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差動分級式齒輥式破碎機
使用遺傳算法的多目標優(yōu)化設計
摘要：我們的差分級齒輥式破碎機結(jié)合了齒輥式破碎機，顎式破碎機的破碎比高，破碎效率高，多篩分的優(yōu)點，克服齒輥式破碎機的缺憾。動顎破碎機采用曲柄搖桿機制，從而優(yōu)化動態(tài)性能和改善破碎機的抗裂能力，我們建立了一個數(shù)學模型來優(yōu)化傳輸角ｒ，以盡量減少行程特性值m。使用遺傳算法優(yōu)化的破碎機曲柄搖桿機構(gòu)多對象的設計獲得最佳的結(jié)果。根據(jù)實驗，顯示出動顎式破碎機和裂解能力的性能得到改善。
關(guān)鍵詞：差分和分級齒輥式破碎機，曲柄搖桿機構(gòu)遺傳算法多目標優(yōu)化。
1.引言
在許多行業(yè)中，物料粉碎過程是不可缺少的（如采礦，金屬
冶煉的，化工等行業(yè)）。傳統(tǒng)式破碎機（例如，顎式破碎機，沖擊式破碎機，回轉(zhuǎn)式破碎機，錘式粉碎機），實現(xiàn)物資的粉碎破碎能力，主要取決于工作沖擊壓力的部分。這些破碎機效率低，能耗高。我們已經(jīng)不能滿足傳統(tǒng)的破碎機。在最近幾年，一個英國MMD齒輥式破碎機大量被使用。但是，從平時的調(diào)查來看，我們發(fā)現(xiàn)在這些齒輥式破碎機的一些不足之處：1）通過齒嚙合來破碎物料。所有需要被粉碎的原料礦物被輸送到一個粉碎腔，通過標準嚙合齒粉碎成微粒排出。破碎機未能完成實際的分級破碎，不僅使用了大量的能量，而且效率低下，破碎齒還會迅速出現(xiàn)損壞和金屬疲勞。 2）兩種情況下發(fā)生堵塞現(xiàn)象。一個是一種高流動大塊的煤混有較小條的情況，另一種是濕潤的煤會導致堵塞。齒輥式破碎機由于沒有有效的分級機制，結(jié)果是不令人滿意的，我們不能單靠齒嚙合。根據(jù)使用MMD齒輥式破碎機的一些煤礦區(qū)的調(diào)查，我們發(fā)現(xiàn)，他們大多數(shù)煤礦沒有要求的干燥度。 3）MMD破碎機的破碎能力通過提高傳動部分的力來增加破碎的能力，從而導致高功耗和高成本?；谶@些考慮，并結(jié)合中國神華能源有限責任公司和神東煤炭分公司的需求，我們的研究團隊設計了一個新的，高效的差分和分級齒輥式破碎機，以彌補傳統(tǒng)破碎機的缺陷。
如圖1所示，破碎機破碎部分組成的牙齒和曲柄搖桿機構(gòu)。動顎曲柄搖桿機構(gòu)的草圖如圖2。在搜索的曲柄搖桿機構(gòu)的優(yōu)化設計中，
似乎有很多的文獻研究的目的只是在優(yōu)化的傳輸角度ｒ。例如，李等人只是選擇減少圖[2-3]中的行程特性值m。但是，在一個實際的和典型的破碎機設計中，動顎的破碎能力和傳動角，行程特性值m都有密切的聯(lián)系。我們已經(jīng)使用了GA（遺傳算法），以便優(yōu)化曲柄搖桿機構(gòu)的差動齒輥式破碎機的傳動角ｒ，和最小行程值m。
1．電機組裝篩分機制；2.齒輥屏軸; 3.傳動齒輪：4.粉碎齒; 5.動顎 6. 調(diào)整機制
7.機殼 8. 裝配曲軸 9. 齒輥軸電機
圖1齒輥式破碎機結(jié)構(gòu)圖
圖2 齒輥式破碎機斷裂機制示意圖
2．曲柄搖桿的動力學分析
一個鉸鏈四桿機構(gòu)的性能依賴其連桿相對長度。如果我們把搖臂?的長度等于1，那么相對長度的曲柄，連桿和身體幀分別為a，b和d。數(shù)學模型曲柄搖桿機構(gòu)的設計是獨立的的實際長度，這使得它更普遍。
2.1 最佳傳動角ｒ
曲柄搖桿機構(gòu)的傳輸力主要取決于傳動角ｒ。輸送傾角更大，就能更好的傳輸力。在傳輸過程中，傳輸角度時刻變化。每個組件的選擇具有合適的尺寸，可以優(yōu)化得到最小傳動角。因此，有必要增加傳輸角度，以提高傳輸力和破碎力。
兩個最小傳動角的可能位置如圖所示。
圖3.最小傳動角位置示意圖
2.3 行程特征值m
動顎的行程，被分成水平和垂直的兩個部分。水平部分的功能是粉碎材料，垂直行程不能幫助粉碎，但也可以加速粉碎。遞減m的值既可以降低能耗和耐磨耗，同時，可以提高生產(chǎn)效率和提高破碎比。應采取一些措施，以減少m的值。為了簡化計算，C點被取出進行分析。幾何關(guān)系如圖所示。
圖4.曲軸和連桿路線圖
因此，行程特征值到C 點的距離是：m=h/s. 肘板的角度是:β=γ+α-90°，肘板的擺動角度：
傾角大小取決于連桿機制和動顎的力。它的取值范圍通常15°到20°之間。 s是水平行程，h是垂直行程。
3差分和分級齒輥式破碎機的動顎的數(shù)學模型
根據(jù)動力學分析，無論是傳動角γ和行程特性C點的值都可以表示為相對長度的曲柄，連桿和身體幀的曲柄搖桿機構(gòu)。設計變量是：
動顎的目標函數(shù)最大化的最小傳動角γ：
動顎的目標函數(shù)最小化的行程特征m值??是：
適用以下約束：
1） 設計變量的邊界約束條件：
其中aimax和bimax是設計變量的上限和下限設計變量。
2） 擁有一個曲柄的曲柄搖桿機構(gòu)的條件：
3） 約束的傳輸角度：增加傳輸角度可以提高傳輸效率和增強水平行程。但是，過多大傳動角具有相反的效果。
一種常見的情況是：
4）約束的行程特征值：根據(jù)經(jīng)驗，通常m的范圍是1.5和2.5之間。
5）動顎的水平行程S對生產(chǎn)力有明顯的影響。如果s是太小會降低生產(chǎn)率，但與此相反，它會加大破碎力，并導致過載損壞設備。水平行程的范圍：
其中dmin是排放口的最小尺寸。
6）肘板的角度約束。通常情況下，γ的范圍是18°至23°。綜上所述，優(yōu)化問題的可以歸結(jié)為曲柄搖桿機構(gòu)的問題：
其中
多目標優(yōu)化問題的傳統(tǒng)解決方案，導致了低效率，并很容易導致一個明顯得局部問題。但遺傳算法的方法是迭代運行得到一個局部最優(yōu)解。通過可能的傳輸規(guī)則來指導搜索方向，GA搜索空間（如連通性，凸性等），并沒有特殊要求，不需要任何額外的信息。我們已應用遺傳算法優(yōu)化了差分和分級齒輥式破碎機的
多對象設計的曲柄搖桿機構(gòu)。
4遺傳算法
遺傳算法是一種隨機搜索方法，它模仿自然演化規(guī)律。GA第一次是在1975年由荷蘭提出，它有以下主要特點：它直接運行在結(jié)構(gòu)化對象，沒有任何限制函數(shù)求導和連續(xù)性;它擁有隱式并行和改進的能力全局優(yōu)化;通過使用隨機優(yōu)化方法，它可以自動獲取和引導優(yōu)化的搜索空間，并且還可以調(diào)整沒有具體的自適應搜索方向和規(guī)則。 GA具有的后期，一個重要技術(shù)OGY智能計算。主要方法是：1）編碼前的數(shù)據(jù)中搜索解空間，GA的數(shù)據(jù)表示，作為一個基因型表型的字符串結(jié)構(gòu)和各種組合獲得不同的點。 2）創(chuàng)建一個初始化的GE-菜單組：GA隨機生成N初始化字符串數(shù)據(jù)，其中每個數(shù)據(jù)被稱為一個單獨UAL和這些人形成一個屬組。 GA開始使用的字符串數(shù)據(jù)作為初始迭代點。 3）個體適應值估計的適應性函數(shù)表示的質(zhì)量個人或溶液。針對不同的問題，本一個適應性函數(shù)的定義是不同的。 4）選擇：選擇的目的是選擇前CELLENT目前屬群和個人之間允許他們有機會繁殖后代的父母。選擇是這一思想的體現(xiàn)為GA。選擇的原則是，指示高適應性viduals將有較大貢獻一個或多個后代的概率。 5）分頻點：這是最重要的操作GA。交叉操作可以生成新的屬具備的特點與前面的蒸發(fā)散一代。它體現(xiàn)了思想的信息交換。 6）基因突變：第一，GA隨機選擇個人從組屬。然后改變一個數(shù)據(jù)的值從字符串數(shù)據(jù)與給定的概率為選定的個人。類似生物宇宙，突變的概率GA是也很低，通常取值范圍為0.001至0.01，也就是說，突變提供了一個機會產(chǎn)生新的個體。
5基于遺傳算法的多目標優(yōu)化
我們采取了不同的曲柄搖桿機構(gòu)與差分和分級齒輥式破碎機我們的優(yōu)化對象壓榨能力為4000噸/小時。為了決定在曲軸的長度，濃度曲柄搖桿桿與主體框架的連接獲得機制，當目標函數(shù)（9）的最大值，該值的條件下行程速比系數(shù)為1.25時，連桿行程300毫米，傾角18°。我們使用遺傳算法來解決這個問題，通過設置屬群規(guī)模等于50，交叉概率性為0.8，變異概率為0.005和數(shù)代的演變在1000。傳統(tǒng)的二進制編碼方法比較相對方便的使用時，在理論分析。但對于多維和高精度數(shù)值校準的問題，它往往效率低，不準確。我們用一個自然數(shù)編碼方法設置三個變量a，b和d的基因，有序的結(jié)合入染色體。例如
就包含在其中。
在初始化期間，GA將產(chǎn)生一個屬基團，其中50個個體上產(chǎn)生的根據(jù)一個變量的范圍。我們選擇了式（9）為總目標函數(shù)的值表示個人適應性。作為例子，我們把個人的p和q被取代的式（9），即，（P）=0.8145，F(xiàn)（Q）=0.7887，F(xiàn)（P）> F（Q）。這表明，指示的p適應性比q的更好。
輪盤賭的方法用于在選擇操作中，在輪盤賭的游戲，我們模仿和計算的總的適應性和在同一時間的相對并累計每一個人的適應性。然后，輪盤變成為50倍，和一個隨機號0和1之間的每個時間。一個數(shù)比較，可以選擇由個人的累積，為每個單獨的適應性。例如，如果我們讓r是一個隨機數(shù)，然后FC（I）累計適應性個體iFC（i +1）的累計個體適應性I +1。如果FC（I）<=γ<=（i +1）的話，那么個體i+1將選擇。依此類推，所有選定的個人我們可以組成一個新屬組，并開展交叉和變異操作。
單點雜交方法采用的是交叉操作，生成一個隨機數(shù)介于01時屬組。如果數(shù)少于交叉概率和個人選擇一個偶數(shù)，那么配對后，可以實現(xiàn)交叉操作隨機的。以個人的p和q為配對例如，我們的交叉點設置為2，這意味著我們選擇了第二個基因跨越。后交叉操作，個人成為
方法是通過一個統(tǒng)一的突變操作，生成一個隨機數(shù)介于0和1之間時屬組。如果的數(shù)量小于變異概率，當前個人會發(fā)生變異。突變運算的方思是類似初始化我們重建設計的邊界中的一個單獨的基因變量。
經(jīng)過選擇，交叉和變異操作，評價函數(shù)被調(diào)用，以確保最好的個人可以被保存。優(yōu)化結(jié)果（轉(zhuǎn)換）示于表1。
最優(yōu)化的結(jié)果，這已被應用于在生產(chǎn)實踐中，能滿足約束情況。鄭州長城冶金設備廠，與我們的合作廠家，產(chǎn)生了相應的破碎機已經(jīng)在中國大量出售。根據(jù)實際工作情況，不同的差分和分級齒輥式破碎機具有破碎強度大的特點，高突破效率，穩(wěn)定的工作狀態(tài)，高能力清除堵塞和抗粘連和穩(wěn)定粒度破碎產(chǎn)品，所有這些都達到了他們預期的設計目標。
6結(jié)論
我們已經(jīng)用遺傳算法進行了多目標優(yōu)化設計。我們可以聲明如下：
1）我們的差分和分級齒輥式破碎機的優(yōu)點，具有很大的破碎比，破碎效率高。
2）由于它不同于傳統(tǒng)的優(yōu)化方法，GA可以開展啟發(fā)式全局優(yōu)化。這是一個并行，并發(fā)和逐漸進化搜索過程，在這過程中，避免局部最優(yōu)。
3）優(yōu)化的結(jié)果已在實踐中應用的實際破碎機的工作狀態(tài)是穩(wěn)定的。工業(yè)上的應用已被證明效果良好。也已表明，以優(yōu)化破碎機的曲柄搖桿機構(gòu)
多目標設計與優(yōu)化傳動角γ和動顎m作為目標函數(shù)最小化的行程特性，能獲得最佳效果。
致謝
作者向黃教授表達自己最真摯的感謝以及感謝嘉興集團提供的寶貴意見。編者還要感謝鄭州長城冶金設備廠免費提供的有用的材料。
參考文獻
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湖南農(nóng)業(yè)大學東方科技學院
全日制普通本科生畢業(yè)設計
板栗分級機的設計
THE DESIGN OF CHINESE CHESTNUT CLASSIFICATION MACHINE
學生姓名：
學 號：
年級專業(yè)及班級：2008級機械設計制造及其自動化（1）班
指導老師及職稱：
學 部：理工學部
湖南·長沙
提交日期：2012年5月
湖南農(nóng)業(yè)大學東方科技學院全日制普通本科生
畢業(yè)設計誠信聲明
本人鄭重聲明：所呈交的本科畢業(yè)論文是本人在指導老師的指導下，進行研究工作所取得的成果，成果不存在知識產(chǎn)權(quán)爭議。除文中已經(jīng)注明引用的內(nèi)容外，本論文不含任何其他個人或集體已經(jīng)發(fā)表或撰寫過的作品成果。對本文的研究做出重要貢獻的個人和集體在文中均作了明確的說明并表示了謝意。同時，本論文的著作權(quán)由本人與湖南農(nóng)業(yè)大學東方科技學院、指導教師共同擁有。本人完全意識到本聲明的法律結(jié)果由本人承擔。
畢業(yè)設計作者簽名：
年 月 日
目 錄
摘要 1
關(guān)鍵字 1
1 前言 2
1.1 背景 2
1.1.1 振動篩的發(fā)展概況 2
1.2 振動篩的分類 3
1.3 板栗分級機械發(fā)展方向 3
2 振動篩篩面物料運動理論 4
2.1 篩上物料的運動分析 4
2.2 正向滑動 5
2.3 反向滑動 6
2.4 跳動條件的確定 6
2.5 物料顆粒跳動平均運動速度 7
3 振動篩的工作原理及結(jié)構(gòu)組成 8
3.1 圓振動篩的工作原理 8
3.2 振動篩基本結(jié)構(gòu) 8
3.2.1 篩箱 8
3.2.2 激振器 8
3.2.3 支承裝置和隔振裝置 9
3.2.4 傳動裝置 9
4 振動篩動力學基本理論 9
5 振動篩參數(shù)計算 12
5.1 運動學參數(shù)的確定 12
5.2 振動篩工藝參數(shù)的確定 13
5.3 動力學參數(shù) 14
5.4 電動機的選擇 15
5.4.1 電動機功率計算 15
5.4.2 選擇電機 15
5.4.3 電機的啟動條件的校核 15
6 主要零件的設計與計算 17
6.1 軸承的選擇與計算 17
6.1.1 軸承的選擇 17
6.1.2 軸承的壽命計算 17
6.2 皮帶的設計 18
6.2.1 選取皮帶的型號 18
6.2.2 傳動比 18
6.2.3 帶輪的基準直徑 18
6.2.4 帶速 18
6.2.5 確定軸間距和帶的基準長度 19
6.3 軸的設計 20
6.3.1 軸的設計特點 20
6.3.2 軸的常用材料 20
6.3.3 軸的強度驗算 21
6.4 支承彈簧設計驗算 23
結(jié)論 25
參考文獻 26
致謝 23
板栗分級機的設計
學 生：高俊平
指導老師：張 嵐
(湖南農(nóng)業(yè)大學東方科技學院 長沙 410128)
摘 要：傳統(tǒng)的水果分級形式包括有體積分級和質(zhì)量分級兩大類，由于分級的目的主要為統(tǒng)一產(chǎn)品外觀規(guī)格，以便包裝和提升銷售檔次，因此以體積分級應用最廣泛。體積分級設備有滾筒式分級機、三轱筒式分級機、園振動篩和帶式分級機等，其原理大同小異，均利用若干級別尺寸的孔框或縫隙進行篩選。
關(guān)鍵詞：板栗分級機；振動篩；激振器；圓振動篩
The Design Of Chinese chestnut classification machine
Author:Gao Junping
Tutor:Zhang Lan
(Oriental Science ＆Technology College of Hunan Agricultural University Changsha 410128)
Abstract：The traditional grading form including fruit volume classification and grading quality two categories, due to the main aim of the classification for united product appearance specifications, packing and improve sales to class, so the most widely used by volume classification. Volume classification equipment have roller-type sorting machine, three Gu tube type classification, the vibrating machine and belt grade machine etc, its principle very much the same, all use the size of some level hole box or screening aperture.
Key words：Chinese chestnut grade machine; Vibrating screen; Excitation device; Circle vibrating screen
1前言
板栗分級機的研制和推廣，對于提高農(nóng)產(chǎn)品加工的發(fā)展水平，增加廣大農(nóng)戶的收入，促進干果業(yè)的可持續(xù)發(fā)展，都將具有重大的意義。因此積極開展干果分級機的研制，是非常必要的，具有重要的現(xiàn)實意義。
為了使作為食品加工主要來源的產(chǎn)品的規(guī)格和品質(zhì)指標達到標準，需要對物料進行分選或分級，分級是指清除物料中的異物及雜質(zhì);分級是指分選后的物料按其尺寸、形狀、密度、顏色或品質(zhì)等特性分成等級。分選及分級作業(yè)的工作原理和方法雖有不同之處，但往往是再同一設備上完成的。作為物料分級篩選的主要設備——振動篩也不斷向大型化發(fā)展。
1.1背景
1.1.1振動篩的發(fā)展概況[1]
據(jù)《世界有色金屬》報道篩分設備在國外的發(fā)展已有300多年的歷史，在此之前，物料的篩分主要采用人力篩分，動力篩分最早也是搖動篩。大約100多年前就出現(xiàn)了慣性篩，最早的慣性篩是采用柴油機帶動的，主要用于物料的分級作業(yè)。
比較完善的振動慣性篩出現(xiàn)在19世紀初，主要是用于分級的圓振動篩（單軸振動篩），隨著選煤、選礦業(yè)的發(fā)展用于脫水的直線振動篩（雙軸振動篩）逐漸發(fā)展起來。
單軸振動篩的發(fā)展經(jīng)歷了簡單慣性式向自定中心式的發(fā)展過程。直線振動篩經(jīng)歷了箱式振動器到雙電機拖動的筒式振動器（自同步技術(shù)），目前為箱式振動器與側(cè)邦式塊偏心單元體振動器（自同步技術(shù)）的并存時代。
現(xiàn)在振動篩軸承普遍采用了振動設備專用軸承，篩框的主要聯(lián)接件采用了虎克鉚釘或高強螺栓，篩面采用了不銹鋼篩面、聚鞍脂篩面等。篩框結(jié)構(gòu)逐漸趨于合理，篩框受力設計上逐步由靜態(tài)動力設計向以模態(tài)分析為基礎的現(xiàn)代動態(tài)設計階段發(fā)展。
在振動篩的制造方面，主要焊接結(jié)構(gòu)件均采用了去應力和噴丸處理，對篩框的形狀誤差、主要構(gòu)件的形位公差、粗糙度控制等方面的要求越來越嚴。
雖然板栗分級機的結(jié)構(gòu)形式在發(fā)展過程中出現(xiàn)了許多種新型結(jié)構(gòu)及篩分方法，但通過實踐證明，許多看似理想的結(jié)構(gòu)型式被無情淘汰。因此，國際上一些板栗分級機制造廠家生產(chǎn)的振動篩結(jié)構(gòu)型式逐漸趨于近似，機型趨于穩(wěn)定，人們已不在追求新、奇結(jié)構(gòu)型式，而把追求板栗分級機的可靠性指標放在首位，因此板栗分級機壽命普遍提高，正常使用壽命普遍達到5年以上。
振動篩噪聲指標是影響工人身體健康的一個主要指標。過去箱式振動器由于采用齒輪傳動，噪聲通常達到90分貝以上，后來逐漸采用了自同步技術(shù)，噪聲由原來的90多分貝下降到85分貝左右。但自同步技術(shù)存在拋射角不穩(wěn)定，工作頻率不能有效調(diào)整等因素，使得箱式振動器的振動篩不但沒有被淘汰，甚至通過不斷改進結(jié)構(gòu)形式，提高齒輪加工精度，改善齒面嚙合狀態(tài)等方法，而重新發(fā)展起來，噪聲也從過去的90多分貝下降至85分貝左右。
1.2振動篩的分類
1.按振動篩振動頻率是否接近或遠離共振頻率分為共振篩和慣性振動篩。共振篩曾一度崛起，受到各國普遍重視，發(fā)展很快；但在生產(chǎn)實踐中，暴露出結(jié)構(gòu)復雜、調(diào)整困難、故障較多等缺點。而慣性振動篩由于激振器的結(jié)構(gòu)簡單，工作可靠，便于維修，從而得到了廣泛的使用。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(qū)動而使篩箱產(chǎn)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。
2.按振動篩按篩面工作時運動軌跡的特點，分為圓運動振動篩（簡稱圓振動篩）和直線運動振動篩（簡稱直線振動篩）兩大類。圓振動篩由于振動器安裝的位置偏差，實際篩箱運動軌跡一般為橢圓。即使直線振動篩，由于制造與設計偏差，通常篩箱的運動軌跡也不完全是直線，只是接近直線振動。圓振動篩由于激振器是一根軸，所以又叫單軸振動篩，直線振動篩激振器由兩根軸組成，所以也稱雙軸振動篩。
3.當然振動篩還有其它許多分類方法，例如，按照支撐彈簧的結(jié)構(gòu)不同，又有線形彈簧振動篩和非線形彈簧振動篩。按支承裝置安裝位置不同，可分為座式振動篩和吊式振動篩，按篩箱與水平面是否成一定角度安裝，可分為水平篩和傾斜篩。按工作頻率的高低，可分為高頻振動篩和低頻振動篩等等。
1.3板栗分級機械發(fā)展方向
綜合國內(nèi)外板栗分級機械發(fā)展現(xiàn)狀 ,板栗分級機械將向以下幾個方向發(fā)展。
1.向大型化發(fā)展。工業(yè)的現(xiàn)代化進程促使企業(yè)規(guī)模增大 ,生產(chǎn)能力大大提高
2.向重型超重型篩發(fā)展。大的礦業(yè)工程需要處理大塊物料 ,法國素梅斯塔公司生產(chǎn)的振動棒可處理直徑達1m以上的大塊物料。
3.向理想運動軌跡振動篩發(fā)展。以提高各區(qū)段的篩分效率和整個篩機生產(chǎn)率為目標 ,尋找一種以理想運動方式為基礎的新型板栗分級機成為篩分設備發(fā)展的一個新方向。
4.向反共振振動篩發(fā)展。以減輕整機重量、降低成本、提高使用壽命和可靠性為目標 ,提出新型的反共振振動篩機。
5.振動強度增大。篩機的振動過程逐漸強化 ,以取得較大的速度和加速度 ,從而提高生產(chǎn)能力和篩分效率。
6.向空間發(fā)展。針對細物料 ,先后出現(xiàn)了旋流振動篩、錐型振動篩、蝶型振動篩、旋轉(zhuǎn)概率篩等 ,既減少占地面積 ,又提高生產(chǎn)能力和篩分效率。
7.向難篩分物料篩機發(fā)展。
8.共振篩系列發(fā)展停滯 ,慣性振動篩系列日益壯大。
2振動篩篩面物料運動理論
2.1篩上物料的運動分析[2]
由文獻《礦山機械》可知，關(guān)于篩上物料的分析，如圖1所示：
圖1 圓振動篩上物料運動
Figure 1 circle vibrating screen material movement
振動篩運動學參數(shù)（振幅、振次、篩面傾角和振動方向角）通常根據(jù)所選擇的物料運動狀態(tài)選取。篩上物料運動狀態(tài)直接影響振動篩的篩分效率和生產(chǎn)率，所以為合理地選擇篩子的運動參數(shù)，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：t （1）
t （2）
式中: A——振幅;
——軸之回轉(zhuǎn)相角，=t;
——軸之回轉(zhuǎn)角速度；
——時間。
求上式中的x和y 對時間t的一次導數(shù)與二次導數(shù)，即得篩面沿x和y
方向上的速度和加速度： t （3）
t （4）t （5）
t （6）
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(xiàn)三種運動狀態(tài)：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(zhì)量為的物料顆粒動力平衡條件：
對質(zhì)量為的顆粒受力分析（如圖1）：
1、物料顆粒重力： （7）
2、篩面對顆粒的反作用力，由
可以得到： （8）
式中為篩面傾角
3、篩面對物料顆粒的極限摩擦力為： （9）
式中為顆粒對篩面的靜摩擦系數(shù)。
顆粒沿著篩面開始正向滑動時臨界條件： （10）
將，用已知式子（9）與（5）替代，且（為滑動摩擦角），
簡化整理得： （11）
式中，為正向滑始角。
令，則： （12）
式中稱為正向滑動系數(shù)。由上式得知，正向滑動系數(shù)。
當?shù)臅r候，可以求得使物料顆粒沿著篩面產(chǎn)生正向滑動時最小轉(zhuǎn)數(shù)應該為：
（13）
為了使物料顆粒沿著篩面產(chǎn)生正向滑動，必須取篩子轉(zhuǎn)數(shù)。
2.3反向滑動
臨界條件為： （14）
將，用（9）與（5）替代，并簡化后：
（15）
式中：——反向滑始角
——反向滑動系數(shù)
則可以得到： （16）
由上式可以知道，反向滑動條件。
當時，可以求得使物料沿著篩面反向滑動的最小轉(zhuǎn)數(shù)應該是：
（17）
為了使物料顆粒沿著篩面產(chǎn)生正向滑動，必須使篩子轉(zhuǎn)數(shù)。
2.4跳動條件的確定
顆粒產(chǎn)生跳動的條件是顆粒對篩面法向壓力。
即，或者是。
由此可以得到： （18）
式中：——物料跳動系數(shù)
——跳動起始角
——振動強度，
—— 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： （19）
當時或者，則顆粒出現(xiàn)跳動。
當或時，則可求得物料開始跳動時的最小轉(zhuǎn)數(shù)為：
（20）
為了使物料產(chǎn)生跳動，必須取篩子的轉(zhuǎn)數(shù)。
由于目前使用的振動篩采用跳動狀態(tài)，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起跳，到振動相角跳動終止時，沿方向的位移為：
= （21）
式中為物料顆粒起跳時沿方向的運動速度：
（22）
由此，則： （23）
同一時間內(nèi),篩面位移為：
（24）
物料顆粒在每個循環(huán)中,對篩面的位移為：
= （25）
當篩子在近似于第一臨界轉(zhuǎn)數(shù)下工作時,即，則上式中方括號內(nèi)的數(shù)值接近于零。
故得到：
（26）
物料跳動平均速度：
（27）
當時,則,,,
因此, 式（40）可以化簡為： （28）
或者化簡為： （29）
由式（42）和式（18）,可以將式（40）化簡為:
（30）
按照上式計算得的結(jié)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(shù),,
所以： （31）
3.振動篩的工作原理及結(jié)構(gòu)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(zhuǎn)。由于主軸是偏心軸，產(chǎn)生離心慣性力，使可以自由振動的篩箱產(chǎn)生近似圓形軌跡的振動
板栗振動分級篩和一般圓振動篩很類似，篩箱的結(jié)構(gòu)一般采用環(huán)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(zhuǎn)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(jié)構(gòu)
本次設計板栗分級機是由激振器、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。
1．篩面：為適應大塊大密度的物料的篩分與煤矸石脫介的需要，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(wǎng)。其緊固方式是沿篩箱兩側(cè)板處采用壓木、木契壓緊。中間各塊篩板之間則用螺栓經(jīng)壓板壓緊。
2．篩框：篩框由側(cè)板、橫梁等部分組成。側(cè)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(lián)接方式有鉚接、焊接和高強度螺栓聯(lián)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(gòu)簡單，可以任意選擇振動器的轉(zhuǎn)數(shù)。
4.振動篩動力學基本理論
慣性振動篩的振動系統(tǒng)是由振動質(zhì)量（篩箱和振動器的質(zhì)量）、彈簧和激振力（由回轉(zhuǎn)的偏心塊產(chǎn)生的）構(gòu)成。為了保證篩子的穩(wěn)定工作，必須對慣性振動篩的的振動系統(tǒng)進行計算，以便找出振動質(zhì)量、彈簧剛性、偏心塊的質(zhì)量矩與振幅的關(guān)系，合理地選擇彈簧的剛性和確定偏心塊的質(zhì)量矩。
圖2 振動系統(tǒng)力學模型圖
Figure 2 vibration system mechanical model figure
圖2表示圓振動篩的振動系統(tǒng)。為了簡化計算，假定振動器轉(zhuǎn)子的回轉(zhuǎn)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(tǒng)(xoy)的原點，而以振動器轉(zhuǎn)子的旋轉(zhuǎn)中心作為動坐標系統(tǒng)()的原點。
偏心重塊質(zhì)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(zhuǎn)中心線作回轉(zhuǎn)運動(相對運動)，則其重心的絕對位移為：
＝+＝+＝+rcos
＝+＝+=y+rsin
式中： ——偏心質(zhì)量的重心至回轉(zhuǎn)軸線的距離。
——軸之回轉(zhuǎn)角度，＝,為軸回轉(zhuǎn)之角速度,t為時間。
偏心質(zhì)量m運動時產(chǎn)生的離心力為：
（32）
（33）
式中和為偏心質(zhì)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(tǒng)中，作用在機體質(zhì)量M上的力除了和外，還有機體慣性力(其方向與機體加速度方向相反)、彈簧的作用力 (和表示彈簧在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(c稱為粘滯阻力系數(shù)，阻尼力的方向與機體運動速度方向相反)。
在單軸振動系統(tǒng)中，作用在機體質(zhì)量上的力除了和之外，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(shù)，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：
（34）
式中：——機體的計算質(zhì)量
（35）
式中：——。
——。
——，。
根據(jù)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，只需要討論公式的特解：
； （36）
其特解為： （37） （38）
式中：。
系統(tǒng)的自振頻率為： （39）
下面根據(jù)圖3來分析圓振動篩的幾種工作狀態(tài)：
1.低共振狀態(tài)
：即若取 ，則機體的振幅。在這種情況下，可以避免篩子的起動和停車時通過共振區(qū)，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(tài)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(xiàn)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3 振幅和轉(zhuǎn)子角速度的關(guān)系曲線
Figure 3 The amplitude and the relation curves of rotor angular velocity
2.共振狀態(tài)
即。振幅A將變?yōu)闊o限大。但由于阻力的存在，振幅是一個有限的數(shù)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(wěn)定，這種狀態(tài)沒有得到應用。
3.超共振狀態(tài)
，這種狀態(tài)又分為兩種情況：
（1）n稍大于，即稍小于。若取，則得。因為，所以篩子起動與停車時要通過共振區(qū)。這種狀態(tài)的其它優(yōu)缺點與低振狀態(tài)相同。
（2），即為遠離共振區(qū)的超共振狀態(tài)。此時，。從圖可以明顯地看出：轉(zhuǎn)速愈高，機體的振幅A就愈平穩(wěn)，即振動篩的工作就愈穩(wěn)定。這種工作狀態(tài)的優(yōu)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(gòu)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(tài)。為了減少篩子對地基的動負荷，根據(jù)振動隔離理論，只要使強迫振動頻率大于自振動頻率的五倍即可得到良好的效果，采用這種工作狀態(tài)的篩子，必須設法消除篩子在起動時，由于通過共振區(qū)而產(chǎn)生的共振現(xiàn)象。目前采用的消振方法如前所述。
5.振動篩參數(shù)計算
5.1運動學參數(shù)的確定
選取和計算振動篩運動學：
參數(shù)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(shù)（振幅、頻率、振動角和傾角）時，便可使物料在工作面上出現(xiàn)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。
1.拋擲指數(shù)
在一般的情況下 ，根據(jù)篩子的用途選取，圓振動篩一般取=3～5，直線振動篩宜取=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。
2.振動強度K
振動強度K的選擇。主要受材料強度及其構(gòu)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(nèi)，振動篩則多取3～6。本次設計選擇K=4。
3.篩面傾角
對于單軸振動篩的傾角為： 作預先分級用
作最終分級用
對于圓振動篩一般取～，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。
4.篩箱的振幅
篩箱振幅；是設計篩子的重要參數(shù)，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=3～6mm，其中篩孔大者取大值，篩孔小者取小值。本次設計選取=5mm。
5.篩子的振動頻率：按照和所確定的A值可以求解出頻率值。
（40）
6.振動強度校核：實際振動強度K按照下式計算：
（41）
在本設計中，所以符合振動強度要求。
篩子的實際強度：=3.77 ；
即篩子的頻率和振幅分別為：A=5；n=845 ；=4。
7.物料的運動速度
圓振動篩的物料運動速度計算：
（42）
式中：取修正系數(shù)≈0.1。
V =0.033m/s
5.2振動篩工藝參數(shù)的確定[2]
由文獻《中國選礦設備手冊》選取設計振動篩工藝參數(shù)：
1..振動篩的工藝參數(shù)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：Fq
式中：Q——處理量，Q=375t/h
F——篩面的工作面積
q——單位時間處理量,q=50
可得出F=7.5,選取篩面長度L=4.8m，所以B=F/L=7.5/4.8=1.56m
2.篩分效率
在篩分作業(yè)中，篩分效率是衡量篩分過程的質(zhì)量指標。篩什效率是指篩下產(chǎn)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(shù)表示。篩分效率可按下式計算：
(43)
式中 ——原料中篩下產(chǎn)物含量的百分數(shù)；
——篩上產(chǎn)物中篩下級別含量的百分數(shù)；
將原科和篩上產(chǎn)物進行精確的篩分，根據(jù)篩分結(jié)果即可算出篩下級別含量及。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。
板栗分級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(chǎn)率等因素有關(guān)。不同用途的板栗分級機械對篩分效率有不同的要求。
表1 圓振動篩的運動學參數(shù)和工藝參數(shù)
Table 1 circle vibrating screen and process parameters of the kinematics parameters
名稱
數(shù)值
名稱
數(shù)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
20
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/s
5.3動力學參數(shù)[3]
振動器偏心質(zhì)量及偏心距的確定：由文獻《機械零件設計手冊》
工作時，彈簧剛度小，故振幅計算式中值可以略。
對于單軸振動篩： （44）
式中M—振動機體質(zhì)量，M=883.48kg
m —偏心塊質(zhì)量，
A—篩箱振幅，A=5mm
r —偏心距，r=24mm
負號表示重心在振動中心的兩個不同方向上。
得，m===91kg
5.4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：
千瓦 （45）
式中：—.
。
，。 這里對于滾子軸承選取 。
=14.7KW
由上式可求N=14.7KW
5.4.2 選擇電機[17]
由文獻《機械設計手冊》選擇傳動電機型號為，其額定功率為，n
5.4.3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(zhì)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(zhuǎn)矩的電動機。因此，按公式計算的功率，必須按起動條件校核：
(46)
式中: ——電機的其動轉(zhuǎn)矩；
——電機的額定轉(zhuǎn)矩；
——振動篩偏心重量的靜力矩與軸承的摩擦靜力矩之和 =9550=9550=98.1 N·m (47)
= (48)
式中： ——速比
——起動力矩系數(shù) 取=2.1
===1.73 (49)
因此有 ==1.732.1=3.63 (50)
= (51)
式中為偏心質(zhì)量的靜力矩與軸承的摩擦力矩之和
= + (52)
式中為振動器上軸承的摩擦力矩
=2M (53)
==0.002910.058=2.27N·m (54)
式中 (55)
將值帶入公式(3.20)得 =22.27=4.54 N·m
為靜力矩
=910.0249.8=51.72 N·m (56)
將與值帶入公式(3.19)得=4.54+51.72=56.26 N·m
將值帶入公式(3.18)得==34.23N·m
==0.349
由于=3.63,所以滿足 ,電機起動校核合格。
表2 電動機性能
Tabal2 Motor performance
型 號
轉(zhuǎn)速
功率
6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(jù)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
(57)
式中：——基本額定動載荷來
——當量動載荷
=910.024()=17.1KN (58)
——壽命系數(shù)，=2.3～2.8 本次設計選取=2.5
——轉(zhuǎn)速系數(shù)，=（）=0.38 (59)
將數(shù)據(jù)帶入公式(4.1) 得 ==125.74KN
查文獻《機械設計手冊》，選GB297—84，軸承型號3G3622，內(nèi)徑110mm，外徑245mm。
6.1.2軸承的壽命計算
軸承的壽命公式為：=() (60)
式中: 的單位為10r
——為指數(shù)。對于球軸承，=3；對于滾子軸承，=10/3。
計算時，用小時數(shù)表示壽命比較方便。這時可將公式(42)改寫。則以小時數(shù)表示的軸承壽命為： =() (61)
式中：
——基本額定動載荷=125.74KN
——軸承轉(zhuǎn)數(shù)
——當量動負荷
選取額定壽命為6000h。
將已知數(shù)據(jù)代入公式(4.2)得：
==15249h>6000h 滿足使用要求。
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【16】
6.2.1選取皮帶的型號
帶的設計功率= 1.315 =19.5KW (62)
式中:——工況系數(shù)，查[11,22-18]表22.1—9得=1.3
——傳遞的額定功率，=15KW
根據(jù)=19.5KW，小輪轉(zhuǎn)數(shù)=1460rmp，查文獻《機械設計手冊》,[22-17]圖22.1—1，選B型皮帶。
6.2.2傳動比
===1.73 (63)
6.2.3帶輪的基準直徑
1．選擇小帶輪的基準直徑：查文獻《機械設計手冊》,[22-31]表22.1—14和[22-17]圖22.1—1選取=224mm
2. 選擇大輪的基準直徑： ==1.73224=388mm
查[11,22-31]表22.1—14取=400mm
6.2.4帶速
帶速常在=5～25m/s之間選取
===17.12m/s (64)
6.2.5確定中心距和帶的基準長度
1.初定中心距 按0.7(+)2(+)
選取,因此有436.81280,選=600mm。
2.帶的基準長度
所需基準長度=2+(+)+
帶入數(shù)據(jù)得=1985.1 查文獻《機械設計手冊》,[22-13]表22.1—6選取基準長度=2000mm
3.實際中心距
=+=600+=607.45mm (65)
安裝時所需最小中心距:
==607.45-0.0152000=577.45mm (67)
張緊或補償伸長所需最大中心距:
=607.45+0.032000=667.45mm (68)
4.小帶輪包角
=180=180=163.40
5.單根帶的基本額定功率
根據(jù)=224mm,n=1460rmp，查文獻《機械設計手冊》,[22-25]表22.1—13f得=7.47KW
考慮傳動比的影響，額定功率的增量由[機械設計手冊第三卷,22-25]表22.1—13f查得=1.14KW
6.帶的根數(shù)
===2.4根
取3根
式中：——小帶輪包角修正系數(shù)，查文獻《機械設計手冊》[16],[22-18]表22.1—10=0.96
——帶長修正系數(shù)，查[機械設計手冊第三卷,22-19]表22.1—11=0.98
7.單根帶的預緊力
=500()+ (69)
式中為帶每米長的質(zhì)量, 查文獻《機械設計手冊》[16],[22-19]表22.1—12查得=0.17kg/m
=500()+0.17=354.36N
帶的設計參數(shù)如表3所示。
表3 帶的設計參數(shù)
Tabal3 Take design parameters
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(shù)
3根
預緊力
354.36N
小帶輪直徑
224mm
大帶輪直徑
400mm
6.3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(zhuǎn)動件回轉(zhuǎn)并傳遞轉(zhuǎn)矩，同時它又通過軸承和機架聯(lián)接。所有軸上零件都圍繞軸心線作回轉(zhuǎn)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(jié)構(gòu)密切聯(lián)系起來。
軸設計的特點是：在軸系零、部件的具體結(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)、強度和剛度。對于高速軸還應考慮振動穩(wěn)定性問題。
6.3.2軸的常用材料[14][17]
軸的材料種類很多，設計時主要根據(jù)對軸的強度、剛度、耐磨性等要求，以及為實現(xiàn)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(jīng)濟合理。
軸的常用材料是35、45、50、優(yōu)質(zhì)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、A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(yōu)質(zhì)碳素鋼。
6.3.3由文獻《材料力學》《機械設計手冊》軸的強度驗算
圖4偏心軸受力分析圖
Figure 4 Eccentric shaft force were
對軸進行校核：
由圖4并結(jié)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(zhuǎn)速n ，帶傳動的傳動效率 。
P=Pr kw
n=
式中i—帶的傳動比，i=400/224=1.786
所以n==1460/1.786=817.47r/min
T=9550
Ft=2
由水平方向得：FtY=F +F FtX=0112F=0
解得：F=3965.4N F=-277.6N
由垂直方向得：Fv=mg=291.825N
Fv=F F
解得：
從偏心軸結(jié)構(gòu)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。
現(xiàn)將截面C處的MM及M列于下表4
表4偏心軸受力情況
Tabel4 Eccentric shaft model
載荷
水平面H
垂直面V
支反力
F=3965.4N F=-277.6N
彎矩M
M=209.32NM
M=1108.18NM
總彎矩
M=（ M+ M）=119.86 NM
T
168.2 NM
按彎扭合成應力校核軸的強度：
校核最危險截面C：/W
取
/W =
所以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[6]
由文獻《機械設計》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(chǎn)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與自振頻率的比值來控制。通常吊式振動篩取頻率比，對于座式由此，對于單軸振動篩彈簧剛度計算公式：
（69）
取，再有n=845次/分， 次/分
所以：N/m
2、計算彈簧鋼絲直徑
根據(jù)彈簧所受載荷特性要求，選取鋼絲。許用應力根據(jù)文獻《機械設計》其中的表16-2按類載荷選取查得切變模量Mpa，由文獻[19]，查得。
初步選取旋繞比。
N
曲度系數(shù)
mm
根據(jù)文獻《機械設計》中表16-5，選取d=16mm。
3、計算彈簧中徑 D=cd=168=128mm
根據(jù)文獻《機械設計》中表16-5，取系列值D=130mm。
4、計算彈簧圈數(shù)和節(jié)距 ，
mm
取n=5圈，由表25-11得彈簧的總?cè)?shù)為：
圈
彈簧的節(jié)距： mm
5、求解彈簧的間距和螺旋角
由文獻彈簧的間距：mm
由文獻彈簧螺旋角：
6、彈簧驗算
1）彈簧疲勞強度驗算：選取
所以有：
由彈簧材料內(nèi)部產(chǎn)生的最大最小循環(huán)切應力：
可得： =
疲勞強度安全系數(shù)計算值及強度條件可按下式計算：
式中：——彈簧材料的脈動循環(huán)剪切疲勞極限
——彈簧疲勞強度的設計安全系數(shù),取=1.3-1.7
按上式可得： ==1.3
所以此彈簧滿足疲勞強度的要求。
2）彈簧靜應力強度驗算
靜應力強度安全系數(shù)計算值及強度條件為：
式中——彈簧材料的剪切屈服極限，
——靜應力強度的設計安全系數(shù)，=1.3-1.7
所以得： =1.3
所以彈簧滿足靜應力強度。所以此彈簧滿足要求。
結(jié)論
本次設計的板栗分級機是在消化吸收國外先進技術(shù)基礎上,自行設計的大型振動式板栗分級機.本次設計主要對板栗分級機的篩箱、激振器、支承隔振裝置以及傳動裝置進行了設計;對振動篩的動力學分析及動力學參數(shù)的計算;對電機的選擇及校核；對主要零件進行設計,通過校核均滿足使用要求；對設備的環(huán)保及經(jīng)濟評價進行分析計算。
通過本次設計,對振動篩的知識有了深刻的認識，學會了如何大學期間所學到的知識應用到實踐當中,對今后的工作和學習有非常大的幫助。同時通過本次設計了解到，我國的篩分技術(shù)在近幾年有了長足的發(fā)展,很多單位已經(jīng)掌握了板栗分級機械的設計理論和方法 ,進行了很有成效的研制工作解決了很多實際問題?？梢哉f我國的篩分技術(shù)目前已接近世界先進水平但仍有差距還要努力。在今后要做好以下幾點工作:
1.研究先進篩分理論,發(fā)展新型板栗分級機械。
2.發(fā)展大、重、超重型篩分設備。
3.研究難篩分物料的板栗分級機械。
4.提高“三化”程度。
5.加強篩分設備關(guān)鍵技術(shù)的研究。
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致 謝
在張嵐老師的精心指導和嚴格要求下，本次設計才得以完成，在整個畢業(yè)設計期間，從選題、設計到最后的圖紙和說明書的完成都傾注了指導老師的大量心血，老師以他淵博的知識和嚴謹?shù)闹螌W作風，指導我如何更好地做好設計工作。在許多設計工作中給了我細致無微的指導。此外老師細心的指導和平易近人的作風讓我最感動，讓我收獲最大的是他對學問的一絲不茍的態(tài)度和對知識精益求精的追求。每一個細微的知識都嚴格要求，使我能順利完成設計任務的保證。
同時在設計中得到了多位老師和同學的幫助，還有圖書館資料室、學院機房的老師也給了我很大幫助。
最后，衷心地感謝張老師以及評閱設計和參加答辯的各位專家、教授。
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