畢業(yè)設(shè)計(論文)-自定中心振動篩設(shè)計

PAGEPAGE54自定中心振動篩設(shè)計摘要：目前我國各種選煤廠使用的設(shè)備中,振動篩是問題較多、維修量較大的設(shè)備之一。這些問題突出表現(xiàn)在篩箱斷梁、裂幫,稀油潤滑的箱式振動器漏油、齒輪打齒、軸承溫升過高、噪聲大等問題,同時伴有傳動帶跳帶斷帶等故障。這類問題直接影響了振動篩的使用壽命,嚴(yán)重影響了生產(chǎn)。自定中心振動篩可以很好的解決此類問題，因此本次設(shè)計的振動篩為自定中心振動篩，該系列振動篩主要用于煤炭行業(yè)中物料分級、脫水、脫泥、脫介等作業(yè)。其工作可靠，篩分效率高，但設(shè)備自身較重。設(shè)計分析論述了設(shè)計方案，包括振動篩的分類與特點和設(shè)計方案的確定；對物料的運動分析，對振動篩的動力學(xué)分析及動力學(xué)參數(shù)的計算，合理設(shè)計振動篩的結(jié)構(gòu)尺寸；進行了激振器的偏心塊等設(shè)計與計算，包括原始的設(shè)計參數(shù)，電動機的設(shè)計與校核；進行了主要零部件的設(shè)計與計算，皮帶的設(shè)計計算與校核，彈簧的設(shè)計計算，軸的強度計算，軸承的選擇與計算，然后進行了設(shè)備維修、安裝、潤滑及密封的設(shè)計，最后進行了振動篩的環(huán)保以及經(jīng)濟分析。關(guān)鍵詞：振動篩；激振器；自定中心指導(dǎo)老師簽名：CustomDesignCenterShakerAbstract:Atpresent,China'scoalpreparationplantalltheequipmentusedintheshakerismoreproblems,maintenanceofoneofthelargerequipment.Theseissuesinsieveoutstandingperformancemeoffbeam,crackhelp,lubricationoildilutethebox-typevibratoroilspills,fightingtoothgear,bearingtemperaturerisetoohigh,majorissuessuchasnoise,accompaniedbydancingwithbrokenbelts,suchasfaultzone.Suchissuesdirectlyaffectingthelifeoftheshaker,whichhasseriouslyaffectedtheproduction.2YAH1548-roundgoodshakercansolvesuchproblems,sothisshakerdesignedforround2YAH1548-shaker,theseriesofmajorshakerinthematerialsusedinthecoalindustryclassification,dehydration,desliming,suchasreferralsfromOperations.Itsreliable,efficientscreening,buttheirheavyequipment.Designanalysisonthedesignoptions,includingtheclassificationandshakerfeaturesanddesignprogrammestobeconfirmed;materialsonthemovementoftheshakerandthedynamicsoftheparameters,todesignthestructureofvibratingscreensize;conductTheeccentricblockoftheexciter,suchasdesignandcalculation,includingtheoriginaldesignparameters,motordesignandverification;werethemaincomponentsofthedesignandcalculation,beltsandcheckthedesignandcalculation,thedesignofspring,theaxisofStrength,thechoiceofbearingsandcalculationandthenproceedtothemaintenanceofequipment,installation,lubricationandsealthedesign,ashakerfinalenvironmentalandeconomicanalysis.Keywords:shaker;Vibrator;Self-centeringSignatureofSupervisor:目錄1.緒論 11.1振動篩的應(yīng)用 11.2振動篩的發(fā)展現(xiàn)狀 12.振動篩設(shè)計的基本原理 32.1篩箱系統(tǒng)的自振頻率 32.2篩箱的激振振幅 52.3自定中心振動篩的設(shè)計條件 83.自定中心振動篩的參數(shù)選擇 114.自定中心振動篩設(shè)計計算 144.1篩子尺寸的確定 144.2中心軸軸承的選擇及軸徑確定 154.3激振重量的配置 184.4支承彈簧計算 204.5激振電機選擇 244.6皮帶傳動計算 274.7中心軸強度、剛度以及軸承壽命驗算 294.8共振問題 315.結(jié)論 33參考文獻 34致謝 351.緒論1.1振動篩的應(yīng)用在鐵路線路大修工作中，由于無縫線路的鋪設(shè)，行車速度和列車密度的增高，傳統(tǒng)的“大揭蓋”的施工已不適應(yīng)生產(chǎn)發(fā)展需要，為此需對枕底清篩機進行不斷研究、設(shè)計、制造和實驗等工作。鐵路道床清篩機用的振動篩，過去都采用固定中心振動篩，如下圖（a）所示。運用結(jié)果表明，固定中心振動篩的最大缺點是，篩箱側(cè)壁由于受到固定軸所給予的周期性反力作用，軸孔附近易于產(chǎn)生疲勞裂縫。為了避免上述缺點，經(jīng)過調(diào)查研究，先后改用了自定中心振動篩，如下圖（b），從而使該問題得到有效解決。另外振動篩還廣泛應(yīng)用與工業(yè)生產(chǎn)中，其中主要應(yīng)用于煤炭、冶金、建材、化工等部門。圖（a）圖（b）篩箱側(cè)壁；2—固定軸；1—篩箱側(cè)壁；2—浮動軸；3—激振輪；4—激振塊；3—激振輪；4—激振塊；5—支承彈簧；6—篩面。5—支承彈簧；6—篩面。固定軸振動篩與浮動軸振動篩比較1.2振動篩的發(fā)展現(xiàn)狀改革開放以后，我國各行業(yè)都得到長足的進步。振動篩的應(yīng)用也越來越廣泛，但同時對振動篩的各項性能都有了新的要求。在此大背景下，我國振動篩技術(shù)通過自主研發(fā)和吸收消化國外先進技術(shù)，也得到了長足的進步。相繼研制出DYS大型圓振動篩、YA型圓振動篩、ZKX系列直線篩和SZZ型自定心振動篩等。近幾年來，國內(nèi)外對振動篩的研制越發(fā)重視。目前，振動篩的發(fā)展已經(jīng)朝著大型化、智能化、高效集中、使用壽命長方向發(fā)展。世界上振動機械產(chǎn)品處于領(lǐng)先地位的公司主要有德國的SCHENCK公司、美國的ALIS-CHALMERS公司、日本的HITACHI公司等，他們生產(chǎn)的產(chǎn)品代表了世界范圍內(nèi)振動篩發(fā)展的主流趨勢。而在國內(nèi)，只有太行公司、鞍山礦山機械股份有限公司、上海冶金礦山機械廠等少數(shù)幾家企業(yè)開始大型振動機械的研制、開發(fā)與生產(chǎn)。但基于振動機械的工業(yè)環(huán)境復(fù)雜、條件惡劣、生產(chǎn)企業(yè)小，再加上我國振動機械工業(yè)起步較晚，我國產(chǎn)品與國外產(chǎn)品還存在較大差距。但是，隨著改革開放的不斷發(fā)展，我國的振動篩技術(shù)要會不斷進步，逐步縮短與國外先進的差距。目前，河南新鄉(xiāng)眾多廠家生產(chǎn)的SZZ系列自定心振動篩，產(chǎn)品標(biāo)準(zhǔn)為QJ/AKJ02.08-89自定中心振動篩和QJ/AKJ02.09-89自定中心振動篩，已具有相當(dāng)先進水平。全套設(shè)計請加197216396或401339828

2.振動篩設(shè)計的基本原理2.1篩箱系統(tǒng)的自振頻率所謂篩箱系統(tǒng)，乃是圖2.1(a)所示振動篩箱體和支承彈簧的統(tǒng)稱。為了便于分析，我們將此系統(tǒng)用圖2.1(b)所示質(zhì)量—彈簧力學(xué)模型來代替。按等效條件，此模型中的質(zhì)量為：ｍ=（2—1）式中G——激振塊重量；P——除激振塊外篩箱體全部重量（包括參振部分的石渣）；G——重力加速度模型中彈簧的剛度K等于振動篩支承彈簧的合成剛度（稱總剛度）。（a）圖2.1振動篩彈力模型在圖2.1(b)、（2—3）中，1—1為彈簧的未受力位置；2—2為質(zhì)量m的靜平衡位置。若1—1到2—2位置的變形量為δ，則Kδ=mg（2—2）圖中3—3位置，為質(zhì)量m的一般位置。將坐標(biāo)軸x原點放在靜平衡位置2—2，質(zhì)量m在3—3位置的坐標(biāo)即為x;速度和加速度就分別為和。這里t代表時間。質(zhì)量m在3—3位置的受力如圖2.1(b)所示，其上mg為重力；K（δ+x）為彈簧的反力；R為運動阻力，設(shè)此阻力是與運動速度大小的一次方成正比（比例常數(shù)為μ），則R=μ。在分析系統(tǒng)的自振頻率時，暫不考慮激振力的作用。這樣，按牛頓第二定律可得m=mg-K(δ+x)-μ將（2—2）式代入，經(jīng)移項簡化得：+.+x=0（2—3）這是一個二階常系數(shù)線性齊次微分方程。在<（稱小阻尼）的情況下，此微分方程的一般解為：x=besin()（2—4）式中B和β為按其始條件決定的積分常數(shù)；e為自然數(shù)對數(shù)的底。由于正弦函數(shù)是以2π為周期的周期函數(shù)，可見（2—4）式所描述的質(zhì)量m的運動，乃是在起平衡位置附近作周期性的往返運動，即振動（其幅值為be＝）。因為，的值是隨時間t的增加而迅速減小，所以振幅也迅速減小。過不多長時間，此種振動將會由于其振幅趨于零而消失。現(xiàn)在分析此種振動的周期和頻率。所謂周期Ｔ，就是運動往返一次所需的時間。按此有（2—4）式可得：sin(+2π)=sin[]或+2π＝所以T=（2—5）單位時間內(nèi)出現(xiàn)的振動次數(shù)稱為頻率，并用f表示，則f==（2—6）在略去阻尼（μ＝０）的理想情況下，上述振動稱為自由振動，自由振動的頻率簡稱自振頻率。雖然，在客觀現(xiàn)實中自由振動并不存在，但在分析一個系統(tǒng)在振動時，其自振頻率卻是所要分析的產(chǎn)生振動的重要原因。如以f0表示自振頻率，由式（2—6）顯然可得f0=（2—7）將（2—1）式所表達的ｍ=代入（2—7）式，就得到振動箱系統(tǒng)的自振頻率為：f0=（2—8）如式中重力加速度取g=980厘米/秒2；彈簧總剛度K的單位為千克/厘米；參振重量P+G的單位為千克，則自振頻率f0的單位即為每秒鐘振動的次數(shù)（稱赫茲，1赫茲簡寫成1Hz）。在計算中，有時頻率是用每秒鐘弧度（弧度/秒）的單位，用這樣的單位表示的頻率稱為角頻率。若振動篩箱系統(tǒng)自振角頻率用ω0表示，由于振動一次是振動了2π弧度，所以ω0=f0=（2—9）2.2篩箱的激振振幅為了使篩箱持續(xù)振動下去，需要給篩箱以激振力。振動箱的激振形式有兩種，一種是電磁激振；另一種是離心慣性力激振，這里只分析在后一種形式下的振幅。當(dāng)電動機通過皮帶傳動帶動激振輪旋轉(zhuǎn)時，輪上偏心放置的激振塊即產(chǎn)生離心慣性力。前已給出激振塊重量為G；設(shè)激振塊對激振輪的偏心距為R；激振輪旋轉(zhuǎn)角速度為ω（弧度/秒），則離心慣性力即為。如激振開始旋轉(zhuǎn)時，其所引起的激振塊離心慣性力與水平所成的角度即為ωt（見圖2.2），其所在振動方向（即鉛垂方向）上的分量為：=（2—10）圖2.2激振塊受力圖此，即為篩箱所受的周期性的激振力。在有激振力作用下的激振箱系統(tǒng)，仍用質(zhì)量-彈簧模型來代替，需將此激振力加到質(zhì)量m上去，其受力情況如圖2.1（2—5）所示。再按牛頓第二運動定律可得m+（2—11）將（2—2）式代入，經(jīng)移項簡化得（2—12）這是一個二階常系數(shù)線性非齊次微分方程。按微分方程理論，它的解x是由兩部分組成：一是對應(yīng)的齊次方程的一般解x1,另一個是非齊次方程的特解x2,即（2—12）式的解為：（2—13）由（2—4）式得知，在小阻尼情況下，對應(yīng)齊次方程的一般解x1為（2—14）設(shè)在此情況下非齊次方程的特解x2為：（2—15）將（2—15）式代入（2—12）式，用比較系數(shù)法，可定出（2—15）式中的兩個常數(shù)A和γ分別為：（2—16）和（2—17）按前面所述，在振動開始不久后，由于趨近于零，x1所表達的運動部分將隨之消失。這樣，（2—12）式的全部解就只剩下x2部分。由（2—13）式可得（2—18）（2—18）式表達的也是一個以2π為周期的周期運動，即是質(zhì)量m在上述激振力的作用下的運動，它是以激振輪轉(zhuǎn)速ω為角頻率的振動。由（2—16）和（2—18）式分別可見，在略去阻尼的情況下，質(zhì)量m的這種振動，是與激振力的作用有同性（因為二者的相位差γ=0）；而此種振動的振幅，即激振振幅為：（2—19）將（2—1）式所表達的ｍ=代入（2—19）式，即得篩箱的激振振幅（2—20）由于振幅不存在正負(fù)，所以上述分母項取絕對值。（2—20）式表明，激振振幅A是隨激振頻率ω而變化的，若以ω為橫坐標(biāo)、圖2.3激振振幅隨激振頻率變化曲線圖則A-ω的關(guān)系曲線如圖(2.3)所示。由圖可見，當(dāng)激振頻率ω由零逐漸加大時，激振振幅A先是隨之增加。當(dāng)ω=，即激振頻率等于篩箱系統(tǒng)的自振頻率ω0時，振幅要急增到無限大；此后激振振幅反隨著激振頻率的增大而減小。當(dāng)激振頻率加大到一定程度時，曲線趨于水平，即激振振幅的變化趨于穩(wěn)定。激振頻率等于自振頻率、激振振幅趨于無限大的現(xiàn)象，稱為共振。由于實際有阻尼存在，即使在共振條件下，振幅也不可能到無限大；另外，由于振幅的增加是需要時間的，只要激振頻率不長期停留在自振頻率附近，而是快速通過共振區(qū)，振幅的增加也是有限的。2.3自定中心振動篩的設(shè)計條件為了清楚的分析出自定中心振動篩的設(shè)計條件，今將篩箱重心C、激振輪（皮帶輪）O、以及激振塊G三者見的側(cè)向相對位置，放大表示在圖2.4上。當(dāng)篩箱振動時，其重心C是以振動中心S（即重心C的靜平衡位置）為圓心做圓周運動，此圓周的半徑就是振幅A。由于C、O、G三點是在同一激振輪上，所以激振輪心也是以圓心做圓周運動，其半徑則為|r-A|,這里r乃是激振輪心O對篩箱重心C的偏心距（見圖2.1a和圖2.4）。圖2.4箱體上幾點運動軌跡圖所以當(dāng)篩箱振動時，裝在篩箱上的皮帶輪的輪心也在波動，波動量為2｜r-A｜。皮帶輪心的波動，則會引起皮帶的周期性松弛。當(dāng)波動量較大時，還會引起皮帶松脫或疲勞折斷。要避免此種現(xiàn)象的發(fā)生，一種辦法是將皮帶輪軸固定起來，這樣的振動就是前面所談的固定中心振動篩。雖然固定中心振動篩能避免皮帶產(chǎn)生松脫或疲勞折斷現(xiàn)象，但是它具有前面所談到的缺點，這就推動了自定中心振動篩的出現(xiàn)。要皮帶輪不產(chǎn)生振動松脫的另一種方法就是，使篩箱的激振振幅A與輪心對篩箱重心的偏心距r相等。為此，在設(shè)計時，就要調(diào)整（2—20）式中的P、G、R、K、r和ω這六個數(shù)量關(guān)系，使它們滿足條件式：GR=Pr（2—21）和Gk=gω2（2—22）則篩箱的激振振幅A就與輪心對重心的偏心距r相等，這只要將（2—21）和（2—22）兩式代入（2—20）式，得==就能證明，在后面，我們稱輪心對重心的偏心距r為篩箱的激振振幅。（2—21）和（2—22）兩式，就是自定中心振動篩的設(shè)計條件。遵守這兩個條件進行設(shè)計，皮帶輪心（即圖2.1（a）中的o-o軸）即可在空間保持不動，這就是所謂的自定中心。理論上講，自定中心振動篩的皮帶輪心，是不會產(chǎn)生波動的，但事實不然，其原因是多方面的。主要是（2—21）條件式，理論上可以滿足，而實際上是不可能得到滿足的緣故。因為（2—21）式中的P即包括箱體重量，也包括參振部分石渣的重量。由于：（1）實際時對箱體各部分計算或估算不可能準(zhǔn)確；（2）工作過程中實際進入篩箱的石渣不可能均勻；（3）“帶渣”或“無渣”起動情況等種種原因，實際P值必然會與理論P值有所相差，設(shè)此相差量為⊿P，則由（2—20）式可得幅值的對應(yīng)相差量為：⊿-=-r等號后的負(fù)號表明：與理論P值相比，當(dāng)實際P值增加時，振幅反而減?。环粗穹龃?。一般自定中心振動篩的箱體重約為2噸。理論上的參振石渣重約為1噸，即P=3噸。設(shè)振幅r=4毫米，從寬估計：若⊿P=+1噸，即=，則⊿A=-毫米；若⊿P=-1噸，即=-，則⊿A=+毫米?？梢?，在、參振重量的相對振幅影響的數(shù)值并不大，因此而引起皮帶輪心的波動量只在2到4毫米以內(nèi)，如此小的波動是不會引起皮帶的松脫和折斷的。對固定中心振動篩來說，皮帶輪心的波動靠定軸的彎曲來來補償。對于軸的彎曲剛度遠較皮帶的拉伸剛度大，它即使是幾毫米的撓度，其所作用在箱體側(cè)壁軸孔上的反力也是相當(dāng)大的，而且這種反力又是周期性的，這樣大的周期性的力，當(dāng)然很容易引起篩箱側(cè)壁在軸孔附近產(chǎn)生疲勞裂縫。綜合以上分析可見，與固定中心相比，自定中心振動篩同時具有以下兩個優(yōu)點：傳動皮帶不會產(chǎn)生松脫或疲勞折斷現(xiàn)象；篩箱側(cè)壁的軸孔附近不會產(chǎn)生疲勞裂縫?；谝陨蟽蓚€優(yōu)點，所以生產(chǎn)上逐步采用了自定中心振動篩來代替固定中心振動篩。3.自定中心振動篩的參數(shù)選擇自定中心振動篩參數(shù)是指：篩箱傾角а、篩箱振幅γ和頻率n（每分鐘轉(zhuǎn)動次數(shù)）或ω(每秒鐘振動弧度)。這里參考冶金工業(yè)出版社1972年出版的《選礦設(shè)計參考資料》中的表9—8，結(jié)合清篩對象（粒度小于100毫米的石渣）分別闡述如下：篩面傾角：篩面傾角а（見圖3.1）一般選擇在15°—25°之間，在篩面尺寸相同的條件下，篩面傾角越小，篩分效率就越高。篩箱振幅：篩箱振幅γ一般選擇在3—5毫米之間。在其它條件相同的情況圖3.1振動篩篩面安裝示意圖下，振幅大，單位時間篩出的干凈石渣就高。3）篩箱激振頻率：由上面分析知篩箱激振頻率也就是激振輪的轉(zhuǎn)速。為了從理論上有所了解，這里先來分析振動篩的篩分過程。由于振動篩作業(yè)時，篩面各點均以振幅γ為半徑的圓作圓周運動所以當(dāng)石渣進入篩箱后，石渣就具有離心慣性力。如石渣的質(zhì)量為m，激振輪轉(zhuǎn)速為ω，則石渣的離心慣性力就為mrω2（見圖3.1）。過振動中心O，作與篩面平行的直線a—a,在篩面各點的軌跡圓分上、下兩半。在此上、下兩半中，石渣的離心慣性力對篩分所起的作用是各不相同的。在上半圓內(nèi)，石渣的離心慣性力是起松渣和運渣的作用，在下半圓內(nèi)，小塊石渣和污土借助于其本身的離心慣性力，從篩孔中排出，因而又起到離心篩分作用。要石渣的離心慣性力在上半圓起松渣和運渣作用，首先要石渣能克服重力從篩面上跳起。這樣就必須使mrω2>mgcosa由此得出激振輪每分鐘的轉(zhuǎn)速為：n>30為了充分保證石渣能從篩面跳起，設(shè)計時一般取n=(45～54)（3—1）這也就是篩箱激振頻率的估算式。在按（3—1）選取激振頻率時，不應(yīng)選得過低，否則小石塊和污土慣性力就太小，不易從篩孔中甩出去，從而影響篩分效率；也不宜過大，否則篩箱受到的動載荷就太大，從而對篩箱結(jié)構(gòu)的強度不利。在振動篩設(shè)計中，采用機械指數(shù)k來表示單位石渣或箱體重量的離心慣性力，k的表達式為：（3—2）可見，機械指數(shù)k乃是振幅γ和頻率ω的綜合指標(biāo)。由（3—1）式可算出：為了充分保證石渣能從篩面跳起，機械指數(shù)應(yīng)為：=（2.25～3.24）cosa當(dāng)篩面傾角a=15°時，由此可得k=2.18～3.13；當(dāng)a=25°時，k=2.04～2.94。具體計算國產(chǎn)礦用各中自定中心振動篩的機械指數(shù)k，得到k的最大值為7.55；最小值為2.52，對細(xì)粒（粒度小于40毫米）篩分、生產(chǎn)能力小（每小時30噸以內(nèi)）的設(shè)備重量較輕（不足1噸）的篩子，k值偏高；而對中粒（粒度最大為100毫米）篩分、生產(chǎn)能力較大（每小時處理30噸）和設(shè)備較重（3噸多）的篩子，k值偏低。對道床清篩機的振動篩來說，進入篩子的最大粒度不超過100毫米，生產(chǎn)能力最小約為150噸/小時。因此建議將機械指數(shù)k值取在3～4之間，小型清篩機的振動篩取高限，大型清篩機的振動篩取低限。綜合考慮，振動篩的參數(shù)選擇如下：篩面傾角：a=24°篩箱振幅：γ=5毫米激振頻率：由（3—1）式得n=(45～54)=（678～814）次/分暫取n=800次/分，對應(yīng)ω=弧度/秒。驗算機械指數(shù)，由式（3—1）得機械指數(shù)k=此數(shù)接近3，稍低。最后選定840次/分，對應(yīng)ω=弧度/秒，k=3.15。4.自定中心振動篩設(shè)計計算4.1篩子尺寸的確定篩子尺寸主要是根據(jù)“要保留石渣的最小尺寸”來確定。如按規(guī)定道床石渣的最小尺寸為20毫米，則篩孔尺寸就選20~25毫米之間，篩面傾角大的取高限，篩面傾角小的取低限。如每小時進入篩子的石渣量較大，為了提高篩分效率，往往采用雙層篩，在確定上層篩面篩孔尺寸時，最好先對石渣粒度做一大致分析，定出中等粒度的石渣尺寸（所謂中等粒度，是指在這個粒度以上和以下的石渣量均約為50%）上層篩面的篩孔尺寸取與中等粒度石渣的尺寸相適應(yīng)，目的要使上層篩面篩下的石渣重量，約為總石渣量的一半。石渣層數(shù)和尺寸，主要根據(jù)：“單位時間進入篩子的石渣量”來確定每小時清篩一百米以上的清篩機，如系采用自定中心振動篩，一般為雙層為宜。篩面面積S按下式計算：（米2）（4—1）式中Q——每小時篩下的石渣量噸/小時；q0——每小時每平方米篩面面積能篩下的石渣污土量噸/米2?小時。q0是與篩孔尺寸有關(guān)的量，篩孔尺寸大，q0也大；反之亦然。設(shè)計時，q0與篩孔尺寸的關(guān)系，建議采用下表：表（4—1）q0與篩孔尺寸關(guān)系篩孔尺寸（mm）203040506070q0（t/m2?h）242528313539考慮到篩分道渣的特點，在用于單層篩時直接用上表中的q0；而用于雙層篩時上層篩用上表中的q0，下層篩則將上表中的q0乘以系數(shù)0.9。這樣，就可以用（4—1）式計算篩面面積。篩面的長度與寬度，一般是在2:1~2.5:1之間。篩分效率要求高的取高值；單位時間清篩的石渣量高的取低值。設(shè)計技術(shù)要求為：清篩進程為200m/小時，石渣中40mm以上的石渣占總量的50%，20mm以下的占總量的25%，每米道床的石渣體積為1.5m3，石渣的緊方容重2.0t/m3。因此確定上層篩孔尺寸為45mm，用7毫米的優(yōu)質(zhì)鋼絲編織而成；下層篩面篩孔尺寸為22毫米，用5毫米的優(yōu)質(zhì)鋼絲編織而成。篩面面積：每小時進入篩子的石渣量為200米/小時×1.5米3×2.0噸/米3=600噸/小時。上層篩面，Q=600×50%=300噸/小時。按篩孔尺寸為45毫米，查表（4—1）經(jīng)估計q0=30噸/米2?小時，再由（4—1）式得上層篩面面積為S=300/30=10.0米2。下層篩面，Q=600×25%=150噸/小時，按篩孔尺寸為22毫米查表（4—1）得，=24.2噸/米2?小時，再由（4—1）式得下層篩面面積為S=150/（24.2×0.9）=6.9米2。綜合以上計算，將上下層篩面面積均取成8.4米2，并取篩面尺寸的長×寬=2.0米×4.2米。篩箱結(jié)構(gòu)尺寸：按篩面尺寸即可確定篩箱的長度和寬度。上下層篩面間的高度，取下層篩面上的石渣最大尺寸的三倍，這里取45毫米×3=135毫米；上層篩面以下上的篩箱高，取上層篩面上的石渣最大尺寸的三倍，這里取80毫米×3=240毫米；估計中心軸套直徑為400毫米，這樣篩箱高取800毫米。按規(guī)定用某振動篩的定型產(chǎn)品，取篩箱板厚為12毫米；八根橫梁，每根橫梁取直徑為60毫米、厚8毫米的無縫鋼管，即可確定篩箱的結(jié)構(gòu)尺寸。繪出篩箱各部分構(gòu)圖，而估計篩箱重量為2000千克。4.2中心軸軸承的選擇及軸徑確定為了完成這項內(nèi)容，需分以下三個步驟來進行：1.計算篩箱箱體的重量：在篩箱結(jié)構(gòu)尺寸已經(jīng)確定的條件下，組成篩箱的每個零部件尺寸及重量也就確定，這樣即可計算箱體總重。同時要附帶計算出箱體重心位置，因為在篩箱側(cè)板上開中心軸軸孔時，要求軸孔中心位置是在通過箱體重心的鉛垂線上，并按技術(shù)要求，左右偏差在50毫米的范圍內(nèi)。這是保證在振動過程中箱體的穩(wěn)定和篩分效率的提高。2.計算參振石渣重量：要計算出參振石渣重量，必須先計算出篩面上平均全部石渣重量，為此必須先計算石渣在篩面上的流速。石渣在篩面上的流速，可近似的按如下公式計算：υ=0.2kg（4—2）式中υ——石渣在篩面上的流速毫米/秒a——篩面傾角度n——振動頻率次/分r——振幅米g——重力加速度g=9.81米/秒2kg——排出能力的修正系數(shù)，它與篩面上每米篩寬每小時通過的石渣量有關(guān)，具體關(guān)系見表（4—2）表（4—2）排出能力修正系數(shù)（千克）q(t/m?h)4550607080100120150200250300kg1.611.451.291.161.050.930.880.830.780.760.75當(dāng)石渣在篩面上的流速計算出來后，篩面上的石渣重量Qm即按下式計算Qm=Ql/υ（4—3）式中Q——單位時間進入篩子的石渣重量；l——篩面長度；υ——石渣在篩面上的流速。實驗證明：篩子在振動時，停留在在篩面上的石渣重量約為篩面上全部石渣重量的30%，即約有70%的石渣跳動在空間不隨篩子振動。設(shè)篩面上全部石渣重為Qm，參振石渣重為P1，則Qm=Ql/υ（4—4）式中Q——單位時間進入篩子的石渣重量；l——篩面長度；υ——石渣在篩上的流速。由此計算出參振石渣重量。上層篩面：每小時每米寬篩面上通過的石渣量q=600/2.0=300噸/米·小時，按此查表（4—2），得kg=0.75。篩面長為4.2米。這樣，即可由（4—2）、（4—3）、（4—4）三式，分別計算出上層篩面石渣流速υ1、全部石渣重量Qm1、參振石渣重量P11各為：υ1=0.2×0.75×=542毫米/秒Qm1=600×4.2/（3.6×542）=1.3噸P11=1.3×30%=433kg下層篩面：每小時每米寬篩面上通過的石渣量q=（600×50%）/2.0=150噸/米·小時，按此查表（4—2），得kg=0.83。篩面長為4.2米。這樣，即可由（4—2）、（4—3）、（4—4）三式，分別得υ2=0.2×0.83×=600毫米/秒Qm2=300×4.2/（3.6×600）=0.61噸P12=0.61×30%=200kg全部參振石渣重量為：P1=P11+P12=433+200+633kg，設(shè)計時圓整取700kg。3.選擇中心軸軸承和確定中心軸軸徑：以箱體重與參振石渣重相加，再乘以機械指數(shù)k，就得振動時作用在兩側(cè)篩箱板軸孔的總的離心慣性力，這個力就是選擇軸承所必要的軸承載荷，再結(jié)合中心軸轉(zhuǎn)速按《機械零件》的原則，即可選擇中心軸軸承。軸承選定后，即可按軸承內(nèi)圈直徑確定出中心軸軸徑。考慮到清篩機要在彎道作業(yè)，軸承需要有一定的承受軸向載荷的能力；而且兩側(cè)軸承孔的同心度又較差，軸承內(nèi)外圈軸線需要有一定的相對偏斜；另外為了減小軸孔單位面積上的壓力，這里采用了中寬系列的雙列向心球面滾子軸承。初估參振重量為2000+700=2700kg，作業(yè)時離心慣性力為2700×3.15=8505kg。兩側(cè)各用一相同軸承，故每個軸承所受的名義徑向載荷為：R=1/2×8505=4253kg查冶金工業(yè)出版社1972年版《機械零件設(shè)計手冊》表19—6，取動負(fù)荷系數(shù)fd=2.5,顧實際徑向負(fù)荷為：Fr=fdR=2.5×4253=10633kg而實際的軸向負(fù)荷Fa=0，所以Fa/Fr=0<e,即當(dāng)量動負(fù)荷P=Fr=10633kg。軸的轉(zhuǎn)速為840轉(zhuǎn)/分，軸承壽命取為Lh=5000小時，由高等教育出版社2001出版的《機械設(shè)計》式（13—6）得C=Pkg按C值從《機械零件設(shè)計手冊》表19—13選用軸承型號為3624。所以中心軸軸承選用3624型號一對，每個重量為22.0kg，內(nèi)圈直徑為100毫米，外圈直徑為260毫米。按軸承內(nèi)圈確定中心軸軸徑為100毫米。4.3激振重量的配置確定激振重，可以按以下步驟進行。1.計算除激振重量外的全部參振重量：這里要計算的重量也就是（1—1）、和（1—3）式中的P。它包括箱體重、參振石渣重、中心軸和軸承重、以及激振輪重。前幾個重量由上述結(jié)果都可以通過計算或查表得到。這里只介紹激振輪重量的確定問題。一般自定中心振動篩是利用皮帶輪作為激振輪，也就是將全部或部分激振重量配置在皮帶輪上。所以皮帶輪直徑不宜太小，否則，激振塊太大，在皮帶輪上布置不開；但皮帶輪直徑也不宜太大，就顯得太笨重。著就要求在確定皮帶輪直徑時，先按（1—3）式估算所需的激振重距，大致定出偏心距R，然后配合此偏心距R的大小，定出皮帶輪直徑。在確定皮帶輪重量時，還需確定皮帶輪寬度。皮帶輪寬度與所需皮帶根數(shù)有關(guān)，一般是按三根皮帶來考慮。皮帶輪的直徑和寬度確定后，即可估算出皮帶輪重量。這樣，除激振重量外的全部參振重量就可從理論上計算出來。2.配置激振重量：自定中心振動篩一般都是在超篩箱系統(tǒng)共振條件下工作的，即正常工作條件下激振頻率ω，是大于篩箱系統(tǒng)的自振頻率ω0。設(shè)ω/ω0=x(x稱為頻率比，系大于1的數(shù))，由圖（3—1）可見，在x比較大的情況下，振幅的變化比較小。即篩子作業(yè)時的穩(wěn)定性比較好，一般x=4～5。因而得到激振頻率為：ω=（4—5）在式（1—3）、（1—4）和（4—5）中，除重力加速度外，共有P、G、R、K、r、x、ω七個量，綜合以上，已經(jīng)確定其中的P、r、x和ω四個量，所以剩下的三個量將由下面三個方程式解得，即：G=（4—6）R=r(x2-1)（4—7）（4—8）前兩式用作激振塊的配置計算：由式（4—6）計算激振重量G：由式（4—7）計算偏心距R。后一式用以計算支承彈簧的總剛度K。激振重量和偏心距R算出后，就可以根據(jù)這兩個量來配置激振塊。如全部激振重在兩個皮帶輪上分配不開，可以將一部分激振重配置到中心軸上去，這就是中心軸制成“月牙形”的偏心。這月牙形偏心重距，與皮帶輪偏心重距之和，應(yīng)等于G×R。在激振重量配置計算中，需要用扇形的面積及月牙形的面積計算公式，列出如下：扇形圖4.1面積A=а（R2-r2）圖4.1扇形激振塊形心月牙形圖4.1面積A=π（R2-r2）形心圖4.2月牙形激振塊計算：計算除激振重量外的全部參振重量，經(jīng)初估計激振重距采用計算直徑為560毫米，寬90毫米的C型皮帶輪。每個皮帶輪估計重量為78kg，這樣，除激振重量而外的全部參數(shù)振重量為：P=2000+2(78+22)=2900kg取激振頻率w與篩箱系統(tǒng)自振重量：G=P/（x2-1）=2900/((4.3)2-1)=166kg顯然，如此之大的激振重量在兩個皮帶輪上是配置不開的，因此，有一部分激振重量必須配置在中心軸上。配置在皮帶輪上激振塊，采用圖1—8所示厚為20毫米的扇形塊，R=220毫米，r=100毫米，а=60o，每個皮帶輪各配置三塊。每塊重為π（0.222-0.12）/3×0.02×7800=6千克；其偏心距。設(shè)配置在每個皮帶輪上的激振重為其偏心距為則設(shè)配置在軸上的激振重為G2，其偏心距為R2,則由2G1+G2=G2G1R1+G2R2=Pr可得2×18+G2=166即G2=130kg2×18×138+130R2=2900×5即R2=73毫米如配置在軸上的激振塊采用圖1—13所示月牙形，則圖示yc2=R2+5=78毫米而yc2=R2/(R+60),于是R2/(R+60)=78解此得月牙形的大圓半徑R=118毫米設(shè)月牙形部分的長度為,則由此得：=0.51米=510毫米，即中心軸在月牙形部分的長度為510毫米。中心軸外面有護套，如軸與護套內(nèi)壁的最小間隙取10毫米，則護套內(nèi)徑至少需為2（118+118-60+10）=372毫米，選用的熱軋無縫鋼管作為中心軸護套，其內(nèi)徑為279毫米，滿足需要。4.4支承彈簧計算振動篩其所以能“自定中心”，支承彈簧起很大作用。振動篩的支承彈簧，一般是采用圓柱形螺旋彈簧（四個或八個相同的彈簧并聯(lián)）。在設(shè)計時，主要保證彈簧剛度與按（1—3）或（4—7）式計算出的剛度相等。彈簧所受的最小工作載荷，按簧上全部重量（包括石渣重量）計算；而最大工作載荷，則按最小工作載荷加上動載荷（振幅剛度）計算。具體計算方法詳見《機械零件設(shè)計手冊》。支承彈簧是振動篩的一個重要零件，為了保證它本身不致因產(chǎn)生共振而折斷，最后還需要對它進行共振驗算，其條件為：彈簧本身的自振頻率，要大于或至少等于2~3倍的激振頻率ω。按理論分析，壓彈簧的自振頻率。即得驗算彈簧本身共振的條件式：（4—9）式中——彈簧剛度；W——彈簧工作部分重量。（a）（b）圖4.2箱體重心和軸孔中心的相對位置這里還須介紹彈簧支座位置的確定問題。從圖4.2（a）側(cè)面看，整個箱體是用四個支座通過四組并聯(lián)彈簧支承在車底架上，C為箱體重心，A是軸孔中心，在通過C的鉛垂線Y—Y上。設(shè)1和分別為入渣端支座B1和排渣端支座B2到Y(jié)—Y的距離。為了在振動時使篩箱保持穩(wěn)定，軸孔中心A最好與箱體重心C重合或偏上。而且還要求1稍大于2,這是考慮到：（一）石渣是帶著沖擊力進入篩箱的，并且入渣端篩面上的石渣量實際上是要比排渣端多些，讓1>l2,為使前后支承彈簧在工作過程中受力能接近相等；（二）在作業(yè)過程中，由于箱體實際上除作前述振動外，還作繞中心軸的“點頭”振動。箱體上除了中心軸而外的各點合成軌跡均為長短軸不相同的橢圓。根據(jù)理論推導(dǎo)，當(dāng)1>2時，入渣端篩面上各點的軌跡為長軸水平、短軸鉛垂的橢圓[見圖4.2（b）]。由于入渣端篩面上的石渣層較厚，需要有教大的鉛垂抖動幅度來松開石渣層，所以，讓1>2,旨在使清篩效率能進一步提高。整個篩箱有四個支座，每個支座由兩個相同的并聯(lián)的彈簧支承，也就是整個箱體由八個相同的并聯(lián)彈簧支承。按（1—4）式或（4—8）式，支承彈簧的總剛度應(yīng)為：K==1310kg/cm每個支承彈簧的剛度為：K0=1310×1/8=164kg/cm所以，在彈簧的計算中，要求彈簧剛度能近似的等于164/厘米。以下計算所用符號，引用《機械零件設(shè)計手冊》第二十二章。彈簧最小工作負(fù)荷P1=（2000+2900）×1/8=613kg彈簧最大工作負(fù)荷P2=P1+Rp=613+0.5×164=695kg彈簧的材料選用60Si2Mn,查《機械零件設(shè)計手冊》表22—3，按一類工作考慮，[τ]=4500kg/cm2;τj=7500kg/cm2;G=8×105kg/cm2。取C=，查《機械零件設(shè)計手冊》表22—6，K=1.26，所以彈簧絲直徑為：1.69cm取直徑d=1.7cm=17毫米；彈簧中徑D2=5.8×17=100毫米。驗算許用極限負(fù)荷P3：P3=由于P3=1150千克>1.25P2=1.25×695=869千克，所以滿足強度要求。彈簧在P2作用下的變形為：F2=P2/K0=695/164=4.238cm彈簧工作圈數(shù)為：n=5總?cè)?shù)1=n+1.5=6.5n驗算彈簧剛度P＇：P＇=由于P＇=167kg/cm與要求的剛度K0=164kg/cm接近，所以剛度也滿足要求。彈簧圈間距δ=f3=節(jié)距t=d+δ=1.7+1.4=3.1cm=31mm采用YⅡ型右旋彈簧，其自由高度為H=δn+(n1-0.5)d=1.4×5+(6.5-0.5)×1.7=17.2cm驗算穩(wěn)定性指標(biāo)bb=由于b=1.72<5.3，所以可以不裝導(dǎo)桿和導(dǎo)套。驗算彈簧本身的共振彈簧本身工作圈部分的自重為：彈簧本身自振頻率按（4—8）式為：由于=763弧度/秒遠比激振頻率ω=88弧度/秒大得多，所以彈簧本身不可能在激振力下產(chǎn)生共振。彈簧絲展開長度：彈簧技術(shù)要求及工作圖上數(shù)據(jù)：1.彈簧材料60Si2Mn2.展開長度L=2050毫米3.旋向右向4.工作圈數(shù)n=5圈5.總?cè)?shù)n1=6.5圈6.熱處理硬度HRC45~497.彈簧絲直徑d=17毫米8.彈簧中徑D2=100毫米9.彈簧外徑D=117毫米10.節(jié)距t=31毫米11.自由高度H=172毫米12.最小工作負(fù)荷P1=600千克作用下的高度H1=172-613×10/167=135毫米13.最大工作負(fù)荷P2=695千克作用下的高度H2=172-695×10/167=130毫米14.極限負(fù)荷P3=1150千克作用下的高度H3=172-1150×10/167=103毫米15.空載P0=(2000+166)/8=270.8千克下的高度H0=172-270.8×10/167=156毫米4.5激振電機選擇激振電機是按照其所需要的功率來選擇的。激振電機的功率是供兩方面用的：其一是用來激振的；其二是用來克服中心軸承中的摩擦阻力。1.激振所需功率的計算：按照理論，當(dāng)篩箱振動時，其上任一點M的軌跡是以振幅r為半徑的圓；其所受的激振力（見圖4.3，圖上為激振力超前的位相；t為時間；ds為M點的微小位移，ds=rd(ωt)；其它符號同前）。由圖可見，激振力在振動一次中所作的功為：每振一次所需的時間為,所以激振所需的功率為：將ω?fù)Q成；g代以9.81米/秒2；并將功率單位換成kW，則得：（4—10）式中各符號同前，它們的單位分別是：G為公斤；R與r為米。與振動的阻尼有關(guān)也與式（4—5）中兩個頻率的比值x有關(guān)。在自定中心振動篩設(shè)計中，取sin=0.2~0.25，頻率比x大的取小值；x小的取大值。2.克服軸承摩擦阻力所需功率的計算：激振力是通過篩箱兩側(cè)的軸承傳給篩箱的，所以，軸承總載荷就等于；若軸承摩擦系數(shù)為f，則軸承摩擦圖4.3激振時箱體受力圖阻力就是f；再如軸承的平均直徑為d，由于軸的轉(zhuǎn)速就等于激振ω，所以軸與軸承的滑動速度就是d/2×ω。按功率概念就得到克服軸承摩擦阻力所需功率為：將ω?fù)Q成πn/30;g代以9.81米/秒2；并將功率單位換成成kw,則得：（4—11）式中各項單位分別是：G為千克，R與d為米。D與f可從有關(guān)手冊查到。3.激振電機所需功率的計算：激振電機是通過傳動皮帶帶動激振輪。設(shè)皮帶傳動效率為η，則激振電機所需功率N即為：N=1/η×(N激+N摩)（4—12）激振電機所需功率算出后，即可按此功率，來選擇激振電機。但由于激振重的配置是偏心的，所以激振電機選出后，還要驗算起動轉(zhuǎn)矩，應(yīng)大于激振重矩（G×R）。由（4—10）式，激振所需功率為：===7.18（千瓦）由（4—11）式，克服軸承摩阻所需功率為：===1.62（千瓦）計算中d即f值，均查自《機械零件設(shè)計手冊》的有關(guān)用表。傳動效率η=0.95，則激振電機所需功率為：N==9.26（千瓦）按此查有關(guān)《手冊》，選用J03-132M-4型電動機，其功率為11千瓦；同步轉(zhuǎn)速為1500轉(zhuǎn)/分；M起/M額為2.0。驗算起動轉(zhuǎn)矩要求起動轉(zhuǎn)矩M起≥GRGR=2G1R1+G2R2==11.988千克?米M起=2M額=2×974×11/1500=14.3千克?米由于M起=14.3千克?米>GR=11.988千克?米,滿足起動要求，所以就選J03-132M-4型電動機為激振電機，功率為11千瓦；轉(zhuǎn)速為1500轉(zhuǎn)/分。4.6皮帶傳動計算皮帶計算包括：計算皮帶輪尺寸；選定皮帶類型和確定皮帶的根數(shù)與長度。要完成這一部分內(nèi)容，就需要知道皮帶輪的速比；皮帶輪的中心距以及單根皮帶所傳遞的功率。當(dāng)激振電機選定后，按裝在電機上的小皮帶輪轉(zhuǎn)速即確定。而大皮帶輪轉(zhuǎn)速是與激振頻率相等的，這是作為參數(shù)被選定的。所以，兩皮帶輪轉(zhuǎn)速比是已知的。在已知速比的條件下又知道大皮帶輪直徑，則小皮帶輪直徑就可算出。當(dāng)激振酊劑選定后，皮帶所要傳遞的功率即確定，按此就可以選擇皮帶類型和確定皮帶根數(shù)。激振電機是安裝在清篩機的機架上，這樣，就基本確定了皮帶輪的中心距。按照兩個皮帶輪的直徑和中心距，可以計算皮帶長度；根據(jù)皮帶類型和計算長度，就可以選定皮帶。由激振電機到激振輪是采用三角皮帶傳動。計算及引用符號來自《機械零件設(shè)計手冊》第十章。按前，大皮帶輪計算直徑D2=560毫米，而大皮帶輪轉(zhuǎn)速應(yīng)為840轉(zhuǎn)/分，電動機轉(zhuǎn)速為1500轉(zhuǎn)/分，故小皮帶輪計算直徑為：==314毫米大皮帶輪上的軸孔直徑為60毫米，但軸孔中心應(yīng)向激振塊對面偏離輪緣中心5毫米；根據(jù)J03-132M-4型電動機查手冊，電動機軸徑為38毫米，此即小皮帶輪軸孔直徑。皮帶速度用==24.5米/秒比較適當(dāng)。三角皮帶的計算長度：==3579毫米按傳遞功，查《機械零件設(shè)計手冊》表10—4取C型帶輪；再按表10—2，采用標(biāo)準(zhǔn)值L=3594毫米的皮帶。皮帶繞轉(zhuǎn)次數(shù)為：由于U=6.8次/秒<20次/秒，所以不會造成皮帶壽命的顯著下降。皮帶實際中心距為：安裝皮帶必需的Amin=A-0.015L=1053毫米補償皮帶伸長的Amax=A+0.03L=1215毫米小皮帶輪包角為：а≈180o-==166o三角皮帶根數(shù)Z按下式計算：式中N=11千瓦；K1=0.7（查表10—6）；K2=0.95（查表10—7）；N0=7.9千瓦（查表10—5），以上查表均引自《機械零件設(shè)計手冊》。于是得到：圓整取Z=3，即采用三根C3594的三角皮帶。皮帶作用在軸上的拉力為：4.7中心軸強度、剛度以及軸承壽命驗算中心軸是連同激振輪一起轉(zhuǎn)動的，軸內(nèi)應(yīng)力基本上不作周期性交變，所以，中心軸只作靜應(yīng)力強度驗算。在篩箱內(nèi)部裝有中心軸的軸套，護套直徑稍大于月牙部分的直徑，驗算中心軸剛度的目的，是在檢驗它在動載荷作用下產(chǎn)生撓度后是否碰到他外層護套。道床清篩機每天凈作業(yè)時間不會超過三小時，每年按三百天作業(yè)計算，一年作業(yè)時間最多1000小時，所以軸承壽命取4000～8000小時也就足夠了。驗算軸承壽命所用軸承載荷，應(yīng)該是中心軸強度計算中所求的最大軸承反力。將中心軸取出，其上下受力見圖4.4：圖4.4中心軸受力圖P1——激振重G1的離心力（=1964千克）；P2——激振重G1的離心力（=7449千克）；q——P2沿長度=0.51米的分布力（q=14704千克/米）；P3——激振重G1的離心力與皮帶拉力和（P3=P1+Q=2172千克）由靜力平衡條件分別求得軸承反力：FA=5696千克：FB=5939千克并按彎矩概念求得：MA=-304420千克?毫米=-0.3044千克?厘米MB=-336660千克?毫米=-0.3367千克?厘米MC=531520千克?毫米=0.5315千克?厘米MD=355455千克?毫米=0.3555千克?厘米MX=531520+3732-7.352=2692-14.704=0,得=254毫米，Mmax=644500+2692254-2.462542=1118106千克?毫米=1.118105千克?米按功率計算轉(zhuǎn)矩公式，求得電動機通過皮帶傳動而作用在大皮帶輪上的轉(zhuǎn)矩為：M=975000110.95/840=12448千克?毫米=0.0124105千克?厘米所以動力的輸入端（B端）的扭矩為：Mn=M=0.0124105千克?厘米作出彎矩圖和扭矩圖如圖4.4所示，由圖可見，最大彎矩值為Mmax=1118106千克?厘米。按￠120毫米等截面軸考慮，截面抗彎模量W==170厘米3考慮到彎矩及扭矩基本上不是周期變化的，即使變動，因其變動量較小，所以只需驗算此軸的靜力強度。軸的材料采用45號剛，強度極限σb=6000千克?厘米2,查燃料工業(yè)出版社1972年出版的《機械設(shè)計手冊》表6—203，酌取其彎曲應(yīng)力[σ]=2000千克/厘米2。由于最大應(yīng)力σmax=Mmax/W=111810/170=658千克/厘米2<2000千克/厘米2亦即σmax<[σ],所以軸的強度是足夠的。實質(zhì)上此軸并非等截面，中間部分直徑為186毫米，軸在這一部分的應(yīng)力最大值更大，可見，此軸強度是相當(dāng)高的。由此可以斷定，此軸中間部分的最大撓度肯定遠小于軸與軸套間隙10毫米，因此可以不再驗算此軸的剛度。由于最大軸承反力FB=4854千克，取動荷系數(shù)fd=2.5,姑實際徑向負(fù)荷為P=2.55939=14848千克。查《機械零件設(shè)計手冊》表19—13，3264型軸承的額定動負(fù)荷C=58600千克。軸的轉(zhuǎn)速為840轉(zhuǎn)/分，這樣，此軸承的壽命為Lh=小時比原定的5000小時要少，但此清篩機可使用4年左右，壽命不算短。4.8共振問題共振問題是振動篩設(shè)計中的一個十分重要的問題，如處理不當(dāng)，將會引起皮帶松脫、支承彈簧折斷、篩條折斷及車底架劇烈振動等現(xiàn)象發(fā)生。所以在振動篩設(shè)計中，應(yīng)考慮以下幾個主要方面的共振問題。1.箱體的共振問題：前面談到，自定中心振動篩一般都是在超篩箱系統(tǒng)共振條件下工作的，因此在“開車”和“停車”過程中，都要通過篩箱系統(tǒng)的共振區(qū)。如果在篩箱上沒有阻尼裝置，當(dāng)通過共振區(qū)時，箱體振幅會大幅度增加，在這種情況下必將引起皮帶松脫等現(xiàn)象的發(fā)生。所以，對自定中心振動篩來說，阻尼裝置是必不可少的。2.支承彈簧的共振問題：因在上節(jié)“支承彈簧計算”部分已經(jīng)談過，這里就不再重復(fù)。3.篩面共振問題：篩面好象是一塊彈性薄板，它與篩箱連接在一起，由于連接情況不同，篩面的自振頻率也不同，目前很難用理論計算。連得牢繃得緊的篩面，剛度大自振頻率就高；反之自振頻率就低。如篩面的自振頻率與石渣在其上跳動的頻率相接近，則篩面是在共振狀態(tài)下工作下工作，結(jié)果構(gòu)成篩面篩條將易于產(chǎn)生裂斷現(xiàn)象。為了避免這種現(xiàn)象發(fā)生，在設(shè)計和安裝篩面時，應(yīng)盡可能使篩面與篩箱連得牢繃得緊，有可能還要讓篩面有向上的“拱度”，以曾大篩面的剛度，使其自振頻率遠高于激振頻率，從而杜絕篩面產(chǎn)生共振的可能。4.車底架的共振問題：車底架的自振頻率可以用近似的理論來計算，但很煩，而且計算結(jié)果又和實際出入很大，不足以作為設(shè)計依據(jù)。因此，為防止車底架產(chǎn)生共振，在設(shè)計車底架時，除要滿足強度條件外，還要有足夠剛度，對車底架的中梁來說，其許用撓度宜小于/800～/1000；從構(gòu)造來說，還要求中梁有一定拱度，跨度越長，拱度越大，跨長=20米的中梁，其拱度、不應(yīng)低于/800～/1000；在設(shè)計時對車底架剛度的增加還要留有余地，因為在使用后由于結(jié)構(gòu)松弛，車底架剛度還有一定程度減??；另一方面因為振動篩試運轉(zhuǎn)后，對車底架還有可能增加要求。因此建議，在安裝振動篩前，可先用儀器來測量車底架的自振頻率，如測出的頻率振動篩的激振頻率接近，在車底架剛度不能再增加時，可以減小振動篩的激振頻率，其方法是減小小皮帶輪的直徑，并按（1—4）式相應(yīng)減小支承彈簧剛度，只要將激振頻率減小到小于車底架自振頻率的20%～30%即可。5.結(jié)論在這次設(shè)計過程后，我比較系統(tǒng)的了解機械設(shè)備的總體設(shè)計，并進一不熟練了機械設(shè)計手冊的查詢。自定心振動篩運轉(zhuǎn)過程中，只有運轉(zhuǎn)時浮動軸成為振動中心，相對固定，才可能保持皮帶傳動的皮帶不會松脫折斷。而自定中心振動篩的軸是浮動的，沒有固定支架使其保持在同一位置不動。所以，如何使浮動軸的位置在運轉(zhuǎn)過程中保持不變是此設(shè)計的關(guān)鍵。本文采用使篩箱的激振振幅A與皮帶輪輪心對篩箱重心的偏心矩r相等的方法，使浮動軸在運轉(zhuǎn)過程中相對固定，因此要使激振塊重量G、除激振塊外振動篩箱（包括參振石渣）的全部重量P、偏心距r、激振塊相對輪心的偏心距R、彈簧總剛度K和振動頻率ω滿足：GR=Pr,Gk=Gω2,這就是自定心振動篩的設(shè)計條件。在振動篩工作過程中，雖由于篩內(nèi)石渣量的不同，P會產(chǎn)生一定波動，但通過計算知引起軸的波動量并不大，不會使皮帶發(fā)生折斷。另外激振頻率對振幅的影響也相當(dāng)重要，起動時必須快速通過其自振頻率，遠離共振區(qū)，才能避免產(chǎn)生共振。在此次設(shè)計中，對軸的強度驗算也十分重要，這也使又復(fù)習(xí)了一遍材料力學(xué)。此次設(shè)計使我們受益匪淺，為我們以后到單位工作起到了一個良好過度。參考文獻[1].璞良貴，紀(jì)名剛主編.機械設(shè)計.第七版.北京：高等教育出版社，2001；[2].孫桓，陳作模主編.機械原理.第六版.北京：高等教育出版社，2002；[3].成大先主編.機械設(shè)計手冊（機械振動）.北京：化學(xué)工業(yè)出版社，2004；[5].蔡春源主編.新編機械設(shè)計手冊.遼寧.遼寧科學(xué)技術(shù)出版社，1993。[4].聞邦椿，劉樹英編著.機械振動學(xué).北京：冶金工業(yè)出版社，2000；[5].王昆，何小柏，汪信遠主編.機械設(shè)計課程設(shè)計.北京：高等教育出版社，1995；[6].徐鶴齡主編.振動篩和離心篩設(shè)計.北京：人民鐵道出版社，1979；[7].廖念釗，古瑩奄，莫雨松，李碩根，楊興駿編.互換性與技術(shù)測量.第四版.北京：中國計量出版社，2000；[8].劉鴻文主編.材料力學(xué).第四版.北京：高等教育出版社，2004[9].YeZhonghe,LanZhaohui.MechanismsandMachineTheory.HigherEducationPress,2001.7致謝在這次設(shè)計過程中我遇到了不少困難，在此要感謝吳暉老師的悉心指導(dǎo)，感謝各位同學(xué)各種幫助，還要感謝同時也感謝學(xué)院為我提供代寫論文良好的做畢業(yè)設(shè)計的環(huán)境。

低能耗機器人懸浮機構(gòu)的應(yīng)用摘要（文檔摘要）本文給出一種采用懸浮裝置直接驅(qū)動機器人手臂來操縱重型物體的低能量操縱方法?？紤]到在水平面內(nèi)懸吊工具的操作，利用懸吊在水平面內(nèi)的工具的動態(tài)行為給出了混合位置/力跟蹤計劃的運算法則，為了垂直操縱懸浮機器人手臂,由考慮到彈簧秤的重力補償，這種混合位置/力的動力學(xué)模型已經(jīng)發(fā)展。為了顯示應(yīng)用于工業(yè)的可能性，這種模型在倒角作業(yè)領(lǐng)域已經(jīng)展開。模擬和實驗證明了此擬議系統(tǒng)的可行性。文本全文

(5295個字)著作權(quán)MCBUPLimited(MCB)2000截至2000小型斷路器有限公司(簡稱MCB)MohammadJashimUddin:博士,山形大學(xué)系統(tǒng)和信息工程系,日立4-3-16,日本Yonezawa992-8510,電話:+81238263237;傳真:+81238263205.YasuoNasu:山形大學(xué)機械系統(tǒng)工程部教授,日立4-3-16,日本Yonezawa992-8510,KazuhisaMitobe:副教授,山形大學(xué)機械系統(tǒng)工程部教授,日立4-3-16,日本Yonezawa992-8510,KouYamada:副研究員,山形大學(xué)電子及信息工程系,日立4-3-16,日本Yonezawa992-8510,鳴謝:在此作者真誠的感謝YoshihiroIshihara先生,YoshiyasuHariu先生,HidekazuSatou先生,及KazuoAbe先生在機器人的制作和控制軟件的執(zhí)行中所做出的努力MohammadJashimUddin還將感謝教育部，科學(xué)會，運動商及(MONBUSHO)給出的獎學(xué)金,Japan.Received:5January2000Accepted:7February20001.簡介：在水平的運動中，工具重量在連接摩擦上有相當(dāng)大的影響，它直接地影響推進時的轉(zhuǎn)動力矩。在垂直的運動中，地心引力效果在操作體的動力學(xué)上有相當(dāng)大的影響。機器人的操縱應(yīng)該在推進轉(zhuǎn)力矩的可允許極限和力量感應(yīng)器的能力里面。懸浮工具系統(tǒng)(STS)是一種新提議的橫向操縱重型工具的處理策略，懸吊機器人手臂系統(tǒng)(SRAS)是一種新提議的機器人手臂用在垂直面實現(xiàn)低功率驅(qū)動和小容量感應(yīng)器的操作方法。由于和傳統(tǒng)的系統(tǒng)比起來具有很多優(yōu)點，懸浮工具系統(tǒng)和懸吊機器人手臂系統(tǒng)已經(jīng)成為工業(yè)應(yīng)用領(lǐng)域越來越感興趣的話題。當(dāng)需要結(jié)構(gòu)的堅硬性和高性能動態(tài)的時候，并聯(lián)操作結(jié)構(gòu)與現(xiàn)有的機器人系列相比，提供了許多明顯的優(yōu)點。因此,這種機制在過去二十年受到了一定的關(guān)注(自1983).一般說來，直接驅(qū)動式機械手,,容易出現(xiàn)過快的操作幅度,然而其輸出動力卻很小。為了使其能拿起物體，在多個機械手的協(xié)調(diào)性控制方面做了很多研究(SchneiderandCannon,1992;Walkeretal.,1988).當(dāng)兩個或更多機器人手臂用來完成一單一的任務(wù)時，其承載、處理、操縱能力會得到增強。然而,一個單一的機械手不能操縱重物，因為其驅(qū)動轉(zhuǎn)矩滯留在一個固定的極限。當(dāng)前，許多工業(yè)機器人被用于研磨作業(yè)。大部分的研磨機器人操作受限于環(huán)境.許多研究人員開展了工業(yè)機器人的力量控制(Kashiwagietal.,1990;WhitneyandBrown,1987).然而,在那些系統(tǒng)中,研墨工具以傳統(tǒng)的方式直接裝在機器人手臂上，而且需要一個很大的驅(qū)動力，雖然對有關(guān)在垂直面內(nèi)機器人手臂的操作有所研究(Nemec,1994),但沒考慮到重力的補償，一般，由一個或多個機械手完成一個任務(wù)的可能性取決于其運動學(xué)和動態(tài)的能力。自動化機器人的修邊已經(jīng)在(HerandKazerooni,1991)被描述。在惠特尼等地報道，美洲獅560機器人的機械手焊珠研磨系統(tǒng)已經(jīng)具有視覺系統(tǒng)(1990).在所有先前的修邊或研磨的研究中,大功率驅(qū)動器被應(yīng)用于機器人系統(tǒng)。在垂直面內(nèi)，由于機械手的巨大的重力的影響，研磨加工過程變得非常困難，尤其是當(dāng)驅(qū)動器的轉(zhuǎn)矩極限小于重力的影響范圍。機器人系統(tǒng)通常應(yīng)用于一個受約束的環(huán)境，所以，要控制最終受力器在自由方向的位置和在被約束方向的觸點壓力。由Raibert和Craig(1981)提出的混合位置/力控制方案在別的現(xiàn)存的控制方案上擁有相當(dāng)大的聲望。本文中,將闡述具有一種懸吊工具系統(tǒng)的機械手混合位置/力控制方案?？紤]到懸浮工具在水平面內(nèi)的動態(tài)性能，我們將延伸說明到混合控制方案的基本原理。在垂直的運動中,討論由彈簧秤引起的重力補償?shù)膭討B(tài)性能。2.系統(tǒng)描述：Asada和Ro(1985)設(shè)計了直接驅(qū)動五桿并聯(lián)機器人,具有如下許多優(yōu)點：沒有后沖，微小的摩擦，高機械硬度以及精確的運動。這種實驗裝置系統(tǒng)包含一個兩自由度機器人，具有一個五桿連接結(jié)構(gòu)和懸架系統(tǒng)。圖1和圖2展示了機器人結(jié)構(gòu)的計算機輔助設(shè)計，在水平面和豎直面內(nèi)分別附帶一個彈簧平衡器。表一顯示了五桿連接機制的一些重要性能。2.1.運動學(xué)和動力學(xué)方程：本節(jié)討論的連接結(jié)構(gòu)是一個五桿閉環(huán)連桿機構(gòu)，如圖3。有兩個輸出環(huán)節(jié)，分別由兩個獨立的直驅(qū)馬達驅(qū)動，兩個馬達安裝在底架上，1，2，3，4桿的長度分別由[sub]1,\l[sub]2,\l[sub]3,\&l[sub]4表示。輸入桿的角度由q[sub]1和q[sub]2表示，從Y軸測量所得。終點坐標(biāo)(見方程式1)(見方程式2)，從方程(1)和(2)得該機器人的反轉(zhuǎn)運動學(xué)為：(見方程式3)(見方程式4)，工作空間是一個Jacobian矩陣2×2矩陣,可以表示為：(見方程式5)，機器人手臂的慣量矩陣是一個2x2矩陣，可以表示為(見方程式6)A=I[sub]1+m[sub]1l[sup]2[sub]C1+I[sub]3+m[sub]3l[sup]2[sub]C3+m[sub]4l[sup]2[sub]1Bm=(m[sub]3l[sub]2l[sub]C3+m[sub]4l[sub]1l[sub]C4)cos(q[sub]1-q[sub]2)Cm=(m[sub]3l[sub]2l[sub]C3+m[sub]4l[sub]