圆振动筛设计正文

振动筛设计机械设计制造及其自动化张家良指导老师李慧摘要：本设计主要介绍了圆振动筛的分类与特点，通过对振动筛的动力学分析及动力学参数的计算，主要完成了圆振动筛的总体设计，电动机的选择以及传动方案的分析、比较与选择等内容。在此基础上，对振动筛的结构尺寸、激振器的偏心块、驱动轴的结构尺寸以及其他主要零部件的设计计算与校核，另对弹簧的、轴承等的选择进行了详细的计算和说明。关键词：圆振动筛；激振器；设计引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。在选矿厂和选煤厂中应用的筛分机械有很多种结构型式，如固定格筛、弧形筛、旋造简单、生产能力大，筛分效率高等优点，因而在选矿厂、选煤厂及其它工业部门中已被广泛用于分级，脱水，脱介和脱泥作业。共振筛在生产实践中也取得较好的效果，但因具有较大的冲击裁荷，故其机件（如横梁与侧板）容易损坏。须进一步研究和改进。随着煤矿开采能力和入洗原煤量的提高，作为物料分级筛选的主要设备一一振动筛也不断向大型化发展。圆振动筛是一种做圆形振动、多层数、高效新型振动筛。圆振动筛采用筒体式偏心轴激振器及偏块调节振幅，物料筛淌线长，筛分规格多，具有结构可靠、激振力强、筛分效率高、振动噪音小、坚固耐用、维修方便、使用安全等特点，该振动筛广泛应用于矿山、建材、交通、能源、化工等行业的产品分级。1振动筛筛面物料运动理论1.1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1所示：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。图1圆振动筛上物料运动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°—中）=-Acos中=-Acos①t （1）y=Asin（180°-中）=Asin^=Asin①t （2）式中：A——振幅；中——轴之回转相角，中=①t；«——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：TOC\o"1-5"\h\z七=A①sin①t （3）v=Ascosst （4）ya=As2cosst （5）a=-As2sinst （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。1.2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1）：1） 物料颗粒重力：TOC\o"1-5"\h\zG=mg （7）2） 筛面对颗粒的反作用力，由N-mgcosa=ma=-mA^2sinsty可以得到：N=mgcosa-mAs2sinst （8）式中a为筛面倾角。3） 筛面对物料颗粒的极限摩擦力为：F=fN=f（mgcosa-mAs2sinst） （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：mgcosa-F=ma （10）将F，a,用已知式子（9）与（5）替代，且f=tgr（r为滑动摩擦角），简化整理得:（11）（12）—g./ 、（11）（12）cos(里+r)= sin(r-a)k As2式中，甲k为正向滑始角。令-b=cos（甲+R），则:30；gsin(R-a)n-vk式中bd称为正向滑动系数。由上式得知，正向滑动系数bk<1。当bk=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:N+minN+min=30lgsin(R-a)兀2A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>n（13）+min1.3反向滑动临界条件为：mgsina+F=ma （14）将F，ma,用（9）与（5）替代，并简化后：gcos（里-R）= sin（R+a）=b （15）式中：中——反向滑始角；bq 反向滑动系数。

30:gsin（30:gsin（日+a）n-（16）（17）a*q由上式可以知道，反向滑动条件b<1。当bq=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:gsin（日+a），二3%兀2A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-min1.4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=As2sin甲。由此可以得到：'gcosacosa1b=sin甲= =七=— （18）V式中：bd——物料跳动系数；气 跳动起始角；k 振动强度，k=&；gkV——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：（19）_30 :gcosa_30:gcosa（19）0sin中、：兀2A 、b*兀2Ad "d当b^<1时或者kv>1，则颗粒出现跳动。当bd=1或、=1时，则可求得物料开始跳动时的最小转数为:n0min=n0min=30：gcos以邱2AsinP（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，因此此要讨论跳动终止角，跳动角及运动速度。1.5物料颗粒跳动平均运动速度物料颗粒从振动相角气起跳，到振动相角览跳动终止时，沿X方向的位移为:S&=Vt+2gsina12

。8 1gsin以Q=V—+— 82d①2①2式中Vd为物料颗粒起跳时沿x方向的运动速度:(21)。8 1gsin以Q=V—+— 82d①2①2式中Vd为物料颗粒起跳时沿x方向的运动速度:(21)由此，则:V=V—A①sin甲(22)1 .c/8S8—Asin中+—gsin以（—）2同一时间内，筛面位移为：S=db=Acos甲一Acos甲—A[cos（甲+8）一cos甲]物料颗粒在每个循环中，对筛面的位移为：(23)（24）S—x—bb—S&—S1gsin以=Asin中8+^ 82—A[cos（里+8）—cos中]当筛子在近似于第一临界转数下工作时，即8r360°，则上式中方括号内的数值接近于零。故得到：（25）1gsin以S—Asin中8+ 82（26）物料跳动平均速度:当8r360°时V—力—[Asin中+—gsin以.(Q)2]60则。sin甲rtg^d2「 —sin8r0，1—cos8r0（27）因此:sin中d（28）或为:8—sin甲

d可以将式（27）化简为：v—碧（1+ktga）按照上式计算得的结果与实际相比，因素.为此，上式应该乘以修正系数％，（29）（30）计算值较大，因为未考虑物料特点，摩擦和冲击等k0r0.13—0.15。所以:(31)V—k举(1+ktga)

030v(31)2总体方案设计2.1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。2.2振动筛基本结构本次设计圆振动筛是由激振器、筛箱、隔振装置、传动装置等部分组成。2.2.1筛箱筛箱由筛框、筛面及其压紧装置组成。1） 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。2） 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。2.2.2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。2.2.3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。2.2.4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。3.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2振动系统力学模型图图2振动系统力学模型图图2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。作为动坐标系统（xoy）的原点。1 1 1 1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=x+rcos中=x+rcossty=y+y=y+rsin中=y+rsinst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=St，s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：=-m(x-rs2cos=-m(x-rs2cosst)(32)=-m(y-rs2sinst)(33)=m mdt2d2y=m mdt2式中mrs2cosst和mrs2sinst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Fx和F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（、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cy（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：式中：M(M式中：M(M+m)\&M+m)y+cy+机体的计算质量+Cx+Kx=mr①2cos①tKx=mr^2sinst（34）M=m+Km式中：M=m+Km式中：m. 振动机体质量；m 筛子的物料重量；K——物料的结合系数，K=0.15~0.3。（35）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，只需要讨论公式的特解：其特解为：A=yx特解：其特解为：A=yx=Acos(st-a)y=AsinCt-a)mrs2CosaA=frz ¥-axK—\M+ms2mrs2CosaK~(M+m)s2Cs=tan-1 / \—K-\M+m)s2Csa=tan-1 f \—yK-\M+m>s2（36）（37）（38）式中：A和A为x和y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：（39）下面根据图3来分析圆振动筛的几种工作状态:1）低共振状态低共振状态：n<np即K>（M+m）o2若取K=（M+2mh2，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3振幅和转子角速度的关系曲线2） 共振状态共振状态：n=np即K=（M+m）o2。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。3） 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>np，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o大于自振动频率o的五倍即可得到良好的效果，采用这种工作状态的筛子，必须设法消除筛子在起动时，P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。4振动筛参数计算4.1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K=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V次设计圆振动筛，选取七=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=12.5。~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,=§搭%和所确定的A值可以求解出频率值。_：900000・K•Cosa_：900000x4xcos200_n=E十=? 5 =5rpm (振动强度校核：实际振动强度K按照下式计算：匕=；甘<K (41)在本设计中K=A^1L=5x8452=3.77vK，所以符合振动强度要求。S9x105 9x105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：=K坐(1+Ktana)m/s (42)030v式中：取修正系数K0孑0.1。=0.15X845(1+4xtan20)=0.033m/s304.2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/h；F——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=1.56m2）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：(43)E_100（a-6）(43)-a（100-6）式中a——原料中筛下产物含量的百分数；6——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a及6。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1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/s24.3动力学参数振动器偏心质量及偏心距的确定：由文献[3]（44）工作时，弹簧刚度小，故振幅计算式中K值可以略。（44）对于单轴振动筛： （M+m）A_一mr式中M一振动机体质量，M=883.48kg；m一偏心块质量；A—筛箱振幅，A=5mm；r—偏心距，r=24mm。负号表示M与秫重心在振动中心的两个不同方向上。由式（44）得，-MA_883.48x5_nil由式（44）得，m= = =91kgA+r5+244.4电动机的选择

4.4.1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：（45）177500HN_（M+m）An3（CA+fd）千瓦（45）177500H式中：C—阻力系数，一般C_0.2〜0.3,抛掷指数较小时，C_0.25；d一轴承内圈直径，d=0.1m；n—转动轴转数，n=845rmpn一传动效率，n=0.95；f—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\.005x8453（0.25x0.005+0.002x0.1）1N= =14.7KW177500x0.95由上式可求N=14.7KW4.4.2选择电机由文献［4］选择传动电机型号为7160L—4型，其额定功率为15KW，n=1460rmp。4.4.3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：MM(46)——一>——0(46)式中：MhMh式中：M「——电机的其动转矩；Mh——电机的额定转矩；M0 振动筛偏心重量的静力矩与轴承的摩擦静力矩之和。式中：八…N八…Mh式中：八…N八…Mh=9550——=9550x电M=Mxix人i——速比；人——起动力矩系数.n1460i=q= =1.73n845=98.1N-m1460取人=2.1。(47)(48)(49)M.(50)因此有—=ix人=1.73x2.1=3.63(50)MH

式中M0'为偏心质量的静力矩与轴承的摩擦力矩之和M「=式中M0'为偏心质量的静力矩与轴承的摩擦力矩之和M「=M/总+M式中M、为振动器上轴承的摩擦力矩f总、M=2Mf总 fM=fFd=0.002x91x0.058x(3.14x845)2x011=2.27N・mfo4 30 4将M值带入公式(53)得M=2x2.27=4.54N・mf f总、Mj为静力矩M=mrg=91x0.024x9.8=51.72N・m将Mf总与M.值带入公式得M-=4.54+51.72=56.26N・m将M,值带入公式(52)得M=56.26=34.23N・m(51)(52)(53)(54)(55)(56)0 01.73x(51)(52)(53)(54)(55)(56)M——0=MH由于M=3.63,所以满足E34.23=0.34998.1M> 0MH-，电机起动校核合格。表2电动机性能MHMH型号Y200L—4型转速rmpn=1460rmp功率KW15KW5传动方案的设计5.1选取皮带的型号带的设计功率P=KP=1.3x15=19.5KW (57)式中：KA——工况系数，查［11,22-18］表22.1—9得KA=1.3；P——传递的额定功率，P=15KW。根据q=19.5KW，小轮转数n1=1460rmp，查文献［5］［22-17］图22.1—1,选B型皮带。5.2传动比(58)i=ni=1460=1.73

n845(58)5.3带轮的基准直径选择小带轮的基准直径ddi:查文献⑸，［22-31］表22.1—14和［22-17］图22.1—1选取d=224mm选择大轮的基准直径d22: d22二ixddi=1.73x224=388mm查［11，22-31］表22.1—14取d22=400mm5.4带速带速常在V=5〜25m/s之间选取V="吃ni=J14x224xI460=17.12m/s (59)60x1000 60x10005.5确定中心距和带的基准长度初定中心距按0.7(d+d)<a<2(d+d)d1 d2 0 d1d2选取，因此有436.8<a0<1280，选a「600mm。带的基准长度LdTOC\o"1-5"\h\z所需基准长度L=2a+土(d+d)+(dd2一dd，d0 02 d1 d2 4a0带入数据得Ld0=1985.1查文献⑸，［22-13］表22.1—6选取基准长度L广2000mm实际中心距aa=a+'d-Ld0=600+2000-1985.1=607.45mm (60)0 2 2安装时所需最小中心距：a.=a-0.015L=607.45-0.015x2000=577.45mm (61)张紧或补偿伸长所需最大中心距：a=a+0.03L广607.45+0.03x2000=667.45mm (62)小带轮包角a1a=1800一 ^L1x57.30=1800一400~224x57.30=163.4001 a 607.45单根带的基本额定功率P1根据dd1=224mm,n1=1460rmp，查文献⑸，［22-25］表22.1—13f得匕=7.47KW考虑传动比的影响，额定功率的增量AP由［机械设计手册第三卷，22-25］表22.1—13f查1得AP=1.14KW1带的根数ZZ= pd = 竺 =2.4根(P+AP)KK(7.47+1.14)x0.96x0.98式中：Ka——小带轮包角修正系数，查文献［5］,［22-18］表22.1—10Ka=0.96Kl——带长修正系数，查［机械设计手册第三卷，22-19］表22.1—11犬乙=0.98单根带的预紧力F "0F0=500(—-1)土+mV2 (63)a式中m为带每米长的质量，查文献⑸，［22-19］表22.1—12查得m=0.17kg/mF=500(兰-1)19.5+0.17x(17.12)2=354.36N0 0.96 3x17.12带的设计参数如表3所示。表3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=L~xP (64)fn式中：C——基本额定动载荷来；P 当量动载荷TOC\o"1-5"\h\zP=mm2=91x0.024x("X845)2=17.1KN； (65)60fL——寿命系数，f广2.3〜2.8本次设计选取fL=2.5；333、3 ,、f——转速系数，f=(岂)io=0.38。 (66)将数据带入公式(64)得C=£5x17.1=125.74KN0.38查文献⑷，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：L10=(命)£ (67)式中：L10的单位为106r8——为指数。对于球轴承，8=3；对于滚子轴承，£=10/3。计算时，用小时数表示寿命比较方便。这时可将公式(64)改写。则以小时数表示的轴承寿命为： L广606(C)e (68)式中：C——基本额定动载荷C=125.74KN；n——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(68)得：L=106X(竺74)10/3=15249h>6000h满足使用要求h60X845 17.1因此设计中选用轴承的使用寿命为15249小时。6.2轴的设计6.2.1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。6.2.2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。6.2.3轴的强度验算由文献［4］［对轴进行校核：由图4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n1，带传动的传动效率门=0.96。P1=Pr门=150x0.96=14.4kwnn=—1i式中i—带的传动比，i=400/224=1.786n所以n=-=1460/1.786=817.47r/min1iEc…P 一14.4 ,T1=9550—=9550x =168.2N•M1Ft=2T=2X168.2=3737.8Nd1 0.09由水平方向得：FtY=F“1+FNH2 FtX=0112xFtY+1058xF=0解得：Fn]96』Fn「277.6N由垂直方向得：Fv=mg=291.825x10=2918.25NFV=FNV1+'FNV1x754fx754解得：气=气=14"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。按弯扭合成应力校核轴的强度：校核最危险截面C：8“=/[M12+(2T)2]/W取a=0.6119.862+(0.6x168.2)2/0.1x1753=0.3MPa8=J[M2+(2T)2]/W所以8119.862+(0.6x168.2)2/0.1x1753=0.3MPaca-1故轴的强度满足要求。6.3支承弹簧设计验算1）弹簧刚度计算由文献［7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

图4轴受力分析(f)现将截面C处的MhMV及M列于表4表4各危险截面的受力情况载荷水平面H垂直面V支反力F=3965.4NNRF=-277.6NNH弯矩MMH=209.32N•MM^=1108.18N•M总弯矩TM="(MH2+M^2)=119.86N•M168.2N•M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乙=旦=5〜6,p对于座式z=凹=4〜5由此，对于单轴振动筛弹簧刚度计算公式：①pK=(M+m)①2=(M+m)(?)2 (69)

取z=5，再有n=845次/分，①=丑^=88.5次/分60所以:K=(6620+91)x(^!.5*=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60&2Mn钢丝。许用应力［t〃］根据文献⑺其中的表16-2按I类载荷选取［］=480Mpa.查得切变模量G=80x103Mpa，由文献⑻，查得。=1200MPa。初步选取旋绕比c=8。F=F=6620x竺=8109.5N2 8 8曲度系数k=W+零=1.18dZ1.6F^=1.6x'8109.5XL18X8=12.63mm4802口V480根据文献［7］中表16-5，选取d=16mm。3）计算弹簧中径按文献直冲表16-5,按文献直冲表16-5,4）计算弹簧圈数和节距D=cxd=16x8=128mm取系列值D=130mm。f0=0，f2=7A+70=7x5+70=105mm根据文献得"n=GD（人+f0）=80000x130x105=411圈- 8Fc4 —8x8109.5x84—'2根据文献［7］表16-5，取n=5圈，由表25-11得弹簧的总圈数为:n=n+2=5+2=7圈由文献⑺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：Y=arctan=arctan弗.〉=5.1兀D 兀x1306） 弹簧验算（1）弹簧疲劳强度验算

由文献［7］，图16-9，选取t'=200MPa0兀d3c'兀x163x200所以有：F= = =5504.95Ni 8kD 8x1.18x130由弹簧材料内部产生的最大最小循环切应力：=炒Fmax 兀d3 2T=炒Fmax 兀d3 2Tmin8KDf兀d31可得:t=8KDF=8x1.18x130max兀d32兀x163x8109.5=773MPaTmin8KDfKd328x1.18x130Kx163x5504.95=525MPa由文献［门，式（16-13）由文献［门，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=T0S=T0+0"min>Sca T Fmax弹簧材料的脉动循环剪切疲劳极限;式中：t-0SF弹簧疲劳强度的设计安全系数，取SF=1.3-1.7oS=T0+0.75tmin=480+0.75x525=1.32,S=1.3caT 773 F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安全系数计算值及强度条件为：按上式可得:773S=二>SScaT smax式中T——弹簧材料的剪切屈服极限，t=0.7。=0.7x1200=840MPa；sS——静应力强度的设计安全系数，S’=1.3-1.7。所以得： S=——=84°=1.32>s=1.3ScaT773 s所以弹簧满足静应力强度。 max所以此弹簧满足要求。小结本次设计主要对圆振动筛的筛箱、激振器、支承隔振装置以及传动装置进行了设计；对振动筛的动力学分析及动力学参数的计算；对电机的选择及校核；对主要零件进行设计，通过校核均满足使用要求；对设备的环保及经济评价进行分析计算。通过本次设计，对振动筛的知识有了深刻的认识，学会了如何大学期间所学到的知识应用到实践当中，对今后的工作和学习有非常大的帮助。同时通过本次设计了解到，我国的筛分技术在近几年有了长足的发展，很多单位已经掌握了筛分机械的设计理论和方法，进行了很有成效的研制工作，解决了很多实际问题。可以说，