振动筛的方案设计说明

1、15 / 14筛面的宽度和长度的选择般说来，筛面的宽度筛面的宽度和长度是筛分机很重要的一个工艺参数。一因此，正确选决定着筛分机的处理能力，筛面的长度决定着筛分机的筛分效率，I 择筛面的宽度和长度，对提高筛分机的生产能力和筛分效率是很重要的筛面的宽度不仅受筛分机处理能力的影响， 还受筛分机结构强度的影响。宽 度越大，必然加大了筛分机的规格，筛分机的结构强度上需要解决的问题越多也 越难，所以筛面的宽度不能任意增加。目前我国振动筛的最大宽度为3.6m；共振筛的最大宽度为4m筛面的长度影响被筛物料在筛面上的停留时间。 筛分试验说明，筛分时间稍 有增加，就有许多小于筛孔的颗粒，大量穿越筛孔面透筛，所以筛

2、分效率增加很 快。试验结果说明，筛面越长，物料在筛面上停留的时间越久，所得的筛分效率 越局0但是随着筛分时间的增长，筛面上的易筛颗粒越来越少，留下的大局部是“难 筛颗粒，即物料的粒度尺寸接近筛孔尺寸的这些颗粒。这些难筛颗粒的透筛， 需要较长的时间，筛分效率的增加越来越慢。所以，筛面长度只在一定围，对提 高筛分效率起作用，不能过度加长筛面长度，不然会致使筛分机结构笨重，达不 到预期的效果。一般来说，筛面长度和宽度的比值为 23。对于粗粒级物料的筛分，筛面长 度为3.54m；对于中细粒级物料的筛分，筛面长度为 56m对于物料的脱水和 脱介筛分，筛面长度为67m预先筛分的筛面可短些，最终筛分的筛面应

3、长些。各国筛分机的宽度和长度尺寸系列， 多数采用等差级数。它特点是：使用比 拟方便，尾数比拟整齐。但是由于等差级数的相对差不均衡，随着数列的增长， 相对差就会急剧下降，因此，在有的筛分机系列中，只能采用两种级数公差。这里选金属丝编制筛面，取筛孔尺寸 a为8mm轻型钢丝直径d为2mm开孔率A选取为64% 长、宽比取3: 1。圆振动筛处理量的计算：4-1公式近似计算7 : Q Mq°BoL式中： Q 按给料计算的处理量（t/h）;M-筛分效率修正系数，见表 4107 ; M也可按以下公式计算:7.5筛分效率；q(oB0-单位面积容积处理量（m3/ m2 - h）,见表4-117 ;-筛面

4、计算宽度（m）;B0 = 0.95B;B实际筛面宽度（m）;L筛面工作长度（m）;物料的松散密度（t /m3）。经表4-107和表4-117,取筛分效率为98%时的M为0.27 , 为1.1 , q0 为13.30 m3/m2 h, Q= 0.5T/h ,根据实际要求取筛面长度为宽度的三倍，即： L = 2B, B0=0.95B,那么：所以B= Q0.326m 326mmMq02 0.95取筛面的宽为330mm长为660mm筛面的彳K斜角为20°。如图:电动机的选取与计算如何合理的选择和计算筛分电动机的传动功率， 是有重要意义的。传动功率 选择得适宜，就能保证筛分机的正常运转。筛分机

5、电动机功率的计算，有数种不 同的方法，下面的计算公式是其中之一 7。P=mpASn3(CA3 fd)1740480(4-2)式中 P 电动机的计算功率KW;mp参振质量kg；A 振幅ni ;n振动次数r/min；d轴承次数mi ;C 阻尼系数，一般取C=0.2；f 轴承摩擦系数，对滚动轴承取 f=0.005 ;传动效率，取 =0.95根据实践经历，一般按以下围选取振幅:圆振动筛A =2.54mm这里我们任取 As=3mm n=600r/min , P=5kw d=50mmP 17404805 0.95 1740480试求 mp= Asn3(CAs fd) 3 10 3 6003(0.2 3 1

6、0 3 0.005 5 10 2) 150096kg图4-2 电动机计算得出参振质量太大，势必造成制造本钱增大，所以，不与采用，现将 P 取为0.5kw,计算得出mp为1500.9kg，比拟适合。查机械设计课程设计手册表 12-11,选取电动机Y801-4型，功率P为0.55kw,转速为1390r/min ,质量m=17kg 如图：轴承的选择与计算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。取轴承径d=50mm振动筛振动时，轴与轴承将受到较大的径向承载力，而轴向力相对而言比拟小，因此这里采用圆柱滚子轴承。当量动载荷P R或Pa的一般计算公式为P=XFr YFa(4

7、-3)式中，X、Y分别为径向动载荷系数和轴向动载荷系数，其值见参考文献2表13-5。由表所示：X=1, Y=0;所以：P=Fr实际上，在许多支撑中还会出项一些附加载荷，如冲击力、不平衡作用力、惯性 力以与轴绕曲或轴承座变形产生的附加力等等。为了计与这些影响，可对当量动载荷乘上一个根据经历而定的载荷系数fp ,其值参见参考文献2表13-6。故实际计算时，轴承的当量动载荷应为：取 fp=1.2 ,故：P=p滚动轴承寿命计算：轴 承 根P=fp Fr fp Fr=1.2 1500.9 9.8 =17.65kw本 额 定 寿 命Lh10660n(4-4)n代表轴承的转速单位为r/min， 为指数，对于

8、球轴承， =3,对于滚子轴承，=0查机械课程设计手册得 C=69.2KN3360n P图4-3轴承1.2 轴承的寿命计算轴承的寿命公式为：CLi0=（葭）（6-4）式中：Li。的单位为106 r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拟方便。这时可将公式（4.1）改写。那么以小106 C时数表小的轴承寿命为：Lh =旦（C ）（6-5）60n P式中:C 根本额定动载荷 C=125.74KNn轴承转数P 当量动负荷选取额定寿命为6000ho将数据代入公式（4.2）得：Lh =106125.7460 84517.1)10/3 =15249h>6000h

9、 满足使用要求。因此设计中选用轴承的使用寿命为 15249小时带轮的设计与计算大带轮白转速n1为600r/min，电动机功率为P=0.55kw,转速%为1390r/min 。小带轮 n2 = n3=1390r/min ,所以传动比 i= -n4a0 2.32这里取传动比i为2.3,每天工作8小时。确定计算功率Pca由表8-7查得工作情况系数Ka=1.2,故Pca = KAP=1.2 0.55 kw=0.66kw选才¥ V带的带型根据Pca、n1由图8-10选用A型。确定带轮的基准直径dd并验算带速v1、初选小带轮的基准直径dd3。由参考文献2表8-6和表8-8 ,取小带轮 的基准直径

10、dd3 =80mm2 、验算带轮v。按公式计算带轮速度：dd3n380 1390v m / s 5.8m/ s60 100060 1000因为5m/s<v<30m/s,故带速适宜。3 、计算大带轮的基准直径。根据，计算大带轮的基准直径 dd1dd1=i dd3 =2.3 80mm=184mm根据参考文献2表8-8 ,圆整为dd1=180mm确定V带的中心距a和基准长度Ld0.7(dd1 dd2) a。2(dd1 dd?)182 a0 5201、初定 a0=300mm2L0 2a0一(dd1dd2)2(dd1 dd2)一一一 23.14(180 80)2 300(80 180)24

11、300600 408.4 8.31016.7mm由表8-2选带的基准长度Ld=1000mm1000 1016.7)mm 292mm2、计算实际中心距a。Ld Ld0a a0(30023 、验算小带轮上的包角a157 3a11800 (dd1 dd2)5- 1800a57 30(180 80)5- 160.40 90 02924 、计算带的根数z计算单根V带的额定功率Pr由 dd2 80mm和 母=1390r/min ,查表 8-4a 得 P0 =0.8kw。根据 n2=1390r/min , i=2.3 和 A型带，查表 8-4b 的 P0=0.17kw查表8-5得(=0.95 ,表8-2得K

12、l =0.89 ,于是Pr(PoPo) Ka Kl(0.8 0.17) 0.95 0.89 0.82kw计算V带的根数z0PcaPr0.660.820.8所以取一根带。计算单根V带的初拉力的最小值任0%,由参考文献2表8-3得A型带的单位长度质量q=0.1kg/m ,所以(2.5 Ka)Pca2(2.5 0.95) 0.662(F0)min 500 a 笆 qv 500 0.1 5.896.2NKazv0.95 1 5.8应用带的实际初拉力Fo > (Fo)min。计算压轴力Fp p压轴力的最小值为(Fp)min 2z(Fo)min=192N如图：图4-4 大带轮4.5弹簧的设计与计算选

13、取弹簧端部结构为端部并紧，磨平，支承圈为1圈；弹簧的材料为C级碳 素弹簧钢65Mn,弹簧的振动次数n=600r/min。取弹簧丝直径d'=4mm旋绕比C=4.5,那么得曲度系数4C 10.615 / ”1.354C 4 C查表得1600MPa ,d'1.6 FmaxKCF=“1500.9 9.8 1.35 4.51.6 : 2.824.5 4 1600符合要求，取 d=4mm D=Cd=18m,mD2 D d 18 4 22mm。如图:图4-5弹簧弹簧验算1弹簧疲劳强度验算由文献6,图16-9,选取°200MPa所以有：Fid3 o438kD 8 1.35 18200

14、 206.75N8KD3 F1d3可得:8KD _8 1.35 18max73- F273d4817.2 790.52MPa由弹簧材料部产生的最大最小循环切应力:8KDmax3- F 2 mind38KD 8 1.35 18min3- F2 3206.75 200.00MPad4由文献6,式16-13可知： 疲劳强度平安系数计算值与强度条件可按下式计算:00.75 min qScaSFmax式中：0弹簧材料的脉动循环剪切疲劳极限Sf 弹簧疲劳强度的设计平安系数，取Sf =1.3-1.7按上式可得:SCa0 0.75 min 1600 0.75 200.00max790.522.21 Sf=1.

15、3所以此弹簧满足疲劳强度的要求。2弹簧静应力强度验算静应力强度平安系数计算值与强度条件为:式中SSsSsca-maxSs弹簧材料的剪切屈服极限,s 0.7 s 0.7 1600 1120MPa静应力强度的设计平安系数，Ss=1.3-1.7所以得：SSca11201.42 Ss=1.3max 790.52所以弹簧满足静应力强度。所以此弹簧满足要求。4.6轴的设计与计算求输出轴上的功率P3、转速n3和转矩丁3；P3 P 20.5KWn3 n1 600r / min于是T3 9550000P3 9550000 -05 7958.3N?mm%600初步确定轴的最小直径初步估计轴的最小直径。选取轴的材料

16、为45钢，调质处理。根据参考文献2表15-3,取A0 126,于是得：dmin 31-3 126 3105 11.9mm :n3600由前面的轴承和皮带轮确定轴最小直径，这里取输出的最小直径 dmin 40mm ,也就是安装大带轮处的直径d1 2。轴的结构设计1 带轮宽度 B 2f 2e 2 9 2 15 48mmB 1.5d 60 mm ,所以取 L=48mm 取轴套长度L1为16mm 因此 L1 248 14 62mm o2)初步选择轴承盖。轴肩高度h 一般取为0.070.1d,这里轴承盖的直 径2 d2 3 45mm,所以：D 90mm , D0 D 2.5d3 ,取 d3 =8mm 这

17、里 d3 为 M8螺钉。 D0 D 2.5d3 90 2.5 8 110mm, e (11.2)d3 8 1 8mm, D5 D0 3d3 86mm,D4 D (1015) 90 12 78mm,D6 90 2 88mm,取 m=26mm所以 L2 26mm。取主偏心块L3 30mm ,20mm 所以因此 L23 L2 L3 26 30 56mm。 3433轴承长度选取。由前面轴承计算所知，轴承长度为L3 4 20mm。L45 L4 L5, L4是箱体的长度,L5是箱体壁厚。所以L4 5 L4 L5 L6 330 2 4 2 4 346mm;至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。如图:图4-6

18、轴尺寸图轴上零件的周向定位带轮、主偏心块与轴的周向定位采用平键连接。按di 2由参考文献1查得平键截面b h 12mm 8mm,键槽用键槽铳刀加工，长为 32mm同时为了保证 带轮与轴配合有良好的对中性，应选择带轮与轴的配合为H7/g6;同样，主偏心块与轴的连接，选用平键为b h 14mm 9mm ,长为22mm与轴的配合为H7/g6。 滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为 m6确定轴上圆角和倒角尺寸参考参考文献2表15-2 ,取轴倒角为1 450。求轴上的载荷F1图4-6 ,受力分析与弯矩图:F2Fi F27394N支反力：Fia F2a 7394N弯矩 M

19、M 377094 N ?mm扭矩 T: T3 7958.3N ?mm按弯扭合成应力校核轴的强度进展校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。根据表中的数据，以与轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 a 0.6 ,轴的计 算应力：caMi2 (aT3)2W3770942 (0.6 7958.3)20.1 453MPa41.38MPa前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得 1 60MPa。因此ca<1 ,故平安准确校核轴的疲劳强度1判断危险截面无键连接的轴部因只受扭矩作用，所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强 度，所以无需校核与主偏心块连接的轴部应力集中最从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看, 为严重。抗弯截面系数抗扭截面系数 截面弯矩M为截面扭矩T3为2截面校核W 0.1d30.1 453 9112.5mm3Wt 0.2d3 0.2 453 54925mm3M 377094 56 15 276086.7N ?mm56T3 7958.3N ?mm截面上的弯曲应力b 卫 7958.3 0.145MPaWt54925