振动筛的方案设计.doc

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。一般说来，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来越少，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，筛分效率的增加越来越慢。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。
一般来说，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3.5~4m；对于中细粒级物料的筛分，筛面长度为5~6m；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，只能采用两种级数公差。
这里选金属丝编制筛面，取筛孔尺寸为8mm，轻型钢丝直径d为2mm，开孔率选取为64%，长、宽比取3：1。
圆振动筛处理量的计算：
公式近似计算[7]： （4-1）
式中： ——按给料计算的处理量(t／h)；
M——筛分效率修正系数，见表4—10[7]；M也可按以下公式计算：
M＝

——筛分效率；
——单位面积容积处理量(/·h)，见表4-11[7] ；
——筛面计算宽度(m)；
＝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／)。
经表4-10[7]和表4-11[7]，取筛分效率为98％时的M为0.27，为1.1，为13.30/·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，＝0.95B，则：
所以 B=
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[7]。
P= (4-2)
式中 P——电动机的计算功率（KW）；
——参振质量（kg）；
——振幅（m）；
n——振动次数（r/min）；
d——轴承次数（m）；

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。
根据实践经验，一般按下列范围选取振幅：
圆振动筛 =2.5~4mm
这里我们任取=3mm，n=600r/min，P=5kw，d=50mm；
试求=
计算得出参振质量太大，势必造成制造成本增大，所以，不与采用，现将P取为0.5kw，计算得出为1500.9kg，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0.55kw，转速为1390r/min，质量m=17kg。如图：

图4-2 电动机

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。
取轴承内径d=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，因此这里采用圆柱滚子轴承。
当量动载荷P（）的一般计算公式为
P=X (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13-5。由表所示：X=1，Y=0；
所以：P=
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，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：
P=
取=1.2，故： P=
=1.2
=1765kw
滚动轴承寿命计算：
轴承基本额定寿命 (4-4)
n代表轴承的转速（单位为r/min），为指数，对于球轴承，=3，对于滚子轴承，=。查机械课程设计手册得C=69.2KN。

=
=2639.8h

计算得出来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=90mm，B=20mm。如图：

图4-3 轴承

1.2轴承的寿命计算
轴承的寿命公式为：
=() (6-4)

式中: 的单位为10r
——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： =() (6-5)
式中：

——基本额定动载荷=125.74KN
——轴承转数
——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：
==15249h>6000h 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
已知大带轮的转速为600r/min，电动机功率为P=0.55kw，转速为1390r/min。
小带轮==1390r/min，所以传动比i=
这里取传动比i为2.3，每天工作8小时。
4.4.1 确定计算功率
由表8-7查得工作情况系数=1.2，故
=P=1.2kw=0.66kw
4.4.2 选择V带的带型
根据、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v
1、初选小带轮的基准直径。由参考文献[2]表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径=80mm。
2、验算带轮v。按公式计算带轮速度：

因为5m/s＜v＜30m/s，故带速合适。
3、计算大带轮的基准直径。根据已知，计算大带轮的基准直径
=i=2.380mm=184mm
根据参考文献[2]表8-8，圆整为=180mm。
4.4.4确定V带的中心距和基准长度

1、初定=300mm，

由表8-2选带的基准长度=1000mm。
2、计算实际中心距。

3、验算小带轮上的包角

4、计算带的根数z
计算单根V带的额定功率。
由和=1390r/min，查表8-4a得=0.8kw。
根据=1390r/min，i=2.3和A型带，查表8-4b的=0.17kw。
查表8-5得=0.95，表8-2得=0.89，于是

计算V带的根数z。

所以取一根带。
计算单根V带的初拉力的最小值
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
应用
带的实际初拉力＞。
计算压轴力
压轴力的最小值为
=192N
如图：

图4-4 大带轮
4.5 弹簧的设计与计算
选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=4mm，旋绕比C=4.5，则得曲度系数

查表得，
F=

符合要求，取d=4mm，D=Cd=18mm，。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
所以有：
由弹簧材料内部产生的最大最小循环切应力：

可得： =

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：

式中：——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=1.3-1.7
按上式可得： ==1.3
所以此弹簧满足疲劳强度的要求。
2）弹簧静应力强度验算
静应力强度安全系数计算值及强度条件为：

式中——弹簧材料的剪切屈服极限，
——静应力强度的设计安全系数，=1.3-1.7

所以得： =1.3
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
4.6.1 求输出轴上的功率、转速和转矩；

于是
4.6.2 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，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，也就是安装大带轮处的直径。
4.6.3 轴的结构设计
1）带轮宽度
，所以取L=48mm，取轴套长度为16mm，因此。
2） 初步选择轴承盖。轴肩高度h一般取为（0.07~0.1）d，这里轴承盖的直径，所以：
，，取=8mm，这里为M8螺钉。
，
，
，
，
，
， 取m=26mm。

所以。
取主偏心块，
因此。
3）轴承长度选取。由前面轴承计算所知，轴承长度为20mm， 所以。
，是箱体的长度，是箱体壁厚。所以
；
至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。如图：

图4-6 轴尺寸图
4.6.4 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。按由参考文献[1]查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，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，选用平键为，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。
4.6.5 求轴上的载荷
图4-6，受力分析及弯矩图：

图4-7
支反力：
弯矩M：
扭矩T：
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，轴的计算应力：

前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得。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来看，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
抗扭截面系数
截面弯矩M为
截面扭矩为
截面上的弯曲应力

截面上的扭转切应力
轴的材料为45钢，调质处理。有表15-1查得，，。
截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按参考文献[2]附表3-2查取。因，，经插值后可查得
，
又由附图3-1可得轴的材料敏性系数为
，
故有效应力集中系数按式（附表3-4）为

由附图3-2的尺寸系数；由附图3-3的扭转尺寸系数。
轴按磨削加工，由参考文献[2]附图3-4得表面质量系数为

轴未经表面强化处理，即，则按公式得综合系数为

又由及得碳钢的特性系数
，取
，取
于是，计算安全系数值，按公式计算得

远大于S=1.5

故可知其安全。至此，轴的设计计算即告结束。如图4-8：

图4-8 轴

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