板栗分级机结构设计【9张CAD图纸和说明书】
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湖南农业大学东方科技学院全日制普通本科生毕业设计板栗分级机的设计THE DESIGN OF CHINESE CHESTNUT CLASSIFICATION MACHINE 学生姓名：高 俊 平学 号：200841914104年级专业及班级：2008 级机械设计制造及其自动化（1）班指导老师及职称：张 岚 副教授学 部：理工学部湖南长沙提交日期：2012 年 5 月 湖南农业大学东方科技学院全日制普通本科生毕业设计诚信声明本人郑重声明：所呈交的本科毕业论文是本人在指导老师的指导下，进行研究工作所取得的成果，成果不存在知识产权争议。除文中已经注明引用的内容外，本论文不含任何其他个人或集体已经发表或撰写过的作品成果。对本文的研究做出重要贡献的个人和集体在文中均作了明确的说明并表示了谢意。同时，本论文的著作权由本人与湖南农业大学东方科技学院、指导教师共同拥有。本人完全意识到本声明的法律结果由本人承担。毕业设计作者签名：年 月 日 目 录摘要 .1关键字 .11 前言 .21.1 背景 .21.1.1 振动筛的发展概况 .21.2 振动筛的分类 .31.3 板栗分级机械发展方向 .32 振动筛筛面物料运动理论 .42.1 筛上物料的运动分析 .42.2 正向滑动 .52.3 反向滑动 .62.4 跳动条件的确定 .62.5 物料颗粒跳动平均运动速度 .73 振动 筛的工作原理及结构组成 .83.1 圆振动筛的工作原理 .83.2 振动筛基本结构 .83.2.1 筛箱 .83.2.2 激振器 .83.2.3 支承装置和隔振装置 .93.2.4 传动装置 .94 振动筛动力学基本理论 .95 振动筛参数计算 .12 5.1 运动学参数的确定 .125.2 振动筛工艺参数的确定 .135.3 动力学参数 .145.4 电动机的选择 .155.4.1 电动机功率计算 .155.4.2 选择电机 .155.4.3 电机的启动条件的校核 .156 主要零件的设计与计算 .176.1 轴承的选择与计算 .176.1.1 轴承的选择 .176.1.2 轴承的寿命计算 .176.2 皮带的设计 .186.2.1 选取皮带的型号 .186.2.2 传动比 .186.2.3 带轮的基准直径 .186.2.4 带速 .186.2.5 确定轴间距和带的基准长度 .196.3 轴的设计 .206.3.1 轴的设计特点 .206.3.2 轴的常用材料 .206.3.3 轴的强度验算 .216.4 支承弹簧设计验算 .23结论 .25参考文献 .26致谢 .27 1板栗分级机的设计学 生：高俊平指导老师：张 岚(湖南农业大学东方科技学院 长沙 410128)摘 要：传统的水果分级形式包括有体积分级和质量分级两大类，由于分级的目的主要为统一产品外观规格，以便包装和提升销售档次，因此以体积分级应用最广泛。体积分级设备有滚筒式分级机、三轱筒式分级机、园振动筛和带式分级机等，其原理大同小异，均利用若干级别尺寸的孔框或缝隙进行筛选。关键词：板栗分级机；振动筛；激振器；圆振动筛The Design Of Chinese chestnut classification machineAuthor:Gao Junping Tutor:Zhang Lan(Oriental Science Technology College of Hunan Agricultural University Changsha 410128)Abstract：The traditional grading form including fruit volume classification and grading quality two categories, due to the main aim of the classification for united product appearance specifications, packing and improve sales to class, so the most widely used by volume classification. Volume classification equipment have roller-type sorting machine, three Gu tube type classification, the vibrating machine and belt grade machine etc, its principle very much the same, all use the size of some level hole box or screening aperture. Key words：Chinese chestnut grade machine; Vibrating screen; Excitation device; Circle vibrating screen1 前言板栗分级机的研制和推广，对于提高农产品加工的发展水平，增加广大农户的收入，促进干果业的可持续发展，都将具有重大的意义。因此积极开展干果分级机的研制，是非常必要的，具有重要的现实意义。 2为了使作为食品加工主要来源的产品的规格和品质指标达到标准，需要对物料进行分选或分级，分级是指清除物料中的异物及杂质;分级是指分选后的物料按其尺寸、形状、密度、颜色或品质等特性分成等级。分选及分级作业的工作原理和方法虽有不同之处，但往往是再同一设备上完成的。作为物料分级筛选的主要设备振动筛也不断向大型化发展。1.1 背景1.1.1 振动筛的发展概况 1据世界有色金属报道筛分设备在国外的发展已有 300 多年的历史，在此之前，物料的筛分主要采用人力筛分，动力筛分最早也是摇动筛。大约 100 多年前就出现了惯性筛，最早的惯性筛是采用柴油机带动的，主要用于物料的分级作业。比较完善的振动惯性筛出现在 19 世纪初，主要是用于分级的圆振动筛（单轴振动筛） ，随着选煤、选矿业的发展用于脱水的直线振动筛（双轴振动筛）逐渐发展起来。单轴振动筛的发展经历了简单惯性式向自定中心式的发展过程。直线振动筛经历了箱式振动器到双电机拖动的筒式振动器（自同步技术） ，目前为箱式振动器与侧邦式块偏心单元体振动器（自同步技术）的并存时代。现在振动筛轴承普遍采用了振动设备专用轴承，筛框的主要联接件采用了虎克铆钉或高强螺栓，筛面采用了不锈钢筛面、聚鞍脂筛面等。筛框结构逐渐趋于合理，筛框受力设计上逐步由静态动力设计向以模态分析为基础的现代动态设计阶段发展。在振动筛的制造方面，主要焊接结构件均采用了去应力和喷丸处理，对筛框的形状误差、主要构件的形位公差、粗糙度控制等方面的要求越来越严。虽然板栗分级机的结构形式在发展过程中出现了许多种新型结构及筛分方法，但通过实践证明，许多看似理想的结构型式被无情淘汰。因此，国际上一些板栗分级机制造厂家生产的振动筛结构型式逐渐趋于近似，机型趋于稳定，人们已不在追求新、奇结构型式，而把追求板栗分级机的可靠性指标放在首位，因此板栗分级机寿命普遍提高，正常使用寿命普遍达到 5 年以上。振动筛噪声指标是影响工人身体健康的一个主要指标。过去箱式振动器由于采用齿轮传动，噪声通常达到 90 分贝以上，后来逐渐采用了自同步技术，噪声由原来的 90多分贝下降到 85 分贝左右。但自同步技术存在抛射角不稳定，工作频率不能有效调整等因素，使得箱式振动器的振动筛不但没有被淘汰，甚至通过不断改进结构形式，提高齿轮加工精度，改善齿面啮合状态等方法，而重新发展起来，噪声也从过去的 90 多分贝下降至 85 分贝左右。 31.2 振动筛的分类1.按振动筛振动频率是否接近或远离共振频率分为共振筛和惯性振动筛。共振筛曾一度崛起，受到各国普遍重视，发展很快；但在生产实践中，暴露出结构复杂、调整困难、故障较多等缺点。而惯性振动筛由于激振器的结构简单，工作可靠，便于维修，从而得到了广泛的使用。惯性振动筛是靠固定在其中部的带偏心块的惯性振动器驱动而使筛箱产生振动。惯性振动筛按振动器的形式可分为单轴振动筛和双轴振动筛。2.按振动筛按筛面工作时运动轨迹的特点，分为圆运动振动筛（简称圆振动筛）和直线运动振动筛（简称直线振动筛）两大类。圆振动筛由于振动器安装的位置偏差，实际筛箱运动轨迹一般为椭圆。即使直线振动筛，由于制造与设计偏差，通常筛箱的运动轨迹也不完全是直线，只是接近直线振动。圆振动筛由于激振器是一根轴，所以又叫单轴振动筛，直线振动筛激振器由两根轴组成，所以也称双轴振动筛。3.当然振动筛还有其它许多分类方法，例如，按照支撑弹簧的结构不同，又有线形弹簧振动筛和非线形弹簧振动筛。按支承装置安装位置不同，可分为座式振动筛和吊式振动筛，按筛箱与水平面是否成一定角度安装，可分为水平筛和倾斜筛。按工作频率的高低，可分为高频振动筛和低频振动筛等等。1.3 板栗分级机械发展方向综合国内外板栗分级机械发展现状 ,板栗分级机械将向以下几个方向发展。1.向大型化发展。工业的现代化进程促使企业规模增大 ,生产能力大大提高2.向重型超重型筛发展。大的矿业工程需要处理大块物料 ,法国素梅斯塔公司生产的振动棒可处理直径达 1m 以上的大块物料。3.向理想运动轨迹振动筛发展。以提高各区段的筛分效率和整个筛机生产率为目标 ,寻找一种以理想运动方式为基础的新型板栗分级机成为筛分设备发展的一个新方向。4.向反共振振动筛发展。以减轻整机重量、降低成本、提高使用寿命和可靠性为目标 ,提出新型的反共振振动筛机。5.振动强度增大。筛机的振动过程逐渐强化 ,以取得较大的速度和加速度 ,从而提高生产能力和筛分效率。6.向空间发展。针对细物料 ,先后出现了旋流振动筛、锥型振动筛、蝶型振动筛、旋转概率筛等 ,既减少占地面积 ,又提高生产能力和筛分效率。7.向难筛分物料筛机发展。8.共振筛系列发展停滞 ,惯性振动筛系列日益壮大。 42 振动筛筛面物料运动理论2.1 筛上物料的运动分析 2由文献矿山机械可知，关于筛上物料的分析，如图 1 所示：图 1 圆振动筛上物料运动Figure 1 circle vibrating screen material movement振动筛运动学参数（振幅、振次、筛面倾角和振动方向角）通常根据所选择的物料运动状态选取。筛上物料运动状态直接影响振动筛的筛分效率和生产率，所以为合理地选择筛子的运动参数，必须分析筛上的物料的运动特性。圆振动筛的筛面做圆运动或近似于圆运动的振动筛，筛面的位移方程式可用下式来表示： t （1）coss)180cos(AAxt （2）iniiny式中: A振幅;轴之回转相角， = t;轴之回转角速度；时间。t求上式中的 x 和 y 对时间 t 的一次导数与二次导数，即得筛面沿 x 和 y方向上的速度和加速度： t （3）sinAvXt （4）coy 5t （5）cos2AaXt （6）iny由运动特征，来研究筛子上物料的运动学。物料在筛面上可能出现三种运动状态：正向滑动、反向滑动和跳动。2.2 正向滑动当物料颗粒与筛面一起运动时，其位移、速度和加速度与筛面的相等。筛面上质量为 的物料颗粒动力平衡条件：m对质量为 的颗粒受力分析（如图 1）：1、物料颗粒重力： Gmg（7）2、筛面对颗粒的反作用力，由 2cossinyNmgamAt可以得到： 2cossinNgAt（8）式中 为筛面倾角3、筛面对物料颗粒的极限摩擦力为： 2(cossin)FfNmgAt（9）式中 为颗粒对筛面的静摩擦系数。f颗粒沿着筛面开始正向滑动时临界条件： cosxmgFa（10） 将 ， 用已知式子（9）与（5）替代，且 （ 为滑动摩擦角） ，Fxa ftg简化整理得： （11）2cos()sin()kgA式中， 为正向滑始角。k令 ，则： （12）cos()kkb230si()kgnb式中 称为正向滑动系数。由上式得知，正向滑动系数 。d 1kb当 的时候，可以求得使物料颗粒沿着筛面产生正向滑动时最小转数应该为：1kb 6（13）min2si()30gNA为了使物料颗粒沿着筛面产生正向滑动，必须取筛子转数 。min2.3 反向滑动临界条件为： （14）sinxgFa将 ， 用（9）与（5）替代，并简化后：Fxma（15）2co()si()q qbA式中： 反向滑始角q反向滑动系数b则可以得到： （16）230sin()qgnAb由上式可以知道，反向滑动条件 。1q当 时，可以求得使物料沿着筛面反向滑动的最小转数应该是：1qb（17）min2si()30gA为了使物料颗粒沿着筛面产生正向滑动，必须使筛子转数 。min2.4 跳动条件的确定颗粒产生跳动的条件是颗粒对筛面法向压力 。0N即 ，或者是 。cosymga2cosindgA由此可以得到： （18） s1sinddvbk式中： 物料跳动系数d跳动起始角振动强度，k2Akg 抛射强度，它表明物料在筛面上跳动的剧烈程度。v上式可以写成： 0223cos30cossinddgAb（19）当 时或者 ，则颗粒出现跳动。1db1kv当 或 时，则可求得物料开始跳动时的最小转数为：VK 7sinco302minAg（20）为了使物料产生跳动，必须取筛子的转数 。min0由于目前使用的振动筛采用跳动状态，因此要讨论跳动终止角，跳动角及运动速度。2.5 物料颗粒跳动平均运动速度物料颗粒从振动相角 起跳，到振动相角 跳动终止时，沿 方向的位移为：dbx2sin1tgtVS= 2d（21）式中 为物料颗粒起跳时沿 方向的运动速度：dVxddAVsin（22）由此，则： 2)(i1singSd（23）同一时间内,筛面位移为： （24cos)cos(scos3 dddbc AAdS ）物料颗粒在每个循环中,对筛面的位移为： CSxS43= （2521sinsincos()cosd ddgAA）当筛子在近似于第一临界转数下工作时,即 ，则上式中方括号内的数值接近于360零。故得到：（2621sinsindgSA）物料跳动平均速度： 8（27).(sin21si602gASnVd）当 时,则 , , ,360dtgsi0i0co因此, 式（40）可以化简为： 2sindtg（28） 或者化简为： dsin2（29） 由式（42）和式（18）,可以将式（40）化简为:)1(30tgkAVv（30）按照上式计算得的结果与实际相比,计算值较大,因为未考虑物料特点,摩擦和冲击等因素.为此,上式应该乘以修正系数 , ,0k15.03所以： )1(30tgkAnVv（31）3.振动筛的工作原理及结构组成3.1 圆振动筛的工作原理具有圆形轨迹的惯性振动筛为圆振动筛，简称圆振筛。这种惯性振动筛又称单轴振动筛，其支承方式有悬挂支承与座式支承两种，悬挂支承，筛面固定于筛箱上 ，筛箱 由弹簧悬挂或支承，主轴的轴承安装在筛箱上， 主轴由带轮带动而高速旋转。由于主轴是偏心轴，产生离心惯性力，使可以自由振动的筛箱产生近似圆形轨迹的振动板栗振动分级筛和一般圆振动筛很类似，筛箱的结构一般采用环槽铆钉连接。振动器为轴偏心式振动器，用稀油润滑，采用大游隙轴承。振动器的回转运动，由电动机通过一堆带轮，由 V 带把运动传递给振动器。3.2 振动筛基本结构本次设计板栗分级机是由激振器、筛箱、隔振装置、传动装置等部分组成。3.2.1 筛箱筛箱由筛框、筛面及其压紧装置组成。1筛面：为适应大块大密度的物料的筛分与煤矸石脱介的需要，振动筛的筛面需要有较大的承载能力，耐磨和耐冲击性能。为减少噪声，提高耐磨性设计中采用成型 9橡胶条，用螺栓固定在筛面拖架上。上层筛面采用带筐架的不锈钢筛面，下层筛面采用编织筛网。其紧固方式是沿筛箱两侧板处采用压木、木契压紧。中间各块筛板之间则用螺栓经压板压紧。2筛框：筛框由侧板、横梁等部分组成。侧板采用厚度为 616mm 的 A5 或 20号钢板制成。衡量常用圆形钢管、槽钢、方形钢管或工字钢制造。筛框必须要由足够的刚性。筛框各部件的联接方式有铆接、焊接和高强度螺栓联接三种、3.2.2 激振器圆振动筛采用单轴振动器，由纯振动式振动器、轴偏心式振动器和皮带轮偏心式自定中心振动器。3.2.3 支承装置和隔振装置支承装置主要是支承筛箱的弹性元件，有吊式和座式两种。振动筛的隔振装置常用的有螺旋弹簧、板弹簧和橡胶弹簧。3.2.4 传动装置振动筛通常采用三角皮带传动装置，它机构简单，可以任意选择振动器的转数。4.振动筛动力学基本理论惯性振动筛的振动系统是由振动质量（筛箱和振动器的质量） 、弹簧和激振力（由回转的偏心块产生的）构成。为了保证筛子的稳定工作，必须对惯性振动筛的的振动系统进行计算，以便找出振动质量、弹簧刚性、偏心块的质量矩与振幅的关系，合理地选择弹簧的刚性和确定偏心块的质量矩。图 2 振动系统力学模型图 10Figure 2 vibration system mechanical model figure图 2 表示圆振动筛的振动系统。为了简化计算，假定振动器转子的回转中心和机体(筛箱 )的重心重合激振力和弹性力通过机体重心。此时，筛子只作平面平移运动。今取机体静止平衡时(即机体的重量为弹簧的弹性反作用力所平衡时的位置)的重心所在点 o 作为固定坐标系统(xoy)的原点，而以振动器转子的旋转中心 作为动坐标系统(1o1x)的原点。1y偏心重块质量 m 的重心不仅随机体一起作平移运动 (牵连运动)， 而且还绕振动器的回转中心线作回转运动(相对运动)，则其重心的绝对位移为： + + +rcosx1xcosrxt + + =y+rsinmyyin式中： 偏心质量的重心至回转轴线的距离。r轴之回转角度， , 为轴回转之角速度,t 为时间。t偏心质量 m 运动时产生的离心力为：（32）)cos(22trxdtFx（33）inyy式中 和 为偏心质量 m 在 x 与 y 方向之相对运动离心力或称trcos2trsi2激振力。在圆振动筛的振动系统中，作用在机体质量 M 上的力除了 和 外，还有机体惯xFy性力 (其方向与机体加速度方向相反)、弹簧的作用力 yMx和 KyX和( 和 表示弹簧在 x 和 y 方向的刚度，弹簧作用力的方向永远是和机体重心的位移XKy方向相反) 及阻尼力 (c 称为粘滞阻力系数，阻尼力的方向与机体运动速度方向c和相反) 。在单轴振动系统中，作用在机体质量 上的力除了和之外，还有机体的惯性力M和（其方向与机体的速度方向相反） 、弹簧的作用力， （表示弹簧在方向的刚度） ，及阻尼力（称为粘滞阻力系数，阻尼力的方向与机体的运动方向相反） 。当振动器在作等速圆周运动时，将作用在机体 上的各力，按照理论力学中的动静法建立的运动微分方程式为：（34）tmrxKCMcos2 11tmrxKyCMsin2式中： 机体的计算质量（35）wj式中： 。jm振 动 机 体 质 量 。w筛 子 的 物 料 重 量 ， 。K物 料 的 结 合 系 数 3.015.wK根据单轴振动筛运动微分方程式的全解可知，机体在 x 和 y 轴方向的运动是自由振动和强迫振动两个简谐振动相加而成的，事实上，由于有阻尼力存在的缘故，自由振动在机器工作开始后就会逐渐消失，因此，机体的运动就只剩下强迫振动了。所以，只需要讨论公式的特解：； （36）xxtAcos yytAsin其特解为： 22mMKCsrxx21tamMKCx（37） 22oAyy21tny（38） 式中： 。角为 机 体 的 振 幅 和 相 位 差和方 向 机 体 的 振 幅 ；和为和 yxyx系统的自振频率为： （39）mMKWp下面根据图 3 来分析圆振动筛的几种工作状态：1.低共振状态： 即 若取 ，则机体的振幅 。低 共 振 状 态 Pn22mMrA在这种情况下，可以避免筛子的起动和停车时通过共振区，从而能提高弹簧的工作耐久性，同时能件小轴承的压力，延长轴承的寿命，并能减少筛子的能量消耗，但是在这种工作状态下工作的筛子，弹簧的刚度要很大，因此，必然会在地基及机架上出现很大的动力，以致引起建筑物的震振动。所以，必须设法消振，但目前尚无妥善和简单的消振方法。 12A图 3 振幅和转子角速度的关系曲线Figure 3 The amplitude and the relation curves of rotor angular velocity2.共振状态 即 。振幅 A 将变为无限大。但由于阻力的存在，振Pn:共 振 状 态 2mMK幅是一个有限的数值。当阻力及给料量改变时，将会引起振幅的较大变化。由于振幅不稳定，这种状态没有得到应用。3.超共振状态 ，这种状态又分为两种情况：Pn:超 共 振 状 态（1）n 稍大于 ，即 稍小于 。若取 ，则得 。因为 ，所Km2MKrAPn以筛子起动与停车时要通过共振区。这种状态的其它优缺点与低振状态相同。（2） ，即为远离共振区的超共振状态。此时， 。从图可以明P 2m显地看出：转速愈高，机体的振幅 A 就愈平稳，即振动筛的工作就愈稳定。这种工作状态的优点是：弹簧的刚度越小，传给地基及机架的动力就愈小，因而不会引起建筑物的振动。同时，因为不需要很多的弹簧，筛子的构造也简单。目前设计和应用的振动筛，通常采用这种工作状态。为了减少筛子对地基的动负荷，根据振动隔离理论，只要使强迫振动频率 大于自振动频率 的五倍即可得到良好的效果，采用这种工作 P状态的筛子，必须设法消除筛子在起动时，由于通过共振区而产生的共振现象。目前采用的消振方法如前所述。5.振动筛参数计算5.1 运动学参数的确定选取和计算振动筛运动学：参数振动机械的工作平面通常完成以下各种振动：简谐直线振动、非简谐直线振动、圆周振动和椭圆振动等。依赖上述各种振动，使物料沿工作面移动。当振动机械 13采用不同的运动学参数（振幅、频率、振动角和倾角）时，便可使物料在工作面上出现下列不同形式的运动：相对运动、正向滑动、反向滑动和抛掷运动。1.抛掷指数 VK在一般的情况下 ，根据筛子的用途选取，圆振动筛一般取 =35，直线振动筛VK宜取 =2.5 4；。难筛物料取大值，易筛物料取小值。筛孔小时取大值，筛孔大是V取小值。本次设计圆振动筛，选取 。4VK2.振动强度 K 振动强度 K 的选择。主要受材料强度及其构件刚度等的限制，目前的机械水平 K值一般在 38 的范围内，振动筛则多取 36。本次设计选择 K=4。3.筛面倾角对于单轴振动筛的倾角为： 作预先分级用 0215作最终分级用 .7.对于圆振动筛一般取 ，振幅大时取小值，振幅小时取大值。0152本次设计采用的圆振动筛取 。4.筛箱的振幅 A筛箱振幅 ；是设计筛子的重要参数，其值必须适宜，以保证物料充分分层，减少堵塞，以利透筛。通常取 =36mm，其中筛孔大者取大值，筛孔小者取小值。本次设计选取 =5mm。5.筛子的振动频率 ：按照 和所确定的 A 值可以求解出频率值。n 902nAv（40） rpmCosV 845520cos4590 6.振动强度校核：实际振动强度 K 按照下式计算：（41）nAS52109在本设计中 ，所以符合振动强度要求。KS 7.3845252筛子的实际强度： =3.77 ；SK即筛子的频率和振幅分别为：A=5 ；n=845 ； =4。mrpvK 147.物料的运动速度圆振动筛的物料运动速度计算：（42）smKAnVv/)ta1(30式中：取修正系数 0.1。V =0.033m/s )2tan41(3085. 5.2 振动筛工艺参数的确定 2由文献中国选矿设备手册选取设计振动筛工艺参数：1.振动筛的工艺参数包括筛面的长度和宽度、筛分效率。筛面的长度和宽度由公式： FqQ式中：Q处理量，Q=375t/hF筛面的工作面积q单位时间处理量,q=50 2/mht可得出 F=7.5 ,选取筛面长度 L=4.8m，所以 B=F/L=7.5/4.8=1.56m2m2.筛分效率在筛分作业中，筛分效率是衡量筛分过程的质量指标。筛什效率是指筛下产物重量与原料中筛下级别(筛下级别是指原料中所含粒度小于筛孔尺寸的物料)重量的比值。筛分效率一般以百分数表示。筛分效率可按下式计算：(43)10(aE式中 原料中筛下产物含量的百分数；a筛上产物中筛下级别含量的百分数；将原科和筛上产物进行精确的筛分，根据筛分结果即可算出筛下级别含量 及 。a筛分所用筛面的筛孔尺寸和形状，应与测定筛分效率所用的筛子相同。板栗分级机械的筛分效率与物料的粒度特性、物科的湿度、筛孔形状、筛面倾角、筛面长度、筛面的运动特性及生产率等因素有关。不同用途的板栗分级机械对筛分效率有不同的要求。 15表 1 圆振动筛的运动学参数和工艺参数Table 1 circle vibrating screen and process parameters of the kinematics parameters名称 数值 名称 数值筛面长度 4.8m 筛面宽度 1.56m振动强度 4 抛射强度 4筛面倾角 20 0振动方向角 筛箱振幅 5mm 筛子频率 845rmp处理量 50t/h 物料运动速度 0.033m/s 25.3 动力学参数 3振动器偏心质量及偏心距的确定：由文献机械零件设计手册工作时，弹簧刚度小，故振幅计算式中 值可以略。K对于单轴振动筛： （44）()MmAr式中 M振动机体质量，M=883.48kgm 偏心块质量，A筛箱振幅，A=5mmr 偏心距，r=24mm负号表示 重心在振动中心的两个不同方向上。与得，m= = =91kgrAM2458.35.4 电动机的选择5.4.1 电动机功率计算惯性振动筛的功率消耗主要是由振动器为克服筛子的运动阻力而消耗的功率 和克N服轴在轴承中的摩擦力而消耗的功率 来确定。电机的功率为：千瓦 （45）17503fdCAnmMN式中： .C，阻 力 系 数 ， 一 般 3.2250C抛 掷 指 数 较 小 时 ，dd1轴 承 内 圈 直 径 ，rpnn845转 动 轴 转 数 ，。9.0传 动 效 率 ， 16， 。 这里对于滚子轴承选取 滚 动 轴 承 的 摩 擦 系 数f 03.1.f。02.f=14.7KW95.170.2.2845.963N由上式可求 N=14.7KW5.4.2 选择电机 17由文献机械设计手册选择传动电机型号为 ，其额定功率为型4160LY，nKW15rmp4605.4.3 电机的启动条件的校核惯性振动筛起动时，电动机需克服偏心质量的静力矩和摩擦力矩，起动后由于惯性作用，功率消耗较少，因而需选用高起动转矩的电动机。因此，按公式计算的功率，必须按起动条件校核：(46)HrM0式中: 电机的其动转矩；rM电机的额定转矩；H振动筛偏心重量的静力矩与轴承的摩擦静力矩之和 0=9550 =9550 =98.1 Nm (47)H电nN14605= (48)rMHi式中： 速比i起动力矩系数 取 =2.1= = =1.73 (49) in电 845160因此有 = =1.73 2.1=3.63 (50)HrMi= (51)0i式中 为偏心质量的静力矩与轴承的摩擦力矩之和0M= + (52)0总fj 17式中 为振动器上轴承的摩擦力矩M总f=2M (53)M总ff= =0.002 91 0.058 =2.27Nm (54)f4dFo2)308451.(1.式中 (55)20mr将 值带入公式(3.20) 得 =2 2.27=4.54 NmfM总f为静力矩j=91 0.024 9.8=51.72 Nm (56)rgMj将 与 值带入公式(3.19)得 =4.54+51.72=56.26 Nm总fj 0将 值带入公式(3.18) 得 = =34.23Nm0M095.73126= =0.349HM.84由于 =3.63,所以满足 ,电机起动校核合格。Hr r0表 2 电动机性能Tabal2 Motor performance型 号 型420LY转速 rmprmpn16功率 KWKW56 主要零件的设计与计算6.1 轴承的选择与计算6.1.1 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。按照基本额定动载荷来选取轴承(57)PfCnl式中： 基本额定动载荷来C当量动载荷P 18=91 0.024 ( ) =17.1KN (58)2mrP6084522寿命系数， =2.32.8 本次设计选取 =2.5LfLf Lf转速系数， =（ ） =0.38 (59) nn3.10将数据带入公式(4.1) 得 = =125.74KNC.78.052查文献机械设计手册 ，选 GB29784，轴承型号 3G3622，内径 110mm，外径245mm。6.1.2 轴承的寿命计算轴承的寿命公式为： =( ) (60) 10LPC式中: 的单位为 10 r10L6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(42)改写。则以小时数表示的轴承寿命为： = ( ) (61)hLn601PC式中：基本额定动载荷 =125.74KN C轴承转数n当量动负荷P选取额定寿命为 6000h。将已知数据代入公式(4.2)得：= =15249h6000h 满足使用要求。hL3/106).7425(801因此设计中选用轴承的使用寿命为 15249 小时。6.2 皮带的设计 【16】6.2.1 选取皮带的型号带的设计功率 = 1.3 15 =19.5KW (62)PKAd式中: 工况系数，查 11,22-18表 22.19 得 =1.3 A AK 19传递的额定功率， =15KWPP根据 =19.5KW，小轮转数 =1460rmp，查文献机械设计手册,22-17图 22.1d 1n1，选 B 型皮带。6.2.2 传动比= = =1.73 (63)in1845606.2.3 带轮的基准直径1选择小带轮的基准直径 ：查文献机械设计手册,22-31表 22.114 和1d22-17图 22.11 选取 =224mm1d2. 选择大轮的基准直径 ： = =1.73 224=388mm 22di1d查11,22-31表 22.114 取 =400mm6.2.4 带速带速常在 =525m/s 之间选取V= = =17.12m/s (64)V106nd10642.36.2.5 确定中心距和带的基准长度1.初定中心距 按 0.7( + ) 2( + ) 1d201d2选取,因此有 436.8 1280,选 =600mm。02.带的基准长度 dL所需基准长度 =2 + ( + )+ 021d20214)(d带入数据得 =1985.1 查文献机械设计手册,22-13表 22.16 选取基准长度d=2000mmdL3.实际中心距 = + =600+ =607.45mm (65)020dL21.985安装时所需最小中心距:= =607.45-0.015 2000=577.45mm (67)mind15. 张紧或补偿伸长所需最大中心距: 20=607.45+0.03 2000=667.45mm (68)dL03.max4.小带轮包角 1=180 =180 =163.40 0.5712d0 03.574.6205.单根带的基本额定功率 1P根据 =224mm,n =1460rmp，查文献机械设计手册,22-25表 22.113f 得1d=7.47KW1P考虑传动比的影响，额定功率的增量 由机械设计手册第三卷,22-25表 22.113f1P查得 =1.14KW16.带的根数 Z= = =2.4 根 LdKP)(198.06)14.7(5取 3 根式中： 小带轮包角修正系数，查文献机械设计手册16,22-18表 22.110=0.96带长修正系数，查机械设计手册第三卷,22-19表 22.111 =0.98LK LK7.单根带的预紧力 0F=500( ) + (69)15.2KZVPd2m式中 为带每米长的质量, 查文献机械设计手册 16,22-19表 22.112 查得m=0.17kg/m=500( ) +0.17 =354.36N0F196.522.732)1.7(带的设计参数如表 3 所示。表 3 带的设计参数Tabal3 Take design parameters皮带型号 B 型 带轮轴间距 607.45mm最大轴间距 577.45mm 最小轴间距 667.45mm带的根数 3 根 预紧力 354.36N小带轮直径 224mm 大带轮直径 400mm 216.3 轴的设计6.3.1 轴的设
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