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同步 直线 振动筛 设计 10 CAD 图纸

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1 绪论1.1 引言 振动筛分机械是近几十年来得到迅速发展的一种新型机器，目前已广泛运用于采矿、冶金、煤炭、石油化工、水利电力、轻工、建筑、交通运输和铁道等工业部门中，用以完成各种不同的工艺过程。例如：在煤炭工业部门，采用圆振动筛、概率筛、等厚筛和直线振动筛作为粗煤、精煤和末煤的分级、脱水和脱介。随着我国建设事业迅猛发展和现代化建设的迫切需要，对这类振动筛分机械不仅在品种和规格上，而且在产品质量上也提出了越来越高的要求，因此，振动筛分机械的研究日益引起人们的注意。我国是一个以煤炭为主要能源的国家，难选煤和高硫煤所占比重较大，而且随着我国洁净技术的发展及对人类生存环境的日益重视，大力发展高效率的选煤技术是必然结果。选煤是洁净煤技术的基础，先进高效和经济实用的选煤技术一直是人们追求的目标，虽然选煤技术的发展仍将趋于多元化，但基本趋势是：选煤装备大型化；重介技术占主要市场；装配式成为选煤厂建设的新模式；选煤过程控制自动化和全厂自动化。我国的煤炭洗选加工技术，通过自行研究开发和引进消化，已有长足的进步。国外已有的各种分选工艺我国均已具有，在个别领域已达到国际领先水平。近年来，在选煤工艺的研究开发方面有了较大发展，基本满足了不同条件选煤生产的需求。跳汰方面，在深入进行理论和实验室研究的基础上，采用多项新技术开发了SKT系列和X系列跳汰机，其适应煤质的能力、自动化程度都可与国外同类设备相媲美，目前进一步向智能化、全自动化方向发展；自行开发的液压驱动式动筛跳汰机已初步形成系列，其技术指标、理论研究成果都接近或超过国际先进水平。重介质方面，研究开发的大型无压、有压三产品重介质旋流器选煤系统，技术指标优于国际先进水平，且实现了大面积推广；研制的大型重介质分选机，分选指标优于同型号的“TESKA”分选机，已形成系列；在国际上率先研制成功的500mm重介质旋流器和随后开发的05mm级煤泥重介质旋流器及其分选工艺，使选煤工艺流程得到简化并取得了良好的技术效果。我国自行开发的空气重介流化床干法选煤系统，在国际上首先应用于生产。浮选方面，在对传统浮选工艺和设备进行进一步完善的基础上，已经形成了各种机械搅拌式、喷射旋流式浮选机系列，同时对强化细粒级浮选效果的各种浮选柱、高选择性浮选机等进行了初步的研究并取得了一定的进展。煤泥水处理方面，在压滤机得到广泛应用的基础上，提出了强气压穿流式压滤脱水的概念，并完成了200平方米强气压穿流式压滤机的工业性试验；经过二十多年的研究开发，研制成功了系列圆盘加压过滤机，技术指标与国际同类设备相近并已得到推广；研制的大型卧式沉降离心机、平带式过滤机、大型盘式真空过滤机等新型煤泥回收工艺及设备也已在工业生产中应用。原煤准备及筛分脱水方面，已开发使用了大型多齿辊破碎机和强力分级破碎机，超过16平方米的大型分级筛也已在选煤厂应用；利用模态分析技术开发了系列重心偏移式振动脱水筛并广泛推广；节能的高频振动电磁筛、各种高频筛也已在生产中应用。此外，在复合式干法选煤、煤泥滤饼干燥破碎等方面，也取得了初步的成果；对高梯度磁选、选择性絮凝、摩擦静电选煤及微波、化学脱硫法等新技术，也进行了实验室的试验探索。振动筛具有结构简单、工作性能可靠、维修量小、故障率低、筛面不易堵塞、筛分效率高、造价低等特点，而且无论振动筛振动还是不振动时都能随时清理筛内杂物，不影响振动筛的正常工作。因此，振动筛在筛选煤中有着广泛的应用。振动筛是洗煤选中不可缺少的一种装置，在后续工作中起着非常重要的作用。它不仅对细煤有筛选作用，而且对粗煤也有振动细化的作用。由于本次设计的振动筛激振力大，筛面的倾角为，筛箱及其上面的物料运动有很大的加速度，所以特别适合于煤炭的级处理。本次设计的新型振动筛不仅适合煤炭行业，同时也适合化工，冶金、矿山。1.2筛分机械的应用 在选煤厂和筛选厂中，筛分作业广泛地应用于原煤准备和产品处理上，按其任务不同，可以分为以下几种筛分作业。（1）准备筛分。也称预选筛分。在选煤厂，按破碎作业和分选作业的要求，将原料煤分成不同的粒级，为煤炭的进一步加工做准备。（2）检查筛分。用在物料破碎之后，将破碎产物中粒度不合格的大块物料分出，再进行破碎，以保证对产物的粒度要求。（3）最终筛分。用于筛选厂，其筛分的各粒级产品是直接供给用户的商品煤。（4）脱水筛分。以脱水为目的的筛分，在选煤厂用于选后产品的脱水。用做脱水作业的筛子叫做脱水筛。（5）脱泥筛分。以脱出煤泥为目的的筛分。在选煤厂为了减少高灰分细泥对精煤的污染，在筛上脱水过程中，加喷水冲洗，以脱除部分细泥，这种作业叫做脱泥筛分。在重介质选煤厂，为了减少煤泥对介质系统的污染，在煤进入重介质分选机之前也要采用脱泥筛分。（6）脱介筛分。以脱除重介质为目的的筛分称为脱介筛分，在重介质选取煤厂，对重介质选煤的产品在筛子上用喷加清水的办法，使产品与加重质分离，这种作业叫脱介作业。（7）选择性筛分。选择性筛分是指在筛分过程中，煤炭不仅按粒度分级，而且也按质量分级的筛分。对某些矿区，其末煤灰分较低而大块煤的灰分较高，通过筛分机械分出大块，可使末煤质量等级提高12级，反之，有些矿区的末煤灰分比大块煤高，通过选择性筛分则可提高块煤质量。 （8）煤泥回收。以回收煤泥为目的的筛分，用于选煤厂煤泥、尾矿脱水等作业。例如，用于简易跳汰选煤厂（不带浮选系统）精煤脱水筛筛下水或精煤捞坑煤泥回收，以减少沉淀池的面积；用于带浮选系统的跳汰选煤厂精煤脱水筛筛下水的粗煤泥回收，筛上煤泥可直接掺入精煤，筛下水入浮选系统，可减少浮选系统的煤泥量；用于重介质选煤厂精煤磁选尾矿煤泥回，筛上煤泥可直接掺入精煤，简化工艺系统。1.3 振动筛国内外的现状及发展趋势1.3.1国内振动筛研究现状由于工业发展缓慢，基础比较薄弱，理论研究和技术水平落后，我国筛分机械的发展是本世纪50年的事情，大体上可分为三个阶段。仿制阶段：这期间，仿制了前苏联的RYT系列圆振动筛、BKT-11、KT-OMZ型摇动筛；波兰的WK-15圆振动筛、CJM-21型型摇动筛和WP1、WP2型吊式直线振动筛。这些筛分机仿制成功，为我国筛分机械的发展奠定了坚实的基础，并培养了一批技术人员。自行研制阶段：从1966年到1980年研制了一批性能优良的新型筛分设备，1500mmx3000mm重型振动筛及系列，15平方，30平方共振筛及系列，煤用单轴、双轴振动筛系列，YK和ZKB自同步直线振动筛系列，等厚、概率筛系列，冷热矿筛系列。这些设备虽然存在着故障较多、寿命较短的问题，但他们的研制成功基本上满足了国内需求，标志着我国筛分机走上了独立发展的道路。提高阶段：进入改革开放的80年代，我国筛分机的发展也进入了一个新的发展阶段。成功研制了振动概率筛系列，旋转概率筛系列，完成了箱式激振器等厚筛系列、同步重型等厚筛系列、重型冷热矿筛系列、驰张筛、螺旋三段筛的研制，粉料直线振动筛、琴式振动筛、旋流振动筛、立式圆筒筛的研制也取得了成功。1.3.2国外振动筛研究现状国外从16世纪开始筛分机械的研究与生产，在18世纪欧洲工业革命时期，筛分机械得到迅速发展，到本世纪筛分机械发展到一个较高水平。德国的申克公司可提供260多种筛分设备，STK公司生产的筛分设备系列品种较全，技术水平较高，KHD公司生产200多种规格筛分设备，通用化程度较高，KUP公司和海因勒曼公司都研制了双倾角的筛分设备。美国RNO公司新研制了DF11型双频率筛，采用了不同速度的激振器。DRK公司研制成三路分配器给料，一台高速电机驱动。日本东海株式会社和RXR公司等合作研制了垂直料流筛，把旋转运动和旋回运动结合起来，对细料一次分级特别有效。英国为解决从湿原煤中筛出细粒末煤，研制成功旋流概率筛。前苏联研制了一种多用途兼有共振筛和直线振动筛优点的自同步直线振动筛。1.3.3国内技术发展趋势积极开展筛分技术研究，提高原煤干式深度筛分技术，降低分级下限和增加煤炭品种，着重解决粒度细、水分高和粘度大的难筛物料的分级技术；为满足大露天矿选用，研制重型分级筛，适用于500毫米以下物料筛分；为提高筛板的寿命和效果，着重发展焊接筛网，非金属筛面；共振筛有被淘汰之势，应大力发展块偏心圆振动筛和直线振动筛。1.3.4国外技术发展趋势国外筛分设备仍以发展振动筛为主，振动筛向标准化、通用化和系列化方向发展；向大型化方向发展，但最大到55平方米，已够用了；增大筛面倾角，提高筛分效率；发展细粒筛分设备，筛孔尺寸小到0.10.3毫米；旋流筛使用逐渐增多；共振筛发展停滞。1.4振动筛的分类及各自的特点1.4.1圆运动振动筛圆运动振动筛是利用不平衡重激振器使筛箱振动的筛子，其运动轨迹一般为圆形。它普遍应用于煤炭、矿山厂的预先筛分、准备筛分以及脱水作业中。由于其筛面的圆形振动轨迹，使筛面上的物料不断地翻转和松散，因而圆振动筛具有以下特点：细粒级有机会向料层下部移动，并通过筛孔排出；卡在筛孔中的物料可以跳出，防止筛孔堵塞；筛分效率较高；可以变化筛面倾角，从而改变物料沿筛面的运动速度，提高筛子的处理量；对于难筛物料可以使主轴反翻，从而使振动方向同物料运动方向相反，物料沿筛面运动速度降低（在筛面倾角与主轴转速相同的情况下），以提高筛分效率。国外又将圆运动振动筛分为单轴惯性振动筛和自定中心振动筛两种。单轴惯性振动筛特点是激振器的轴和皮带轮参与振动；优点是结构简单、容易制造；缺点是由于皮带轮与筛箱一起振动，无论电动机在任何角安装都不能避免皮带传动中心距的反复变化，从而引起三角皮带的反复伸缩，大大影响其使用寿命。波兰的WK型振动筛属于单轴惯性振动筛。自定中心振动筛优点是运转时三角皮带轮不与筛箱一起振动，故传动皮带寿命较长，工作较稳定。自定中心振动筛又可分为轴承偏心式和皮带轮偏心式两种。前者又名万能悬挂筛，因其筛箱振动时，主轴中心线和皮带轮的空间位置保持不变，故目前已很少使用；后者工作时，皮带轮回转中心线固定不动，所以传动三角皮带就不会时紧时松，具有频率较稳定、皮带寿命较长等特点。美国莱普尔-弗洛型振动筛是典型的皮带轮偏心式振动筛。1.4.2直线振动筛直线振动筛是靠两根带不平衡重的轴作同步异向旋转而产生振动的筛子。其筛面呈水平或倾斜安装，运动轨迹一般为直线，故称之为直线振动筛或水平振动筛。直线振动筛具有下列特点：它的动力平衡与物料在筛面上的运动情况较好；物料在筛面上的移动不是依靠筛子的倾角而是依靠激振力，故筛面一般水平安装，所以厂房高度较低；全封闭、不堵孔和坚固耐用，筛面有两层、三层和四层之分；由于筛箱运动中有较大的加速度，所以特别适合于煤炭的脱水、脱泥、脱介以及物料的分级。国外直线振动筛采用箱式激振器者较多，如美国Low-Head型、西德USL型、日本古河A型、日本永田双偏心轴式、法国皮克双偏心轴式等。采用筒式激振器的有美国SS型和SG型、日本川崎D型和古河E型及横山椭圆振动筛等。1.4.3其它类型的振动筛（1）等厚筛我国现有的ZD型直线等厚筛系列，有7种基本规格，总筛分效率一般在85%以上，限上限下率一般为5%10%。ZD系列等厚筛适用于需要精确分级的煤炭及类似比重物料的干湿式筛分，处理量较大，筛分深度可至6毫米。（2）概率筛分机概率筛分机通过采用大筛孔、大倾角和多层筛面结构，使物料近似筛分而提高筛机处理能力和干式筛分的深度。QGS型琴弦概率筛是在GS型煤用概率筛的基础上，吸收琴弦筛的特点研制的。该筛能有效地对潮湿煤炭进行6毫米干式分级，筛选产品能满足空气重介流态床分选机对人选煤的要求。琴弦筛网在共振状态下工作，筛孔不易堵塞。（3）GPS型高频振动细筛GPS-900-3型高频细筛是在吸收美国Derrick高频细筛技术的基础上研制的，该筛采用了叠层筛网(由三层孔径不同的不锈钢编织筛网叠合而成)、三路给矿(沿筛面长布置三个给矿器)和长圆筒形振动器(电机轴两端装由偏重块和调偏块组成的振子)振频2850次/分。目前已在黑色和有色金属闭路磨矿作业中，作为分级设备推广应用，分级总效率达60%70%。（4）电磁振动旋流筛电磁振动旋流筛是一种结构简单的高效脱水脱泥设备。该筛无转动部件，无需润滑，不需动力，不仅用于选煤厂，还可推广用作污水处理和选矿厂及其它类似物料的脱水脱泥和分级设备。目前该筛已形成用于粗煤泥的C型和用于末煤的M型两种型号。1.5 筛分机械发展的方向综合国内外筛分机械发展现状，筛分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。如从前我国选煤厂生产200300万吨/年就是大型的，而现在出现1200万吨/年的选煤厂，这就需要大型筛分机与之配套，德国KHD公司生产的USK筛机已达4500mm6000mm，筛面达27m2，德国的另一筛子技术公司生产的5500mm11000mm，筛面达60.5m2。（2）向重型超重型筛发展。大的矿业工种需要处理大块物料，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筛分机成为筛分设备发展的一个新方向。较为理想的物料运动方式是：在垂直方向上，入料端的振幅大于出料端的振幅，沿长度方向上，从入料端到出料端，物料运动速度递减。在此理想情况下，可以创造良好的透筛环境。该理想筛机的筛分效果要优于一般的筛分机械。（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。该机是以质体m1为工作体，而激振器安装在质体m2上。该新型筛机机体大大简化，参振质量可以减少30%-50%，激振力也可以随之减小，同此可以保证强度和刚度，降低振动噪音，并可得到良好的减振效果。（5）向标准化、系列化、通用化发展。这是便于设计、生产和降低成本的有效途径，德国KHD公司生产的USL和USK筛机的侧板、筛板、横梁、传动轴均已实现标准化、通用化振动器也只有三种，同属德国的申克公司生产的冷、热烧结矿筛和等厚筛只有两种标准，可见三化程度之高。（6）应用自同步技术。采用双电机自同步技术革以代替齿轮强迫同步，简化结构、降低噪音，从而简化了机器润滑、维护和检修等经常性的工作，减少设备故障。（7）振动强度增大。筛机的振动动过程逐渐强化，以取得较大的速度，从而提高生产能力和筛分效率。日本和德国的筛机所用用的振次为980r/min,振动强度为4.5-7g,圆振动的倾角达到25-300。（8）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。（9）向难筛分物料筛机发展。对于d1mm含水7%-14%细湿物料的干筛以及水煤浆、垃圾处理等，筛分难度很大，德国海因勒曼公司生产的驰张筛，物料运动速度达1.3m/s，筛分效率达90%-95%。为解决难筛分开创了先河。（10）共振筛系列发展停滞、振动筛系列日益壮大。1.6筛分机械的选型筛分机械种类繁多,目前还有许多新机型不断出现,正确的选型能够充分发挥筛分机械的工艺效果,降低投资,提高选煤厂的经济效益。各种筛分作业推荐使用的筛分设备种类见表1-1。表 1-1 各种筛分作业推荐使用的筛分设备作业种类筛孔/mm推荐使用筛分设备种类原煤预先筛分300方孔固定水平格筛、条缝倾斜固定筛100条缝倾斜固定筛、重型圆振动分级筛50圆振动筛原煤筛选25圆振动筛、等厚筛、棒条筛、概率筛13等厚筛、棒条筛、概率筛6等厚筛、概率筛、琴弦筛3琴弦筛精、中煤和矸石脱水、脱介0.5、0.75、1直线振动筛、等厚筛粗煤泥回收0.5高频筛、电磁振动细筛、直线筛2物料运动及动力学分析2.1直线振动筛工作原理直线振动筛是目前我国选煤厂使用最多的一种振动筛。这种筛子的激振器是由两根带有不平衡重量的轴组成，两根轴作反向同步回转，所产生的离心力使筛箱发生振动。根据不平衡重在轴上的相对位置不同，筛箱振动的轨迹可以是直线或椭圆两种形式，目前，一般使用的双轴筛筛箱的运动轨迹都是直线，所以这种筛子又称为直线振动筛。直线振动筛有固定的抛射角（筛面上物料被抛起的方向与筛面最小夹角），一般是用30、45、60，国产筛抛射角一般为45。直线振动筛有很大的加速度，因此特别适用于煤炭中细粒级的脱水、脱介和脱泥，也可用于中、细物料的筛分。直线振动筛与其他的筛子比较，具有结构简单、使用可靠、制造容易、筛分效果好等优点，是目前我国选煤厂中使用最广泛的一种较好的筛分设备，现在我国的直线筛已有DS和ZS两个系列产品，并且性能良好。直线振动筛按驱动电机数目分为单电机驱动直线振动筛和双电机驱动直线振动筛。双电机拖动的直线振动筛，其激振器的两根轴分别由两个异步电动机拖动，它们之间并无强迫联系。两轴的同步完全靠力学关系来保证。双不平衡重激振器械采用双电动机拖动，从激振器的结构来看，虽然仅仅是省掉了一对加工精度要求较高的齿轮，但从技术效果上看却带来了不少好处。首先简化了激振器的传动结构，从根本解决了发热和漏油的问题，同时也使得振动筛的润滑、维护和检修大为简化，再有噪音显著减小，净化了工作环境。当然，双电动机拖动的自同步直线振动筛，用了两台电动机，成本稍高一些；耗电量也较单电动机拖动的大；筛分机的占地面积也稍大些，但从总的收益来说，还是合算的。直线振动筛中双不平衡重激振器均采用齿轮传动。这种强迫联系的激振器结构很紧凑，成本也较低，但是由于振动筛的振次高，振幅也较大，所以齿轮的线速度也比较高。这就要求齿轮的材质要好，制造精度高，并需要稀油润滑，回转轴的密封装置结构要求也比较高，这就给生产和维修带来不少的麻烦。与此同时，由于偏心轴的动力的作用，齿轮在运转中要产生强烈的噪音。为了克服这些缺点，近些年来出现了双电机拖运的直线振动筛。双电动机拖动的直线振动筛传动装置有两种形式：一种是电动机经三角胶带从筛箱的两侧分别带动两根偏心轴，另一种是两台电动机经柔性联轴器或万向联轴器从筛箱两侧分别带动两根偏心轴，采用柔性或万向联轴器是为了保证当筛箱振动时仍能正常地传递扭矩。双电机拖动的直线振动筛，其振动器的双轴分别由两个异步电动机拖动，其间并无强迫联系。两轴的同步完全依靠力学关系来保证，因此，又称自同步技术。要使直线振动筛作直线运动，两组不平衡重必须严格按图2-1中所示的反向而同步旋转，但是，双电机传动的结构往往由于启动等某种原因，使两组不平衡重的相对位置并不像图2-1所要求的那样准确。如果不平衡重2落后于不平衡重1一个相位角，这时二者所产生的离心力将不能按图2-1的要求进行叠加和抵消，而产生了一个不平衡力，使整个筛箱在支撑弹簧上产生移动和摆动。但是，恰恰由于这一移动和摆动又使两个偏心质量能互相自动追随而达到反向同步旋转。 图 2-1 直线振动筛工作原理 （a）直线振动筛工作原理图；(b)激振器工作原理图图2-1（b） 所示是激振器的工作原理图。是直线振动筛的激振器实际上是由两个单不平衡重激振器组合而成。这两个相同的单不平衡重激振器的两根轴是同步异向旋转，在各瞬间位置时，两根轴上所产生的离心惯性力沿x-x方向的分力总是相互抵消，而沿y-y方向的分力总是相互迭加，因此就形成了沿y-y单一方向的激振力，依靠这个力驱动筛箱作直线往复振动。由图 2-1 可看出，当双不平衡重运转到（1）和（3）的位置时，它们所产生的离心惯性力完全迭加，激振力最大；转到（2）和（4）的位置时，它们的离心惯性力完全抵消，激振力为零。图2-2是双电机拖动双轴振动筛的简化图。两组不平衡重的质量集中在m1和m2点上，分别以半径r1和r2绕O1和O2旋转。整个筛子的质量集中在m点，并支撑在K1和K2两组弹簧上。取直角坐标x轴通过O1和O2假设由于某种原因，不平衡重落后于一个相位角，即的离心力F1与y轴的夹角为，而2的离心力F2和与y轴的夹角为，并且。由于 、所以 因为 故 、图2-2双电机拖动双轴振动筛简化图其中，、分别为及在轴上的投影，、分别为及在的投影。 令 而与合成于点，其向量为： 即为实现使两个不平衡重互相随直至达到步同步正常旋转的力。根据力的平移原理，将图2-2中作用于点的力移至筛箱的重心处。也就是说，在点加两个大小等于、方向互相相反的力，这时，整个力系（不包括两个不平衡重可以抵消和叠加的那部分）可视为作用于点的一个力和一个力偶，它们被支撑弹簧的反力所平衡。筛箱重心在力和力偶的作用下，克服支撑弹簧反力而沿着受力的方向使筛体发生移动和绕点发生摆动。两不平衡重的旋转中心和也将随筛箱的移动和摆动移至和旋转，其离心力为和。、与轴的夹角分别为和。在中，为该三角形的外角，因此 （因） （1-1）故 同样 为的外角则 （因） （1-2）故 令 （1-3） （1-4）将式（1-1）和式（1-2）代入式（1-4），得：根据上式，不难看出：即两个不平衡的相位差在力的作用下由减小到。用同样的道理可以证明：两个偏心轴再经多次的旋转，将使其相位角越来越小，直到为零，即重新实现了反向同步旋转。从上面的分析可以看到，双电机拖动的直线振动筛之所以能够实现同步旋转，关键在于两组不平衡的自动调整。但是，如果双轴的磨擦阻力相差过大，自动追随同步就可能难能可以实现。为了使双轴能同步运转，所用的异步电动机型号尽可能一致。双电机拖动的直线振动筛，其传动装置有两种形式：一种是电机经过三角皮带轮从筛 箱的两侧分别带动两根主轴；另一种是两台电动机经柔性联轴器或万向联轴器从筛箱两侧或一侧直接带动两主轴。采用这些联轴器的原因是当筛箱产生振动时，仍能够正常地传递扭矩。我国选煤厂使用的振动筛除上述系列下，还有一些其他型号。例如：圆振动筛有WK型和波半进口仿制成SXG1型；直线振动筛有WP型和波兰进口仿制成ZZS型；QDG型振动筛（又称琴弦筛）则是一种适合于大水分、细粒煤分级的一种高效转型振动筛。我国煤用振动筛，型号用汉语拼音字母来表示。按JB、Z14579规定如下：考虑到双电机拖动直线振动筛的优点，在此设计中采用双电机拖动的直线振动筛。2.2物料在筛面上的运动分析物料在筛面上的运动状态与筛子的工作参数有密切关系。对于直线振动筛，物料运动平均速度v可按下式计算：式中： 角速度，rad/s； 倾角对平均速度的影响系数，取=1； 物料厚度影响系数，取=0.7； 物料形状影响系数，取=0.9； 滑行运动影响系数，取=1； 振动方向，。则 筛面上的碎散物料是由大小不同的颗粒组成的。在这些物料中，只有最下层的物料与筛面直接接触，受筛面运动的直接影响，其他部分只是间接地受筛面运动的影响。由于颗粒之间杂乱无章地堆叠，使它们的运动相互干扰，因此，物料在筛面上的运动情况很复杂。为了找出筛子工作参数与物料运动状态的一些关系，不得不作一些简化，研究单个颗粒在筛面上的运动，这种理想化的分析方法可以提供一些有用的近似结果，如图2-3所示。在直线振动筛中，筛箱是沿抛射角作简谐运动。处在筛面上的物料，也随同筛面作简谐运动。如果取其中的一个颗粒为例，则作用在颗粒上的力除了颗粒本身的重力以外，还受到筛面运动时所给予的惯性力P。惯性力的方向与筛面运动的方向相同。图23直线振动筛颗粒受力图当筛子工作时，颗粒脱离筛面被抛起的条件是：式中：颗粒所受的惯性力；颗粒质量；抛射角，直线振动筛一般为；筛面倾角，对于作直线运动的筛子，一般是水平安装，倾角为零。根据直线振动筛的动力学因素分析，筛子工作时筛箱的最大加速度为。由于假设颗粒的加速度与筛箱相同，所以颗粒所受的最大惯性力应为。最大加速度为 将此式代入上式，可得或式中，筛箱的振幅，m 筛子激振器不平衡重的回转速度，rad/s；重力加速度，m/s2。令定义为筛分机的抛射强度，它是直线振动筛的一个重要特征参数。从上式可见，抛射强度就是颗粒所受惯性力以后在垂直于筛面方向上的分加速度与颗粒在此方向上的重力加速度分量之比。显然，筛箱的加速度和抛射角越大，抛射强度也就越大。根据上述分析，1时，颗粒不可能脱离筛面，只能沿着筛面向前移动。当1时，颗粒能够脱离筛面，作跳跃运动。所以就是颗粒脱离筛面的极限条件。可以想像，抛射强度越大，颗粒所受的惯性力也越大，抛射的也越高。这样，有得于物料的透筛。但是，当增大时，颗粒跳动一次所需的时间也越长。显然，从充分发挥筛子的工作效率来看，跳动所需的时间过长也是不利的。颗粒跳动一次的时间不超过筛面振动一次的时间，才能充分利用筛面每次振动的作用，所以，的另一个极限条件就是使颗粒跳动一次的时间筛面振动一次的时间，这是的上限。图24筛面和颗粒的运动状态图24表示筛面和颗粒运动状态。图中，横坐标是筛面运动的时间，纵坐标是筛面和颗粒运动的高度。从图中可见，颗粒开始与筛面一起运动，这时候，颗粒和筛子运动的速度和加速度是一样的。但是，到了脱离点，当颗粒所受的惯性力大于本身的重力时，颗粒就要脱离筛面，作抛射运动，筛面的行程则在激振器的作用下，仍然按正弦曲线运动。到了落回点，颗粒重新与筛面相遇，并再与筛面一起运动。如果以表示筛面振动的一次的时间，则：根据上式，在脱离点的瞬间，筛面的速度和加速度分别为：筛面上的颗粒同样与获得上述的速度和加速度。在脱离点，颗粒的加速度法向分量应等于本身的重力加速度的法向分量，即： 由式： 由于在脱离点的瞬间筛面的加速度和颗粒的加速度相等，即，则或按图25，当颗粒以作抛射运动时，其抛物线的轨迹方程式应为：倾斜筛面的直线方程为：消去y,得两曲线的交点：图25颗粒的运动轨迹颗粒从抛起至落在筛面上的时间为： 若筛面振动一次的时间为T，则。由于颗粒跳动一次的时间最大不应超过筛面振动一次的时间，即：将代入上式，两边平方，得：或亦即 所以，是抛射强度的另一个极限，在这种情况下，颗粒跳动一次的时间恰好等于筛面振动一次时间。因此，除了个别情况，颗粒需要较大的抛射力以外一般，不宜超过3.3。2.3动力学因素的分析双轴振动筛的筛箱用弹簧悬挂在机架上，借激振器的惯性力使筛箱作直线运动。筛箱的振幅取决于筛箱的质量、激振器的不平衡重的质量和弹簧刚度等动力学因素。从振动系统来说，双轴振动筛是线性振动系统。图26（a）为直线振动筛的简化图。筛子的激振力P作用在抛射方向y-y上，与筛呈角。激振力、弹簧的合力均通过筛子重心。为使分析简化，假设弹簧力的方向亦在抛射，上（由于在筛子正常工作中，弹簧力与其他动力相比，相对较小，所以上述假设影响不大）。根据这些假定，可以把直线振动筛的振动系统绘成计算草图见图26（b）。在直线振动筛工作中，筛子受4种力的作用：（1）筛箱运动的惯性力（筛箱及激振器质量与加速度的乘积），即；（2）阻尼力（由弹簧的内阻力和一般的阻力形成，其大小与筛箱运动速度成正比），即；（3）弹簧恢复力（弹簧刚度与位移的乘积），即；（4）激振器产生的激振力，即。在振动筛中，为了保持动力平衡，必须满足的条件是:惯性力阻尼力弹簧恢复力激振力0图26双轴振动筛的振动系统（a）、(b)在振动筛工作中，阻尼力相对很小，可以忽略不计。根据上述平衡条件，可以列出筛子工作时的微分方程：式中筛箱质量，kg; 激振器不平衡重的质量，kg; 弹簧刚度，N/m; P激振器的最大激振力，N，微分方程的特解是：（21）上式的常数A反映了筛箱在振动过程中离平衡位置的最大距离，实际上就是振幅。将上式的数值代入，经整理后可得：（22）上式表示了直线振动筛的振幅和各动力学因素之间的关系。下面根据这个关系对振动筛的振动特性作一些分析：（1）筛子的振幅和频率的关系当筛子的质量、弹簧刚度k、不平衡重的质量的回转半径r一定时，利用式（22）的关系，可以绘制直线振动筛的振动曲线（见图27），从图中可见，如果加大筛子的频率，振幅随着增加，当频率达到一定程度，振幅趋于无限大，继续增加振动频率，则振幅急剧下降，到了频率足够大时，虽然继续增加频率，但振幅变化不大，并趋向稳定。从公式（22）中可以看到，只有时，振幅A才可以趋于无限大，这时的振动频率，称为筛子的自振频率，即：（23）则 换句话说，当筛子的工作频率等于其自振频率时，筛子的振幅为无限大，这种工作制度称为共振。实际上，由于筛子工作中有阻尼存在，所以振幅不会增到无限大，只是增加到一定的大小。式（23）表明，筛子的自振频率与弹簧刚度k、筛箱及不平衡重的质量总和有关，采用刚度不同的弹簧，筛子的振频率就不同。弹簧刚度越大，筛子的睚振频率也越高。（2）直线振动筛的工作频率从双轴振动筛的振动曲线来看，它的工作频率可能在三种区域中。当工作低于筛子的自振时，筛子的工作处在图27曲线的左端，这是振幅不稳定的区域，工作条件稍一变化，筛子的振幅就可能随着产生显著的变化。所以如果工作定在这个工作区域中，对筛子的工作是不利的。图27筛子的振动曲线当工作频率等于筛子的自振频率，即处于共振时，工作点位于曲线的最高点，工作条件稍微变化，筛子的振幅也会立刻大幅度地降低，所以这个工作区域也是不利的。当工作大于筛子自振频率，并且远离共振点时，筛子是在曲线的平滑段工作，此时虽然工作条件改变，振幅变化却不大，所以，筛子工作频率定在这个区域内可以得到稳定的振幅。因此，直线振动筛是在工作频率远大于筛子自振筛自振频率的条件下工作的。不过，采用上述工作条件，在筛子正常工作时可以得到稳定的振幅，但是，当筛子启动时，由于工作频率从零开始，在达到工作频率以前，要通过共振点，这时候，振幅会骤然增加；当筛子停止时，工作频率降低到零，也同样出现通过共振点的问题。这对筛子的结构是很不利的，严重时会使筛子损坏。（3）弹簧刚度对筛子工作的影响弹簧刚度的大小影响振动筛工作频率所处的区域。因为筛子的工作频率影响筛分效果，所以它主要根据物料在筛面上的运动状态而定。但是，从上面的分析可知，筛子的自振频率又取决于所采用的弹簧刚度。因此，如果筛子的工作已定，则所采用的弹簧刚度不同筛子工作频率所处的区域也就不同，这样就会影响筛子振幅的稳定性。这个情况可以从图28中的两条曲线，图28不同弹簧刚度的振动曲线则是采用弹簧刚度为时的曲线，两者振频率有明显的不同。如果筛子的工作频率已根据工艺要求确定了，则采用弹簧刚度为时，工作频率处在振幅稳定的区域（远离共振点），若采用弹簧刚度为时，工作频率则处在振幅不稳定的区域（靠近振点），这样。就使筛子振幅容易产生波动。因此，确定筛子所用的弹簧刚度时，应该使工作频率处在振动曲线的平滑段（远离共振点）。3 振动筛的结构形式按照设计任务的要求： 给料量主要用于准备筛分，并且采用湿法筛分，入料粒度。其结构如图3-1所示。图 3-1 振动筛的结构1-出料口；2-筛面；3-横梁；4-侧板；5-减震装置；6-肋板；7-激振器；8-轮胎联轴器；9-电动机3.1 筛面尺寸的确定一般来说，对一定的物料和筛子，生产率主要取决于筛面宽度，筛分效率则取决于筛面长度。筛面越长，物料在筛上的停留时间就越长，筛分效率也就越高。筛分效率与筛分图32筛分效率与筛分时间的关系时间（或筛面长度）的关系如图32所示。筛分初始，筛分效率增加很快，因为此时有大量“易筛粒”；之后，由于剩余的细颗粒中“难筛粒”含量相对增多，筛分效率随时间增加而逐渐减缓，因此，筛分时间过长是不合理的。筛面倾角一定时，要增加筛分时间，只有增加筛面长度，而筛面过长，既浪费厂房空间又使筛子结构笨重。筛面宽度必须与筛面长度保持一定的比例关系，这除了受筛框结构的限制外，还因为当筛子负荷一定时，如果筛面宽度小而长度很大，筛面上物料层就厚，物料中的细粒就难以接近筛面和透过筛孔；反之，如果筛面计划调节很大而长度小，物料层厚度固然减小，但由于颗粒在筛面上停留时间短，通过筛孔的机会少，筛分效率也会降低。一般，筛子长度与宽度比为2.53。现采用25mm筛孔，根据资料查得筛面单位处理能力为2025。 筛分机台数；生产不均衡系数，取；单位负荷定额，；筛分机有效面积。一般认为筛子的宽度与长度之比为，初选筛面尺寸为，所以 满足设计要求，筛面尺寸定为3.2 激振器形式的确定 振动器是振动筛的振动源，筛子的激振力由它产生，也叫激振器。图3-3 块偏心式激振器ZKB型直线振动筛采用快偏心（K），自同步运动（B）的直线振动筛（Z），图3-3所示为ZKB型直线振动筛激振器的基本结构。它是一套激振器，由两对主、副偏心块、一根轴、两套大游隙轴承及轴承座组成。激振力由主、副偏心块产生，其激振力可由副偏心块的质量调节，如图 3-4，采用大游隙轴承可解决在振动过程中轴承温升过高的问题。这种激振器的特点是：重量轻、维修方便、激振力可调，可使筛箱结构简化，适用于大型筛分机上，但它结构较复杂。直线振动筛采用4套块偏心激振器，在筛箱两侧壁各安装两套。图3-4 激振器的不平衡重块3.3 筛箱形式的确定筛分设备的筛箱是主要工作部件和承载部件。筛箱是由筛框及固定在它上面的筛面所组成，由于筛箱结构和型式的不同，有时可表现了不同的筛分方法和不同特征的筛分设备，但不论什么样的筛分设备都必须具备一定特征的筛面和筛框。3.3.1筛框的结构形式各种筛子的筛框结构大同小异，出现的问题也基本相仿。对于当前使用最多的振动筛，主要问题是梁断和帮裂。图3-5是双层筛面的圆运动振动筛筛框的结构，它是由侧板1、后挡板2、下横梁3和上横梁4组合而成的。侧板是用钢板制成，利用横梁将两块侧板连接起来，使筛框成为钢质整体结构。侧板用以传递激振力，它在中部铆有座圈5，激振器就联接在座圈上。为了加强侧板的刚度，在座圈附近采用双层钢板，并在适当部位铆接角钢6以补强。下横梁采用槽钢，上横梁采用无缝钢管，并用角钢7和法兰盘8分别铆在侧板上，上层筛面放置在侧板内侧的角钢9上，并用压板10和木楔块将它固紧。下层筛面放置在下横梁的上面，用卡板拉紧。后挡板中间有能拆卸的后盖板，供清洗和检查筛面之用。对于大型振动筛，筛框一般采用高强度和高冲击韧性的16Mn或锅炉钢板。在本设计中采用高强度和高冲击韧性的16Mn钢板，横梁采用型钢制作。 激振器的配置方式有多种，现将各种方案对比如下表：表3-1 偏心质量的配置方式及优缺点单轴惯性激振器结构形式偏质轮式偏质轴式偏抽轮轴式偏质块式偏心质量的配置方式轴弯矩图结构特点M集中布置在侧板以外的圆盘上M集中布置上两侧板之间的转轴上M集中布置在圆盘和转轴上M集中布置在侧板以外的转轴端部主要优点1. 制造容易2. 轴中部弯矩小3. M可调、激振力可调结构简单1.轴的中部弯矩最小2.M可调、激振力可调1. 无长轴制造容易2. 轴中部无弯矩3. 偏心质量最小4. M可调、激振力可调5. 轴承寿命长主要缺点偏心轮径向尺寸大1. 制造困难2. 轴中部弯矩较大3. M不可调、激振力不可调1. 制造困难2. 结构复杂结构复杂图3-51-侧板；2-后挡板；3-下横梁；4-上横梁；5-圈座；6-角钢；7-角钢；8-法兰盘；9-角钢；10-压板筛框的强度除了与本身材料有关，还与联接方法有很大的关系。筛框结构最常用的联接方法有两种：铆接和焊接。焊接结构制造简便，但易产生内应力，筛子在强列振动下易在焊接缝处开裂，所以适用于振动强度较小的筛箱。铆接结构制造的尺寸准确，没有内应力，对振动有较好的适应性。但工艺繁杂、制造技术高。振动强度大的筛箱，最好采用铆接或者采用铆、焊联合的方法。由于焊接会产生很大的内应力，一般情况下使用维修筛子时不在筛箱上焊接辅助部件，在受力大的地方尤其不允许。综合比较后在本设计中，采用铆接。横梁承受筛板和物料的重量及它自身在工作中的惯性力，横梁可采用槽钢、工字钢、无缝钢管、箱开梁和压形梁等几种端面形式制成。如图3-6所示。采用钢管作横梁，由于它在各方面的惯性矩相同，所以受力状态较好，被普遍采用，它特别适用于作圆形运动的筛箱。通常钢管两端与法兰盘焊接，法兰通过紧固件再与筛框侧板连接。箱形梁一般是由两块弯折后的槽形钢板对接而成，它有利于承受两个方向的力量，所以目前一些大面积的筛箱经常采用。压形梁是钢板热压面成，可以制成所要求的形状，在梁的转角处要呈圆角，避免受力后产生的应力集中，它也用在受力较大的大面积筛箱上。筛箱的刚度是指它抵抗变形的能力。在筛子工作时，筛框受振动产生的高频惯性力可使局部构件发生动力变形，这种变形往往是横梁或侧板断裂的一个原因。所以，加强筛框结构的刚度，特别是连接部位的刚度是个重要问题。横梁的联接如图3-7所示。 图 3-6 侧板和横梁的形式图 3-7 横梁的联接形式1-侧板；2-法兰盘；3-筋板；4-铰制孔螺栓；5-无缝钢管要消除焊接后内应力，最常用的方法是高温退火处理，这个方法是将构件均匀加热至，工保温一定时间，然后缓慢冷却。在本设计中的筛框结构如图3-8所示。3.3.2 筛面的结构形式筛面是筛子承受被筛物料并完成筛分过程的最重要的工作部件。对筛面基本要求是：有足够的机械强度，最大的开孔率（筛孔面积与筛面面积的比值），筛面不易堵塞，在物料运动时与筛孔相遇的机会较多。常用筛面有板状筛面、纺织筛面、条缝筛面、棒条筛面和非金属筛面五种。 图3-8 筛框结构板状筛面又称筛板，它是一种筛孔最大、筛面最牢固的筛面。筛孔可用冲压和钻孔两种方法制成，筛孔有圆形、方形和矩形等多种。主要用于粗粒物料的筛分。在本设计中，采用圆形孔。在固定时，板状筛面一般是在筛面两侧用木楔压紧进行固定，木楔遇水后膨胀，可将筛面压得很紧，这种方法简单可靠。为防止中部发生松动，可用螺栓或U型螺栓压紧。筛面固定的方法对筛面工作的可靠性有很大的影响，这对由金属丝或金属条所制成的筛面表现得尤为突出。因为如果筛网的固定比较松驰，筛子振动时，筛网就要产生局部抖动，使筛丝产生局部的挠曲，严重时会导致筛丝的断裂。通常钢丝只能承受1百万到2百万次的反复弯曲，由于筛网固定松弛而使钢丝固定变形的频率等于筛箱振动的频率，则钢丝只要工作2000分钟，就达到疲劳极限。可见正确地确定筛面的固定方法(如图3-10所示)，使筛面在工作中不会松动，具有很重要的意义。筛网突出的优点是开孔率大，可达总筛网面积的70%。但是与筛板比较，牢固性较差，使用寿命短，所以一般只用在细粒度物料的分级上。在选煤厂往往用于粒度小于13的煤炭分级。 图 3-9 圆形筛孔的筛板金属筛网的筛孔较大，金属丝较粗，多有于对中细物料的筛分，在选煤厂往往于筛孔小于是13的煤炭筛分作业上。孔形多为方形，也有长方形的，开孔率高达。筛网材料常用低碳钢。金属筛网常用两种编织方法，如图3-11所示。图 3-10 筛板的固定方法图 3-11 金属筛网的纺织方法 网状丝布类似纺织的粗布，开孔率一般为，常用的材料有不锈钢，紫铜、磷铜、黄铜和尼龙等。网状丝布固定方法有二种：一种是用木框架来固定，一种是用冲孔筛板固定。木框架是由许多格的框架组成，用小钉将丝布钉在木框架的格条上，般用钉前先垫胶皮条。冲孔筛板固定就是把网状丝布在钢板上铺平，然后用螺栓固定。 图 1-12 金属筛网的固定方法条缝筛面主要用于煤的脱水、脱泥、脱介中，筛也有0.25、0.5、0.75mm三种，筛条是由铜条或不锈钢做成的，筛条形状主要有平顶型和波形纹两种。如图3-13所示。筛面有1mm高的凸起波纹，对筛分物料能起松散作用，脱水效果较强，用得较多条断面是倒梯形，缝隙自上而下逐渐增加。这样可以减小透筛物料的堵塞，除了断面是倒梯形外，还有另外几种,如图314。图313条缝筛板的筛条形状图314筛条的断面形状筛条的组合方式有穿条、焊接和编织三种。在穿条的组合方法中，筛条每隔70mm绕成圆孔，中间穿上穿条，外面用螺母拧紧。应该注意圆孔与穿条紧密配合的程度，配合松弛时在振动中会产生冲击，使穿条和筛条断裂：穿条式的开孔率在14%左右。焊接的组合方法是将梯形断面的筛条点焊在铣有槽沟的扁钢上，这样取消了圆环，材料节省近三分之一，开孔率也较大，筛条不易松动，其结构如图315（a）所示。图3-15 焊接式和编织式的条缝筛面编织的条缝筛面由纵向筛条来承担脱水任务，横丝用来固定纵条的位置。筛面的结构如图3-15（b）所示。条缝筛面的安装方法都是组合成块，在筛面两侧用木楔压紧，中间用螺栓固定。为了避免筛条间的相对运动，可在筛面的两条筛条下边另焊角钢，将穿条两头铆接或焊死、或将穿条焊在筛条的圆环处等。棒条筛面是由平行排列的众多钢棒组成，钢棒的横断面呈各种形状，如图316。筛面上的筛孔是由棒条之间的缝隙宽度所决定。棒条筛面常用在固定筛，重型振动筛和概率筛上，它适用于对粒度大于mm的粗粒级物粒的筛分。棒条筛面的开孔率一般在。图316各种棒条的断面形状琴弦式筛面琴弦式筛面是由许多细钢丝绳在框架上纵向或横向拉紧，形成琴弦，形成6mm以下的长条筛缝。由于筛丝间没有任何穿条或筋板，所以这种筛面开孔率高，不易粘附煤粉，筛分机处理能力大，筛分效率高，被认为是处理湿粘细粒原煤的理想新型筛面。为了提高筛面的使用寿命，可在筛丝周围硫化一薄层聚氨酯一类的耐磨材料。非金属筛面随着非金属材料工业的发展，为制造优质高效的筛面提供了新材质，目前国内外使用的非金属筛面，其材质有橡胶、尼龙和聚氨酯等。橡胶筛面可直接由橡胶制造成型，也可用在钢制骨架外面裹以橡胶制成。当筛面内有钢芯时，筛箱纵向或横向支承梁的间距增大，甚至不要支承梁。橡胶筛面安装方便，在筛箱上用纵向压条和螺钉固定即可。橡胶筛面的厚度与给料落差和给料粒度有关。当给料落差和给料粒度较大时，为提高筛面使用寿命，就增加筛面厚度。但是筛面过厚将使处理量减少，所以在任何筛面上都不应使筛面厚度大于筛孔尺寸。橡胶筛面的优点是耐磨损、使用寿命长，质量轻，颗粒不易卡住，便于拆装，工作时噪音小，但橡胶筛面不能在较高温度下工作，一般温度在以下。聚氨酯是一种新型优质耐磨材料。聚氨酯筛面具有耐磨性能好，噪音低、可露天存放等优点。现今用尼龙筛条代替不锈钢丝条缝筛面。它的缺点是筛条的长度受到一定限制，只能组合成一块块小型筛板，但并不影响使用。总之，非金属筛面能节约优质金属材料，耐磨，抗折断能力强，使用寿命长，堵孔机率小，筛分效果好，工作时噪音小，质量轻，是筛面的发展方向。在本设计中，采用的是一种全新的弹性活动杆筛板，该筛板与其他筛板相比较的优点是不易堵塞筛孔。3.4 减振形式的确定振动筛减振装置有两种形式，吊式减振装置和座式减振装置。吊式减振装置销轴与振动筛筛箱吊耳连接，通过钢丝绳，弹簧底板把筛子吊挂在上部楼底板上。为了防止钢丝绳摇摆，在钢丝绳中部配有配重块。吊式减振装置适用于质量比较轻的小规格振动筛。优点是不占用筛箱下部空间，但需上层楼板作支撑。座式减振装置，是目前振动筛比较常用的减振装置。它由底座、主弹簧和上座等组成。在底座中安装有阻尼器，用于缓解筛子停车过程中的共振力。阻尼弹簧通过橡胶摩擦块在水平方向压紧筛箱，摩擦块与底座孔的上下间隙各为mm。阻尼力的大小可以通过螺栓进行调节。为简化结构，前许多座式减振不再安装阻尼器。座式减振装置与筛箱上的支撑装置座相连，连接一般为铰接式，便于调整筛箱安装角度。座式减振装置适合于各种规格振动筛，因此被普遍采用。座式减振装置中的主弹簧既可采用金属螺旋弹簧也可采用橡胶弹簧。金属螺旋弹簧工作可靠，并具有良好的动力性能，可以设计得相当柔软，从而有交地降低筛子对基础的负荷，缺点是弹簧上下端面精度不易保证，易产生噪声。橡胶弹簧内阻较大，一般认为在过共振区时应该具有较低的振幅，噪声低，其缺点是刚度较大，筛子对基础的动负荷较大，易老化。 在本设计中，考虑到橡胶弹簧的相对优点，特别是在过共振区时具有较低的振幅，对延长筛子的使用寿命具有很大作用，且噪声低，所以选用橡胶弹簧的座式减振装置。3.5 传动形式的确定采用两种传动方式，直接传动和非直接传动。3.5.1直接传动电动机通过联轴器直接驱动振动器，其结构如图3-17所示。其中联轴器有三种形式，设计中视需要选用。1-电动机；2-万向联轴器；3-激振器；4-晒面图3-17 直接传动a) 万向联轴器：该联轴器是汽车的通用件，见图3-18，该联轴器也可用于两振动器的连接。图 3-18 万向联轴器b) 轮胎联轴器：它由法兰和数片胶带组成，见图3-19。由于其周向刚度较大，可以传递很大扭矩，但径向刚度很小，因而可承受较大径向跳动变形，可用于电动机与激振器的连接。它的轴向尺寸较小，可以减少振动筛的宽度。c) 橡胶联轴器（三爪挠性联轴器）：该联轴器由法兰、圆形平带、压板和螺栓等件连接而成，见图3-20。这种联轴器轴向尺寸较大，可用于两振动器的连接。3.5.2非直接传动 电动机经过一级V带减速，在通过联轴器与振动器连接，见图3-21。可根据需要选用3.5.1中所述的三种联轴器之一。 3-19 轮胎联轴器图3-20 橡胶联轴器 图3-21 非直接传动1-电动机；2-皮带；3-轮胎联轴器；4激振器；5-万向联轴器；6-筛板本次设计采用直接传动方式。经过比较，轮胎联轴器的优点相对突出，可靠性高，且结构简单，因此电机与激振器之间采用轮胎联轴器联接，而两侧板上激振器之间为了保证同步转动和消除制造和安装的同心误差，在两激振器之间采用万向联轴器联接。4 振动筛参数计算4.1 振动筛的工艺参数所选振动筛 长为6000 宽为2000筛分有效面积 处理量 抛射角 抛射强度 一般直线振动筛的，现取振 幅 惯性振动筛的振幅值必须足够大，以便将接近筛孔尺寸的颗粒抛离筛面，减少堵孔，但振幅又不宜太大，否则，牵制频率，甚至因其太大会提高振动强度，通常直线振动筛振幅，现取频 率 4.2 振动筛参振质量的初步确定式中 振动筛参振质量；振动筛单位面积参振质量； 筛箱面积。根据经验，对于单层筛按考虑，则 4.3 振动筛所需激振力的计算式中 激振力；振动筛单振幅；振动筛角频率。则 4.4 轴承的计算4.4.1 确定轴承数量由于采用自同步技术，两台电动机驱动，同时选取块帮式偏心激振器，所以共有8套轴承。即 4.4.2 确定轴承类型对于直线振动筛一般可选用单列向心短圆柱滚子轴承和双列向心球面滚子轴承。对比如下表：表4-1 两种轴承对比单列向心短圆柱滚子轴承双列向心球面滚子轴承优点1.结构简单，成本低2.承受动载荷大3.内、外圈可分别安装1.承受静载荷大2.具有调心功能3.轴向有限位作用4.能承受一定的轴向力缺点1.轴各要有定位件2.无调心作用1.对于整体结构箱式振动器，安装拆卸不便根据上表结合实际，现选用双列向心球面滚子轴承。4.4.3 计算单个轴承当量动负荷单个轴承当量动负荷 式中 单个轴承当量动负荷； 轴承数量，； 振动筛所需的总激振力； 寿命系数，； 负荷系数，所以查手册选 速度系数，转速为970时，查手册得； 温度系数，所以查手册选；则 所以查手册，选用单列向心短圆柱滚子大游隙轴承，满足使用条件4.5 激振器的计算4.5.1 偏心块的计算偏心块是产生激振力的部件，它的参数将快定筛子激振力的大小。偏心块结构形式也较多，现采用扇形结构，如图3-1所示 式中 偏心块的总质量，； 偏心块的偏心半径，； 振动筛参振质量，； 振动工作振幅，。已知部分圆环的质心位置计算公式如下式中 质心坐标； 圆环大圆半径,mm； 圆环小圆半径,mm。图4-1 偏心块部分圆环体积计算公式如下： 则 则 偏心块满足要求4.5.2 轴的校核计算初步估算轴的直径选取45号钢作为轴的材料，调质处理轴的结构设计（1）确定轴的结构方案 图4-2 轴的结构两轴承分别从两端装在2、4段，靠与3段的轴肩定位，两偏心块分别从两端装在1、5段，靠轴套与轴承定位，外端靠轴端挡板定位，2）确定各段直径和长度段 根据轴承动载荷设计要求，选用轴承，因此，轴承宽度，由于轴承与偏心快是靠安装在段的轴套定位，所以 段 根据偏心块轴孔直径及厚度，同时考虑偏心块与轴承靠轴套定位，端部靠螺栓和挡盘定位，轴和挡盘之间有一定的距离，所以段 为满足定位要求，其直径应大于段，并满足倒角和倒圆要求，所以，段、段和段、段是一样的直径和长度（1） 轴的强度校核本次设计选用的是筛帮式块偏心激振器，有一根通轴，其上装有两组偏心块，偏心块旋转产生很大的激震力，激发振动筛也使自身震动，因此该轴受着偏心块旋转产生的离心力和惯性力，轴承的支反力，受力分析见图4-3。轴的材料为45号钢，按类载荷计算，其许用弯曲应力为危险断面的当量弯矩为 式中，弯矩， 离心力， 危险断面到点的距离， 根据扭矩性质而定的折合系数;对不变扭矩取扭矩， 输入功率， 轴的转速，危险断面应满足： 弯曲应力， 截面模数，则第段危险断面强度校核： 则 满足要求第危险断面强度校核： 则 满足要求图 4-3 轴的受力分析4.5.3 轴上键的校核计算（1）根据轴径查键的标准，得到键的载面尺寸为2816mm。选用B型键（2）根据轮毂宽度B，查键的标准，在键的长度系列中选择键长L=63mm。（3）验算其强度。挤压强度条件 式中， 转矩，； 轴径，； 键的高度，； 键的工作长度。 -许用挤压应力，查手册选=75所以键满足要求4.5.4 激振器联接螺栓的校核计算激振器与侧板联接处的螺栓采用铰制高强螺栓联接，但考虑侧板所承受较大的工作应力，所以还应校核挤压应力。图44螺栓受力图式中：联接的滑动力，即振动筛联接件的最大惯性力，；被联接件的质量，；则 式中：摩擦力，N；紧固件的数量；摩擦面数；摩擦系数。选0.45。式中:许用拉应力，Pa； 紧固件的载面积，。则 紧固件的计算直径，m。紧固件的螺纹内径，m；紧固件的螺纹中径,m。式中：材料的屈服强度，取970 安全系数；复合应力系数，取1.2；预拉力损失系数，取1.05；扭矩误差系数，取1.15；材料均匀系数，取1.1。则则则所以工作可靠侧板挤压应力的校核式中 螺栓与侧板接触长度，mm； 许用挤压应力，所以选用M20的螺栓满足条件要求4.6 振动筛横梁的计算4.6.1 横梁的受力分析横梁与其附件（筛面托架、筛面、紧固件等）构成一体，按频率和振幅振动，因此其受力由动载（惯性力）和静载（自重力）组成。为计算方便，将附件重量均匀地分配给各梁，然后将动载的最大值和静载合成作为外载均布在横梁上，即将横梁简化为受均布载荷的简支梁，作静态计算，其载荷分布及弯矩图见图4-4。均布载荷； 式中： 梁的均布载荷，； 梁及附件的重力（包括物料重力），；梁的最大惯性力，；图4-4 横梁的受力分析 式中： 梁的长度，m 梁的外半径，=0.1095m， 梁的内半径，=0.0995m 220为每根横梁的外物重量，kg则 则 4.6.2 横梁的强度计算 式中： 梁的弯曲应力，Pa； 梁的弯矩， 横梁载面模数，； 梁的许用弯矩应力，取； 均布载荷，；横梁长度，m式中： 横梁的外径，m； 横梁的壁厚，m则 . 则满足要求4.6.3 横梁固有频率的验算按简支梁计算，固有频率为：式中： 梁的固有频率，； 振型常数，这里取 ； 惯性矩，；材料的弹性模量，取； 单位长度上的质量，； 振动圆频率，图4-5 横梁结构所以满足要求，其结构如图3-5所示。4.7 振动筛功率的计算筛子正常工作时将消耗两部分功率，迫使筛子振动的功率（振动功率）以及传动机构摩擦所消耗的功率（摩擦功率）。振动筛工作状态消耗功率：式中 振动功率，； 摩擦功率，； 传动效率，；。式中 阻尼系数，； 总参振质量，； 振动频率（转速），； 振幅（单振幅），m。则 式中 阻尼系数，； 轴颈直径，m；则 则 由于振动筛启动时偏心质量的存在，启动转矩很大，当所选电机启动转矩能够克服筛子的静转距时，筛子才能正常工作，因此还要校核启动转矩。振动筛所需要的启动转矩：式中 偏心块偏心力矩， 轴承静摩擦力矩， 振动筛所需要的启动转矩，考虑到轴承静摩擦力矩远小于偏心力矩，因此可忽略不计，则 所以考虑到目前通常使用Y系列电动机具有启动力矩大的特点，一般时，筛子启动就没有问题。电动机额定力矩。由于采用自同步双电机驱动，查手册选用Y180L-6型15电动机两台。4.8 橡胶弹簧的计算4.8.1橡胶弹簧的结构、特点橡胶弹簧是决定振动筛特性的重要组件。所谓“橡胶弹簧”，通常是指弹性元件本身或是橡胶元件与其他附件组合而成的复合件利用橡胶本身的弹性而工作的物件。橡胶弹簧与金属螺旋弹簧相比，有以下特点：应用范围广橡胶弹性模量小、受载后弹性变形大，故单位体积吸收能量很大，对同一形状的橡胶弹簧的刚度可以在一定范围内调节；橡胶弹簧内部阻尼比金属弹簧大得多；橡胶元件和金属附件组合成的复合件橡胶弹簧工作时噪音小；安装方便，更换容易，使用寿命也较长；橡胶弹簧三个方向的刚度可以根据实际需要进行设计，可同时承受剪切变形和压缩变形。但是，橡胶弹簧对高温或低温的适应性差，抗油性和抗光性也较低。随着橡胶工业的发展，这些问题是能够解决的。从橡胶弹簧的基本结构看来有两种：一种是橡胶弹簧，另一种是橡胶金属弹簧。结构最简单的橡胶弹簧有受压变形的球形橡胶弹簧和圆柱橡胶弹簧。这两种橡胶弹簧主要作为隔振弹簧使用，在直线振动筛中安置在机架与基础之间，工作中由于筛面有一定的振动方向，故它不但受压缩，同时还有一定的剪切变形。橡胶金属弹簧是由橡胶元件与钢制圆盘或圆环组成。见图48所示。图a橡胶金属弹簧由圆筒橡胶元件2和金属圆盘1构成。在共振筛中用作主振弹簧或传动弹簧，工作中主要受压缩变形。图b橡胶金属弹簧是由2块中央带通风孔的圆台形橡胶元件3及钢制圆盘1所构成，与之相配合的打击板4固定在另一振动质量上。这各橡胶金属弹簧在共振筛中承受打击，产生压缩变形，是一种非线性的主振弹簧。图4-9 振动筛常用的橡胶金属弹簧1钢制圆盘；2圆筒形橡胶弹簧；3圆柱形橡胶弹簧；4打击板图410橡胶弹簧在有一定预压缩量工作时的变化在使用橡胶弹簧时应注意：橡胶弹簧不适于在拉伸状态下工作，而只能在保持压缩变形的条件下才能正常工作，因而弹簧安装时就必须有一定的预压缩量。如图4-9所示，一般来讲，预压缩量L应稍大于弹簧工作时变形量x,这样才能使弹簧处于正常的工作状态。4.8.2 橡胶弹簧的选择计算弹簧的总刚度 式中： 频率比，通常，取Z=5； 参振质量，；则 式中：弹簧的最大变形量， 式中： 弹簧的自由高度，m； 弹簧的外径，m。取式中：受压面积与自由面积之比； 弹簧的内径，取。静弹性模量与邵氏硬度的关系式为： 式中：橡胶弹簧的邵氏硬度，查手册得 式中： 静弹性模量，； 动弹性模量，； 外形系数。 式中： 弹簧的受压面积，强度应满足： 式中： 橡胶的压缩应力，； 橡胶的许用压缩应力，；取所以满足要求式中： 单个弹簧的刚度，； 支撑弹簧的个数；则 所以选用8个橡胶弹簧。4.9 联轴器的选用计算轮胎联轴器常用于电机与激振器之间的连接。轮胎联轴器结构由橡胶制作的绕性胶带片和两个半联轴节组成。轮胎联轴器工作时，动力由一个半联轴器传递给胶带绕性片，在将动力传递给另一半联轴器。由于绕行胶带片在宽度方向刚度很大。组合成联轴器后，其切向刚度远大于径向刚度，因此，利用切向力可以传递很大的扭矩，以驱动振动器；利用径向刚度小，可以承受较大的径向跳动，达到减震的目的，从而实现由固定电机到振幅较大的动力传输。轮胎联轴器结构简单，价格便宜，目前广泛使用。激振器之间的连接采用万向传动轴刚性连接,避免了挠性连接因错动而引起的激振器组之间的相位差,避免了因结构原因造成的不同步。能够自动补偿角度和长度的误差,降低了激振器对安装精度的要求,有利于激振器的稳定运行。万向联轴器选用EQ140万向联轴器，该联轴器是原解放牌卡车所使用的联轴器，是市场上最常见的一种联轴器，该联轴器传递功率为,完全可以满足本振动筛的要求。 4.10 筛箱重心的计算及振动器位置的选择4.10.1直线振动筛分机筛箱质心的计算机辅助计算振动筛分机筛箱的质心位置,不仅影响着其运动轨迹,而且影响着其动力学参数,因而直接影响振动筛分机的工作性能。同时,筛箱的质心位置还关系到振动器的安装和筛箱支撑的确定等问题。在传统的振动筛分机设计中,需要计算筛箱质心时,一般是先分别计算各零部件的质心,再计算整个筛箱的质心。通常需要反复计算和调整振动器的安装位置,以达到设计要求。这种方法计算繁琐、费时,而且精度较低。因此,我们可以借助计算机迅速准确地完成筛箱质心的计算工作。在筛箱的纵平面内共有12个构件，其中下横梁7根，上横梁4根。其中下横梁7根均匀布置，每根重kg，上横梁4根中有两根对称布置，重量与下横梁一样。1). 影响筛箱质心的参数分析：直线振动筛分机主要由筛箱、振动器和支撑装置等部件组成。筛箱和振动器对合成后的总体质心起主导作用。其他一些质量较小的零部件,对振动筛分机整体质心影响不大。因此,直线振动筛分机的质心设计主要是确定振动器和筛箱的相对位置。由筛箱结构可知,筛箱是由两块侧板、横梁、筛面、压紧装置、后挡板和给料、排料槽等部分组成。振动器在筛箱上的布置,仅影响侧板的尺寸。因此,可将振动筛分机分为3个质量块:两侧板的质量之和m1;筛箱上除去两侧板以外的其余零部件质量之和m2;振动器的质量m3。由于振动筛结构的对称性,筛箱的质心在其对称面内。侧板和振动器布置的各点位置均以坐标点表示,见图1：图4-11 直线振动筛分机质心计算示意图在直线振动筛分机设计中,要选择一个合理的整体质心坐标(x,y),满足振动方向角的要求=45。 式（4.9-1） 式（4.9-2） 式（4.9-3） 式（4.9-4） 式(4.9-4)中用2是因为筛分机装有2个块偏心振动器。 式（4.9-5）式中 、振动器两个回转中心连线中点的坐标；、下部振动器回转中心的坐标；振动器两个回转中心的距离；、振动筛分机总体质心的坐标；振动筛分机的参振总质量；、侧板质心坐标 ；侧板厚度；、筛箱除侧板以外零部件的质心坐标；侧板装振动器孔的直径；、侧板各边交点的坐标；根据直线振动筛分机的初步设计,可知下列参数:；、； mm、；mm，mm;因此,未知的设计变量为: 、。2 ).筛箱质心计算公式 质心基本计算公式筛箱质心的计算公式为 式（4.9-6）式中 、第个零件或部件的质量和质心坐标 零件或部件数量 设计变量、两变量的表达式为 式（4.9-7）式中 、尺寸系数、和轴承座及侧板折边的尺寸有关,在设计中根据具体结构选取。 侧板的质量和质心计算将侧板分为如图2所示的一个矩形、一个三角形和两个圆孔结构。图4-12侧板质心及质量计算示意图3).矩形部分质量及质心矩形部分质量及质心的表达式为 式（4.9-8）式中 侧板矩形部分质量；、侧板矩形部分质心坐标，mm；4).三角形部分的质量及质心三角形部分的质量及质心的表达式为 式（4.9-9） 式中侧板三角形部分质量；、侧板三角形部分质心坐标，mm；5).圆孔部分的质量及质心圆孔部分的质量及质心的表达式为 式（4.9-10） 式中 相当于侧板圆孔的钢板质量、振动器二回转中心的坐标,mm6).侧板的质量及质心侧板的质量及质心的表达式为 式（4.9-11）所以，筛箱质心的计算公式为 式（4.9-11） 所以求得质心坐标为：；5 振动筛安装、使用与维护振动筛品种较多，结构也各有不同，因此，用户要针对不同的筛分机进行合理的安装、使用和维护。5.1安装及调试5.1.1 安装前的准备新设备在安装前，应该进行认真检查。由于制造的成品库存堆放时间较长，容易产生轴承生锈、密封件老化或者在搬运过程中损坏等，遇到这些问题时需要更换零部件。还有，如激振器，出厂前为防锈，注入了防锈油，正式投入前应更换成润滑油。5.1.2 安装振动筛的安装要按一定顺序进行，一般说来有以下几个步骤：(1)安装支撑装置。安装时，要将基础找平，然后按照支撑装置的部件图和筛子的安装图，顺序装设各部件。弹簧装入前，应按端面标记的实际刚度值进行选配。(2)将筛箱连接在支承装置上。装上后，应按规定倾角进行调整。对于自同步直线振动筛来说，倾角为零。隔振弹簧的受力应该均匀，其受力情况可通过测量弹簧的压缩量进行判断。一般，给料端两组弹簧的压缩量必须一致，排料端两组弹簧也应如此，排料端和给料端的弹簧压缩量可以有点差别。(3)安装电动机。安装时，电动机基础应该找平电动机的水平需要找正。(4)查筛子各联接部件（如筛板，激振器等）的固定情况，筛板应均匀张紧，以防产生局部振动。检查传动部分的润滑清况，电动机及控制箱的接线是否正确，并以手转动传动部分，查看动动是否正常。(5)检查筛子的入料、出料溜槽以及筛下漏斗在工作时有无碰撞现象。5.1.3 试运转筛分机安装完毕，应该进行空车试运转，初步检查安装质量，并进行必要的调整。(1)筛子空车试运转不得小于8h,在此时间内，观察筛子是否启动平稳迅速，振动和运动是否稳定，有无特殊噪声，通过振幅目测指示牌观察其振幅是否符合要求。(2)筛子运转时，筛箱运动不产生横摆。如出现横摆，其原因可能是两侧弹簧高差过大，吊挂钢丝绳的拉力不均，转动轴不水平或三角带过紧，应进行相应的调整。(3)开车4h内，轴承温度渐增，然后保持稳定，最高温度不超过75，温升不超过40如果开车后有异常噪声或轴承温度急剧升高，应立即停车，检查是否转动灵活及润滑是否良好等，待排除故障后再启动。开车24小时后停机检查各连接部件是否松动，如果松动，待紧固后开车。试车8h后如无故障，才可对安装工程验收。5.2 振动筛的操作、维护和维修5.2.1操作在筛子启动前，应首先去检查螺栓等连接部件是否可靠固定，电气元件有无失效，激振器的主轴是否灵活，轴承的油滑情况是否良好。筛子的启动次序是：如有除尘装置应先启动，然后启动筛子待运转正常后，才允许向筛面均匀地给料，停车顺序与此相反。往筛子设备上给料要适量，不要过多。过多虽然处理能力大，但筛子效率低，只起一个溜槽作用。也不要太少，过少筛子处理能力小，没有充分利用筛子。给料要求连续均匀，要使物料布满整个筛面宽度成一等厚度层。此外，要及时处理和维修筛面。5.2.2维护在筛子正常运转时，要密切注意轴承的温度。一般不得超过40，最高不得超过60。运转过程中要注意筛分机有无强烈噪音。筛箱振动应当平稳，不准有不正常的转动现象。若筛箱有摇晃现象发生时，应检查四根支承弹簧的刚度是否一致，有无折断现象。设备在运行期内，应定期检查磨损情况，如零件磨损过度，应立即予以更换。应经常检查筛面有无松动，有无筛面局部磨损造成漏煤，有无筛面的筛孔因长时间工作磨损变大或变形，从而影响各级粒度和筛分效率。遇上以上情况，严重者应立即停机维理。筛分机的轴承部分必须设有良好的润滑。当轴承安装良好，无发热，漏油时。可每隔一星期左右用枪注入黄油一次，每隔两个月左右，应拆开轴承壳，将轴承进行清洗，重新注入洁净的黄油。筛子维护和检修的目的是通过修理和更换损坏、磨损的零部件的方法恢复筛子的工作能力，其内容包换日常维护、定期检查和修理。1、 日常维护日常维护内容包括筛子表面，特别是筛面紧固情况，松动时应及时紧固。定期清洗筛子表面，对于漆皮脱落部件应及时修理，除锈并涂漆，对于裸露的加工表面应涂以工业凡士林以防生锈。2、 定期检查定期检查包括周检和月检。（1） 周检：检查激振器、筛面、支撑装置等各部螺栓紧固情况，当有松动时应加以紧固。检查传动装置的使用状况和连接螺栓的锁紧情况，检查三角带张紧程度，必要时适当张紧。检查筛子时，须特别注意查看在飞轮上的不平稳重块固定得是否可靠，如固定不牢，筛子运转时不平稳重块就可能脱离飞轮，导致安全事故。（2） 月检：检查筛面磨损情况，如妨现明显的局部磨损应采取必要的措施，并重新紧固筛面。检查整个筛框，主要检查主梁和全部横梁焊缝情况，并仔细检查是否有局部裂纹。检查筛箱全部螺栓情况，当发现螺栓与侧板有间隙或松动时，应更换新的螺栓。5.2.3 检修筛子零件的检修期限随其结构与工作条件而有所区别。一般在两年内不进行大检修，而只更换某些磨损零件，在所有零部件中筛面是最容易磨损的部件，其次是传动胶带，弹簧及轴承。必须定期检修更换。激振器和传动装置拆缺时小心进行，严禁用大锤敲打，防止部件损坏，装配前应保持零件清洁。检修用的起重设备，应与被起重部件的重量相适应。筛分机在工作中常见故障、原因和消除措施如下页所示。对筛子进行定期检查时所发现的问题，应进行修理。修理内容包括及时调整三角带拉力，更换新带，更换磨损的筛面及纵向垫条，更换振弹簧，更换流动轴承、传动和密封，更换损坏的螺栓，修理筛框构件的破损等。筛框侧板及梁应避免发生应力集中，因此不允许在这些构件上施发焊接。对于下横梁开列应及时更换，侧板发现裂纹损伤时，应在裂纹尽头及时钻5mm孔，然后在开裂部件加以补强板。激振器的拆卸、修理和装配应由专职人员在清洁场所进行。拆卸后检查流动轴承磨损情况、检查齿轮齿面，检查各部件连接情况，清洗箱体中的润滑回路使畅通，清除各结合面上的附着物，更换全部密封件及其他损坏零件。维修时应特别注意:激振器及传动装置拆卸应由经验的技术人员进行，严禁野蛮操作，防止损坏设备。装配前应保持零件洁净。5.3 润滑（1）筛子需要润滑的部位包括电机轴承，传动装置中的轴承，万向传动轴中的万向节和花键连接，振动器中搞活市场在传动齿轮。振动器流动轴承传动齿轮靠浸油和甩油飞溅润滑，其余润滑部件没有润滑点。（2）电动机轴承，传动装置流动轴承和万向传动轴采用ZN3钠基润滑脂，器迷宫球内填ZFG-3H复合钙基脂。振动器的流动轴承齿轮用N32机械油跑合，工作时分别用N100机械油，加入量应达到油杯刻线上部位置。（3）传动装置轴承应每月补充油12次，万向传动轴每周注油1次，以上部位及电机轴承每年折卸清洗并换油1次。振动器内润滑油，第一次更换是在筛子正常工作100150h后进行，目的是除掉由于齿轮跑合后而产生的污垢，以后的换没周期如下：两班工作时每月换油1次，一班工作时则每一个半月更换1次。（4）振动器的换油方法：换油前筛子应工作4h以上，换油时先清理振动器外壳及注、排油孔处的污垢，然后拧开放油螺塞向筛体内注入N32机械油，开动筛子，运转15min ,停车，将油排放干净，再按规定注入新鲜润滑油，达到游标中部位置为止。对于干油润滑振动器，可采用油枪定期注油。5.4 振动筛的安全技术使用筛子时，必须遵守安全核技术的一般规程。例如，在筛子运转时，禁止进行任何修理工作；在工作期间内，禁止装缺胶带，已损坏的筛子禁止继续使用。传动用带和胶带轮应设有防护罩。当要详细检查式修理时，可拆下防护罩，但在筛子开动前必须重新安好。为创造正常的劳动卫生条件，在安装筛子的厂房内应保证必要的通风和除尘条件。当被筛物料极易产生灰尘时，筛子应密闭。轴承的润滑只有当筛子完全停止运行时，方可进行，同样也只有当筛子完全停止运传后才能清理筛网。检查筛子时，须特别注意查看在飞轮上的不平衡重块固定行是否可靠。如固定不牢，筛子转动时，不平衡重块就要可能飞速飞下，在筛子实际操作中切应注意。当筛子空载试车时，不许修理人员留在振动的筛网上，因为这样会引起严重的病症（如胃肠系统机能的破坏）维护人员在操作筛子前，必须学习一般的技术课程，使它的掌握正确的维修筛子的技术规程和机械电气设备的安全技术方面得到详尽的指导，经考试合格后，才许可进行操作工作。5.5 筛子的常见故障和消除措施 可能发现的问题原因消除措施筛分质量不好1.筛孔堵塞；2.原料水分高；3.筛子给料不均匀；4.筛上物过厚；5.筛网不紧。1.将筛子停下来清理筛网；2.调节振动筛的倾角；3.调节给料量；4.减少给料量；5.拉紧筛网。筛子的转速不够传动胶带过松张紧传动胶带轴承发热1.轴承缺陷油；2.轴承弄脏；3.轴承注油过多或没质劣；4.轴承磨损。1.注油；2.洗净轴承并更换密封；3.检查注油状况；4.换轴承。筛子振动过大飞轮上重块装得不正确或是过松调节两编心块（主、副）夹角筛箱振动过大偏心量不同找好筛子平衡筛子轴转不起来密封轴套被塞住清洗筛子在运转时声音不正常1.轴承磨损；2.筛网未拉紧；3.固定轴承的螺栓松动；4.弹簧损坏。1.换轴承；2.拉紧筛网；3.拧紧螺栓；4.换弹簧。结论经过三个月的紧张设计，在老师和同学的帮助下，我终于完成了ZKB2460直线振动筛的毕业设计。其主要工作包括整体结构设计、筛框结构设计、激振器结构设计及计算，并根据设计图制做了三维效果图。通过这次毕业设计，我深刻体会到要想做为一名合格的设计工作者，不仅要有丰富的专业技术知识，掌握现代化的设计方法，更要有面对问题百折不挠的精神，认真做好每一步工作，不弄虚作假，因为我们图纸上的每一笔都代表了我们的一份责任。直线振动筛做为目前使用比较广泛的一种机械设备，结构相对较为简单，但仍然有很多的问题需要解决，由于自身的能力有限，我也只是仅仅完成了直线振动筛的基础设计工作，并没有往更深一层去研究。例如做一些优化设计、动态仿真分析及有限元的分析等等。虽然没能做更深一层的设计工作，但是通过制做三维图使我对直线振动筛有了一个更加深刻的了解，同时也为我以后向更深层次的研究分析打下了一个基础。三个月很快过去，我也基本完成了毕业设计，我还有许多的工作没有完成，还有许多的知识要去学习，去掌握，并在以后的工作中去运用，不断努力早日成为一名合格的设计工作者。参考文献 1 机械工程手册、电机工程手册编委会. 机械工程手册. 北京：机械工业出版社，1982 2 王峰，王皓. 筛分机械. 北京：机械工业出版社，1998 3 中国煤炭加工利用协会. 选煤厂破碎与筛分. 徐州：中国矿业大学出版社，2004 4 中国矿业学院选煤教研组. 选煤机械. 北京：煤炭工业出版社，1979 5 吴相宪. 实用机械设计手册. 徐州：中国矿业大学出版社，1993.5 6 周曦. 洗选煤技术实用手册. 北京：民族出版社. 2003 7 机械设计手册编委会. 机械设计手册. 北京：机械工业出版社，2004 8 程志红. 机械设计. 南京：东南大学出版社. 2006 9 谢广元. 选矿学. 徐州： 中国矿业大学出版社，200510 同济大学、上海交通大学等院校机械制图编写组. 机械制图. 北京：高等教育出版社，1997.711 国家机械工业局. JB/T9002-1999. 中华人民共和国机械行业.中国标准出版社. 200012 张建勋、王辉、周明、白书亚. ZKB2460直线振动筛的设计. 200213 甘永立. 几何量公差与检测. 上海科学技术出版社. 200714 闻邦椿, 刘树英. 振动机械的理论与动态设计方法M. 北京：机械工业出版社，200115 陈懋圻. 机械制造工艺学M. 沈阳：辽宁科学技术出版社，198616 胡宗武. 非标准设备设计手册. 北京：机械工业出版社，200317 Silvio Sorrentinoa, Alessandro Fasana. Finite element analysis of vibrating linear systems with fractional derivative viscoelastic models. Journal of Sound and Vibration 2007(299), 839-85318 Jia-Jang Wu. Free vibration characteristics of a rectangular plate carrying multiple three-degree-of-freedom spring-mass systems using equivalent mass method. International Journal of Solids and Structures 2006(43), 727-74619 J. Li, C. Webb, S.S. Pandiella, G.M. Campbell. Discrete particle motion on sieves-a numerical study using the DEM simulation. Powder Technology, 2003(133), 190- 20220 Victor Grozubinsky, Efim Sultanovitch, Israel J. Lin. Efficiency of solid particle screening as of screen slot size, particle size, and duration screening. Int. J. Miner. Process, 1998(52), 261-27221 Manoj K. Mohanty. Fine coal screening performance enhancement using the Pansep screen. Int. J. Miner. Process. 2003(69), 205- 220翻译部分英文原文Research on Dynamic Characteristics of EllipticalVibrating ScreenAbstractWith the screening equipment becoming larger and larger, more and more people are paying attention to the dynamic characteristics of large-scale vibrating screen. The paper utilizes finite element software ANSYS to carry on modal analysis and dynamic stress analysis of 3175 elliptical vibrating screen, and finds out the dynamic stress distribution and modal parameters. The paper puts forward concrete modal revision plan on resonance risk. After optimization, the structure can satisfy the modal, dynamic and kinematical needs. Keywords-elliptical vibrating screen; modal analysis; dynamic stress analysis; modal modificationI. INTRODUCTION Elliptical vibrating screen integrates the advantages of circular vibrating screen and linear vibrating screen which has the best loose strength and strong transmission capacity widely used in many fields, such as metallurgy, mine, oil, chemical industry etc. Many scientists have exploited a variety of elliptical screening equipment according to spot application features 1 2 3.With the development of the computer, finite element method provides an effective way to solve the strength of complicated structure 7 8.3175 elliptical screen is taken as the research object, and the paper analyzes the structural mode and stress distribution of the screen box, and proposes an improvement program on the structure based on finite element analysis software ANSYS78.II. SIMPLIFICATION AND ESTABLISHMENT OF MODELThe simulation model in finite element analysis must represent the physical prototype and properly simplify the structure. Model in the paper mainly refers to geometry modeling, nodes and elements generating. Concrete modeling must consider factors as follows: All chamfers, fillets, rivets and welding spots are ignored which are not the major factors in the paper. Because the screen box is made up of riveting/welding steel plates, the paper uses shell element SHELL18 to plot the major structure and controls grid size as 80mm (sifter dimension 3100mm7500mm); Spring element COMBIN14 is used to plot the spring; and mass element MASS21 is used to plot mass point on behalf of the excitation box, the big and small eccentric blocks. Considering the actual installation of excitation box,the paper uses regional rigidization method to connect mass element with the installation surface of vibration exciter rigidly.The finite element analytical model of vibrating screen is shown in Fig. 1.Figure 1. Finite element analytical model of 3175 vibrating screen boxIII. LOAD HANDING The four exciting forces generated by eccentric blocks driven by motor are force vectors changing with the sine rule,ends of whose track are round, so the paper can utilize harmonic response analysis in ANSYS to solve the question. Defining a complete harmonic loads needs to input three pieces of information: amplitude, phase angle and forcing frequency range. ANSYS harmonic response analysis needs to decompose harmonic load into real part and imaginary part,and load them separately. The computational formulas of real part and imaginary part are shown in Fig.2. Figure 2. the computational formulas of real part and imaginary partAccording to excitation principle of forced synchronous elliptical vibrating screen, in combination with Fig.3, two exciting forces generated by eccentric blocks are set as 1 F and 2 F respectively which have no changes in size and rotatearound their center doing the reverse isokinetic rotation. 1 F and 2 F are projected to x and y axis, and x F1 x F2 y F1 y F2 change with sine/cosine rule. The paper converts the four forces into sine form and calculates corresponding real part and imaginary part based on harmonic analysis loading method.Figure 3. exciting forcesThe specific calculations are as follows: Centrifugal inertial force generated by two eccentric blocks: F 2m r 2 2 74 0.153 77.492 135864N 1 1 1 = = = (1) F 2m r 2 2 47 0.120 77.492 67680N m ,m mass of the big and small eccentric blocks, everyvibration exciter has two eccentric blocks rotational velocity 1 2 r , r eccentricity of two eccentric blocks The forces are decomposed in orthogonal wayF does clockwise rotation relative to coordinate system,and initial phase angle is located in negative semi-axis of x axis in coordinate system as is shown in Fig. 3. Therefore, the paper must reverse x-axis in nodes coordinate system of 1 F operational nodes, and then decompose two exciting forces toward x and y direction in their coordinate system. The formulas of transforming every force into sine form are as follows:Inside = 79phase difference angle of two eccentric blocks The forces are decomposed into real part and imaginary partThe starting time is set t = 0, then the real part and imaginary part of harmonic force are expressed as follows,according to force loaded way in ANSYS harmonic response analysis. Till then the paper finishes the finite element model and its settings.IV. MODAL ANALYSIS Vibrating screen in the work withstands exciting force caused by vibration exciter and force caused by the materials moving in the sieve surface etc. Standing the forces, the multiorder natural modes of all structural parts of vibrating screen may be excited out, which lead to resonance resulting in destruction of vibrating screen. Considering acceleration of gravity (9.8m/ s 2 ), the ends of spring are fixed, and damping ratio is 0.1, then the paper carries out modal analysis on 3175 vibrating screen box (including excited spring system). The first 12-order modalresults are shown in Table I. As is inferred From Table Ifor screen box, the first sixorders are rigid motion of system (Because of spring constraints, the natural frequencies are not zero), the seventh natural frequency is 13.95Hz closed to excited frequency 12.33Hz; the corresponding main vibration mode is shown in Fig. 4, which is torsional deformation of screen box. Figure 4. the seventh-order main vibration modeBecause of errors of the eccentric blocks in processing and manufacturing, it is very easy to make size or phase of exciting force generated by four eccentric blocks of the same axis different, which arouses the seventh-order main vibration (the torsional vibration of screen box). The torsional vibration of screen box is extremely harmful. In short, after the modal analysis, original structure of elliptical vibrating screen still has room to be desired in the dynamics characteristics.V. ANALYSIS OF DYNAMIC STRESSThe exciting forces of vibrating screen are generated by the rotation of big and small eccentric blocks driven by motor (rotational speed is 740r.p.m), and the exciting frequency is 12.33Hz. Therefore, during dynamic stress analysis, harmonic response analysis frequency is set as 12.33Hz, and a single substep is calculated. The results are shown in Fig. 5.(a) Stress distribution nephogram of real part The results of ANSYS harmonic response analysis are indicated by plural; also the real part and imaginary part are stored respectively in the destination file. The actual stress amplitude is the square root of square sum of the real andimaginary part. Through the harmonic response analysis of vibrating screen, the following results are obtained:(b) Stress distribution nephogram of imaginary partFigure 5. the stress distribution nephogram in steady-state The maximum stress of the real part is 15.5Mpa,occurring in the junction of the screen box sideboard and the flitch of sideboard, and the second circularbeam as is shown in Fig.5 (a). There are severe stress concentration and higher stress level in this region. The maximum stress of the imaginary part is 12.2MPa,and the location is similar to the real part as is shown in Fig.5 (b). The trend of stress distribution is similar to the real part, and the difference is that there is obvious stress concentration in the corners of exciter installation board, but the stress is smaller than the stress of the real part in the same location. The results of the real part and imaginary part are exported to Excel, and the stress amplitude is solved and sorted; the maximum dynamic stress amplitude of 3175 vibrating screen box is 19.73MPa, occurring in the joint between the sideboard and the second circular beam. The maximum dynamic stress amplitude of 3175 vibrating screen box is less than 24MPa, which can meet the national standard.VI. MODAL MODIFICATIONSIn the paper, the idea of the modal modification of the structure is an optimal design of structural modifications,which requires the designer having a higher software applying and computation ability, and is easier to get the optimal solution, but the final optimization results still need experimental verification. The sensitivity analysis belongs to this category 5 6 7.The paper uses sensitivity analysis method to change the structural physical parameters, such as (stiffness) K, (mass) M,(damping) C etc to improve the natural frequency of screen box, especially the seventh-order natural frequency.Through eigenvalue sensitivity analysis and eigenvectors sensitivity analysis, the following common conclusions are obtained: Optimizing the mass has the biggest effect on the modal frequency and vibration mode. Optimization of larger deformation regions of vibration modes impacts greater on the modal frequency and vibration mode. Optimizing the mass has greater impact on the higherorder modes and its modal frequencies than the lowerorder modes.The following conclusions are found: although the maximum elastic displacement of the seventh-order vibration mode occurred in the four corner points, the reason for that is the torsion of three top square beams (Fig.4). Therefore, these three square beams need to be optimized. Based on the above considerations, this paper made the following modifications on square beams of vibrating screen 8: The thickness of steel plate is increased from the original 0.016m to 0.032m. The square beams 1 and 3s -shaped structure is optimized to the box structure. The support plates are added to the middle of three square beams.Part of optimized model of beams is shown in Fig.6.Observing the modal results before and after optimization and comparing with Table I, the seven-order natural frequency (17.366Hz) of optimization plan has greatly improved comparing with the prototype, deviating from the excitation frequency (12.33Hz), therefore the resonance does not occur,and finally the purpose of modal modification is achieved. Figure 6. part of optimized model of square beamsThe paper finds that optimization plan has no effect on the distribution and level of dynamic stress of structure; observing the effect of optimized square beams on the location of cancroids (Table II), the paper finds that the cancroids position changes little relative to the geometry of vibrating screen box;and the increase in structural weight is within the acceptable range. (a total mass of prototype of the vibrating screen is 15220kg, after optimization the weight gain is 1206kg, weight gain is 7.9%)Integrating the above results, the modal modification plan in this paper achieves the predictable goal, with changing the structure as little as possible and satisfying other targets.TABLE II. COMPARING THE CENTROID POSITION IN THE ORIGINAL PLAN AND THE MODAL MODIFICATION PLAN VII. CONCLUSIONSFirstly this paper studies the level and distribution of vibrating screen box and finds its steady-state dynamic stress amplitude is less than 24MPa which meets the national standard; Secondly, after the modal analysis for vibrating screen-the main vibration spring system, the paper finds that resonance risk of the structure exists, and proposes an improved plan to solve this problem. The improved structure can meet the modal, dynamics and kinematics requirements.The results obtained in this paper provides the kinetic data with a reference value for the design and manufacture of vibrating screen ,and ideas for the further improvement of the structure of vibrating screen, and a theoretical basis for further research in related fields.REFERENCES1 Mou Changqing, Lu Shengyong. New balanced elliptical motion shale shaker J. Oil Field Equipment, 2005, 34(4): pp. 8891.2 Liu Jianping, Yin Zhongjun. Dynamic Analysis on Elliptical Vibrating Screen with Double-axle J. Metallurgical Equipment, 2002, (1): pp. 11-14.3 Wang Jianying. 3TS2460 Three-Axle Elliptical Vibrating Screen J, 2000, (10)pp. 41-41.4 Zhu Weibing; Yan Jingjiang. The Dynamic Property Analysis and Strength Calculation for Shale Shaker J. Sichuan University of Science and