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篩面的寬度和長(zhǎng)度是篩分機(jī)很重要的一個(gè)工藝參數(shù)。一般說(shuō)來(lái)，篩面的寬度決定著篩分機(jī)的處理能力，篩面的長(zhǎng)度決定著篩分機(jī)的篩分效率，因此，正確選擇篩面的寬度和長(zhǎng)度，對(duì)提高篩分機(jī)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(jī)處理能力的影響，還受篩分機(jī)結(jié)構(gòu)強(qiáng)度的影響。寬度越大，必然加大了篩分機(jī)的規(guī)格，篩分機(jī)的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度上需要解決的問(wèn)題越多也越難，所以篩面的寬度不能任意增加。目前我國(guó)振動(dòng)篩的大寬度為3.6m；共振篩的大寬度為4m。
篩面的長(zhǎng)度影響被篩物料在篩面上的停留時(shí)間。篩分試驗(yàn)表明，篩分時(shí)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，所以篩分效率增加很快。試驗(yàn)結(jié)果表明，篩面越長(zhǎng)，物料在篩面上停留的時(shí)間越久，所得的篩分效率越高。
但是隨著篩分時(shí)間的增長(zhǎng)，篩面上的易篩顆粒越來(lái)越少，留下的大部分是“難篩顆?！?，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(zhǎng)的時(shí)間，篩分效率的增加越來(lái)越慢。所以，篩面長(zhǎng)度只在一定范圍內(nèi)，對(duì)提高篩分效率起作用，不能過(guò)度加長(zhǎng)篩面長(zhǎng)度，不然會(huì)致使篩分機(jī)結(jié)構(gòu)笨重，達(dá)不到預(yù)期的效果。
一般來(lái)說(shuō)，篩面長(zhǎng)度和寬度的比值為2~3。對(duì)于粗粒級(jí)物料的篩分，篩面長(zhǎng)度為3.5~4m；對(duì)于中細(xì)粒級(jí)物料的篩分，篩面長(zhǎng)度為5~6m；對(duì)于物料的脫水和脫介篩分，篩面長(zhǎng)度為6~7m；預(yù)先篩分的篩面可短些，終篩分的篩面應(yīng)長(zhǎng)些。
各國(guó)篩分機(jī)的寬度和長(zhǎng)度尺寸系列，多數(shù)采用等差級(jí)數(shù)。它特點(diǎn)是：使用比較方便，尾數(shù)比較整齊。但是由于等差級(jí)數(shù)的相對(duì)差不均衡，隨著數(shù)列的增長(zhǎng)，相對(duì)差就會(huì)急劇下降，因此，在有的篩分機(jī)系列中，只能采用兩種級(jí)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(kāi)孔率選取為64%，長(zhǎng)、寬比取3：1。
圓振動(dòng)篩處理量的計(jì)算：
公式近似計(jì)算[7]： （4-1）
式中： ——按給料計(jì)算的處理量(t／h)；
M——篩分效率修正系數(shù)，見(jiàn)表4—10[7]；M也可按以下公式計(jì)算：
M＝
——篩分效率；
——單位面積容積處理量(/·h)，見(jiàn)表4-11[7]；
——篩面計(jì)算寬度(m)；
＝0.95B；
B——實(shí)際篩面寬度(m)；
L——篩面工作長(zhǎng)度(m)；
——物料的松散密度(t／)。
經(jīng)表4-10[7]和表4-11[7]，取篩分效率為98％時(shí)的M為0.27，為1.1，為13.30/·h，Q＝0.5T/h，根據(jù)實(shí)際要求取篩面長(zhǎng)度為寬度的三倍，即：L＝2B，＝0.95B，則：
所以 B=
取篩面的寬為330mm，長(zhǎng)為660mm，篩面的傾斜角為20°。如圖：
電動(dòng)機(jī)的選取與計(jì)算
如何合理的選擇和計(jì)算篩分電動(dòng)機(jī)的傳動(dòng)功率，是有重要意義的。傳動(dòng)功率選擇得合適，就能保證篩分機(jī)的正常運(yùn)轉(zhuǎn)。篩分機(jī)電動(dòng)機(jī)功率的計(jì)算，有數(shù)種不同的辦法，下面的計(jì)算公式是其中之一[7]。
P= (4-2)
式中 P——電動(dòng)機(jī)的計(jì)算功率（KW）；
——參振質(zhì)量（kg）；
——振幅（m）；
n——振動(dòng)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(duì)滾動(dòng)軸承取f=0.005；
——傳動(dòng)效率，取=0.95。
根據(jù)實(shí)踐經(jīng)驗(yàn)，一般按下列范圍選取振幅：
圓振動(dòng)篩 =2.5~4mm
這里我們?nèi)稳?3mm，n=600r/min，P=5kw，d=50mm；
試求=
計(jì)算得出參振質(zhì)量太大，勢(shì)必造成制造成本增大，所以，不與采用，現(xiàn)將P取為0.5kw，計(jì)算得出為1500.9kg，比較適合。查機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊(cè)（表12-1）[1]
，選取電動(dòng)機(jī)Y801-4型，功率P為0.55kw，轉(zhuǎn)速為1390r/min，質(zhì)量m=17kg。如圖：
圖4-2 電動(dòng)機(jī)
軸承的選擇與計(jì)算1.1軸承的選擇
根據(jù)振動(dòng)篩的工作特點(diǎn)，應(yīng)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(dòng)篩振動(dòng)時(shí)，軸及軸承將受到較大的徑向承載力，而軸向力相對(duì)而言比較小，因此這里采用圓柱滾子軸承。
當(dāng)量動(dòng)載荷P（）的一般計(jì)算公式為
P=X (4-3)
式中，X、Y分別為徑向動(dòng)載荷系數(shù)和軸向動(dòng)載荷系數(shù)，其值見(jiàn)參考文獻(xiàn)[2]表13-5。由表所示：X=1，Y=0；
所以：P=
實(shí)際上，在許多支撐中還會(huì)出項(xiàng)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(jì)及這些影響，可對(duì)當(dāng)量動(dòng)載荷乘上一個(gè)根據(jù)經(jīng)驗(yàn)而定的載荷系數(shù)，其值參見(jiàn)參考文獻(xiàn)[2]表13-6。故實(shí)際計(jì)算時(shí)，軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷應(yīng)為：
P=
取=1.2，故： P=
=1.2
=17.65kw
滾動(dòng)軸承壽命計(jì)算：
軸承基本額定壽命 (4-4)
n代表軸承的轉(zhuǎn)速（單位為r/min），為指數(shù)，對(duì)于球軸承，=3，對(duì)于滾子軸承，=。查機(jī)械課程設(shè)計(jì)手冊(cè)得C=69.2KN。
=
=2639.8h
計(jì)算得出來(lái)的壽命符合設(shè)計(jì)要求，故軸承內(nèi)徑d取50mm，查機(jī)械課程設(shè)計(jì)手冊(cè)可得：D=90mm，B=20mm。如圖：
圖4-3 軸承
1.2軸承的壽命計(jì)算
軸承的壽命公式為：
=() (6-4)
式中: 的單位為10r
——為指數(shù)。對(duì)于球軸承，=3；對(duì)于滾子軸承，=10/3。
計(jì)算時(shí)，用小時(shí)數(shù)表示壽命比較方便。這時(shí)可將公式(4.1)改寫(xiě)。則以小時(shí)數(shù)表示的軸承壽命為： =() (6-5)
式中：
——基本額定動(dòng)載荷=125.74KN
——軸承轉(zhuǎn)數(shù)
——當(dāng)量動(dòng)負(fù)荷
選取額定壽命為6000h。
將已知數(shù)據(jù)代入公式(4.2)得：
==15249h>6000h 滿足使用要求。
因此設(shè)計(jì)中選用軸承的使用壽命為15249小時(shí)。
帶輪的設(shè)計(jì)與計(jì)算
已知大帶輪的轉(zhuǎn)速為600r/min，電動(dòng)機(jī)功率為P=0.55kw，轉(zhuǎn)速為1390r/min。
小帶輪==1390r/min，所以傳動(dòng)比i=
這里取傳動(dòng)比i為2.3，每天工作8小時(shí)。
4.4.1 確定計(jì)算功率
由表8-7查得工作情況系數(shù)=1.2，故
=P=1.2kw=0.66kw
4.4.2 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(zhǔn)直徑并驗(yàn)算帶速v
1、初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑。由參考文獻(xiàn)[2]表8-6和表8-8，取小帶輪的基準(zhǔn)直徑=80mm。
2、驗(yàn)算帶輪v。按公式計(jì)算帶輪速度：
因?yàn)?m/s＜v＜30m/s，故帶速合適。
3、計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑。根據(jù)已知，計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑
=i=2.380mm=184mm
根據(jù)參考文獻(xiàn)[2]表8-8，圓整為=180mm。
4.4.4確定V帶的中心距和基準(zhǔn)長(zhǎng)度
1、初定=300mm，
由表8-2選帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度=1000mm。
2、計(jì)算實(shí)際中心距。
3、驗(yàn)算小帶輪上的包角
4、計(jì)算帶的根數(shù)z
計(jì)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(jì)算V帶的根數(shù)z。
所以取一根帶。
計(jì)算單根V帶的初拉力的小值
由參考文獻(xiàn)[2]表8-3得A型帶的單位長(zhǎng)度質(zhì)量q=0.1kg/m，所以
應(yīng)用
帶的實(shí)際初拉力＞。
計(jì)算壓軸力
壓軸力的小值為
=192N
如圖：
圖4-4 大帶輪
4.5 彈簧的設(shè)計(jì)與計(jì)算
選取彈簧端部結(jié)構(gòu)為端部并緊，磨平，支承圈為1圈；彈簧的材料為C級(jí)碳素彈簧鋼65Mn,彈簧的振動(dòng)次數(shù)n=600r/min。
取彈簧絲直徑=4mm，旋繞比C=4.5，則得曲度系數(shù)
查表得，
F=
符合要求，取d=4mm，D=Cd=18mm，。如圖：
圖4-5 彈簧
彈簧驗(yàn)算
1）彈簧疲勞強(qiáng)度驗(yàn)算
由文獻(xiàn)[6],圖16-9，選取
所以有：
由彈簧材料內(nèi)部產(chǎn)生的大小循環(huán)切應(yīng)力：
可得： =
由文獻(xiàn)[6]，式（16-13）可知：
疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)計(jì)算值及強(qiáng)度條件可按下式計(jì)算：
式中：——彈簧材料的脈動(dòng)循環(huán)剪切疲勞極限
——彈簧疲勞強(qiáng)度的設(shè)計(jì)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(qiáng)度的要求。
2）彈簧靜應(yīng)力強(qiáng)度驗(yàn)算
靜應(yīng)力強(qiáng)度安全系數(shù)計(jì)算值及強(qiáng)度條件為：
式中——彈簧材料的剪切屈服極限，
——靜應(yīng)力強(qiáng)度的設(shè)計(jì)安全系數(shù)，=1.3-1.7
所以得： =1.3
所以彈簧滿足靜應(yīng)力強(qiáng)度。
所以此彈簧滿足要求。
4.6 軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算
4.6.1 求輸出軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩；
于是
4.6.2 初步確定軸的小直徑
初步估計(jì)軸的小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)參考文獻(xiàn)[2]表15-3，取，于是得：
由前面的軸承和皮帶輪確定軸小直徑，這里取輸出的小直徑，也就是安裝大帶輪處的直徑。
4.6.3 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
1）帶輪寬度
，所以取L=48mm，取軸套長(zhǎng)度為16mm，因此。
初步選擇軸承蓋。軸肩高度h一般取為（0.07~0.1）d，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(zhǎng)度選取。由前面軸承計(jì)算所知，軸承長(zhǎng)度為20mm，所以。
，是箱體的長(zhǎng)度，是箱體壁厚。所以
；
至此，已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)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(xiàn)[1]查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為32mm，同時(shí)為了保證帶輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇帶輪與軸的配合為H7/g6；同樣，主偏心塊與軸的連接，選用平鍵為，長(zhǎng)為22mm，與軸的配合為H7/g6。滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過(guò)渡配合來(lái)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(xiàn)[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(yīng)力校核軸的強(qiáng)度
進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受大彎矩和扭矩的截面的強(qiáng)度。根據(jù)表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計(jì)算應(yīng)力：
前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1查得。因此＜，故安全。
4.6.7 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度
1）判斷危險(xiǎn)截面
無(wú)鍵連接的軸部因只受扭矩作用，所引起的應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強(qiáng)度，所以無(wú)需校核。
從應(yīng)力集中對(duì)軸的疲勞強(qiáng)度的影響來(lái)看，與主偏心塊連接的軸部應(yīng)力集中為嚴(yán)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(yīng)力
截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力
軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。有表15-1查得，，。
截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及按參考文獻(xiàn)[2]附表3-2查取。因，，經(jīng)插值后可查得
，
又由附圖3-1可得軸的材料敏性系數(shù)為
，
故有效應(yīng)力集中系數(shù)按式（附表3-4）為
由附圖3-2的尺寸系數(shù)；由附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。
軸按磨削加工，由參考文獻(xiàn)[2]附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為
軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即，則按公式得綜合系數(shù)為
又由及得碳鋼的特性系數(shù)
，取
，取
于是，計(jì)算安全系數(shù)值，按公式計(jì)算得
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