2YAH1548型圆振动筛设计方案.docx
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2YAH1548型圆振动筛设计方案
2AH1548型圆振动筛设计方案
振动筛的分类
1.按振动筛振动频率是否接近或远离共振频率分为共振筛和惯性振动筛。
共振筛曾一度崛起，受到各国普遍重视，发展很快；但在生产实践中，暴露出结构复杂、调整困难、故障较多等缺点。
而惯性振动筛由于激振器的结构简单，工作可靠，便于维修，从而得到了广泛的使用。
惯性振动筛是靠固定在其中部的带偏心块的惯性振动器驱动而使筛箱产生振动。
惯性振动筛按振动器的形式可分为单轴振动筛和双轴振动筛。
2.按振动筛按筛面工作时运动轨迹的特点，分为圆运动振动筛（简称圆振动筛）和直线运动振动筛（简称直线振动筛）两大类。
圆振动筛由于振动器安装的位置偏差，实际筛箱运动轨迹一般为椭圆。
即使直线振动筛，由于制造与设计偏差，通常筛箱的运动轨迹也不完全是直线，只是接近直线振动。
圆振动筛由于激振器是一根轴，所以又叫单轴振动筛，直线振动筛激振器由两根轴组成，所以也称双轴振动筛。
3.当然振动筛还有其它许多分类方法，例如，按照支撑弹簧的结构不同，又有线形弹簧振动筛和非线形弹簧振动筛。
按支承装置安装位置不同，可分为座式振动筛和吊式振动筛，按筛箱与水平面是否成一定角度安装，可分为水平筛和倾斜筛。
按工作频率的高低，可分为高频振动筛和低频振动筛等等。
2振动筛筛面物料运动理论
2.1筛上物料的运动分析
图2.1圆振动筛上物料运动
振动筛运动学参数（振幅、振次、筛面倾角和振动方向角）通常根据所选择的物料运动状态选取。
筛上物料运动状态直接影响振动筛的筛分效率和生产率，所以为合理地选择筛子的运动参数，必须分析筛上的物料的运动特性。
圆振动筛的筛面做圆运动或近似于圆运动的振动筛，筛面的位移方程式可用下式来表示：
xAcos（180）AcosAcost（2-1）
yAsin（180）AsinAsint（2-2）
式中：
A——振幅；
——轴之回转相角，=t;
——轴之回转角速度；
t时间。
求上式中的x和y对时间t的一次导数与二次导数，即得筛面沿x和y
方向上的速度和加速度：
vXAsint（2-3）
2
aXAcost（2-5）
ayA2sint（2-6）
由运动特征，来研究筛子上物料的运动学。
物料在筛面上可能出现三种运动状态：
正向滑动、反向滑动和跳动。
2.2正向滑动
当物料颗粒与筛面一起运动时，其位移、速度和加速度与筛面的相等。
筛面上质量
为m的物料颗粒动力平衡条件：
对质量为m的颗粒受力分析（如图2-1）:
1、物料颗粒重力：
式中f为颗粒对筛面的静摩擦系数。
颗粒沿着筛面开始正向滑动时临界条件:
（2-11）
简化整理得:
cos（k）
式中，k为正向滑始角。
令bkcos（k），贝U：
30gsin（）
Q2A
当bk1的时候，可以求得使物料颗粒沿着筛面产生正向滑动时最小转数应该为:
为了使物料颗粒沿着筛面产生正向滑动，必须取筛子转数nnmin
2.3反向滑动
临界条件为:
式中：
q――反向滑始角
则可以得到:
由上式可以知道，反向滑动条件bq1。
当bq1时，可以求得使物料沿着筛面反向滑动的最小转数应该是:
2.4跳动条件的确定
颗粒产生跳动的条件是颗粒对筛面法向压力
由此可以得到:
式中：
bd――物料跳动系数
d跳动起始角
k——振动强度，k
g
kv――抛射强度，它表明物料在筛面上跳动的剧烈程度。
上式可以写成：
30jgcos30jgcos
n0sin2Abd「2A
当bd1时或者kv1，则颗粒出现跳动。
（2-19）
当bd1或Kv1时，则可求得物料开始跳动时的最小转数为：
为了使物料产生跳动，必须取筛子的转数nnomin
由于目前使用的振动筛采用跳动状态，因此要讨论跳动终止角，跳动角及运动速度。
2.5物料颗粒跳动平均运动速度
物料颗粒从振动相角d起跳，到振动相角b跳动终止时，沿x方向的位移为:
12
SVdtgsint
=Vd—丄gsin2（2-21）
2
式中Vd为物料颗粒起跳时沿x方向的运动速度：
VdVxAsind（2-22）
由此，则:
12
SAsindgsin（—）（2-23）
2
同一时间，筛面位移为：
Scdb3AcosbAcosdA[cos（d）cosd]（2-24）
物料颗粒在每个循环中，对筛面的位移为：
Sxb3b4SSC
当筛子在近似于第一临界转数下工作时，即360，则上式中方括号的数值接近于零故得到：
或者化简为:
（2-29）
2
sind
由式（2-42）和式（2-18）,可以将式（2-40）化简为：
An
V—（1kvtg）（2-30）
30
按照上式计算得的结果与实际相比，计算值较大，因为未考虑物料特点，摩擦和冲击
等因素•为此,上式应该乘以修正系数k0,k00.130.15,
所以:
An
（2-31）
Vk0亦1kvtg）
3.振动筛的工作原理及结构组成
3.1圆振动筛的工作原理
具有圆形轨迹的惯性振动筛为圆振动筛，简称圆振筛。
这种惯性振动筛又称单轴振
动筛，其支承方式有悬挂支承与座式支承两种，悬挂支承，筛面固定于筛箱上，筛箱由弹簧悬挂或支承，主轴的轴承安装在筛箱上，主轴由带轮带动而高速旋转。
由于主轴
是偏心轴，产生离心惯性力，使可以自由振动的筛箱产生近似圆形轨迹的振动
YA型圆振动筛和一般圆振动筛很类似，筛箱的结构一般采用环槽铆钉连接。
振动器
为轴偏心式振动器，用稀油润滑，采用大游隙轴承。
振动器的回转运动，由电动机通过一堆带轮，由V带把运动传递给振动器。
3.2振动筛基本结构
本次设计2YA1548型圆振动筛是由激振器、筛箱、隔振装置、传动装置等部分组成。
YA
系列圆振动筛型号说明:
2YAH□□
nIIIr丁
IIIIII
IIIII1筛面长度dm
IIIII
IIII1筛面宽度dm
IIII
III1重型（轻型不写）
III
II1轴偏心振动器
II
I1圆振动
I
1筛面层数（单层不写）
3.2.1筛箱
筛箱由筛框、筛面及其压紧装置组成。
1．筛面：
为适应大块大密度的物料的筛分与煤矸石脱介的需要，振动筛的筛面需要有较大的承载能力，耐磨和耐冲击性能。
为减少噪声，提高耐磨性设计中采用成型橡胶条，用螺栓固定在筛面拖架上。
上层筛面采用带筐架的不锈钢筛面，下层筛面采用编织筛网。
其紧固方式是沿筛箱两侧板处采用压木、木契压紧。
中间各块筛板之间则用螺栓经压板压紧。
2•筛框：
筛框由侧板、横梁等部分组成。
侧板采用厚度为6—16mm勺A5或20号
钢板制成。
横梁常用圆形钢管、槽钢、方形钢管或工字钢制造。
筛框必须要由足够的刚性。
筛框各部件勺联接方式有铆接、焊接和高强度螺栓联接三种、
3.2.2激振器
圆振动筛采用单轴振动器，由纯振动式振动器、轴偏心式振动器和皮带轮偏心式自定中心振动器。
323支承装置和隔振装置
支承装置主要是支承筛箱的弹性元件，有吊式和座式两种。
振动筛的隔振装置常用的有螺旋弹簧、板弹簧和橡胶弹簧。
3.2.4传动装置
振动筛通常采用三角皮带传动装置，它机构简单，可以任意选择振动器的转数。
4.振动筛动力学基本理论
由文献［1］可知：
惯性振动筛的振动系统是由振动质量（筛箱和振动器的质量）、弹簧和激振力（由回转的偏心块产生的）构成。
为了保证筛子的稳定工作，必须对惯性振动筛的的振动系统进行计算，以便找出振动质量、弹簧刚性、偏心块的质量矩与振幅的关系，合理地选择弹簧的刚性和确定偏心块的质量矩。
图4.1振动系统力学模型图
图4.1表示圆振动筛的振动系统。
为了简化计算，假定振动器转子的回转中心和机体（筛箱）的重心重合•激振力和弹性力通过机体重心。
此时，筛子只作平面平移运动。
今取机体静止平衡时（即机体的重量为弹簧的弹性反作用力所平衡时的位置）的重心所
在点o作为固定坐标系统（xoy）的原点，而以振动器转子的旋转中心。
1作为动坐标系统（X101yj的原点。
偏心重块质量m的重心不仅随机体一起作平移运动（牵连运动），而且还绕振动器的回转中心线作回转运动（相对运动），贝U其重心的绝对位移为:
xm=x+为=x+rcos=x+rcost
偏心质量m运动时产生的离心力为:
ym=y+y1=y+rsin=y+rsint
式中：
r――偏心质量的重心至回转轴线的距离。
――轴之回转角度，二t,为轴回转之角速度,t为时间。
激振力
性力Mx和My（其方向与机体加速度方向相反）、弹簧的作用力
和Ky表示弹簧在x和y方向的刚度，弹簧作用力的方向永远是和机体重心的位移方向相反）及阻尼力cx和cy（c称为粘滞阻力系数，阻尼力的方向与机体运动速度方向相反）。
在单轴振动系统中，作用在机体质量M上的力除了和之外，还有机体的惯性力和
（其方向与机体的速度方向相反）、弹簧的作用力，（表示弹簧在方向的刚度），及阻尼力（称为粘滞阻力系数，阻尼力的方向与机体的运动方向相反）。
当振动器在作等速圆周运动时，将作用在机体M上的各力，按照理论力学中的动静法建立的运动微分方程式为：
2
MmxCxKxxmrcost（4-3）
2
MmyCyKyxmrsint
式中：
M机体的计算质量
MmjKwmw（4-4）
式中：
mj——振动机体质量。
Kw——物料的结合系数,Kw0.15~0.3。
根据单轴振动筛运动微分方程式的全解可知，机体在x和y轴方向的运动是自由振动和强迫振动两个简谐振动相加而成的，事实上，由于有阻尼力存在的缘故，自由振动在机器工作开始后就会逐渐消失，因此，机体的运动就只剩下强迫振动了。
所以，只需
要讨论公式的特解:
（4-7）
系统的自振频率为:
（4-8）
下面根据图4.2来分析圆振动筛的几种工作状态:
1•低共振状态
低共振状态：
nnP即KMm2若取KM2m2，则机体的振幅Ar。
在这种情况下，可以避免筛子的起动和停车时通过共振区，从而能提高弹簧的工作耐久性，同时能件小轴承的压力，延长轴承的寿命，并能减少筛子的能量消耗，但是在这种工作状态下工作的筛子，弹簧的刚度要很大，因此，必然会在地基及机架上出现很大的动力，以致引起建筑物的震振动。
所以，必须设法消振，但目前尚无妥善和简单的消振方法。
图4.2振幅和转子角速度的关系曲线
2.共振状态
共振状态:
nnp即KMm2。
振幅A将变为无限大。
但由于阻力的存在，振幅是一个有限的数值。
当阻力及给料量改变时，将会引起振幅的较大变化。
由于振幅不稳定，这种状态没有得到应用。
3.超共振状态
超共振状态：
nnp，这种状态又分为两种情况：
（1）n稍大于np，即K稍小于Mm。
若取KM2，则得Ar。
因为nnp，所以筛子起动与停车时要通过共振区。
这种状态的其它优缺点与低振状态相同。
（2）nnp，即为远离共振区的超共振状态。
此时，KMm2。
从图可以明显地看出：
转速愈高，机体的振幅A就愈平稳，即振动筛的工作就愈稳定。
这种工作状态的优点是：
弹簧的刚度越小，传给地基及机架的动力就愈小，因而不会引起建筑物的振
动。
同时，因为不需要很多的弹簧，筛子的构造也简单。
目前设计和应用的振动筛，通常采用这种工作状态。
为了减少筛子对地基的动负荷，根据振动隔离理论，只要使强迫振动频率大于自振动频率p的五倍即可得到良好的效果，采用这种工作状态的筛子，必须设法消除筛子在起动时，由于通过共振区而产生的共振现象。
目前采用的消振方法如前所述。
5.振动筛参数计算
5.1运动学参数的确定
由文献［1］选取和计算振动筛运动学：
参数振动机械的工作平面通常完成以下各种振动：
简谐直线振动、非简谐直线振动、圆周振动和椭圆振动等。
依赖上述各种振动，使物料沿工作面移动。
当振动机械采用不
同的运动学参数（振幅、频率、振动角和倾角）时，便可使物料在工作面上出现下列不同形式的运动：
相对运动、正向滑动、反向滑动和抛掷运动。
1.抛掷指数KV
在一般的情况下，根据筛子的用途选取，圆振动筛一般取Kv=3〜5,直线振动筛
宜取Kv=2.5〜4;。
难筛物料取大值，易筛物料取小值。
筛孔小时取大值，筛孔大是取小值。
本次设计圆振动筛，选取Kv4。
2.振动强度K
振动强度k的选择。
主要受材料强度及其构件刚度等的限制，目前的机械水平k值
一般在3〜8的围，振动筛则多取3〜6。
本次设计选择K=4
3.筛面倾角
对于单轴振动筛的倾角为：
作预先分级用150〜200
作最终分级用12.50〜17.5°
对于圆振动筛一般取15°〜25°，振幅大时取小值，振幅小时取大值。
本次设计采用的圆振动筛取20°。
4.筛箱的振幅A
筛箱振幅A;是设计筛子的重要参数，其值必须适宜，以保证物料充分分层，减少堵塞，以利透筛。
通常取A=3〜6mm其中筛孔大者取大值，筛孔小者取小值。
本次设
计选取A=5mm
6.振动强度校核：
实际振动强度K按照下式计算:
（5-2）
筛子的实际强度：
Ks=3.77
即筛子的频率和振幅分别为:
A=5mm；n=845rpm;Kv=4。
7.物料的运动速度
圆振动筛的物料运动速度计算：
An
VK0（1Kvtan）m/s（5-3）
30
式中：
取修正系数K0〜0.1。
5845
V0.1（14tan20）=0.033m/s
30
5.2振动筛工艺参数的确定
由文献［2］选取设计振动筛工艺参数：
1..振动筛的工艺参数包括筛面的长度和宽度、筛分效率。
筛面的长度和宽度
由公式：
QFq
式中：
Q处理量，Q=375t/h
F――筛面的工作面积
q单位时间处理量，q=50t/hm2
可得出F=7.5m2,选取筛面长度L=4.8m,所以B=F/L=7.5/4.8=1.56m
2.筛分效率
在筛分作业中，筛分效率是衡量筛分过程的质量指标。
筛什效率是指筛下产物重量
与原料中筛下级别（筛下级别是指原料中所含粒度小于筛孔尺寸的物料）重量的比值。
筛
分效率一般以百分数表示。
筛分效率可按下式计算：
100（a）
E（5-4）
a（100）
式中a——原料中筛下产物含量的百分数；
――筛上产物中筛下级别含量的百分数；
将原科和筛上产物进行精确的筛分，根据筛分结果即可算出筛下级别含量a及。
筛分所用筛面的筛孔尺寸和形状，应与测定筛分效率所用的筛子相同。
筛分机械的筛分效率与物料的粒度特性、物科的湿度、筛孔形状、筛面倾角、筛面长度、
筛面的运动特性及生产率等因素有关。
不同用途的筛分机械对筛分效率有不同的要求。
表5.12YA1548型圆振动筛的运动学参数和工艺参数
名称
数值
名称
数值
筛面长度
4.8m
筛面宽度
1.56m
振动强度
4
抛射强度
4
筛面倾角
200
振动方向角
筛箱振幅
5mm
筛子频率
845rmp
处理量
2
50t/h.m
物料运动速度
2
0.033m/s
5.3动力学参数
振动器偏心质量及偏心距的确定：
由文献[3]
工作时，弹簧刚度小，故振幅计算式中K值可以略,
（5-5）
对于单轴振动筛：
（Mm）Amr
式中M—振动机体质量，M=883.48kg
m—偏心块质量，
A—筛箱振幅，A=5mm
r—偏心距，r=24mm
负号表示M与m重心在振动中心的两个不同方向上。
由式（3-13）得，口丿^二8834口=91kg
Ar524
5.4电动机的选择
5.4.1电动机功率计算
惯性振动筛的功率消耗主要是由振动器为克服筛子的运动阻力而消耗的功率N和克
服轴在轴承中的摩擦力而消耗的功率来确定。
电机的功率为：
（5-6）
mAn3CA
177500
式中：
C—阻力系数，一般C0.2~0.3,抛掷指数较小时，C0.25.
d—轴承内圈直径，d0.1m
n—转动轴转数，n845rmp
—传动效率，0.95。
f0.002。
N662091°.005佔°.25°.005O'。
02。
.码顷
1775000.95
由上式可求N=14.7KW
5.4.2选择电机
由文献［17］，选择传动电机型号为丫160L—4型，其额定功率为15KW，
n1460rmp
5.4.3电机的启动条件的校核
惯性振动筛起动时，电动机需克服偏心质量的静力矩和摩擦力矩，起动后由于惯性
作用，功率消耗较少，因而需选用高起动转矩的电动机。
因此，按公式计算的功率，必须按起动条件校核:
（5-7）
MrM0MhMH
Mh电机的额定转矩;
（5-8）
（5-9）
起动力矩系数取=2.1
（5-12）
式中M。
'为偏心质量的静力矩与轴承的摩擦力矩之和
（5-13）
M0=Mf总+Mj
式中Mf总为振动器上轴承的摩擦力矩
Mf总=2Mf
（5-15）
心玷讥02910.。
58（常）2乎=2.27N・m
将Mf值带入公式（3.20）得Mf总=22.27=4.54
Mj为静力矩
Mjmrg=910.0249.8=51.72N-m（5-17）
将Mf总与Mj值带入公式（3.19）得M0'=4.54+51.72=56.26N-m
将M0'值带入公式（3.18）得叫=晋鴛=34.235
由于业=3.63,所以满足丛M,电机起动校核合格。
MHMHMH
表5.2电动机性能
型号
Y200L—4型
转速rmp
n1460rmp
功率KW
15KW
6主要零件的设计与计算
6.1轴承的选择与计算
6.1.1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
按照基本额定动载荷来选取轴承
式中：
C——基本额定动载荷来
P――当量动载荷
Pmr2=910.024（-845）2=17.1KN（6-2）
60
L――寿命系数，fL=2.3〜2.8本次设计选取fL=2.5
将数据带入公式（4.1）
25
得C=17.1=125.74KN
0.38
查文献［17］，选GB297-84,轴承型号3G3622径110mm外径245mm
6.1.2轴承的寿命计算
轴承的寿命公式为：
C
L10=（C）（6-4）
P
式中：
L10的单位为106r
――为指数。
对于球轴承，=3;对于滚子轴承，=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：
Lh=^^（-）
60nP
（6-5）
式中：
C——基本额定动载荷C=125.74KN
n轴承转数
P当量动负何
选取额定寿命为6000h。
将已知数据代入公式（4.2）得:
6
10（l25J4）10/3=15249h>6000h满足使用要求。
6084517.1
因此设计中选用轴承的使用寿命为15249小时
6.2皮带的设计
6.2.1选取皮带的型号
式中：
Ka——工况系数，查[11,22-18]表22.1—9得Ka=1.3
P――传递的额定功率，P=15KW
根据Pd=19.5KW小轮转数n1=1460rmp,查文献[16],[22-17]图22.1—1,选B型皮带
6.2.2传动比
n845
6.2.3带轮的基准直径
—1选取dd1=224mm
2.选择大轮的基准直径dd2:
dd2=idd1=1.73224=388mm
查［11,22-31］表22.1—14取dd2=400mm6.2.4带速
带速常在V=5〜25m/s之间选取
（6-8）
dd1n13.142241460/
V=J==17.12m/s
601000601000
6.2.5确定中心距和带的基准长度
1.初定中心距按0.7（dd1+dd2）02（dd1+dd2）
选取,因此有436.801280,选0=600mm
2.带的基准长度Ld
2
所需基准长度Ld0=20+（dd1+dd2）+（dd2dd1）
240
带入数据得Ld0=1985.1查文献[16],[22-13]表22.1—6选取基准长度Ld=2000mm
3.实际中心距
（6-9）
0+S血=600+20001985.1=607.45mm
2
安装时所需最小中心距
紧或补偿伸长所需最大中心距
max
0.03Ld=607.45+0.032000=667.45mm（6-11）
4.小带轮包角1
0dd2dd1o,cc0400224qq
1=180d157.3=18057.3=163.40
607.45
5.单根带的基本额定功率
P
根据dd1=224mm,n=1460rmp,查文献[16],[22-25]表22.1—13f得R=7.47KW
考虑传动比的影响，额定功率的增量R由[机械设计手册第三卷，22-25]表22.1—13f
查得R=1.14KW
6.带的根数Z
Z=d==2.4根
（RP1）KKl（7.471.14）0.960.98
取3根
式中：
K——小带轮包角修正系数，查文献[16],[22-18]表22.1—10K=0.96
Kl――带长修正系数，查[机械设计手册第三卷,22-19]表22.1—11Kl=0.98
7.单根带的预紧力F0
式中m为带每米长的质量，查文献[16],[22-19]表22.1—12查得m=0.17kg/m
251952
F0=500
（1）+0.17（17.12）2=354.36N
0.96317.12
带的设计参数如表6.1所示。
表6.1
带的设计参数
皮带型号
B型带轮轴间距607.45mm
最大轴间距
577.45mm最小轴间距667.45mm
带的根数
3根预紧力354.36N
6.3轴的设计
6.3.1轴的设计特点
轴是组成机械的一个重要零件。
它支承着其他转动件回转并传递转矩，同时它又通过轴承和机架联接。
所有轴上零件都围绕轴心线作回转运动。
所以，在轴的设计中，不能只考虑轴本身，还必须和轴系零、部件的整个结构密切联系起来。
轴设计的特点是：
在轴系零、部件的具体结构未确定之前，轴上力的作用和支点间的跨距无法精确确定，故弯矩大小和分布情况不能求出，因此在轴的设计中，必须把轴的强度计算和轴系零、部件
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