振动筛的设计要点

振动筛的设计要点
振动筛的设计要点

振动筛的设计要点
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
　　=17.65kw
　　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.
　　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