直線振動輸送機的結構設計(參考版)
2025-06-27 03:34本頁面
【正文】 同時在寫論文的過程中參考了大量的參考文獻，在此向作者表示誠摯的謝意。我堅信四年的大學學習、生活，將成為我人生中的一筆寶貴的財富。通過這段時間做論文，我深深的感到自己在學校所學到的書本上的知識，還遠不能滿足自己以后的需要。特別是老師以及宿舍的幾位同學，在此我向他們表示最誠摯的感謝。在本次設計中，遇到許多困難充分表現出我在以往的學習過程中在這方面知識的欠缺和經驗不足。Microputer 最后的校正與驗算，確定了最終方案的可以執(zhí)行性，以完成基本工作。對于已確定的振動運輸機，進行了細致的參數計算，確定了電機參數，如角頻率、轉速等等，選擇了最佳電動機。26結論針對當代國內外的輸送機的現狀與發(fā)展趨勢，進行了此次課題的設計——直線振動輸送機的結構設計。所以改變振動電機的偏心塊質量或偏心距，可以改變振幅和拋擲指數，以滿足不同物料的輸送要求。又由于D與iD的關系可知：當iD1時，則D。即可滿足此次課題設計的要求。α0是實現同步運轉的必要條件，所以要盡盡可能使用同步性指數Dα= m0ψ2r2ω/(△Mg－△Mf) 遠大于1所以為了實現自同步，要采取以下措施：，特性曲線相同或轉差率接近或相同的電機。如圖71： 設△α0=ψ2－ψ1圖56 電機同步運行校對圖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。圖55 出料口的槽段懸臂梁ω01=√ (EI)/(m/l+) a2b2 = s1ω綜上,槽體的固有頻率遠遠小于激振頻率，因此該槽體有足夠的剛度。 ω1=（a/1）2√EI/pⅠ =() 2√ （10512）/(600) = s1ω圖 63 一端懸臂的均勻載荷分布有均勻分布，又有集中載荷的簡支梁(為給料口的輸送機段)如圖54所示。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模型。當激振頻率接近或等于槽體固有頻率時，就會使槽體產生共振或近共振，從而使槽體的彎曲振幅顯著增大而加速槽體的破壞。從圖中截面可以看出當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)/8 =則對該截面進行強度校核 δ＝Mmax/Wz =756/() =＜[δ]所以該槽體具有較大的承載能力因此符合設計要求。由上式知，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。 本章小結本節(jié)主要介紹了彈簧的設計過程，其中包括了減震彈簧的設計與性能檢驗，同時針對非線性主彈簧進行了設計，進行彈簧材料的計算，并進行了選擇，而且對余下的彈簧零部件進行了正式設計。30=動載荷：=719N預壓縮量：動載荷120%=∴最大載荷=凈重＋動載荷＋預壓縮量=故彈簧的受載范圍為：～ 彈簧零部件的設計與計算由所選材料取繞比C=5，則查表知Kc= 取中徑為：60mmC=D2/d 可得 d=D2/C=12mm驗算彈簧強度τ=K8D2P/πd3=413MPa滿足強度要求由公式知組成彈簧各圈的剛度：P′=np′=Gd4/8D23=942N/mm2，彈簧的圈數彈簧在未發(fā)生并圈以前整個彈簧剛度為：P〞=∴彈簧的有效工作圈數為： n1=P′/P〞=942/=取整n1=8圈取支承圈數n2=2圈彈簧的總圈數為：n=n1＋n2=10我們設特性線方程為：P=（AF＋B）2由以上計算可列=（2A＋B）2=（5A＋B）2解得： A=，B= 該彈簧的特性線方程： P=（＋）2 由以下計算第一圈時的參數情況依次類推可求出其他參數，現將計算結果列于下表51：表51 尺寸計算幾何表并圈圈數各圈剛度(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）0942194229421142394220849422382916594269427942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/－1/942∴=（＋）解得： F==δ1所以第一圈的節(jié)距t1=d＋δ1=＋12=根據特性線方程P=（＋）2得P′=dp/dF=從而得任意褡圈時，所加載荷Pi和剛度Pi′的關系為1/ Pi′=（n－1）/Pi∴Pi= Pi′2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。彈簧最大載荷的計算：凈重：1750247。τs＝[τ]＝640＝800MPa ∴τj＝τs＝800MPa∴Fj＝πd2τs/8kC=100800/85=4816N∴CS=Gd/(8C3n)=8105/(85310)=80λj= Fj/ CS=：∵F1＝（～）F2=450～2250N取 F1=1100N，則最小變形量為：λ1＝F1/ CS＝在最大工作載荷下的實際變形量λ2＝F2/ CS＝：最小工作載荷下的高度：H1=H0λ1==最大工作載荷下的高度：H2=H0λ2==極限載荷下的高度：Hj=H0λj==彈簧的外徑：D= D2+d=50+10=60mm彈簧的外徑：D1= D2d=5010=40mm彈簧的展開長度：L＝πD2n1/cosα＝≈1590mm 非線性主振彈簧的設計不等節(jié)距圓柱壓縮旋轉彈簧,它的節(jié)距大小不等,這種彈簧在受載后,當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)距依次逐漸產緊,剛度也逐漸增大,特性線由線性關系變?yōu)榉蔷€性關系,從而有利于防止彈簧共振和顫振現象的發(fā)生. 彈簧材料的計算與選擇根據該彈簧受載的特點,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HRC4550,查表知G=根據受載特點,可知載荷為第Ⅱ類[τ]=627MPa由于該彈簧所受的最小載荷即為靜載荷,由以上計算知上質體參振質量為1750㎏,所以單個彈簧的靜載荷為:P0=1750此時的最小變形量為2mm。 軸向間距： δ=td=2510=15mm單圈彈簧的最大變形量：λ2/n=45/8=最小間隙： δ1＝δ－λ2/n＝15－＝＞=1mm彈簧能夠承受的極限載荷Fj≤FS，能夠承受的極限應力τj≤τs。知:G=8000MPa,E=200000GPa,[τ]=640MPa,[δ]b=800MPa[6]∴選擇旋繞比C=5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，可按下式計算：K≈(4C1)/ (4C4)+ ＝最大工作載荷初步估值:F＝4500N ，λ＝45mm∴d≥√（64500）/800d≈查表取d＝10mm彈簧的中徑：D2=Cd=510=50mm由公式： n=Gdλ/(8FC3) =(81041045)/(84500125) =8圈取n=8 圈，取支承圈數n2=2 圈則總圈數 n1=n+n2=8+2=10取螺旋升角 α=arctg(t/πd) =arctg(25/50) =9176。1381
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