振动筛的方案设计

1、筛面的宽度和长度的选择筛面的宽度和长度是筛分机很重要的一个工艺参数。一般说來，筛面的宽度 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，因此，正确选 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；共振筛的 最大宽度为4mo筛面的长度影响被筛物料在筛面上的停留时间。筛分试验表明，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，所以筛分效率增加很 快。试

2、验结果表明，筛面越长，物料在筛面上停留的时间越久，所得的筛分效率 越高。但是随着筛分时间的增长，筛面上的易筛颗粒越來越少，留下的大部分是“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，筛分效率的增加越來越慢。所以，筛面长度只在一定范围内， 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。一般來说，筛面长度和宽度的比值为2'3。对于粗粒级物料的筛分，筛面长 度为4m；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6、7m；预先筛分的筛面可短些，最终筛分的筛面应长些。各

3、国筛分机的宽度和长度尺寸系列，多数釆用等差级数。它特点是：使用比 较方便，尾数比较整齐。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，只能釆用两种级数公差。这里选金属丝编制筛面，取筛孔尺寸d为8mm,轻型钢丝直径d为2mm,开 孔率选取为64%,长、宽比取3： lo圆振动筛处理量的计算：公式近似计算：Q = MqQBQL8(4-1)式中：Q 一一按给料计算的处理量(t/h)；M一一筛分效率修正系数，见表4一10叫M也可按以下公式计算：7.5“筛分效率；qQ一一单位面积容积处理量(in3/nrh),见表4-llC7；B。一一筛面计算宽度(m)；B

4、o = ；B实际筛面宽度(m)；L筛面工作长度(m)；5一物料的松散密度(t/m3)o经表4-10和表4-117,取筛分效率为98%时的M为，5为，务为in3 nr -h, Q=h,根据实际要求取筛面长度为宽度的三倍，即：L=2B, Bo=,则：2x0.955 = °326 加= 326 讪取筛面的宽为330mm,长为660mm,筛面的倾斜角为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 选择得合适，就能保证筛分机的正常运转。筛分机电动机功率的计算，有数种不 同的办法，下面的计算公式是其中之一x 1740480(4-2)

5、式中P一一电动机的计算功率(KW)；inp参振质量(kg)；人振幅(m)；n振动次数(r/min)；d一一轴承次数(m)；C一一阻尼系数，一般取O；f轴承摩擦系数，对滚动轴承取f二;J传动效率，取二。根据实践经验，一般按下列范围选取振幅：圆振动筛 人4mm这里我们任取 A$=3mm, n=600r/min, P=5kw, d二50mm；Px 1740480 5x0.95x1740480试求 mp = Asnl(CAs + fd) _ 3 x 10-3 x 6003 (0.2 x 3 x 10-3 4- 0.005 x 5 x 10-2) =15009.6kg计算得出参振质量太大，势必造成制造成

6、本增大，所以，不与采用，现将P 取为，计算得出竹，为，比较适合。查机械设计课程设计手册（表12-1） 1,选取电动机Y801-4型，功率P为，转速“3为1390r/min,质量m二17kg。 如图：轴承的选择与计算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。取轴承内径d二50mm,振动筛振动时，轴及轴承将受到较大的径向承载力, 而轴向力相对而言比较小，因此这里釆用圆柱滚子轴承。当量动载荷p (P,或乙)的一般计算公式为P=X Fr + YFa(4-3)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13-5o由表所示：X=l, Y二0：所以：P=Fr

7、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、 惯性力以及轴绕曲或轴承座变形产生的附加力等等。为了计及这些影响，可对当 量动载荷乘上一个根据经验而定的载荷系数九，其值参见参考文献2表13-6o 故实际计算时，轴承的当量动载荷应为：P 二 fP 匚取几二，故：P=fp Fr=x 1500.9x9.8滚动轴承寿命计算：轴承基本额定寿命厶=孚(*)'(4-4)60/? Pn代表轴承的转速(单位为r/min), £为指数，对于球轴承，£二3,对于滚 子轴承，”12。查机械课程设计手册得3厶(与''60 nP10669.2、半二()60x6

8、00 17.65计算得出來的寿命符合设计要求，故轴承内径d取50mm,查机械课程设计 手册可得：D二90mm, B二20mm。如图：图4-3轴承轴承的寿命计算轴承的寿命公式为：厶°=(訂(6-4)式中：厶。的单位为10%£为指数。对于球轴承，$二3；对于滚子轴承，$二10/3。计算时，用小时数表示寿命比较方便。这时可将公式改写。则以小时数表示If)6 的轴承寿命为：仇二兽(冷厂(6-5)60/? P式中：C基本额定动载荷C二 n一一轴承转数P当量动负荷选取额定寿命为6000ho 将己知数据代入公式得：in6 125 74,乙二磐（寻等严”二15249h6000h满足使用要

9、60x84517.1求。因此设计中选用轴承的使用寿命为15249小时。带轮的设计与计算己知大带轮的转速心为600r/min,电动机功率为Pr转速心为1390r/mino小带轮 /7, = n3=1390r/min,所以传动比 i= « 2.32这里取传动比i为，每天工作8小时。4.4.1确定计算功率匕“由表8-7查得工作情况系数Ka = ,故 Pca = KAP=xO.55 =4.4.2选择V带的带型根据佻、心由图8-10选用A型。4.4.3确定带轮的基准直径并验算带速v1、初选小带轮的基准直径需,。由参考文献2表8-6和表8-8,取小带轮 的基准直径d&二80mm。2、验算

10、带轮v。按公式计算带轮速度：龙 x 80x1390,，1 " 60x1000in/s 5.8/7?/s60x1000因为5m/s<v<30m/s,故带速合适。3、计算大带轮的基准直径。根据己知，计算大带轮的基准直径ddl=i dd =x 80mm= 184mm根据参考文献2表8-8,圆整为dd】二180mm。4. 4. 4确定V带的中心距6/和基准长度Ld0.7（dd】 +dd2）<a0 < 2（d + dd2）182 <aQ< 5201、初定 aQ =300mm,厶5。+彳（厶+厶）+叫严= 2x300+ (80+180)+(18080)24x3

11、00= 600 + 40&4 + &3=1016.7/ww由表8-2选带的基准长度厶产1000mm。2、计算实际中心距a。a aQ += (300 +1000 1016.72)nmi a 292/nni3、验算小带轮上的包角勺57 3°q a 180° -(ddi -dJ2)a= 180°-(180-80)57,3°292«160.4° >90°4、计算带的根数z计算单根V带的额定功率P,.。由 dd2 = 80讪 和 n2 =1390r/min,查表 8-4a 得 P。二。根据 w2=1390r/mi

12、n, i二和 A 型带，查表 8-4b 的 二。査表8-5得K“二，表8-2得忑二，于是£ =(人 + ) K“ Kl = (0.8 + 0.17)x 0.95 x0.89 = 0.82kw 计算V带的根数z。0.66082a08所以取一根带。计算单根V带的初拉力的最小值(F°)mm由参考文献2表8-3得A型带的单位长度质量q二m,所以96.2N应用带的实际初拉力F0>(F0)mmO 计算压轴力你压轴力的最小值为= Wo)m192N如图:弹簧的设计与计算选取弹费端部结构为端部并紧，磨平，支承圈为I圈；弹费的材料为c级碳 素弹赞钢65Mn,弹赞的振动次数n=600r/m

13、ino取弹赞丝直径d'=4mm,旋绕比Cr则得曲度系数4C-4 C>1.6查表得r= 1600MPci ,=1 6.1500.9x9.8x1.35x4.5 82V 4.5x4x1600符合要求，取 d二4mm, D二Cd二 18mm, £>二=£> + d = 18 + 4 = 22劝。如图:图4-5弹簧弹赞验算1）弹费疲劳强度验算由文献6,图16-9,选取r； = 200MPa所以有：F金曲®N由弹赞材料内部产生的最大最小循环切应力：8KD匚SKD匚max可得:max8f=8x135x18 述17.2 = 79O.52M册龙>&l

14、t;4，"竽耳=2。6.75 = 2。.（）。呎由文献6,式（16-13）可知:疲劳强度安全系数计算值及强度条件可按下式计算:S J+075认 ns,.cctmax式中：5一弹赞材料的脉动循环剪切疲劳极限Sf 一一弹费疲劳强度的设计安全系数，取»二按上式可得:min max790.52所以此弹费满足疲劳强度的要求。2）弹簧静应力强度验算静应力强度安全系数计算值及强度条件为:式中rs弹费材料的剪切屈服极限,Ts = 0.76 = 0.7X1600 =1120 MPaSs静应力强度的设计安全系数，Ss二所以得：r1120Ssz'max=790.52皿注所以弹赞满足静应力

15、强度。所以此弹费满足要求。轴的设计与计算4. 6.1求输出轴上的功率人、转速",和转矩人;人=0.5KW“3 = "1 = 600r/n±i于是r = 9550000 3 = 9550000 x 7958 3N mm 3心6004. 6.2初步确定轴的最小直径初步估计轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据参考文献2表 15-3,取4。=126，于是得: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 dmm = 40/77/7?,也就是安装大带轮处的直径di。4. 6.3轴的结构设计1）带轮宽度B = 2/ +2w = 2x9 + 2x15 =

16、 48?？ B<1.5d = 60mm ,所以取L=48mm ,取轴套长度厶为16mm ,因此 厶_2 = 48 +14 = 62 nun。2）初步选择轴承盖。轴肩高度h般取为（） d,这里轴承盖的直 径d2 = £-3 = 45讪,所以：£> = 90?，D° = D + 2.5d取 t/3=8mm,这里为 M8 螺钉。Do = £）+ 2.53 =90 + 2.5x8 = 110mm ,e = （l 1.2）3 = 8x1 = 8/?/?,D5 = Do- 3d 3 = S6iwn ,D4 = D-（10 15） = 90-12 = 78

17、劲，D6 = 90 - 2 = SSnun ,eL > e f取 m二26mm。所以厶=26 nun。取主偏心块厶=30加7?,因此厶3 =厶 + 厶=26 + 30 = 56/W/7 o3 ）轴承长度选取。由前面轴承计算所知，轴承长度为20mm,所以 厶_4 = 20?7 o厶十=厶+厶，厶是箱体的长度，厶是箱体壁厚。所以厶=乙 + 厶 + 厶$ = 330 + 2 x 4 + 2 x 4 = 346mm ；至此，己初步确定了轴的各段直径和长度。如图：JQ 4KXU7竺af11抄冃-1 TO? V¥. e(-厂f-V性*-oO1 1 图4-6轴尺寸图4. 6.4轴上零件的周向

18、定位带轮、主偏心块与轴的周向定位釆用平键连接。按由参考文献1查得 平键截面bxh = 12/77/7?X8/77/77,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，故选择带轮与轴的配合为H7/g6；同样，主偏心 块与轴的连接，选用半键为bxh = 14mmx9mm,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來保证的，此处选轴的直径尺寸公差为 m6o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1x45° o4. 6. 5求轴上的载荷图4-7支反力:F严 F： = 73947V 兀=F2(i = 73947V弯

19、矩 M： M = 377094N mm扭矩 T： 7； = 7958.3N 加4. 6.6按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，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，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取a = 0.6,轴的计 算应力：MPg=41.38MPq_ J377094'+(0.6x7958.3)2_0.1x45前己选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得o-_1=60MPf/o因 此故安全。4.6.7精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。从应力集中对轴的疲劳强度的影响來看，与主偏心块连接的轴部应力集中最 为严重。2）截面校核抗弯截面系数W = 0ld，=0.1x45 =9112.5 加屛抗扭截面系数 截面弯矩M为VVr = 0.2d =0.2x453 = 54925 nun5M 377094x 56_15-276086.77V mm56截面扭矩A为人=7958 3N mm截面上的弯曲应力T、 7958.3 卄，初 (yb = 0.143 MPab 必 54925截面上的扭转切应力弓=互=竺丄= 0.145