圆振动筛偏心块装置（激振装置）设计论文

1、本科毕业设计（激振装置）题目:封学院：机械自动化学院专业：机械工程及自动化学 号：学生姓名：指导教师：日 期：二o三年六月目前在我国各种矿山机械设备中，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。这类问题直接 影响了振动筛的使用寿命，严重影响了生产效率。本设计对振动筛进行了方案论述，包括振动筛的分类与特点，确定了设计方 案；进行了物料的运动分析、振动筛的动力学分析，以及动力学参数的计算，合 理设计了振动筛的结构尺寸；进行了激振器的偏心块设计与计算（包括原始的设 计参数）；

2、进行了轴承的选择和计算，与电动机设计与校核；进行了主要零部件 的设计与计算，如皮带的设计计算与校核，弹簧的设计计算，轴的强度有限元分 析，然后进行了设备维修、安装、润滑及密封的设计。关键i司：圆振动筛；激振器；有限元法abstractat present, among the varied mine machineries the shaker is one of the devices which need frequent maintenance and have their own problems. for the shaker, such problems consist of br

3、eakages for beam, straining box, and sieve plate; oil spill out when the vibration exciter used oil lubrication; meantime, the bearing may break in the high work temperature whats more, the vibration exciter also produces big noise. all these issues directly influence the life of the shaker, and the

4、y also seriously affect the production rate.the framework about designing shaker has been introduced, including the classification and features, and design program of the shaker; after analyzing on the shaker's dynamics of the shaker, the structure of vibrating screen size has been designed; con

5、ducting the research of the eccentric block of the exciter, afterward, design and calculate for the original parameters concerned with; designing and verification for the main components, such as motor, belts, spring, the axis, bearings. then the maintenance of equipment, installation, lubrication a

6、nd the design for sealing have been studied in the latter part of this project. whaf s important in this design, finite element method (fem) has been used to compute the strength of an critical axle on the round exciter.key words： round shaker; vibrator; fem1绪论11.1 前言11.2 课题研究背景12设计任务22.3设计任务23单轴圆运动

7、惯性振动筛的构造与特点33.1简单振动筛33.2 自定中心振动筛33.3其他形式的圆振筛33.4单轴圆振筛激振器及其存在问题43.4.1 激振器43.4.2 激振器中的偏心块44圆振筛物料运动的基本原理64.1圆振筛筛面物料受力分析64.2出现正向滑行的条件和正向滑行指数74.3出现反向滑行的条件及反向滑行指数84.4出现抛掷运动的条件及抛掷指数95振动筛的参数选取计算与动力分析115.1振动筛运动学参数的选取与计算115.1.1 抛掷指数d115.1.2振动强度k115.1.3 筛面倾角a115.1.4 筛箱的振幅/125.1.5 振动次数n125.1.6 实际振动强度ks 125.1.7物

8、料的理论平均速度和实际平均速度125.2振动筛工艺参数的选取与计算135.2.1筛面的长度和宽度135.2.2筛机的生产率和筛分效率145.3振动筛的动力学分析以及动力学参数的选取与计算146激振器主要零件的设计与计算226.1激振器偏心块的设计及校核226.2轴承选取以及校核246.3电工功率的计算以及电动机的选取： 266.4键的选取与校核276.5带的设计286.5.1选取皮带的型号286.5.2 传动比286.5.3带轮的基准直径296.5.4 带速296.5.5确定中心距和带的基准长度296.6轴的设计与校核306.6.1轴的设计形状316.6.2轴的有限元分析（校核）327振动筛的

9、安装维护及润滑347.1振动筛的安装及调试347.1.1安装前的准备347.1.2 安装347.1.3 试运转347.2操作要点357.3 维护与检修357.3.1 维护357.3.2常见故障处理367.4振动筛的轴承润滑的改进36结束语38参考文献39致谢40附录411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儿种级别。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i古1定格筛、弧形 筛

10、、旋流筛，滚轴筛，简筛、摇动筛，惯性振动筛和共振筛等。目前，由于惯性 振动筛具有构造简单、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。1.2 课题研究背景2设计任务2.1 题目名称：圆振动筛偏心块装置（激振装置）设计2.2设计参数： 筛面面积10.5m $ ,双振幅7mm12mm2.3设计任务完成偏心块设计；电机支承、驱动

11、部分设计；关键尺寸的有限元计算；绘出相关部分全部图纸； 250字的中、英文对照摘要3单轴圆运动惯性振动筛的构造与特点圆运动惯性振动筛是利用一个带偏心块的激振器的筛箱实现振动的筛机，其 运动一般为圆形或近似于圆形（椭圆形）。它与双轴直线振动筛相比具有结构简 单、制造成本低廉和维修工作量少等优点，因而在工业屮得到广泛的应用。圆运动振动筛可分为简单振动筛和自定中心振动筛两种。3.1简单振动筛这种振动筛的特点是激振器的轴心线与皮带轮的中心在一条直线上，因而皮 带轮与激振器轴均参与振动，使这种筛机通常在远超共振状态下工作。简单惯性振动筛的优点是结构简单、制造容易。它的缺点是有与皮带轮和筛 箱一起振动，无

12、论电机在任何角度安装，都不能避免皮带传递中心距的周期变化, 从而引起三角皮带的反复身长与缩短，影响其使用寿命。为了减轻对皮带寿命的 影响，三角皮带必须选的较长。3.2自定中心振动筛当筛机运转时，自定中心振动筛的三角皮带轮不与筛箱一起振动。这种筛机 的优点是传动皮带寿命较长，工作较为稳定。3.3其他形式的振筛有些圆运动惯性振动筛采用万向联轴器或轮胎联轴器直接传动，取消了皮带 轮，这样就克服了皮带的伸缩和寿命不长的缺点。各种单轴惯性振动筛构造的主要区别有以下几个方面。1. 激振器的类型：长轴筒式激振器和短轴箱式激振器。2. 筛箱的结构与筛面的层数：筛箱有平行四边形与上部近似三角形两种形 状。筛而的

13、层数有单层。双层与多层之分。3. 隔振器的类型与支撑方式：隔振器的类型有金属螺旋弹簧、橡胶弹簧、板 弹簧、复合式弹簧和空气弹簧等；其支撑方式有悬吊式和支撑式了两种；此外还 有一次隔振和二次隔振之分。本次设计的振动机的激振器类型为单单长轴筒式，筛箱结构为上部近似三角 形，筛面层数为单层，隔振器为橡胶弹簧，支撑方式为支撑式，隔振次数为一次。34单轴圆振筛激振器及其存在问题3.4.1激振器激振器的结构特点：1产生惯性力的不平衡重块装在一个刚性极大的轴上，因此可采用承载能力 极大的滚子轴承。2. 采用滚子轴承可简化润滑系统，因为其它轴承需要用昂贵的循环润滑油， 而滚珠轴承只需通过润滑孔或集中注油器加油

14、，或是用油脂润滑，简单而便宜。3. 激振器是可拆卸的。当轴承损坏时，可拆下整个激振器更换。圆振筛激振器存在问题1轴承的损坏。工业生产中有许多利用振动的机械，惯性激振器在这些振动 机械屮被大量采用，究其原因是由于惯性激振器结构简单易于制造，安装和维修 均较方便，并可获得较大的激振力，因而被激振的对彖可获得较大的振动加速度。 但是惯性激振器也存在一些缺点，例如激振力和激振频率不易实现自动调节，但 更主要的缺点是激振器中的轴承不可避免地要受到较人的动负荷，这个较人的动 负荷容易使轴承的温度升高，破坏润滑条件，大大缩短轴承的使用寿命，同样由 于这一缺点也影响到激振器以外的零、部件的使用寿命。2电机的损

15、坏。电机损坏的主要形式是轴承卡死。故障的主要原因是：负荷 大、粉尘大、环境温度高；轴承卡死后，在激振电机拖动力和偏心块惯性力作用 下，致使轴承滚珠及滚珠架碾压变形、挤碎而损坏；严重时激振电机与振筛联接 的条螺丝被切断，激振器与振动筛分离。轴承卡死是激振电机损坏的主要原因， 它是由于激振电机的工作环境比较恶劣，振频较高，轴颈与轴承运动中摩擦产牛 的热量不能及时的散发。3.4.2激振器中的偏心块偏心块结构激振器目前被广泛应用到振动筛上，有结构合理，重量较轻，建 造装配方便等优点，但存在着许多需改进的地方：1. 激振器建造装配工艺较繁琐，影响组装品质。2. 特定的组装工艺造成激振器不能全部调换，替代

16、激振器（轴承座）时辰长, 位置精度很难保证。用户无法储备全部成品激振器，给设备检修带来不便。3. 振器轴承座与侧板的联接需提高，联接一般维护不便，工作中，因螺栓松 动发现不及时造成激振器螺栓剪断，使激振器损坏的现象时有产牛。圆振筛物料运动的基本原理振筛筛面物料受力分析由文献1知筛面物料的受力分析如图41所示振动筛运动学参数(振幅、振频、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=t4c

17、os( 180° (p )=acos(p = acoscot(4-1)y=asx(p=asna)t(4-2)式中:/筛面振幅；(p轴回转相角，(p=cotco轴冋转角速度；t 时间。求上式中的x和尹对吋间t的一次导数与二次导数，即得筛面沿x和尹方向上的速度和加速度:vx = acosincot(4-3)vv = acocoscot(4-4)ax=aco sincot(4-5)ay=aco2 coscot(46)由运动特征，来研究筛子上物料的运动。物料在筛面上可能出现三种运动状 态：正向滑行、反向滑行和抛掷运动。4.2出现正向滑行的条件和正向滑行指数在圆运动振动机中，无聊与工作面保持接

18、触的条件是：垂直于工作面方向的 重力分力gcosa大于或等于物料可能获得的最大惯性力macu2 ,即：(4-7)化简后得aco2geos aw1(4-8)d=aco2(4-9)geos a式中d圆运动振动机的抛掷指数。由图41看岀，促使物料出现止向滑行的作用力是p=maa)' cosy+gsina而极限摩擦力(4-10)f产丰f°n式屮的正压力n可表示为n=mauj sina+ gsina(4-h)(4-12)要使物料出现正向滑行，p力必须大于极限摩擦力f。，即p>_f°,将式 (2-10)和式(212)带入后，便可求得实现正向滑行的条件：(4-13)dk =

19、sin(“oq)(4-14)k>1sin(“()一式中dk一一正向滑行指数。理论正向滑始角（pk可按下式求岀:(4-15)cos(%+0)=-(pk =arc cos(2)=“0(4-16)(4-17)当正向滑行指数$大于1时，则可出现正向滑行：qwi时，不可能岀现止向 滑行。因此，出现正向滑行的临界条件为9=1,即n=n+mio 次/分式中n +min正向滑行临界振动次数,+罰=30gsin(/0-a)ti1 a(4-18)为使物料出现正向滑行，必须取振动机的振动次数n大于临界振动次数口 +min °当正向滑行指数选定后，振动机的振动次数可按下式计算出：n=30 »

20、)次/分(4-19)43出现反向滑行的条件及反向滑行指数当力p小于尸0,可实现反向滑行，实现反向滑行的条件是(4-20)k>1sin(“()+ a)d=ksin(“o+ a)(4-21)式中dq 反向滑行指数。理论反向滑始角低可按下式计算出:巒arc cos* + “。(4-22)当出现反向滑行指数dq大于1时，则可出现反向滑行；dw1时。则不能 出现反向滑行。因此，出现反向滑行的临界条件是dq=l，即n=n-min次/分(4-23)式中口罰一一反向滑行临界振动次数,s=30j竺叩次/分v 71 a-nun(4-24)为使物料出现反向滑行，必须使振动机的振动次数n大于反向临界的振动次 数

21、5。当反向滑行指数dq选定后，振动机的振动次数可按下式计算出:n=30dqgsin(“o+d)次/分7u2a(4-25)4.4出现抛掷运动的条件及抛掷指数与直线振动机相似，要使物料出现抛掷，其必要条件是使物料在垂直于工作 面方向的重力加速度分量小于工作面的最大振动加速度。(4-26)gcosa<aco2>1由上式可得(3-27)c0s6td=k= ac° >1cos a gcosa（4-28）当抛掷指数d大于1吋，物料可以被抛起，即可实现抛掷运动。抛始角九可按下式计算岀：皆arc si谆（4-29）抛掷运动的临界条件为41,即n=n omin 次/分（430）式中n

22、omin抛掷运动的临界振动次数，叫斷=30徑孚次/分（4-31） 71 a为了使物料出现抛掷，必须使振动机的振动次数n大于抛掷运动的临界振动 次数叽n。当抛掷指数d确认后，振动机的振动次数可按下式计算出：啤竺次/分（4-32）v ji a由于在圆运动振动机中，物料滑行运动不能获得较大的速度，为了防止筛孔 堵塞，并能获得较高的筛分效率和牛产率，目前，在多数圆运动振动机采用物料 的跳动状态。5振动筛的参数选取计算与动力分析5.1振动筛运动学参数的选取与计算由参考文献1知5.1.1抛掷指数d如图5-1表示的筛面的运动与物料的抛掷运动z间的关系。当抛掷指数/>3.3时，筛面的一个振动周期正好等于

23、物料的一个跳动周期，这时物料与筛面 的接触时间最短，所以减轻筛面的磨损是有利的。圆振动筛抛掷系数一般取 d=3.05.0,。木振动筛选用图5-1筛而的运动与物料的抛掷运动之间的关系5.1.2振动强度k炉必=沁(5-1)g 900g式中k 动强度(或称机械指数)，系振动加速度幅值和重力加速度之比；n槽体每分钟振动次数，次/分。根据目前机械水平，k 一般在38之间，振动筛则取36,这里取k=4.5.1.3筛面倾角a筛面倾角的大小决定于所要求的牛产率和筛分效率。当筛机的其他参数确定 后，筛面倾角大，则生产率高，而筛分效率下降；反之，则牛产率下降，而筛分 效率提升。所以当产品质量要求一定时，就需要选取

24、一个合理的倾角。根据实际 经验，筛面倾角推荐如下：圆运动单轴惯性振动筛用于预先分级，°=15。30。；圆运动单轴惯性振动筛用于最终分级，歼12.5。20。本次设计取筛面倾角a=18° o5.1.4筛箱的振幅力筛箱振幅；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=36mm,其中筛孔大者取大值，筛孔小者取小 值。设计提供参数：双振幅712mm,这里取振幅/为5mm。5.1.5振动次数刃由式（423）,代入数据有振动次数5.1.6实际振动强度£按式（51）校核a心=竺一=3835<4 g由式可知，实际振动强度为小于预选的振

25、动强度k,所以满足要求。5.1.7物料的理论平均速度和实际平均速度物料出现抛掷后，沿x方向的运动方程为：对上式进行二次积分，用亿代替0,即可求得物料每次抛掷运动的相对位移:当振动机接近第一次临界振动次数工作时，即4=360。，则上式可化简为:物料的理论平均速度为等 cos©-cos(©+e)+ sm©©+期tana)co当仇=360。,或匚=1时，理论平均速度oja 八1 八 2、忘叱©+护tan.)(5-7)(5-8)因为当$=360。时，sin-tan- ,所以理论平均速度还可以写成以%sin © (1 + q tan a)2龙(

26、5-9)下形式：带入数据有理论平均速度=0.03787m/so按上式计算所得的结果与实际情况相比，计算值较大在，这是因为没有考虑 物料的性质、摩擦、冲击和滑行因素的影响，所以实际平均速度(5-10)式中7a倾角修正系数物料厚度影响系数5物料性质影响系数5滑行运动影响系数5.2振动筛工艺参数的选取与计算振动筛的工艺参数包括筛面的宽度和长度，筛机的生产率和筛分效率。5.2.1筛面的长度和宽度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 择筛面的长度和宽度，对提高筛分机的生产能力和筛分效率是很重要的。筛面的

27、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，必然加人了筛分机的规格，筛分机的结构强度上需要解决的问题越多和越难，所以筛面的宽度不能任意增加。目前我国筛面的最大宽度为3.6m。筛面的长度影响被筛物在筛面上的停留时间。筛分试验表明，筛分时间稍有 增加，就会有许多小于筛孔的颗粒，大量穿越筛孔而透筛，所以筛分效率增加很 快。并且试验表明，筛面越长，物料在筛面上的停留时间越久，所得筛分效率越 高。但是随着吋间的增加，筛面的易筛颗粒越来越少；留下来的人部分是“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，

28、筛面长度只能在一定范围内， 对提高筛分效率起作用，不能过度增加长度，不然使筛分机构笨重，达不到预期 的效果。此次设计的筛面面积为10.5m2,由文献8选取筛面长宽分别为：5.2m和 2m。522筛机的生产率和筛分效率生产率0：(5-11)0 = 36005/77 t/hh = 4a ;式中：b筛面的宽度，m；h筛面上物料层的厚度，m；v 物料运动的平均速度，m/s；y物料的松散密度，t/m3；q筛孔尺寸。筛分效率：(5-12)100(q c) r)=tz(loo-c)式中：a测定原始给料中细粒级的百分比；c筛上产品屮的细粒级占筛上产品的重量百分比。5.3振动筛的动力学分析以及动力学参数的选取与

29、计算振动筛的振动系统包括振动质体、弹簧以及惯性激振器三个部分组成。对惯 性振动筛的振动系统进行动力学分析的目的是要找出振动质量、弹簧刚度、偏心 块的质量矩与振幅之间的关系；选择合适的工作点；确定惯性振动筛的功率。表5-1圆振筛的运动学参数和工艺参数名称数值名称数值筛面长度5.2m筛面宽度2.0m振动强度4抛掷指数4筛面倾角18°振动方向角筛箱振幅5mm筛了频率828rmp处理量88t/h物料运动速度v图52单轴惯性振动筛的振动系统的简化图如图52所示单轴惯性振动筛的振动系统。为了简化计算，假定在静止时激 振器转子的凹转中心与筛箱的质心重合，激振力与弹性力都通过筛箱的质心。这 时，筛箱

30、只做平面平移运动。取筛箱静平衡的质心为固定坐标xoy的原点，而以 振动器转子的旋转中心q作为动坐标系统(坷o必)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 振动器的冋转中心线作冋转运动(相对运动)，则其重心的绝对位移为：(5-13)xm 兀 + 兀=兀 + r cos(p = x +rcos cotym y+yx =尹 + 厂 sin ° =y+rsin 血(5-14)式中：r偏心质量的重心至回转轴线的距离。(p轴z回转角度，0 =血，g为轴回转z角速度,t为时间。偏心质量m运动时产生的离心力为：fx = m 厂"=-m(x 一 rar co

31、s cot)(5-15)f), =md2y.dt2=m(y - rex sin cot)(5-16)式中mrar cos6和mrar sin加为偏心质量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上的力除了耳和片外，还有机 体惯性力-仏和-們（其方向与机体加速度方向相反）、弹簧的作用力 -心x和-kj （心和心表示弹簧在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-c攵和0 （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）o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

32、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 -）n）x + cx + kxx = mrar cos cot（m + tn）y + cy + kyx 二 mro/ sin cot（5-17）式屮：m机体参振质量m = mj +（5-18）式中：竹振动机体质量。mw筛子的物料重量。kw物料的结合系数，心,=0.150.3。设计中常估算参振质量”=筛面面积x（550600） ks（5-19）其中单层筛k$取1.则 71

33、1=550 x 10.5xl=5775kg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:x = /vcos(gz-"j;y = ar sin伽-a j其特解为:mr ar cos a 匚(m +加财ax = tan-1ccoaymro)cos akv -(a/ 4- m cera、- tan-1ccoky -(m +加财(5-20)(5-21)(5-22)式屮：£和刍为x和y方

34、向机体的振幅；awav为机体的振幅和相位差角。系统的自振频率为:(5-23)由于在惯性振动筛中，阻尼力不大，务和通常为170。180。，所以cos/. acos% -1,这时将式(5-20) (5-21)平方后相加得2 2三y +(5-24)a2 a2公式(523)为标准的椭圆方程式，即说明机体的运动轨迹为椭圆形。由参考文献2卷三表11-16-3和表11-16-5,对于圆柱形橡胶弹簧，其拉伸 刚度p与剪切刚度p关系如下：p = e 尖(5-25)a 4hp' = g(5-26)4/?ea=ig=3.6 (1 + 1.65s2 )s=4h丄厶24 d 4式中：d圆柱橡胶弹簧直径，mm；h

35、圆柱橡胶弹簧高度，mm；g剪切弹性模量，mpa；ea表观弹性模量。取圆柱橡胶弹簧细长比为0.5,则有p=5 p'即 kv=5kx(5-27)当ky、k、远小于(m +加)/时，aay=a.即弹簧刚度很小时，振机作 圆周圆运动，其运动方程为：x2+y2=a2(5-28)弹簧刚度z/2.5对于该产品，采用弹簧隔振，为一次隔振，一次隔振频率比通常选取为(5-29)因为zo = =所以隔振弹簧的总刚度(2-30)工k严夬式中工厲参振质量，即m代入数据有工k、 (m+m) ar ,符合要求。则激振力0= (m+m) a)2=2a7x 105n下面根据图53来分析圆振动筛的几种工作状态：1. 低共

36、振状态低共振状态：n<nr即k>(m +加财若取k =(m + 2加财，则机体的振幅 a = r0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53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 +加0。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

37、，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,这种状态又分为两种情况：(1) n稍大于知，即k稍小于m + mo若取k = ,则得a=-ro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，kvv(m + )q2。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

38、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g大于自振动频率©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，由于 通过共振区而产生的共振现彖。这种状态的缺点是所需激振力较大，轴承承受较 大的压力，轴承的摩擦功率也较大，启动和停车通过共振区，因而弹簧容易损坏。在前面我们分析了激振力和弹性力通过机体质心时振机振动的特性。但是在 某些情况下，由于条件的限制，激振器的旋转中心只能布置在固定坐标原点(即 机体质心)的上方或下方。在这种情况下，激振力和弹簧力并不通过机体质心， 振动机将绕其重心做不同程度的摇

39、摆运动。参考图5-4当激振器分布在其重心上 时的情形：*y图54激振器旋转中心位丁振动筛质心上方时的各点轨迹可列出机体沿卩方向的振动和绕机体摆动的方程：+ m)x + cx + kxx = mraf cos cot(m + 加)+ 6 + kvx = mro sin cot(j + 人) =叫couj cos cot 一 lox sin al)*(5-31)式屮：丿、丿o机体及偏心块对机体质心的转动惯量；、lox偏心块回转轴心至机体质心在y方向和x方向的距离； 沪一一摇摆振动的角加速度。上述微分方程的特解为：y = ay sin cotx = a coscot(5-32)0 = sin cot

40、 + a. cos cot式中£、ax.饥、血,y方向、x方向的激振力和激振力矩引起的振 幅和幅角。将(5-32)代入(5-31)即得(5-33)因此，机体上任意一点e的运动方程为:(5-34)ye=y 叭x=(ay a,j sin m-a 詁滅 cos m 兀 = x + 叭=(力丫 + /妙丿纱)cos 血 + a.ley sin cot根据以上计算数据可知，当激振器分布在筛箱重心上方时，筛箱两端椭圆长 轴成正八字形，由于给料端椭圆长轴的上端朝向排料方向，这有利于将给到筛机 上的物料迅速散开。排料端椭圆长轴上端逆着排料方向，能减低物料运动速度的 作用，这有利于难筛物料筛透。当激振

41、器在重心下方时，与前一种相反（图55）, 所以这种分布方式极少使用。图55激振器旋转屮心位于振动筛质心下方时的各点轨迹6激振器主要零件的设计与计算6.1激振器偏心块的设计及校核采用如图61所示的结构：偏心块材料采用0235,其抗拉强度cr=375mpao 偏心块由两部分组成，其中小偏心块由螺栓固定在主偏心块上，这样可根据实际 情况调节激振力的大小。如图61如上图所示的偏心块：其中尸°：偏心块内孔半径；5,：住偏心块厚度；b2： 小偏心块厚度；p：偏心块密度；h小偏心块的外圆半径。以偏心块内孔圆心 建立直角坐标系：图62.图62偏心块在直角坐标系中的位置在y方向的质心:jff yddy

42、dz + jjj ydxdydz(6-1)jjj dxdydz + jjj dxdydz如图6-3所示的扇形质心:a(r2-r2)-(2/2-r2)-r2cotc(6-2)(6-3)(6-4)其x方向质心：-27? sin ax =3a面积：s = ar积分得出主偏心块与小偏心块的质心位置与质量分别为:/ f27?sina、厂3rsin4a. 2ar ()(sirr acosa-2cosa)- _ sina3a3sirr&cosacos<7zi _mx = bpar2 -r2)-(22 -r2)-r2 cot a %=厶-沁(m-疋)sin a 3am2 = b2p(x(r2 r

43、'2)则两偏心块的偏心距分别为:2/27?sina r 、 r3 z rsin4 a . 2ar() +(7sin a cos a-2 cos a)-3a sin a 3 siiracosa cos a(6-5)a(r? -r2)-(22 -r2)-r2 coto沁理-鬥-丄4sin a3asin aq = n(mxore +m,a)2e2) = nbxor-) + ?(.】'3a sin a 3 sin" acosa coscr 2c m «2 r2sin6rzn3 3、 ar(r2 _r'2)sin acosa-2cosa) + b.co p(r

44、 _r )3qsin a(6-6)其屮“取4,趣彳则有：/?=320mm r =250mm r= 100mm )=60mm b = 100mm b2 = 50mm ex = 66.3mm m = 31.2kg e2 = 121 amm m2 = 5.6kg偏心块相关参数如表61所示表6-1偏心块相关参数名称数值名称数值偏心块数量4个a60°r100mm）60mmr320mm166mm31.2kgr'250mm121 mmm215.6kg6.2轴承选取以及校核由参考文献27200知滚动轴承的基本额定动载荷:fhfmfdutp<cr(6-7)式中：c基本额定动载荷计算值，n

45、；p当量动载荷，n；人寿命因数，这里取2.11；fn速度因数，这里取0.344；仁力矩载荷因数，这里取厶fd冲击载荷因数，这里取1&ft温度因数，这里取1.0；cr轴承尺寸表中所列径向基本额定动载荷，n。p = xfr+yfa本激振器选用四个滚动轴承，代入数据，计算出当量动载荷=54.2kno额定 动载荷c=1200kno额定静载荷5 =昭 < c”(6-8)式中：co基本额定静载荷计算值，n；p.当量静载荷，n；5一一轴承尺寸表中所列径向额定静载荷，n；凡一一安全因数，这里取3。代入数据，计算得c“ = 163kn。选用nj2336型圆柱滚子轴承，其额定径向动载荷c,.=121

46、0kn,额定径向 静载荷c”=1780kn,满足要求。轴承寿命的校核轴承的寿命公式为：c l ,o=(-r(6-9)式中：厶。的单位为106尸£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(69)改写。则以小时数 表示的轴承寿命为：(6-10)式中：c基本额定动载荷c=1201knn轴承转数p一一当量动载荷选取额定寿命为6000ho将已知数据代入公式（6-10）得:二將*）'怎班鵲）550000>6000(6-11)满足使用要求。因此设计中选用轴承的使用寿命为550000小时。轴承的相关参

47、数如表62所示表6-2nj2336型圆柱滚/轴承相关参数名称数值名称数值内径d180mm外径d380mm宽度b126mm基本额定动载荷1210kn基本额定静载荷1780kn重量71.2kg极限转速（脂）1200r/min极限转速（油）1600r/min内径180mm外径d380mm6.3电工功率的计算以及电动机的选取:由参考文献18618知:6.2.1电工功率n振动阻尼消耗的电功率：0.125xato?iooo0.125x5775x86.72x(5x10')2= 0.135kw(6-7)轴承摩擦消耗的电功率:=叫、=0.006x2.17x10' x86.7x0.28 =点弘“7

48、 2000 2000(6-12)总功率：n = l(n,+n/) =jx(15.8 + 0.135) = 17.8kw(6-13)“/0.994x0.992x0.99x0.95由参考文献4,选取型号为y180l-4型电动机，其额定功率为22kw,=1470"叩。式中：c(00.14)加0；一一传动总效率(由参考文献4知：滚动轴承传动效率取0.99,四个; 联轴器传动效率0.99,三个；7带传动：0.95)£一一轴承平均直径，据；2dd轴承的外径和内径(nj2336分别为380mm 180mm)；“滚动轴承摩擦因数，一般取0.0050.007,这里取0.006；co系数。对非

49、定向振动：单轴激振系统、圆振动系统取1,；对定向 振动：双轴激振系统、直线振动系统取0.5。电动机相关参数如表6-3所示：表6-3电动机相关参数名称参数电动机型号满载转数y180l-4410rmp额定功率22kw6.4键的选取与校核由参考文献25193,选取bx/z为32mmx 18mm的c型平键，长度厶为80mmo材料为45钢，其材料性能如表64所示：表64键联接的许用挤压应力、许用挤压压强和许用剪应力/mpa许用应力及压强联接工作方式被联接零件材料静载轻微冲击冲击静联接钢12015010012060 906静联接钢504030间的工作面的挤压:(6-14)"竺=2x241x100

50、0 *2咖 dkl 120x72x9键的剪切:2tt dbl_ 2x241x1000 120x32x72=1.74mpa(6-15)式中：t转矩，n m；d轴的直径，mm；k键与毂的接触高度，mm,平键2力/2；/键的工作长度，mm；h键的宽度，mm；经校核，键的强度满足要求。6.5带的设计6.5.1选取皮带的型号带的设计功率马pd=kap= 1.5x22 =33kw (6-12)式中:心工况系数，查2, 13-13表13亠16取心=1.5；p传递的额定功率，p =22kw根据匕=33kw,小轮转数nx=1460rmp.查2,13-14图13亠2选基宽度制窄 /带s/%型号。6.5.2传动比(

51、6-17)653带轮的基准直径6.5.3.1选择小带轮的基准直径:根据2,13-7表 13-1-10 以及2,138表 13-1-11 选取讣 125mm6.53.2选择大轮的基准直径岛2：dd2=i x ”=1.73>< 125=216.25mm查2, 13-813-1-11 取d j2=225mm6.5.4带速带速常在7 =525m/s之间选取，可发挥带传动的能力v _ 加di® 60x1000_3.14x125x146060x1000=9.62m/s6.5.5确定中心距和带的基准长度6.5.5.1初定中心距按0.7(dd +</2)w a o勺仏+</2

52、)选取,因此有 244.3wa °w698,选a 0=450mmo6552带的基准长度乙所需基准长度ji厶do=2a o+(di+d2)+(d2 ddi)2带入数据得lj0 = 1443mm查文献2,13-5表13-1-6选取基准长度厶6553 实际中心距al, - ld. “c 1400-1443a = a °+ =450+=428.5mm0 2 2安装时所需最小中心距：(6-18)(6-19)(6-20)(6-21)=1400mm(6-22)6rnlin = 6-0.015 =428.5-0.015 x1400=407.5mm(6-23)张紧或补偿伸长所需最大中心距:%

53、逊=q + 0.03 厶 / =428.5+1400 x 0.03=470.5mm(6-24)6554小带轮包角©0 = 180° -dd x57.3 ° = 180(,a224-125428.5x57.3°=166.67°(6-25)6555单根带的基本额定功率斥根据 d£=125mm,n=147(kmp,查文献2,13-20表 213-1-19 得斥=4.56kw6556带的根数zz =比=& 19(6-26)pxkakl 4.56x0.97x0.91取9根式中：ka小带轮包角修正系数，查文献2,13-26表13121,取心=0.97kl带长修正系数,查2,1326表13亠22,取k厶=0.916557单根带的预紧力化九=500(2.5(6-27)式中：加带每米长的质量，查文献2,1