2YAH1548型圓振動篩設計摘要目前我國各種選煤廠使用的設備中，振動篩是問題較多、維修量較大的設備之一。這些問題突出表現在篩箱斷梁、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。本次設計的振動篩為2YAH1548型圓振動篩，該系列振動篩主要用于煤炭行業中物料分級、脫水、脫泥、脫介等作業。其工作可靠，篩分效率高，但設備自身較重。設計分析論述了設計方案，包括振動篩的分類與特點和設計方案的確定；對物料的運動分析，對振動篩的動力學分析及動力學參數的計算，合理設計振動篩的結構尺寸；進行了激振器的偏心塊等設計與計算，包括原始的設計參數，電動機的設計與校核；進行了主要零部件的設計與計算，皮帶的設計計算與校核，彈簧的設計計算，軸的強度計算，軸承的選擇與計算，然后進行了設備維修、安裝、潤滑及密封的設計，最后進行了振動篩的環保以及經濟分析。關鍵詞：振動篩；激振器；圓振動篩Abstract目錄TOC\o"1-5"\h\z摘要IAbstractII\o"CurrentDocument"1緒論1\o"CurrentDocument"1.1前言1\o"CurrentDocument"1.2背景11.2.1振動篩的發展概況11.2.2我國振動篩的發展概況11.3振動篩的分類1\o"CurrentDocument"1.4篩分機械發展方向1\o"CurrentDocument"2振動篩篩面物料運動理論1\o"CurrentDocument"2.1篩上物料的運動分析1\o"CurrentDocument"2.2正向滑動3\o"CurrentDocument"2.3反向滑動4\o"CurrentDocument"2.4跳動條件的確定4\o"CurrentDocument"2.5物料顆粒跳動平均運動速度5\o"CurrentDocument"振動篩的工作原理及結構組成63.1圓振動篩的工作原理6\o"CurrentDocument"3.2振動篩基本結構7\o"CurrentDocument"篩箱7\o"CurrentDocument"3.2.2激振器73.2.3支承裝置和隔振裝置.73.2.4傳動裝置7\o"CurrentDocument"振動篩動力學基本理論7\o"CurrentDocument"振動篩參數計算11\o"CurrentDocument"5.1運動學參數的確定11\o"CurrentDocument"5.2振動篩工藝參數的確定13\o"CurrentDocument"5.3動力學參數14\o"CurrentDocument"5.4電動機的選擇145.4.1電動機功率計算145.4.2選擇電機155.4.3電機的啟動條件的校核15\o"CurrentDocument"6主要零件的設計與計算166.1軸承的選擇與計算166.1.1軸承的選擇166.1.2軸承的壽命計算176.2皮帶的設計176.2.1選取皮帶的型號186.2.2傳動比186.2.3帶輪的基準直徑186.2.4帶速186.2.5確定軸間距和帶的基準長度18\o"CurrentDocument"6.3軸的設計206.3.1軸的設計特點206.3.2軸的常用材料206.3.3軸的強度驗算20\o"CurrentDocument"6.4支承彈簧設計驗算23\o"CurrentDocument"7振動篩的安裝維護及潤滑27\o"CurrentDocument"7.1振動篩的安裝及調試307.1.1安裝前的準備30\o"CurrentDocument"安裝30\o"CurrentDocument"7.1.3試運轉30\o"CurrentDocument"7.2操作要點31\o"CurrentDocument"7.3維護與檢修28\o"CurrentDocument"維護317.3.2常見故障處理297.4振動篩的軸承潤滑的改進29\o"CurrentDocument"措施29\o"CurrentDocument"效果30\o"CurrentDocument"8設備的環保、可靠性和經濟評價31\o"CurrentDocument"8.1設備的環保31\o"CurrentDocument"8.2設備的可靠性318.2.1可靠度的計算318.2.2可靠度的計算31\o"CurrentDocument"8.3設備的經濟評價328.3.1投資回收期328.3.2設備合理的更新期33結束語34致謝34\o"CurrentDocument"參考文獻39\o"CurrentDocument"附錄..401緒論1.1前言從井下或露天采礦開采出來的或經過破碎的物料，是以各種大小不同的顆粒混合在一起的。在選礦廠、選煤廠和其它的工業部門中，物料在使用或進一步處理前，常常需要分成粒度相近的幾種級別。物料通過篩面的過孔分級稱為篩分。篩分所用的機械稱為篩分機械。1.2背景1.2.1振動篩的發展概況1.2.2我國振動篩的發展概況目前我國各種選煤廠使用的設備中，振動篩是問題較多、維修量較大的設備之一。這些問題突出表現在篩箱斷梁、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。1.3振動篩的分類慣性振動篩是靠固定在其中部的帶偏心塊的慣性振動器驅動而使篩箱產生振動。慣性振動篩按振動器的形式可分為單軸振動篩和雙軸振動篩。1.4篩分機械發展方向2振動篩篩面物料運動理論2.1篩上物料的運動分析由文獻［1］可知關于篩上物料的分析，如圖2.1所示：圖2.1圓振動篩上物料運動振動篩運動學參數（振幅、振次、篩面傾角和振動方向角）通常根據所選擇的物料運動狀態選取。篩上物料運動狀態直接影響振動篩的篩分效率和生產率，所以為合理地選擇篩子的運動參數，必須分析篩上的物料的運動特性。圓振動篩的篩面做圓運動或近似于圓運動的振動篩，篩面的位移方程式可用下式來表示：x=Acos（180。一平）=一Acos甲=一Acos①t（2-1）y=Asin（180。一平）=Asin甲=Asin①t（2-2）式中:A——振幅；中——軸之回轉相角，中=①t;①——軸之回轉角速度；r——時間。求上式中的x和y對時間t的一次導數與二次導數，即得篩面沿x和y方向上的速度和加速度：v=Assinst（2-3）xv=Ascos①t（2-4）ya-A①2cos①t（2-5）Xa=-A①2sin①t（2-6）y由運動特征，來研究篩子上物料的運動學。物料在篩面上可能出現三種運動狀態:正向滑動、反向滑動和跳動。2.2正向滑動當物料顆粒與篩面一起運動時，其位移、速度和加速度與篩面的相等。篩面上質量為m的物料顆粒動力平衡條件：對質量為m的顆粒受力分析（如圖2-1）：1、物料顆粒重力：TOC\o"1-5"\h\zG=mg（2-7）2、篩面對顆粒的反作用力，由N-mgcosa=ma=-mA^2sin3ty可以得到：\o"CurrentDocument"N=mgcosa-mAf^2sin①t（2-8）式中a為篩面傾角3、篩面對物料顆粒的極限摩擦力為：\o"CurrentDocument"F=fN=（fmcgoa—m2Asion）（2-9）式中f為顆粒對篩面的靜摩擦系數。顆粒沿著篩面開始正向滑動時臨界條件：mgcoa—F=ma（2-10）尤將F，a,用已知式子（2-9）與（2-5）替代，且f=tgr（r為滑動摩擦角），簡化整理得：/、—g?/、(2-11)cos(甲+r)=a——sin(R-a)式中，中為正向滑始角。(2-11)令-b=cos（甲+R），則:式中bd式中bd稱為正向滑動系數。_30:gsin（r-a）由上式得知，正向滑動系數bk<1。(2-12)當b=1的時候，可以求得使物料顆粒沿著篩面產生正向滑動時最小轉數應該為:kN.=N.=30gsin(^—a)兀2A(2-13)+min為了使物料顆粒沿著篩面產生正向滑動，必須取篩子轉數n>n2.3反向滑動+min臨界條件為:將F，將F，ma用（2-9）mgsina+F=max與（2-5）替代，并簡化后:(2-14)(2-15)/、g.W，、cosp(—R=A——SR貴a=b)(2-15)式中：中q反向滑始角b反向滑動系數則可以得到：30JgsiRfa)n(2-16)q由上式可以知道，反向滑動條件b^V1。當b=1時，可以求得使物料沿著篩面反向滑動的最小轉數應該是:qn=30.'gsing+a)-min(2-17)為了使物料顆粒沿著篩面產生正向滑動，必須使篩子轉數n>n-min2.4跳動條件的確定顆粒產生跳動的條件是顆粒對篩面法向壓力N=0。即mgcosa=ma，或者是gcosa=A?2sin甲。由此可以得到：7.gcoacasbd=sin)d^1?T==TV(2-18)式中：'物料跳動系數n—跳動起始角振動強度，k=Aw2gk——拋射強度，它表明物料在篩面上跳動的劇烈程度。上式可以寫成:30:gcosa兀2A30；不dgcosa兀2A（2-19）當氣<1時或者kv>1，則顆粒出現跳動。當bd=1或Kv=1時，則可求得物料開始跳動時的最小轉數為:（2-20）為了使物料產生跳動，必須取篩子的轉數n>n0min。由于目前使用的振動篩采用跳動狀態，因此要討論跳動終止角，跳動角及運動速度。2.5物料顆粒跳動平均運動速度物料顆粒從振動相角馬起跳，到振動相角％跳動終止時，沿x方向的位移為：S&=Vt+2gsina12=V。+1重螞2（2-21）d①2①2式中V為物料顆粒起跳時沿x方向的運動速度：dVd=V=Awsi%（2-22）由此，則：15S&=Asinp+2gsia（—）2（2-23）同一時間內,篩面位移為：S=db=Acosp—Acosp=A[cos（p+5）—cosp]（2-24）物料顆粒在每個循環中，對篩面的位移為：S=x=bb=S&—S（2-25）=Asinp5+2gs「na52—A[cos(p+5)—cos（2-25）當篩子在近似于第一臨界轉數下工作時，即5.360。，則上式中方括號內的數值接近于零。故得到:c,.<?1gsi（MeS=Asinp5+52（2-26）d2①2物料跳動平均速度：Sn15V-60=[Asin甲+萬gsina.（一）2]（2-27）當5.360°時，則sin甲.tg^,sin5.0,1-cos5.0,因此，式（2-40）可以化簡為：sinp.tg^.5（2-28）或者化簡為：c2、5=-^（2-29）sipd由式（2-42）和式（2-18）,可以將式（2-40）化簡為：V=*（1+ktga）（2-30）（2-31）按照上式計算得的結果與實際相比，計算值較大，因為未考慮物料特點,摩擦和沖擊等因素.為此，上式應該乘以修正系數k0,k0.0.13-（2-31）V=k云7（1+ktga）030v振動篩的工作原理及結構組成3.1圓振動篩的工作原理具有圓形軌跡的慣性振動篩為圓振動篩，簡稱圓振篩。這種慣性振動篩又稱單軸振動篩，其支承方式有懸掛支承與座式支承兩種，懸掛支承，篩面固定于篩箱上，篩箱由彈簧懸掛或支承，主軸的軸承安裝在篩箱上，主軸由帶輪帶動而高速旋轉。由于主軸是偏心軸，產生離心慣性力，使可以自由振動的篩箱產生近似圓形軌跡的振動YA型圓振動篩和一般圓振動篩很類似，篩箱的結構一般采用環槽鉚釘連接。振動器為軸偏心式振動器，用稀油潤滑，采用大游隙軸承。振動器的回轉運動，由電動機通過一堆帶輪，由V帶把運動傳遞給振動器。3.2振動篩基本結構本次設計2YA1548型圓振動篩是由激振器、篩箱、隔振裝置、傳動裝置等部分組成。3.2.1篩箱篩箱由篩框、篩面及其壓緊裝置組成。篩面：為適應大塊大密度的物料的篩分與煤砰石脫介的需要，振動篩的篩面需要有較大的承載能力，耐磨和耐沖擊性能。為減少噪聲，提高耐磨性設計中采用成型橡膠條，用螺栓固定在篩面拖架上。上層篩面采用帶筐架的不銹鋼篩面，下層篩面采用編織篩網。其緊固方式是沿篩箱兩側板處采用壓木、木契壓緊。中間各塊篩板之間則用螺栓經壓板壓緊。篩框：篩框由側板、橫梁等部分組成。側板采用厚度為6—16mm的A5或20號鋼板制成。衡量常用圓形鋼管、槽鋼、方形鋼管或工字鋼制造。篩框必須要由足夠的剛性。篩框各部件的聯接方式有鉚接、焊接和高強度螺栓聯接三種、3.2.2激振器圓振動篩采用單軸振動器，由純振動式振動器、軸偏心式振動器和皮帶輪偏心式自定中心振動器。3.2.3支承裝置和隔振裝置支承裝置主要是支承篩箱的彈性元件，有吊式和座式兩種。振動篩的隔振裝置常用的有螺旋彈簧、板彈簧和橡膠彈簧。3.2.4傳動裝置振動篩通常采用三角皮帶傳動裝置，它機構簡單，可以任意選擇振動器的轉數。振動篩動力學基本理論由文獻［1］可知：慣性振動篩的振動系統是由振動質量（篩箱和振動器的質量）、彈簧和激振力（由回轉的偏心塊產生的）構成。為了保證篩子的穩定工作，必須對慣性振動篩的的振動系

統進行計算，以便找出振動質量、彈簧剛性、偏心塊的質量矩與振幅的關系，合理地選擇彈簧的剛性和確定偏心塊的質量矩。圖4.1圖4.1振動系統力學模型圖圖4.1表示圓振動篩的振動系統。為了簡化計算，假定振動器轉子的回轉中心和機體（篩箱）的重心重合.激振力和彈性力通過機體重心。此時，篩子只作平面平移運動。今取機體靜止平衡時（即機體的重量為彈簧的彈性反作用力所平衡時的位置）的重心所在點o作為固定坐標系統（xoy）的原點，而以振動器轉子的旋轉中心七作為動坐標系統（氣o約）的原點。偏心重塊質量m的重心不僅隨機體一起作平移運動（牽連運動），而且還繞振動器的回轉中心線作回轉運動（相對運動），則其重心的絕對位移為：%=x+x=x+rcos中=x+rcos3ty=y+y=y+rsin中=y+rsin3t式中：r——偏心質量的重心至回轉軸線的距離。甲——軸之回轉角度，甲=?t,o為軸回轉之角速度,t為時間。偏心質量m運動時產生的離心力為：d2x=-m(x-ro2cosot)(4-1)=mmdt2

(4-2)d2y=mmdt=-m(x-ro2cosot)(4-1)(4-2)式中mrw2coswt和mr?2sinwt為偏心質量m在x與y方向之相對運動離心力或稱激振力。在圓振動篩的振動系統中，作用在機體質量M上的力除了氣和。外，還有機體慣性力-Mx和-My（其方向與機體加速度方向相反）、彈簧的作用力-Kxx和-Ky（Kx和K表示彈簧在x和y方向的剛度，彈簧作用力的方向永遠是和機體重心的位移方向相反）及阻尼力-心和療（c稱為粘滯阻力系數，阻尼力的方向與機體運動速度方向相反）。在單軸振動系統中，作用在機體質量M上的力除了和之外，還有機體的慣性力和（其方向與機體的速度方向相反）、彈簧的作用力，（表示彈簧在方向的剛度），及阻尼力（稱為粘滯阻力系數，阻尼力的方向與機體的運動方向相反）。當振動器在作等速圓周運動時，將作用在機體M上的各力，按照理論力學中的動靜法建立的運動微分方程式為：（M+m'）x+Cxc+Kx=mrw2coswt（4-3）（M+m）y+Cy+Kx=mrw2sinwt式中：M——機體的計算質量M=m+Km（4-4）式中：m振動機體質量。m篩子的物料重量。Kw——物料的結合系數，K廣0.15?0.3。根據單軸振動篩運動微分方程式的全解可知，機體在x和y軸方向的運動是自由振動和強迫振動兩個簡諧振動相加而成的，事實上，由于有阻尼力存在的緣故，自由振動在機器工作開始后就會逐漸消失，因此，機體的運動就只剩下強迫振動了。所以，只需在機器工作開始后就會逐漸消失，因此，機體的運動就只剩下強迫振動了。所以，只需要討論公式的特解:其特解為：x=Acos其特解為：x=Acos(wt-a)mrw2CoaA=—七匚axK—\M+m>w2xCw=tan-K-\M+m>w2（4-5）（4-6）TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"m心2Cos偵c^\o"CurrentDocument"氣_K~（M+ml^2仁y-"n-1」_&+mb2（"）yy式中：A和A為球^方向機體的振幅；a和a為機體的振幅和相位差角。系統的自振頻率為：Wp=\總"下面根據圖4.2來分析圓振動篩的幾種工作狀態：低共振狀態低共振狀態：n<np即K>（M+m）?2若取K=（M+2m》2，則機體的振幅A=r。在這種情況下，可以避免篩子的起動和停車時通過共振區，從而能提高彈簧的工作耐久性，同時能件小軸承的壓力，延長軸承的壽命，并能減少篩子的能量消耗，但是在這種工作狀態下工作的篩子，彈簧的剛度要很大，因此，必然會在地基及機架上出現很大的動力，以致引起建筑物的震振動。所以，必須設法消振，但目前尚無妥善和簡單的消振方法。圖4.2振幅和轉子角速度的關系曲線共振狀態共振狀態:n=np即K=（M+mb2。振幅A將變為無限大。但由于阻力的存在，振幅是一個有限的數值。當阻力及給料量改變時，將會引起振幅的較大變化。由于振幅不穩定，這種狀態沒有得到應用。超共振狀態超共振狀態:n>np，這種狀態又分為兩種情況：（1）n稍大于np，即K稍小于M+m。若取K=Mo2，則得A=-r。因為n>七，所以篩子起動與停車時要通過共振區。這種狀態的其它優缺點與低振狀態相同。(2)n>>np，即為遠離共振區的超共振狀態。此時，K?(M+m)o2。從圖可以明顯地看出：轉速愈高，機體的振幅A就愈平穩，即振動篩的工作就愈穩定。這種工作狀態的優點是：彈簧的剛度越小，傳給地基及機架的動力就愈小，因而不會引起建筑物的振動。同時，因為不需要很多的彈簧，篩子的構造也簡單。目前設計和應用的振動篩，通常采用這種工作狀態。為了減少篩子對地基的動負荷，根據振動隔離理論，只要使強迫振動頻率①大于自振動頻率①的五倍即可得到良好的效果，采用這種工作狀態的篩子，P必須設法消除篩子在起動時，由于通過共振區而產生的共振現象。目前采用的消振方法如前所述。振動篩參數計算5.1運動學參數的確定由文獻［1］選取和計算振動篩運動學：

參數振動機械的工作平面通常完成以下各種振動：簡諧直線振動、非簡諧直線振動、圓周振動和橢圓振動等。依賴上述各種振動，使物料沿工作面移動。當振動機械采用不同的運動學參數（振幅、頻率、振動角和傾角）時，便可使物料在工作面上出現下列不同形式的運動：相對運動、正向滑動、反向滑動和拋擲運動。拋擲指數KV在一般的情況下，根據篩子的用途選取，圓振動篩一般取Kv=3?5，直線振動篩宜取Kv=2.5?4；。難篩物料取大值，易篩物料取小值。篩孔小時取大值，篩孔大是取小值。本次設計圓振動篩，選取Kv=4。振動強度K振動強度K的選擇。主要受材料強度及其構件剛度等的限制，目前的機械水平K值一般在3?8的范圍內，振動篩則多取3?6。本次設計選擇K=4。篩面傾角對于單軸振動篩的傾角為：作預先分級用a=150~200作最終分級用a=12.50~17.50對于圓振動篩一般取150?250，振幅大時取小值，振幅小時取大值。本次設計采用的圓振動篩取a=200。篩箱的振幅A篩箱振幅A;是設計篩子的重要參數，其值必須適宜，以保證物料充分分層，減少堵塞，以利透篩。通常取A=3?6mm，其中篩孔大者取大值，篩孔小者取小值。本次設計選取A=5mm。篩子的振動頻率n：按照K廣成搭00和所確定的A值可以求解出頻率值。(5-1)(5-2)_：900000?、?Coa_*00000x4xcos200_n=\5^=￥5=rpm振動強度校核：實際振動強度K按照下式計算：(5-1)(5-2)K=9Ax105在本設計中七=端=E=土77<K，所以符合振動強度要求。篩子的實際強度：Ks=3.77<K；即篩子的頻率和振幅分別為：A=5mm;n=845rpm；K=4。物料的運動速度圓振動篩的物料運動速度計算：V=K也(1+Ktana)m/s(5-3)o30v式中：取修正系數K020.1。V=0.15*'笆(1+4xtan20)=0.033m/s305.2振動篩工藝參數的確定由文獻［2］選取設計振動篩工藝參數：1..振動篩的工藝參數包括篩面的長度和寬度、篩分效率。篩面的長度和寬度由公式：Q=Fq式中：Q——處理量，Q=375t/hF——篩面的工作面積q單位時間處理量,q=501/h-m2可得出F=7.5m2,選取篩面長度L=4.8m，所以B=F/L=7.5/4.8=1.56m篩分效率在篩分作業中，篩分效率是衡量篩分過程的質量指標。篩什效率是指篩下產物重量與原料中篩下級別(篩下級別是指原料中所含粒度小于篩孔尺寸的物料)重量的比值。篩分效率一般以百分數表示。篩分效率可按下式計算：E=100(“一們(5-4)弘100-9)式中。一一原料中篩下產物含量的百分數；9——篩上產物中篩下級別含量的百分數；將原科和篩上產物進行精確的篩分，根據篩分結果即可算出篩下級別含量。及9。篩分所用篩面的篩孔尺寸和形狀，應與測定篩分效率所用的篩子相同。篩分機械的篩分效率與物料的粒度特性、物科的濕度、篩孔形狀、篩面傾角、篩面長度、篩面的運動特性及生產率等因素有關。不同用途的篩分機械對篩分效率有不同的要求。表5.12YA1548型圓振動篩的運動學參數和工藝參數名稱數值名稱數值篩面長度4.8m篩面寬度1.56m振動強度4拋射強度4篩面傾角200振動方向角——篩箱振幅5mm篩子頻率845rmp處理量50t/h物料運動速度0.033m/s25.3動力學參數振動器偏心質量及偏心距的確定：由文獻[3]工作時，彈簧剛度小，故振幅計算式中K值可以略。對于單軸振動篩：（M+m）A=—mr（5-5）式中M一振動機體質量，M=883.48kgm—偏心塊質量，A—篩箱振幅，A=5mmr—偏心距，r=24mm負號表示M與農重心在振動中心的兩個不同方向上。由式（3-13）得，m=^A=883,48X5=91kgA+r5+245.4電動機的選擇5.4.1電動機功率計算慣性振動篩的功率消耗主要是由振動器為克服篩子的運動阻力而消耗的功率N和克服軸在軸承中的摩擦力而消耗的功率來確定。電機的功率為：（5-6）（M+m）An3（CA+fd）工N=—千瓦1775001式中：C—阻力系數，一般C=0.2?0.3,拋擲指數較小時，C=0.25.（5-6）d一軸承內圈直徑，d=0.1mn—轉動軸轉數，n=845rmp1—傳動效率，1=0.95。f一滾動軸承的摩擦系數，f=0.001-0.003。這里對于滾子軸承選取f=0.002。v(6620+91)1005x8453(0.25x0.005+0.002x0.1)一N==14.7KW177500x0.95由上式可求N=14.7KW5.4.2選擇電機由文獻［17］，選擇傳動電機型號為y160L—4型，其額定功率為15KW，n=1460rmp5.4.3電機的啟動條件的校核慣性振動篩起動時，電動機需克服偏心質量的靜力矩和摩擦力矩，起動后由于慣性作用，功率消耗較少，因而需選用高起動轉矩的電動機。因此，按公式計算的功率，必須按起動條件校核：(5-7)式中:Mr——電機的其動轉矩；Mh——電機的額定轉矩；M振動篩偏心重量的靜力矩與軸承的摩擦靜力矩之和0式中:M=9550N=9550x—^=98.1N?mhn1460電M=Mxix人i——速比人一一起動力矩系數取入=2.1(5-8)(5-9)(5-10)因此有——=ix人=1.73x2.1=3.63MH(5-11)(5-12)式中M0'為偏心質量的靜力矩與軸承的摩擦力矩之和M0'=M總+M.(5-13)式中M為振動器上軸承的摩擦力矩f總M——0-MH_34.23-98.1=0.349(5-14)(5-15)(5-16)(5-17)M總=2M§M=fF-=0.002x91x0.058x(3j14x845)2x鮑M——0-MH_34.23-98.1=0.349(5-14)(5-15)(5-16)(5-17)式中F=mr&2將心常值帶入公式(3.20)得M腳=2x2.27=4.54N-mM.為靜力矩M=mr=91x0.024x9.8=51.72N-m將Mf總與M.值帶入公式(3.19)得M°，=4.54+51.72=56.26N-m將M'值帶入公式(3.18)得M=56.26=34.23N?m001.73x0.95由于虬=3.63,所以滿足M＞虬，電機起動校核合格。MHMHMH表5.2電動機性能型號Y200L—4型轉速rmpn=1460rmp功率kw15KW6主要零件的設計與計算6.1軸承的選擇與計算6.1.1軸承的選擇根據振動篩的工作特點，應選用大游隙單列向心圓柱滾子軸承。按照基本額定動載荷來選取軸承

C=fXP

f

n式中：C——基本額定動載荷來P當量動載荷P=mr?2=91X0.024X("X845)2=17.1KN(6-2)60fL——壽命系數，'=2.3?2.8本次設計選取fL=2.5f——轉速系數，f=(333)10=0.38(6-3)nnn將數據帶入公式(4.1)得C=丑x17.1=125.74KN0.38查文獻［17］，選GB297-84，軸承型號3G3622，內徑110mm，外徑245mm。6.1.2軸承的壽命計算軸承的壽命公式為：(6-4)C(6-4)L10=(P)￡式中：L10的單位為106r8——為指數。對于球軸承，8=3；對于滾子軸承，8=10/3。計算時，用小時數表示壽命比較方便。這時可將公式(4.1)改寫。則以小時數表示的軸承壽命為：Lh=60；(§)e(6-5)式中：C——基本額定動載荷C=125.74KNn軸承轉數P——當量動負荷選取額定壽命為6000h。將已知數據代入公式(4.2)得：L=106X(125.74)10/3=15249h>6000h滿足使用要求。h60x84517.1因此設計中選用軸承的使用壽命為15249小時。6.2皮帶的設計6.2.1選取皮帶的型號帶的設計功率p=KAP=1.3x15=19.5KW(6-6)式中:KA——工況系數，查［11,22-18］表22.1—9得KA=1.3P——傳遞的額定功率，P=15KW根據p=19.5KW，小輪轉數n=1460rmp，查文獻［16］,［22-17］圖22.1—1，選B型皮帶。6.2.2傳動比(6-7)i=n些1.73

n845(6-7)6.2.3帶輪的基準直徑選擇小帶輪的基準直徑d^1:查文獻［16］,［22-31］表22.1—14和［22-17］圖22.1—1選取d=224mmd1選擇大輪的基準直徑d:d=ixd=1.73x224=388mm查［11,22-31］表22.1—14取dd2=400mm6.2.4帶速帶速常在V=5?25m/s之間選取兀dn=60x1000=3.14x224x146060x1000=17.12m/s(6-8)6.2.5確定中心距和帶的基準長度初定中心距按0.7(d+d)<?<2(d+d)TOC\o"1-5"\h\zd1d20d1d2選取,因此有436.8<a0<1280，選a0=600mmo帶的基準長度Ld所需基準長度L=2a+-(d+d)+(dd2-dd1)2d002兀dn=60x1000=3.14x224x146060x1000=17.12m/s(6-8)帶入數據得Ld0=1985.1查文獻［16］,［22-13］表22.1—6選取基準長度L』=2000mm實際中心距aa=a+L—L0=600+2000一1985」=607.45mm(6-9)022安裝時所需最小中心距：a.=a-0.015Ld=607.45-0.015x2000=577.45mm(6-10)張緊或補償伸長所需最大中心距：a=a+0.03七=607.45+0.03x2000=667.45mm(6-11)小帶輪包角a1a=1800-_iix57.30=1800-400~224x57.30=163.400ia607.45單根帶的基本額定功率P1根據d11=224mm,n1=1460rmp，查文獻［16］,［22-25］表22.1—13f得P=7.47KW考慮傳動比的影響，額定功率的增量△P由［機械設計手冊第三卷,22-25］表22.1—13f查1得AP］=1.14KW帶的根數ZZ=Pd=195=2.4根(P］+AP)KaKl(7.47+1.14)x0.96x0.98取3根式中：Ka——小帶輪包角修正系數，查文獻［16］,［22-18］表22.1—10K^=0.96Kl——帶長修正系數，查［機械設計手冊第三卷,22-19］表22.1—11Kl=0.98單根帶的預緊力F0F=500(2,5-1)zv+mV2(6-12)a式中m為帶每米長的質量，查文獻[16],[22-19]表22.1—12查得m=0.17kg/mF=500(蘭-1)19.5+0.17x(17.12)2=354.36N

00.963x17.12帶的設計參數如表6.1所示。表6.1帶的設計參數皮帶型號B型帶輪軸間距607.45mm最大軸間距577.45mm最小軸間距667.45mm帶的根數3根預緊力354.36N小帶輪直徑224mm大帶輪直徑400mm6.3軸的設計6.3.1軸的設計特點軸是組成機械的一個重要零件。它支承著其他轉動件回轉并傳遞轉矩，同時它又通過軸承和機架聯接。所有軸上零件都圍繞軸心線作回轉運動。所以，在軸的設計中，不能只考慮軸本身，還必須和軸系零、部件的整個結構密切聯系起來。軸設計的特點是：在軸系零、部件的具體結構未確定之前，軸上力的作用和支點間的跨距無法精確確定，故彎矩大小和分布情況不能求出，因此在軸的設計中，必須把軸的強度計算和軸系零、部件結構設計交錯進行，邊畫圖、邊計算、邊修改。設計軸時應考慮多方面因素和要求，其中主要問題是軸的選材、結構、強度和剛度。對于高速軸還應考慮振動穩定性問題。6.3.2軸的常用材料軸的材料種類很多，設計時主要根據對軸的強度、剛度、耐磨性等要求，以及為實現這些要求而采用的熱處理方式，同時考慮制造工藝問題加以選用，力求經濟合理。軸的常用材料是35、45、50、優質碳素鋼，最常用的是45鋼。對于受載較小或不太重要的軸，也可用A’、A5等普通碳素鋼。對于受力較大，軸的尺寸和重量受的限制，以及有某些特殊要求的軸，可采用合金鋼。本次設計選用45優質碳素鋼。6.3.3軸的強度驗算由文獻［14〕［17］對軸進行校核：由圖6.1并結合振動篩的工作特點對軸進行受力分析，其受力分析如圖所示：Pr=150kw，n=1460r/min。求偏心軸的轉速氣，帶傳動的傳動效率n-0.96。P1=Prn=150X0.96=14.4kwnn=1i式中i一帶的傳動比，i=400/224=1.786一…n所以n1=-=1460/1.786=817.47r/minP__14.4.T「9550—=9550x=168.2N?Mi.=3737.8NT2=3737.8NFt=2—=d0.09由水平方向得:FtY=FNH1+Fnh2FtX=01125+1058XFNH2=0解得：FNH1=3965.4NFnh"N由垂直方向得：Fv=mg=291.825x10=2918.25NFV=F氣+Fnv2FNV1X754=LX754解得：*匕=1459成從偏心軸結構圖以及彎矩圖中可以看出偏心軸的中間表面C是該軸的危險截面。Mh=41甌圖6.1現將截面C處的M^MV及M列于下表6.2表6.2載荷水平面H垂直面V支反力Fh=3965.4NFNV1=Fnv=1459.1NF=-277.6Nnh2彎矩MMh=209.32N?Mv=1108.18N?MM總彎矩M="(Mh2+Mv2)=119.86N?MT168.2N?M按彎扭合成應力校核軸的強度：校核最危險截面C：5皿=/MJ+(2丁R/W取a=0.65=\/MJ+(2T)2]/W=J119.862+(0.6x168.2)2/0.1x1753=0.3MPa所以5<[5]=60MPaca-1故軸的強度滿足要求。6.4支承彈簧設計驗算1、彈簧剛度計算由文獻［6］我們知道，選取彈簧剛度時，不僅要考慮使彈簧傳給基礎的動負荷不使建筑物產生有害振動，而且還要必須考慮彈簧應該有足夠的支承能力。彈簧剛度一般是通過強迫振動頻率①與自振頻率①〃的比值來控制。通常吊式振動篩取頻率比z=旦=5?6，對于座式z=—=4?5由此，對于單軸振動篩彈簧剛度計算公式：TOC\o"1-5"\h\z①①ppK=(M+m)o2=(M+m)(—)2(6-13)pz取z=5，再有n=845次/分，—=丑=88.5次/分60所以：K=(6620+91)x(8^515)2=2102489.2N/m2、計算彈簧鋼絲直徑根據彈簧所受載荷特性要求，選取60Si2Mn鋼絲。許用應力［tJ根據文獻［6］其中的表16-2按I類載荷選取L］=480Mpa查得切變模量G=80x103Mpa，由文獻［19］，查得=1200MP。。初步選取旋繞比c=8。偵F、=8109-曲度系數k=虹1+空=1.184c-4cdZ1.6"筲=1.6x：'8109.5X槌X8=12.63mm2□■480根據文獻［6］中表16-5，選取d=16mm。3、計算彈簧中徑D=cxd=16x8=128mm按文獻［6］中表16-5，取系列值D=130mm。4、計算彈簧圈數和節距f0=0，f2=7A+70=7x5+70=105mm根據文獻得［6］：n=GD(人+=80000x130x105=411圈8F2c48x8109.5x84根據文獻［6］表16-5,根據文獻［6］表16-5,n=n+2=5+2=7圈由文獻［6］表16-4得彈簧的節距：p=0.28D=0.28x130=36.4mm5、求解彈簧的間距和螺旋角由文獻彈簧的間距:5=p-d=36.4-16=20.4mm由文獻彈簧螺旋角:...py=arctan36.4仃1=arctan=5.1丸D兀x1306、彈簧驗算1）彈簧疲勞強度驗算...py=arctan由文獻［6］,圖16-9，選取t'=200MPa0兀d3T'兀x163x200所以有：F=0==5504.95Ni8kD8x1.18x130由彈簧材料內部產生的最大最小循環切應力：可得:Tmax業Fnd32Tmin迥fnd31t=業F=8x5x130maxnd32nx163x8109.5=773MPaTmin8KD8x1.18x130F=x5504.95=525MPaTminnd32nx163由文獻［6］，式（16-13）可知:疲勞強度安全系數計算值及強度條件可按下式計算:S=T0+0.75Tmin>ScaTFmax式中：T0彈簧材料的脈動循環剪切疲勞極限彈簧疲勞強度的設計安全系數，取Sf=1.3-1.7按上式可得:S=T0+0.75Tmin=480+0.75x525=1.32>S=1.3caT773Fmax所以此彈簧滿足疲勞強度的要求。式中：T0按上式可得:2）彈簧靜應力強度驗算靜應力強度安全系數計算值及強度條件為:S=二>SScaTsmax式中t——彈簧材料的剪切屈服極限，t=0.7b=0.7x1200=840MPaSs——靜應力強度的設計安全系數，S=1.3-1.7所以得：S二二二840=1.32>S=1.3ScaT773s所以彈簧滿足靜應力強度。所以此彈簧滿足要求。7振動篩的安裝維護及潤滑7.1振動篩的安裝及調試7.1.1安裝前的準備振動篩在安裝前，必須進行認真檢查。由于制造的成品庫存堆放時間較長，如軸承生銹、密封件老化或搬運過程中損壞等，遇到這些問題時需要更換新零件。如激振器，出廠前為防銹，注入了防銹油，正式投入運行前應更換成潤滑油。安裝前應該認真閱讀說明書，做好充分準備。7.1.2安裝安裝支撐或吊掛裝置。安裝時，要將基礎找平，然后按照支撐或吊掛裝置的部件圖和篩子的安裝圖，順序裝設各部件。彈簧裝入前，應按端面標記的實際剛度值進行選配。將篩箱連接在支撐或吊掛裝置上。裝好后，按規定傾角進行調整。對于吊掛式的篩子，應當時進行調整篩箱傾角和篩箱主軸的水平。一般先進行橫向水平度的調整，以消除篩箱的偏斜，水平校正后，再調整篩箱縱向傾角。隔振彈簧的受力應該均勻，其受力情況可以通過測量彈簧的壓縮量進行判斷。給料端兩組彈簧的壓縮量必須一樣，排料端兩組彈簧也應該如此。排料端和給料端的彈簧壓縮量可以有所差別。安裝電動機及三角膠帶。安裝時，電動機的基礎應該找平，電動機的水平需要校正，兩膠帶輪對應槽溝的中心線當重合，三角帶的拉力要求合適。按要求安裝并固定篩面。檢查篩子各連接部件（如篩板子、激振器等）的固定情況，篩網應均勻張緊，以防止產生局部振動。檢查傳動部分的潤滑情況，電動機及控制箱的接線是否正確，并用手轉動傳動部分，查看運轉是否正常。檢查篩子的如料、出料溜槽及篩下漏斗在工作時有無碰撞現象。7.1.3試運轉篩分機安裝完畢,應該進行空車試運轉，初步檢查安裝質量，并進行必要的調整。篩子空車試運轉時間不得小于8h。在此時間內，觀察篩子是否啟動平穩迅速，振動和運行是否穩定，無特殊噪音，通過振幅牌觀察其振幅是否符合要求。篩子運轉時，篩箱振動不應該產生橫擺。如出現橫擺，其原因可能是兩側彈簧高差過大、吊掛鋼絲繩的拉力不均、轉動軸不水平或三角帶過緊，應進行相應的調整。開車4h內，軸承溫度濺增，然后保持穩定。最高溫度不超過75°C，溫升不能超過40°C。如果開車后有異常噪音或軸承溫度急劇升高，應立即停機，檢查軸是否轉動靈活及潤滑是否良好等，待排除故障后再啟動。開車24h后停機檢查各連接部件是否松動，如果有松動，待緊固后再開車。試車8h后無故障，才可對安裝工程驗收。7.2操作要點操作人員在工作前應閱讀值班記錄，并進行設備的總檢查。檢查三角帶的張緊程度、振動器中的油位情況，檢查篩面張緊情況、各部螺栓緊固情況和篩面破損情況。篩子啟動應遵循工藝系統順序。在篩子工作運轉時，要用視、聽覺檢查激振器和篩箱工作情況。停車后應用手接觸軸承蓋附近，檢查軸承溫升。篩子停車應符合工藝系統順序。除特殊要求外，嚴禁帶料停車后繼續向篩子給料。交接班時應把當班篩子技術情況和發現的故障記入值班記錄。記錄中應注明零部件的損傷類別及激振器加、換油日期。篩子是高速運動的設備，篩子運轉時操作巡視人員要保持一定的安全距離，以防發生人身事故。7.3維護與檢修振動篩維護和檢修的目的是了解篩子的全面情況，并以修理和更換損壞、磨損的零部件的方法恢復篩子的工作能力。其內容包括日常維護、定期檢查和修理。7.3.1維護日常維護日常維護內容包括篩子表面，特別是篩面緊固情況，松動時應及時緊固。定期清洗篩子表面，對于漆皮脫落部位應及時修理、除銹并涂漆，對于裸露的加工表面應涂以工業凡士林以防生銹。定期檢查(1)周檢：檢查激振器、篩面、支撐裝置等各部螺栓緊固情況，當有松動時應加以緊固。檢查傳動裝置的使用狀況和連接螺栓的鎖緊情況，檢查三角帶張緊程度，必要時適當張緊。檢查篩子時，須特別注意查看在飛輪上的不平衡重塊固定得是否可靠，如固定不牢，篩子運轉時，不平衡重塊就可能脫離飛輪，導致安全事故。(2)月檢:檢查篩面磨損情況，如發現明顯的局部磨損應采取必要的措施(如調換位置并重新緊固篩面。檢查整個篩框，主要檢查主梁和全部橫梁焊縫情況，并仔細檢查是否有局部裂縫。檢查篩箱側板全部螺栓情況，當發現螺栓與側扳有間隙或松動時，應更換新的螺栓。修理對篩子進行定期檢查時所發現的問題，應進行修理。修理內容包括及時調整三角帶拉力，更換新帶，更換磨損的篩面以及縱向墊條，更換減振彈簧，更換滾動軸承、傳動齒輪和密封，更換損壞的螺栓，修理篩框構件的破損等。篩框側板及梁應避免發生應力集中，因此不允許在這些構件上施以焊接。對于下橫梁開裂應及時更換，側板發現裂紋損傷時，應在裂紋盡頭及時鉆5mm孑L，然后在開裂部位加補強板。激振器的拆卸、修理和裝配應由專職人員在潔凈場所進行。拆卸后檢查滾動軸承磨損情況，檢查齒輪齒面，檢查各部件連接情況，清洗箱體中的潤滑回路使之暢通，清除各結合部上的附著物，更換全部密封件及其他損壞零件。維修時應特別注意：激振器及傳動裝置拆卸應由有經驗的技術工人進行，嚴禁野蠻操作，防止損壞設備。裝配前應保持零件潔凈。更換后的新篩網應每隔4?8h重新張緊一次，直到安全張緊為止。7.3.2常見故障處理篩分機在工作中常見的故障、原因及消除措施見表5.1。表5.1篩分機的常見故障及消除措施常見故障原因消除措施篩孔堵塞停機清理篩網原料的水分高對振動篩可以調節傾角篩分質量不好篩子給料不均勻調節給料量篩上物料過厚減少給料量篩網不緊拉緊篩網7.4振動篩的軸承潤滑的改進傳統的振動篩潤滑方式為激振器軸承油浴潤滑迷宮密封。設備運轉2年后均出現軸承座漏油問題，致使軸承缺油冒煙甚至損壞，嚴重影響了正常的生產。究其原因，主要是環境粉塵較大造成密封板磨損。于是經測繪并結合設計規范重新制作了密封板。但由于加工精度低，在運轉時產生干涉，將間隙增大，則密封效果差。7.4.1措施經計算軸承速度系數，選用冷卻效果較好的油浴潤滑是合理的。但在實際使用過程中，由于作業環境惡劣，加上備件制作和安裝技術有限，不易密封何維護困難就成其致命弱點。因此，我們對原振動篩軸承潤滑方式進行了改造。具體做法是在原軸承座內端增加一擋油盤，軸承座也密封板形成潤滑油腔，實現脂潤滑。為彌補脂潤滑冷卻不足，本次設計選用能耐高溫的鈣鈉基潤滑脂(ZBE3600188)。7.4.2效果實踐證明，振動篩經過改造后效果比較明顯。這不僅確保了生產正常進行，而且避免了備件大量浪費。8設備的環保、可靠性和經濟評價8.1設備的環保對于大型振動篩，由于它在操作中發生強烈的叫囂聲，這些噪聲將直接影響到勞動環境的安寧，因此必須設置消音器，以降低噪聲的發散。噪音是當今世界的第三大公害，僅次于大氣污染與水源污染。長期生活、工作在噪聲中，會降低并危害人的工作能力并會給人的生理功能帶來嚴重的危害，因此不允許在超過90分貝的噪聲環境中長期工作。噪聲主要是由于氣體具有較高的壓力或溫度形成的。這是氣體內能，在放散時這些內能將隨著氣體釋放出來，轉變為氣體的動能與聲能，放散時會形成形成強烈的氣流，致使整個放散管道系統發生共鳴，形成強烈的噪音。消聲裝置的消聲原理應是能夠吸收氣體的內能，放散時能把人耳能聽見的聲音震動頻率(20-20000赫)轉變為人耳聽不見的次聲頻率或超聲頻率，以此減弱或消聲，并能使強烈的氣流經逐級減緩放散出去，這樣可以防止系統發生震動與共鳴。8.2設備的可靠性8.2.1可靠度的計算R(t)一可靠度函數R=e-^t(8.1)t式中：人一失效率，常數。取入=2.2x10-3—t—R(t)=e-2200500R(500)=e一2200=0.7978.2.2可靠度的計算機械設備的可靠性另一個指標使用壽命，即平均壽命。工作時間隨機變量的期望值。t=卜R(t)dt(8.2)0式中：r一平均壽命r(t)一可靠性函數，機械設備是可修復系統，即在一次年修的平均工作時間若R(t)=e爪，人一常數。t=了^e-\dt0

=1力人一設備的失效率，取入=2.2x10-3T=1=454.5h2.2x10-3若一次年修期間，預計定修24次。靜t=24x454.5=10908h8.3設備的經濟評價8.3.1投資回收期P=o(8.3)tHm式中：Ko一總投資額K=200萬元H一年平均凈收益H=30萬元m代入式8.4得：P=200=6.7年

t30P—基準回收期，P=10年P<P故經濟可行投資回收期用平均年凈收益來返本的總投資額。-1+上年份凈現金流量的絕對值

當年凈現金流量(8.5)投資回收期靜態經濟評價方法，設備投產后以每年取得的凈收益，包括利潤和設備折舊費，將全部投資即固定資產投資和流動資金回收所需時間，以年為單位，從建設年算后-1+上年份凈現金流量的絕對值

當年凈現金流量(8.5)時期(年)12345678910建設期2015年凈收益58101515202025累積凈收益-20-35-30-22-12318385883表8.1設備工作狀態表單位：萬元12Pt=6-1+15=5.年中小企業冶金設備P=8年CP<P經濟上合理8.3.2設備合理的更新期設備是可修復設備，隨著一次次年修它的性能總是逐漸下降，老化費用逐年增加，若不計殘值，可用低老化數值法計算設備合理更新期。因為年低老化增加值逐年增加，如維護和修理費用燃料動力費超額支出，合理使用期為：T=2Ko(8.4)式中：K0一總投資額；K0=90萬元；人一年低老化增加值；人