往复式振动筛的设计

本科毕业论文（设计）题 目 往复式振动筛的设计 学 院 专 业 班 级 学 号 学生姓名 指导教师 完成日期 2016年4月10 二一六年四月摘要 当今社会，农业机械在机械工业中占据的比例越来越大，随着农耕的生产自动化，各种各样的农业机械将会出现并使用，本课题来源于当今社会机械工业往复式振动筛设备的创新和更新换代基础之上，通过设计出往复式振动筛，从而来满足当今社会往复式振动筛设备不足的缺陷。 国内往复式振动筛设备的研发及制造要与全球号召的高效经济、筛选质量好，效率高等主题保持一致。近期对机械行业中往复式振动筛的使用情况进行了调查，传统的谷物种子在没有往复式振动筛而需要人工筛选的情况下，效率低下，劳动强度大，所以设计一个专用的往复式振动筛势在必行。本文运用大学所学的知识，提出了往复式振动筛的结构组成、工作原理以及主要零部件的设计中所必须的理论计算和相关强度校验，构建了往复式振动筛总的指导思想，从而得出了该往复式振动筛的优点是高效，经济，并且筛选质量高，运行平稳的结论。 关键词： 往复式振动筛 质量 设计 经济 结论 AbstractWith the development of science and technology, interdisciplinary mutual infiltration, mutual exchanges between the various industry, extensive use of new structure, new materials, new technology, the sleeve pressing machine is large, efficient, reliable, energy saving.Recently, the use of machinery industry, bearing and shaft sleeve shaft were investigated, found that the shaft, bearings and bushings in the machinery industry is one of the key parts. Come very naturally in the assembly of the installation is also very simple. In the installation if the use of artificial pressure with not only the labor intensity is too large and the size of each other is not easy to ensure the shaft, bearing and shaft sleeve, so the design of a special press be imperative. Graduation project this time is a tube axial compressive loading machine. This paper introduces the theoretical calculation to design sleeve pressing machine structure, working principle and main parts of the strength check and the advantages of the sleeve, pressing machine is efficient, economical, and high safety, stable operation. The overall plan . The relative position of two axle sleeve on the plane, the motor reducer to provide power through belt drives the screw rod to rotate, and drives the head movement, a nut, a rotary motion of the linear motion of press. Block type safety clutch overload protection with teeth, pressure distribution in the corresponding position of the pipe after drilling through the drilling template. Key words：Machine manufacture Crankshaft Processing craftFixture目录 第一章 绪论1 一、课题的来源与研究的目的和意义1 二、往复式振动筛的发展现状3第二章 往复式振动筛总体方案结构的设计10 一、往复式振动筛的总体方案图12 二、往复式振动筛的工作原理14第三章 主要部件的设计8 一、输送能力的计算8 二、筛选带宽度的确定9 三、筛选能力的计算10 四、筛选带不打滑的条件10 第四章、机械结构的设计14 一、电机的选型计算15 二、V带传动的设计计算 16 三、轴承的设计计算17第五章、各重要组成部分的强度校核27 一、机架强度的校核28 二、转轴强度的校核29 三、轴承强度的校核30 第六章、设计总结 30 结论25参考文献26致谢27第一章 绪论一、课题的来源与研究的目的和意义往复式振动筛自从上世纪九十年代开始就陆续地被应用在农业方面，但传统的往复式振动筛由于筛选精度不高，速度缓慢，有好多工厂仍然采用人工筛选的方式，这种人工筛选的方式劳动效率低下，所以此次设计的往复式振动筛，在传统的往复式振动筛的基础上进行改进创新，应用合理的结构以及动力机构，从而来克服以往的往复式振动筛所不能克服的问题，对后续的往复式振动筛的设计制造有一定的参考意义和价值。我国生产的往复式振动筛结构简陋，筛选效率始终不高，虽然经过几十年的发展，近期产品的质量较早期有所提高。但受国产配套件质量及设计水平等的影响，我国目前生产的往复式振动筛的总体水平与进口产品及港口用户的要求仍有较大差距，往复式振动筛的生产也是如此，为满足市场需求，开发出一种新型的往复式振动筛势在必行！本次设计的往复式振动筛采用三相异步电机通过V带传动带动筛选体来回摆动来进行农作物的筛选，由于V带传动平稳，且噪音小，相信此种往复式振动筛的出现将会大大提高农作物的筛选能力和质量，为企业的生产的年产能方面，以及经济效益方面能够带来显著的进步，同时也在某种程度上推进了机械工业的不断发展。目前半自动往复式振动筛将逐渐被全自动往复式振动筛所代替。传统的机械式的往复式振动筛已经不能完全满足当今市场的需要，迫切需要各种多功能的往复式振动筛来满足市场需求，因此上海格尔公司加大人力开发出了五个规格十种类型的往复式振动筛，然而我国所需的往复式振动筛全部依赖进口，这使得国产机械人配备往复式振动筛后，成本增加很大，而装备自行开发生产往复式振动筛，其成本提高不大，说明往复式振动筛的市场前景令人乐观。随着国内外机械工业的蓬勃发展，世界往复式振动筛以采用新材料、新技术、新工艺、新结构为基础,二十世纪以来，德国的SMATE公司将新开发的往复式振动筛应用到该公司的子公司-一个专业加工农作物筛选机械的机械公司，经过几年的运行，为该公司创造了不菲的利润。继德国的SMATE公司之后，法国的SHATE公司也看到了往复式振动筛的利润所在，投入了相当大的人力和精力来开发研制往复式振动筛，并且与二十世纪中期投入到了北美等市场。当前，全世界各大机械人厂商为了提高产品的竞争力，都大力进行往复式振动筛的研发工作。现在国外等著名往复式振动筛的品牌中，都有往复式振动筛的销售，全世界往复式振动筛的应用越来越广泛。有一点值得注意的是，往复式振动筛的市场，由最初的日本，欧洲，已经渗透到北美市场，因此往复式振动筛是当今棒料生产加工企业比配的设备已经成为主要趋势。西方资本主义国家有巨大的往复式振动筛销售市场，其工业的发展也变得越来越快捷和发达，这都和往复式振动筛的发展从而带动机械工业的发展离不开关系。我国正处于社会主义初级阶段，农业生产力相对落后，有效需求不足，农民普遍收入较低。农村分散经营的生产体制(尤其南方丘陵地区的生产特点)决定了在今后一段时期内，仍然要以中小型筛选机为主要的研究和推广对象。由于我国经济发展的不平衡性，东部、中部和西部地区对产品、技术的需求存在递进的趋势，在市场开发上有滞后的特点，这决定了经济实用、多功能、回收率高的中小型农机具有较好的发展势头。在东北、华北、西北的商品粮棉基地地区，粮食筛选机生产企业较多，根据北方的区域特点，大部分研制推广大中型筛选机。不论是北方还是南方，为了提高劳动力的转移速度和农民的生活水平，中小型筛选机的研制与推广结合经济发展的速度和产业结构的调整，应逐步得到完善和提高。随着农业机械化的发展，农作物种子筛选机械也日趋成熟，基于摩擦分离筛选机理及筛选分级机理，设计出了适用于大豆、谷物、绿豆等作物筛选作业的5XD-2.0 型带式筛选分离机,其生产率为2t/h。带式筛选分里机在筛选带筛选过程中，首先将经过初步筛选的大豆、红豆、绿豆等作物种子中杂质清除，尤其是对豆类中的碎半豆，虫蚀严重粒的清除达到了很好的筛选效果，其次将筛选后的大豆输送到分级机构进行分级筛选，并分别筛选出大、小两种豆粒。本设计主要用于筛选分级豆类作物，设计中简述了该机的工作原理，主要的技术参数及各部件的设计。二、往复式振动筛的发展现状 往复式振动筛是农业生产中关键作业环节，必须在较短的农时内，根据农业技术要求，将收割好的稻谷放入往复式振动筛内，通过是往复式振动筛的筛选，从而从中剔除掉土块，石头，以及稻谷叶子。筛选质量的好坏，将直接影响到该往复式振动筛的产量。 由于精密筛选可以保证谷物的提取达到很纯的地步，因此，现代农业对精密筛选机械的要求越来越迫切。近期对机械行业中往复式振动筛的使用情况进行了调查，发现在高速发展的现代化农业生产中，谷物的筛选作业从以往的传统的人工筛选逐渐被自动化筛选所替代，其自动化程度越来越高，自然而然与它们的筛选相关的设备的研发和创新也愈加频繁。我国从80年代末便开始研制往复式振动筛械。由于种子质量、整地条件、机械制造水平及机器价格等因素制约， 我国80年代主要是推广半精量筛选。为适应农村生产责任制的要求，大量推广了小型单体筛选机。90年代以来， 我国逐步推广精密筛选机，有10多个企业生产了20多种型号的往复式振动筛。 往复式振动筛以作物种类分为农作物及大豆精密筛选机、谷物（小麦）精密筛选机、蚕豆精密筛选机；以配套动力分为小型（5.813.2kw）、中型（16.236.8kw）和大型筛选机（40.4kw以上）精密筛选机。 比重式筛选机比重式筛选机主要利用物料中各成分的比重不同进行分离。当具有一定压力的空气流过种子时，种子因与空气质量不同而进行升降分层，筛面的振动推动与筛面接触的较重种子从进料端至排料端向高处走，而较轻的种子向低处走，从而达到分离目的。比重式筛选机主要用于筛选种子中外形尺寸与其相同而比重不同的各类轻杂和重杂。如虫害的种子，发霉、空心、无胚的种子，以及碎砖、土、石块、砂粒等。比重式筛选机既可单机使用，也可为种子加工厂及种子处理中心配套。比重式筛选机又分正压式（如5XZ-3.0）和负压式（如5XZ1.0）两大类。代表机型有TFQX66、TQSX70（100/150/200）、5XZ-0.5（1.0/1.6/2.5）、5XZ-3.0（5.0）、5XD-1.0(2.5)型、重力分选机微型系列422-SS、5XZC 系列种子加工车和5XZC-10 系列种子加工车。窝眼筒筛选机窝眼筒筛选机主要利用种子在窝眼筒做旋转运动时，种子、杂质长度尺寸和运动途径不同来达到分离长杂、短杂的目的。喂入筒内的种子进入窝眼筒底部时，要清除的草籽、碎种子等短杂陷入窝眼内并随旋转的筒上升被排出。而未入窝眼的种子则沿筒内壁呈螺旋线轨迹向后滑移从另一端流出，要清除的长杂沿窝眼筒轴方向移动从另一端排出。在种子加工流程中，窝眼筒筛选机既可作为分离长短杂的精选主机，又可作精选中的种子分级机使用。代表机型有5XWS-1.5 和5XW-3.0(2.5)。复式筛选机复式筛选机主要是利用种子的外形尺寸和空气动力学特征进行精选。首先，通过改变吸风道截面积的大小，得到不同的气流速度分离轻重杂质；然后，利用种子和混杂物几何尺寸的差别，通过一定规格的筛孔来分离杂质和瘦弱籽粒；最后，通过窝眼筒按种子的长度不同分离长杂、短杂，达到分离的目的。代表机型有5XF-1.5（/0.5/0.7/1.3A）、5XF -5.0(3.0)、5X-2.0、5XQ-3.0、5XFZ-5（4/15）和TSQZ100。第二章 往复式振动筛总体方案结构的设计一、往复式振动筛的总体方案图 本次设计的往复式振动筛采取的方案是：电机通过V带传动实现偏心轮机构转动，然后往复式振动筛的筛体左端与偏心轮机构的摇杆通过关节轴承连接，这样，当电机通过V带传动带动偏心轮转动时，从而带动偏心轮摇杆机构动作，而筛体是与偏心轮摇杆机构连接，所以会在这个执行机构的作用下做往复直线式动作，筛体里面装有上筛体和下筛体，上面分别开有针对石头，杂物自由落下的孔并且两个筛体分别与地面呈一定的夹角，由于筛体是一直做的往复直线运动，所以石头，杂物在筛体摆动的情况下，经过两层筛体的过滤，会自由落体到筛体底部，由安装在筛体末端的滑槽里面拍出来。对于一些杂屑，该往复式振动筛右侧安装的风机通过负压吸收那些杂物从往复式振动筛的右端的滑槽排出，从而达到了对谷物进行层层筛选的目的。该往复式振动筛其具体方案布局图如下： 二、往复式振动筛的工作原理本次设计的往复式振动筛的工作原理为：电机通过V带传动实现偏心轮机构转动，然后往复式振动筛的筛体左端与偏心轮机构的摇杆通过关节轴承连接，这样，当电机通过V带传动带动偏心轮转动时，从而带动偏心轮摇杆机构动作，而筛体是与偏心轮摇杆机构连接，所以会在这个执行机构的作用下做往复直线式动作，筛体里面装有上筛体和下筛体，上面分别开有针对石头，杂物自由落下的孔并且两个筛体分别与地面呈一定的夹角，由于筛体是一直做的往复直线运动，所以石头，杂物在筛体摆动的情况下，经过两层筛体的过滤，会自由落体到筛体底部，由安装在筛体末端的滑槽里面拍出来，从而完成谷物的筛选的作业。第三章 主要部件的设计一、输送能力的计算分选带是带选机的主要部件之一，其质量与性能的好坏直接影响着分选质量。经试验设计出具有网状粗糙表面的环形橡胶带，耐低温，在-30 能正常工作。本机分选结构为七联式，即原粮大豆经过七层传送带筛选，以达到最佳筛选效果。七联筛选带倾斜角度由角度调整机构完成。用连续运输机的质量生产率的计算公式来导出管式皮带输送机输送能力的计算公式。连续运输机的质量生产率公式为: （3-1）式中: Q输送量, t/h v输送带运行速度, m /s q每米长度上物料的质量, kg/m设物料在圆管内堆积的断面面积为F (m2), 物料的堆积密度为(t/m3) , 则 （3-2）圆管的断面面积，装料充满系数为, 则，代入上式中得 （3-3）将（3-3）式代入（3-1）式中, 得到带式输送机输送能力计算公式为： （3-4）式中：Q输送量,t/h d管径,m充满系数,=50%75% 一物料的堆积密度,t/m3v输送带运行速度,m/s2、 筛选带宽度的确定橡胶输送带是一种弹性体, 卷成管状后，如果带的两边缘不重迭起来, 则在没有托辊支承的部位, 圆管就会张开口, 物料就要从开口处飞散、撒落和泄漏, 达不到密封运行的目的。因此输送带形成管状后, 两边缘必须要有一定的重合长度, 称为重合量。重合量的大小对输送带卷成管状、密封性能以及弯曲运行都将会有很大影响。重合量过小, 圆管在运行中容易张开, 密封不严。重合量过大, 给输送带形成管状造成困难, 甚至会无法形成管状。因此, 重合量大小一定要合适。输送带宽可用下式表示： （3-5）式中：A圆周长,mm，A=d B带宽,mm C重合量,mm根据弓形图形求弧长的计算公式, 找出重合量与管径的关系。求弓形弧长的计算公式： （3-6）式中：C弧长,mm r圆弧半径,mm 圆弧对应的圆心角,（o）将最小重合量和最大重合量所对应的圆心角值代入(3-6) 式得： （3-7） （3-8）则重合量与管径的关系(即重合量取值范围) 为代入3-5式得： （3-9）令则 （3-10）为了保证正常筛选条件下不撒料，筛选带上允许的最大物料的横截面积S 按下式计算： （3-11）式中：b筛选带可用宽度，m，B2 m 时，b=0.9B-0.05 m； l中间辊长度，m，对于一辊、二辊的托辊组，l=0； 物料的运行堆积角，查表机械设计手册：运行堆积角=5 ； 托辊槽角，b=0.9B-0.05=0.85 m，选定=8； （3-12）解得S=0.93 m2Smax，完全符合5XD-2.0 带式筛选机设计要求。3、 筛选能力的计算计算筛选能力： （3-13）式中:v带速，ms-1，筛选带速要求在0.250.5 ms-1 之间，我们选择的数据是0.33 ms-1； 是被筛选散状物料的堆积密度，=0.125 kgm-3； k倾斜筛选机面积折减系数，按（GB/T171191991）计算； ； （3-14） k1上部截面s1 的减小系数； （3-15）式中：筛选机在运行方向上的倾斜角，当=0时，上部截面积s1 不存在。 被筛选物料的运行堆积角。当=0 时，K =1。根据Q=3.6IV，解得Q=2.03 th-1。4、 筛选带不打滑的条件 圆周驱动力FU 通过摩擦传递到筛选带上，为保证筛选带工作时不打滑，需要在回程带上保持最小张力F2min，按下式进行计算： ， （3-16）经计算的F2min376.4N。式中：FUmax筛选机满载启动或制动时出现的最大圆周驱动力； FUmax=KAFU，KA=1.31.7，FU 经筛选机所有阻力之和测算得出：FU=892.6N； 传动滚筒与带人字形沟槽的筛选带间的摩擦系数，干态时，=0.40.45。第四章 机械结构的设计一、电机的选型计算 已知整个往复式振动筛中零件重量与其他零部件的重量，我们取总重量为300Kg，电机额定转速为1440r/m。即： 具体的电机设计计算如下:N=0.75(KW)G电机的负载传动效率，取0.75所以根据N0.75kw，n1500r/min，查B1表10-4-1选用Y112M-4，再查B1表10-4-2得Y112M-4电机的结构。 二、V带传动的设计计算（一）设计功率 工况系数，查B1表8122 ，取1.2 P传递的功率（二） 选定带型根据和查B1图812选取普通V带A型，小带轮转速，为1440r/min（三）传动比 1.76 （四）小带轮基准直径（mm） 由B1表8112和表8114选定 100mm75r/min （五）大带轮基准直径（mm） 由B3表87得=180mm（六）带速验算 （七）初定轴间距（mm） （八）所需带的基准长度（mm） 886mm 依B1表818取900mm，即带型为A900（九）实际轴间距 （十）小带轮包角 = = （十一）单根V带的基本额定功率 根据带型号、和普通V带查B1表8127（c） 取1.32kw（十二）时单根V带型额定功率增量根据带型号、和查B1表8127（c） 取0.15kw（十三）V带的根数ZZ =小带轮包角修正系数查B1表8123,取0.96带长修正系数查B1表818，取0.87（十四）单根V带的预紧力 = =134（N） mV带每米长的质量（kg/m）查B1表8124，取0.1k/gm（十五）作用在轴上的力 考虑新带初预紧力为正常预紧力的1.5倍（十六）带轮的结构和尺寸带轮应既有足够的强度，又应使其结构工艺性好，质量分布均匀，重量轻，并避免由于铸造而产生过大的应力。轮槽工作表面应光滑（表面粗糙度）以减轻带的磨损。带轮的材料为HT150。查B1表8110得基准宽度制V带轮轮槽尺寸，根据带轮的基准直径查B1表8116确定轮辐。 V带轮（大） V带轮（小）三、轴承的设计计算 根据根据条件，轴承预计寿命163658=48720小时；1、 计算输入轴承（1）已知n=458.2r/min两轴承径向反力：FR1=FR2=500.2N；初先两轴承为角接触球轴承7206AC型。根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力FS=0.63FR则FS1=FS2=0.63FR1=315.1N；(2)FS1+Fa=FS2；Fa=0故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端FA1=FS1=315.1NFA2=FS2=315.1N；(4)计算当量载荷P1、P2根据课本P263表（11-9）取fP=1.5;根据课本P262（11-6）式得P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5(1500.2+0)=750.3N;P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5(1500.2+0)=750.3N;P1=P2故取P=750.3N；角接触球轴承 =3； 轴承运动和换向时承受过大的冲击负荷，或当轴承静止时，由于机器振动等因素都会使接触处形成凹坑。外界硬粒进入轴承内，也可在接触表面形成压痕，这种永久变形量超过一定限度，就会防碍直线运动平稳性，引起振动和噪音，振动会进一步冲击凹坑周围材料，造成恶性循环，使凹坑面积扩大，这种永久变形量用基本额定静载荷限定。钢球和套圈接触点两者永久变形量之和等于钢球直径的万分之一时的静载荷，定义为基本额定静载荷C0。轴承使用时，冲击力很难测定，常用选取适当的静载荷安全系统来保证轴承静载荷不超过基本额定静载荷。选型时使轴承承受的静载荷P0 C0/FS，不受振动和冲击场合FS取1.0 1.5，受振动和冲击工作场合FS取2.07.0。轴承由于反复承受工作载荷，首先在表面下一定深度处，强度较弱部分形成裂纹，继而发展到接触表面，使金属成片状剥落下来，这种剥落称为疲劳剥落。在安装、润滑、密封正常的情况下，绝大多数轴承的破坏是疲劳破坏，一般所说的轴承寿命就是指轴承的疲劳寿命。直线轴承额定寿命规定为5万米， 通过限定基本额定动载荷C来保证。由于轴承寿命具有分散性，即同一批材料、相同工艺生产、相同使用条件下的轴承寿命不相同，所以轴承基本额定动载荷C定义为一批相同的轴承在相同条件下运行5万米，轴承不生任何疲劳剥落现象所能承受的动载荷。第五章 各重要组成部分的强度校核一、机架强度的校核 机架的选择根据整条输送带上面的所有滚筒，槽钢的重量来定，槽钢机架受力分析得出，由分析得出底座在平衡状态下只受地面对其的支撑力和在其表面上物体所给的压力。见下图： 即物料和输送带滚筒以及轴承等等给的压力为G(输送带滚筒重量)+G（零部件重量）=20000N（10000Kg）+(1000X20N)=30000N; 根据槽钢承载力计算公式：M=Pac/L(M：弯矩，P集中力，a集中力距支座距离，c集中力距另一支座距离，L跨度，L=a+c) （仅用于截面) f=M/W材料的许用应力（弹性抗拉强度/安全系数）。M=Pac/L=11960xL，本次设计初定L为1000mm则M=13456N.M，初定槽钢为140x58x6。计算W得出折算后位270Mpa 查的普通碳素结构钢Q235A的抗拉强度为375500Mpa，由于270Mpa远远小于375Mpa，所以初定槽钢满足要求。二、转轴强度的校核轴的强度计算一般可分为三种：1）按扭转强度或刚度计算；2）按弯扭合成强度计算；3）精确强度校核计算。当轴的支撑位置和轴所受的载荷大小、方向、作用点及载荷种类均已确定，支撑反力及弯矩可求得时，可按照弯曲或者弯扭合成强度进行轴的强度计算。作用在轴上的载荷一般按集中载荷考虑，如本设计中的带传动对轴的力，其作用点取在轮缘宽度的中点。计算时，通常把轴当作置于铰链支座上的双支点梁，一般轴的支点近似取为轴承宽度中点。由于本设计所用轴主要是受弯曲强度，很少的扭转强度，是根据扭转强度设计，应校核轴的弯曲强度，首先分析轴的受力，左端受的是圆锥筛的重力，右端是带轮对轴的力，中间是轴承座的两个支撑力。轴径是按扭转强度初步设计的，所以要校核轴的弯曲强度，轴的强度校核也就是找出危险截面，看危险截面是否满足轴径条件，如果危险截面满 足，那么别的轴径肯定满足；根据轴的实际尺寸，承受的弯矩、扭矩图考虑应力集中，表面状态，尺寸影响等因素，及轴材料的疲劳极限，计算危险截面的情况是否满足条件。我所校核的轴是根据许用弯曲应力校核的，即由弯矩产生的弯曲应力不超过许用弯曲应力，一般计算顺序是先画出轴的空间受力图，将轴上作用力分解为水平面受力图和垂直面受力图，并求出水平面上和垂直面上的支承点反作用力。然后作出水平面上的弯矩和垂直面上的弯矩图，作出合成弯矩图和转矩图应用公式绘出当量弯矩图，式中是根据转矩性质而定的应力校正系数。对于不变的转矩，取；对于脉动的转矩，取；对于对称循环的转矩取。是材料在对称循环应力状态下的许用弯曲应力；是材料在静应力状态下的许用弯曲应力；是材料在脉动循环应力状态下的许用弯曲应力；在锥筛的设计过程中，轴的材料为45#钢，其基本参数为，；应满足 下列条件：16 或 W为轴的抗弯截面系数；轴的受力，轴左端是锥筛对轴的力也就是锥筛的重力，右端是带轮对轴的压力。具体受力情况如下图：由材料力学的相关知识可得： 解得： 由 得： 可得轴的弯矩图则如下： 轴所受的转矩如下：转矩图如下：=；所以，=所以当量弯矩图为：可知轴承的危险截面在左边轴承支撑处，根据轴的校核条件可以算出：；即： 所以：根据校核，截面强度足够，其它截面也是足够安全的。三、轴承强度的校核 根据根据条件，轴承预计寿命163658=48720小时； （1）已知n=458.2r/min两轴承径向反力：FR1=FR2=500.2N；初先两轴承为角接触球轴承7206AC型。根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力FS=0.63FR则FS1=FS2=0.63FR1=315.1N；(2)FS1+Fa=FS2；Fa=0故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端FA1=FS1=315.1NFA2=FS2=315.1N；(4)计算当量载荷P1、P2根据课本P263表（11-9）取fP=1.5;根据课本P262（11-6）式得P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5(1500.2+0)=750.3N;P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5(1500.2+0)=750.3N;P1=P2故取P=750.3N；角接触球轴承 =3； 轴承运动和换向时承受过大的冲击负荷，或当轴承静止时，由于机器振动等因素都会使接触处形成凹坑。外界硬粒进入轴承内，也可在接触表面形成压痕，这种永久变形量超过一定限度，就会防碍直线运动平稳性，引起振动和噪音，振动会进一步冲击凹坑周围材料，造成恶性循环，使凹坑面积扩大，这种永久变形量用基本额定静载荷限定。钢球和套圈接触点两者永久变形量之和等于钢球直径的万分之一时的静载荷，定义为基本额定静载荷C0。轴承使用时，冲击力很难测定，常用选取适当的静载荷安全系统来保证轴承静载荷不超过基本额定静载荷。选型时使轴承承受的静载荷P0 C0/FS，不受振动和冲击场合FS取1.0 1.5，受振动和冲击工作场合FS取2.07.0。轴承由于反复承受工作载荷，首先在表面下一定深度处，强度较弱部分形成裂纹，继而发展到接触表面，使金属成片状剥落下来，这种剥落称为疲劳剥落。在安装、润滑、密封正常的情况下，绝大多数轴承的破坏是疲劳破坏，一般所说的轴承寿命就是指轴承的疲劳寿命。直线轴承额定寿命规定为5万米， 通过限定基本额定动载荷C来保证。由于轴承寿命具有分散性，即同一批材料、相同工艺生产、相同使用条件下的轴承寿命不相同，所以轴承基本额定动载荷C定义为一批相同的轴承在相同条件下运行5万米，轴承不生任何疲劳剥落现象所能承受的动载荷。第六章 设计总结 通过本次设计,让我学习到了许多知识，特别是对传动机构的应用方面，是我收获最大的地方。 在相关的实际问题的讨论中，我的导师总是孜孜不倦的引导着我，帮助着我。每周一次的进度检查和问题讨论，促使我在正确的道路上大步前进，不仅工作的按时保质保量的完成得到了保证，我本人的研究能力，工作的态度也得到了充分的锻炼和提高。这些宝贵的品质影响着我，毫无疑问，它们对我以后的工作，学习，生活都会起到深远而长久的良好影响。也能为人生打下一个夯实地基础！ 在具体的研究设计过程中，同学们也在平日的学习与生活中提供了无私与周到的帮助，充分用他们的工作热情感染着我，鼓励着我，让我少走了很多弯路，再次一并致谢！另外也感谢我的父母，朋友和同学们的帮助。在做设计感觉受挫，枯燥与迷茫时，是他们在悉心的为我释放压力，鼓励我不要气馁，勇敢面对。每周一次和父母的通话，与朋友和同学的长谈后都使我精神放松，斗志倍增，以饱满的热情重新投入到工作中去，感谢他们，正是他们的不懈支持和充分理解才能使我顺利完成毕业设计。 最后，感谢学校各位领导与老师给了我在大学学习生活四年以及参加这次毕业设计的宝贵的锻炼机会，它使我深刻认识到在知识的汪洋大海面前我是多么无知和微不足道。这是一个最好的时代，也是尊重知识，充分学习知识，掌握知识的时代。只有持续的不间断地学习，才不会在激烈的竞争中落后于别人，也才能用自己的真才实学为社会做出自己应有的贡献。知识是无止境的，无价的，我愿在求真的道路上下而求索！结论在最近的一段时间的毕业设计，使我们充分把握的设计方法和步骤，不仅复习所学的知识，而且还获得新的经验与启示，在各种软件的使用找到的资料或图纸设计，会遇到不清楚的作业，老师和学生都能给予及时的指导，确保设计进度。本文所设计的题目是往复式振动筛的设计，通过初期的定稿，查资料和开始正式做毕设，让我系统地了解到了所学知识的重要性，从而让我更加深刻地体会到做一门学问不易，需要不断钻研，不断进取才可要做的好，总之，本设计完成了老师和同学的帮助下，在大学研究的最后，感谢帮助过我的老师和同学，是大家的帮助才使我的论文得以通过。参考文献1.张福学编著.往复式振动筛技术及其应用.北京：电子工业出版社，2000。2.何发昌著，邵远编著.往复式振动筛的原理及应用.北京：高等教育出版社，1996。3.张利平著. 筛选机实用技术速查手册. 北京：化学工业出版社，2006.12。4.李宝仁著. 气动技术低成本综合自动化. 北京：机械工业出版社，1999.9。5.宋学义著. 往复式振动筛速查手册. 北京：机械工业出版社，1995.3。6.陈奎生著. 气与气压传动. 武汉：武汉理工大学出版社，2008.5。7.SMC（中国）有限公司. 往复式振动筛实用技术. 北京：机械工业出版社，2003.108.徐文灿著. 往复式振动筛系统设计. 北京：机械工业出版社，1995。9.曾孔庚.往复式振动筛的发展趋势. 机器人技术与应用论坛。10.寿庆丰.一种多指多关节机器手爪. 机械设计1999年第3期，第3卷。11.高微,杨中平,赵荣飞等.往复式振动筛结构优化设计. 机械设计与制造2006.1。12.孙兵,赵斌,施永辉.往复式振动筛的研制. 中国期刊全文数据库。13.马光,申桂英.工业机器人的现状及发展趋势. 中国期刊全文数据库2002年。14.李如松.往复式振动筛的应用现状与展望. 中国期刊全文数据库1994年第4期。15.李明.往复式振动筛设计.制造技术与机床2005年第7期。16.李杜莉，武洪恩，刘志海.往复式振动筛的运动学分析. 煤矿机械2007年2月17.成大先主编.机械设计手册（第三版）.北京：化学工业出版社，1994。18.Hirohiko Arai, Kazuo Tanie, and Susumu Tachi. Dynamic Control of a Manipulator with Passive Joints in Operational Space.19.Abhinandan Jain and Guillermo Roderguez. An Analysis of the Kinematicsnd Dynamics of Underactuated Manipulators.致谢当我写到这里的时候，我心里是别提有多么的开心，不管前面的对与错，总之，我觉得自己做到这里已不错了，感谢我的老师和帮助我的同学一起到图书馆查资料的那些同学们，要不是你们恐怕我现在真不知道自己能做到哪里，首先您不仅在学习学业上对我以精心的指导，同时还在我改写论文时给我鼓励和支持，从这点看出老师当初选你当我的老师我是明智的，而且，通过这次写论文我知道遇到什么事总要靠别人来完成，现在我觉得这种想法是我错啦，也许自己做的比那些人做的会更好，同时，我要把这种态度放到工作当中，我相信我自己一定可以比别人做的出色。说实话，我从开始认真做毕业设计的时候，才领悟到知识确实是种强大的工具，我现在想来前面失去的，我想在通过在工作中补回来，想到这里自己说了句“呵呵”，但是话说回来，这次的毕业设计我花了挺大的功夫，虽然是苦，但心里挺开心的，我想如果大学这四年我好好来利用它的话，我的毕业设计不谈在班里第一个交，最少也在前十个人之前交，最后在这里衷心的对所有关心我帮助我的表达我由衷敬意，谢谢各位同学的帮助。8