振動篩的方案設計

1、V1.0可編輯可修改選擇體面的寬度和長度篩面的寬度和長度是篩分機的重要工藝參數(shù)。一般來說，體面的寬度決定了篩機的處理能力，體面的長度決定了篩機的篩效率，因此正確選擇篩面的寬度和長度對提高篩機的生產(chǎn)能力和篩效率至關(guān)重要。篩面的寬度不僅受篩機處理能力的影響，還受篩機結(jié)構(gòu)強度的影響。寬度越大，必須使分選機規(guī)格越大，分選機結(jié)構(gòu)強度上需要解決的問題越多，不能任意增加篩板的寬度。目前中國振動篩的最大寬度為：共振屏幕的最大寬度為4米。體面的長度對體面的停留時間有影響。體質(zhì)測試結(jié)果顯示，體質(zhì)時間稍有增加，產(chǎn)生的顆粒比體質(zhì)小，體質(zhì)效率提高得很快。測試結(jié)果表明，面越長，材料在面上停留的時間越長，體質(zhì)效率越高。但是

2、隨著體質(zhì)時間的延長，體面上的轉(zhuǎn)移粒子越來越少，剩下的大部分是“卵體粒子”，即材料的粒度大小接近體孔大小的這些粒子。這種困難的體質(zhì)粒子的透明體質(zhì)需要很長時間，體質(zhì)效率越來越慢。因此，體面長度只有一定的范圍，對提高體質(zhì)效率起作用，通過過度增加體面長度渡邊杏。否則，跳棋結(jié)構(gòu)會體積大，無法達到預期的效果。通常，網(wǎng)面的長度和寬度的比例為23。對于粗糙材料篩選，篩面長度為 4m。篩選中等粒度材料時，篩面長度為5 6m。對于材料的脫水和脫瓷篩選，篩面長度為6 7m。預先體質(zhì)的體面可以短，最終體質(zhì)的體面要長一些。各國分選機的寬度和長度大小系列大部分采用等差系列。特點是使用比較方便，尾數(shù)比較整齊。但是，由于等差

3、系列的相對差不均勻，隨著數(shù)列的增加，相對差急劇減少，因此，在一些分選機系列中，只能采用兩種系列公差。選取線材網(wǎng)面，網(wǎng)面大小8mm，輕線材直徑d 2mm，開口率64%，長度，縱橫比3: 1。圓形振動篩處理計算：公式近似計算7: (4-1)格式：按供應統(tǒng)計的吞吐量(t/h)；M篩選效率修正系數(shù)，表4-107；m也可以用以下公式計算：M=篩選效率；個單位面積體積吞吐量(/h)，表4-117；請參閱屏幕表面計算寬度(m)；=；B實際屏幕寬度(m)；L屏幕表面工作長度(m)；材料的松散密度(t/)。表4-107和表4-117，如果體質(zhì)效率為98%，則取m，h，q=h，根據(jù)實際要求取屏幕表面長度的3倍l=

4、2b，=。所以B=網(wǎng)面的寬度為330mm，長度為660mm，網(wǎng)面的斜角為20。圖：電動機選擇和計算如何合理選擇和計算憲法電機的變速器很重要。適當選擇功率，可以保證分選機的正常運行。篩選機械和電氣同步動力的計算有多種不同的方法，以下方程式之一7:P=(4-2)P馬達計算功率(kw)；參數(shù)振動質(zhì)量(kg)；振幅(m)；N振動次數(shù)(r/min)；D軸承數(shù)(m)；C阻尼系數(shù)，通常為c=；F軸承摩擦系數(shù)，f=用于滾動軸承；驅(qū)動器效率，導入=。根據(jù)實際經(jīng)驗，振幅通常根據(jù)以下范圍選擇：圓形振動篩=4mm其中，我們選擇=3mm、n=600r/min、P=5kw、d=50mm。試一試=振動質(zhì)量太大，制造成本必然

5、會增加，因此不采用，現(xiàn)在按p計算，更合適。檢查機械設計過程設計手冊(表12-1)1，選擇電動機Y801-4類型、電源p、轉(zhuǎn)速1390r/min、質(zhì)量m=17kg。圖：圖4-2馬達軸承選擇和計算選擇軸承根據(jù)振動篩的工作特性，必須選擇大間隙單列中心圓柱滾子軸承。使用軸承內(nèi)徑d=50mm時，使用圓柱滾子軸承，因為振動篩振動時，軸和軸承具有較大的徑向力，軸向力相對較小。等效動態(tài)負載p()的一般方程式如下P=X (4-3)公式中的x，y分別是徑向動態(tài)載荷系數(shù)和軸向動態(tài)載荷系數(shù)，其值見參考文獻2表13-5。如表格所示，X=1，y=0；所以：P=實際上，許多支撐還具有其他負載，例如沖擊、不平衡力、慣性力和軸

6、彎曲或軸承座變形產(chǎn)生的其他力。若要計算這些效果，等效動態(tài)負載可以乘以先前的負載系數(shù)。有關(guān)相應的值，請參閱參考文獻2表13-6。因此，在實際計算時，軸承的等效動態(tài)負載必須為：P=導入=，因此：P=2=2=滾動軸承壽命計算：軸承基本額定壽命(4-4)n表示軸承的速度(r/min單位)，是指數(shù)，對于滾珠軸承=3，對于滾子軸承=。請查閱機械課程設計手冊。2=2=計算壽命符合設計要求，因此內(nèi)部軸承直徑D為50mm，機械過程設計手冊為D=90mm，B=20mm。圖：圖4-3軸承軸承的壽命計算軸承的壽命公式如下：=() (6-4)樣式的：單位等于10r是指數(shù)。對于球軸承=3；對于滾子軸承，=10/3。計算時

7、，將壽命標記為時間更方便。此時，可以替換公式。軸承壽命為小時(6-5)正在樣式中：基本額定動態(tài)載荷=軸承轉(zhuǎn)數(shù)等效動態(tài)載荷選擇額定壽命為6000h。用公式替換已知數(shù)據(jù)：=符合15249h6000h使用要求。因此，在設計中選擇的軸承的壽命為15249小時。設計和計算皮帶輪已知的大型皮帶輪速度為600r/min，馬達功率為P=，旋轉(zhuǎn)速度為1390r/min。皮帶輪=1390r/min，因此傳動比i=這里的傳動比I每天工作8小時。4.4.1確定計算的功率您可以在表8-7中查看工作條件系數(shù)=。=P=4.4.2 v頻帶的頻帶選擇根據(jù)圖8-10選擇類型a。4.4.3確定皮帶輪基準直徑，并檢查帶速v1、第一個

8、選取的皮帶輪基準直徑。在參考文獻2表8-6和表8-8中，選擇皮帶輪基準直徑=80mm。2，檢查皮帶輪v .公式計算皮帶輪速度：5m/s v 。計算壓力力壓力力的最小值為=192N圖：圖4-4大型皮帶輪彈簧設計和計算選擇彈簧末端結(jié)構(gòu)作為一個端點和固定、平整、支承圓。彈簧的材料是c級碳彈簧鋼65Mn，彈簧的振動次數(shù)為n=600r/min。如果彈簧鋼絲直徑=4mm，旋轉(zhuǎn)系數(shù)C=，則獲得曲度系數(shù)請確認手表。F=要滿足要求，請選擇d=4mm、D=Cd=18mm。圖：圖4-5彈簧彈簧檢查1)彈簧疲勞強度檢查文獻6，圖16-9，選擇所以：彈簧材料中發(fā)生的最大最小周期剪切應力：可用：=從文獻6，表格(16-1

9、3)中可以看出：疲勞強度安全系數(shù)計算值和強度條件可以按以下表達式計算：樣式：彈簧材料的脈動周期剪切疲勞極限彈簧疲勞強度的設計安全系數(shù)，使用=自下而上：=因此，該彈簧符合疲勞強度的要求。2)彈簧靜態(tài)應力強度檢查靜態(tài)應力強度安全系數(shù)計算值和強度條件如下：彈簧材料的剪切屈服極限，靜態(tài)應力強度的設計安全系數(shù)，=所以=因此彈簧滿足靜態(tài)應力強度。所以這個彈簧符合要求。軸設計和計算4.6.1在輸出軸上查找功率、速度和轉(zhuǎn)矩；所以4.6.2軸最小直徑的初步確定軸最小直徑的初步估計。選定軸的材料是45鋼、淬火和回火過程。參考資料2根據(jù)表15-3，拿走。軸的最小直徑由前軸承和皮帶輪確定。其中輸出的最小直徑是安裝大皮

10、帶輪的直徑。4.6.3軸的結(jié)構(gòu)設計1)皮帶輪寬度L=48mm，套筒長度為16mm。2)軸承蓋的初步選擇。凸肩高度h通常為()d。其中軸承蓋的直徑為：，=8mm，其中M8螺釘。而且，而且，而且，而且，而且，選取M=26mm。所以。主偏心塊，所以。3)選取軸承長度。根據(jù)前軸承計算，軸承長度為20mm。，是長方體的長度，是長方體壁的厚度。所以現(xiàn)在，最初確定了軸的段直徑和長度。圖：圖4-6軸大小圖表4.6.4軸上零件圓周的位置皮帶輪、主偏心塊和軸的圓周方向位置使用平行鍵聯(lián)接。按參考文檔1確認平行鍵截面，鍵槽銑削刀具加工到32mm長度，同時選擇H7/g6和軸以確保皮帶與軸配合良好的中性。同樣，主偏心塊連

11、接到軸，平頭鍵(22mm)，對軸使用H7/g6 (H7/g6)。滾動軸承和軸的圓周位置由平動配合保證。此處選定軸的直徑尺寸公差為M6。確定軸的圓角和倒角尺寸參考文獻2表15-2，軸倒角。4.6.5尋找軸的負載圖4-6，應力分析和力矩圖：圖4-7反作用力：彎矩m:扭矩t:4.6.6彎扭合成應力校核軸的強度檢查過程中，通常僅檢查接受最大彎矩和扭矩的軸的剖面的強度。表格中的資料和軸單向旋轉(zhuǎn)產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)剪應力是脈動周期可變應力。計算應力為：先前選定軸的材料是表15-1中確定的45鋼、淬火和回火處理。所以，所以很安全。4.6.7正確檢查軸的疲勞強度1)風險截面判斷沒有鍵的連接軸只能通過轉(zhuǎn)矩工作，因此不需要檢查，因為應力集中會削弱軸的疲勞強度。在應力集中對軸疲勞強度的影響中，連接到主偏心塊的軸應力集中最為嚴重。2)單面檢查彎曲截面系數(shù)扭轉(zhuǎn)剖面系數(shù)截面彎矩m表示截面轉(zhuǎn)矩為剖面中的彎曲應力剖面中的扭轉(zhuǎn)剪應力軸材料是45鋼，淬火和回火處理。表15-1。根據(jù)截面凸肩引起的理論應力集中系數(shù)及參考文獻2附錄3-2確認。因，插補后可以確認而且，圖