茶葉自動包裝機振盤的分析論文.doc

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1、茶葉自動包裝機振盤的分析 1 0 引言 包裝的機械化和自動化，尤其是顯示具有高度靈活性（或稱柔性）的自動包裝機，體現了現代生產的發(fā)展方向，也獲得巨大的經濟效益。振動給料盤作為茶葉自動包裝機振動給料系統(tǒng)不可或缺的重要組成部分，它一般被安裝于儲料倉的卸料口。依據不同的安裝形式和結構特點，振動給料盤在某些振動系統(tǒng)中不僅起到了預裝物料的作用，還起到了作為系統(tǒng)本身振動元件的作用。依靠物料自身的重力作用和喂料工作機構的強制作用，將儲料倉中的物料卸出，并且在振動的作用下將其連續(xù)均勻的輸送到稱量或包裝袋之中。在振動包裝機械中為了使激振力盡量小，整個振 動系統(tǒng)具有良好的穩(wěn)定性和高的工作效率，應使振動系統(tǒng)工作在共

2、振或近共振的區(qū)域，以使振動元件有較大的振幅以及良好的耐用性。振盤工作在共振或近共振的情況下，振幅受振動質量的影響較大。振動輸送機振幅過大的波動，會嚴重影響物料的運動速度，甚至會引起物料槽堵塞。因此加強振幅的穩(wěn)定性是使振動機正常有效工作的一項重要措施 1。而要使振動系統(tǒng)工作在共振或近共振的區(qū)域，且振動系統(tǒng)在包裝工作中具有高的工作效率，其中振盤的振動特性起到了非常重要的影響。而茶葉自動包裝機的工作主要靠系統(tǒng)的振動和物料自身的重力作用，因此振盤在物料重力 方向的振動特性就直接影響著包裝機的振動輸送效率。也因此對振盤的分析也就顯得非常的重要了。 茶葉自動包裝機振盤的分析 2 1 茶葉自動包裝機的振盤的

3、構造及工作原理 1.1 茶葉自動包裝機振盤的分類 按照茶葉自動包裝機的振盤結構形式可以將振盤分為 斗式振動給料槽和槽式振動給料槽 (如圖 1-1 和圖 1-2 所示 )。 圖 1-1 斗式振動給料器料斗 圖 1-2 槽式振動給料器料斗 斗式 振動給料器料斗在受到激振力的作用下產生高頻率微振幅的振動，從而使斗內散亂的物料得以沿著周邊的螺旋滑道（有的還附有設定向裝置）進行自動定向排列和運動，最后由裝有擺叉的導槽逐個排出。適合多種形體，輕小光滑，能自動定向的硬質或軟質物件的振動下料。如片劑、膠囊、筆舌、電子元件等供送 1。但斗式振動給料器料斗結構復雜，加工難度較大，一次裝料量少，給料精度容易控制，價

4、格也較貴，生產率較低。 槽式振動給料器的料槽在受到激振力的作用下隨主振元件作高頻率微振幅振動，從而使物料在自身重力的作用下沿著槽向下緩慢的移動，最后由裝 有自動開閉門的通道排出。適合多種形體，干性的粉粒狀散體物料。如洗衣粉，菊花晶，茶葉等 1。斗式振動給料器料斗相對于槽式振動給料器料斗一次裝料量大，結構比較簡單，加工難度低，價格也會比較便宜，生產效率較高等優(yōu)點，所以槽式振動給料器料斗的應用會比較普遍。若在貯料槽下方串聯(lián)配置兩臺振動給料機 ，則可分別控制連續(xù)排料和二級定量給料，以提高計量的精度和速度。此外也可采取并聯(lián)的配置方式，使之分別完成粗給料和細給料。 茶葉自動包裝機振盤的分析 3 綜上所述

5、的每一種散體供送裝置都各有其使用范圍，各有優(yōu)缺點。但槽式振動給料器的應用較斗式振動給料器要普遍 。因此本文將重點對槽式振動給料器進行分析。 1.2 茶葉自動包裝機振盤的構造及工作原理 1.2.1 斗式振動給料機的構造 1、 料斗體 2、 上托盤 3、 中間托盤 4、 扭轉振動板彈簧 5、 底座 6、 垂直振動板彈簧 7、 扭轉振動銜鐵 8、扭轉振動電磁線圈 9、 橡膠彈簧 10、 垂直振動電磁線圈 11、 垂直振動銜鐵 圖 1-3 斗式振動供料器平臺的結構簡圖 圖 1-3 為斗式斗式振動供料器平臺的結構簡圖 2，其振動供料器采用電磁激振，因此工作頻率高，但受激振電磁線圈的影響，固其振幅很小。

6、1.2.2 斗式振動料斗結構特點 料斗 1的直徑 可在較寬范圍（ 100200mm）內選取，小型的多用鑄鋁切削件，大型的多用不銹鋼板焊接件或塑料注射成型件。現今，振動料斗的結構形式日益多樣化。如在圖 1-4 中，（ a）和（ b）分別是圓柱形內螺旋滑道的金屬料斗。前者便于集中回流，對各種定向方法大都有較好適應性，且可配置單個或多個，整圈或非整圈的滑道。至于后者，若用來垂直輸送，則主體部分的直徑宜偏小而高度宜偏大，螺旋滑道個數也少些。（ c）是圓柱形內外組合螺旋滑道的金屬料斗。該斗的內部空間和供送滑道安排較為合茶葉自動包裝機振盤的分析 4 理。工作時先讓小型精密物件繞內圈排列上升，再轉向外圈而下

7、移 ，以增大其流速和間距，提高自動定向效果。（ d）是截圓錐形內螺旋滑道的金屬料斗。它底小口大，斗內整個等螺距螺旋滑道的水平投影形成為一條阿基米德渦線。這樣，該螺距只需略大于被供送物件的高度即可，從而降低斗高。但因不便于集中回流，故適合積極定向供送或一般排列供送。盡管制造比較麻煩，卻仍被廣泛采用 1。 （ a）圓柱形內螺旋滑道 （ b）圓柱形內螺旋滑道 （ c）圓柱形內外組合螺旋滑道 （ d）截圓錐形內螺旋滑道 圖 1-4 各種斗式振動盤的結構 1.2.3 斗 式振動料斗的工作原理 振動方向包含了物料重力方向的振動和料斗繞自身中心軸的旋轉振動。整個振動工作狀態(tài)下的振動運動比較復雜。在工作過程中

8、，料斗本身除中心軸線以外的各點都沿著各自的一小段空間螺旋線軌跡進行高頻率微振幅振動，同時促使斗內被供送物件沿著螺旋滑道的內壁作快速平穩(wěn)的相對運動。料斗借螺釘及塑性薄墊片同鋁合金托盤 9 固連，托盤借三根或三組均布的板彈簧 3 同鑄鐵底盤 7 固連。采用這種結構形式不僅有利于減輕主振體重量，增強剛性，便于裝拆更換料斗，還能起著磁屏的作用。斗式振動給料器的供送速度，一般控制在 2 30m/min 的范圍內 2，對金屬物件取低值，以減輕沖擊噪聲。 在料盤與底盤之間固連三根均布的傾斜主振板彈簧，中央配置電磁激振裝置，上部為銜鐵，下部為鐵芯線圈。在底盤和基座之間海對應分布三只隔振壓縮螺旋彈簧，當料盤與底

9、盤受聚增的電磁吸力作用偏離靜平衡位置而相向移動時，能迫使主振彈簧和隔振茶葉自動包裝機振盤的分析 5 彈簧均產生復雜的彈性變形，隨之料盤繞其中心軸線作同步相向扭轉；及至電磁吸力聚減時，由于主振彈簧已潛有足夠的彈性變形能，迫使兩盤急劇改變各自的運動方向，而且超越原來的靜平衡位置達到某已上下限，如此循環(huán)不已，即形成高頻率微振幅振動。 1.2.4 槽式 振動給料器的構造 槽式振動給料器根據振動料槽的不同安裝形式和工作特點有不同的結構形式，一種是支槽式的，一種是一體式的。 1、 料槽體 2、 主振板彈簧 3、 激振連桿 4、 點擊偏心輪 5、 機座 6、隔振橡膠彈簧 圖 1-5 支槽式振動給料器平臺的結

10、構簡圖 1、振動一體料槽 2、激振連桿 3、電機偏心輪 4、機座 5、隔振橡膠彈簧 圖 1-6 一體式振動給料器平臺的結構簡圖 上述兩種槽式振動 給料器均采用偏心輪連桿激振，因此其工作頻率相對于電磁式激振要低，但振幅要比電磁式激振要大。 1.2.5 槽式振動料斗結構特點 茶葉自動包裝機振盤的分析 6 料槽是同物料直接接觸的主體部分，多用不銹鋼板或鋁合金（厚約 1.2 2mm）制成，橫截面成凹形，以便承載物料和增強結構剛度。料槽的外輪廓尺寸主要取決于工作條件，需定向的采用窄槽，否則采用寬槽。當生產能力不變時，槽寬大體上與物料密度、料層厚度及供送速度成反比。然而過多地增加料層厚度往往會引起供送速度

11、的下降，所通常取料層厚度為 10 20mm，相應的流速為 5 20m/min1。 如果槽式振動給料器僅 起排料作用，則料槽的有效長度應該根據下料口高度和物料自然坡角來確定，以保證停機時不讓內存物料從振動料槽的開口自動流出。為此，對于短槽最好將其底部做成水平的；對于長槽，為加速供料也可以作成向下傾斜的，但此角必須小于物料同槽底的摩擦角，一般在 010 以內 1。整個料槽的工作表面應保持平整光滑，以防止茶葉末產生結疤。 料槽的出料口被設計成窄的矩形（如圖 1-7 所示），以防止茶葉過多的從槽中卸出超出包裝袋的包裝量，且有利于茶葉的定量包裝。在茶葉的出料口還配置有窄長的導 流通道，從出料口卸出的茶葉

12、通過導流通道導向包裝袋，且可以將空出的空間用于輸送裝置的安裝。 1、窄口出料口 2、前擋板 3、上擋板 4、連接凸板 5、螺栓孔 6、料槽底板 圖 1-7 槽式振動給料器料槽 1.2.6 槽式振動料斗的工作原理 支槽式振動給料器料斗的工作原理。圖 1-5 所示的支槽式振動給料器，其主要組成部分包括：料槽體 1、主振板彈簧 2、機座 5、橡膠彈簧 6 以及起激振作用的激振連桿 3和電機偏心輪 4。 在料槽與機座之間固連著兩組或四組主振板彈簧。每組板彈簧 可安裝一片或幾片，具體按要求的固有頻率和彈性強度所定。當需多片安裝時，則將各片組裝時應留有適當茶葉自動包裝機振盤的分析 7 的間隙，以免互相接觸

13、產生摩擦和噪聲。該彈簧對機座的斜置角（即與鉛垂線的夾角）一般為 0020 30 4。設計時要求激振連桿的激振力作用線與板彈簧垂直交叉，且通過整個槽體的合成重心，保證在工作過程中料槽不發(fā)生扭振，物料不偏流。料槽底部平面與水平面間有一定的傾斜角。 偏心輪的偏心距要大小適中，并能通過主振體振幅的變化加以適當調整。當電機啟動時，帶動偏心輪的轉動。激振連桿的一端與偏 心輪的偏心點相連接，一端與料槽體相連接。偏心輪的轉動帶動了激振連桿的往復運動，從而帶動了料槽體在 x 軸和 y軸的位移。開始用于支撐料槽作用的主振板彈簧在這一過程中發(fā)生彈性變形，使料槽得以具有回復原有位置的彈性勢能而向平衡位置移動。如此循環(huán)

14、下去。從而產生小幅高頻振動。由于料槽底部與水平面間有一定的傾斜角，料槽中的物料在料槽發(fā)生振動的過程中，因自身重力作用向料槽的出料口移動，從而達到供料的作用。 一體式振動給料器料斗的工作原理。 一體式振動給料器的組成部分相對于支槽式振動給料器少了主振板彈簧，而把主振板與料槽相結合， 依靠料槽自身的彈性性能作為主振元件，且料槽與水平面間有一定角度，當電機啟動時，帶動偏心輪的轉動。激振連桿的一端與偏心輪的偏心點相連接，一端與料槽體末端相連接。偏心輪的轉動帶動了激振連桿的往復運動，從而帶動了料槽體末端在 y軸的位移。在料槽體末端偏離平衡位置時料槽的底部彈性板發(fā)生彈性變形，使得料槽得以具有回復原有位置的

15、彈性勢能而向平衡位置移動。如此循環(huán)下去。從而產生小幅高頻振動。由于料槽底部與水平面間有一定的傾斜角，料槽中的物料在料槽發(fā)生振動的過程中，因自身重力作用向料槽的出料口移動，從而達到供料的作用。 綜上 可得，槽式振盤的生產效率要比斗式振盤的生產效率高，更具靈活性。下面將對槽式振盤進行進一步的分析。 茶葉自動包裝機振盤的分析 8 2 茶葉自動包裝機振盤的運動理論及相關參數 茶葉自動包裝機的振動系統(tǒng)工藝過程通常是在物料沿振動工作面（即振盤工作面）連續(xù)運動的情況下完成的。振盤工作面通常完成以下各種振動：簡諧直線振動、非簡諧直線振動、圓周振動和橢圓振動等 5。依賴上述各種振動，使物料沿工作面移動。 斗式振

16、動給料器的料盤振動規(guī)律與槽式振動給料器的料盤振動規(guī)律相似。在工作中，此振動系統(tǒng)所需的激振力除與各主振動元件的彈性 回復力相互作用外，同時還要用來克服由各彈簧的內摩擦以及被供送物件同工作表面的外摩擦等所形成的阻尼力。 2.1 振動給料器的振動方程 對于以主振彈簧為振動元件的振動給料器，在工作中振盤按一定方向做簡諧振動或近似于簡諧振動。由于激振力與槽底呈一定角度（一般為 020 ） 5，因此激振力在任一瞬時均可分為垂直分力和水平分力。垂直分力使物料 以大于重力加速度的加速度向上拋起；水平分力使物料在上拋的同時作水平運動，兩者的綜合效應就使物料間歇向前作拋物線式的跳躍運動。將振動給 料器簡化為動力學

17、模型，如圖 2-1所示 。 圖 2-1 振動給料器動力學模型 設槽體的質量沿整個長度均勻分布；將主振彈性元件看作沿振盤分布的彈簧，參照力學模型，槽體彈性彎曲振動的微分方程式 4： 茶葉自動包裝機振盤的分析 9 4200420 ( s i n s i n )l yyE J k y m d x k y r txt （ 2-1） 式 （ 2-1）中 E 材料拉伸彈性模量（ Pa）； J 槽體斷面慣性矩（ 2kg m ）； k 主振彈簧單位長度上的剛度（ /Nm）； 0k 連桿彈簧剛度（ /Nm）； m 槽體單位長度上的質量（ 2/kg m ）； 0.yy 槽體在 y 方向上的總位移及 0點之位移（

18、m）； x 振動輸送機在水平方向的坐標； r 軸偏心距； t 時間（ s）； 振動角頻率（ 1/s）； 連桿與槽體水平線的夾角（ 0 ）。 槽體在 y 方向的位移由平移振動位移ay與彈性振動位移 y 所組成，即 ay y y 00ay y y （ 2-2） 再考慮平衡條件，即得 4200420 l yyE J k y m d x k yxt （ 2-3） 式 （ 2-3） 即為以主振 彈簧為振動元件的振動給料器的振動方程。 2.2 共振的利用及振幅穩(wěn)定性和頻率比的關系 非共振振動機械的隔振頻率比 的選擇范圍通常在 2 10 之間，也就是 1 。近共振振動機的主振頻率比 通常接近于 1，一般在

19、0.75 1.3 之間 5； 當要求振動機有相同的振幅，其所需激振力較小（如圖 2-2 所示），而遠離共振時，則所需激振力將顯著增大 6。 茶葉自動包裝機振盤的分析 10 圖 2-2 所需激振力幅值與頻率比的關系 頻率比 （ 2-4） 式 （ 2-4） 中 激振頻率； 0 振盤固有頻率。 當不考慮阻尼時，激振力幅0F與工作機體慣性力幅值之比同頻率比 的關系式 5為 20221Fm （ 2-5） 隨著所需激振力的減小，傳動機構的作用力、傳動部的摩擦功率均可相應減小。 在近共振的情況下，振幅受阻尼及振動質量的影響均較大。主振元件（對于支架式振動給料器主振元件為主振板彈簧，對于一體式振動給料器主振元

20、件為振盤自身）的振幅波動過大，會嚴重影響物料的運動速度，甚至會引起料槽堵塞。衡量振幅穩(wěn)定性的標志，是負載情況下振盤的振幅與空載情況下振盤的振幅之比，比值越接近 1，則振幅越穩(wěn) 定。此外也可用振幅變化率作為標準，可表示為 1f k fkk （ 2-6） 式 （ 2-6） 中 f、 k 負載情況下與空載情況下工作機體的振幅。 影響振幅穩(wěn)定性的因素很多。對于振盤，作為經常發(fā)生變化的因素是機體中物料量及阻尼的變化，以及由于溫度改變所引起的彈簧剛度的變化（特別是橡膠彈簧）。它們主要是通過振動系統(tǒng)中的固有頻率變化及阻尼變化 而使振幅變動。 通過實驗證明，主振元件（對于支架式振動給料器是板彈簧，對于一體式振

21、動給料器是振盤本身）在亞共振狀態(tài)比超共振狀態(tài)有較穩(wěn)定的振幅，原因是當增加物料量時，0f 0f 茶葉自動包裝機振盤的分析 11 振動質量及阻尼同時增加，由于在亞共振狀態(tài)下，這兩種因素對振幅的增減的影響是互相抵消的，而在超共振狀態(tài)下是相互疊加的。負載情況下的頻率比已超過共振點，為了避免這一情況，工作點應偏離共振點一定距離，即頻率比應小于 1 一定數值。將物料量的影響降低到較小程度，從而可以使振盤工作時物料量變化對振幅波動影響明顯減小，可增大振動質體質量對物料量的相對比值 7。 對于支架式振動給料器應使主振板彈簧處亞共振狀態(tài)，而與振盤處于非共振狀態(tài)。 2.3 頻率比的選取及主振彈簧剛度的計算 頻率比

22、的最佳值是指在此參數值時，振盤（或主振板彈簧）具有較穩(wěn)定的振幅和較小的激振力。從減小阻尼對振幅穩(wěn)定性的影響這一角度考慮出發(fā)，頻率比不宜超過 0.90.95。頻率比的下限值，則是從減小激振力的條件來決定的。當 0.75 時，則會使所需的激振力顯著增大，因此，一般取 0.75 作 為頻率比的下限值 7。綜合上述原因，頻率比的大小可按阻尼的大小，在下列范圍 內選取 8 （ 1） 對振幅不可調的線性振動 0 . 7 5 0 . 8 5k 0 . 8 0 0 . 9 0f （ 2） 對振幅不可調的非線性振動 0 . 8 2 0 . 8 8k 0 . 8 5 0 . 9 5f （ 3） 對振幅可調的線性振

23、動 0 . 8 5 0 . 9 3k 0 . 9 0 0 . 9 8f 其中 k 、f 負載和空載的頻率比 對于少數近共振振盤，在工作中物料量幾乎不發(fā)生變化。這時頻率比f可以選擇在 1.05 1.3 的范圍內。 當頻率比選定后，主振彈簧的剛度可按下式計算 5 對單質體振動機 221ffkm （ 2-7） 對雙質體振動機 茶葉自動包裝機振盤的分析 12 2122121fmmkmm (2-8) 式 （ 2-7） 和式 （ 2-8） 中 k 主振彈簧剛度； f 空載的頻率比； fm 空載時的質量； 工作頻率； 1m、 2m 質體 1 和質體 2的質量。 2.4 振動強度 K、振動次數 n、振幅 、振

24、動方向角 和安裝傾斜角0的選取 振動強度（機械指數） K 的選擇主要受材料強度及構件剛度等的限制。對大多數振動輸送機械，為了不過分地加強及其零部件的結構強度和剛度，并能使及其 較耐久地工作，通常取振動強度 4 6K 。對于振動給料機，則有少數達到 10K 5。 機械式振動給料機的工作頻率（振動次數） n與振幅 在很大范圍內變動，它不僅與振動機的結構形式有關，還與具體的工藝要求有關。 對于電磁式振動機，一般采用高頻率低振幅。如 n=3000 次 /min，單振幅 一般為0.5 1mm；如 n=1500 次 /min，單振幅 一般為 1.5 3mm。也有少數會高些或低些。 對于慣性式振動機一般采用

25、中頻率中振幅，少數的采用高頻率低振幅。振動次數 n通常為 700 1800 次 /min，單振幅 為 110mm. 對于彈性連桿式振動機通常采用低頻率大振幅，少數采用中頻率中振幅。振動次數n 通常為 400 1000 次 /min， 振幅 一般為 3 30mm。 在選用振動次數 n 和振幅 時，應滿足許用振動強度 K 的要求。 K 一般為 510，所以，通常按下式驗算振動機的振動強度 5： 22 900nKKgg （ 2-9） 式（ 2-9）中 n 振動次數； g 重力加速度； 茶葉自動包裝機振盤的分析 13 振幅。 振動方向角 的選擇主要根據機器的用途，其次應考慮所處理物料的性質與要求。在此

26、所處理的物料是茶葉，所以應選用較小的方向角。 對于長度較大的振動輸送機，在物特殊要求的情況下通常安裝成水平。當要求傾斜向上輸送時，根據所輸送物料的性質（如形狀、粒度等）的不同，最大提升角度不超過0015 17 。 對于粒度較大或成球形易于向下滾動的物料，最大提升角不超過 012 。 對于振動給料機，除了因某種工藝作業(yè)需要而作水平安裝外，一般為了提高給料機的速度，通常采用向下傾斜安裝。向下的傾斜角一般為 010 左右。當輸送含水量較大或粘性較強的物料時下傾角可適當加大到 0015 20 。對于振動上料機和利用摩擦系數差異進行選分的振動機，為了實現向上輸送物料的要求，向上的傾角0通常為 004 1

27、5 9。 茶葉自動包裝機振盤的分析 14 4 支架式振盤振動結構的設計 4.1 振盤材料、結果尺寸及運動參數的確定 在第 3部分已經確定了振盤工作頻率的選用以第一階模態(tài)頻率為主要參考頻率，因此選用的振動工作頻率01 ( 0 . 8 5 0 . 9 5 ) 1 4 . 0 4 1 5 . 6 9 2 ( )f H z ，設定垂直方向工作振幅 5mm ，工作面傾角 00 2 ，振動強度 6K ，振動方向角 020 5。激振采用連桿偏心輪裝置。結構如圖 1-5 所示。振盤材料選用和底板尺寸的確定與 3.1.1節(jié)相同。板彈簧的有效長度為 0.25m。 4.2 設計的校核計算 4.2.1 振盤的靜態(tài)校核

28、 將振盤結構簡化為底板，具體形狀尺寸為：長 =0.4 m，寬 =0.3 m，高 =0.005 m。振盤自身重力和預裝茶葉的合質量可以簡化為平均分布在振盤上的分布力，預定裝載茶葉質量為 6kg。則平均分布力 0 . 4 0 . 3 0 . 0 0 5 7 8 0 0 9 . 8 6 9 . 8 2 6 1 . 6 6 ( N / m )0 . 4q ；較核安全因數 1.5sn 。振盤在工作前只起到了裝料的作用，在工作過程中振盤在激振力 F的作用下，用以支撐振盤的四跟板彈簧在彈性性能的作用下使振盤發(fā)生往復式振動。茶葉自動包裝機振盤的分析 15 在已經預定裝載了質量為 6kg 的茶葉后，系統(tǒng)還未振動

29、工作的工作狀態(tài)，此時激振力F=0N，振盤處于靜太平衡狀態(tài)。此時振盤受力情況可簡化如圖 4-1所示，約束 A 處和 B處的支反力分別為RAF和RBF，其中 CA=0.033 m， AB=0.223 m， BD=0.144 m。 BqACDxy 圖 4-1 振盤簡化受力圖 由靜力平衡可得： 220022y R A F BA R BF F F q C DqqM C A F A B A D （ 4-1） 可得： 222 6 1 . 6 6 0 . 42 6 1 . 6 6 2 6 1 . 6 60 . 0 3 3 0 . 2 2 3 0 . 3 6 722R A F BRBFFF （ 4-2） 解得：

30、 2 6 . 2 8 3 ( )RAFN 7 8 . 3 8 1 ( )RBFN 振盤在 CA， AB， BD 三段內所受的剪切力和彎矩各不相同，應分段分析： 在 CA 段， 0 0 .0 3 3xm 22( ) 2 6 1 . 6 6( ) 1 3 0 . 8 32SF x q x xqM x x x （ 4-3） 在 AB 段， 0 . 0 3 3 0 . 2 5 6m x m RAF RBF茶葉自動包裝機振盤的分析 16 222( ) 2 6 1 . 6 6 2 6 . 2 8 3( ) ( )22 6 . 2 8 3 ( 0 . 0 3 3 ) 1 3 0 . 8 31 3 0 . 8

31、 3 2 6 . 2 8 3 0 . 8 6 7S R ARAF x q x F xqM x F x C A xxxxx （ 4-4） 在 BD 段， 0 . 2 5 6 0 . 4m x m 222( ) ( ) 2 6 1 . 6 6 ( 0 . 4 )1 0 4 . 6 6 4 2 6 1 . 6 62 6 1 . 6 6( ) ( ) ( 0 . 4 )221 3 0 . 8 3 1 0 4 . 6 6 4 2 0 . 9 3 3SF x q C D x xxqM x C D x xxx （ 4-5） 依照各段的剪力方程和彎矩方程，分段作剪力圖（如圖 4-2 所示）和彎矩圖（如圖4-3

32、 所示）： Nx / m8 . 6 3 51 7 . 6 3 82 . 9 8 3AB DC4 0 . 7 0 2 N / mx / m0 . 1 4 20 . 4 4 52 . 7 1 3CAB D 圖 4-2 振盤所受剪切力圖 圖 4-3 振盤所受彎矩圖 從圖 4-2 和圖 4-3 中可以看出，在振盤的全部長度內 ，最大剪力和最大彎矩都發(fā)生在 B 處，m a x 4 0 . 7 0 2sFN，m a x 2 . 7 1 3 /M N m。即振盤在靜力作用下的危險截面在 B 處。因此只要較核 B處的剪切應力和彎曲應力即可 12。 最大剪切應力 m a x 4 0 . 7 0 2 0 . 0

33、2 7 ( )0 . 3 0 . 0 0 5sF M P aA 730 4 8 6 . 6 6 7 ( )1 . 5ss M P an （ 4-6） 最大彎曲應力 sF()Mx茶葉自動包裝機振盤的分析 17 m axMw ， 22 60 . 3 0 . 0 0 5 1 . 2 5 1 066bhw （ 4-7） 所以 62 . 7 1 3 2 . 1 7 ( )1 . 2 5 1 0 M P a730 4 8 6 . 6 6 7 ( )1 . 5ss M P an （ 4-8） 綜上可得，槽式料斗振盤在靜態(tài)時安全，符合強度要求。 4.2.2 支撐板彈簧的靜態(tài)校核 在振盤處于靜態(tài)力的作用下時，下

34、面用以支撐振盤的板彈簧也承受了部分靜載荷。所以在較核槽式振盤的靜態(tài)應力后還應相應的較核支撐作用的板彈簧。而支撐振盤的 A處和 B處的四根板彈簧材料和結構尺寸相同，其中以 B 處支撐的板彈簧所受支撐反力最大，所以只要較核 B 處的支撐板彈簧即可。 板彈簧的選用 材料參數和具體結構尺寸與 3.1.3 中的相同。且板彈簧安裝時與垂直面成 020 作為振動角。結構如圖 4-4 和圖 4-5 所示： abc20 abcMXY 圖 4-4 板彈簧安裝結構圖 圖 4-5 板彈簧受力簡圖 CFcFcFGGGaFaFaF0茶葉自動包裝機振盤的分析 18 單根板彈簧的自身重力 0 . 2 5 0 . 1 2 5

35、0 . 0 0 4 7 8 0 0 9 . 8 9 . 5 5 6GN （ 4-9） 則： 0 0c o s 2 0 9 . 5 5 6 c o s 2 0 8 . 9 8G G N （ 4-10） 0 0s i n 2 0 9 . 5 5 6 s i n 2 0 3 . 2 6 8G G N （ 4-11） 因為板彈簧 c端所受的力為支撐振動盤所受的反作用力，所以有 2RA CFF。 則： 0 011 c o s 2 0 7 8 . 3 8 1 c o s 2 0 3 6 . 8 2 7 ( )22c R BF F N （ 4-12） 0 011 s i n 2 0 7 8 . 3 8 1

36、s i n 2 0 1 3 . 4 0 4 ( )22c R BF F N （ 4-13） 板彈簧受到了剪切力、擠壓力和彎矩。根據 靜力平衡方程： 000y a cx a cacF F F GF F F GM M F a c G a b （ 4-14） 可得： 1 3 . 4 0 4 3 . 2 6 8 1 6 . 6 7 2 ( )3 6 . 8 2 7 8 . 9 8 4 5 . 8 0 7 ( )1 3 . 4 0 4 0 . 2 5 3 . 2 6 8 0 . 1 2 5 3 . 7 6 ( )aaFNMN （ 4-15） 可作出板彈簧的剪切圖、擠壓力圖和彎矩圖分別為： 1 6 . 6

37、 7 2 1 3 . 4 0 4a b c X / m/N 4 5 . 8 0 73 6 . 8 2 7a b c X / m/N 圖 4-6 板彈簧剪切力圖 圖 4-7 板彈簧擠壓力圖 ()SFx ()NFx茶葉自動包裝機振盤的分析 19 a b c X / mN / m1 . 6 7 63 . 7 6 圖 4-8 板彈簧的彎矩圖 從圖 4-6、圖 4-7 和圖 4-8 中可以看出，板彈簧在受靜態(tài)作用力的時候其受剪切力、擠壓力和彎矩最大都發(fā)生在 a 處，所以 a 處是危險截面。因此只要較核 a 處的剪切應力、擠壓力應力和彎曲應力既可 12。 剪切應力 : m a x 1 6 . 6 7 2

38、8 5 00 . 0 3 3 3 4 4 ( ) 5 6 6 . 6 6 7 ( )0 . 1 2 5 0 . 0 0 4 1 . 5sssF M P a M P aAn (4-16) 彎曲應力 maxMw ， 22 70 . 1 2 5 0 . 0 0 4 3 . 3 3 3 1 066bhw (4-17) 所以 73 . 7 6 1 1 . 2 8 1 ( )3 . 3 3 3 1 0 M P a 850 5 6 6 . 6 6 71 . 5ssM P an 綜上可得，板彈簧在靜態(tài)時安全，符合強度要求 。 4.2.3 振盤的加載校核 在加載振動工作過程中的主要振動元件是在 A處和 B處用于

39、起支撐振盤作用的四根板彈簧，且為了使振盤在振動過程中相對于水平面不出現由于 A處與 B處的板彈簧受力不均而出現的夾角，使整個下料不均，因此應該使 A處和 B處的板彈簧的受力相等，從而使振盤在振動過程中趨于相對的平穩(wěn)。且激振力主要作用于主振元件 板彈簧，所以最大振幅即為板彈 簧的最大振幅。設連桿作用于振盤的激振力 F作用于振盤 E 處，振盤自身重力和預裝茶葉重量之和與靜態(tài)分析時相同處理。此時振盤受力情況可簡化如圖4-9和圖 4-10 所示，約束 A 處和 B 處的支反力分別為 RAF 和 RBF ，其中 AE x 。 ()Mx茶葉自動包裝機振盤的分析 20 BqAC DxyEBqAC DxyE

40、圖 4-9 振盤的受力圖 圖 4-10 振盤的受力簡圖 根據力平衡方程： 2 2 00022X R A R BY R A R BA R BF F F FF F F F q C DqqM C A F A B A D F C E (4-18) 且 R A R BR A R BFFFF (4-19) 在加載振動工作時，板彈簧的受力情況如圖 4-11所示。 FRAF RBFFFRAFRBF茶葉自動包裝機振盤的分析 21 abcMXY 圖 4-11 板彈簧振動工作時的受力分布圖 根據力平衡方程： 1 1 1000 ( )x R A R a R cy R A R c R aa R A R cF F F F

41、 GF F F G FM M F F a c G a b （ 4-20） 且 011 s i n 2 0R A R AFF 011 c o s 2 0R A R AFF 0c o s 2 0R c R cFF （ 4-21） RaF1RAF 1RAF 1RAF RCFRCFRCFGGGRaFRaF茶葉自動包裝機振盤的分析 22 0s i n 2 0R c R cFF 2R A R cFF 12R A R AFF 在振盤加載振動的工作情況下，工作振幅為 5( )mm ，即振盤在垂直工作面的振幅為這個值。則支撐的板彈簧的振幅為1 02 1 4 . 6 1 9 ( )s i n 2 0 mm ?？紤]

42、到還有其它因素對板彈簧振幅的影響，振幅可為1 1 5 ( )mm 由于板彈簧的自身重力相對很小，所以由板彈簧重力引起的撓度可忽略。既板彈簧的最大撓度 1 5 ( )mm ，根據撓曲線方程 12： 2 ( 3 )6Fx lxEI （ 4-22） 式（ 4-22）中 最大撓度； F 作用力； x 固定端到點的距離； E 楊氏彈性模量； I 梁的轉動慣量； l 梁的有效長度。 可得 26( 3 )EIFx l x （ 4-23） 在式（ 4-23）中 33 100 . 1 2 5 0 . 0 0 4 6 . 6 6 7 1 01 2 1 2bhI (4-24) 最大撓度 6 ( )mm ， 92 1

43、 0 1 0 ( / )E N m ， 0 . 2 5 ( )l a b m 則使板彈簧產生最大撓度的力 9 1 033 2 1 0 1 0 6 . 6 6 7 1 0 0 . 0 1 5 4 0 3 . 2 2 ( )0 . 2 5nFN （ 4-25） 茶葉自動包裝機振盤的分析 23 即 1 4 0 3 . 2 2 ( )R A R C nF F F N (4-26) 由式（ 4-18）、式（ 4-19）、式（ 4-20）、式（ 4-21）和式（ 4-26）可得： 2 0 0 0 0c o s 2 0 c o s 2 0 s i n 2 0 c o s 2 04 4 4 nF q FC D

44、 F (4-27) 0 . 2 2 1 2 4 . 5 8 8 0 . 0 8 0 3 4 0 3 . 2 2 ( )F F N 解得 1 2 5 6 . 6 6 1 ( )FN 代入式（ 4-1）和式（ 4-2）可得 0 s i n 2 0 2 6 7 . 2 3 4 ( )2R A R BF q C DF F N (4-28) 0c o s 2 0 5 9 0 . 4 3 7 ( )2R A R B FF F N (4-29) 0c o s 2 0 1 1 8 0 . 8 7 4 ( )F F N (4-30) 0s i n 2 0 4 2 9 . 8 0 3 ( )F F N (4-31

45、) 由式 （ 4-18） 可得 222 6 1 . 6 6 2 6 1 . 6 60 . 0 3 3 2 6 7 . 2 3 4 0 . 2 2 3 0 . 3 6 7 4 2 9 . 8 0 322 x 解得 0 .0 9 8xm 振盤在各段內的剪切力，拉壓應力和彎矩個不相同，分段分析： 在 CA 段 ， 0 0 .0 3 3xm 22( ) 0( ) 2 6 1 . 6 6( ) 1 3 0 . 8 32NSFxF x q x xqM x x x (4-32) 在 AE 段， 0 . 0 3 3 0 . 1 3 1m x m 茶葉自動包裝機振盤的分析 24 222( ) 2 6 1 . 6

46、 6 2 6 7 . 2 3 4( ) 5 9 0 . 4 3 7 ( )( ) ( )22 6 7 . 2 3 4 ( 0 . 0 3 3 ) 1 3 0 . 8 31 3 0 . 8 3 2 6 7 . 2 3 4 8 . 8 1 9S R AN R ARAF x q x F xF x F NqM x F x C A xxxxx (4-33) 在 EB 段 ， 0 . 1 3 1 0 . 2 5 6m x m 222( ) 5 9 0 . 4 3 7 ( )( ) 2 6 1 . 6 6 4 2 9 . 8 0 3 2 6 7 . 2 3 42 6 1 . 6 6 1 6 2 . 5 6

47、9( ) ( ) ( )22 6 1 . 6 62 6 7 . 2 3 4 ( 0 . 2 5 6 ) ( 0 . 4 )21 3 0 . 8 3 1 6 2 . 5 7 4 7 . 4 7 9N R BS R ARBF x F NF x q x F F xxqM x F C B x C D xxxxx (4-34) 在 BD 段， 0 . 2 5 6 0 . 4m x m 22( ) 0( ) ( 0 . 4 ) 2 6 1 . 6 6 1 0 4 . 6 6 4( ) ( 0 . 4 )21 3 0 . 8 3 1 0 4 . 6 6 4 2 0 . 9 3 3NSFxF x q x xq

48、M x xxx (4-35) 依照各段的拉壓力方程、剪切力方程和彎矩方程，作振盤的拉壓力圖、剪力圖和彎矩圖： CA BED X / m/N5 9 0 . 4 3 75 9 0 . 4 3 7CABED8 . 6 3 52 5 8 . 5 9 92 3 2 . 9 5 71 5 3 . 9 3 49 5 . 5 8 43 7 . 6 7 9/NX / m 圖 4-12 振盤的拉壓力圖 圖 4-13 振盤的剪力圖 ()sFx()NFx茶葉自動包裝機振盤的分析 25 CABE D0 . 1 4 32 3 . 9 4 32 . 7 1 3N / mX / m 圖 4-14 振盤的彎矩圖 從圖 4-12

49、、圖 4-13 和圖 4-14 中可以看出，在振盤的全部長度內，最大拉壓力發(fā)生在 AB 段內，且相等；最大剪力發(fā)生在 A 處；最大彎矩發(fā)生在 E 處。因此應分別對這三處進行擠壓應力較核、剪切應力較核和彎曲應力較 核 12。 在 AB 段內的擠壓應力： m a x 5 9 0 . 4 3 7 0 . 3 9 4 ( )0 . 0 0 5 0 . 3NN F M P aA 730 4 8 6 . 6 6 7 ( )1 . 5ss M P an （ 4-36） 剪切應力 m a x 2 5 8 . 5 9 9 0 . 1 7 2 ( )0 . 3 0 . 0 0 5sF M P aA 730 4 8

50、 6 . 6 6 7 ( )1 . 5ssM P an （ 4-37） 彎曲應力 m axMw ， 22 60 . 3 0 . 0 0 5 1 . 2 5 1 066bhw 所以 62 3 . 9 4 3 1 9 . 1 5 4 ( )1 . 2 5 1 0 M P a730 4 8 6 . 6 6 71 . 5ss M P an （ 4-38） 綜上可得，振盤在振動工作狀態(tài)下的應力符合安全要求。 4.2.4 支撐板彈簧的加載校核 對于板彈簧，在振動工作狀態(tài)下其受到了來自于振動盤對其的在 x方向的作用力和y 方向的作用力。在 x方向，板彈簧受到了作用力1RAF，在 y 方向受到了作用力RCF的

51、作用，且還由于自身的重力作用，如圖 4-11 所示板彈簧振動工作時的受力分布圖。由式（ 4-20）、式（ 4-21）、式（ 4-26）、式（ 4-27）和式（ 4-28）可得： ()Mx茶葉自動包裝機振盤的分析 26 2 6 7 . 2 3 4 1 3 3 . 6 1 7 ( )22RARcFFN （ 4-39） 15 9 0 . 4 3 7 2 9 5 . 2 1 9 ( )22RARAF （ 4-40） 01 2 9 5 . 2 1 9 s i n 2 0 1 0 0 . 9 7 1 ( )RAFN （ 4-41） 01 2 9 5 . 2 1 9 c o s 2 0 2 7 7 . 4

52、1 5 ( )RA （ 4-42） 01 3 3 . 6 1 7 c o s 2 0 1 2 5 . 5 5 9 ( )RcFN （ 4-43） 01 3 3 . 6 1 7 s i n 2 0 4 5 . 7 ( )Rc （ 4-44） 4 5 . 7 8 . 9 8 1 0 0 . 9 7 1 4 6 . 2 9 1 ( )RaFN （ 4-45） 1 2 5 . 5 5 9 3 . 2 6 8 2 7 7 . 4 1 5 3 5 6 . 2 4 2 ( )Ra （ 4-46） ( 2 7 7 . 4 1 5 1 2 5 . 5 5 9 ) 0 . 2 5 3 . 2 6 8 0 . 1

53、2 5 1 0 1 . 1 5 2 ( / )M N m （ 4-47） 作出板彈簧的拉壓力圖、剪切力圖和彎矩圖 a b c4 6 . 2 9 1 5 5 . 2 7 1/NX / m a b c3 5 6 . 2 4 23 5 2 . 9 7 4/NX / m 圖 4-15 板彈簧的螺栓 壓力圖 圖 4-16 板彈簧的剪切力圖 a b c1 0 1 . 1 5 24 4 . 1 2 2N / mX / m 圖 4-17 板彈簧的彎距圖 ()NFx ()sFx()Mx茶葉自動包裝機振盤的分析 27 由圖 4-15、圖 4-16 和圖 4-17 可知，板彈簧在振動工作狀態(tài)下的危險截面在 a處，對

54、 a 處進行較核計算 12： 拉壓應力 m a x 5 5 . 2 7 1 0 . 1 1 1 ( )0 . 0 0 4 0 . 1 2 5NN F M P aA 730 4 8 6 . 6 6 7 ( )1 . 5ss M P an （ 4-48） 剪切應力 m a x 3 5 6 . 2 4 2 0 . 7 1 2 ( )0 . 1 2 5 0 . 0 0 4sF M P aA 730 4 8 6 . 6 6 7 ( )1 . 5ssM P an （ 4-49） 彎曲應力 m a xMw ， 22 70 . 2 5 0 . 0 0 4 6 . 6 6 7 1 066bhw （ 4-50）

55、所以 71 0 1 . 1 5 2 1 5 1 . 7 26 . 6 6 7 1 0 M P a 730 4 8 6 . 6 6 71 . 5ssM P an （ 4-51） 綜上可得，板彈簧在振動工作狀態(tài)下安全，符合強度要求。 4.2.5 激振連桿的校核 激振連桿的材料及其參數與振盤相同。結構如圖 4-18 所示，總長為 327.5mm。102 . 5106 圖 4-18 連桿結構 在實際工作中連桿只受到拉壓力的作用，因此只要校核連桿的拉壓應力即可。從圖4-18 可以看出，連桿在連接處的面積最小，即屬于危險截面。激振力即式作用在連桿上的最大力。 茶葉自動包裝機振盤的分析 28 730 4 8

56、 6 . 6 6 7 ( )1 . 5ss M P an （ 4-52） 右端連接處最大應力 m a x 1 2 5 6 . 6 6 1 4 1 . 8 8 9 ( )0 . 0 0 2 5 0 . 0 0 6 2NN F M P aA （ 4-53） 左端連接處的最大應力 m a x 1 2 5 6 . 6 6 1 1 2 . 5 6 7 ( )0 . 0 1 0 . 0 1NN F M P aA （ 4-54） 由式（ 4-53）和式（ 4-54）可得，連桿的應力符合強度要求。 通過對振盤、板彈簧以及激振連桿的以上校核，可知所設計的振盤、振動板彈簧和激振連桿符合設計要求。 5 結論 通過對

57、斗式振動給料槽和槽式振動給料槽的種類、結構特點和工作原理的分析及其對比，可得出不同結構特點的振盤有其不同的工作方式和振動結構。而槽式振盤要比斗式振盤更具有生產上的優(yōu)勢。在對工業(yè)中具代表性 的槽式振動給料盤的兩種類型進行相關結構和振動參數的分析以及工作原理的探討后，可以得知影響振盤工作效率的因素主要有：振盤自身的結構特點、固有頻率、振動元件、工作頻率、振盤工作面的傾斜角、振幅、振動方向角、供料長度、物料的性質和物料量。茶葉自動包裝機振盤的兩種形式中，支架式的固有頻率要比一體式的高；為了使振盤工作穩(wěn)定，支架式的振盤工作頻率要比一體式的要高，且支架式振盤工作在非共振狀態(tài)下，而一體式振盤工作在亞共振狀

58、態(tài)下，但振幅要?。灰惑w式的結構要比支架式的要簡單，但一體式的振盤工作效率要比茶葉自動包裝機振盤的分析 29 支架式的振盤工作效率低； 在通過利用 ANSYS 軟件分別對支架式振盤和一體式振盤及其相應振動結果進行模態(tài)分析后，得到兩種振盤和支架式的主振板彈簧的各階振態(tài)情況，變形形式，應力結果中，并確定了支架式振盤的工作頻率的主要選用參考頻率；且得到了：在接近頻率比 0.85 1.3 的工作模態(tài)，一體式振盤的變形量要比支架式振盤的大，且最大應力也要大很多。一體式振盤的工作柔性要比支架式振盤差，適用范圍小。因此，支架式振盤在工作性能上具有非常大的優(yōu)勢。在茶葉自動包裝機上采用支架式振盤將能大大改善包裝速

59、度，更具有經濟效 益。 參考文獻 1 吳相憲 王正為 黃玉堂 主編 . 實用機械設計手冊 . 中國礦業(yè)大學出版社， 1993 2 王洪欣 李木 劉秉忠 主編 . 機械設計工程學 I. 中國礦業(yè)大學出版社， 2001 3 唐大放 馮曉寧 楊現卿 主編 . 機械設計工程學 II.中國礦業(yè)大學出版社， 2001 4 中國紡織大學工程圖學教研室等編 . 畫法幾何及工程制圖 . 上?？茖W技術出版社， 1997 5 聞邦椿 ,劉樹英 ,何勍 .振動機械的理論與動態(tài)設計方法 M.北京：機械工業(yè)出版社 .2001. 6 史美堂 主編 . 金屬材料及熱處理 . 上海科學技術出版社， 1983 7 蘇翼林 主編

60、. 材料力學 . 高等教育出版社， 1980 茶葉自動包裝機振盤的分析 30 8 顧崇銜 主編 . 機械制造工藝學 . 陜西科學技術出版社， 1999 9 王新等編著 .AUTO CAD 2002 機械設計應用與實例 .北京：國防工業(yè)出版社 ,2002 10 濮良貴主編 .機械設計 . 北京：高等教育出版社 ,2001 11 孫桓主編 .機械原理 . 北京：高等教育出版社 ,2001 12 徐灝主編 .新編機械設計師手冊 . 北京：機械工業(yè)出版社 ,1995 13 許林成 ,趙治華 ,王浩 .包裝機械原理與設計 M.上海 :上?？茖W技術出版社 .1988. 14 機械工程手冊電機工程手冊編輯委員會編機械工程手冊：機械零部件設計卷M北京：機械工業(yè)出版社， 1996 15P Cu.M Hashemian.A Y C.Nee.Adaptable Design J .CIRP.2004.53 (2):1-19. 16Meirovitch.L.Elements of Vibration Analysis. New York： McGraw-Hill.1986.