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濟源職業(yè)技術(shù)學(xué)院 畢 業(yè) 設(shè) 計 題目 直線振動輸送機 系別 機 電 系 專業(yè) 　　　 機電一體化 　　　　　　　　 班級 機電0401 姓名 朱 昊 璽 學(xué)號 200412208 指導(dǎo)教師 孫 海 燕 日期 2006年-12月 濟源職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 設(shè)計任務(wù)書 設(shè)計題目： 直線振動輸送機 設(shè)計要求： 該產(chǎn)品由于研制及小批量生產(chǎn)狀態(tài)，其工時、工裝費用較高，使成本提高，在推廣新產(chǎn)品的同時，嚴格控制產(chǎn)品的各種消耗，在保證質(zhì)量的前提下，進一步降低成本，降低費用，加強核算，就能使該產(chǎn)品的價格進一步降低，取得更好的社會效益和經(jīng)濟利益。 故此設(shè)計應(yīng)注意以下要求： 1、輸送槽體截面采用優(yōu)化理論確定，槽體采用耐熱板制作，各段間的連接部件要求平整； 2、振動電機兩臺采用穿透螺栓連接，激振力可調(diào)； 3、主振彈簧為非線形彈簧，可用調(diào)整螺栓調(diào)節(jié)其預(yù)壓縮量，以適應(yīng)不同比重的物料輸送； 4、輸送量大，調(diào)試容易，安裝方便。 設(shè)計進度： 2006年10月8日～2006年10月15日：搜集有關(guān)直線振動輸送機的材料； 2006年10月15日～2006年10月23日：作振動輸送機力學(xué)模型及動力分析； 2006年10月24日～2006年11月24日：計算振動輸送機的運動學(xué)參數(shù)與性能參數(shù) 2006年11月25日～2006年12月5日：樣機的試驗和調(diào)試； 2006年12月6日～2006年12月16日：任務(wù)書的整理與設(shè)計。 2006年12月16日～2006年12月24日：打印論文準備答辯 指導(dǎo)教師（簽名）： 目 錄 摘 要 2 前 言 3 1 振動輸送機的工作原理和特點 4 1.1工作原理 4 1.2特點 4 2 國內(nèi)外振動輸送機的發(fā)展趨勢與現(xiàn)狀 5 3結(jié)構(gòu)方案的擬訂 6 4振動輸送機力學(xué)模型及動力分析 9 5振動輸送機的運動學(xué)參數(shù)與性能參數(shù) 13 5.1角頻率的選擇與計算 13 5.2 槽體傾角α0的選取 13 5.3 振動方向角的選擇 13 5.4 拋擲指數(shù)的選擇 13 5.5電動機功率的計算 17 6彈性元件的設(shè)計與選擇 19 6.1減振彈簧的設(shè)計 19 6.2非線性主振彈簧的設(shè)計 21 7對輸送機強度和剛度的校核 24 7.1槽體的強度校核 24 7.2槽體的局部剛度校核 25 8 同步性分析 27 9物料在拋擲過程中的周期性分析 28 10樣機的試驗和試制總結(jié) 29 致 謝 30 參考文獻 31 摘 要 面對我國經(jīng)濟近年來的快速發(fā)展，機械制造工業(yè)的壯大，在國民經(jīng)濟中占重要地位的制造業(yè)領(lǐng)域得以健康快速的發(fā)展。制造裝備的改進，使得作為工業(yè)重要設(shè)備的各類機械工藝裝備也有了許多新的變化，尤其是振動機械產(chǎn)品，其在今天機械產(chǎn)品的地位越來越重要。 在原普通水平輸送機的基礎(chǔ)上，經(jīng)過市場與現(xiàn)場調(diào)研，應(yīng)用非線性振動理論，微彎等截面梁的彎曲振動理論、最優(yōu)化理論、近共振理論急CAD技術(shù)，研制出振動機械新產(chǎn)品。該產(chǎn)品與國內(nèi)外同類產(chǎn)品相比具有重量輕、體積小、節(jié)能、低噪聲、高效的特點，是一個極具有發(fā)展前景、推廣及應(yīng)用價值高的高新技術(shù)產(chǎn)品。本文從零件的分析，工藝規(guī)格設(shè)計，夾具的設(shè)計三個方面，闡述了直線振動輸送機設(shè)計與制造的全過程。尤其在工藝規(guī)程設(shè)計中，我們運用了大量的科學(xué)的加工理論及計算公式，選擇了基面，制定了工藝路線確定了機械加工余量、工序尺寸和毛坯尺寸，最后確定了切削用量及基本工時。 關(guān)鍵詞：非線性、變質(zhì)量系統(tǒng)、自同步、近共振、雙質(zhì)體、 前 言 在工業(yè)生產(chǎn)和生活中，人們都使用或接觸過許多機器，這些機器能承擔(dān)人力不能或不便承擔(dān)的工作，能大大提高人們的勞動生產(chǎn)率，改進產(chǎn)品質(zhì)量，還能改善人們的勞動環(huán)境，減輕勞動強度，尤其是使用機器可大規(guī)模進行生產(chǎn)，實現(xiàn)高度的機械化生活的需要。因此使用機器進行生產(chǎn)的水平是一個國家綜合國力的標(biāo)志，也是這個國家工業(yè)化水平的標(biāo)志。 此次我們設(shè)計的機器為直線振動輸送機。 該機用于各種顆粒狀，中等塊度以下的非粘性物料（含水量小于5%）。最適宜于輸送高磨耗，高溫度（300度以下的物料）如水泥，熟料，烘干熱礦渣，沙等，還可以用于冶金，礦山，化工，電力等行業(yè)，是一種理想的新型輸送設(shè)備。 本機有以下特點： 1 輸送量大，重量輕，電耗低。 2 負載特性好，機槽振幅受電壓波動動輸送量的影響很??；起動快，在滿足負載的情況下均能正常起動；起動快，停車時整機穩(wěn)定。 3 結(jié)構(gòu)簡單，調(diào)試容易，磨損件少，維修量小。 4 安裝方便，不需要專用的地基和地腳螺栓，便于移動位置。 5 隔振性能好，故適宜水泥及礦渣庫頂輸送。 本機主要組成部分： 本機主要由出料槽體、底架、主振彈簧、減振彈簧、彈簧座、振動電機等部件組成。 ⒈輸送槽體截面采用優(yōu)化理論確定，槽體采用耐熱板制作，各段間的連接部件要求平整。 ⒉振動電機兩臺采用穿透螺栓連接，激振力可調(diào)。 ⒊主振彈簧為非線形彈簧，可用調(diào)整螺栓調(diào)節(jié)其預(yù)壓縮量，以適應(yīng)不同比重的物料輸送。 該產(chǎn)品由于研制及小批量生產(chǎn)狀態(tài)，其工時、工裝費用較高，使成本提高，在推廣新產(chǎn)品的同時，嚴格控制產(chǎn)品的各種消耗，在保證質(zhì)量的前提下，進一步降低成本，降低費用，加強核算，就能使該產(chǎn)品的價格進一步降低，取得更好的社會效益和經(jīng)濟利益。 33 1 振動輸送機的工作原理和特點 1.1工作原理 振動輸送機是通過激振源產(chǎn)生的激振力，強迫物料在振動輸送機的槽體內(nèi)按一定方向做簡諧運動。當(dāng)其運動速度達到一定值時（大于重力加速度），物料便在承載體（槽體）內(nèi)做微小的連續(xù)的拋擲運動，從而使物料向前運動，實現(xiàn)輸送目的。激振源的選擇是振動機械設(shè)計的一個關(guān)鍵問題，考慮上述工況下輸送機的載荷、速度情況等，參考國內(nèi)外的先進經(jīng)驗，以振動電機為激振源可使結(jié)構(gòu)簡化、調(diào)節(jié)方便、安裝維修量小、能耗降低。激振電機是在電機軸上安裝偏心塊，振動電機工作時，電機帶動偏心塊做回轉(zhuǎn)運動產(chǎn)生激振力，該類振動輸送機采用兩臺振動電機產(chǎn)生一個合成的斜向上的振動力，使物料在槽體內(nèi)做斜向上簡諧運動。兩臺電機不斷振動，物料連續(xù)做周期拋擲運動，從而達到輸送物料的目的。 1.2特點 1.2.1、優(yōu)點 該機結(jié)構(gòu)簡單、重量較輕、造價不高；能量消耗較少、設(shè)備運行費用低；潤滑點與易損件少，維護保養(yǎng)方便；物料呈拋擲狀態(tài)運輸，對承載體磨損少，可輸送磨琢性材料；可以多點給料和多點卸料；便于對含塵的、有毒的、帶揮發(fā)性氣體的物料進行密閉輸送，有利于環(huán)境保護。 1.2.2、缺點 向上輸送效率低；粉狀和含水量大、粘性物料輸送效果不佳；制造和調(diào)試不良時噪音加大；某些機型對地基有一定的動載荷；輸送距離不長。 2國內(nèi)外振動輸送機的發(fā)展趨勢與現(xiàn)狀 由于振動理論的日趨成熟及振動電機在振動機械上的應(yīng)用，使得世界工業(yè)發(fā)達國家近年來在輸送機方面的開發(fā)與研制發(fā)展異常迅速?，F(xiàn)已廣泛用于礦山、冶金、建材、化工等各個領(lǐng)域。其發(fā)展趨勢大致有以下幾個方面： 1 標(biāo)含數(shù)優(yōu)化：重量最輕，造價最低、能耗最少；噪聲最小，效率最高，輸送量最大； 2 磨損輕，潤滑點少，磨損環(huán)節(jié)少，零部件壽命長，維修量小，維修費用低； 3 輸送高溫材料：允許輸送物料的溫度可達350℃，短時溫度可達680℃—1000℃； 4 承載構(gòu)件做成密封結(jié)構(gòu)，便于封閉輸送粉塵性大、有毒、有揮發(fā)性異味、危害人體健康和環(huán)境衛(wèi)生的物料； 5 輸送過程中，可同時完成其他工藝作業(yè)，如篩分、混合、烘干和加熱、冷卻、清洗等，實現(xiàn)一機多用； 6 可水平或傾斜安裝，一般向上、向下傾角分別不超過12°—15°； 近年來，國內(nèi)在振動輸送機方面也得到迅速發(fā)展和應(yīng)用。不少研制單位、高校及廠家對 振動輸送機進行了廣泛的研究，但就其效率、功能、規(guī)格、壽命等諸方面與發(fā)達國家相比，還有較大的差距。國內(nèi)較為成功的結(jié)構(gòu)形式主要有：單管、雙管輸送機、平衡式、不平衡式輸送機，單質(zhì)體、雙質(zhì)體輸送機，偏心連桿式、慣性激振式、電磁激振式輸送機。慣性式振動輸送機是近年來開始研制的，其長度多在7m以下，個別樣機可達12m。 目前，國內(nèi)同類產(chǎn)品存在主要問題如下： 1 動裝置多采用偏心連桿機構(gòu)，偏心連桿負荷大，應(yīng)力高，槽體的彎曲應(yīng)力大，槽體的橫向剛度要求高，由此整機重量也成正比增加； 2 結(jié)構(gòu)較為復(fù)雜，加工件多，安裝、調(diào)試、維修工作量大，機體重量大，功耗大，效率低； 3 當(dāng)設(shè)計、制造、安裝、調(diào)試不當(dāng)時，常產(chǎn)生較大噪聲和振動，彈簧易損壞，維修量過大，影響機器的正常工作； 4 激震源效率低，壽命短，易出現(xiàn)故障，導(dǎo)致維護工作量大，成本提高，以至整機壽命大大縮短； 5 彈性或剛性連桿驅(qū)動集中作用于輸送機槽體和底架上，使該處極易損壞或斷裂。 在本次設(shè)計中，我們設(shè)計的主要是雙質(zhì)體共振式慣性振動輸送機，即我們說明的直線振動輸送機。 3結(jié)構(gòu)方案的擬訂 輸送機械按其結(jié)構(gòu)特點和用途可分16類，有帶式輸送機、板式輸送機、刮板式輸送機、振動輸送機、螺旋輸送機、氣力輸送機等。由于帶式輸送機由于輸送帶上有覆蓋膠，因此不能輸送高溫物料；刮板式輸送機不適于輸送不允許碾碎和磨損的脆性物料；鏈式輸送機是一種用于水平（或傾斜≤15°）輸送粒狀、粉狀的輸送機械，則它不使用于大塊物料的輸送；埋刮板式輸送機是刮板鏈條埋于被輸送物料之中，故不適合傳送大塊物料；螺旋式輸送機不適用于輸送，易變質(zhì)的、粘性大的、易結(jié)塊的及大塊物料，因為這些物料在輸送時會粘結(jié)在螺旋上并隨之旋轉(zhuǎn)不前或吊在軸承處形成物料積塞，而使螺旋機不能正常工作；故根據(jù)設(shè)計要求，我們選擇振動輸送機。 振動輸送機按其驅(qū)動裝置可分三類：偏心連桿式、回轉(zhuǎn)偏心重塊慣性式及電磁驅(qū)動式。 偏心連桿式主要由帶輪、偏心軸軸承和連桿構(gòu)成。軸承座固定在底架上，電機通過帶輪使偏心軸轉(zhuǎn)動并帶動連桿往復(fù)運動，然后連桿推動槽體按設(shè)計的振幅和頻率工作，我們以單質(zhì)體偏心連桿振動輸送機為例說明，其結(jié)構(gòu)示意圖如下： 偏心連桿振動輸送機 這種結(jié)構(gòu)復(fù)雜而且偏心連桿負荷大，應(yīng)力高，設(shè)計必須精細，研制精度高，成本高，潤滑應(yīng)良好，稍有不當(dāng)，很快損壞，且連桿以巨大驅(qū)動力作用于輸送槽體，有一個很大的橫向分力，使槽體易于產(chǎn)生彎曲變形，因此對槽體的剛度要求高，所以這種方案不適合。 慣性振動輸送機是利用偏心質(zhì)量旋轉(zhuǎn)時產(chǎn)生離心力作為激震力，其驅(qū)動裝置就是利用上述兩種驅(qū)動裝置，其又分為單質(zhì)體和雙質(zhì)體。 單質(zhì)體慣性振動器同步驅(qū)動振動輸送機的結(jié)構(gòu)示意圖如下： 單質(zhì)體自同步慣性振動輸送機 這種結(jié)構(gòu)簡單，但其傳給基礎(chǔ)的動態(tài)力很大，而且不能實現(xiàn)長距離輸送，這是因為：物料在整個槽體內(nèi)其垂直方向上的分速度是不同的，當(dāng)物料被輸送到一定距離后，其垂直方向的速度變?yōu)?，以至欲停止不前。 慣性式驅(qū)動裝置主要有慣性振動器驅(qū)動和電機拖動偏心重塊驅(qū)動兩種形式，慣性振動器由特種雙出軸振動電動機和裝在電動軸端的偏心重塊構(gòu)成外偏心塊與內(nèi)側(cè)固定偏心塊相對角度可以調(diào)整。以改變慣性力的大小，調(diào)整方便。同時由知慣性振動器的激振力可很大，但電動功率很小。 雙質(zhì)體結(jié)構(gòu)則克服單質(zhì)體的缺點，它是在底架下方另加一組減振彈簧。由于這種彈簧較軟，而且振動幅值很小，因此傳給基礎(chǔ)的力很小，其示意圖如下： 直線振動輸送機 這種結(jié)構(gòu)中由于彈簧鋼板和主振彈簧的共同作用，使得槽體在進行輸送時比較穩(wěn)定。 雙質(zhì)體結(jié)構(gòu)的主振彈簧可以采用線性彈簧和非線性彈簧兩種方式。經(jīng)實驗分析，非線性彈簧不僅具有線性彈簧的功能，而且具備如下優(yōu)點： ⒈運轉(zhuǎn)具有穩(wěn)定的振幅； ⒉可以采用比較接近共振點的工作狀態(tài)，因此，激振力可以經(jīng)過線性振動??； ⒊結(jié)構(gòu)上可以減小彈簧尺寸； ⒋調(diào)節(jié)非線性彈簧間隙可以容易地調(diào)整機器的工作點； ⒌承載能力大。 電磁驅(qū)動裝置一般采用電磁振動器，電磁振動輸送機采用雙質(zhì)體近共界調(diào)諧振動系統(tǒng)。這種振動機雖然使用壽命長，耗電少，可無級調(diào)速與工藝系統(tǒng)設(shè)備配合容易實現(xiàn)自動控制，但這種結(jié)構(gòu)大，重量大，且其振幅僅為1.75mm，水平輸送距離僅在20m以內(nèi)。不宜采用，結(jié)合我們設(shè)計課題要求，我們采用雙質(zhì)體近共振慣性振動輸送機，即直線振動輸送機。 本機采用兩臺同步電機反向回轉(zhuǎn)驅(qū)動，電機上下垂直對稱安裝在底架一端，底架和輸料槽之間由彈性連接（主振彈簧和導(dǎo)向彈簧板）為了便于制造和運輸以及市場鋼板的規(guī)格，本機的輸料槽做為6m一截，然后用緊固螺釘連接裝配為一體。  4振動輸送機力學(xué)模型及動力分析 為了更好地對振動機進行設(shè)計與分析，我們先對其進行力學(xué)模型分析（如圖），下面分無阻尼自由振動和無阻尼強迫振動兩種情況（假定振動物體沒有阻力，自由振動振幅是不變的。但經(jīng)驗證明，振幅是在隨時間不斷減小，而振動是逐漸被消滅的。由于阻尼的緣故，振幅是一個最大的上限，它不會超過這個限變）。 圖4-1 分析說明： （1）無阻尼自由振動微分方程及固有頻率，見圖（4-2），以m1和m2的靜平衡位置為坐標(biāo)原點，在振動過程中，任意瞬時，tm1m2 在主振方向上位移分別為x1和x2，在質(zhì)體m1上作用慣性力m1x1，彈簧力和方向如圖（4-2）所示。取加速度和力的正方向與坐標(biāo)方向一致，根據(jù)牛頓定理即可得到質(zhì)體和的無阻自由振動微分方程： 圖4-2 圖4-3 （1） 令a=k1+k2/m1 b=k2/m1 m2=-k2（x2-x1） 于是方程（1）可以寫成： （2） 這是二階常數(shù)線性齊次微分方程另其解為： （3） 其中振幅A1與A2頻率P和相位角ψ都有待于確定，將<3>式代入<2>式得： （4） 如果<3>式是方程組<2>的解，則<4>式恒成立，由于Sin(pt+ψ)不恒為零。所以必須 （5） 這是A1和A2的線性齊次代數(shù)方程組，顯然A1=A2=0是其解，但是這僅僅適用系統(tǒng)處于平衡的情況，不是我們所需要的解。對于A1和A2具有非零解的情況，方程組<5>的系統(tǒng)行列式必須等于零，即： =0 我們將其展開后得： P4-(a+c)p2+(ac-bc)=0 (6) 則式(6)的兩個特征根為: （7） P1和P2是兩個正實根，由于公式Sin(pt+ψ)中，P表示頻率，而在公式（6）中P1和P2僅決定于系統(tǒng)本身的物理性質(zhì)（質(zhì)量和彈簧剛度），因此稱為振動系統(tǒng)的固有頻率，較低的稱為第一階固有頻率，較高的稱為第二階固有頻率。 （2）無阻尼強迫振動的微分方程及振幅ωt 見圖（2）在質(zhì)體m上作用簡諧振力psinωt，根據(jù)牛頓運動定律可以直接寫成系統(tǒng)強迫振動的微分方程： （8） 令a=(k1+k2)/m1 b=k2/m1 c=k2/m2 f=p/m1 則（8）式可寫成： （9） 這是二階線性常系數(shù)齊次微分方程組，設(shè)其解為： （10） 式中振幅B1 B2為待定系數(shù)，代入（9）式則有： （11） 解此系數(shù)方程組，得振幅式： （12） 式中Δ(ω2)=(a-ω2)(c-ω2)-bc=(p12-ω2)(p22-ω2) 由式(12)可知，其振幅不僅僅決定于激振力的大?。ㄕ穹鵓）而且與系統(tǒng)的固有頻率有著很大的關(guān)系，當(dāng)激振力等于P1或P2時，系統(tǒng)的振幅無限大，即為共振。 采用彈性力為非線性特性線時，由于采用變徑或變距硬特性螺旋彈簧，使該變質(zhì)量系統(tǒng)能在承受突加載荷時，彈簧力增加，在突然減荷時，彈性力減小，對于減少功耗，簡化機體結(jié)構(gòu)，減輕整機重量起到了十分顯著的效果。 5振動輸送機的運動學(xué)參數(shù)與性能參數(shù) 5.1角頻率的選擇與計算 慣性共振動輸送機一般采用中等大小的頻率和振幅，振動次數(shù)通常為700-1800次/分，最常用的為700-1200次/分，單振幅為1-10mm，此次設(shè)計綜合考慮到振動電機及主振彈簧的結(jié)構(gòu)尺寸等因素，取n=1000r/min的主振電機，額定轉(zhuǎn)速n=960r/min. 則其角頻率為： ω=2πn/60 =2×3.14×960/60 =100.48rad/s 5.2 槽體傾角α0的選取 對于長距離振動輸送機，通常最大升角αmax≤10°~15°，對容易產(chǎn)生滾動的物體取最小值；對不易產(chǎn)生滾動的物體取最大值。此次設(shè)計為水平安裝，即取α=0°。 5.3 振動方向角的選擇 振動方向角β為激振力方向與槽體平面的夾角。 雖然從理論上可以求出一個機械指數(shù)K相應(yīng)的速度最大的振動方向角（即最佳振動方向角），但實際上，在常用的那個角度范圍內(nèi)，輸送速度的變化并不很明顯。因此，最佳振動方向角可在一定范圍內(nèi)選取。當(dāng)K=2~4時,β=31°~50°；當(dāng)K=4~6時，β=24°~31° ；當(dāng)K=6~8時，β=20°~24°。 而慣性振動輸送機的K一般取K=4~6，此處取K=5，由圖3.6-6（機械工程手冊）查得β=30°。 5.4 拋擲指數(shù)的選擇 拋擲指數(shù)是振動加速度的最大值在槽底法向的分量與重力加速度的在槽底法向分量的比值。 D=ksinβ/cosα 當(dāng)D>1時，即4π2 f 2 sinβ>gcosα?xí)r，物料做拋擲運動。同時考慮無聊被拋起的時間不得超過振動周期，以免物料與槽底面沖擊過大和盡量減小功率消耗，一般D應(yīng)限制在1.4~3.3之間，可按下式計算： D=Ksinβ =5×sin30° =2.5 此數(shù)值在上面限制范圍內(nèi)，說明拋擲指數(shù)是適宜的。 5.4.1 拋擲時間與振動周期之比N的選取 由D，K查表3.6-3，N取0.82 5.4.2振幅的計算 由公式：k=4π2f2A/g 得 A=kg/4π2f2 =kg/ω2 =5×9.8/100.48 =5.35mm 5.4.3物料的平均速度 a) 物料的理論平均速度 當(dāng)D=2~3.3時，物料的平均速度可按下式計算： Vd=(0.86~0.95) ωAcosβ D=2.5時,f(D)=0.93 Vd=0.93ωAcosβ =0.93×100.48×5.35×cos30° =0.43m/s b)實際水平速度 V=CaChCmCwVd =1.0×0.95×0.9×1.05×0.43 =0.39m/s Ca：傾角影響系數(shù)。查得：Ca=1.0 Ch：物料層厚度影響系數(shù)。查得：Ch=0.95 Cm：物料性質(zhì)影響系數(shù)。查得：Cm=0.9 Cw：滑行運動影響系數(shù)。查得：Cw=1.05 5.4.4 輸料槽的設(shè)計 大多數(shù)槽體是壓制而成的，一般采用Q235-A鋼板或采用16Mn低合金鋼板，鋼板厚度3-8mm，為了減少慣性力，應(yīng)盡量減輕槽體的重量。 （1）總長度L根據(jù)輸送要求L=30米，為便于制造，運輸和鋼板尺寸及彎板機的生產(chǎn)能力。槽體制成每段6米的長度。 （2）槽寬B：根據(jù)用戶要求B=600mm （3）槽深H：為滿足各種寬度物料的輸送取H=200mm 5.4.5 上質(zhì)體質(zhì)量m2 （1）物料槽體的質(zhì)量m2′經(jīng)粗略估算m2′=1750kg （2）物料的結(jié)合質(zhì)量m2〞 （a）槽體中物料質(zhì)量 mm=QL/(3600×V) 其中Q=30×1000kg/h L=30m V=0.39m/s mm=30×1000×30/(3600×0.39) =641kg （b）結(jié)合質(zhì)量系數(shù)Km，取Km=0.17 (c) 結(jié)合質(zhì)量m2〞 m2〞=Km×mm=0.17×641=109kg （3）上質(zhì)體參振質(zhì)量 m2=m2′+m2〞=1750+109=1859kg 5.4.6下質(zhì)體質(zhì)量m1 m1=2m2=1859×2=3718kg 5.4.7 誘導(dǎo)質(zhì)量的計算： 誘導(dǎo)質(zhì)量是將雙質(zhì)體系統(tǒng)轉(zhuǎn)化為單質(zhì)體系統(tǒng)的當(dāng)量質(zhì)量 m=m1m2/(m1+m2) =3718×1859/(3718+1859) =1239kg 5.4.8主振系統(tǒng)的頻率比Z： 為了使振動輸送機體有較穩(wěn)定的振幅及傳動部件承受較小的作用力，頻率比一般在大于1的范圍內(nèi)選取，該機取Zof=1.2,則系統(tǒng)的高階固有頻率ωog應(yīng)為： ωog=ω/Zof =100.48/1.2 =83.73s-1 5.4.9 主振彈簧的剛度： k2=1/ Zof2(ωog2m) =1/1.22×1239×83.732 =6032134N/m 則單個彈簧的剛度為： K2′=k2/n=100535 N/m 5.4.10減振彈簧的頻率比： 通常取Zog=4-5，該振動輸送機Zog=4 5.4.11減振系統(tǒng)彈簧剛度： 由于主振彈簧剛度較大，可以將m1，m2視為一個單質(zhì)體M，即： M= m1+ m2=3718+1859=5577kg 故減振彈簧在主振方向上的剛度為： K1=1/ Zof2( Mω2) =1/42×(5577×100.482) =3519167N/m 5.4.12校核計算機主振系統(tǒng)固有頻率 由前面公式（7）得： P122=(a+c)/2±√[(a-c)/2]2+bc 其中a=(k1+k2)/m1=(6032134+3519167)/3718 =2569 b=k2/m1=3519167/3718=947 =947 c=k2/m2=3519167/1859 =1893 ∴ P122=2231±1381 ∴ P1=60 P 2=33　　　　 ∴ 主振頻率為： Zof=ω/ P1=1.6 5.4.13 振幅的計算 采用激振力F=4000N，應(yīng)用公式（12），振幅 B1=(c-ω2)f1/Δ(ω2) B2=cf1/Δ(ω2) C=1893 ω=100.48 f1=p/m1=Fcosβ/m1 =4000×cos30°/3718 =9.3 Δ(ω2)= (p12-ω2)(p22-ω2) =(602-100.482)(332-100.482) =58509472 故下質(zhì)體m1的振幅為： B1=(c-w2)f1/Δ(ω2) =(1839-100.482)×9.3/58509472 =1.3mm 5.5電動機功率的計算 （1）振動阻尼所消耗的功率NZ 式中Nz=fω3mA2/2000η η為效率，取η=0.9 f為綜合阻系數(shù)，取f=0.14 m為誘導(dǎo)質(zhì)量，m=1239kg　　　　 Nz=0.14×100.483×1239×0.005352/2000×0.9 =2.8kw (2)激振器軸承摩擦消耗的功率Nf Nf=μFωd/2000η 式中μ為滾動摩擦系數(shù)，μ=0.04 F為激振力，F(xiàn)=4500N D為滾動軸承中徑，d=0.07m Nf=μFωd/2000η=0.04×4500×100.48×0.07/1800 =0.7kw （3）總功率∑N ∑N= Nz+Nf=2.8+0.7=3.5kw （4）電機安裝功率 N=k∑N 式中K為電機裕量系數(shù)， 取K=1.5 N=1.5×3.5 =5.25kw 采用兩臺2.2KW的電機； 故實際電機的安裝功率為：2×3.0＝6kW 6彈性元件的設(shè)計與選擇 6.1減振彈簧的設(shè)計 6.1.1彈簧材料的選取 根據(jù)該彈簧受力特點，屬中等應(yīng)力，選材料為60Si2Mn的熱軋圓柱鋼絲，表面氮化處理，熱處理硬度HRC45-50。查表知G=8000MPa,E=200000GPa,[τ]=640MPa [δ]b=800MPa 6.1.2．選擇旋繞比 取C=5 6.1.3．彈簧鋼絲直徑的設(shè)計與選擇 彈簧鋼絲直徑d可按下式計算： d≥√(8KFC)/（π[δ]） 式中K為補償系數(shù)，可按下式計算： K≈(4C-1)/ (4C-4)+0.65/C ＝1.304 最大工作載荷初步估值為F＝4500N λ＝45mm ∴d≥1.6√（6×4500×1.304）/800 d≈9.6mm 查表取d＝10mm 6.1.4.彈簧的中徑 D2=C×d=5×10=50mm 6.1.5.計算彈簧的圈數(shù) 由公式： n=Gdλ/(8FC3) =(8×104×10×45)/(8×4500×125) =8圈 取n=8 圈，取支承圈數(shù)n2=2 圈 則總?cè)?shù) n1=n+n2=8+2=10圈 取螺旋升角　α=arctg(t/πd) =arctg(25/3.14×50) =9° （其中t為節(jié)距，t一般取D/3—D/2，這里取t=0.4×D=25mm） 則自由高度H0為： H0=nt+1.5d =8×24+1.5 ×12 =215mm 6.1.6穩(wěn)定性驗算 高徑比：b=H0/D2=215/50=4.36＜5.3不需要進行穩(wěn)定性驗算。 6.1.7檢查最小間隙 軸向間距 δ=t-d=25-10=15mm 單圈彈簧的最大變形量 λ2/n=45/8=5.625mm 最小間隙 δ1＝δ－λ2/n＝15－5.625＝9.375＞0.1d=1mm 6.1.8確定彈簧能構(gòu)承受的極限載荷Fj及變形量λj 彈簧能夠承受的極限載荷Fj≤FS，能夠承受的極限應(yīng)力τj≤τs。FS，τs分別為達到彈簧的屈服點的極限載荷，極限剪應(yīng)力。 τs＝1.25[τ]＝1.25×640＝800MPa 取τj＝τs＝800MPa 由式 Fj＝πd2τs/8kC=3.14×100×800/8×1.304×5=4816N 由式 CS=Gd/(8C3n)=8×105/(8×53×10)=80 λj= Fj/ CS=60.2mm 6.1.9計算彈簧的最小工作載荷F1和變形量λ1 F1＝（0.1～0.5）F2=450～2250N 取 F1=1100N，則最小變形量為： λ1＝F1/ CS＝13.75mm 在最大工作載荷下的實際變形量 λ2＝F2/ CS＝56.25mm 6.1.10確定彈簧的其它幾何參數(shù) 最小工作載荷下的高度H1=H0-λ1=215-13.75=201.25mm 最大工作載荷下的高度H2=H0-λ2=215-56.25=158.75mm 極限載荷下的高度Hj=H0-λj=215-60.2=154.8mm 彈簧的外徑：D= D2+d=50+10=60mm 彈簧的外徑：D1= D2-d=50-10=40mm 彈簧的展開長度L＝πD2n1/cosα＝1589.6≈1590mm 6.2非線性主振彈簧的設(shè)計 不等節(jié)距圓柱壓縮旋轉(zhuǎn)彈簧,它的節(jié)距大小不等,這種彈簧在受載后,當(dāng)載荷達到一定程度時,隨著載荷的增加,從小節(jié)距開始到大節(jié)距依次逐漸產(chǎn)緊,剛度也逐漸增大,特性線由線性關(guān)系變?yōu)榉蔷€性關(guān)系,從而有利于防止彈簧共振和顫振現(xiàn)象的發(fā)生. 6.2.1彈簧材料的選擇 根據(jù)該彈簧受載的特點,選擇彈簧材料為60Si2Mn的熱軋圓柱鋼絲,表面氮化處理,熱處理硬度為HRC45-50,查表知 G=78.5GPa 根據(jù)受載特點,可知載荷為第Ⅱ類 [τ]=627MPa 6.2.2彈簧受載范圍 該彈簧所受的最小載荷即為靜載荷,由以上計算知上質(zhì)體參振質(zhì)量為1750㎏,所以單個彈簧的靜載荷為: P0=1750×9.8/60=28508N 此時的最小變形量為2mm。 因為主振彈簧振幅為4.3，為防止彈簧與彈簧座分離，則彈簧的靜變形量A0≥4.3mm,為了安全取A0=5mm，即為最大變形量。 彈簧最大載荷的計算： 1> 凈重：1750×9.8÷2÷30=285.8N 2> 動載荷：0.0043×167389.9=719N 3> 預(yù)壓縮量：動載荷×120%=836.7N ∴ 最大載荷=凈重＋動載荷＋預(yù)壓縮量=1869.4N 故彈簧的受載范圍為：285.8N～1869.4N 6.2.3彈簧鋼絲直徑的設(shè)計與計算 由所選材料取繞比C=5，則查表知Kc=1.31 取中徑為：60mm C=D2/d 可得 d=D2/C=12mm 驗算彈簧強度τ=K8D2P/πd3=413MPa 滿足強度要求 6.2.4組成彈簧各圈的剛度 由公式P′=np′=Gd4/8D23=942N/mm 6.2.5彈簧的圈數(shù) 彈簧在未發(fā)生并圈以前整個彈簧剛度為： P〞=285.8/2.3=124.3N/mm ∴彈簧的有效工作圈數(shù)為： n1=P′/P〞=942/124.3=7.6 取整n1=8圈 取支承圈數(shù)n2=2圈 彈簧的總?cè)?shù)為： n=n1＋n2=10 6.2.6彈簧特性線方程的推導(dǎo) 我們設(shè)特性線方程為： P=（AF＋B）2 由以上計算可列 285.8=（2A＋B）2 1869.4=（5A＋B）2 解得：A=2.7 B=8.5 該彈簧的特性線方程： P=（2.7F＋8.5）2 6.2.7計算幾何尺寸 第一圈的節(jié)距和間距可按下列步驟計算 第一圈并圈后彈簧的剛度P1′可按下式計算 1/pi′=1/p〞－1/p′ =1/124.3－1/942 ∴可列： 142.9=（2.7F＋8.5） 解得： F=0.99mm=δ1 所以第一圈的節(jié)距 t1=d＋δ1=0.99＋12=12.99mm 根據(jù)特性線方程P=（2.7F＋8.5）2得 P′=dp/dF=5.4p1/2 從而得任意褡圈時，所加載荷Pi和剛度Pi′的關(guān)系為 1/ Pi′=（n－1）/Pi ∴Pi=0.04 Pi′2 所以由以上計算第一圈時的參數(shù)情況依次類推可求出其他參數(shù)，現(xiàn)將計算結(jié)果列于下表： 并圈圈數(shù) 各圈剛度 （N/mm） 各圈并圈后剛度 （N/mm） 各圈并圈時的載荷 （N） 間距 （mm） 節(jié)距 （mm） 0 942 124.3 285.8 1 942 142.8 815.6 0.99 12.99 2 942 169.5 1142 1.67 13.67 3 942 208 1730.5 2.19 14.19 4 942 238 2916 2.9 14.9 5 942 14.9 6 942 14.9 7 942 14.9 由以上計算可以看出，第四圈并圈時的載荷P4=2916N，已超過工作最大載荷的要求，此時以下各圈取等節(jié)距。 ∴彈簧的自由高度由公式得： H0 =∑t1＋d =12＋101.16 =113.16mm 根據(jù)以上計算即可得到彈簧的結(jié)構(gòu)尺 7對輸送機強度和剛度的校核 7.1槽體的強度校核 槽體材料選用Q235，其δs=235MPa,δb=375MPa . 槽體長度L＝30m，B＝600mm,h=200mm. 在槽體內(nèi)充滿物料時可以進似把槽體看做受均勻載荷的簡支梁（在這里我們?nèi)蓪?dǎo)向板之間的距離l=0.6m）如圖所示：7－1 解：(1)求支座的支反力FA,FB,如圖所示，有平衡條件∑MB=0, ∑Fy=0. 可得： FA=FB=ql/2 (2)列剪力方程和彎矩方程 距梁左端A為x的任意截面上的剪力和彎矩為： Q(x)=FA-qx=ql/2-qx (0＜x＜L) （1） M(x)=Fax-qx(x/2)=(ql/2)x-qx2/2 (0＜x＜L) （2） (3)畫剪力彎矩圖 由式（1）可知，剪力圖式一條斜直線，如圖7－2所示，由式（2）知，彎矩圖是二次拋物線，要確定曲線上的幾點，才能畫出這條直線。 當(dāng) x=0, M(x)=0 x=l/4, M(x)=3ql2/32 x=l/2 M(x)=ql2/8 x=3l/4 M(x)=3ql2/32 x=l M(x)=0 通過這幾點作出梁的彎矩圖如圖7－3所示。 從圖中截面可以看出當(dāng)x=l/2時彎矩最大，所以該截面可能為危險截面，因此要計算出該截面的彎矩， Mmax=ql2/8 =(1667×0.6×0.6)/8 =75kN.m 則對該截面進行強度校核 δ＝Mmax/Wz =75×6/(0.6×0.2×0.2×0.2) =93.75MPa＜[δ] 所以該槽體具有較大的承載能力因此符合設(shè)計要求。 7.2槽體的局部剛度校核 計算槽體剛度，目的是測知它的固有頻率。當(dāng)激振頻率接近或等于槽體固有頻率時，就會使槽體產(chǎn)生共振或近共振，從而使槽體的彎曲振幅顯著增大而加速槽體的破壞。因此所計算得到的固有頻率越小越好。 為計算方便，將振動輸送機的各個部位簡化為四種典型的力學(xué)模型。 （1） 均布載荷簡支梁（振動輸送機兩導(dǎo)向桿之間的隔段槽體）如圖7－4所示 7-4 （2） 一端懸臂的均勻載荷分布的簡支梁（兩端區(qū)段）如圖7－5所示 7-5 因為l/l1=0.5, 取a=2.5。 （3） 有均勻分布，又有集中載荷的簡支梁（為給料口的輸送機段）如圖7－6所示 7-6 （4） 有均勻分布，又有集中載荷的懸臂梁（有出料口的槽段）如圖7－7所示 7-7 綜上所述槽體的固有頻率遠遠小于激振頻率，因此該槽體具有足夠的剛度。 8 同步性分析 為了此輸送機能正常工作，兩臺電機必須同步運行，為此，我們必須對電機的轉(zhuǎn)動進行一下同步性分析。 如圖： 設(shè)△α0=ψ2－ψ1 ψ—相對某一初始時刻的相位角ψ=ωt △α0=ψ2－ψ1 —振動電機2上偏心塊超前電機1上的偏心塊相位角。 則由自同步原理得： α0=（△Mg－△Mf）/(m02ψ2r2ω) 其中 △Mg—兩電機轉(zhuǎn)距之差 △Mf—兩電機摩擦轉(zhuǎn)距之差 m0—電機質(zhì)量 r—偏心塊偏心距 ω—穩(wěn)定系數(shù)，由電機主軸到振動質(zhì)體重心的距離確定。 △ α0是實現(xiàn)同步運轉(zhuǎn)的必要條件，所以要盡盡可能使用同步性指數(shù)： Dα= m0ψ2r2ω/(△Mg－△Mf) 遠大于1 所以為了實現(xiàn)自同步，要采取以下措施： （1）選擇同一型號，特性曲線相同或轉(zhuǎn)差率接近或相同的電機。 （2）合理選擇與調(diào)整主軸的安裝位置。 9物料在拋擲過程中的周期性分析 物料在拋擲過程中，為了減小不必要的能量損耗和提高振動機的工作效率，應(yīng)使物料每拋擲一次振動體做一個周期振動，且拋擲一次時間小于一個振動周期，即拋離系數(shù)ID<1 (ID—拋擲一次時間與一個振動周期之比)，這種情況下,物料下落正處于振動體做起拋段，此時，工作面的加速度dy3.3時，振動出現(xiàn)非周期振動，此時，物料下落期間，正處于拋起區(qū)（dy

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