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自定中心振动筛
设计
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自定中心振动筛设计,自定中心振动筛,设计
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南昌航空大学科技学院学士学位论文目 录引言11.绪论21.1振动筛的应用21.2振动筛的发展现状21.2.1国外研究现状21.2.2国内研究现状32.振动筛设计的基本原理42.1筛箱系统的自振频率42.2筛箱的激振振幅62.3自定中心振动筛的设计条件93.自定中心振动筛的参数选择114.自定中心振动筛设计计算144.1筛子尺寸的确定144.2中心轴轴承的选择及轴径确定154.3激振重量的配置184.4支承弹簧计算204.5激振电机选择244.6皮带传动计算264.7中心轴强度、刚度以及轴承寿命验算284.8共振问题305.结论32参考文献33致谢34引言随着社会的发展，振动筛在许多领域中得到了广泛的应用，它是利用振动原理完成物料筛分的机械设备。现在已经广泛用于采矿、冶金、水利、电力、轻工业、建筑、煤炭、石油化工、交通运输和铁道等工业部门中，用于完成各种不同的工作，成为重要的筛分设备。另外，振动筛是振动设备中行业需求量较大、发展最快的设备，它利用孔状或缝隙状的筛网把大小不一的颗粒状混合物料筛分出来，生产过程中不仅可以将物料筛分成成品；而且还可以为下道工序做分级准备；甚至可以为破碎生产提供需要的物料颗粒。还可以用于脱泥、脱水等工作，以提高物料的精度，筛分出需要的物料。振动筛设备质量的优劣和操作水平的高低，直接关系到生产效率的高低、物料精度的高低和节约能源的程度。因此，直接影响着企业的生产成不和经济效益。振动筛以简单的结构、强大的处理能力等有点在各种筛分设备中占有无法取代的地位。特别是近几年，世界各国越来越重视振动筛筛分技术的研究，而且在普通振动筛的基础上提出许多改进措施，比如优化振动筛的动力学参数，设备朝着大型化发展，改变零部件材料等。并且现在企业都要求生产活动的自动化，智能化，因此就要求了振动筛与其他的设备相互配套，如螺旋输送机、振动给料机等设备一起完成整个生产过程，达到节约生产成本，节约人力的目的。随着振动筛在生产中的应用越来越广泛，对国民经济的作用也越来越重要。所以，发展量大面广的优良机型；探索新的筛分理论，发展新型筛分机；发展大型、重型、特重型筛分设备，限制生产并逐步淘汰生产效率低，设计陈旧的老产品，有着重要的意义。 1.绪论1.1振动筛的应用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1.2振动筛的发展现状 1.2.1国外研究现状国外从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。1.2.2国内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近50年的事情，大体上可分为三个阶段。(1) 仿制阶段：这期间，仿制了前苏联的系列圆振动筛、BKT-11、BKT-OMZ 型摇动筛；波兰的WK-15圆振动筛、CJM-21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。(2) 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，1500毫米3000毫米重型振动筛及系列，15m、30m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，但是它们的研制成功基本上满足了国内需要，标志着我国筛分机走上了独立发展的道路。(3) 提高阶段：进入改革开放的80年代，我国筛分机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、自同步重型等厚筛系列、重型冷热矿筛系列、弛张筛、螺旋三段筛的研制，粉料直线振动筛、琴弦振动筛、旋流振动筛、立式圆筒筛的研制也取得成功。2.振动筛设计的基本原理2.1筛箱系统的自振频率所谓筛箱系统，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： = （21）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K等于振动筛支承弹簧的合成刚度（称总刚度）。 （a） 图2.1 振动筛弹力模型在图2.1(b)、（23）中，11为弹簧的未受力位置；22为质量m的静平衡位置。若11到22位置的变形量为，则 K=mg （22）图中33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22，质量m在33位置的坐标即为x;速度和加速度就分别为和。这里t代表时间。质量m在33位置的受力如图2.1(b)所示，其上mg为重力；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=。在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m=mg-K(+x)- 将（22）式代入，经移项简化得： +.+x=0 （23）这是一个二阶常系数线性齐次微分方程。在mgcos a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=(4554) （31）这也就是筛箱激振频率的估算式。在按（31）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k来表示单位石渣或箱体重量的离心惯性力，k的表达式为： （32）可见，机械指数k乃是振幅和频率的综合指标。由（31）式可算出：为了充分保证石渣能从筛面跳起，机械指数应为： =（2.253.24）cosa当筛面倾角a=15时，由此可得k=2.183.13；当a=25时，k=2.042.94。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k的最大值为7.55；最小值为2.52，对细粒（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，k值偏高；而对中粒（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，k值偏低。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k值取在34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：=4毫米激振频率：由（31）式得n=(4554) =（678814）次/分暂取n=800次/分，对应=弧度/秒。验算机械指数，由式（31）得机械指数 k=此数接近3，稍低。最后选定840次/分，对应= 弧度/秒，k=3.15。4.自定中心振动筛设计计算4.1筛子尺寸的确定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： （米2） （41）式中 Q每小时筛下的石渣量 吨/小时； q0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。q0是与筛孔尺寸有关的量，筛孔尺寸大，q0也大；反之亦然。设计时，q0与筛孔尺寸的关系，建议采用下表： 表（41） q0与筛孔尺寸关系 筛孔尺寸（mm）203040506070q0（t/m2h）242528313539考虑到筛分道渣的特点，在用于单层筛时直接用上表中的q0；而用于双层筛时上层筛用上表中的q0，下层筛则将上表中的q0乘以系数0.9。这样，就可以用（41）式计算筛面面积。筛面的长度与宽度，一般是在2:12.5:1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40mm以上的石渣占总量的50%，20mm以下的占总量的25%，每米道床的石渣体积为1.5m3，石渣的紧方容重2.0t/m3。因此确定上层筛孔尺寸为45mm，用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1.5米32.0吨/米3=600吨/小时。上层筛面，Q=60050%=300吨/小时。按筛孔尺寸为45毫米，查表（41）经估计q0=30吨/米2小时，再由（41）式得上层筛面面积为S=300/30=10.0米2。下层筛面，Q=60025%=150吨/小时，按筛孔尺寸为22毫米查表（41）得，=24.2吨/米2小时，再由（41）式得下层筛面面积为S=150/（24.20.9）=6.9米2。综合以上计算，将上下层筛面面积均取成8.4米2，并取筛面尺寸的长宽=2.0米4.2米。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。4.2中心轴轴承的选择及轴径确定为了完成这项内容，需分以下三个步骤来进行：1.计算筛箱箱体的重量：在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。2.计算参振石渣重量：要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，可近似的按如下公式计算： =0.2kg （42）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=9.81米/秒2 kg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（42） 表（42） 排出能力修正系数（千克） q(t/mh)4550607080100120150200250300kg1.611.451.291.161.050.930.880.830.780.760.75当石渣在筛面上的流速计算出来后，筛面上的石渣重量Qm即按下式计算 Qm=Ql/ （43）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Qm，参振石渣重为P1，则 Qm=Ql/ （44） 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=600/2.0=300吨/米小时，按此查表（42），得kg=0.75。筛面长为4.2米。这样，即可由（42）、（43）、（44）三式，分别计算出上层筛面石渣流速1、全部石渣重量Qm1、参振石渣重量P11各为： 1= 0.20.75=542毫米/秒 Qm1=6004.2/（3.6542）=1.3吨 P11=1.330%=433 kg下层筛面：每小时每米宽筛面上通过的石渣量q=（60050%）/2.0=150吨/米小时，按此查表（42），得kg=0.83。筛面长为4.2米。这样，即可由（42）、（43）、（44）三式，分别得 2= 0.20.83=600毫米/秒 Qm2=3004.2/（3.6600）=0.61吨 P12=0.6130%=200 kg全部参振石渣重量为：P1= P11+ P12=433+200+633 kg，设计时圆整取700 kg。3.选择中心轴轴承和确定中心轴轴径：以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 kg，作业时离心惯性力为27003.15=8505 kg。两侧各用一相同轴承，故每个轴承所受的名义径向载荷为： R=1/28505=4253 kg查冶金工业出版社1972年版机械零件设计手册表196，取动负荷系数fd=2.5,顾实际径向负荷为： Fr=fdR=2.54253=10633 kg而实际的轴向负荷Fa=0，所以Fa/Fr=0l2,为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12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4.2（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1 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（222）式或（48）式，支承弹簧的总刚度应为： K=1310 kg/cm每个支承弹簧的刚度为： K0=13101/8=164 kg/cm所以，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 P1=（2000+2900）1/8=613 kg弹簧最大工作负荷 P2=P1+Rp=613+0.5164=695 kg弹簧的材料选用60Si2Mn,查机械零件设计手册表223，按一类工作考虑，=4500 kg/cm2; j=7500 kg/cm2;G=8105kg/cm2。取C= ，查机械零件设计手册表226，K=1.26，所以弹簧丝直径为：1.69cm取直径d=1.7cm=17毫米；弹簧中径D2=5.817=100毫米。验算许用极限负荷P3： P3=由于P3=1150 千克1.25P2=1.25 695=869千克，所以满足强度要求。 弹簧在P2作用下的变形为： F2=P2/K0=695/164=4.238 cm 弹簧工作圈数为： n=5总圈数1=n+1.5=6.5n验算弹簧刚度P： P= 由于P=167kg/cm与要求的刚度K0=164kg/cm接近，所以刚度也满足要求。 弹簧圈间距 =f3= 节距t=d+=1.7+1.4=3.1cm=31mm 采用Y型右旋弹簧，其自由高度为 H=n+(n1-0.5)d=1.45+(6.5-0.5) 1.7=17.2 cm 验算稳定性指标b b=由于b=1.72GR=11.988千克米,满足起动要求，所以就选J03-132M-4型电动机为激振电机，功率为11千瓦；转速为1500转/分。4.6皮带传动计算皮带计算包括：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D2=560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：=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J03-132M-4型电动机查手册，电动机轴径为38毫米，此即小皮带轮轴孔直径。皮带速度用=24.5米/秒比较适当。 三角皮带的计算长度： = =3579毫米按传递功，查机械零件设计手册表104取C型带轮；再按表102，采用标准值L=3594毫米的皮带。 皮带绕转次数为： 由于U=6.8次/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：安装皮带必需的Amin=A-0.015L=1053毫米补偿皮带伸长的Amax=A+0.03L=1215毫米小皮带轮包角为：180-=166三角皮带根数Z按下式计算： 式中 N=11千瓦；K1=0.7（查表106）；K2=0.95（查表107）；N0=7.9千瓦（查表105），以上查表均引自机械零件设计手册。于是得到： 圆整取Z=3，即采用三根C3594的三角皮带。皮带作用在轴上的拉力为： 4.7中心轴强度、刚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40008000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4.4： 图4.4 中心轴受力图P1激振重G1的离心力（=1964千克）；P2激振重G1的离心力（=7449千克）；qP2沿长度=0.51米的分布力（q=14704千克/米）；P3激振重G1的离心力与皮带拉力和（P3=P1+Q=2172千克）由静力平衡条件分别求得轴承反力： FA=5696千克： FB=5939千克并按弯矩概念求得：MA=-304420千克毫米= -0.3044千克厘米MB=-336660千克毫米= -0.3367千克厘米MC=531520千克毫米=0.5315千克厘米MD=355455千克毫米=0.3555千克厘米MX=531520+3732-7.352 =2692-14.704=0, 得=254毫米， Mmax=644500+2692254-2.462542 =1118106千克毫米=1.118105千克米 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=975000110.95/840=12448千克毫米=0.0124105千克厘米所以动力的输入端（B端）的扭矩为： Mn=M=0.0124105千克厘米作出弯矩图和扭矩图如图4.4所示，由图可见，最大弯矩值为Mmax=1118106千克厘米。 按120毫米等截面轴考虑，截面抗弯模量 W=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6203，酌取其弯曲应力=2000千克/厘米2。由于最大应力 max=Mmax/W=111810/170=658千克/厘米2 2000千克/厘米2亦即max ,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FB=4854千克，取动荷系数fd=2.5,姑实际径向负荷为P=2.5 5939=14848千克。查机械零件设计手册表1913，3264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 Lh=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。4.8共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。1.箱体的共振问题：前面谈到，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。2.支承弹簧的共振问题：因在上节“支承弹簧计算”部分已经谈过，这里就不再重复。3.筛面共振问题：筛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。4.车底架的共振问题：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/800/1000；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=20米的中梁，其拱度、不应低于/800/1000；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频率接近，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（14）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。5.结论在这次设计过程后，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
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