occupies a fixed position relative to the earth or carries the machine as a whole along with it during motion. This link is the frame of the machine and is called the fixed link. An arrangement based on components connected by rotary or sliding interfaces only is called a linkage. These type of connections, revolute and prismatic, are called lower pairs. Higher pairs are based on point line or curve interfaces. Examples of lower pairs include hinges rotary bearings, slideways , universal couplings. Examples of higher pairs include cams and gears. Kinematic analysis, a particular given mechanism is investigated based on the mechanism geometry plus factors which identify the motion such as input angular velocity, angular acceleration, etc. Kinematic synthesis is the process of designing a mechanism to accomplish a desired task. Here, both choosing the types as well as the dimensions of the new mechanism can be part of kinematic synthesis. Planar, Spatial and Spherical Mechanisms A planar mechanism is one in which all particles describe plane curves is space and all of the planes are co-planar. The majority of linkages and mechanisms are designed as planer systems. The main reason for this is that planar systems are more convenient to engineer. Spatial mechanisma are far more complicated to engineer requiring computer synthesis. Planar mechanisms ultilising only lower pairs are called planar linkages. Planar linkages only involve the use of revolute and prismatic pairs A spatial mechanism has no restrictions on the relative movement of the particles. Planar and spherical mechanisms are sub-sets of spatial mechanisms.Spatial mechanisms / linkages are not considered on this page Spherical mechanisms has one point on each linkage which is stationary and the stationary point of all the links is at the same location. The motions of all of the particles in the mechanism are concentric and can be repesented by their shadow on a nts - 2 - spherical surface which is centered on the common location.Spherical mechanisms /linkages are not considered on this page Mobility An important factor is considering a linkage is the mobility expressed as the number of degrees of freedom. The mobility of a linkage is the number of input parameters which must be controlled independently in order to bring the device to a set position. It is possible to determine this from the number of links and the number and types of joints which connect the links. A free planar link generally has 3 degrees of freedom (x , y, ). One link is always fixed so before any joints are attached the number of degrees of freedom of a linkage assembly with n links = DOF = 3 (n-1) Connecting two links using a joint which has only on degree of freedom adds two constraints. Connecting two links with a joint which has two degrees of freedom include 1 restraint to the systems. The number of 1 DOF joints = say j 1 and the number of joints with two degrees of freedom = say j 2. The Mobility of a system is therefore expressed as mobility = m = 3 (n-1) - 2 j 1 - j 2 Examples linkages showing the mobility are shown below. A system with a mobility of 0 is a structure. A system with a mobility of 1 can be fixed in position my positioning only one link. A system with a mobility of 2 requires two links to be positioned to fix the linkage position. This rule is general in nature and there are exceptions but it can provide a very useful initial guide as the the mobility of an arrangement of links. Grashofs Law When designing a linkage where the input linkage is continuously rotated e.g. driven by a motor it is important that the input link can freely rotate through complete revolutions. The arrangement would not work if the linkage locks at any point. For the four bar linkage Grashofs law provides a simple test for this condition Grashofs law is as follows: nts - 3 - For a planar four bar linkage, the sum of the shortest and longest links cannot be greater than the sum of the remaining links if there is to be continuous relative rotation between two members. Referring to the 4 inversions of a four bar linkage shown below .Grashofs law states that one of the links (generally the shortest link) will be able to rotate continuously if the following condition is met. b (shortest link ) + c(longest link) a + d Four Inversions of a typical Four Bar Linkage Note: If the above condition was not met then only rocking motion would be possible for any link. Mechanical Advantage of 4 bar linkage The mechanical advantage of a linkage is the ratio of the output torque exerted by the driven link to the required input torque at the driver link. It can be proved that the mechanical advantage is directly proportional to Sin( ) the angle between the coupler link(c) and the driven link(d), and is inversely proportional to sin( ) the angle between the driver link (b) and the coupler (c) . These angles are not constant so it is clear that the mechanical advantage is constantly changing. The linkage positions shown below with an angle = 0 o and 180 o has a near infinite mechanical advantage. These positions are referred to as toggle positions. These positions allow the 4 bar linkage to be used a clamping tools. nts - 4 - The angle is called the transmission angle. As the value sin(transmission angle) becomes small the mechanical advantage of the linkage approaches zero. In these region the linkage is very liable to lock up with very small amounts of friction. When using four bar linkages to transfer torque it is generally considered prudent to avoid transmission angles below 450 and 500. In the figure above if link (d) is made the driver the system shown is in a locked position. The system has no toggle positions and the linkage is a poor design Freudensteins Equation This equation provides a simple algebraic method of determining the position of an output lever knowing the four link lengths and the position of the input lever. Consider the 4 -bar linkage chain as shown below. The position vector of the links are related as follows l 1 + l 2 + l 3 + l 4 = 0 Equating horizontal distances l 1 cos 1 + l 2 cos 2 + l 3 cos 3 + l 4 cos 4 = 0 Equating Vertical distances l 1 sin 1 + l 2 sin 2 + l 3 sin 3 + l 4 sin 4 = 0 Assuming 1 = 1800 then sin 1 = 0 and cos 1 = -1 Therefore nts - 5 - - l 1 + l 2 cos 2 + l 3 cos 3 + l 4 cos 4 = 0 and . l 2 sin 2 + l 3 sin 3 + l 4 sin 4 = 0 Moving all terms except those containing l 3 to the RHS and Squaring both sides l 32 cos 2 3 = (l 1 - l 2 cos 2 - l 4 cos 4 ) 2 l 32 sin 2 3 = ( - l 2 sin 2 - l 4 sin 4) 2 Adding the above 2 equations and using the relationships cos ( 2 - 4 ) = cos 2 cos 4 + sin 2sin 4 ) and sin2 + cos2 = 1 the following relationship results. Freudensteins Equation results from this relationship as K 1 cos 2 + K2 cos 4 + K 3 = cos ( 2 - 4 ) K1 = l1 / l4 K2 = l 1 / l 2 K3 = ( l 32 - l 12 - l 22 - l 2 4 ) / 2 l 2 l 4 This equation enables the analytic synthesis of a 4 bar linkage. If three position of the output lever are required corresponding to the angular position of the input lever at three positions then this equation can be used to determine the appropriate lever lengths using three simultaneous equations. Velocity Vectors for Links The velocity of one point on a link must be perpendicular to the axis of the link, otherwise there would be a change in length of the link. On the link shown below B has a velocity of vAB = .AB perpendicular to A-B. The velocity vector is shown. nts - 6 - Considering the four bar arrangement shown below. The velocity vector diagram is built up as follows: As A and D are fixed then the velocity of D relative to A = 0 a and d are located at the same point The velocity of B relative to a is vAB = .AB perpendicular to A-B. This is drawn to scale as shown The velocity of C relative to B is perpedicular to CB and passes through b The velocity of C relative to D is perpedicular to CD and passes through d The velocity of P is obtained from the vector diagram by using the relationship bp/bc = BP/BC The velocity vector diagram is easily drawn as shown. Velocity of sliding Block on Rotating Link Consider a block B sliding on a link rotating about A. The block is instantaneously located at B on the link. The velocity of B relative to A = .AB perpendicular to the line. The velocity of B relative to B = v. The link block and the associated vector diagram is shown below. Acceleration Vectors for Links The acceleration of a point on a link relative to another has two components: 1) the centripetal component due to the angular velocity of the link. 2.Length nts - 7 - 2) the tangential component due to the angular acceleration of the link The diagram below shows how to to construct a vector diagram for the acceleration components on a single link. The centripetal acceleration ab = 2.AB towards the centre of rotation. The tangential component bb = . AB in a direction perpendicular to the link. The diagram below shows how to construct an acceleration vector drawing for a four bar linkage. For A and D are fixed relative to each other and the relative acceleration = 0 ( a,d are together ) The acceleration of B relative to A are drawn as for the above link The centripetal acceleration of C relative to B = v 2CB and is directed towards B ( bc1 ) The tangential acceleration of C relative to B is unknown but its direction is known The centripetal acceleration of C relative to D = v 2CD an
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本文标题：双振动电机驱动的自同步直线振动筛设计【优秀机械设备设计含7张CAD图纸】
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