【《某三自由度混联振动筛主要零件的设计计算案例分析》3400字】

某三自由度混联振动筛主要零件的设计计算案例分析目录TOC\o"1-3"\h\u21683某三自由度混联振动筛主要零件的设计计算案例分析 1220461.1.弹簧的设计和选用 172401.2.筛箱 4255261.2.1.筛箱侧板及后挡板的厚度 451481.2.2.紧固件 4126791.3.进料斗和排料斗 6177591.3.1.进料斗 676141.3.2.排料斗 741891.4.筛网的选择 7243191.5.筛面张紧装置 7293211.6.弹簧支撑 783961.6.1.弹簧上支撑 8260671.6.2.弹簧下支撑 8184281.7.轴的设计与校核 8275741.7.1.轴的设计 8184601.7.2.轴的校核 9106521.8.键的设计 10309001.8.1.键的选择 10270261.8.2.键的连接强度计算 1045411.9.轮设计 10105861.10.机架的设计及校核 11弹簧的设计和选用弹簧是作为振动设备中主要的隔振与缓冲装置零件，在设计其类型，选型时，需要通过在振动筛上的使用方法进行分析。三自由度振动筛的筛箱固定方式为在空间悬吊式。本次设计中所使用的弹簧为圆柱螺旋拉伸弹簧。其工作在动载荷条件下，弹簧的工作行程是，且所承受载荷为参振质量、激振力合并作用下产生。本文依据《机械设计手册》中圆柱螺旋拉伸弹簧的公式计算方法，对弹簧进行初步选型与计算。其中，参振质量、激振力；。拉伸弹簧的个数为4由上式可以计算得：；初定弹簧的刚度：（4-1）工作极限载荷由于弹簧在一般的载荷下才能正常工作，可以按第Ⅱ类弹簧进行考虑。在此选用油淬火回火碳素弹簧钢丝B类，端部结构为圆钩型。因是Ⅱ类载荷，，取，但考虑到是拉伸弹簧，应将表12-2-19中除以0.8，则；材料的直径与弹簧中经查表12-2-19，选取d=8,D=50,，，。由于选用的弹簧材料是油淬火回火碳素弹簧钢丝B类,所以其现将表12-2-19中查得的及按表12-2-18进行修正弹簧的圈数n现取7（4-2）弹簧的刚度（4-3）最小载荷下弹簧的变形量、最大载荷弹簧的变形量与极限载荷弹簧的变形量（4-4）（4-5）（4-6）8、弹簧外径与弹簧内径（4-7）（4-8）9、自由长度（4-9）最大工作载荷下的长度、最小工作载荷下的长度以及极限载荷下的长度求解弹簧的螺旋角展开长度13、弹簧验算实际极限变形量实际极限载荷筛箱筛箱侧板及后挡板的厚度筛箱侧板与后挡板厚度，这里依据《振动筛设计规范》，确认本次设计中筛箱侧板与后侧板厚度为。紧固件振动筛连接的关键部位（例如：振动器体、后挡板、筛网、及排料斗与侧板）这里根据文献采用高强度螺栓或环槽铆钉联接。螺栓与环槽铆钉的使用，在工作原理上基本相同。在钢板连接中,构件之间摩擦力需要依靠钢板之间力的传递来实现。则摩擦力是紧固件与钢板出现夹紧力而产生的。在产品进行加工装配操作过程中,要求对不锈钢板的内部表面经过高温喷砂或热压除锈去油污、清洗及时消除金属杂质等特殊处理,以便于确保其内部具有一个足够大的接触活动面积以及较大的摩擦系数。联接的形式和受力分析结果如图4.2所示，其中高强度螺栓联接方法见图4.2（a）、环槽铆钉联接见图4.2（b）。图4.2螺栓连接(4-18)—联接件的滑动力，即振动筛对联接件的最大惯性作用力，（N）；—振动圆周率；被联接体的质量；带入相关数据得出：。(4-19)—摩擦力，（N）—紧固件的数量；—摩擦面数；—正压力；—摩擦系数；钢板联接件在经喷砂处理时。=0.45；此处螺栓采用40，直径为10（mm）的螺栓，两边侧板各6个、后挡板2个，一共用了8个螺栓。又则所以此螺栓满足工作可靠性由《机械设计手册》一书查得：屈服强度螺栓材料的许用切应力为：(4-20)螺栓杆的剪切条件为： (4-21)式中：—螺栓所受的工作剪力，N；—螺栓剪切面的直径（可取为螺栓孔的直径），mm；[]—螺栓材料的许用切应力，MPa将F代入上式得每个螺栓所承受的剪切力为：所以此螺栓满足强度要求。此螺栓相关参数为，公称直径,螺距,中径，小径，粗牙螺纹。进料斗和排料斗进料斗进料斗采用Q235的钢板8块焊接在一起的，焊接固定于机架上。钢板厚度为3mm。其中4块梯形板钢板的尺寸是：上底450mm下底310mm高度为482mm，另外4块钢板分别是：上底378mm下底290mm高度为235mm、2块上底310mm下底120高度为166、上底378mm下底290mm高度为160mm。焊接方式为二保焊。图4-3进料斗排料斗排料斗与出料斗不同，排料斗固定于筛网的下面负责收集筛除部分，由于振动筛结构较为紧凑，异步电机的安装位置位于筛箱底部，筛分过程中，物料会使横向振动装置出现堵转卡死现象。本次设计出料的方式直接通过筛面振动沿倾斜角筛分出来。排料斗材料采用Q235的钢板4块焊接在一起的，钢板厚度也为3mm。焊接方式为二保焊。图4.4排料斗其中在排料斗的两侧有3个上间距为400mm，直径为10mm的孔，这些孔就是和侧板连接的孔，连接方式为螺栓连接，这里要注意的是排料斗的最高处要低于筛网，这样可以使筛网筛除的物料全部的落在排料斗上面。筛网的选择根据文献[14]。选用筛板的尺寸，要根据其开孔率相对应，被此设计的小型振动筛选取的长度和宽度是1200mm×600mm，厚度为6mm，有效面积为1200mm×500mm。筛孔尺寸为9mm。筛孔间距11.7mm,开孔率为46％。筛面张紧装置筛面张紧装置，筛面在机械设备运行中，防止筛面受力变形的装置。查询《振动筛设计规范》了解到，小于900mm的筛板，中间可以不用固定。本次设计采用筛面两侧角钢固定连接、使用螺栓固定压紧、使筛面通过螺栓固定在侧板上。弹簧支撑本次设计中采用的是悬挂拉伸弹簧，所以应该相应的设计上下支撑装置。弹簧上支撑弹簧顶端通过悬挂螺栓与吊环螺母配套链接使用。弹簧上支座如下图图4.6所示。图4.6悬挂螺栓弹簧下支撑弹簧底端通过吊环螺栓与筛箱固定连接。弹簧下支撑如下图图4.7所示。图4.7弹簧下支撑轴的设计与校核轴的设计由电机选型得知：电机为IMB34H80-112，功率为1.5KW,电机轴的输出直径为28mm，经过换向器、联轴器联结后，其转速为940r/min,换向器轴直径为32mm。查《机械设计手册》，设计传动轴时，应符合使用及工艺性要求。1、轴的最小直径估算估计传动轴颈长度选取该传动轴的主要结构材料一般是45钢,经多次调质打磨处理，由表26.1-1查得材料的机械性能数据为：根据表26.3-1公式初步计算轴颈，由于材料为45钢，由表26.3-2选取,则得传动轴是安装在横向激振装置中，横向激振装置推力较小，且振动频率较高。在传动系统中做高速低载荷运动。根据实际应用，轴与换向器运动状态相同,取轴的两端直径为32mm。通过对轴上所有部件的基本尺寸进行分析，确定轴的结构形式。轴的一端与联轴器连接，另一端与曲柄相连。为了保证振动链幅度相同，确定两端直径为d=32mm，轴的固定的方式通过两端轴承座固定，初选轴承座为带立式轴承座型号为UELP207。直径为35，宽度52mm。通过轴上零部件的尺寸，初步确定轴的结构尺寸以及分情况。轴的结构简图如图4.8图4.8轴的结构简图轴的校核选用的传动轴材料为45钢，许用扭转切应力。轴的扭转强度条件为。满足使用要求键的设计键的选择选择普通平键。根据转向器的直径与长度，查表得出键的尺寸为：键宽×键高×键长为8×7×40（mm）。键的连接强度计算平键连接强度计算公式：式中：T传递的转矩；K键与轮毂槽面的接触高度，k=0.5h；此处h为键的高度，k=0.5×7=0.35l键的工作长度，单位mm;圆头平键l=L-b=32mmd轴的直径，此处为32mm将上述结果代入上式中计算出，所以键的强度符合使用要求。轮设计曲柄半径是作为振动链振幅的主要依据，半径大时，所需转矩大，半径小时，所需转矩小，由于连杆远大于曲柄半径，转矩可近似根据悬挂筛箱的推力大小得出。曲柄设计如下图4.9所示。图4.9轮机架的设计及校核机架设计的目标主要是为了保证结构中的刚度、强度和稳定性。其中,刚度是用来评定大多数机架结构的正常工作情况和能力的主要标志;机架的工作性能，主要依靠强度的大小来确定其使用的能力。一台设备工作时，在高速运转过程中的最大动载荷，与机架的强度进行大小对比。动载荷状态下机架内部的刚度，是一个用于衡量机架耐震性和抗振能力的重要指标,而提高了机架的抗震性能就应从改善机架的结构构件静刚度等各个方面着手,合理地设计机架结构的横截面和轮廓。稳定性是确保机架正常运行的基础条件，在使用设备前，也必须要求再次进行强度分析，还应需特别注意。材料内应力以及温度变化引起的结构变形应力最小；结构上力求能够便于进行安装和调整,方便修理及更换主要零部件;本次设计机架选用10号槽钢，四根竖直放置，位置为764×690。截面特性：,相关参数：材质Q235:许用应力通过忽略支架上的偏心力矩及自身重量的方式来进行抗压强度的计算。水平方向上力的太小，机架的弯曲应力不受其太多影响。其受到的剪切力也可忽略不计。由文献[15]中拉伸/压缩强度计算公式可知。参振质量小于122