1、.wd.wd.wd.篩面的寬度和長度的選擇篩面的寬度和長度是篩分機很重要的一個工藝參數(shù)。一般說來，篩面的寬度決定著篩分機的處理能力，篩面的長度決定著篩分機的篩分效率，因此，正確選擇篩面的寬度和長度，對提高篩分機的生產(chǎn)能力和篩分效率是很重要的。篩面的寬度不僅受篩分機處理能力的影響，還受篩分機構造強度的影響。寬度越大，必然加大了篩分機的規(guī)格，篩分機的構造強度上需要解決的問題越多也越難，所以篩面的寬度不能任意增加。目前我國振動篩的最大寬度為3.6m；共振篩的最大寬度為4m。篩面的長度影響被篩物料在篩面上的停留時間。篩分試驗說明，篩分時間稍有增加，就有許多小于篩孔的顆粒，大量穿越篩孔面透篩，所以篩分效

2、率增加很快。試驗結果說明，篩面越長，物料在篩面上停留的時間越久，所得的篩分效率越高。但是隨著篩分時間的增長，篩面上的易篩顆粒越來越少，留下的大局部是“難篩顆粒，即物料的粒度尺寸接近篩孔尺寸的這些顆粒。這些難篩顆粒的透篩，需要較長的時間，篩分效率的增加越來越慢。所以，篩面長度只在一定范圍內(nèi)，對提高篩分效率起作用，不能過度加長篩面長度，不然會致使篩分機構造笨重，達不到預期的效果。一般來說，篩面長度和寬度的比值為23。對于粗粒級物料的篩分，篩面長度為3.54m；對于中細粒級物料的篩分，篩面長度為56m；對于物料的脫水和脫介篩分，篩面長度為67m；預先篩分的篩面可短些，最終篩分的篩面應長些。各國篩分機

3、的寬度和長度尺寸系列，多數(shù)采用等差級數(shù)。它特點是：使用比較方便，尾數(shù)比較整齊。但是由于等差級數(shù)的相對差不均衡，隨著數(shù)列的增長，相對差就會急劇下降，因此，在有的篩分機系列中，只能采用兩種級數(shù)公差。這里選金屬絲編制篩面，取篩孔尺寸為8mm，輕型鋼絲直徑d為2mm，開孔率選取為64%，長、寬比取3：1。圓振動篩處理量的計算：公式近似計算7： 4-1式中： 按給料計算的處理量(th)；M篩分效率修正系數(shù)，見表4107；M也可按以下公式計算：M篩分效率；單位面積容積處理量(/h)，見表4-117；篩面計算寬度(m)；0.95B；B實際篩面寬度(m)；L篩面工作長度(m)；物料的松散密度(t)。經(jīng)表4-1

4、07和表4-117，取篩分效率為98時的M為0.27，為1.1，為13.30/h，Q0.5T/h，根據(jù)實際要求取篩面長度為寬度的三倍，即：L2B，0.95B，那么：所以 B=取篩面的寬為330mm，長為660mm，篩面的傾斜角為20。如圖：電動機的選取與計算如何合理的選擇和計算篩分電動機的傳動功率，是有重要意義的。傳動功率選擇得適宜，就能保證篩分機的正常運轉。篩分機電動機功率的計算，有數(shù)種不同的方法，下面的計算公式是其中之一7。P= (4-2)式中 P電動機的計算功率KW；參振質量kg；振幅m； n振動次數(shù)r/min； d軸承次數(shù)m； C阻尼系數(shù)，一般取C=0.2； f軸承摩擦系數(shù)，對滾動軸承

5、取f=0.005；傳動效率，取=0.95。根據(jù)實踐經(jīng)歷，一般按以下范圍選取振幅：圓振動篩 =2.54mm這里我們?nèi)稳?3mm，n=600r/min，P=5kw，d=50mm；試求=計算得出參振質量太大，勢必造成制造成本增大，所以，不與采用，現(xiàn)將P取為0.5kw，計算得出為1500.9kg，比較適合。查機械設計課程設計手冊表12-11，選取電動機Y801-4型，功率P為0.55kw，轉速為1390r/min，質量m=17kg。如圖：圖4-2 電動機軸承的選擇與計算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。取軸承內(nèi)徑d=50mm，振動篩振動時，軸及軸承將受到較大的徑向

6、承載力，而軸向力相對而言比較小，因此這里采用圓柱滾子軸承。當量動載荷P的一般計算公式為P=X (4-3)式中，X、Y分別為徑向動載荷系數(shù)和軸向動載荷系數(shù)，其值見參考文獻2表13-5。由表所示：X=1，Y=0；所以：P=實際上，在許多支撐中還會出項一些附加載荷，如沖擊力、不平衡作用力、慣性力以及軸繞曲或軸承座變形產(chǎn)生的附加力等等。為了計及這些影響，可對當量動載荷乘上一個根據(jù)經(jīng)歷而定的載荷系數(shù)，其值參見參考文獻2表13-6。故實際計算時，軸承的當量動載荷應為：P=取=1.2，故： P=1.2=17.65kw滾動軸承壽命計算：軸承 基本額定壽命 (4-4)n代表軸承的轉速單位為r/min，為指數(shù)，對

7、于球軸承，=3，對于滾子軸承，=。查機械課程設計手冊得C=69.2KN。=2639.8h計算得出來的壽命符合設計要求，故軸承內(nèi)徑d取50mm，查機械課程設計手冊可得：D=90mm，B=20mm。如圖：圖4-3 軸承1.2軸承的壽命計算 軸承的壽命公式為：=() (6-4)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(4.1)改寫。那么以小時數(shù)表示的軸承壽命為： =() (6-5)式中： 基本額定動載荷=125.74KN軸承轉數(shù)當量動負荷選取額定壽命為6000h。將數(shù)據(jù)代入公式(4.2)得：=15249h6000h 滿足使

8、用要求。因此設計中選用軸承的使用壽命為15249小時。帶輪的設計與計算大帶輪的轉速為600r/min，電動機功率為P=0.55kw，轉速為1390r/min。小帶輪=1390r/min，所以傳動比i=這里取傳動比i為2.3，每天工作8小時。4.4.1確定計算功率由表8-7查得工作情況系數(shù)=1.2，故=P=1.2kw=0.66kw4.4.2 選擇V帶的帶型根據(jù)、由圖8-10選用A型。4.4.3 確定帶輪的基準直徑并驗算帶速v1、初選小帶輪的基準直徑。由參考文獻2表8-6和表8-8，取小帶輪的基準直徑=80mm。 2、驗算帶輪v。按公式計算帶輪速度：因為5m/sv30m/s，故帶速適宜。 3、計算

9、大帶輪的基準直徑。根據(jù)，計算大帶輪的基準直徑=i=2.380mm=184mm根據(jù)參考文獻2表8-8，圓整為=180mm。4.4.4確定V帶的中心距和基準長度1、初定=300mm，由表8-2選帶的基準長度=1000mm。 2、計算實際中心距。 3、驗算小帶輪上的包角 4、計算帶的根數(shù)z計算單根V帶的額定功率。由和=1390r/min，查表8-4a得=0.8kw。根據(jù)=1390r/min，i=2.3和A型帶，查表8-4b的=0.17kw。查表8-5得=0.95，表8-2得=0.89，于是計算V帶的根數(shù)z。所以取一根帶。計算單根V帶的初拉力的最小值由參考文獻2表8-3得A型帶的單位長度質量q=0.1

10、kg/m，所以應用帶的實際初拉力。計算壓軸力壓軸力的最小值為=192N如圖：圖4-4 大帶輪4.5 彈簧的設計與計算選取彈簧端部構造為端部并緊，磨平，支承圈為1圈；彈簧的材料為C級碳素彈簧鋼65Mn,彈簧的振動次數(shù)n=600r/min。取彈簧絲直徑=4mm，旋繞比C=4.5，那么得曲度系數(shù)查表得，F(xiàn)=符合要求，取d=4mm，D=Cd=18mm，。如圖：圖4-5 彈簧彈簧驗算1彈簧疲勞強度驗算 由文獻6,圖16-9，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： = 由文獻6，式16-13可知：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

11、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。4.6 軸的設計與計算4.6.1 求輸出軸上的功率、轉速和轉矩；于是 4.6.2 初步確定軸的最小直徑初步估計軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質處理。根據(jù)參考文獻2表15-3，取，于是得： 由前面的軸承和皮帶輪確定軸最小直徑，這里取輸出的最小直徑，也就是安裝大帶輪處的直徑。4.6.3 軸的構造設計 1帶輪寬度，

12、所以取L=48mm，取軸套長度為16mm，因此。初步選擇軸承蓋。軸肩高度h一般取為0.070.1d，這里軸承蓋的直徑，所以：，取=8mm，這里為M8螺釘。， 取m=26mm。所以。取主偏心塊，因此。3軸承長度選取。由前面軸承計算所知，軸承長度為20mm， 所以。，是箱體的長度，是箱體壁厚。所以；至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。如圖：圖4-6 軸尺寸圖4.6.4 軸上零件的周向定位帶輪、主偏心塊與軸的周向定位采用平鍵連接。按由參考文獻1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為32mm，同時為了保證帶輪與軸配合有良好的對中性，應選擇帶輪與軸的配合為H7/g6；同樣，主偏心塊與軸的連接，選用平鍵

13、為，長為22mm，與軸的配合為H7/g6。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。確定軸上圓角和倒角尺寸參考參考文獻2表15-2，取軸倒角為。4.6.5 求軸上的載荷圖4-6，受力分析及彎矩圖：圖4-7支反力：彎矩M：扭矩T：4.6.6 按彎扭合成應力校核軸的強度進展校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度。根據(jù)表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力：前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質處理，由表15-1查得。因此，故安全。4.6.7 準確校核軸的疲勞強度1 判斷不安全截面 無鍵連接的軸部因只受扭矩作用，所引起的應力集中均將削弱軸的疲勞強度，所以無需校核。從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，與主偏心塊連接的軸部應力集中最為嚴重。2 截面校核 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面彎矩M為 截面扭矩為 截面上的彎曲應力 截面上的扭轉切應力 軸的材料為45鋼，調(diào)質處理。有表15-1查得，。截面上由于軸肩而形成的理論應力