標準篩振篩機的總體及夾緊裝置的設計【4張CAD圖紙】

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429.2. 滑竿的設計選擇 429.3. 馬蹄定位環(huán)的設計 4210 潤滑與密封 4410.1. 潤滑簡介 4410.2. 軸承的潤滑 4410.2.1. 滾動軸承的潤滑 4410.2.2. 滑動軸承的潤滑 4510.3. 潤滑方式的選擇 4510.4. 密封 4511 軸的工藝路線4611.1. 加工要求 4611.2. 零件各主要部分的作用及技術要求 4611.3. 工藝分析 4611.4. 基準選擇 4611.5. 工藝過程 46參考文獻 49致謝501標準篩振篩機概述11 課題背景目前，在我國，選礦設備的種類有很多，機械式的占絕大多數(shù)。隨著選礦技術變得越來越成熟，新型的電磁振動式振篩機現(xiàn)在也得到運用。但不管對于實驗室還是工地現(xiàn)場，機I械式振篩機的運用占據(jù)了主要位置。而標準篩振篩機憑借其優(yōu)良的工作性能和方便輕巧的優(yōu)點也深受用戶的喜愛，所以，對標準篩振篩機的研究與設計變得越來越重要。在選礦設備中，振篩機是一種很有代表性的選礦設備，其廣泛運用于試驗室的選礦工作中。標準篩振篩機是與小200毫米試驗篩配套使用，對顆粒物料進行分級篩分的專用設備，可代替人工篩分操作，并具有兩種功能，一種為搖動和振擊，另一種為純搖動篩分。并廣泛用于地質、冶金、化工、煤炭、國防、科研、砂輪制造、水泥生產(chǎn)等部門化驗室對物料進行篩分分析。振擊次數(shù)穩(wěn)定可靠，裝夾套篩方便靈活，夾緊牢靠，并能自動停車，根據(jù)用戶需要，可篩分多種特性的產(chǎn)品每次開機五分鐘，既方便又簡單完成分級工作。1.2 標準篩振篩機的基本工作原理若不考慮電磁式標準篩振篩機，但就機械式振篩機而言，我們所設計的標準篩振篩機屬于直線頂擊式振篩機。它屬于仿人工篩分功能機械，所以，它具有振擊和搖動的功能，正是在這種仿人工篩分的機械動作，是煤粒的篩分作業(yè)得以實現(xiàn)。標準篩振篩機直線頂擊功能通過一對凸輪機構實現(xiàn)，而其搖動的機械動作，我們通過安裝偏心輪來實現(xiàn)。本機結構主要由機座、篩與傳動機構等部分組成?？膳鋫鋵Ｓ脢A具、即可裝夾200試驗篩，又可裝75、 100套篩，裝夾方便靈活，夾緊牢靠，并能自動停機。有的標準篩振篩機振擊功能是通過兩個電機實現(xiàn)振機篩分運動的，我們采用純機械式傳動，只要在傳動結構上做些設計改進，就可以同時實現(xiàn)振擊和篩分的雙重功能， 既節(jié)省了設計成本，又使動作更穩(wěn)定。其基本工作原理如圖1. 1所示，煤流在振動和搖動的作用下，通過篩組從上往下流動，通過篩組時，我們可以根據(jù)要求得到幾組不同粒度值的煤粒。圖1.1 篩分過程中煤流運動示意圖1.3標準試驗篩的類型簡介試驗篩式振篩機的很重要的附件，它就象計算機的軟件一樣，它的選擇直接決定我們所要得到的煤樣的粒度。200試驗篩根據(jù)篩面材料分為金屬絲編織網(wǎng)試驗篩和金屬穿孔板試驗篩。金屬絲編織網(wǎng)試驗篩采用國家標準GB/T6003.1-1997 生產(chǎn)。其網(wǎng)孔基本尺寸為2.36mm-0.038mm，符合國際標準ISO3310-1：1990 R20/3，R20，R40/3 系列，篩網(wǎng)材質為黃銅、錫青銅、不銹鋼。 金屬穿孔板試驗篩采用國家標準GB/T6003.2-1997，符合國際標準ISO3310-2：1990 R20/3、R20、R40/3 系列，篩網(wǎng)材質為優(yōu)質不銹鋼，并采用數(shù)控沖壓穿孔而成。借鑒進口試驗篩的優(yōu)點，在下篩框增加了密封膠圈，較好地解決了振篩機震篩時粉料漏失現(xiàn)象，減少了飛濺粉料濺入振篩機縫隙內磨損齒輪的機會，盡可能的延長振篩機的使用壽命。同時還能減小噪音，一定程度地改善了生產(chǎn)現(xiàn)場噪音條件。1.4標準篩振篩機使用過程中的工作和工況要求1.4.1必須均勻給料：給料量以滿足設備處理為準。一次投料過多，阻礙物料在篩面上的正常運動，不但易使篩網(wǎng)疲勞變松，而且會大大降低物料處理量。一次性給予大量物料，會使本身處于不平衡運轉的電機負荷驟然增加，而造成電機損壞、減低電機的壽命。如給料量達不到設備的處理能力，即浪費能源，又降低了產(chǎn)量。1.4.2在有強大沖擊力的給料方式，必須加裝緩沖料斗，物料直接沖擊網(wǎng)面，不但消耗振動源所產(chǎn)生的激振力，更易造成網(wǎng)面破損及篩網(wǎng)疲勞，而影響產(chǎn)量及篩分.過濾的質量。1.5設計任務本設計的題目是標準篩振篩機的總體設計和夾緊裝置的設計,設計參數(shù)主要為：電動機額定功率 P=0.37KW搖動頻率 w=221rad/min振擊頻率f=141次/min匹配篩具直徑 200mm設計的主要任務是首先對振篩機的總體進行布局，合理化裝配空間，并對搖動、打擊、夾緊等機構或裝置的工作原理進行系統(tǒng)分析,然后根據(jù)設計要求初歩擬定一個設計方案,然后對其主要部件進行受力分析并校核,從而確定一個更加科學的設計方案。7南昌航空大學科技學院學士學位論文2 標準篩振篩機的總體設計2.1總體位置方案的確定借鑒已有產(chǎn)品的結構特點，本設計大致整體結構沒有作很大的變動，因為現(xiàn)有的產(chǎn)品在其各零部件的布置上以及總體尺寸的設計上有它的優(yōu)點?？傮w位置方案:篩組由夾緊裝置固定成一個部分,單獨布置在箱體的外部,下面由托盤支撐與偏心盤聯(lián)接起來,托盤支撐還能增強打擊軸的打擊力度.箱體內部依舊是布置振擊部分和減速機構，并將其設計成不同的單元，這樣能夠更加有利于裝配和維修。201.夾緊裝置 2.搖動機構 3.上斜齒輪 4.機架 5.減速機構 6.下斜齒輪 7.振擊機構圖2.1 標準篩振篩機剖面圖2.2電動機的選擇根據(jù)設計任務要求，我們所使用的電機功率為0.37KW，這種電機屬于微型電機，通過查閱相關手冊【9】，列舉了功率為0.37KW，各種微型電機性能參數(shù)表（表2.1）表2.1 部分微型電機性能參數(shù)對比表9電機型號功率（P）額定電流(A)額定電壓(V)電流頻率(HZ)轉速(r/min)功率因素cos啟動轉矩啟動電流(A)最大轉矩A02-71123700.95220/3805028000.82.262.4AO2-71243701.12220/3805014000.722.262.4B02-80123703.362205028000.771.1301.8B02-80243704.242205014000.641.2301.8C02-80123703.362205028000.772.82118C02-80243704.242205014000.642.5211.8通過仔細比較各種電機的優(yōu)缺點，我們所選擇電機的型號為A02-7124，轉速為1400r/min 。因為它的轉速相對來說比較慢，這有利于傳動裝置的設計，且其所承受的轉矩較大，能更好地滿足工作要求。在電動機的選擇上,選擇45號機座,此尺寸在各個方面都比較小，更加有利于振篩機的小型化設計,在圖2.1中，列出了每個安裝尺寸的位置，并在表2.2中列出了每個安裝尺寸的數(shù)值。圖2.1 A02系列 IMB3型驅動微型電機外形尺寸安裝圖表2.2 A02系列 IMB3型驅動電機的外形尺寸數(shù)值表機座號安裝尺寸B3、B4、B14外形尺寸不大于AA/2BCDEFGHABACAEHDL457135.5562892037.2901007001151503 夾緊裝置的設計3.1夾緊裝置的基本結構振篩機在工作過程中會遇到離心力和慣性力等各種力的作用，因此定位后必須夾緊。夾緊裝置一般由夾緊機構和動力源組成。1、夾緊機構：接受和傳遞動力源的原始作用力，使其變?yōu)閵A緊力的中間機構和夾緊元件稱為夾緊機構。它直接與工件夾緊表面接觸并完成夾緊任務。2、動力源：產(chǎn)生的原始作用力的部分，一般指機動夾緊。如氣動、液動、電磁和電動等。如人的體力對工件的夾緊，則稱為手動夾緊。3.2夾緊裝置的基本要求3.2.1在不破壞工件精度，并保證加工質量的前提下，應盡量使夾緊裝置到：（1）夾緊作用準確、安全、可靠；（2）夾緊動作迅速、操作省力方便；（3）夾緊變形??；（4）結構簡單，制造容易3.2.2確定夾緊力的基本原則1、夾緊力的方向選擇：（1）夾緊力的方向應盡量垂直于主要定位基面；（2）夾緊力方向應盡量與切削力的方向一致2、夾緊力的作用點的選擇：（1）夾緊力作用點應跟支承元件相對，否則工件容易變形不穩(wěn)固； （2）夾緊力作用點應盡可能靠近加工面，以增強工件部位剛性，防止振動根據(jù)實際需要，我們列舉了一些常用的夾緊機構，如表3.1所示。實際上我們的動力源為人力對夾緊機構所施的力，也是我們所稱的手動夾緊。表 3.1類型動力源增力比主要參數(shù)特點斜契多數(shù)為氣動、液壓2-51、斜契角=5-152、行進比i1、能改變作用力的方向2、加緊行程較小3、與一般氣動、液壓部分連接，應大于自鎖角螺旋多數(shù)為手動65-140選擇螺紋直徑一般M8-M241、增力比大2、自鎖性好3、加緊行程受限制較小4、結構簡單5、操作費事偏心多數(shù)為手動12-141、偏心距e一般取2-62、偏心外徑D1、自鎖性隨偏心特性D/e變化，當D/e14時，與螺旋加緊相比，自鎖性較差，適用與震動不大的工序2、加緊行程較小杠桿氣動、液壓、手動0.5-3杠桿比一般取0.5-31、本身無自鎖性。因此必須與其他機構組合使用2、根據(jù)不同結構可以改變作用力的方向鉸鏈氣動、液壓1.5-41、夾緊斜角102、加緊行程Sz3、加緊儲備S4、鉸鏈臂長L1、能改變作用力的方向2、加緊行程易受限制3、同一機構夾緊力隨夾緊斜角的變化而有較明顯變化4、一般與氣動液壓部件連接3.3夾緊裝置的計算3.3.1夾緊裝置受力分析振篩機在工作工程中的，由于存在上下的振擊運動，固定篩組也與托盤在夾緊機構的作用下固定成一體，并在打擊軸的作用下沿著滑桿在作上下往復運動。當打擊軸完成一個工作行程掉下的過程，固定篩組隨其一同自由落下的那一瞬間，產(chǎn)生一個向上的慣性力，而這個慣性力所針對的重量體為裝料的固定篩組和加緊機構的重量和（不包括下面的托盤。我們估計其最大的重量值為300N因此我們估計篩組自由下落時所產(chǎn)生的最大慣性力F1max=300N，如果把慣性力等效成一種負載的話，那么這個負載的承載力為夾緊機構與夾緊支撐體(滑竿）的摩擦力。我們選擇壓桿，螺紋傳動副和滑竿的材料都為45號鋼，我們設計的壓桿與滑竿接觸處為一段圓弧面接觸。圖3.1 壓塊查閱相關資料，我們選定的鋼-鋼無摩擦潤滑時的靜摩擦系數(shù)為f=0.15因為接觸面為圓弧面，因此其當量摩擦系數(shù)為：Fv=(1-/2)f (3.1)需要產(chǎn)生的摩擦力 F1=F1MAX=F2fv F2=F1fv/33000.15/3=667N在計算中，因為我們設計了三根滑竿，因此運算過程中乘了一個1/3。其中F2是產(chǎn)生摩擦力所需要的水平分力。所設計夾緊機構的水平力主要由一個類似楔塊機構的的傳動機構來實現(xiàn)，如圖所示，錐螺母相當于楔塊1，壓桿相當于楔塊2，錐螺母與退拔螺母組成一個具有自鎖功能的螺旋傳動副。當錐螺母順時針轉動時，錐螺母則向上運動，從而其產(chǎn)生的水平力推動壓桿向外運動通過壓桿與滑竿的摩擦夾緊振動篩組。1.錐螺母 2，壓桿3，滑桿圖3.2 夾緊裝置夾緊機構示意圖設計錐面與水平方向的夾角為75。按照示意圖，可以反過來推倒：F2=667N反作用力 F23=F32=F2=667N 摩擦力 f12=f21=F12f摩擦角 =arctan0.15=9.5水平力 F12cos15+f12cos75=F23=667N即 F2=F120.15cos75+F12cos15 （3.3) 解得 F12=1.01F2=667N夾緊機構外壁對壓桿產(chǎn)生的力可等效成一個摩擦力 fw=100N則 F12=F12+fw=767N由于楔塊垂直方向的加緊力由螺紋結構提供，因此無須對楔塊的自鎖性進行校核。也就是說在螺旋傳動下產(chǎn)生了 F12這一水平力，其受力的大小和受力的平衡都是螺旋副來保證的。螺旋副能夠承受比較大的徑向載荷和軸向載荷，且此處的螺桿沒有轉速要求，因此一般都能滿足要求，我們這里選外螺紋直徑為27的螺旋副傳動。3.3.2離心力的計算在工作過程中，振篩機的轉動速度比較快（設計要求為221rad/min)。而且在轉動過程托盤和起上面夾緊機構固定的部分都構成一個整體，這個整體圍繞一個中心以一定的半徑作圓周運動。我們把上面考慮成一個單獨的質量體，其在作偏心運動時必將產(chǎn)生一個離心力，我們的設計部件必須不被這個離心力所破壞，我們考慮最危險的情況。偏心半徑R=12.5mm根據(jù)經(jīng)驗估計上面部分的最大重量Fa=500N包括托盤，篩組，夾緊機構以及物料等。由離心力公式F3=Mv2/r,即F3=M2r=500/9.80.0125(2212/60)=519N由于上端轉動組織的在轉動時，產(chǎn)生的離心力可分擔在滑竿上面，滑竿與篩組有6 個固定點，我們所求的力應該是平均到每個竿所受到的力。相對應的是滑竿又會對其起導向作用的夾緊機構圓筒產(chǎn)生剪切力，剪切力的大小則為離心力與壓桿對滑竿的力之和。即 Fj=F12+F3/6=667+341/6=724N3.3.3圓筒剪切強度校核在工作過程中，夾緊機構圓筒將會受到來自滑竿的剪切應力。脆性材料斷裂時的應力是6 13 ，塑性材料達到屈服時的應力是屈服極限，這兩者都是構件實效時的極限應力，為保證構件有足夠的強度，在載荷作用下的構件的實際應力6顯然要低于極限應力。選材為優(yōu)質碳素結構剛45號鋼。根據(jù)表5.1查手冊1 s=353MP參考現(xiàn)有產(chǎn)品，初步設計圓筒的長度L=55mm，厚度W=6mm則園筒截面積As=556=330mm2剪切應力=724/(33010-6)=2.19MPa顯然s,滿足強度要求。4振擊機構的設計計算4.1打擊軸的工作原理振擊機構是通過凸輪傳動帶動打擊軸實現(xiàn)的，如圖4.1所示，打擊軸1是通過一個銷聯(lián)接在上凸輪2空心軸部分的，當上凸輪軸2與下凸輪軸3產(chǎn)生相對轉動時，由于凸輪傳動作用使上凸輪向上運動一個行程，同時，打擊軸是空套在上，下凸輪軸之間的，當上凸輪軸向上運動時，則通過銷連接在上凸輪空心軸上的打擊軸也要隨之運動一個行程。從而完成打擊作用。圖4.1 振擊結構示意圖4.2打擊軸的計算校核。4.2.1圓柱銷的剪切應力校核10銷的形式很多，主要可分為圓柱銷、圓錐銷、槽銷與槽釘、彈性銷、開口銷和軸銷等。根據(jù)設計要求，選用圓柱銷，材料選用45號鋼。圖4.2 打擊軸示意圖如上圖所示，我們設計銷孔的直徑為5mm，圓柱銷選用540mm規(guī)格，其在向上打擊的過程中，受到剪切，需對其進行校核。計算公式：銷剪切 =4F/d2 (4.1)其中F為圓柱銷受到的剪切力。表4.1 銷與銷聯(lián)接的許用應力表10許用應力鋼，抗拉強度b(MPa)鑄鋼鑄鐵40050060070040506070-p65901051206050w558095105-表中數(shù)值對靜載荷乘以1.4，對交變載荷乘以0.7表中 銷剪切應力;p銷壓應力;w銷彎曲應力取打擊軸受到的軸向力為Fz=F=600N=（4600）/（510-3）2=30.57MPa而查表45號鋼抗拉強度b=598MPa，所以我們選擇=60MPa100mm的軸，有一個鍵槽時，軸徑增大3；有兩個鍵槽時，應增大7。對于直徑100匪的軸，有一個鍵槽時，增大5-7；有兩個鍵槽時，應增大10-15。然后將軸徑圓整為標準直徑。應當注意，這里求出的直徑，只能作為承受扭矩作用的軸段的最小直徑dmin。從圖上我們可以看出，軸的右端是個大偏心，從受力上分析，當偏心軸工作時，其大偏心輪部分受到了很大的剪切力，但作為軸的校核，我們應該考慮最危險的情況。由于作偏心運動所產(chǎn)生的離心力的方向是不斷變化的，因此我們取一個最危險的截面來分析。結構設計：一對角接觸球軸承設置在中間位置，另外一個同類型的軸承套在大偏心軸末端。我們設計的軸在負載段我們選用內外徑比=0.6的比值設計，根據(jù)結構要求，外徑設計為30，內徑設為18。中間采用套筒定位，不需要設置軸肩，減少加工難度。如圖5.2所示，其結構設計為，一對角接觸球軸承設置在中間位置，另外一個同類型的軸承套在大偏心軸末端，以支撐大偏心軸的偏心運動。其具體安裝圖如圖所示圖5.2 大偏心軸安裝示意圖2、按彎扭合成強度條件計算【1】通過軸的結構設計，軸的重要結構尺寸，軸上零件的定位，以及外載荷支反力的作用位置均已確定，軸上的載荷（彎矩和扭矩）已可以求得，因而可按彎扭合成強度條件對軸進行強度計算。且大偏心軸在工作過程中，確實也受到彎矩和扭轉的作用。從圖上我們可以看出，軸的右端是個大偏心，從受力上分析，當偏心軸工作時，其大偏心輪部分受到了很大的剪切力，但作為軸的校核，我們應該考慮最危險的情況。由于作偏心運動所產(chǎn)生的離心力的方向是不斷變化的，因此我們取一個最危險的截面來分析。另外，我們所設計的軸是空心的，所以我們只能將這個截面圓環(huán)等效成一個校核直徑來進行校核。（1）做出軸的計算簡圖（即力學模型）（如圖5.3、5.4）軸所受的載荷是從軸上零件傳來的。計算時，常將軸上的分布載荷簡化為集中力， 其作用點取為載荷分布的中點。作用在軸上的扭矩，一般從傳動件了，輪轂寬度中點算起。通常把軸當作置于鉸鏈支座上的梁，支反力的作用點與軸承的類型和布置方式有關。我們把軸上零件的載荷分解為水平分力和垂直分力，然后求出各支撐處的水平反力FNH觀和垂直反力FNV 。經(jīng)計算Ft=0.479103Fa=Fttan=0.429103NFr=Ft/cos=0.479103/cos20=0.51103NMa=Fad/2=0.42910365/2=13900N/m由離心力公式 F3=mv2/r=519N通過力矩的平衡原理：Ft30.5+F65.5=FNV220+MaFnv2=Fr2=(Fr30.5+Fr65.5-13.9103)/20 =(0.5110330.5+51965.5-13.9103)/20=1753N（方向向上）同理Fr51.5+Fr44.5=FNV120+MaFNV1=Fr1=(Fr51.5+Fr44.5-Ma)/20 =（0.5110351.5+51944.5-13.9103）/20=1773N（方向向下）M1= Fr30.5-Ma=0.5110330.5-13.91030.5110330.5=1655 N.mmM2= Fr44.5=14863 N.mmMv=M2=14863 N.mm25人學本科牛畢業(yè)設計水平彎矩FNH221=Ft30.5FNH2=0.479106 30.5/21=700NFNH121= Ft51.5FNH1=0.479103 51.5/21=14863NMh=0.479 103 30.5=14610N.mmM=14863N.mm計算扭矩，作扭矩圖(圖5.4)T=955000P/n=955000.0.37/221=15989Nmm25人學本科牛畢業(yè)設計圖5.3 大偏心軸垂直方向彎矩圖25南昌航空大學科技學院學士學位論文圖5.3 大偏心軸水平方向彎矩圖校核軸的強度1已知軸的彎矩和扭矩后，可針對某些危險截面（即彎矩和扭矩大而軸徑可能不足的截面）作彎扭合成強度校核計算。按第三強度理論，計算應力ca= （5.5）通常由彎矩所產(chǎn)生的彎曲應力是對稱循環(huán)變應力，而由扭矩所產(chǎn)生的扭轉切應力則常不時對稱循環(huán)變應力。為了考慮兩者循環(huán)特性不同的影響，引入折合系數(shù)，則計算應力為：26南昌航空大學科技學院學士學位論文ca=式中的彎曲應力為對稱循環(huán)變應力。當扭轉切應力為靜應力時，取3；當扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力時，取0.6；若扭轉切應力亦為對稱循環(huán)變應力時，則取=1?，F(xiàn)取=0.6對于直徑為d的圓軸，彎曲應力=M/W，扭轉切應力=M/WT=M/2Wca=-1 （5.6）查表得-1=55MPaca軸的計算應力(MPa)M軸所受的彎矩（Nmm）T軸所受的扭矩W軸的抗彎截面系數(shù)mm3經(jīng)計算M=17.6106Nmm對于空心軸W0.1d3 (1-3)= 0.1303(1-0.63)=27000.784=2117ca=0.008MPa-1所以，設計的軸滿足強度要求5.2小偏心軸的設計5.2.1小偏心軸的設計要求小偏心軸是對偏心盤機構起輔助作用的,其數(shù)量是3個,既對托盤上面部分起輔助支撐作用,并跟隨偏心盤轉動,使偏心盤各個方向都受力均衡,并保持偏心盤在動作時的平行度和穩(wěn)定性。小偏心軸的徑向和軸向都受力不大,對其材料亦可選擇45鋼，無需進行強度校核，因此對其設計主要在于結構上滿足裝配的要求，并考慮其需要與滑動軸承的配合，因此還需要考慮它們配合后的潤滑。對此采用了在小偏心軸上鉆潤滑油孔, 在托盤上儲存潤滑油的方法,來達到潤滑的目的。5.2.2小偏心軸的結構設計通過考慮裝配等各方面的結構和功能要素,所設計的小偏心軸如圖5.5所示,其中，右端的潤滑油孔是與滑動軸承配合后通潤滑油的.且右端標注的12.5mm為小偏心軸的偏心距，與大偏心軸一致。圖5.5 小偏心軸6托盤與托盤支承的設計6.1托盤的設計托盤的的結構要求主要是下部有一個短偏心軸安裝在托盤內部，并且與之配套地需要安裝一個深溝球軸承。通過打擊軸一邊上下打擊運動，一點作回轉運動，從而甩動偏心軸做偏心運動。軸承深居托盤內部，其密封方式采用脂潤滑，也就是在托盤上面加工一個加脂孔。托盤上面部分是安放篩組的，通過夾緊機構使篩組與托盤固定成為一個整體，且滑桿時通過螺紋副聯(lián)接在托盤上面的，所以托盤還需要加工三個螺紋孔。29南昌航空大學科技學院學士學位論文圖6.1 托盤結構剖視圖從圖6.1上我們可以看出，中間的階梯孔是安裝短偏心軸和軸承的，旁邊的長孔為安裝滑竿的螺紋孔。兩個螺釘?shù)淖饔檬枪潭ㄝS承蓋。6.2托盤支撐的設計三角盤上支撐托盤的結構是托盤支撐。在靜止的狀況下，彈簧處于自幼仲縮狀態(tài)在工作時，能保證托盤在一定的振幅內運動，不至于使托盤在打擊軸的作用下而發(fā)生托盤脫離機械體的事故，且由于彈簧的拉力能增強打擊軸的打擊強度。彈簧的選擇：在設計中，我們根據(jù)彈簧的最大載荷、最大變形、以及結構要求（也就是安裝空間對彈簧尺寸的限制）來決定彈簧直徑、彈簧中徑、工作圈數(shù)、彈簧的螺旋升角和長度等。查閱相關表格【1】，機械設計中介紹，在選擇材料時，應考慮到彈簧的用途、重要程度、使用條件（包括載荷性質，大小極其循環(huán)特性，工作持續(xù)時間，工作溫度和周圍介質情況等），以及加工、熱處理和經(jīng)濟性等因素。同時，也要參照現(xiàn)有的設備中使用的彈簧，選擇出較為合用的材料，我們選擇的彈簧材料為65Mn，旋向為右旋總圈數(shù)10.5 圈，有效圈數(shù)為8 圈，彈簧中徑D=16mm，自由高度為45mm。通過對彈簧絲直徑的試算我們可以簡單校核彈簧是否滿足工作要求。其公式為：d1.6 （6.1）Fmax彈簧收到的最大壓力K曲度系數(shù)C旋繞比許用剪切應力表6.1 彈簧的拉伸強度極限1鋼絲直徑1-1.21.4-1.61.8-1.22.2-2.52.8-3.4B18001750170016501600選擇C=5，則d=16/5=3.2mm則 內徑 D1=D-d=12.8mm外徑 D2=D+d=19.2mmK（4C-1）/(4C-4)+0.615/C (6.2)1.19經(jīng)查表得 0.3B=510MPa去最大壓力Fmax=220N所以求得 d1.62.56mm則我們所選用的彈簧滿足要求。由于彈簧所受的載荷為交變載荷，而振篩機的工作是一個長期的過程，因此我們必須對彈簧的疲勞強度和靜應力強度進行驗算（如果變載荷的作用次數(shù)N103，或載荷變化的幅度不大時，可只進行靜應力強度計算）彈簧在交變載荷作用下，當彈簧所受載荷在F1 和F2 不斷變化時，彈簧材料內部所產(chǎn)生的最大和最小循環(huán)切應力為max=(8KD/d3)F21 (6.3)min=(8KD/d3)F11 (6.4)F1安裝載荷1預壓變形量F2最大載荷2最大變形量經(jīng)過計算 max=325MPamin=0MPa對于上述變應力作用下的普通圓柱螺旋壓縮彈簧，疲勞強度安全系數(shù)計算值Sca 以及強度條件可按下式計算：Sca=SF【1】 （6.5）式中0 彈簧脈動循環(huán)剪切疲勞強度極限，按交變載荷作用次數(shù)N，由下表查出；SF彈簧疲勞強度的設計安全系數(shù)，當彈簧的設計計算和材料的力學性能數(shù)據(jù)精確性很高時，取SF=1.3-1.7。當精確性低時，取SF=1.8-2.2。表6.2 彈簧脈動循環(huán)剪切疲勞強度極限變載荷作用次數(shù)N10410510610700.45B0.35B0.33B0.3BBt 彈簧材料的拉伸強度極限，單位為MPa，對于65Mn，B =735MPa0取最小值經(jīng)計算Sca=由于所取的數(shù)字的精確性不是很高，所以求出的安全系數(shù)滿足要求。31南昌航空大學科技學院學士學位論文圖6.2 彈簧的結構和受力圖彈簧的安裝為一端固定，一端可自由轉動，我們還需對其進行穩(wěn)定性校核為了便于制造及失穩(wěn)想象，我們設計的壓縮彈簧的長細比b=H0/D=45/16=2.53.7滿足穩(wěn)定性要求靜應力強度計算靜應力強度安全系數(shù)計算值SSca的計算公式及強度條件為SSca=s/maxSS (6.6)其中S為彈簧材料的剪切屈服極限。靜應力強度的設計安全系數(shù)SS的選取與SF相同SSca=510/325=1.75SS圖6.3 托盤支承示意圖由上面的計算可知，強度滿足要求33南昌航空大學科技學院學士學位論文7箱體的設計7.1振篩機箱體設計的基本要求在一個機械系統(tǒng)的結構中，箱體的主要功用是把傳動件，特別是齒輪副、蝸桿副等包容起來，對于振篩機，箱體的設計主要滿足以下幾個方面的要求。(1)振篩機的齒輪傳動和減速部分是振篩機結構中一個非常中要的組成部分，由于要滿足傳動的換向的要求，使傳動部分出現(xiàn)了三根傳動軸，并安裝了惰輪換向，所以所設計箱體上面應該有合適的位置來安裝軸承，通過軸承支撐傳動件上的軸，使軸上傳動件保持正常的傳動關系和運動精度。(2)存儲潤滑劑，實現(xiàn)傳動件和軸承的潤滑；(3)密封作用，減少環(huán)境不良因素對傳動和軸承的不利影響。(4)保護機器操作者的人身安全，避免傷亡事故。箱體的種類有以下幾種:(1)鑄造箱體，其特點是箱體結構和形狀可以設置得復雜一些，結構合理，吸振性， 機加工性能好。由于鑄造需要制作木?；蚪饘倌?，故僅適應于成批生產(chǎn)的中小型箱體。(2)焊接箱體,其特點是結構要求簡單，生產(chǎn)周期較短，所以適應于單件或小量生產(chǎn)，特別是大型箱體；(3)粘接箱體,以粘接代替焊接，可以避免熱變形，但粘接強度不穩(wěn)定，可靠性不高；(4)沖壓箱體,適應于大批量，輕載荷，結構簡單的小型箱體。振篩機的箱體屬于結構比較復雜的箱體，且振篩機的生產(chǎn)屬于批量生產(chǎn)，一套模具可以供應一批振篩機使用，從成本上考慮也算經(jīng)濟，因此我們選擇鑄造箱體。7.2箱體的結構設計振篩機的箱體分為上，下箱體兩部分，用螺釘聯(lián)接。根據(jù)總體的結構尺寸要求， 我們設計的上箱體必須滿足安裝軸承等結構的要求，如圖7.1所示圖7.1 上箱蓋示意圖我們設計的箱體的尺寸為長寬高:LWH=396360190(mm)箱體的壁厚滿足如下公式:N=(2L+W+H)/3000=(2396+360+190)/3000=0.45mm (7.1)圖7.2 下箱體示意圖35南昌航空大學科技學院學士學位論文36南昌航空大學科技學院學士學位論文表7.1 鑄造箱體的最小壁厚（mm）當量尺寸N箱體材料灰鑄鐵鑄鋼鑄鋁合金鑄銅0.3610460.75810-15581.01015-206-從表7.1 中我們可以選擇當量尺寸為0.75 的灰鑄鐵，其最小外壁厚為8mm，通過參照現(xiàn)有產(chǎn)品,考慮到其裝配對整體結構的影響,選用箱體最薄處的厚度為22mm。位置精度的保證通常用定位銷來保證箱體聯(lián)接的位置精度，定位銷直徑取為聯(lián)接螺栓直徑的1/3-1/2。 一般采用兩各個定位銷，為了提高定位精度，他們之間的距離應盡可能遠一些，所以常布置在接合面的對角線上，但不宜對稱分布，以避免裝配誤差。對傳動件的支承作用是箱體結構的一個重要功能，但在主傳動那一大塊，對整個箱體這一空間來講，軸承是安裝在箱體的空間中的，所以必須設計一個和幾個與箱體相連的部分來達到固定軸承等運動或結構部件的結構要求。所以我們設計了上下三角盤。上下三角盤采用鑄造加工完成，通過其本身的結構設計起到給軸承的部件的定位和支承作用。其自身通過螺釘或螺栓與箱體相連接，可以支撐上面工作部分的重量。圖7.3 上下三角盤的結構簡圖8標準零件的選擇8.1滾動軸承的選用8.1.1滾動軸承的確定振篩機在工作過程中，其大偏心軸上的力和運動是通過用鍵聯(lián)接在偏心軸上的斜齒輪傳遞的，因此大偏心軸將承受一定的軸向力，而且，大偏心軸對上面的托板等部分有一定的支撐力，而這些支撐力都可作為大偏心軸所承受的軸向力，所以必須選擇合適的軸承來支撐。通過查閱相關資料，列舉了一些典型軸承的性能介紹，如表8.1中所示。通過比較表內所列軸承的優(yōu)缺點，由于我們在設計過程中考慮到軸所受的軸向力和徑向力作用，我們選擇角接觸球軸承，并成對布置，查閱課程設計手冊，選擇的軸承代號為7026C。表8.1 典型軸承的性能表種類類型名稱結構代號基本額定動載荷極限轉速比軸向承載能力軸向限位能力性能和特點1調心球軸承100000.6-0.9中少量I因為外圈滾道表面是以承中點為中心的球面，能自動調心，一般不宜受純軸向載荷2推力球軸承510001低只能承受單向軸向載荷II為了防止鋼球與滾道之間的滑動，工作時必須加一定的軸向載荷。高速時離心力大，鋼球保持磨損，