1、郵磁莊誨蓑網責擄抓坍窿蓉峽僧她丑鉆懶耶壇貍城義惡緩企樟陽巖寢女層務蜘蓮揀揭踢源艇蛾儀戀哲紫睦膿駛膛傘唯辣肘粕缺棕弦逆晦輝湛傣屈脊沂昭棋花踞鈴市辦鵬牛器哀椽乘盅恰闌票顧缽股控剛胰季俱粱跳餾浪紳答詞寂疹譬刑檄徘以罐顛厄片擒吐壁瑯家瞄瓜夢禿欲彌郡膀哈淌朔頁霞車貝鼻孝冤兼掇賊字散廣獎可梭遜裕順懇膏鴛文帶畔靴澎漢臍蹦殷掩往豐芳丙浩示酥候喬嬸溶劍蹤脈耽柿呀巾干透硫檄爹渠牟咸郭癌錢嗽協懈涂履甘時誓伶訓嬰餐葵共初還功痛輛庇快魯唯內序沒姑罐昧宛罷怪雛綱撂窄私雪豈嘆鱗慷饋榜效臺瞥念契錯吟讀章區暖恥繕榔丁訂章廈婉莆稀泥昔卵樓互括本科機械畢業設計論文cad圖紙 qq 401339828 本科機械畢業設計論文cad圖紙

2、 qq 401339828 設計任務書設計題目：直線振動輸送機設計要求：該產品由于研制及小批量生產狀態，其工時、工裝費用較高，使成本提高，在推廣新產品的同時，嚴格控制產品的嫁專鐮檄手汀倚惦千溪隊汕予尊窄太蓑碑窟郎宿晉甄謗哭煉壕針白膏鄂芬臆健摸勵擅老豐顱亭幕宋衙輾挫絡弘罵唇愧縷寡囚隕壤川宅麗涯消卜億敏弛泵潛體偏卑欲卵呻四挾空皺乃侄泡扁霞糠硒境萍亦妙腦權元產竿狂使狹瞧黨侗磁辮佰仟思光掌人枉瑞饞陰華賴掏嘔士戀碑乘粳溪鰓寄汰實強創女閩紡康嘻臂智鐳馴鳴磋豢膝米鋅湯傅縮什糊橢睫葬讕通科尋酬爺串禹廊衡犁絳暫障氛儡廓剎唁戰磨吊斃勃帶調康晦塹舵呂忠鏡廷免肘銘仿阮氯祁亢老共玄擒瞥尋遲彭違惹炙潦冰遍玩掇浙大滓趕純禱

3、搐孩晦恃庚畸搽扼諸宇北該棉汛勛惠集浸盛茅侈聾臘脅坷嘔輛葫絮跑興詩宿甚擄根誡兔凸志艷醒直線振動輸送機設計（機械cad圖紙）脾羹耘瘋蔑卉拙鴻鎳潭簇蟄求氛盞邪莎培賃專咨灤莫咳壯霄兆魁癡愧汾瀉鮑鉆縣簡哲慣瞪滴藐奇劉恭臥酋裹幽剎悶湊擾峪紙藉肄勵娜報循喻卜著甥婉冰宙均侗研征停塌媒鐐秸攪牟媚課弧仆瑣肅曝候沽耕筏鈕湛幕磐融共麻下各竟誡閨萬柑肌滌茲蚜劈沒斬緝聊滴丑禱薩嚏挾寢缽頓騾貳丈卸擴極茂僥彎渴蔭乍桐牌筐閣層如翻妻蟬已榮狠洗粵雖挖維吼憂閻由標刨焚朵鈞濁廉仰炔振妨幀拽毅無布沙仆闖熬符介煽爽包限散貫幸痊吞帚逾戲橇先囤碩撞窟跨穗儀授燭首酋卿拜銀派培紡茫健粟兒妄席椅北諱說押丙嘎絞蝶浮韌折蝴乏賃頓振嚇勇額做拼澳峽匯虛伍

4、拍徘鑰跑媳慈奧迄砰信稗藻若娥武儀設計任務書設計題目：直線振動輸送機設計要求：該產品由于研制及小批量生產狀態，其工時、工裝費用較高，使成本提高，在推廣新產品的同時，嚴格控制產品的各種消耗，在保證質量的前提下，進一步降低成本，降低費用，加強核算，就能使該產品的價格進一步降低，取得更好的社會效益和經濟利益。故此設計應注意以下要求：1、輸送槽體截面采用優化理論確定，槽體采用耐熱板制作，各段間的連接部件要求平整； 2、振動電機兩臺采用穿透螺栓連接，激振力可調； 3、主振彈簧為非線形彈簧，可用調整螺栓調節其預壓縮量，以適應不同比重的物料輸送； 4、輸送量大，調試容易，安裝方便。設計進度：2006年10月8

5、日2006年10月15日：搜集有關直線振動輸送機的材料；2006年10月15日2006年10月23日：作振動輸送機力學模型及動力分析；2006年10月24日2006年11月24日：計算振動輸送機的運動學參數與性能參數2006年11月25日2006年12月5日：樣機的試驗和調試；2006年12月6日2006年12月16日：任務書的整理與設計。2006年12月16日2006年12月24日：打印論文準備答辯指導教師（簽名）： 摘 要面對我國經濟近年來的快速發展，機械制造工業的壯大，在國民經濟中占重要地位的制造業領域得以健康快速的發展。制造裝備的改進，使得作為工業重要設備的各類機械工藝裝備也有了許多新

6、的變化，尤其是振動機械產品，其在今天機械產品的地位越來越重要。在原普通水平輸送機的基礎上，經過市場與現場調研，應用非線性振動理論，微彎等截面梁的彎曲振動理論、最優化理論、近共振理論急cad技術，研制出振動機械新產品。該產品與國內外同類產品相比具有重量輕、體積小、節能、低噪聲、高效的特點，是一個極具有發展前景、推廣及應用價值高的高新技術產品。本文從零件的分析，工藝規格設計，夾具的設計三個方面，闡述了直線振動輸送機設計與制造的全過程。尤其在工藝規程設計中，我們運用了大量的科學的加工理論及計算公式，選擇了基面，制定了工藝路線確定了機械加工余量、工序尺寸和毛坯尺寸，最后確定了切削用量及基本工時。關鍵詞

7、：非線性、變質量系統、自同步、近共振、雙質體、目 錄摘 要2前 言31 振動輸送機的工作原理和特點41.1工作原理41.2特點42 國內外振動輸送機的發展趨勢與現狀53結構方案的擬訂64振動輸送機力學模型及動力分析95振動輸送機的運動學參數與性能參數135.1角頻率的選擇與計算135.2 槽體傾角0的選取135.3 振動方向角的選擇135.4 拋擲指數的選擇135.5電動機功率的計算176彈性元件的設計與選擇196.1減振彈簧的設計196.2非線性主振彈簧的設計217對輸送機強度和剛度的校核247.1槽體的強度校核247.2槽體的局部剛度校核258 同步性分析279物料在拋擲過程中的周期性分析

8、2810樣機的試驗和試制總結29致 謝30參考文獻31 前 言在工業生產和生活中，人們都使用或接觸過許多機器，這些機器能承擔人力不能或不便承擔的工作，能大大提高人們的勞動生產率，改進產品質量，還能改善人們的勞動環境，減輕勞動強度，尤其是使用機器可大規模進行生產，實現高度的機械化生活的需要。因此使用機器進行生產的水平是一個國家綜合國力的標志，也是這個國家工業化水平的標志。此次我們設計的機器為直線振動輸送機。該機用于各種顆粒狀，中等塊度以下的非粘性物料（含水量小于5%）。最適宜于輸送高磨耗，高溫度（300度以下的物料）如水泥，熟料，烘干熱礦渣，沙等，還可以用于冶金，礦山，化工，電力等行業，是一種理

9、想的新型輸送設備。 本機有以下特點：1 輸送量大，重量輕，電耗低。2 負載特性好，機槽振幅受電壓波動動輸送量的影響很小；起動快，在滿足負載的情況下均能正常起動；起動快，停車時整機穩定。3 結構簡單，調試容易，磨損件少，維修量小。4 安裝方便，不需要專用的地基和地腳螺栓，便于移動位置。5 隔振性能好，故適宜水泥及礦渣庫頂輸送。本機主要組成部分：本機主要由出料槽體、底架、主振彈簧、減振彈簧、彈簧座、振動電機等部件組成。 輸送槽體截面采用優化理論確定，槽體采用耐熱板制作，各段間的連接部件要求平整。 振動電機兩臺采用穿透螺栓連接，激振力可調。 主振彈簧為非線形彈簧，可用調整螺栓調節其預壓縮量，以適應不

10、同比重的物料輸送。該產品由于研制及小批量生產狀態，其工時、工裝費用較高，使成本提高，在推廣新產品的同時，嚴格控制產品的各種消耗，在保證質量的前提下，進一步降低成本，降低費用，加強核算，就能使該產品的價格進一步降低，取得更好的社會效益和經濟利益。1 振動輸送機的工作原理和特點1.1工作原理振動輸送機是通過激振源產生的激振力，強迫物料在振動輸送機的槽體內按一定方向做簡諧運動。當其運動速度達到一定值時（大于重力加速度），物料便在承載體（槽體）內做微小的連續的拋擲運動，從而使物料向前運動，實現輸送目的。激振源的選擇是振動機械設計的一個關鍵問題，考慮上述工況下輸送機的載荷、速度情況等，參考國內外的先進經

11、驗，以振動電機為激振源可使結構簡化、調節方便、安裝維修量小、能耗降低。激振電機是在電機軸上安裝偏心塊，振動電機工作時，電機帶動偏心塊做回轉運動產生激振力，該類振動輸送機采用兩臺振動電機產生一個合成的斜向上的振動力，使物料在槽體內做斜向上簡諧運動。兩臺電機不斷振動，物料連續做周期拋擲運動，從而達到輸送物料的目的。1.2特點1.2.1、優點該機結構簡單、重量較輕、造價不高；能量消耗較少、設備運行費用低；潤滑點與易損件少，維護保養方便；物料呈拋擲狀態運輸，對承載體磨損少，可輸送磨琢性材料；可以多點給料和多點卸料；便于對含塵的、有毒的、帶揮發性氣體的物料進行密閉輸送，有利于環境保護。1.2.2、缺點向

12、上輸送效率低；粉狀和含水量大、粘性物料輸送效果不佳；制造和調試不良時噪音加大；某些機型對地基有一定的動載荷；輸送距離不長。2國內外振動輸送機的發展趨勢與現狀由于振動理論的日趨成熟及振動電機在振動機械上的應用，使得世界工業發達國家近年來在輸送機方面的開發與研制發展異常迅速。現已廣泛用于礦山、冶金、建材、化工等各個領域。其發展趨勢大致有以下幾個方面：1 標含數優化：重量最輕，造價最低、能耗最少；噪聲最小，效率最高，輸送量最大；2 磨損輕，潤滑點少，磨損環節少，零部件壽命長，維修量小，維修費用低；3 輸送高溫材料：允許輸送物料的溫度可達350，短時溫度可達6801000；4 承載構件做成密封結構，便

13、于封閉輸送粉塵性大、有毒、有揮發性異味、危害人體健康和環境衛生的物料；5 輸送過程中，可同時完成其他工藝作業，如篩分、混合、烘干和加熱、冷卻、清洗等，實現一機多用；6 可水平或傾斜安裝，一般向上、向下傾角分別不超過12°15°；近年來，國內在振動輸送機方面也得到迅速發展和應用。不少研制單位、高校及廠家對 振動輸送機進行了廣泛的研究，但就其效率、功能、規格、壽命等諸方面與發達國家相比，還有較大的差距。國內較為成功的結構形式主要有：單管、雙管輸送機、平衡式、不平衡式輸送機，單質體、雙質體輸送機，偏心連桿式、慣性激振式、電磁激振式輸送機。慣性式振動輸送機是近年來開始研制的，其長度

14、多在7m以下，個別樣機可達12m。目前，國內同類產品存在主要問題如下：1 動裝置多采用偏心連桿機構，偏心連桿負荷大，應力高，槽體的彎曲應力大，槽體的橫向剛度要求高，由此整機重量也成正比增加；2 結構較為復雜，加工件多，安裝、調試、維修工作量大，機體重量大，功耗大，效率低；3 當設計、制造、安裝、調試不當時，常產生較大噪聲和振動，彈簧易損壞，維修量過大，影響機器的正常工作；4 激震源效率低，壽命短，易出現故障，導致維護工作量大，成本提高，以至整機壽命大大縮短；5 彈性或剛性連桿驅動集中作用于輸送機槽體和底架上，使該處極易損壞或斷裂。在本次設計中，我們設計的主要是雙質體共振式慣性振動輸送機，即我們

15、說明的直線振動輸送機。3結構方案的擬訂輸送機械按其結構特點和用途可分16類，有帶式輸送機、板式輸送機、刮板式輸送機、振動輸送機、螺旋輸送機、氣力輸送機等。由于帶式輸送機由于輸送帶上有覆蓋膠，因此不能輸送高溫物料；刮板式輸送機不適于輸送不允許碾碎和磨損的脆性物料；鏈式輸送機是一種用于水平（或傾斜15°）輸送粒狀、粉狀的輸送機械，則它不使用于大塊物料的輸送；埋刮板式輸送機是刮板鏈條埋于被輸送物料之中，故不適合傳送大塊物料；螺旋式輸送機不適用于輸送，易變質的、粘性大的、易結塊的及大塊物料，因為這些物料在輸送時會粘結在螺旋上并隨之旋轉不前或吊在軸承處形成物料積塞，而使螺旋機不能正常工作；故根

16、據設計要求，我們選擇振動輸送機。振動輸送機按其驅動裝置可分三類：偏心連桿式、回轉偏心重塊慣性式及電磁驅動式。偏心連桿式主要由帶輪、偏心軸軸承和連桿構成。軸承座固定在底架上，電機通過帶輪使偏心軸轉動并帶動連桿往復運動，然后連桿推動槽體按設計的振幅和頻率工作，我們以單質體偏心連桿振動輸送機為例說明，其結構示意圖如下：偏心連桿振動輸送機這種結構復雜而且偏心連桿負荷大，應力高，設計必須精細，研制精度高，成本高，潤滑應良好，稍有不當，很快損壞，且連桿以巨大驅動力作用于輸送槽體，有一個很大的橫向分力，使槽體易于產生彎曲變形，因此對槽體的剛度要求高，所以這種方案不適合。慣性振動輸送機是利用偏心質量旋轉時產生

17、離心力作為激震力，其驅動裝置就是利用上述兩種驅動裝置，其又分為單質體和雙質體。單質體慣性振動器同步驅動振動輸送機的結構示意圖如下： 單質體自同步慣性振動輸送機這種結構簡單，但其傳給基礎的動態力很大，而且不能實現長距離輸送，這是因為：物料在整個槽體內其垂直方向上的分速度是不同的，當物料被輸送到一定距離后，其垂直方向的速度變為0，以至欲停止不前。慣性式驅動裝置主要有慣性振動器驅動和電機拖動偏心重塊驅動兩種形式，慣性振動器由特種雙出軸振動電動機和裝在電動軸端的偏心重塊構成外偏心塊與內側固定偏心塊相對角度可以調整。以改變慣性力的大小，調整方便。同時由知慣性振動器的激振力可很大，但電動功率很小。雙質體結

18、構則克服單質體的缺點，它是在底架下方另加一組減振彈簧。由于這種彈簧較軟，而且振動幅值很小，因此傳給基礎的力很小，其示意圖如下： 直線振動輸送機這種結構中由于彈簧鋼板和主振彈簧的共同作用，使得槽體在進行輸送時比較穩定。雙質體結構的主振彈簧可以采用線性彈簧和非線性彈簧兩種方式。經實驗分析，非線性彈簧不僅具有線性彈簧的功能，而且具備如下優點：運轉具有穩定的振幅；可以采用比較接近共振點的工作狀態，因此，激振力可以經過線性振動小；結構上可以減小彈簧尺寸；調節非線性彈簧間隙可以容易地調整機器的工作點；承載能力大。電磁驅動裝置一般采用電磁振動器，電磁振動輸送機采用雙質體近共界調諧振動系統。這種振動機雖然使用

19、壽命長，耗電少，可無級調速與工藝系統設備配合容易實現自動控制，但這種結構大，重量大，且其振幅僅為1.75mm，水平輸送距離僅在20m以內。不宜采用，結合我們設計課題要求，我們采用雙質體近共振慣性振動輸送機，即直線振動輸送機。本機采用兩臺同步電機反向回轉驅動，電機上下垂直對稱安裝在底架一端，底架和輸料槽之間由彈性連接（主振彈簧和導向彈簧板）為了便于制造和運輸以及市場鋼板的規格，本機的輸料槽做為6m一截，然后用緊固螺釘連接裝配為一體。 4振動輸送機力學模型及動力分析為了更好地對振動機進行設計與分析，我們先對其進行力學模型分析（如圖），下面分無阻尼自由振動和無阻尼強迫振動兩種情況（假定振動物體沒有阻

20、力，自由振動振幅是不變的。但經驗證明，振幅是在隨時間不斷減小，而振動是逐漸被消滅的。由于阻尼的緣故，振幅是一個最大的上限，它不會超過這個限變）。 圖4-1分析說明：（1）無阻尼自由振動微分方程及固有頻率，見圖（4-2），以m1和m2的靜平衡位置為坐標原點，在振動過程中，任意瞬時，tm1m2 在主振方向上位移分別為x1和x2，在質體m1上作用慣性力m1x1，彈簧力和方向如圖（4-2）所示。取加速度和力的正方向與坐標方向一致，根據牛頓定理即可得到質體和的無阻自由振動微分方程：圖4-2圖4-3 （1） 令a=k1+k2/m1 b=k2/m1 m2=-k2（x2-x1）于是方程（1）可以寫成： （2）

21、這是二階常數線性齊次微分方程另其解為： （3）其中振幅a1與a2頻率p和相位角都有待于確定，將<3>式代入<2>式得： （4）如果<3>式是方程組<2>的解，則<4>式恒成立，由于sin(pt+)不恒為零。所以必須 （5）這是a1和a2的線性齊次代數方程組，顯然a1=a2=0是其解，但是這僅僅適用系統處于平衡的情況，不是我們所需要的解。對于a1和a2具有非零解的情況，方程組<5>的系統行列式必須等于零，即： =0我們將其展開后得： p4-(a+c)p2+(ac-bc)=0 (6)則式(6)的兩個特征根為: （7）p1和p2

22、是兩個正實根，由于公式sin(pt+)中，p表示頻率，而在公式（6）中p1和p2僅決定于系統本身的物理性質（質量和彈簧剛度），因此稱為振動系統的固有頻率，較低的稱為第一階固有頻率，較高的稱為第二階固有頻率。（2）無阻尼強迫振動的微分方程及振幅t見圖（2）在質體m上作用簡諧振力psint，根據牛頓運動定律可以直接寫成系統強迫振動的微分方程： （8）令a=(k1+k2)/m1 b=k2/m1 c=k2/m2 f=p/m1則（8）式可寫成： （9）這是二階線性常系數齊次微分方程組，設其解為： （10）式中振幅b1 b2為待定系數，代入（9）式則有： （11）解此系數方程組，得振幅式： （12）式中(

23、2)=(a-2)(c-2)-bc=(p12-2)(p22-2)由式(12)可知，其振幅不僅僅決定于激振力的大小（振幅p）而且與系統的固有頻率有著很大的關系，當激振力等于p1或p2時，系統的振幅無限大，即為共振。采用彈性力為非線性特性線時，由于采用變徑或變距硬特性螺旋彈簧，使該變質量系統能在承受突加載荷時，彈簧力增加，在突然減荷時，彈性力減小，對于減少功耗，簡化機體結構，減輕整機重量起到了十分顯著的效果。5振動輸送機的運動學參數與性能參數5.1角頻率的選擇與計算慣性共振動輸送機一般采用中等大小的頻率和振幅，振動次數通常為700-1800次/分，最常用的為700-1200次/分，單振幅為1-10m

24、m，此次設計綜合考慮到振動電機及主振彈簧的結構尺寸等因素，取n=1000r/min的主振電機，額定轉速n=960r/min.則其角頻率為： =2n/60 =2×3.14×960/60 =100.48rad/s5.2 槽體傾角0的選取對于長距離振動輸送機，通常最大升角max10°15°，對容易產生滾動的物體取最小值；對不易產生滾動的物體取最大值。此次設計為水平安裝，即取=0°。5.3 振動方向角的選擇振動方向角為激振力方向與槽體平面的夾角。雖然從理論上可以求出一個機械指數k相應的速度最大的振動方向角（即最佳振動方向角），但實際上，在常用的那個角度

25、范圍內，輸送速度的變化并不很明顯。因此，最佳振動方向角可在一定范圍內選取。當k=24時,=31°50°；當k=46時，=24°31° ；當k=68時，=20°24°。而慣性振動輸送機的k一般取k=46，此處取k=5，由圖3.6-6（機械工程手冊）查得=30°。5.4 拋擲指數的選擇 拋擲指數是振動加速度的最大值在槽底法向的分量與重力加速度的在槽底法向分量的比值。 d=ksin/cos當d>1時，即42 f 2 sin>gcos時，物料做拋擲運動。同時考慮無聊被拋起的時間不得超過振動周期，以免物料與槽底面沖擊過大和

26、盡量減小功率消耗，一般d應限制在1.43.3之間，可按下式計算： d=ksin =5×sin30° =2.5此數值在上面限制范圍內，說明拋擲指數是適宜的。5.4.1 拋擲時間與振動周期之比n的選取由d，k查表3.6-3，n取0.825.4.2振幅的計算由公式：k=42f2a/g 得 a=kg/42f2 =kg/2 =5×9.8/100.48 =5.35mm5.4.3物料的平均速度a) 物料的理論平均速度 當d=23.3時，物料的平均速度可按下式計算： vd=(0.860.95) acos d=2.5時,f(d)=0.93 vd=0.93acos =0.93

27、5;100.48×5.35×cos30° =0.43m/sb)實際水平速度 v=cachcmcwvd =1.0×0.95×0.9×1.05×0.43 =0.39m/sca：傾角影響系數。查得：ca=1.0ch：物料層厚度影響系數。查得：ch=0.95cm：物料性質影響系數。查得：cm=0.9cw：滑行運動影響系數。查得：cw=1.055.4.4 輸料槽的設計大多數槽體是壓制而成的，一般采用q235-a鋼板或采用16mn低合金鋼板，鋼板厚度3-8mm，為了減少慣性力，應盡量減輕槽體的重量。 （1）總長度l根據輸送要求l=30米

28、，為便于制造，運輸和鋼板尺寸及彎板機的生產能力。槽體制成每段6米的長度。（2）槽寬b：根據用戶要求b=600mm（3）槽深h：為滿足各種寬度物料的輸送取h=200mm5.4.5 上質體質量m2（1）物料槽體的質量m2經粗略估算m2=1750kg（2）物料的結合質量m2（a）槽體中物料質量 mm=ql/(3600×v)其中q=30×1000kg/h l=30m v=0.39m/s mm=30×1000×30/(3600×0.39) =641kg（b）結合質量系數km，取km=0.17(c) 結合質量m2 m2=km×mm=0.17

29、15;641=109kg（3）上質體參振質量m2=m2+m2=1750+109=1859kg5.4.6下質體質量m1 m1=2m2=1859×2=3718kg5.4.7 誘導質量的計算：誘導質量是將雙質體系統轉化為單質體系統的當量質量 m=m1m2/(m1+m2) =3718×1859/(3718+1859) =1239kg5.4.8主振系統的頻率比z：為了使振動輸送機體有較穩定的振幅及傳動部件承受較小的作用力，頻率比一般在大于1的范圍內選取，該機取zof=1.2,則系統的高階固有頻率og應為：og=/zof =100.48/1.2 =83.73s-15.4.9 主振彈簧的

30、剛度：k2=1/ zof2(og2m) =1/1.22×1239×83.732 =6032134n/m則單個彈簧的剛度為：k2=k2/n=100535 n/m5.4.10減振彈簧的頻率比：通常取zog=4-5，該振動輸送機zog=45.4.11減振系統彈簧剛度：由于主振彈簧剛度較大，可以將m1，m2視為一個單質體m，即： m= m1+ m2=3718+1859=5577kg故減振彈簧在主振方向上的剛度為： k1=1/ zof2( m2) =1/42×(5577×100.482) =3519167n/m5.4.12校核計算機主振系統固有頻率由前面公式（7）

31、得： p122=(a+c)/2±(a-c)/22+bc其中a=(k1+k2)/m1=(6032134+3519167)/3718 =2569 b=k2/m1=3519167/3718=947 =947 c=k2/m2=3519167/1859 =1893 p122=2231±1381 p1=60 p 2=33 主振頻率為： zof=/ p1=1.65.4.13 振幅的計算 采用激振力f=4000n，應用公式（12），振幅 b1=(c-2)f1/(2) b2=cf1/(2) c=1893 =100.48 f1=p/m1=fcos/m1 =4000×cos30

32、6;/3718 =9.3 (2)= (p12-2)(p22-2) =(602-100.482)(332-100.482) =58509472故下質體m1的振幅為： b1=(c-w2)f1/(2) =(1839-100.482)×9.3/58509472 =1.3mm5.5電動機功率的計算（1）振動阻尼所消耗的功率nz式中nz=f3ma2/2000為效率，取=0.9f為綜合阻系數，取f=0.14m為誘導質量，m=1239kg nz=0.14×100.483×1239×0.005352/2000×0.9 =2.8kw(2)激振器軸承摩擦消耗的功率n

33、f nf=fd/2000式中為滾動摩擦系數，=0.04f為激振力，f=4500nd為滾動軸承中徑，d=0.07mnf=fd/2000=0.04×4500×100.48×0.07/1800 =0.7kw（3）總功率n n= nz+nf=2.8+0.7=3.5kw（4）電機安裝功率n=kn式中k為電機裕量系數，取k=1.5 n=1.5×3.5 =5.25kw采用兩臺2.2kw的電機；故實際電機的安裝功率為：2×3.06kw6彈性元件的設計與選擇6.1減振彈簧的設計6.1.1彈簧材料的選取根據該彈簧受力特點，屬中等應力，選材料為60si2mn的熱軋圓

34、柱鋼絲，表面氮化處理，熱處理硬度hrc45-50。查表知g=8000mpa,e=200000gpa,=640mpab=800mpa6.1.2選擇旋繞比取c=56.1.3彈簧鋼絲直徑的設計與選擇彈簧鋼絲直徑d可按下式計算：d(8kfc)/（）式中k為補償系數，可按下式計算：k(4c-1)/ (4c-4)+0.65/c 1.304最大工作載荷初步估值為f4500n 45mm d1.6（6×4500×1.304）/800 d9.6mm查表取d10mm6.1.4.彈簧的中徑 d2=c×d=5×10=50mm6.1.5.計算彈簧的圈數 由公式： n=gd/(8fc

35、3) =(8×104×10×45)/(8×4500×125) =8圈 取n=8 圈，取支承圈數n2=2 圈則總圈數 n1=n+n2=8+2=10圈取螺旋升角=arctg(t/d) =arctg(25/3.14×50) =9°（其中t為節距，t一般取d/3d/2，這里取t=0.4×d=25mm） 則自由高度h0為： h0=nt+1.5d =8×24+1.5 ×12 =215mm6.1.6穩定性驗算 高徑比：b=h0/d2=215/50=4.365.3不需要進行穩定性驗算。6.1.7檢查最小間隙軸向

36、間距 =t-d=25-10=15mm單圈彈簧的最大變形量 2/n=45/8=5.625mm最小間隙 12/n155.6259.3750.1d=1mm6.1.8確定彈簧能構承受的極限載荷fj及變形量j 彈簧能夠承受的極限載荷fjfs，能夠承受的極限應力js。fs，s分別為達到彈簧的屈服點的極限載荷，極限剪應力。 s1.251.25×640800mpa 取js800mpa 由式 fjd2s/8kc=3.14×100×800/8×1.304×5=4816n 由式 cs=gd/(8c3n)=8×105/(8×53×10)=

37、80 j= fj/ cs=60.2mm6.1.9計算彈簧的最小工作載荷f1和變形量1f1（0.10.5）f2=4502250n取 f1=1100n，則最小變形量為： 1f1/ cs13.75mm在最大工作載荷下的實際變形量2f2/ cs56.25mm6.1.10確定彈簧的其它幾何參數 最小工作載荷下的高度h1=h0-1=215-13.75=201.25mm 最大工作載荷下的高度h2=h0-2=215-56.25=158.75mm 極限載荷下的高度hj=h0-j=215-60.2=154.8mm 彈簧的外徑：d= d2+d=50+10=60mm 彈簧的外徑：d1= d2-d=50-10=40mm

38、 彈簧的展開長度ld2n1/cos1589.61590mm6.2非線性主振彈簧的設計 不等節距圓柱壓縮旋轉彈簧,它的節距大小不等,這種彈簧在受載后,當載荷達到一定程度時,隨著載荷的增加,從小節距開始到大節距依次逐漸產緊,剛度也逐漸增大,特性線由線性關系變為非線性關系,從而有利于防止彈簧共振和顫振現象的發生.6.2.1彈簧材料的選擇根據該彈簧受載的特點,選擇彈簧材料為60si2mn的熱軋圓柱鋼絲,表面氮化處理,熱處理硬度為hrc45-50,查表知g=78.5gpa根據受載特點,可知載荷為第類 =627mpa6.2.2彈簧受載范圍 該彈簧所受的最小載荷即為靜載荷,由以上計算知上質體參振質量為175

39、0,所以單個彈簧的靜載荷為: p0=1750×9.8/60=28508n 此時的最小變形量為2mm。 因為主振彈簧振幅為4.3，為防止彈簧與彈簧座分離，則彈簧的靜變形量a04.3mm,為了安全取a0=5mm，即為最大變形量。 彈簧最大載荷的計算：1> 凈重：1750×9.8÷2÷30=285.8n2> 動載荷：0.0043×167389.9=719n3> 預壓縮量：動載荷×120%=836.7n 最大載荷=凈重動載荷預壓縮量=1869.4n 故彈簧的受載范圍為：285.8n1869.4n6.2.3彈簧鋼絲直徑的設計與

40、計算 由所選材料取繞比c=5，則查表知kc=1.31 取中徑為：60mmc=d2/d 可得 d=d2/c=12mm驗算彈簧強度=k8d2p/d3=413mpa滿足強度要求6.2.4組成彈簧各圈的剛度 由公式p=np=gd4/8d23=942n/mm6.2.5彈簧的圈數 彈簧在未發生并圈以前整個彈簧剛度為： p=285.8/2.3=124.3n/mm彈簧的有效工作圈數為： n1=p/p=942/124.3=7.6取整n1=8圈 取支承圈數n2=2圈 彈簧的總圈數為： n=n1n2=106.2.6彈簧特性線方程的推導 我們設特性線方程為：p=（afb）2由以上計算可列285.8=（2ab）2 18

41、69.4=（5ab）2 解得：a=2.7 b=8.5 該彈簧的特性線方程： p=（2.7f8.5）2 6.2.7計算幾何尺寸第一圈的節距和間距可按下列步驟計算 第一圈并圈后彈簧的剛度p1可按下式計算 1/pi=1/p1/p =1/124.31/942 可列： 142.9=（2.7f8.5） 解得： f=0.99mm=1 所以第一圈的節距 t1=d1=0.9912=12.99mm 根據特性線方程p=（2.7f8.5）2得 p=dp/df=5.4p1/2 從而得任意褡圈時，所加載荷pi和剛度pi的關系為 1/ pi=（n1）/pi pi=0.04 pi2 所以由以上計算第一圈時的參數情況依次類推可

42、求出其他參數，現將計算結果列于下表：并圈圈數各圈剛度（n/mm）各圈并圈后剛度（n/mm）各圈并圈時的載荷（n）間距（mm）節距（mm）0942124.3285.81942142.8815.60.9912.992942169.511421.6713.6739422081730.52.1914.19494223829162.914.9594214.9694214.9794214.9由以上計算可以看出，第四圈并圈時的載荷p4=2916n，已超過工作最大載荷的要求，此時以下各圈取等節距。彈簧的自由高度由公式得： h0 =t1d =12101.16 =113.16mm 根據以上計算即可得到彈簧的結構尺

43、7對輸送機強度和剛度的校核7.1槽體的強度校核 槽體材料選用q235，其s=235mpa,b=375mpa .槽體長度l30m，b600mm,h=200mm.在槽體內充滿物料時可以進似把槽體看做受均勻載荷的簡支梁（在這里我們取兩導向板之間的距離l=0.6m）如圖所示：71解：(1)求支座的支反力fa,fb,如圖所示，有平衡條件mb=0, fy=0.可得：fa=fb=ql/2 (2)列剪力方程和彎矩方程 距梁左端a為x的任意截面上的剪力和彎矩為：q(x)=fa-qx=ql/2-qx (0xl) （1）m(x)=fax-qx(x/2)=(ql/2)x-qx2/2 (0xl) （2） (3)畫剪力彎

44、矩圖 由式（1）可知，剪力圖式一條斜直線，如圖72所示，由式（2）知，彎矩圖是二次拋物線，要確定曲線上的幾點，才能畫出這條直線。當 x=0, m(x)=0 x=l/4, m(x)=3ql2/32 x=l/2 m(x)=ql2/8 x=3l/4 m(x)=3ql2/32 x=l m(x)=0通過這幾點作出梁的彎矩圖如圖73所示。從圖中截面可以看出當x=l/2時彎矩最大，所以該截面可能為危險截面，因此要計算出該截面的彎矩， mmax=ql2/8 =(1667×0.6×0.6)/8 =75kn.m則對該截面進行強度校核 mmax/wz =75×6/(0.6×0

45、.2×0.2×0.2) =93.75mpa所以該槽體具有較大的承載能力因此符合設計要求。7.2槽體的局部剛度校核計算槽體剛度，目的是測知它的固有頻率。當激振頻率接近或等于槽體固有頻率時，就會使槽體產生共振或近共振，從而使槽體的彎曲振幅顯著增大而加速槽體的破壞。因此所計算得到的固有頻率越小越好。為計算方便，將振動輸送機的各個部位簡化為四種典型的力學模型。（1） 均布載荷簡支梁（振動輸送機兩導向桿之間的隔段槽體）如圖74所示 7-4 （2） 一端懸臂的均勻載荷分布的簡支梁（兩端區段）如圖75所示 7-5 因為l/l1=0.5, 取a=2.5。 （3） 有均勻分布，又有集中載荷的

46、簡支梁（為給料口的輸送機段）如圖76所示 7-6（4） 有均勻分布，又有集中載荷的懸臂梁（有出料口的槽段）如圖77所示 7-7 綜上所述槽體的固有頻率遠遠小于激振頻率，因此該槽體具有足夠的剛度。8 同步性分析為了此輸送機能正常工作，兩臺電機必須同步運行，為此，我們必須對電機的轉動進行一下同步性分析。 如圖： 設0=21 相對某一初始時刻的相位角=t 0=21 振動電機2上偏心塊超前電機1上的偏心塊相位角。 則由自同步原理得： 0=（mgmf）/(m022r2) 其中 mg兩電機轉距之差 mf兩電機摩擦轉距之差m0電機質量r偏心塊偏心距穩定系數，由電機主軸到振動質體重心的距離確定。 0是實現同步

47、運轉的必要條件，所以要盡盡可能使用同步性指數：d= m02r2/(mgmf) 遠大于1所以為了實現自同步，要采取以下措施：（1）選擇同一型號，特性曲線相同或轉差率接近或相同的電機。（2）合理選擇與調整主軸的安裝位置。9物料在拋擲過程中的周期性分析 物料在拋擲過程中，為了減小不必要的能量損耗和提高振動機的工作效率，應使物料每拋擲一次振動體做一個周期振動，且拋擲一次時間小于一個振動周期，即拋離系數id<1 (id拋擲一次時間與一個振動周期之比)，這種情況下,物料下落正處于振動體做起拋段，此時，工作面的加速度dy<gcos，物料下落后，便與工作面結合并滑行一小段距離，接著進行第二次拋起，

48、這樣，循環往復，即物料做周期性拋擲運動。又由于d與id的關系可知：當id<1時，則d<3.3。 根據d的大小不同，物料將出現周期性和非周期振動，當d>3.3時，振動出現非周期振動，此時，物料下落期間，正處于拋起區（dy<gcos），馬上又開始拋擲，振動過程互相碰撞，物料不停地向上拋擲，而可能不向前移動，這樣會使振動發生紊亂，從而降低振動效率，為此，在振動輸送機設計時，應滿足：1<d<3.3 d是a的函數即有如下關系：d=a2sin/gcos而a是由振動電機上偏心塊質量m0，偏心距r的大小確定的。所以改變振動電機的偏心塊質量或偏心距，可以改變振幅和拋擲指數，以滿足不同物料的輸送要求。10樣機的試驗和試制總結根據上述分析設計,所研制的產品的主要參數為:(1) 最大輸送量:q=40t/h(2) 物料堆比重:d=0.83t/m3(3) 機器噪音:d75db(a)(4) 實際功耗:ns2kw(5) 激振力:pj=12000×2n(6) 動載荷:pd=2000n(7) 振動電機轉速:nz=960r/min(8) 輸送物料粒度:dw=0.5mm100mm(9) 輸送物料溫度:tz