2YAH1548型圆振动筛设计方案.docx

1、2YAH1548型圆振动筛设计方案2 AH1548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

2、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（

3、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：x Acos（180 ） A cos A cos t （ 2-1）y A sin（180 ） Asin Asin t （ 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：vX A sin t （ 2-3）2aX A cos t

4、(2-5)ay A 2 sin t (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 bk cos( k )，贝U：30 gsi n( )Q 2A当bk 1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

5、着筛面产生正向滑动，必须取筛子转数 n n min2.3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bq 1。当bq 1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，kgkv 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：30 jg cos30 jgcosn0 sin 2 A bd2 A当bd 1时或者kv 1，则颗粒出现跳动。(2-19)当bd 1或Kv 1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

6、须取筛子的转数 n nomin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:1 2S Vdt g sin t= Vd 丄 gsin 2 （ 2-21）2式中Vd为物料颗粒起跳时沿x方向的运动速度：Vd Vx A sin d （ 2-22）由此，则:1 2S Asin d gsin （） （2-23）2同一时间，筛面位移为：Sc db3 Acos b A cos d Acos（ d ） cos d （ 2-24）物料颗粒在每个循环中，对筛面的位移为：S x b3b4 S

7、 SC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)2sin d由式（2-42 ）和式（2-18）,可以将式（2-40）化简为：AnV （1 kvtg ） （ 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, k0 0.13 0.15,所以:An(2-31)V k0 亦1 kvtg)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

8、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:2 Y A H n I I I r 丁I I I I I II I I I I 1 筛面长度dmI I

9、 I I II I I I 1 筛面宽度dmI I I II I I 1 重型（轻型不写）I I II I 1 轴偏心振动器I II 1 圆振动I1 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 16

10、mm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

11、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 （X1 01 yj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

12、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+r cos = x +rcos t偏心质量m运动时产生的离心力为:ym = y + y1 = y + r sin =y+rsi n t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

13、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：2M m x Cx Kxx mr cos t （4-3）2M my Cy Kyx mr sin t式中：M 机体的计算质量M mj Kwmw （4-4）式中：mj振动机体质量。Kw 物料的结合系数,Kw 0.15 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

14、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：n nP即K M m 2若取K M 2m 2，则机体的振幅A r。 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

15、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:n np即K M m 2。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：n np，这种状态又分为两种情况：（1） n稍大于np，即K稍小于M m。若取K M 2，则得A r。因为n np，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） n np，即为远离共振区的超共振状态。此时， K M m 2。从图可以明显 地看出：转速愈高，机体的振幅

16、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、

17、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=35,直线振动筛宜取Kv =2.54;。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 Kv 4。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38的围，振动筛则多取36。本次设计选择K=43.筛面倾角对于单轴振动筛的倾角为：

18、作预先分级用 150200作最终分级用 12.5017.5对于圆振动筛一般取1525，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=36mm其中筛孔大者取大值，筛孔小者取小值。本次设计选取A=5mm6.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=845 rpm ; Kv=4。7.物料的运动速度圆振动筛的物料运动速度计算：AnV K0 (1 Kvtan )m/s (5-3

19、)30式中：取修正系数K00.1。5 845V 0.1 (1 4 tan20 ) =0.033m/s305.2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：Q Fq式中：Q处理量，Q=375t/hF 筛面的工作面积q 单位时间处理量，q=50t/h m2可得出 F=7.5m2,选取筛面长度 L=4.8m,所以 B=F/L=7.5/4.8=1.56m2.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

20、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5.1 2YA1548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

21、幅5mm筛子频率845rmp处理量250t/h.m物料运动速度20.033m/s5.3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： （M m）A mr式中M振动机体质量，M=883.48kgm 偏心块质量，A筛箱振幅，A=5mmr 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 =91kgA r 5 245.4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

22、机的功率为：(5-6)m An3 CA177500式中：C 阻力系数，一般C 0.2 0.3,抛掷指数较小时，C 0.25 .d 轴承内圈直径，d 0.1mn 转动轴转数，n 845rmp传动效率， 0.95。f 0.002。N 6620 91 .005 佔 .25 .005 O。02。.码顷177500 0.95由上式可求N=14.7KW5.4.2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，n 1460 rmp5.4.3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

23、。因此，按公式计算的功率，必 须按起动条件校核:(5-7)M r M 0 Mh M HM h 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)M 0 = M f 总 + M j式中M f总为振动器上轴承的摩擦力矩M f总=2Mf(5-15)心玷讥02 91 0.。58 (常)2 乎=2.27Nm将M f值带入公式(3.20)得 M f总=2 2.27=4.54M j为静力矩M j mrg =91 0.024 9.8=51.72 N -m (5-17)将 M f总与 Mj 值带入公式(3.19)得 M0=4.54+

24、51.72=56.26 N-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。M H M H M H表5.2电动机性能型 号Y200L 4型转速 rmpn 1460rmp功率KW15KW6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P mr 2=91 0.024 (- 845 ) 2=17.1KN (6-2)60L 寿命系数，fL=2.32.8本次设计选取fL=2.5将数据带入公式(4.1)2 5得

25、C= 17.1=125.74KN0.38查文献17，选GB297-84,轴承型号3G3622径110mm外径245mm6.1.2轴承的寿命计算轴承的寿命公式为：CL10=(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 = (-)60n P(6-5)式中：C 基本额定动载荷 C=125.74KNn 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:610 (l25J4)10/3=15249h6000h 满足使用要

26、求。60 845 17.1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=1.3P 传递的额定功率，P=15KW根据Pd =19.5KW 小轮转数n 1=1460rmp,查文献16,22-17 图22.1 1,选B型皮带6.2.2传动比n 8456.2.3带轮的基准直径1 选取 d d1 =224mm2.选择大轮的基准直径 dd2: dd2 = i dd1 =1.73 224=388mm查11,22-31表 22.1 14 取 dd2=400mm 6.2.4带速带速常在V =525m/s之间选取

27、(6-8)dd1 n1 3.14 224 1460 /V = J = =17.12m/s60 1000 60 10006.2.5确定中心距和带的基准长度1.初定中心距 按 0.7( dd1+dd2) 0 2(dd1+dd2)选取,因此有 436.8 0 1280,选 0=600mm2.带的基准长度Ld2所需基准长度 Ld0=2 0+ ( dd1+dd2)+ (dd2 dd1)2 4 0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 =2000mm3.实际中心距(6-9)0 +S 血=600+2000 1985.1 =607.45mm2安装时所需最小中心距紧

28、或补偿伸长所需最大中心距max0.03Ld =607.45+0.03 2000=667.45mm (6-11)4.小带轮包角10 dd2 dd1 o ,cc0 400 224 q q1=180 d1 57.3 =180 57.3 =163.40607.455.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=1.14KW6.带的根数ZZ = d = =2.4 根(R P1)K Kl (7.47 1.14) 0.96

29、0.98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 =0.96Kl 带长修正系数，查机械设计手册第三卷,22-19表22.1 11Kl =0.987.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/m2 5 19 5 2F0 =500( 1) +0.17 (17.12)2=354.36N0.96 3 17.12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 354.36N6.3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