自定中心振动筛设计论文

目 录1.绪论11.1振动筛的应用11.2振动筛的发展现状12.振动筛设计的基本原理32.1筛箱系统的自振频率32.2筛箱的激振振幅52.3自定中心振动筛的设计条件83.自定中心振动筛的参数选择114.自定中心振动筛设计计算144.1筛子尺寸的确定144.2中心轴轴承的选择及轴径确定154.3激振重量的配置184.4支承弹簧计算204.5激振电机选择244.6皮带传动计算274.7中心轴强度、刚度以及轴承寿命验算294.8共振问题315.结论33参考文献34致谢351.绪论1.1振动筛的应用在铁路线路大修工作中，由于无缝线路的铺设，行车速度和列车密度的增高，传统的“大揭盖”的施工已不适应生产发展需要，为此需对枕底清筛机进行不断研究、设计、制造和实验等工作。铁路道床清筛机用的振动筛，过去都采用固定中心振动筛，如下图（a）所示。运用结果表明，固定中心振动筛的最大缺点是，筛箱侧壁由于受到固定轴所给予的周期性反力作用，轴孔附近易于产生疲劳裂缝。为了避免上述缺点，经过调查研究，先后改用了自定中心振动筛，如下图（b），从而使该问题得到有效解决。另外振动筛还广泛应用与工业生产中，其中主要应用于煤炭、冶金、建材、化工等部门。 图（a） 图（b）1 筛箱侧壁； 2固定轴； 1筛箱侧壁； 2浮动轴；3激振轮； 4激振块； 3激振轮； 4激振块；5支承弹簧； 6筛面。 5支承弹簧； 6筛面。 固定轴振动筛与浮动轴振动筛比较1.2振动筛的发展现状 改革开放以后，我国各行业都得到长足的进步。振动筛的应用也越来越广泛，但同时对振动筛的各项性能都有了新的要求。在此大背景下，我国振动筛技术通过自主研发和吸收消化国外先进技术，也得到了长足的进步。相继研制出DYS大型圆振动筛、YA型圆振动筛、ZKX系列直线筛和SZZ型自定心振动筛等。近几年来，国内外对振动筛的研制越发重视。目前，振动筛的发展已经朝着大型化、智能化、高效集中、使用寿命长方向发展。世界上振动机械产品处于领先地位的公司主要有德国的SCHENCK公司、美国的ALIS-CHALMERS公司、日本的HITACHI公司等，他们生产的产品代表了世界范围内振动筛发展的主流趋势。而在国内，只有太行公司、鞍山矿山机械股份有限公司、上海冶金矿山机械厂等少数几家企业开始大型振动机械的研制、开发与生产。但基于振动机械的工业环境复杂、条件恶劣、生产企业小，再加上我国振动机械工业起步较晚，我国产品与国外产品还存在较大差距。但是，随着改革开放的不断发展，我国的振动筛技术要会不断进步，逐步缩短与国外先进的差距。目前，河南新乡众多厂家生产的SZZ系列自定心振动筛，产品标准为QJ/AKJ02.08-89自定中心振动筛和QJ/AKJ02.09-89自定中心振动筛，已具有相当先进水平。2.振动筛设计的基本原理2.1筛箱系统的自振频率所谓筛箱系统，乃是图2.1(a)所示振动筛箱体和支承弹簧的统称。为了便于分析，我们将此系统用图2.1(b)所示质量弹簧力学模型来代替。按等效条件，此模型中的质量为： = （21）式中 G激振块重量；P除激振块外筛箱体全部重量（包括参振部分的石渣）；G重力加速度模型中弹簧的刚度K等于振动筛支承弹簧的合成刚度（称总刚度）。 （a） 图2.1 振动筛弹力模型在图2.1(b)、（23）中，11为弹簧的未受力位置；22为质量m的静平衡位置。若11到22位置的变形量为，则 K=mg （22）图中33位置，为质量m的一般位置。将坐标轴x 原点放在静平衡位置22，质量m在33位置的坐标即为x;速度和加速度就分别为和。这里t代表时间。质量m在33位置的受力如图2.1(b)所示，其上mg为重力；K（+x）为弹簧的反力；R为运动阻力，设此阻力是与运动速度大小的一次方成正比（比例常数为），则R=。在分析系统的自振频率时，暂不考虑激振力的作用。这样，按牛顿第二定律可得m=mg-K(+x)- 将（22）式代入，经移项简化得： +.+x=0 （23）这是一个二阶常系数线性齐次微分方程。在mgcos a由此得出激振轮每分钟的转速为： n30为了充分保证石渣能从筛面跳起，设计时一般取 n=(4554) （31）这也就是筛箱激振频率的估算式。在按（31）选取激振频率时，不应选得过低，否则小石块和污土惯性力就太小，不易从筛孔中甩出去，从而影响筛分效率；也不宜过大，否则筛箱受到的动载荷就太大，从而对筛箱结构的强度不利。在振动筛设计中，采用机械指数k来表示单位石渣或箱体重量的离心惯性力，k的表达式为： （32）可见，机械指数k乃是振幅和频率的综合指标。由（31）式可算出：为了充分保证石渣能从筛面跳起，机械指数应为： =（2.253.24）cosa当筛面倾角a=15时，由此可得k=2.183.13；当a=25时，k=2.042.94。具体计算国产矿用各中自定中心振动筛的机械指数k，得到k的最大值为7.55；最小值为2.52，对细粒（粒度小于40毫米）筛分、生产能力小（每小时30吨以内）的设备重量较轻（不足1吨）的筛子，k值偏高；而对中粒（粒度最大为100毫米）筛分、生产能力较大（每小时处理30吨）和设备较重（3吨多）的筛子，k值偏低。对道床清筛机的振动筛来说，进入筛子的最大粒度不超过100毫米，生产能力最小约为150吨/小时。因此建议将机械指数k值取在34之间，小型清筛机的振动筛取高限，大型清筛机的振动筛取低限。综合考虑，振动筛的参数选择如下：筛面倾角：a=24筛箱振幅：=5毫米激振频率：由（31）式得n=(4554) =（678814）次/分暂取n=800次/分，对应=弧度/秒。验算机械指数，由式（31）得机械指数 k=此数接近3，稍低。最后选定840次/分，对应= 弧度/秒，k=3.15。4.自定中心振动筛设计计算4.1筛子尺寸的确定筛子尺寸主要是根据“要保留石渣的最小尺寸”来确定。如按规定道床石渣的最小尺寸为20毫米，则筛孔尺寸就选2025毫米之间，筛面倾角大的取高限，筛面倾角小的取低限。如每小时进入筛子的石渣量较大，为了提高筛分效率，往往采用双层筛，在确定上层筛面筛孔尺寸时，最好先对石渣粒度做一大致分析，定出中等粒度的石渣尺寸（所谓中等粒度，是指在这个粒度以上和以下的石渣量均约为50%）上层筛面的筛孔尺寸取与中等粒度石渣的尺寸相适应，目的要使上层筛面筛下的石渣重量，约为总石渣量的一半。石渣层数和尺寸，主要根据：“单位时间进入筛子的石渣量”来确定每小时清筛一百米以上的清筛机，如系采用自定中心振动筛，一般为双层为宜。筛面面积S按下式计算： （米2） （41）式中 Q每小时筛下的石渣量 吨/小时； q0每小时每平方米筛面面积能筛下的石渣污土量 吨/米2小时。q0是与筛孔尺寸有关的量，筛孔尺寸大，q0也大；反之亦然。设计时，q0与筛孔尺寸的关系，建议采用下表： 表（41） q0与筛孔尺寸关系 筛孔尺寸（mm）203040506070q0（t/m2h）242528313539考虑到筛分道渣的特点，在用于单层筛时直接用上表中的q0；而用于双层筛时上层筛用上表中的q0，下层筛则将上表中的q0乘以系数0.9。这样，就可以用（41）式计算筛面面积。筛面的长度与宽度，一般是在2:12.5:1之间。筛分效率要求高的取高值；单位时间清筛的石渣量高的取低值。设计技术要求为：清筛进程为200m/小时，石渣中40mm以上的石渣占总量的50%，20mm以下的占总量的25%，每米道床的石渣体积为1.5m3，石渣的紧方容重2.0t/m3。因此确定上层筛孔尺寸为45mm，用7毫米的优质钢丝编织而成；下层筛面筛孔尺寸为22毫米，用5毫米的优质钢丝编织而成。筛面面积：每小时进入筛子的石渣量为200米/小时1.5米32.0吨/米3=600吨/小时。上层筛面，Q=60050%=300吨/小时。按筛孔尺寸为45毫米，查表（41）经估计q0=30吨/米2小时，再由（41）式得上层筛面面积为S=300/30=10.0米2。下层筛面，Q=60025%=150吨/小时，按筛孔尺寸为22毫米查表（41）得，=24.2吨/米2小时，再由（41）式得下层筛面面积为S=150/（24.20.9）=6.9米2。综合以上计算，将上下层筛面面积均取成8.4米2，并取筛面尺寸的长宽=2.0米4.2米。筛箱结构尺寸：按筛面尺寸即可确定筛箱的长度和宽度。上下层筛面间的高度，取下层筛面上的石渣最大尺寸的三倍，这里取45毫米3=135毫米；上层筛面以下上的筛箱高，取上层筛面上的石渣最大尺寸的三倍，这里取80毫米3=240毫米；估计中心轴套直径为400毫米，这样筛箱高取800毫米。按规定用某振动筛的定型产品，取筛箱板厚为12毫米；八根横梁，每根横梁取直径为60毫米、厚8毫米的无缝钢管，即可确定筛箱的结构尺寸。绘出筛箱各部分构图，而估计筛箱重量为2000千克。4.2中心轴轴承的选择及轴径确定为了完成这项内容，需分以下三个步骤来进行：1.计算筛箱箱体的重量：在筛箱结构尺寸已经确定的条件下，组成筛箱的每个零部件尺寸及重量也就确定，这样即可计算箱体总重。同时要附带计算出箱体重心位置，因为在筛箱侧板上开中心轴轴孔时，要求轴孔中心位置是在通过箱体重心的铅垂线上，并按技术要求，左右偏差在50毫米的范围内。这是保证在振动过程中箱体的稳定和筛分效率的提高。2.计算参振石渣重量：要计算出参振石渣重量，必须先计算出筛面上平均全部石渣重量，为此必须先计算石渣在筛面上的流速。石渣在筛面上的流速，可近似的按如下公式计算： =0.2kg （42）式中 石渣在筛面上的流速 毫米/秒 a筛面倾角 度 n振动频率 次/分 r振幅 米 g重力加速度 g=9.81米/秒2 kg排出能力的修正系数，它与筛面上每米筛宽每小时通过的石渣量有关，具体关系见表（42） 表（42） 排出能力修正系数（千克） q(t/mh)4550607080100120150200250300kg1.611.451.291.161.050.930.880.830.780.760.75当石渣在筛面上的流速计算出来后，筛面上的石渣重量Qm即按下式计算 Qm=Ql/ （43）式中 Q单位时间进入筛子的石渣重量； l筛面长度； 石渣在筛面上的流速。 实验证明：筛子在振动时，停留在在筛面上的石渣重量约为筛面上全部石渣重量的30%，即约有70%的石渣跳动在空间不随筛子振动。设筛面上全部石渣重为Qm，参振石渣重为P1，则 Qm=Ql/ （44） 式中 Q单位时间进入筛子的石渣重量； l筛面长度； 石渣在筛上的流速。由此计算出参振石渣重量。上层筛面：每小时每米宽筛面上通过的石渣量q=600/2.0=300吨/米小时，按此查表（42），得kg=0.75。筛面长为4.2米。这样，即可由（42）、（43）、（44）三式，分别计算出上层筛面石渣流速1、全部石渣重量Qm1、参振石渣重量P11各为： 1= 0.20.75=542毫米/秒 Qm1=6004.2/（3.6542）=1.3吨 P11=1.330%=433 kg下层筛面：每小时每米宽筛面上通过的石渣量q=（60050%）/2.0=150吨/米小时，按此查表（42），得kg=0.83。筛面长为4.2米。这样，即可由（42）、（43）、（44）三式，分别得 2= 0.20.83=600毫米/秒 Qm2=3004.2/（3.6600）=0.61吨 P12=0.6130%=200 kg全部参振石渣重量为：P1= P11+ P12=433+200+633 kg，设计时圆整取700 kg。3.选择中心轴轴承和确定中心轴轴径：以箱体重与参振石渣重相加，再乘以机械指数k，就得振动时作用在两侧筛箱板轴孔的总的离心惯性力，这个力就是选择轴承所必要的轴承载荷，再结合中心轴转速按机械零件的原则，即可选择中心轴轴承。轴承选定后，即可按轴承内圈直径确定出中心轴轴径。考虑到清筛机要在弯道作业，轴承需要有一定的承受轴向载荷的能力；而且两侧轴承孔的同心度又较差，轴承内外圈轴线需要有一定的相对偏斜；另外为了减小轴孔单位面积上的压力，这里采用了中宽系列的双列向心球面滚子轴承。初估参振重量为2000+700=2700 kg，作业时离心惯性力为27003.15=8505 kg。两侧各用一相同轴承，故每个轴承所受的名义径向载荷为： R=1/28505=4253 kg查冶金工业出版社1972年版机械零件设计手册表196，取动负荷系数fd=2.5,顾实际径向负荷为： Fr=fdR=2.54253=10633 kg而实际的轴向负荷Fa=0，所以Fa/Fr=0l2,为使前后支承弹簧在工作过程中受力能接近相等；（二）在作业过程中，由于箱体实际上除作前述振动外，还作绕中心轴的“点头”振动。箱体上除了中心轴而外的各点合成轨迹均为长短轴不相同的椭圆。根据理论推导，当12时，入渣端筛面上各点的轨迹为长轴水平、短轴铅垂的椭圆见图4.2（b）。由于入渣端筛面上的石渣层较厚，需要有教大的铅垂抖动幅度来松开石渣层，所以，让1 2,旨在使清筛效率能进一步提高。整个筛箱有四个支座，每个支座由两个相同的并联的弹簧支承，也就是整个箱体由八个相同的并联弹簧支承。按（14）式或（48）式，支承弹簧的总刚度应为： K=1310 kg/cm每个支承弹簧的刚度为： K0=13101/8=164 kg/cm所以，在弹簧的计算中，要求弹簧刚度能近似的等于164/厘米。以下计算所用符号，引用机械零件设计手册第二十二章。弹簧最小工作负荷 P1=（2000+2900）1/8=613 kg弹簧最大工作负荷 P2=P1+Rp=613+0.5164=695 kg弹簧的材料选用60Si2Mn,查机械零件设计手册表223，按一类工作考虑，=4500 kg/cm2; j=7500 kg/cm2;G=8105kg/cm2。取C= ，查机械零件设计手册表226，K=1.26，所以弹簧丝直径为：1.69cm取直径d=1.7cm=17毫米；弹簧中径D2=5.817=100毫米。验算许用极限负荷P3： P3=由于P3=1150 千克1.25P2=1.25 695=869千克，所以满足强度要求。 弹簧在P2作用下的变形为： F2=P2/K0=695/164=4.238 cm 弹簧工作圈数为： n=5总圈数1=n+1.5=6.5n验算弹簧刚度P： P= 由于P=167kg/cm与要求的刚度K0=164kg/cm接近，所以刚度也满足要求。 弹簧圈间距 =f3= 节距t=d+=1.7+1.4=3.1cm=31mm 采用Y型右旋弹簧，其自由高度为 H=n+(n1-0.5)d=1.45+(6.5-0.5) 1.7=17.2 cm 验算稳定性指标b b=由于b=1.72GR=11.988千克米,满足起动要求，所以就选J03-132M-4型电动机为激振电机，功率为11千瓦；转速为1500转/分。4.6皮带传动计算皮带计算包括：计算皮带轮尺寸；选定皮带类型和确定皮带的根数与长度。要完成这一部分内容，就需要知道皮带轮的速比；皮带轮的中心距以及单根皮带所传递的功率。当激振电机选定后，按装在电机上的小皮带轮转速即确定。而大皮带轮转速是与激振频率相等的，这是作为参数被选定的。所以，两皮带轮转速比是已知的。在已知速比的条件下又知道大皮带轮直径，则小皮带轮直径就可算出。当激振酊剂选定后，皮带所要传递的功率即确定，按此就可以选择皮带类型和确定皮带根数。激振电机是安装在清筛机的机架上，这样，就基本确定了皮带轮的中心距。按照两个皮带轮的直径和中心距，可以计算皮带长度；根据皮带类型和计算长度，就可以选定皮带。由激振电机到激振轮是采用三角皮带传动。计算及引用符号来自机械零件设计手册第十章。按前，大皮带轮计算直径D2=560毫米，而大皮带轮转速应为840转/分，电动机转速为1500转/分，故小皮带轮计算直径为：=314 毫米大皮带轮上的轴孔直径为60毫米，但轴孔中心应向激振块对面偏离轮缘中心5毫米；根据J03-132M-4型电动机查手册，电动机轴径为38毫米，此即小皮带轮轴孔直径。皮带速度用=24.5米/秒比较适当。 三角皮带的计算长度： = =3579毫米按传递功，查机械零件设计手册表104取C型带轮；再按表102，采用标准值L=3594毫米的皮带。 皮带绕转次数为： 由于U=6.8次/秒20次/秒，所以不会造成皮带寿命的显著下降。皮带实际中心距为：安装皮带必需的Amin=A-0.015L=1053毫米补偿皮带伸长的Amax=A+0.03L=1215毫米小皮带轮包角为：180-=166三角皮带根数Z按下式计算： 式中 N=11千瓦；K1=0.7（查表106）；K2=0.95（查表107）；N0=7.9千瓦（查表105），以上查表均引自机械零件设计手册。于是得到： 圆整取Z=3，即采用三根C3594的三角皮带。皮带作用在轴上的拉力为： 4.7中心轴强度、刚度以及轴承寿命验算中心轴是连同激振轮一起转动的，轴内应力基本上不作周期性交变，所以，中心轴只作静应力强度验算。在筛箱内部装有中心轴的轴套，护套直径稍大于月牙部分的直径，验算中心轴刚度的目的，是在检验它在动载荷作用下产生挠度后是否碰到他外层护套。道床清筛机每天净作业时间不会超过三小时，每年按三百天作业计算，一年作业时间最多1000小时，所以轴承寿命取40008000小时也就足够了。验算轴承寿命所用轴承载荷，应该是中心轴强度计算中所求的最大轴承反力。将中心轴取出，其上下受力见图4.4： 图4.4 中心轴受力图P1激振重G1的离心力（=1964千克）；P2激振重G1的离心力（=7449千克）；qP2沿长度=0.51米的分布力（q=14704千克/米）；P3激振重G1的离心力与皮带拉力和（P3=P1+Q=2172千克）由静力平衡条件分别求得轴承反力： FA=5696千克： FB=5939千克并按弯矩概念求得：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 按功率计算转矩公式，求得电动机通过皮带传动而作用在大皮带轮上的转矩为： M=975000110.95/840=12448千克毫米=0.0124105千克厘米所以动力的输入端（B端）的扭矩为： Mn=M=0.0124105千克厘米作出弯矩图和扭矩图如图4.4所示，由图可见，最大弯矩值为Mmax=千克厘米。 按120毫米等截面轴考虑，截面抗弯模量 W=170 厘米3 考虑到弯矩及扭矩基本上不是周期变化的，即使变动，因其变动量较小，所以只需验算此轴的静力强度。轴的材料采用45号刚，强度极限b=6000千克厘米2,查燃料工业出版社1972年出版的机械设计手册表6203，酌取其弯曲应力=2000千克/厘米2。由于最大应力 max=Mmax/W=111810/170=658千克/厘米2 2000千克/厘米2亦即max ,所以轴的强度是足够的。实质上此轴并非等截面，中间部分直径为186毫米，轴在这一部分的应力最大值更大，可见，此轴强度是相当高的。由此可以断定，此轴中间部分的最大挠度肯定远小于轴与轴套间隙10毫米，因此可以不再验算此轴的刚度。 由于最大轴承反力FB=4854千克，取动荷系数fd=2.5,姑实际径向负荷为P=2.5 5939=14848千克。查机械零件设计手册表1913，3264型轴承的额定动负荷C=58600千克。轴的转速为840转/分，这样，此轴承的寿命为