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 篩面的寬度和長度是篩分機很重要的一個工藝參數。一般說來，篩面的寬度決定著篩分機的處理能力，篩面的長度決定著篩分機的篩分效率，因此，正確選擇篩面的寬度和長度，對提高篩分機的生產能力和篩分效率是很重要的。
  篩面的寬度不僅受篩分機處理能力的影響，還受篩分機結構強度的影響。寬度越大，必然加大了篩分機的規格，篩分機的結構強度上需要解決的問題越多也越難，所以篩面的寬度不能任意增加。目前我國振動篩的大寬度為3.6m；共振篩的大寬度為4m。
  篩面的長度影響被篩物料在篩面上的停留時間。篩分試驗表明，篩分時間稍有增加，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。試驗結果表明，篩面越長，物料在篩面上停留的時間越久，所得的篩分效率越高。
  但是隨著篩分時間的增長，篩面上的易篩顆粒越來越少，留下的大部分是“難篩顆粒”，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，需要較長的時間，篩分效率的增加越來越慢。所以，篩面長度只在一定范圍內，對提高篩分效率起作用，不能過度加長篩面長度，不然會致使篩分機結構笨重，達不到預期的效果。
  一般來說，篩面長度和寬度的比值為2~3。對于粗粒級物料的篩分，篩面長度為3.5~4m；對于中細粒級物料的篩分，篩面長度為5~6m；對于物料的脫水和脫介篩分，篩面長度為6~7m；預先篩分的篩面可短些，終篩分的篩面應長些。
  各國篩分機的寬度和長度尺寸系列，多數采用等差級數。它特點是：使用比較方便，尾數比較整齊。但是由于等差級數的相對差不均衡，隨著數列的增長，相對差就會急劇下降，因此，在有的篩分機系列中，只能采用兩種級數公差。
  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，開孔率選取為64%，長、寬比取3：1。
  圓振動篩處理量的計算：
  公式近似計算[7]：                                     （4-1）
  式中：   ——按給料計算的處理量(t／h)；
  M——篩分效率修正系數，見表4—10[7]；M也可按以下公式計算：
  M＝
  ——篩分效率；
  ——單位面積容積處理量(/·h)，見表4-11[7]；
  ——篩面計算寬度(m)；
  ＝0.95B；
  B——實際篩面寬度(m)；
  L——篩面工作長度(m)；
  ——物料的松散密度(t／)。
  經表4-10[7]和表4-11[7]，取篩分效率為98％時的M為0.27，為1.1，為13.30/·h，Q＝0.5T/h，根據實際要求取篩面長度為寬度的三倍，即：L＝2B，＝0.95B，則：
  所以         B=
  取篩面的寬為330mm，長為660mm，篩面的傾斜角為20°。如圖：
  電動機的選取與計算
  如何合理的選擇和計算篩分電動機的傳動功率，是有重要意義的。傳動功率選擇得合適，就能保證篩分機的正常運轉。篩分機電動機功率的計算，有數種不同的辦法，下面的計算公式是其中之一[7]。
  P=                       (4-2)
  式中    P——電動機的計算功率（KW）；
  ——參振質量（kg）；
  ——振幅（m）；
  n——振動次數（r/min）；
  d——軸承次數（m）；
  C——阻尼系數，一般取C=0.2；
  f——軸承摩擦系數，對滾動軸承取f=0.005；
  ——傳動效率，取=0.95。
  根據實踐經驗，一般按下列范圍選取振幅：
  圓振動篩    =2.5~4mm
  這里我們任取=3mm，n=600r/min，P=5kw，d=50mm；
  試求=
  計算得出參振質量太大，勢必造成制造成本增大，所以，不與采用，現將P取為0.5kw，計算得出為1500.9kg，比較適合。查機械設計課程設計手冊（表12-1）[1]
  ，選取電動機Y801-4型，功率P為0.55kw，轉速為1390r/min，質量m=17kg。如圖：
  圖4-2  電動機
軸承的選擇與計算1.1軸承的選擇
  根據振動篩的工作特點，應選用大游隙單列向心圓柱滾子軸承。
  取軸承內徑d=50mm，振動篩振動時，軸及軸承將受到較大的徑向承載力，而軸向力相對而言比較小，因此這里采用圓柱滾子軸承。
  當量動載荷P（）的一般計算公式為
  P=X                       (4-3)
  式中，X、Y分別為徑向動載荷系數和軸向動載荷系數，其值見參考文獻[2]表13-5。由表所示：X=1，Y=0；
  所以：P=
  實際上，在許多支撐中還會出項一些附加載荷，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生的附加力等等。為了計及這些影響，可對當量動載荷乘上一個根據經驗而定的載荷系數，其值參見參考文獻[2]表13-6。故實際計算時，軸承的當量動載荷應為：
  P=
  取=1.2，故：                 P=
  =1.2
  =17.65kw
  滾動軸承壽命計算：
  軸承基本額定壽命                         (4-4)
  n代表軸承的轉速（單位為r/min），為指數，對于球軸承，=3，對于滾子軸承，=。查機械課程設計手冊得C=69.2KN。
  =
  =2639.8h
  計算得出來的壽命符合設計要求，故軸承內徑d取50mm，查機械課程設計手冊可得：D=90mm，B=20mm。如圖：
  圖4-3 軸承
  
1.2軸承的壽命計算
  軸承的壽命公式為：
  =()                             (6-4)
  式中: 的單位為10r
  ——為指數。對于球軸承，=3；對于滾子軸承，=10/3。
  計算時，用小時數表示壽命比較方便。這時可將公式(4.1)改寫。則以小時數表示的軸承壽命為：  =()                            (6-5)
  式中：
  
  ——基本額定動載荷=125.74KN
  ——軸承轉數
  ——當量動負荷
  選取額定壽命為6000h。
  將已知數據代入公式(4.2)得：
  ==15249h>6000h 滿足使用要求。
  因此設計中選用軸承的使用壽命為15249小時。
  
  帶輪的設計與計算
  已知大帶輪的轉速為600r/min，電動機功率為P=0.55kw，轉速為1390r/min。
  小帶輪==1390r/min，所以傳動比i=
  這里取傳動比i為2.3，每天工作8小時。
  4.4.1 確定計算功率
  由表8-7查得工作情況系數=1.2，故
  =P=1.2kw=0.66kw
  4.4.2 選擇V帶的帶型
  根據、由圖8-10選用A型。
  4.4.3 確定帶輪的基準直徑并驗算帶速v
  1、初選小帶輪的基準直徑。由參考文獻[2]表8-6和表8-8，取小帶輪的基準直徑=80mm。
  2、驗算帶輪v。按公式計算帶輪速度：
  因為5m/s＜v＜30m/s，故帶速合適。
  3、計算大帶輪的基準直徑。根據已知，計算大帶輪的基準直徑
  =i=2.380mm=184mm
  根據參考文獻[2]表8-8，圓整為=180mm。
  4.4.4確定V帶的中心距和基準長度

  1、初定=300mm，
  
  由表8-2選帶的基準長度=1000mm。
  2、計算實際中心距。
  3、驗算小帶輪上的包角
  4、計算帶的根數z
  計算單根V帶的額定功率。
  由和=1390r/min，查表8-4a得=0.8kw。
  根據=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
  計算V帶的根數z。
  所以取一根帶。
  計算單根V帶的初拉力的小值
  由參考文獻[2]表8-3得A型帶的單位長度質量q=0.1kg/m，所以
  應用
  帶的實際初拉力＞。
  計算壓軸力
  壓軸力的小值為
  =192N
  如圖：
  圖4-4  大帶輪
4.5 彈簧的設計與計算
  選取彈簧端部結構為端部并緊，磨平，支承圈為1圈；彈簧的材料為C級碳素彈簧鋼65Mn,彈簧的振動次數n=600r/min。
  取彈簧絲直徑=4mm，旋繞比C=4.5，則得曲度系數
  查表得，
  F=
  符合要求，取d=4mm，D=Cd=18mm，。如圖：
  圖4-5 彈簧
  彈簧驗算
  1）彈簧疲勞強度驗算
  由文獻[6],圖16-9，選取
  所以有：
  由彈簧材料內部產生的大小循環切應力：
  
  可得：           =
  由文獻[6]，式（16-13）可知：
  疲勞強度安全系數計算值及強度條件可按下式計算：
  式中：——彈簧材料的脈動循環剪切疲勞極限
  ——彈簧疲勞強度的設計安全系數,取=1.3-1.7
  按上式可得：     ==1.3
  所以此彈簧滿足疲勞強度的要求。
  2）彈簧靜應力強度驗算
  靜應力強度安全系數計算值及強度條件為：
  式中——彈簧材料的剪切屈服極限，
  ——靜應力強度的設計安全系數，=1.3-1.7
  所以得：                   =1.3
  所以彈簧滿足靜應力強度。
  所以此彈簧滿足要求。
  
4.6 軸的設計與計算
  4.6.1 求輸出軸上的功率、轉速和轉矩；

  于是
  4.6.2 初步確定軸的小直徑
  初步估計軸的小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理。根據參考文獻[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 軸的結構設計
  1）帶輪寬度
  ，所以取L=48mm，取軸套長度為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）軸承長度選取。由前面軸承計算所知，軸承長度為20mm，所以。
  ，是箱體的長度，是箱體壁厚。所以
  ；
  至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。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[1]查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為32mm，同時為了保證帶輪與軸配合有良好的對中性，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，長為22mm，與軸的配合為H7/g6。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，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[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 按彎扭合成應力校核軸的強度
  進行校核時，通常只校核軸上承受大彎矩和扭矩的截面的強度。根據表中的數據，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環變應力，取，軸的計算應力：
  前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，由表15-1查得。因此＜，故安全。
  4.6.7 精確校核軸的疲勞強度
  1）判斷危險截面
  無鍵連接的軸部因只受扭矩作用，所引起的應力集中均將削弱軸的疲勞強度，所以無需校核。
  從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，與主偏心塊連接的軸部應力集中為嚴重。
  2）截面校核
  抗彎截面系數
  抗扭截面系數
  截面彎矩M為
  截面扭矩為
  截面上的彎曲應力
  截面上的扭轉切應力
  軸的材料為45鋼，調質處理。有表15-1查得，，。
  截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數及按參考文獻[2]附表3-2查取。因，，經插值后可查得
  ，
  又由附圖3-1可得軸的材料敏性系數為
  ，
  故有效應力集中系數按式（附表3-4）為

  由附圖3-2的尺寸系數；由附圖3-3的扭轉尺寸系數。
  軸按磨削加工，由參考文獻[2]附圖3-4得表面質量系數為
  軸未經表面強化處理，即，則按公式得綜合系數為

  又由及得碳鋼的特性系數
  ，取
  ，取
  于是，計算安全系數值，按公式計算得