慣性式紅棗分級的設計

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塔里木大學畢業(yè)設計 1緒論 1.1本課題研究的背景、目的和意義 目前，全國紅棗種植面積約2300萬畝，總產(chǎn)量350萬噸以上，平均單產(chǎn)越140公斤，但內(nèi)地大部分紅棗產(chǎn)區(qū)降雨量較多，病蟲害比較嚴重，紅棗之制干后質較差，近年來感知紅棗主產(chǎn)區(qū)已慢慢向轉移。南疆地區(qū)有著優(yōu)越的光熱資源，很適合紅棗的大面積種植，而且非常有利于紅棗自然成熟和質制干，品質好，單產(chǎn)高，吸引了大量內(nèi)地紅棗加工企業(yè)落戶。的紅棗形成了獨特的品牌，如“和田玉棗，天山玉棗，四木王”等。的紅棗產(chǎn)業(yè)處于快熟發(fā)展中，兵團規(guī)劃到2012年建設高產(chǎn)高效紅棗園200萬畝，紅棗總產(chǎn)量80萬噸以上，紅棗產(chǎn)業(yè)發(fā)展?jié)摿薮蟆? 紅棗分級是紅棗干制過程中一個重要的環(huán)節(jié)，紅棗分級質量的好壞直接影響到紅棗經(jīng)濟效益，目前主要采用人工分級，勞動強度大，成本高，而且分及質量受人為因素影響較大，分級質量無法確保，紅棗的自動分集技術已成為影響其產(chǎn)業(yè)發(fā)展的一個重要因素。 本設計通過研究紅棗分級工藝及分級標準，進行紅棗分級裝置喂料.分級等關鍵機構進行設計，最終設計成慣性式紅棗分級裝置，解決人工分級中存在的問題，提升紅棗加工產(chǎn)業(yè)的技術水平，解放勞動力，提高紅棗經(jīng)濟效益。 1.2國內(nèi)外現(xiàn)狀分析 目前，國外的果蔬自動分選機較為先進，自動化.標準化水平較高，很值得我們借鑒。而國內(nèi)紅棗分級裝置多而雜，我國對智能化程度較高的果品分選機的研制尚處于起步階段，對水果品質檢測及自動分級研究時間不長，國內(nèi)目前生產(chǎn)的水果分級設備基本還限于機械分級階段，主要進行大小、重量的分級，自動分級設備基本還處于實驗室階段，依舊存在著很多問題亟待解決。目前我國的紅棗分級機主要有以下幾種： 一種是按重量分級，同時可進行色澤進行選別的電腦控制的全自動代設備，此設備技術含量高，價格昂貴，國內(nèi)少數(shù)企業(yè)能做。 一種是很早以前的滾筒式分級機，現(xiàn)已經(jīng)被大多數(shù)廠淘汰不用，主要原因是在分級過程中，因棗子為橢圓形，會卡入分級條形欄中，產(chǎn)量小，并影響棗子的質量，及分級效果，造成一定的經(jīng)濟損失。 第三種，就是皮帶程V字形，下面加V字形滾杠的傳輸，此種分級方式理論上應是很好的，類似于以前的菠蘿分級機，在其基礎上加上V字形皮帶，因此分級機本人未能實際接觸，不加以過多評價。 第四種，是三滾杠式分級機，此種分級機，由三根滾杠，上兩下一，托住物料前進，但因滾杠的轉動，物料在里面受的壓力增大，所以會有擠壓的現(xiàn)象發(fā)生，導致成大棗子在擠壓的情況下進入小棗子的出料處，分級不均，目前一些廠已經(jīng)不再生產(chǎn)此設備。 第五種，是雙滾杠，級別之間有落差的分級機，采用兩根滾杠帶動物料，前進，滾杠之間距離固定，下一級滾杠間距大于上一級，此種分級機由我公司工程師安有成設計而成，但因滾杠之間跟離不變，存在同樣的與滾筒式分級機一樣的卡棗問題，雖經(jīng)改進，仍未能完全克服，并此設備占地面積大，成本高。 第六種，雙滾杠分級機，此種分級機是我公司最新完成的分級機，借助國外成功經(jīng)驗，完全克服了卡棗的問題。物料由兩根滾杠帶動前進，滾杠自身間距慢慢變大，不存在卡棗的地方，并且成本相對低，效率好，產(chǎn)量大，占地小。 盡管機械式紅棗分級技術存在明顯的缺陷，但由于一方面使用對象大多是種植規(guī)模較小的棗農(nóng); 另一方面我國基于機器視覺紅棗 級技術大都處于試驗室及探索階段，且價格昂貴，機械式紅棗分級機在一段時間內(nèi)還有廣大市場。隨著紅棗分級技術的發(fā)展，基于機器視覺的紅棗分級機在特定使用對象方面取代現(xiàn)有的機械式紅棗分級機是必然趨勢 1.3慣性式紅棗分級裝置性能的要求 本課題重點研究慣性式紅棗分級裝置的設計，實現(xiàn)紅棗慣性式分級。本裝置根據(jù)慣性原理，可將紅棗按形狀質量及其慣性的不同進行標準化.自動化分級。并且可根據(jù)需要進行相應調(diào)整后可對其他干果進行分級，如杏干.銀杏等。 成功設計出紅棗分級機應有以下幾個任務要求： (1) 省電耐用、方便快捷、外形美觀、操作簡便、效率高、體積小、壽命長、安全等優(yōu)點。 (2) 結構緊湊，運轉平穩(wěn)，工作可靠，且維修方便。 （3）可將不同形狀的紅棗按形狀和質量進行分級。 （4）多用途，進行適當調(diào)節(jié)后可進行其他干果的分級挑選。 2慣性式紅棗分級機的總體設計 2.1設計題目分析 （1）給定數(shù)據(jù) 生產(chǎn)率： 20kg/min 驅動電機： 3KW 1500r/min 灰棗分級規(guī)格： 寬b 質量 b>26mm m>6.5g b=23-25 m=5g-6.4g b=21-23 m=4.1g-4.9g b<20 m<4g 2.2工作原理 慣性式紅棗分級機是將不同外形尺寸大小的紅棗按照慣性原理進行分級篩選的機械，其主體機構是一個六桿機構，在此機構的牽引作用下，平面篩做來回往復運動，平面篩間隙由紅棗分級的大小確定，整個機械有三層平面篩，可將紅棗分為四個等級。分級時小直徑紅棗從平面篩間隙中漏下進入下一層分選篩，達到要求的紅棗則在慣性力的作用下由出料口卸下。 圖2-1 總體結構 2.3機械運動方案及機構設計 該機械采用電機驅動，帶輪傳動，將動力傳輸給雙曲柄機構，在雙曲柄機構的牽引下是平面篩做來回往復式運動。 （1）確定慣性運動機構方案 慣性運動機構要求該機構有在運動過程中有急回特性，所以選用平面四桿機構中的雙曲柄機構作為主要機構，其主體機構的運動件圖如下，該機構可看成是由兩個四桿機構組成，第一個是由原動曲柄1，連桿2，從動曲柄3和機架4組成的雙曲柄機構;第二個是有曲柄3，連桿4，滑塊6和機架4組成的曲柄滑塊機構。 圖2-2 慣性機構 （2）機構尺寸設計 圖2-3 曲柄滑塊機構 如圖2-3所示，，，OB=R,AB=l 位移S 當B點運動到1位置時，A運動到A1點，即上死點。反之當B點運動到3位置時，A點運動到A2點，即下死點。則A1A2=2R，即S=2R 速度V A點的速度隨曲柄轉角的變化而變化，其變化率等于，因為X是復合函數(shù)，位移隨轉角變化，隨時間T變化，所以： V=, 位移X是曲柄轉角的函數(shù)，取微分 = = 的數(shù)值，恰好是曲柄回轉的角速度，如果曲柄每分鐘轉n轉，則： =（弧度/秒） 得最后A點的速度為： V= 當曲柄轉到位置2和4時速度最大，其絕對值= 米/秒 加速度 同理推出加速度a= 因為 = = = a= 最大加速度發(fā)生在位置4和1時，=0； (3)紅棗運動分析 紅棗在平面篩上運動時，直徑比篩網(wǎng)間隙小的將通過篩網(wǎng)進入下一層平面篩，而直徑比篩網(wǎng)間隙大的紅棗將停留在篩網(wǎng)上，隨篩網(wǎng)運動，由于機構的急回特性，當平面篩運功到一端瞬時停止原有運動，反方向急回運動，但紅棗在慣性力的作用下依舊擁有保持原有運動的趨勢，繼續(xù)沿慣性力P的方向運動， 當擺動篩的篩面做周期性往復運動時，有可能使物料在篩面上出現(xiàn)四種不同情況： ① 物料沿篩面傾斜方向向下滑動，并與篩面接觸，或稱正向運動。 ② 物料沿篩面傾斜方向向上滑動，并與篩面接觸，或稱反向運動。 ③ 物料跳離篩面，并沿篩面不多向前做拋物線運動。 ④ 相對靜止，物料與篩面無相對運動，這種情況因避免出現(xiàn)。 一般對篩子采用①、②相結合的運動狀態(tài)作為篩選工作條件，且要求正向移動必須大于反向移動，才能正常工作。 物料沿篩面下滑的臨界條件（即正向移動臨界條件） 取篩面上單粒物料為研究對象，如下圖所示，為使問題簡化 ，群體物料間的作用力忽略不計。 圖2-4 下滑運動受力分析 設篩面傾角=a ,當連桿帶動篩體做回程運動時，物料所受慣性力為負值，慣性力Q的方向與水平面成角度，此時物料沿篩面有向下滑動的趨勢。 根據(jù)動靜法原理，當物料沿篩面剛要滑動時，物料除了受自身重力G、篩面的約束反力N和摩擦力F作用外，還受慣性力Q的作用，由圖可知，物料正向移動時受得三個力為 式中m為物料的質量 f、為物料與篩面之間的摩擦因數(shù)和摩擦角 為曲柄角速度 R為曲柄半徑 物料沿篩面正向移動的臨界條件是： 由三角函數(shù)和差化積的關系化簡可得臨界條件為： 又因為： 式中為曲柄臨界轉速，則正向移動的臨界轉速為： 物料沿篩面上滑的臨界條件（即反向移動的臨界條件） 當連桿帶動篩體做進程運動時物料所受慣性力為正值，如下圖所示，這時物料沿篩面有可能上滑。反向移動時各力為： 圖2-5 上滑運動受力分析 = 其臨界條件為 物料不跳離篩面的條件。 反向移動時物料不可能跳離篩面，故只有正向下滑時才有可能跳離篩面，由圖可知物料不跳離篩面的臨界條件是 對于擺動篩來說，適宜的工作轉速n理論上應在下列范圍 根據(jù)實際經(jīng)驗和以上分析 取到，滾動情況較好的物料取小一些，反之則取大一些。 取，視物料而定，物料較小則取小一些，反之則較大一些。 本設計取 ， 則取n=120r/min 3.慣性機構的設計 3.1雙曲柄機構的設計 ⑴速度變化系數(shù)K 如圖3-1所示，在曲柄回轉一周的過程中有兩次與機架平行的位置，此時主動曲柄與從動曲柄瞬時角速度相等。當連桿從第一個平衡位置運動到第二個平衡位置時，主動曲柄轉過的角度，從動曲柄轉過的相應角度為。根據(jù)運動分析可知，在區(qū)間(,) 內(nèi), 從動曲柄的類角速度 ( 即 ) , 稱為慢轉階段; 在其余區(qū)間(,) 內(nèi), ( 即) , 稱為快轉階段。定義從動曲柄快轉階段與慢轉階段平均角速度之比為雙曲柄機構的速度變化系數(shù)K 。系數(shù)K 表示從動曲柄的速度變化程度, 它是機構傳動性能的一個重要指標。 圖3-1 雙曲柄機構分析 如圖3-1 所示。分別過 和點作線段 和 的平行線交機架AD 的延長線于F 和G 點。為了便于計算, 取機架長度d = 1。依據(jù)圖示的幾何關系可得: ， 則速度變化系數(shù)k 的計算公式為 ⑵雙曲柄機構計算 如圖3-1 所示, 在雙曲柄機構中, 主動曲柄與機架的兩次共線位置 和 是傳動角的兩個極小值位置, 對應的傳動角分別記為 和, 在快轉階段中, 而 在慢轉階段中。根據(jù)機構的工作狀況, 常常會提出不同的 和。如果= 則稱雙曲柄機構為最佳傳動雙曲柄機構。采用相對尺寸表示機構, 即設機架長度。此時, 機構共有三個參數(shù)可選擇。 由余弦定理可得: 提供了兩個約束, 因此機構只有一個參數(shù)可以自由 選擇。設c 為變量, 由公式( 3) 解得: 式中, 在雙曲柄機構中, 機架d = 1 是最短構件。因此b 和c都大于1。如果c> 2/ E ,分母大于0, 分子中帶根號項的絕對值大于前一項的絕對值。所以, 根號前的符號只能取正號。即 如果c< 2/ E , 式中的分母小于0, 分子中帶根號項的絕對值小于前一項絕對值。要保證b 大于0, 就必須保證 F 大于0, 即< 。公式( 4) 根號內(nèi)的代數(shù)式必須大于或等于0。由此可解得兩組根 和。第二組根不符合雙 柄機構存在條件,所以應當舍去。此外, 考慮到機構尺寸因素, 根號前面的符號推薦使用??+號,這樣使機構結構緊湊。綜上所述, 設計的使用條件為: 如果 且 如果 利用與是單調(diào)減函數(shù)的特性, 當給定 時, 用 簡單迭代法( 一元方程求根方法) 很容易求出c 值。下面是 根據(jù)區(qū)間二分法改造的計算過程: ① 給定初值c, 迭代精度, 迭代步長 ; ② 計算, ; ③ , 計算 , 直到; ④ , 計算 , 直到 曲柄及連桿的長度計算 在本設計中 取初值2 解得1.9107 1.5036 1.5241 3.2雙曲柄機構的確定 由上解得的1.9107 1.5036 1.5241 分別將其擴大10倍 得： 圖3-2 雙曲柄機構 AB= =15cm BC= =15cm CD= =19cm AD= =10cm CQ= DQ= 3.3雙曲柄機構校核 在圖2-3中，分析了機構的運動情況，得到了速度、加速度和位移的計算公式。A點的加速度: 當時， 式中，已知n=120r/min R=0.1m 解得 當時， 解得 A點的慣性力: 當曲柄轉至位置1時，慣性力 （為慣性篩質量，為篩面上物體的質量） 慣性篩質量約為25kg，每分鐘加工紅棗20kg 平均速度 物料移過1.5m篩體所需時間 篩面上的物料 此時 當曲柄轉到位置2時，使連桿產(chǎn)生壓縮，此時： 連桿均采用雙頭鉸鏈式，當曲柄、連桿、篩體上的移動點A三點在一條直線上時，連桿內(nèi)部不是受最大拉力就是受最大壓力。曲柄轉n次近似對應變化了n次。所以連的破壞認為是疲勞破壞。受變動應力決定連桿截面積： 對稱循環(huán)下的許用應力 n為強度裕度,變動載荷時一般取 變動彎曲時： 變動拉伸時： 材料取60 Mn 鋼， =45~55 =20~30 連桿截面積的選?。? ， 取 則 圖3-3 連桿截面 由圖可知 ，連桿截面積遠大于計算面積，符合要求，同理可校核其它連桿均符合要求。 4鏈輪傳動的設計 4.1滾子鏈傳動的設計 鏈輪齒數(shù) 選=27 由于采用傳動，所以本機械中鏈輪齒數(shù)均相等。 鏈條節(jié)數(shù) 初定中心距 則: =96節(jié) 計算功率 鏈條節(jié)距 采用單排鏈，故 實際中心距 計算鏈速 符合要求 作用在軸上的壓力 取 則： 4.2鏈傳動的布置、張緊和潤滑 ⑴鏈傳動的布置 鏈傳動一般應布置在鉛垂平面內(nèi)，盡可能避免布置在水平或傾斜平面內(nèi)。如確有需要，則應考慮加脫板或張緊輪等裝置，并且設計較緊湊的中心距。 ⑵鏈傳動的張緊 鏈傳動張緊的目的，主要是為了避免在鏈條的垂度過大時產(chǎn)生嚙合不良和鏈條的振動現(xiàn)象；同時也為了增加鏈條與嚙合包角。當兩輪軸心連線傾斜角大于60度時，通常設有張緊裝置。 由于本設計傾斜角在60度的范圍內(nèi)，故不需要有張緊裝置。 ⑶鏈傳動的潤滑 鏈傳動的潤滑十分重要，對高速、重載的鏈傳動更為重要。良好的潤滑可緩和沖擊，減輕磨損，延長鏈條使用壽命。潤滑油推薦采用牌號為L-AN32，L-AN46，L-AN68的全損耗系統(tǒng)用油。溫度低時取前者。對于開式重載低速傳動，可在潤滑油中加入MoS2,WS2等添加劑。對用潤滑油不便的場合，允許涂抹潤滑脂，但應定期清洗和涂抹。 4.3鏈輪的結構和材料 鏈輪的齒廓形狀對傳動質量有重要的影響，正確的鏈輪齒形應保證鏈節(jié)能平穩(wěn)的進入和退出嚙合，盡量降低接觸應力，減小磨損和沖擊，還應便于加工。目前常用的一種是三圓弧一直線齒形（如圖4-1（a）所示，由三圓弧、a⌒a、a⌒b、c⌒d和一直線bc組成），并用相應的標準刀具加工，只需一把滾刀便可切制節(jié)距相同而齒數(shù)不同的鏈輪。在鏈輪工作圖中，端面齒形不必畫出，但要在圖上注明“齒形按3R GB1244—1985 規(guī)定制造” 。鏈輪的軸面齒形需畫出如（圖4-1(b)），兩側齒廓為圓弧狀，以利于鏈節(jié)進入和退出嚙合。 圖4-1（a）端面齒形 圖4-1（b）軸面齒形 鏈輪的主要尺寸： 滾子外徑 鏈輪節(jié)距p=24.45mm 軸孔直徑 分度圓弦齒高 齒側凸緣直徑 分度圓直徑 齒頂圓直徑 齒根圓 最大齒根距離（奇數(shù)） 5傳動系統(tǒng)分析計算 5.1分析傳動系統(tǒng)工作情況 ⑴傳動系統(tǒng)的作用 作用：介于機械中原動機與工作機之間，主要將原動機的運動和動力傳給工作機，在此起減速作用，并協(xié)調(diào)二者的轉速和轉矩。 ⑵傳動方案的特點 特點：結構簡單、效率高、容易制造、使用壽命長、維護方便。由于電動機、減速器與滾筒并列，導致橫向尺寸較大，機器不緊湊。但齒輪的位置不對稱，高速級齒輪布置在遠離轉矩輸入端，可使軸在轉矩作用下產(chǎn)生的扭轉變形和軸在彎矩作用下產(chǎn)生的彎曲變形部分地抵消，以減緩沿齒寬載荷分布有均勻的現(xiàn)象。 ⑶電機和工作機的安裝位置 電機安裝在遠離高速軸齒輪的一端,并用聯(lián)軸器連接； 工作機安裝在遠離低速軸齒輪的一端，并用聯(lián)軸器連接。 計算總傳動比i,總效率η，傳動系統(tǒng)簡圖如下 圖5-1 傳動系統(tǒng) 5.2確定電機型號 根據(jù)工作條件：室內(nèi)常溫、灰塵較大、兩班制、連續(xù)單向運行，載荷較平穩(wěn)，電壓為380V的三相交流電源，電動機輸出功率P=3kw，及同步轉速n=1500r/min等，選用Y系列三相異步電動機，型號為Y100L2-4，其主要性能數(shù)據(jù)如表5.1： 表 5.1 主要性能數(shù)據(jù) 電機型號 額定功率PM 滿載轉速nm 同步轉速n 凈重 Y100L2-4 3kw 1430r/min 1500r/min 38kg ⑴計算傳動裝置各級傳動比和效率 1、各級傳動比： 其余傳動比均為1 2、各級效率： ⑵計算各軸的轉速功率和轉矩 如表4.2 表 5.2 主要參數(shù) 軸名 功率P（kw） 轉矩T（N*m） 轉數(shù)n r/min 傳動比 i 輸入 輸出 輸入 輸出 電動機軸 3 19.03 1430 11.2 Ⅰ軸 2.88 2.73 205.34 194.6 134 1 Ⅱ軸 2.63 2.58 187.5 183.95 134 1 Ⅲ軸 2.48 2.38 176.8 169.7 134 5.3軸的設計 ⑴軸的最小直徑的確定 按扭轉強度條件計算 這種方法是只按軸所受的扭矩來計算軸的強度；如果還受有不大的彎矩時，則用降低需用扭轉切應力的辦法予以考慮。在作軸的結構設計時，通常用這種方法初步估算軸徑。對于不大重要的軸，也可作為最后計算結果。軸的扭轉強度條件為 式中：—扭轉切應力，單位為MPa; T—軸所受的扭矩，單位為Nmm； —軸的抗扭截面系數(shù)，單位為mm3 —軸的轉速，單位為r/min; —軸傳遞的功率，單位為Kw; —計算截面處軸的直徑，單位為mm； —需用扭轉切應力，單位為MPa; 表5.3軸常用幾種材料的及 軸的材料 Q235-A、20 Q275、35 45 15-25 20-35 25-45 35-55 149-126 135-112 126-203 112-97 軸的直徑 式中 取 ⑵軸的結構設計 ①擬定軸上零件的裝配方案，確定軸的各段直徑和長度。 1號軸： 圖5-2 第一軸 第一段的直徑為了滿足聯(lián)軸器的軸向定位要求，第一段軸左端需制出一段鍵槽，故第二段軸的直徑，用來配合軸承座。第三段軸 中間開鍵槽，用來固定鏈輪。第四段軸直徑 ，用來配合軸承座。第五段軸直徑 右端開鍵槽，用來固定曲柄。 2號和3 號軸 圖5-3 第二、三軸 第一段軸直徑，用來配合軸承座。第二段軸直徑，軸上開鍵槽用來固定鏈輪。第三段軸直徑，用來配合軸承座。第四段軸直徑，右端開鍵槽，用來固定主動曲柄。 4號軸 圖5-4 第四軸 第一段軸直徑，第二段軸直徑，用來配合軸承座。第三段軸直徑，右端開鍵槽，用來固定從動曲柄。 ②軸上零件的周向定位 鏈輪、與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接。由機械設計教材表4-1,查得平鍵截面當時，當時。當時。當時。鍵槽用鍵槽銑刀加工，同時為了保證鏈輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；同樣，曲柄與軸的聯(lián)接，選用平鍵連接，帶輪與軸的配合為。滾動軸承軸的周向定位是借過度配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為。 ③確定軸上圓角和倒角尺寸 取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見軸零件圖。 ⑶軸的載荷 首先根據(jù)軸的結構圖作出軸的計算簡圖。在確定軸承的支承點位置時，應從手冊中查取B值（參看機械設計教材圖15-23）。對于6211型深溝球軸承，由手冊查得B=21mm.因此，作為簡支梁的軸的支承跨距。 5.4軸的校核 ⑴鏈輪的力分析計算 I軸： 圓周力 徑向力 ⑵支座反力分析 ①定跨距測得：；； ②水平反力： ③垂直反力： ⑶當量彎矩 ①水平彎矩： ②垂直面彎距： ③合成彎矩： ；取得： ④當量彎矩： ⑷校核強度 按扭合成應力校核軸的強度。由軸的結構簡圖及當量彎矩圖可知截面C處當量彎矩最大，是軸的危險截面。進行校核時，只校核軸上承受最大當量彎矩的 截面的強度，軸的強度校核公式 其中： ①因為軸的直徑為d=55mm的實心圓軸，故取 ②因為軸的材料為45鋼、調(diào)質處理查[1]P330取軸的許用彎曲應力為： 合格 ⑸結論 根據(jù)軸承號6211查表取軸承基本額定動載荷為：C=43200N；基本額定靜載荷為： Cor=29200N 由軸承壽命公式得： 因為實際壽命 所以 故軸承使用壽命足夠、合格。 結論 在設計方面，本設計采用機械式分級原理，主要采用雙曲柄機構將電機的的輸出轉化為慣性力機械造價成本較低，節(jié)省勞動力，節(jié)省了農(nóng)機戶的生產(chǎn)成本，同時產(chǎn)品經(jīng)過分處理后價值大大提高，可有效增加農(nóng)機戶的收入。 而技術方面，慣性式紅棗分級裝置是根據(jù)慣性原理，將不同尺寸的紅棗進行分級，分級效率適中，適合一些小型紅棗加工企業(yè)和農(nóng)戶自我加工使用，該裝置成本較低，使用方便，操作簡單，維護修理容易。在對網(wǎng)篩進行更換后可對其他干果進行分級，用途廣泛。但分級效率較低，不適宜大仙加工企業(yè)使用，還有待改進。 致 謝 自2011年11月接受課題到現(xiàn)在完成畢業(yè)設計，衷心的感謝我的指導老師李宜峰安老師給予了精心的指導和熱情的幫助,在我設計初期由于對畫圖軟件的不熟悉，使我感到迷茫和恢心的時候，李宜峰老師及時的開導我，鼓勵我，幫助我。李宜峰老師能夠從忙碌的工作中抽出時間悉心教導我，督促我，使我在軟件的應用上有了很大進步。同時也學到了許多書本上學不到的知識，受益匪淺，這樣使得我得以順利的完成畢業(yè)設計的工作 ,而且將繼續(xù)激勵我在今后的人生旅途上不斷進取，謹此向李宜峰老師表示衷心的感謝和崇高的敬意！ 在此我還要感謝王老師，雖然肖老師有事不能帶我完成整個畢業(yè)設計，但是在我有困惑的時候，肖老師仍會百忙之中抽出時間給我講解，并給我一些寶貴的意見，這也是我可以完成設計的一個重要原因；最后感謝所有課題組的輔導老師，在你們的辛苦輔導，監(jiān)督下我們才可以完成設計，向所有的輔導老師中心的說一聲：老師，您辛苦了！ 大學四年學習時光已經(jīng)接近尾聲，在此我想對我的母校，我的父母親人們，我的老師和同學們、表達我由衷的謝意。感謝我的母校塔里木大學給了我在大學的本科四年深造機會，讓我能繼續(xù)學習和提高。塔里木大學四季如歌的校園，美麗如詩的風景都深深的留在了我的記憶里。四年珍貴的學習期間，讓我的知識體系更加完善，思想觀念更加成熟，整體素質得到了極大的鍛煉。“自強不息，求真務實”的校訓我將銘記于心，在未來的學習和工作中躬身踐行。 最后，祝愿各位老師身體健康，工作順利，學校越辦越好，桃李滿天下！ 參考文獻 [1] 蔣新麗,ZKK3642型寬篩面強迫同步直線振動篩在現(xiàn)場的應用[J].煤質技術.2012.01,7~8 [2] 溫義德,HDZK3645型直線振動篩的應用與改造 [J].煤炭加工與綜合利用, 2011.02,20~24 [3] 穆存遠,慣性振動篩運動主參數(shù)設計[J].機械設計. 2000(08),65~68 [4] 王峰,篩分機的電機功率的選擇和計算[J].選煤技術. 1991(04) ,25~27 [5] 張會芳,沈惠平,楊廷力,黃秀芹, 一種新型并聯(lián)運動振動篩主機構及其運動學分析[J].江蘇工業(yè)學院學報. 2007(02),20~22 [6] 李玉鳳,李永志,潘東明,張學成,鮑玉新,直線振動篩運動學參數(shù)的確定[J].煤礦機械. 2008(03) ,54~56 [7] 劉少剛,韓繼光,對心雙曲柄滑塊機構急回特性研究[J].林業(yè)機械與木工設備. 2004(02) ,37~40 [8] 韓繼光,劉少剛,按傳動角設計尺寸和最小的雙曲柄機構設計[J].林業(yè)機械與木工設備. 2004(09) ,47~50 [9] 張春雨,曲柄滑塊機構的解析新法[J].安徽農(nóng)業(yè)技術師范學院學報. 2000(03),4~6 23