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1、振动筛的方案设计筛面的宽度和长度的选择筛面的宽度和长度是筛分机很重要的一个工艺参数。一般说来，筛面的宽 度决定着筛分机的处理能力，筛面的长度决定着筛分机的筛分效率，因此，正 确选择筛面的宽度和长度，对提高筛分机的生产能力和筛分效率是很重要的。筛面的宽度不仅受筛分机处理能力的影响，还受筛分机结构强度的影响。 宽度越大，必然加大了筛分机的规格，筛分机的结构强度上需要解决的问题越 多也越难，所以筛面的宽度不能任意增加。目前我国振动筛的最大宽度为3.6m； 共振筛的最大宽度为4m。筛面的长度影响被筛物料在筛面上的停留时间。筛分试验表明，筛分时间 稍有增加，就有许多小于筛孔的颗粒，大量穿越筛孔面透筛，所
2、以筛分效率增 加很快。试验结果表明，筛面越长，物料在筛面上停留的时间越久，所得的筛 分效率越高。但是随着筛分时间的增长，筛面上的易筛颗粒越来越少，留下的大部分是 “难筛颗粒”，即物料的粒度尺寸接近筛孔尺寸的这些颗粒。这些难筛颗粒的透 筛，需要较长的时间，筛分效率的增加越来越慢。所以，筛面长度只在一定范 围内，对提高筛分效率起作用，不能过度加长筛面长度，不然会致使筛分机结 构笨重，达不到预期的效果。一般来说，筛面长度和宽度的比值为23。对于粗粒级物料的筛分，筛面长 度为3.54m；对于中细粒级物料的筛分，筛面长度为56m；对于物料的脱水和 脱介筛分，筛面长度为67m；预先筛分的筛面可短些，最终筛
3、分的筛面应长些。各国筛分机的宽度和长度尺寸系列，多数采用等差级数。它特点是：使用 比较方便，尾数比较整齐。但是由于等差级数的相对差不均衡，随着数列的增 长，相对差就会急剧下降，因此，在有的筛分机系列中，只能采用两种级数公 差。这里选金属丝编制筛面，取筛孔尺寸a为8mm，轻型钢丝直径d为2mm， 开孔率Ao选取为64%，长、宽比取3： 1。圆振动筛处理量的计算：公式近似计算:Q二Mq B L50 0(4-1)式中：Q 按给料计算的处理量(t / h)；M筛分效率修正系数，见表4 IO M也可按以下公式计算： M= 1217.5筛分效率；q单位面积容积处理量（m3/m2 h）,见表4T117；0B
4、 筛面计算宽度（ m）；0B =095B；0B实际筛面宽度（m）；L筛面工作长度（m）；5物料的松散密度（t/ m3） o经表4-10和表4-117,取筛分效率为98%时的M为0.27, 5为11, q为013.30m3/m2h, Q=05T/h，根据实际要求取筛面长度为宽度的三倍，即：L =2B, B =095B,则：0所以B=0.326m = 326mm取筛面的宽为330mm,长为660mm,筛面的倾斜角为20。如图:电动机的选取与计算如何合理的选择和计算筛分电动机的传动功率，是有重要意义的。传动功 率选择得合适，就能保证筛分机的正常运转。筛分机电动机功率的计算，有数 种不同的办法，下面的
5、计算公式是其中之一。m A n3（CA + fd）P=s（4-2）耳 X1740480式中P电动机的计算功率（KW）；m参振质量（kg）;pA 振幅（ m）；sn振动次数（r/min）；d轴承次数（m）；C阻尼系数，一般取C=02；f轴承摩擦系数，对滚动轴承取f=0005；耳传动效率，取耳=095。根据实践经验，一般按下列范围选取振幅：圆振动筛 A =2.54mms这里我们任取 A =3mm，n=60Or/min, P=5kw，d=50mm；sPn x 1740480 _5 x 0.95 x 1740480试求 m = An 3（CA + fd） 3 x 10-3 x 6003 （0.2 x
6、3 x 10-3 + 0.005 x 5 x 10-2） pss=15009.6kg计算得出参振质量太大，势必造成制造成本增大，所以，不与采用，现将P 取为0.5kw，计算得出为1500.9kg，比较适合。查机械设计课程设计手册（表 12-1）1，选取电动机Y801-4型，功率P为0.55kw，转速n 3为1390r/min,质量m=17kg。 如图：图4-2电动机轴承的选择与计算1.1 轴承的选择根据振动筛的工作特点，应选用大游隙单列向心圆柱滚子轴承。取轴承内径d=50mm,振动筛振动时，轴及轴承将受到较大的径向承载力, 而轴向力相对而言比较小，因此这里釆用圆柱滚子轴承。当量动载荷P （ P
7、或P）的一般计算公式为r aP=XF + YFra（4-3）式中，X、Y分别为径向动载荷系数和轴向动载荷系数，其值见参考文献2表13-5。由表所示：X=1， Y=0；所以：P= Fr实际上，在许多支撑中还会出项一些附加载荷，如冲击力、不平衡作用力、惯 性力以及轴绕曲或轴承座变形产生的附加力等等。为了计及这些影响，可对当 量动载荷乘上一个根据经验而定的载荷系数/，其值参见参考文献表13-6。 故实际计算时，轴承的当量动载荷应为：卩P= f Fp r取 f =1.2，故：P= f Fpp r=1.2 x 1500.9 x 9.8=17.65kw滚动轴承寿命计算：轴承基本额定寿命l广601岸）&（4
8、-4）n代表轴承的转速（单位为r/min），s为指数，对于球轴承， =3，对于滚 子轴承，s = 10。查机械课程设计手册得C=692KN。10669.2.10()360 x 600 17.65=2639.8h计算得出来的寿命符合设计要求，故轴承内径d取50mm,査机械课程设计手册 可得：D=90mm，B=20mm。如图：图4-3轴承1.2轴承的寿命计算轴承的寿命公式为：L =( C) *(6-4)10 P式中：L的单位为106r10e为指数。对于球轴承，* =3；对于滚子轴承，8 =10/3。计算时，用小时数表示寿命比较方便。这时可将公式(4.1)改写。则以小时数 表示的轴承寿命为：L =1
9、06 (C) *(6-5)h 60n P式中：C 基本额定动载荷C =125.74KNn 轴承转数P 当量动负荷选取额定寿命为 6000h。将已知数据代入公式(4.2)得：Lh=60鳩x(罟3 =15249h6000h满足使用要求。因此设计中选用轴承的使用寿命为 15249小时。带轮的设计与计算已知大带轮的转速n为600r/min,电动机功率为P=055kw,转速n为131390r/minon小带轮n = n =1390r/min,所以传动比i= 2 = 2.3223n1这里取传动比i为23,每天工作8小时。4.4.1确定计算功率Pca由表8-7查得工作情况系数K =1.2,故AP = k P
10、=1.2 x 0.55 kw=0.66kwca A4.4.2选择V带的带型根据P、n由图8-10选用A型。ca14.4.3确定带轮的基准直径d并验算带速vd1、初选小带轮的基准直径d。由参考文献2表8-6和表8-8,取小带轮d 3的基准直径d =80mmo兀d nv =d3=60 x10002、验算带轮vo按公式计算带轮速度：兀 x 80 x 1390m/ s 沁 5.8m/ s60 x 1000因为5m/sVvV30m/s,故带速合适。3、计算大带轮的基准直径。根据已知，计算大带轮的基准直径dd 1d =i d =2.3 x 80mm=184mmd 1d 3根据参考文献2表8-8,圆整为d
11、=180mmod 14.4.4确定V带的中心距a和基准长度Ld0.7(d + d ) a 2(d + d )d1d20d1d2182 a (F )。00 min计算压轴力 F压轴力的最小值为(F )= 2z(F )=192N如图：p min0 min图4-4大带轮4.5弹簧的设计与计算选取弹簧端部结构为端部并紧，磨平，支承圈为1圈；弹簧的材料为c级 碳素弹簧钢65Mn,弹簧的振动次数n=600r/min。取弹簧丝直径d =4mm,旋绕比C=45，则得曲度系数K = 口 + 0615 1.354C - 4C查表得 门=1600MPa，F=沁 2.82,1 r F KC A rI1500.9 x
12、9.8 x1.35 x 4.54.5 x 4 x1600d 1.6mijx= 1.6xj图 4-5 弹簧弹簧验算1）弹簧疲劳强度验算由文献6,图 16-9，选取 t 二 200MPa0X = 206.75N由弹簧材料内部产生的最大最小循环切应力:t = 8KDfmax 兀 d 32t = 8KDfmin 兀 d 31可得:t = 8KDF = 8X35X X817.2 = 790.52MPamax 兀 d 32t = 8KD F = 8 X1.35 X18 X 206.75 = 200.00MPamin兀d 3 2X X 43由文献6,式（16-13 ）可知: 疲劳强度安全系数计算值及强度条件可按下式计算:t + 0.75tS 二 mi
