2YAH1548型圆振动筛设计

2YAH1548型圆振动筛设计摘要目前我国各种选煤厂使用的设备中，振动筛是问题较多、维修量较大的设备之一。这些问题突出表现在筛箱断梁、裂帮，稀油润滑的箱式振动器漏油、齿轮打齿、轴承温升过高、噪声大等问题，同时伴有传动带跳带断带等故障。本次设计的振动筛为2YAH1548型圆振动筛，该系列振动筛主要用于煤炭行业中物料分级、脱水、脱泥、脱介等作业。其工作可靠，筛分效率高，但设备自身较重。设计分析论述了设计方案，包括振动筛的分类与特点和设计方案的确定；对物料的运动分析，对振动筛的动力学分析及动力学参数的计算，合理设计振动筛的结构尺寸；进行了激振器的偏心块等设计与计算，包括原始的设计参数，电动机的设计与校核；进行了主要零部件的设计与计算，皮带的设计计算与校核，弹簧的设计计算，轴的强度计算，轴承的选择与计算，然后进行了设备维修、安装、润滑及密封的设计，最后进行了振动筛的环保以及经济分析。关键词：振动筛；激振器；圆振动筛Abstract目录TOC\o"1-5"\h\z摘要IAbstractII\o"CurrentDocument"1绪论1\o"CurrentDocument"1.1前言1\o"CurrentDocument"1.2背景11.2.1振动筛的发展概况11.2.2我国振动筛的发展概况11.3振动筛的分类1\o"CurrentDocument"1.4筛分机械发展方向1\o"CurrentDocument"2振动筛筛面物料运动理论1\o"CurrentDocument"2.1筛上物料的运动分析1\o"CurrentDocument"2.2正向滑动3\o"CurrentDocument"2.3反向滑动4\o"CurrentDocument"2.4跳动条件的确定4\o"CurrentDocument"2.5物料颗粒跳动平均运动速度5\o"CurrentDocument"振动筛的工作原理及结构组成63.1圆振动筛的工作原理6\o"CurrentDocument"3.2振动筛基本结构7\o"CurrentDocument"筛箱7\o"CurrentDocument"3.2.2激振器73.2.3支承装置和隔振装置.73.2.4传动装置7\o"CurrentDocument"振动筛动力学基本理论7\o"CurrentDocument"振动筛参数计算11\o"CurrentDocument"5.1运动学参数的确定11\o"CurrentDocument"5.2振动筛工艺参数的确定13\o"CurrentDocument"5.3动力学参数14\o"CurrentDocument"5.4电动机的选择145.4.1电动机功率计算145.4.2选择电机155.4.3电机的启动条件的校核15\o"CurrentDocument"6主要零件的设计与计算166.1轴承的选择与计算166.1.1轴承的选择166.1.2轴承的寿命计算176.2皮带的设计176.2.1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18\o"CurrentDocument"6.3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20\o"CurrentDocument"6.4支承弹簧设计验算23\o"CurrentDocument"7振动筛的安装维护及润滑27\o"CurrentDocument"7.1振动筛的安装及调试307.1.1安装前的准备30\o"CurrentDocument"安装30\o"CurrentDocument"7.1.3试运转30\o"CurrentDocument"7.2操作要点31\o"CurrentDocument"7.3维护与检修28\o"CurrentDocument"维护317.3.2常见故障处理297.4振动筛的轴承润滑的改进29\o"CurrentDocument"措施29\o"CurrentDocument"效果30\o"CurrentDocument"8设备的环保、可靠性和经济评价31\o"CurrentDocument"8.1设备的环保31\o"CurrentDocument"8.2设备的可靠性318.2.1可靠度的计算318.2.2可靠度的计算31\o"CurrentDocument"8.3设备的经济评价328.3.1投资回收期328.3.2设备合理的更新期33结束语34致谢34\o"CurrentDocument"参考文献39\o"CurrentDocument"附录..401绪论1.1前言从井下或露天采矿开采出来的或经过破碎的物料，是以各种大小不同的颗粒混合在一起的。在选矿厂、选煤厂和其它的工业部门中，物料在使用或进一步处理前，常常需要分成粒度相近的几种级别。物料通过筛面的过孔分级称为筛分。筛分所用的机械称为筛分机械。1.2背景1.2.1振动筛的发展概况1.2.2我国振动筛的发展概况目前我国各种选煤厂使用的设备中，振动筛是问题较多、维修量较大的设备之一。这些问题突出表现在筛箱断梁、裂帮，稀油润滑的箱式振动器漏油、齿轮打齿、轴承温升过高、噪声大等问题，同时伴有传动带跳带断带等故障。1.3振动筛的分类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。1.4筛分机械发展方向2振动筛筛面物料运动理论2.1筛上物料的运动分析由文献［1］可知关于筛上物料的分析，如图2.1所示：图2.1圆振动筛上物料运动振动筛运动学参数（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：x=Acos（180。一平）=一Acos甲=一Acos①t（2-1）y=Asin（180。一平）=Asin甲=Asin①t（2-2）式中:A——振幅；中——轴之回转相角，中=①t;①——轴之回转角速度；r——时间。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：v=Assinst（2-3）xv=Ascos①t（2-4）ya-A①2cos①t（2-5）Xa=-A①2sin①t（2-6）y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m的物料颗粒动力平衡条件：对质量为m的颗粒受力分析（如图2-1）：1、物料颗粒重力：TOC\o"1-5"\h\zG=mg（2-7）2、筛面对颗粒的反作用力，由N-mgcosa=ma=-mA^2sin3ty可以得到：\o"CurrentDocument"N=mgcosa-mAf^2sin①t（2-8）式中a为筛面倾角3、筛面对物料颗粒的极限摩擦力为：\o"CurrentDocument"F=fN=（fmcgoa—m2Asion）（2-9）式中f为颗粒对筛面的静摩擦系数。颗粒沿着筛面开始正向滑动时临界条件：mgcoa—F=ma（2-10）尤将F，a,用已知式子（2-9）与（2-5）替代，且f=tgr（r为滑动摩擦角），简化整理得：/、—g・/、(2-11)cos(甲+r)=a——sin(R-a)式中，中为正向滑始角。(2-11)令-b=cos（甲+R），则:式中bd式中bd称为正向滑动系数。_30:gsin（r-a）由上式得知，正向滑动系数bk<1。(2-12)当b=1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:kN.=N.=30gsin(^—a)兀2A(2-13)+min为了使物料颗粒沿着筛面产生正向滑动，必须取筛子转数n>n2.3反向滑动+min临界条件为:将F，将F，ma用（2-9）mgsina+F=max与（2-5）替代，并简化后:(2-14)(2-15)/、g.W，、cosp(—R=A——SR贵a=b)(2-15)式中：中q反向滑始角b反向滑动系数则可以得到：30JgsiRfa)n(2-16)q由上式可以知道，反向滑动条件b^V1。当b=1时，可以求得使物料沿着筛面反向滑动的最小转数应该是:qn=30.'gsing+a)-min(2-17)为了使物料颗粒沿着筛面产生正向滑动，必须使筛子转数n>n-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N=0。即mgcosa=ma，或者是gcosa=A®2sin甲。由此可以得到：7.gcoacasbd=sin)d^1®T==TV(2-18)式中：'物料跳动系数n—跳动起始角振动强度，k=Aw2gk——抛射强度，它表明物料在筛面上跳动的剧烈程度。上式可以写成:30:gcosa兀2A30；不dgcosa兀2A（2-19）当气<1时或者kv>1，则颗粒出现跳动。当bd=1或Kv=1时，则可求得物料开始跳动时的最小转数为:（2-20）为了使物料产生跳动，必须取筛子的转数n>n0min。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马起跳，到振动相角％跳动终止时，沿x方向的位移为：S&=Vt+2gsina12=V。+1重蚂2（2-21）d①2①2式中V为物料颗粒起跳时沿x方向的运动速度：dVd=V=Awsi%（2-22）由此，则：15S&=Asinp+2gsia（—）2（2-23）同一时间内,筛面位移为：S=db=Acosp—Acosp=A[cos（p+5）—cosp]（2-24）物料颗粒在每个循环中，对筛面的位移为：S=x=bb=S&—S（2-25）=Asinp5+2gs「na52—A[cos(p+5)—cos（2-25）当筛子在近似于第一临界转数下工作时，即5.360。，则上式中方括号内的数值接近于零。故得到:c,.<?1gsi（MeS=Asinp5+52（2-26）d2①2物料跳动平均速度：Sn15V-60=[Asin甲+万gsina.（一）2]（2-27）当5.360°时，则sin甲.tg^,sin5.0,1-cos5.0,因此，式（2-40）可以化简为：sinp.tg^.5（2-28）或者化简为：c2、5=-^（2-29）sipd由式（2-42）和式（2-18）,可以将式（2-40）化简为：V=*（1+ktga）（2-30）（2-31）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k0,k0.0.13-（2-31）V=k云7（1+ktga）030v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YA型圆振动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2YA1548型圆振动筛是由激振器、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。筛面：为适应大块大密度的物料的筛分与煤砰石脱介的需要，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。筛框：筛框由侧板、横梁等部分组成。侧板采用厚度为6—16mm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。振动筛动力学基本理论由文献［1］可知：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4.1图4.1振动系统力学模型图图4.1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七作为动坐标系统（气o约）的原点。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：%=x+x=x+rcos中=x+rcos3ty=y+y=y+rsin中=y+rsin3t式中：r——偏心质量的重心至回转轴线的距离。甲——轴之回转角度，甲=®t,o为轴回转之角速度,t为时间。偏心质量m运动时产生的离心力为：d2x=-m(x-ro2cosot)(4-1)=mmdt2

(4-2)d2y=mmdt=-m(x-ro2cosot)(4-1)(4-2)式中mrw2coswt和mr®2sinwt为偏心质量m在x与y方向之相对运动离心力或称激振力。在圆振动筛的振动系统中，作用在机体质量M上的力除了气和。外，还有机体惯性力-Mx和-My（其方向与机体加速度方向相反）、弹簧的作用力-Kxx和-Ky（Kx和K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方向相反）及阻尼力-心和疗（c称为粘滞阻力系数，阻尼力的方向与机体运动速度方向相反）。在单轴振动系统中，作用在机体质量M上的力除了和之外，还有机体的惯性力和（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M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：（M+m'）x+Cxc+Kx=mrw2coswt（4-3）（M+m）y+Cy+Kx=mrw2sinwt式中：M——机体的计算质量M=m+Km（4-4）式中：m振动机体质量。m筛子的物料重量。Kw——物料的结合系数，K广0.15〜0.3。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:其特解为：x=Acos其特解为：x=Acos(wt-a)mrw2CoaA=—七匚axK—\M+m>w2xCw=tan-K-\M+m>w2（4-5）（4-6）TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"m心2Cos侦c^\o"CurrentDocument"气_K~（M+ml^2仁y-"n-1」_&+mb2（"）yy式中：A和A为球^方向机体的振幅；a和a为机体的振幅和相位差角。系统的自振频率为：Wp=\总"下面根据图4.2来分析圆振动筛的几种工作状态：低共振状态低共振状态：n<np即K>（M+m）»2若取K=（M+2m》2，则机体的振幅A=r。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。图4.2振幅和转子角速度的关系曲线共振状态共振状态:n=np即K=（M+mb2。振幅A将变为无限大。但由于阻力的存在，振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。超共振状态超共振状态:n>np，这种状态又分为两种情况：（1）n稍大于np，即K稍小于M+m。若取K=Mo2，则得A=-r。因为n>七，所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)n>>np，即为远离共振区的超共振状态。此时，K«(M+m)o2。从图可以明显地看出：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①大于自振动频率①的五倍即可得到良好的效果，采用这种工作状态的筛子，P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。振动筛参数计算5.1运动学参数的确定由文献［1］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。抛掷指数KV在一般的情况下，根据筛子的用途选取，圆振动筛一般取Kv=3〜5，直线振动筛宜取Kv=2.5〜4；。难筛物料取大值，易筛物料取小值。筛孔小时取大值，筛孔大是取小值。本次设计圆振动筛，选取Kv=4。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3〜8的范围内，振动筛则多取3〜6。本次设计选择K=4。筛面倾角对于单轴振动筛的倾角为：作预先分级用a=150~200作最终分级用a=12.50~17.50对于圆振动筛一般取150〜250，振幅大时取小值，振幅小时取大值。本次设计采用的圆振动筛取a=200。筛箱的振幅A筛箱振幅A;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A=3〜6mm，其中筛孔大者取大值，筛孔小者取小值。本次设计选取A=5mm。筛子的振动频率n：按照K广成搭00和所确定的A值可以求解出频率值。(5-1)(5-2)_：900000•、•Coa_*00000x4xcos200_n=\5^=¥5=rpm振动强度校核：实际振动强度K按照下式计算：(5-1)(5-2)K=9Ax105在本设计中七=端=E=土77<K，所以符合振动强度要求。筛子的实际强度：Ks=3.77<K；即筛子的频率和振幅分别为：A=5mm;n=845rpm；K=4。物料的运动速度圆振动筛的物料运动速度计算：V=K也(1+Ktana)m/s(5-3)o30v式中：取修正系数K020.1。V=0.15*'笆(1+4xtan20)=0.033m/s305.2振动筛工艺参数的确定由文献［2］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：Q=Fq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=501/h-m2可得出F=7.5m2,选取筛面长度L=4.8m，所以B=F/L=7.5/4.8=1.56m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：E=100(“一们(5-4)弘100-9)式中。一一原料中筛下产物含量的百分数；9——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9。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。筛分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。不同用途的筛分机械对筛分效率有不同的要求。表5.12YA1548型圆振动筛的运动学参数和工艺参数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200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/s25.3动力学参数振动器偏心质量及偏心距的确定：由文献[3]工作时，弹簧刚度小，故振幅计算式中K值可以略。对于单轴振动筛：（M+m）A=—mr（5-5）式中M一振动机体质量，M=883.48kgm—偏心块质量，A—筛箱振幅，A=5mmr—偏心距，r=24mm负号表示M与农重心在振动中心的两个不同方向上。由式（3-13）得，m=^A=883,48X5=91kgA+r5+245.4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N和克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：（5-6）（M+m）An3（CA+fd）工N=—千瓦1775001式中：C—阻力系数，一般C=0.2〜0.3,抛掷指数较小时，C=0.25.（5-6）d一轴承内圈直径，d=0.1mn—转动轴转数，n=845rmp1—传动效率，1=0.95。f一滚动轴承的摩擦系数，f=0.001-0.003。这里对于滚子轴承选取f=0.002。v(6620+91)1005x8453(0.25x0.005+0.002x0.1)一N==14.7KW177500x0.95由上式可求N=14.7KW5.4.2选择电机由文献［17］，选择传动电机型号为y160L—4型，其额定功率为15KW，n=1460rmp5.4.3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：(5-7)式中:Mr——电机的其动转矩；Mh——电机的额定转矩；M振动筛偏心重量的静力矩与轴承的摩擦静力矩之和0式中:M=9550N=9550x—^=98.1N・mhn1460电M=Mxix人i——速比人一一起动力矩系数取入=2.1(5-8)(5-9)(5-10)因此有——=ix人=1.73x2.1=3.63MH(5-11)(5-12)式中M0'为偏心质量的静力矩与轴承的摩擦力矩之和M0'=M总+M.(5-13)式中M为振动器上轴承的摩擦力矩f总M——0-MH_34.23-98.1=0.349(5-14)(5-15)(5-16)(5-17)M总=2M§M=fF-=0.002x91x0.058x(3j14x845)2x鲍M——0-MH_34.23-98.1=0.349(5-14)(5-15)(5-16)(5-17)式中F=mr&2将心常值带入公式(3.20)得M脚=2x2.27=4.54N-mM.为静力矩M=mr=91x0.024x9.8=51.72N-m将Mf总与M.值带入公式(3.19)得M°，=4.54+51.72=56.26N-m将M'值带入公式(3.18)得M=56.26=34.23N・m001.73x0.95由于虬=3.63,所以满足M＞虬，电机起动校核合格。MHMHMH表5.2电动机性能型号Y200L—4型转速rmpn=1460rmp功率kw15KW6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

C=fXP

f

n式中：C——基本额定动载荷来P当量动载荷P=mr®2=91X0.024X("X845)2=17.1KN(6-2)60fL——寿命系数，'=2.3〜2.8本次设计选取fL=2.5f——转速系数，f=(333)10=0.38(6-3)nnn将数据带入公式(4.1)得C=丑x17.1=125.74KN0.38查文献［17］，选GB297-84，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：(6-4)C(6-4)L10=(P)£式中：L10的单位为106r8——为指数。对于球轴承，8=3；对于滚子轴承，8=10/3。计算时，用小时数表示寿命比较方便。这时可将公式(4.1)改写。则以小时数表示的轴承寿命为：Lh=60；(§)e(6-5)式中：C——基本额定动载荷C=125.74KNn轴承转数P——当量动负荷选取额定寿命为6000h。将已知数据代入公式(4.2)得：L=106X(125.74)10/3=15249h>6000h满足使用要求。h60x84517.1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6.2.1选取皮带的型号带的设计功率p=KAP=1.3x15=19.5KW(6-6)式中:KA——工况系数，查［11,22-18］表22.1—9得KA=1.3P——传递的额定功率，P=15KW根据p=19.5KW，小轮转数n=1460rmp，查文献［16］,［22-17］图22.1—1，选B型皮带。6.2.2传动比(6-7)i=n些1.73

n845(6-7)6.2.3带轮的基准直径选择小带轮的基准直径d^1:查文献［16］,［22-31］表22.1—14和［22-17］图22.1—1选取d=224mmd1选择大轮的基准直径d:d=ixd=1.73x224=388mm查［11,22-31］表22.1—14取dd2=400mm6.2.4带速带速常在V=5〜25m/s之间选取兀dn=60x1000=3.14x224x146060x1000=17.12m/s(6-8)6.2.5确定中心距和带的基准长度初定中心距按0.7(d+d)<«<2(d+d)TOC\o"1-5"\h\zd1d20d1d2选取,因此有436.8<a0<1280，选a0=600mmo带的基准长度Ld所需基准长度L=2a+-(d+d)+(dd2-dd1)2d002兀dn=60x1000=3.14x224x146060x1000=17.12m/s(6-8)带入数据得Ld0=1985.1查文献［16］,［22-13］表22.1—6选取基准长度L』=2000mm实际中心距aa=a+L—L0=600+2000一1985」=607.45mm(6-9)022安装时所需最小中心距：a.=a-0.015Ld=607.45-0.015x2000=577.45mm(6-10)张紧或补偿伸长所需最大中心距：a=a+0.03七=607.45+0.03x2000=667.45mm(6-11)小带轮包角a1a=1800-_iix57.30=1800-400~224x57.30=163.400ia607.45单根带的基本额定功率P1根据d11=224mm,n1=1460rmp，查文献［16］,［22-25］表22.1—13f得P=7.47KW考虑传动比的影响，额定功率的增量△P由［机械设计手册第三卷,22-25］表22.1—13f查1得AP］=1.14KW带的根数ZZ=Pd=195=2.4根(P］+AP)KaKl(7.47+1.14)x0.96x0.98取3根式中：Ka——小带轮包角修正系数，查文献［16］,［22-18］表22.1—10K^=0.96Kl——带长修正系数，查［机械设计手册第三卷,22-19］表22.1—11Kl=0.98单根带的预紧力F0F=500(2,5-1)zv+mV2(6-12)a式中m为带每米长的质量，查文献[16],[22-19]表22.1—12查得m=0.17kg/mF=500(兰-1)19.5+0.17x(17.12)2=354.36N

00.963x17.12带的设计参数如表6.1所示。表6.1带的设计参数皮带型号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400mm6.3轴的设计6.3.1轴的设计特点轴是组成机械的一个重要零件。它支承着其他转动件回转并传递转矩，同时它又通过轴承和机架联接。所有轴上零件都围绕轴心线作回转运动。所以，在轴的设计中，不能只考虑轴本身，还必须和轴系零、部件的整个结构密切联系起来。轴设计的特点是：在轴系零、部件的具体结构未确定之前，轴上力的作用和支点间的跨距无法精确确定，故弯矩大小和分布情况不能求出，因此在轴的设计中，必须把轴的强度计算和轴系零、部件结构设计交错进行，边画图、边计算、边修改。设计轴时应考虑多方面因素和要求，其中主要问题是轴的选材、结构、强度和刚度。对于高速轴还应考虑振动稳定性问题。6.3.2轴的常用材料轴的材料种类很多，设计时主要根据对轴的强度、刚度、耐磨性等要求，以及为实现这些要求而采用的热处理方式，同时考虑制造工艺问题加以选用，力求经济合理。轴的常用材料是35、45、50、优质碳素钢，最常用的是45钢。对于受载较小或不太重要的轴，也可用A’、A5等普通碳素钢。对于受力较大，轴的尺寸和重量受的限制，以及有某些特殊要求的轴，可采用合金钢。本次设计选用45优质碳素钢。6.3.3轴的强度验算由文献［14〕［17］对轴进行校核：由图6.1并结合振动筛的工作特点对轴进行受力分析，其受力分析如图所示：Pr=150kw，n=1460r/min。求偏心轴的转速气，带传动的传动效率n-0.96。P1=Prn=150X0.96=14.4kwnn=1i式中i一带的传动比，i=400/224=1.786一…n所以n1=-=1460/1.786=817.47r/minP__14.4.T「9550—=9550x=168.2N•Mi.=3737.8NT2=3737.8NFt=2—=d0.09由水平方向得:FtY=FNH1+Fnh2FtX=01125+1058XFNH2=0解得：FNH1=3965.4NFnh"N由垂直方向得：Fv=mg=291.825x10=2918.25NFV=F气+Fnv2FNV1X754=LX754解得：*匕=1459成从偏心轴结构图以及弯矩图中可以看出偏心轴的中间表面C是该轴的危险截面。Mh=41瓯图6.1现将截面C处的M^MV及M列于下表6.2表6.2载荷水平面H垂直面V支反力Fh=3965.4NFNV1=Fnv=1459.1NF=-277.6Nnh2弯矩MMh=209.32N•Mv=1108.18N•MM总弯矩M="(Mh2+Mv2)=119.86N•MT168.2N•M按弯扭合成应力校核轴的强度：校核最危险截面C：5皿=/MJ+(2丁R/W取a=0.65=\/MJ+(2T)2]/W=J119.862+(0.6x168.2)2/0.1x1753=0.3MPa所以5<[5]=60MPaca-1故轴的强度满足要求。6.4支承弹簧设计验算1、弹簧刚度计算由文献［6］我们知道，选取弹簧刚度时，不仅要考虑使弹簧传给基础的动负荷不使建筑物产生有害振动，而且还要必须考虑弹簧应该有足够的支承能力。弹簧刚度一般是通过强迫振动频率①与自振频率①〃的比值来控制。通常吊式振动筛取频率比z=旦=5〜6，对于座式z=—=4〜5由此，对于单轴振动筛弹簧刚度计算公式：TOC\o"1-5"\h\z①①ppK=(M+m)o2=(M+m)(—)2(6-13)pz取z=5，再有n=845次/分，—=丑=88.5次/分60所以：K=(6620+91)x(8^515)2=2102489.2N/m2、计算弹簧钢丝直径根据弹簧所受载荷特性要求，选取60Si2Mn钢丝。许用应力［tJ根据文献［6］其中的表16-2按I类载荷选取L］=480Mpa查得切变模量G=80x103Mpa，由文献［19］，查得=1200MP。。初步选取旋绕比c=8。侦F、=8109-曲度系数k=虹1+空=1.184c-4cdZ1.6"筲=1.6x：'8109.5X槌X8=12.63mm2□■480根据文献［6］中表16-5，选取d=16mm。3、计算弹簧中径D=cxd=16x8=128mm按文献［6］中表16-5，取系列值D=130mm。4、计算弹簧圈数和节距f0=0，f2=7A+70=7x5+70=105mm根据文献得［6］：n=GD(人+=80000x130x105=411圈8F2c48x8109.5x84根据文献［6］表16-5,根据文献［6］表16-5,n=n+2=5+2=7圈由文献［6］表16-4得弹簧的节距：p=0.28D=0.28x130=36.4mm5、求解弹簧的间距和螺旋角由文献弹簧的间距:5=p-d=36.4-16=20.4mm由文献弹簧螺旋角:...py=arctan36.4仃1=arctan=5.1丸D兀x1306、弹簧验算1）弹簧疲劳强度验算...py=arctan由文献［6］,图16-9，选取t'=200MPa0兀d3T'兀x163x200所以有：F=0==5504.95Ni8kD8x1.18x130由弹簧材料内部产生的最大最小循环切应力：可得:Tmax业Fnd32Tmin迥fnd31t=业F=8x5x130maxnd32nx163x8109.5=773MPaTmin8KD8x1.18x130F=x5504.95=525MPaTminnd32nx163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=T0+0.75Tmin>ScaTFmax式中：T0弹簧材料的脉动循环剪切疲劳极限弹簧疲劳强度的设计安全系数，取Sf=1.3-1.7按上式可得:S=T0+0.75Tmin=480+0.75x525=1.32>S=1.3caT773Fmax所以此弹簧满足疲劳强度的要求。式中：T0按上式可得: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:S=二>SScaTsmax式中t——弹簧材料的剪切屈服极限，t=0.7b=0.7x1200=840MPaSs——静应力强度的设计安全系数，S=1.3-1.7所以得：S二二二840=1.32>S=1.3ScaT773s所以弹簧满足静应力强度。所以此弹簧满足要求。7振动筛的安装维护及润滑7.1振动筛的安装及调试7.1.1安装前的准备振动筛在安装前，必须进行认真检查。由于制造的成品库存堆放时间较长，如轴承生锈、密封件老化或搬运过程中损坏等，遇到这些问题时需要更换新零件。如激振器，出厂前为防锈，注入了防锈油，正式投入运行前应更换成润滑油。安装前应该认真阅读说明书，做好充分准备。7.1.2安装安装支撑或吊挂装置。安装时，要将基础找平，然后按照支撑或吊挂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。将筛箱连接在支撑或吊挂装置上。装好后，按规定倾角进行调整。对于吊挂式的筛子，应当时进行调整筛箱倾角和筛箱主轴的水平。一般先进行横向水平度的调整，以消除筛箱的偏斜，水平校正后，再调整筛箱纵向倾角。隔振弹簧的受力应该均匀，其受力情况可以通过测量弹簧的压缩量进行判断。给料端两组弹簧的压缩量必须一样，排料端两组弹簧也应该如此。排料端和给料端的弹簧压缩量可以有所差别。安装电动机及三角胶带。安装时，电动机的基础应该找平，电动机的水平需要校正，两胶带轮对应槽沟的中心线当重合，三角带的拉力要求合适。按要求安装并固定筛面。检查筛子各连接部件（如筛板子、激振器等）的固定情况，筛网应均匀张紧，以防止产生局部振动。检查传动部分的润滑情况，电动机及控制箱的接线是否正确，并用手转动传动部分，查看运转是否正常。检查筛子的如料、出料溜槽及筛下漏斗在工作时有无碰撞现象。7.1.3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。筛子空车试运转时间不得小于8h。在此时间内，观察筛子是否启动平稳迅速，振动和运行是否稳定，无特殊噪音，通过振幅牌观察其振幅是否符合要求。筛子运转时，筛箱振动不应该产生横摆。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。开车4h内，轴承温度溅增，然后保持稳定。最高温度不超过75°C，温升不能超过40°C。如果开车后有异常噪音或轴承温度急剧升高，应立即停机，检查轴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24h后停机检查各连接部件是否松动，如果有松动，待紧固后再开车。试车8h后无故障，才可对安装工程验收。7.2操作要点操作人员在工作前应阅读值班记录，并进行设备的总检查。检查三角带的张紧程度、振动器中的油位情况，检查筛面张紧情况、各部螺栓紧固情况和筛面破损情况。筛子启动应遵循工艺系统顺序。在筛子工作运转时，要用视、听觉检查激振器和筛箱工作情况。停车后应用手接触轴承盖附近，检查轴承温升。筛子停车应符合工艺系统顺序。除特殊要求外，严禁带料停车后继续向筛子给料。交接班时应把当班筛子技术情况和发现的故障记入值班记录。记录中应注明零部件的损伤类别及激振器加、换油日期。筛子是高速运动的设备，筛子运转时操作巡视人员要保持一定的安全距离，以防发生人身事故。7.3维护与检修振动筛维护和检修的目的是了解筛子的全面情况，并以修理和更换损坏、磨损的零部件的方法恢复筛子的工作能力。其内容包括日常维护、定期检查和修理。7.3.1维护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，对于漆皮脱落部位应及时修理、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。定期检查(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衡重块固定得是否可靠，如固定不牢，筛子运转时，不平衡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，如发现明显的局部磨损应采取必要的措施(如调换位置并重新紧固筛面。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缝。检查筛箱侧板全部螺栓情况，当发现螺栓与侧扳有间隙或松动时，应更换新的螺栓。修理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，更换磨损的筛面以及纵向垫条，更换减振弹簧，更换滚动轴承、传动齿轮和密封，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以焊接。对于下横梁开裂应及时更换，侧板发现裂纹损伤时，应在裂纹尽头及时钻5mm孑L，然后在开裂部位加补强板。激振器的拆卸、修理和装配应由专职人员在洁净场所进行。拆卸后检查滚动轴承磨损情况，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之畅通，清除各结合部上的附着物，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有经验的技术工人进行，严禁野蛮操作，防止损坏设备。装配前应保持零件洁净。更换后的新筛网应每隔4〜8h重新张紧一次，直到安全张紧为止。7.3.2常见故障处理筛分机在工作中常见的故障、原因及消除措施见表5.1。表5.1筛分机的常见故障及消除措施常见故障原因消除措施筛孔堵塞停机清理筛网原料的水分高对振动筛可以调节倾角筛分质量不好筛子给料不均匀调节给料量筛上物料过厚减少给料量筛网不紧拉紧筛网7.4振动筛的轴承润滑的改进传统的振动筛润滑方式为激振器轴承油浴润滑迷宫密封。设备运转2年后均出现轴承座漏油问题，致使轴承缺油冒烟甚至损坏，严重影响了正常的生产。究其原因，主要是环境粉尘较大造成密封板磨损。于是经测绘并结合设计规范重新制作了密封板。但由于加工精度低，在运转时产生干涉，将间隙增大，则密封效果差。7.4.1措施经计算轴承速度系数，选用冷却效果较好的油浴润滑是合理的。但在实际使用过程中，由于作业环境恶劣，加上备件制作和安装技术有限，不易密封何维护困难就成其致命弱点。因此，我们对原振动筛轴承润滑方式进行了改造。具体做法是在原轴承座内端增加一挡油盘，轴承座也密封板形成润滑油腔，实现脂润滑。为弥补脂润滑冷却不足，本次设计选用能耐高温的钙钠基润滑脂(ZBE3600188)。7.4.2效果实践证明，振动筛经过改造后效果比较明显。这不仅确保了生产正常进行，而且避免了备件大量浪费。8设备的环保、可靠性和经济评价8.1设备的环保对于大型振动筛，由于它在操作中发生强烈的叫嚣声，这些噪声将直接影响到劳动环境的安宁，因此必须设置消音器，以降低噪声的发散。噪音是当今世界的第三大公害，仅次于大气污染与水源污染。长期生活、工作在噪声中，会降低并危害人的工作能力并会给人的生理功能带来严重的危害，因此不允许在超过90分贝的噪声环境中长期工作。噪声主要是由于气体具有较高的压力或温度形成的。这是气体内能，在放散时这些内能将随着气体释放出来，转变为气体的动能与声能，放散时会形成形成强烈的气流，致使整个放散管道系统发生共鸣，形成强烈的噪音。消声装置的消声原理应是能够吸收气体的内能，放散时能把人耳能听见的声音震动频率(20-20000赫)转变为人耳听不见的次声频率或超声频率，以此减弱或消声，并能使强烈的气流经逐级减缓放散出去，这样可以防止系统发生震动与共鸣。8.2设备的可靠性8.2.1可靠度的计算R(t)一可靠度函数R=e-^t(8.1)t式中：人一失效率，常数。取入=2.2x10-3—t—R(t)=e-2200500R(500)=e一2200=0.7978.2.2可靠度的计算机械设备的可靠性另一个指标使用寿命，即平均寿命。工作时间随机变量的期望值。t=卜R(t)dt(8.2)0式中：r一平均寿命r(t)一可靠性函数，机械设备是可修复系统，即在一次年修的平均工作时间若R(t)=e爪，人一常数。t=了^e-\dt0

=1力人一设备的失效率，取入=2.2x10-3T=1=454.5h2.2x10-3若一次年修期间，预计定修24次。静t=24x454.5=10908h8.3设备的经济评价8.3.1投资回收期P=o(8.3)tHm式中：Ko一总投资额K=200万元H一年平均净收益H=30万元m代入式8.4得：P=200=6.7年

t30P—基准回收期，P=10年P<P故经济可行投资回收期用平均年净收益来返本的总投资额。-1+上年份净现金流量的绝对值

当年净现金流量(8.5)投资回收期静态经济评价方法，设备投产后以每年取得的净收益，包括利润和设备折旧费，将全部投资即固定资产投资和流动资金回收所需时间，以年为单位，从建设年算后-1+上年份净现金流量的绝对值

当年净现金流量(8.5)时期(年)12345678910建设期2015年净收益58101515202025累积净收益-20-35-30-22-12318385883表8.1设备工作状态表单位：万元12Pt=6-1+15=5.年中小企业冶金设备P=8年CP<P经济上合理8.3.2设备合理的更新期设备是可修复设备，随着一次次年修它的性能总是逐渐下降，老化费用逐年增加，若不计残值，可用低老化数值法计算设备合理更新期。因为年低老化增加值逐年增加，如维护和修理费用燃料动力费超额支出，合理使用期为：T=2Ko(8.4)式中：K0一总投资额；K0=90万元；人一年低老化增加值；人