1、全 套 图 纸 ， 加 153893706毕业设计（论文）题 目：标 准 筛 振 筛 机 的 总 体 及 夹 紧 装 置 的 设 计系 别 航空工程系专业名称 机械设计制造及其自动化班级学号 078105332学生姓名 徐立轩指导教师 罗海泉南昌航空大学科技学院学士学位论文2二O一一 年五月 目录1 标准筛振筛机概述 51.1. 课题背景 51.2. 标准筛振筛机的基本工作原理51.3. 标准试验筛的类型简介61.4. 标准筛振筛机使用过程中的工作和工况要求61.5. 设计任务 72 标准筛振筛机的总体设计82.1. 总体位置方案的确定82.2. 电动机的选择93 紧机构的设113.1. 夹紧
2、装置的基本结构 113.2. 夹紧装置的基本要求 113.3. 夹紧装置的计算 133.3.1. 夹紧装置受力分析 133.3.2. 离心力的计算 143.3.3. 圆筒剪切强度校核 154 振击机构的设计计算164.1. 打击轴的工作原理 164.2. 打击轴的计算校核 164.2.1. 圆柱销的剪切应力校核 164.2.2. 打击轴的强度计算 17南昌航空大学科技学院学士学位论文35 偏心轴的设计计算 195.1. 大偏心轴的设计计算 195.1.1. 大偏心轴设计的主要内容及其选材 195.1.2. 大偏心轴的结构设计 195.1.3. 大偏心轴的校核计算 215.2. 小偏心轴的设计
3、275.2.1. 小偏心轴的设计要求 275.2.2. 小偏心轴的结构设计 286 托盘与托盘支承的设计 296.1. 托盘的设计 296.2. 托盘支撑的设计 297 箱体的设计347.1. 振筛机箱体设计的基本要求 347.2. 箱体的结构设计 348 标准零件的选择 378.1. 滚动轴承的选用 378.1.1. 滚动轴承的确定 378.1.2. 轴承的寿命计算 388.2. 滑动轴承的确定 408.2.1. 轴承的选材 408.2.2. 轴套结构的确定 418.3. 键的选择 419 滑杆等非标准零件的选择 429.1. 双头螺杆的设计和选择 429.2. 滑竿的设计选择 429.3.
4、 马蹄定位环的设计 4210 润滑与密封 44南昌航空大学科技学院学士学位论文410.1. 润滑简介 4410.2. 轴承的润滑 4410.2.1. 滚动轴承的润滑 4410.2.2. 滑动轴承的润滑 4510.3. 润滑方式的选择 4510.4. 密封 4511 轴的工艺路线4611.1. 加工要求 4611.2. 零件各主要部分的作用及技术要求 4611.3. 工艺分析 4611.4. 基准选择 4611.5. 工艺过程 46参考文献 49致谢50南昌航空大学科技学院学士学位论文51标准筛振筛机概述1 1 课题背景目前，在我国，选矿设备的种类有很多，机械式的占绝大多数。随着选矿技术变得越来
5、越成熟，新型的电磁振动式振筛机现在也得到运用。但不管对于实验室还是工地现场，机I 械式振筛机的运用占据了主要位置。而标准筛振筛机凭借其优良的工作性能和方便轻巧的优点也深受用户的喜爱，所以，对标准筛振筛机的研究与设计变得越来越重要。在选矿设备中，振筛机是一种很有代表性的选矿设备，其广泛运用于试验室的选矿工作中。标准筛振筛机是与小200毫米试验筛配套使用，对颗粒物料进行分级筛分的专用设备，可代替人工筛分操作，并具有两种功能，一种为摇动和振击，另一种为纯摇动筛分。并广泛用于地质、冶金、化工、煤炭、国防、科研、砂轮制造、水泥生产等部门化验室对物料进行筛分分析。振击次数稳定可靠，装夹套筛方便灵活，夹紧牢
6、靠，并能自动停车，根据用户需要，可筛分多种特性的产品每次开机五分钟，既方便又简单完成分级工作。1.2 标准筛振筛机的基本工作原理若不考虑电磁式标准筛振筛机，但就机械式振筛机而言，我们所设计的标准筛振筛机属于直线顶击式振筛机。它属于仿人工筛分功能机械，所以，它具有振击和摇动的功能，正是在这种仿人工筛分的机械动作，是煤粒的筛分作业得以实现。标准筛振筛机直线顶击功能通过一对凸轮机构实现，而其摇动的机械动作，我们通过安装偏心轮来实现。本机结构主要由机座、筛与传动机构等部分组成。可配备专用夹具、即可装夹200试验筛，又可装75、 100套筛，装夹方便灵活，夹紧牢靠，并能自动停机。有的标准筛振筛机振击功能
7、是通过两个电机实现振机筛分运动的，我们采用纯机械式传动，只要在传动结构上做些设计改进，就可以同时实现振击和筛分的双重功能， 既节省了设计成本，又使动作更稳定。其基本工作原理如图1. 1所示，煤流在振动和摇动的作用下，通过筛组从上往下流动，通过筛组时，我们可以根据要求得到几组不同粒度值的煤粒。南昌航空大学科技学院学士学位论文6图1.1 筛分过程中煤流运动示意图1.3标准试验筛的类型简介试验筛式振筛机的很重要的附件，它就象计算机的软件一样，它的选择直接决定我们所要得到的煤样的粒度。200试验筛根据筛面材料分为金属丝编织网试验筛和金属穿孔板试验筛。金属丝编 织 网 试 验 筛 采 用 国 家 标 准
8、 GB/T6003.1-1997 生产。其网孔基本尺寸为2.36mm-0.038mm，符合国际标准ISO3310-1：1990 R20/3，R20，R40/3 系列，筛网材质为黄铜、锡青铜、不锈钢。 金属穿孔板试验筛采用国家标准GB/T6003.2-1997，符合国际标准ISO3310-2：1990 R20/3、R20、R40/3 系列，筛网材质为优质不锈钢，并采用数控冲压穿孔而成。借鉴进口试验筛的优点，在下筛框增加了密封胶圈，较好地解决了振筛机震筛时粉料漏失现象，减少了飞溅粉料溅入振筛机缝隙内磨损齿轮的机会，尽可能的延长振筛机的使用寿命。同时还能减小噪音，一定程度地改善了生产现场噪音条件。1
9、.4标准筛振筛机使用过程中的工作和工况要求1.4.1必须均匀给料：南昌航空大学科技学院学士学位论文7给料量以满足设备处理为准。一次投料过多，阻碍物料在筛面上的正常运动，不但易使筛网疲劳变松，而且会大大降低物料处理量。一次性给予大量物料，会使本身处于不平衡运转的电机负荷骤然增加，而造成电机损坏、减低电机的寿命。如给料量达不到设备的处理能力，即浪费能源，又降低了产量。1 .4.2在有强大冲击力的给料方式，必须加装缓冲料斗，物料直接冲击网面，不但消耗振动源所产生的激振力，更易造成网面破损及筛网疲劳，而影响产量及筛分.过滤的质量。1.5设计任务本设计的题目是标准筛振筛机的总体设计和夹紧装置的设计,设计
10、参数主要为：电动机额定功率 P=0.37KW摇动频率 w=221rad/min振击频率 f=141次/min匹配筛具直径 200mm设计的主要任务是首先对振筛机的总体进行布局，合理化装配空间，并对摇动、打击、夹紧等机构或装置的工作原理进行系统分析,然后根据设计要求初歩拟定一个设计方案,然后对其主要部件进行受力分析并校核,从而确定一个更加科学的设计方案。南昌航空大学科技学院学士学位论文82 标准筛振筛机的总体设计2.1总体位置方案的确定借鉴已有产品的结构特点，本设计大致整体结构没有作很大的变动，因为现有的产品在其各零部件的布置上以及总体尺寸的设计上有它的优点。总体位置方案:筛组由夹紧装置固定成一
11、个部分,单独布置在箱体的外部,下面由托盘支撑与偏心盘联接起来,托盘支撑还能增强打击轴的打击力度.箱体内部依旧是布置振击部分和减速机构，并将其设计成不同的单元，这样能够更加有利于装配和维修。1.夹紧装置 2.摇动机构 3.上斜齿轮 4.机架 5.减速机构 6.下斜齿轮 7.振击机构图2.1 标准筛振筛机剖面图南昌航空大学科技学院学士学位论文92.2电动机的选择根据设计任务要求，我们所使用的电机功率为0.37KW，这种电机属于微型电机，通过查阅相关手册 【9】 ，列举了功率为0 .37KW，各种微型电机性能参数表（表2 .1）表 2.1 部 分 微 型 电 机 性 能 参 数 对 比 表 9通过仔
12、细比较各种电机的优缺点，我们所选择电机的型号为A02-7124，转速为1400r/min 。因为它的转速相对来说比较慢，这有利于传动装置的设计，且其所承受的转矩较大，能更好地满足工作要求。在电动机的选择上,选择45号机座,此尺寸在各个方面都比较小，更加有利于振筛机的小型化设计,在图2 .1中，列出了每个安装尺寸的位置，并在表2 .2中列出了每个安装尺寸的数值。图2.1 A02系列 IMB3型驱动微型电机外形尺寸安装图电机型号功率（P）额定电流(A)额定电压(V)电流频率(HZ)转速(r/min)功率因素cos启动转矩启动电流(A)最大转矩A02-7112 370 0.95 220/380 50
13、 2800 0.8 2.2 6 2.4AO2-7124 370 1.12 220/380 50 1400 0.72 2.2 6 2.4B02-8012 370 3.36 220 50 2800 0.77 1.1 30 1.8B02-8024 370 4.24 220 50 1400 0.64 1.2 30 1.8C02-8012 370 3.36 220 50 2800 0.77 2.8 21 18C02-8024 370 4.24 220 50 1400 0.64 2.5 21 1.8南昌航空大学科技学院学士学位论文10表2.2 A02系列 IMB3型驱动电机的外形尺寸数值表安装尺寸 B3、
14、B4、B14外形尺寸不大于机座号A A/2 B C D E F G H AB AC AE HD L45 71 35.5 56 28 9 20 37.290 100 70 0 115 150南昌航空大学科技学院学士学位论文113 夹紧装置的设计3.1夹紧装置的基本结构振筛机在工作过程中会遇到离心力和惯性力等各种力的作用，因此定位后必须夹紧。夹紧装置一般由夹紧机构和动力源组成。1、夹紧机构：接受和传递动力源的原始作用力，使其变为夹紧力的中间机构和夹紧元件称为夹紧机构。它直接与工件夹紧表面接触并完成夹紧任务。2、动力源：产生的原始作用力的部分，一般指机动夹紧。如气动、液动、电磁和电动等。如人的体力对
15、工件的夹紧，则称为手动夹紧。3.2夹紧装置的基本要求3.2.1在不破坏工件精度，并保证加工质量的前提下，应尽量使夹紧装置到：（1）夹紧作用准确、安全、可靠；（2）夹紧动作迅速、操作省力方便；（3）夹紧变形小；（4）结构简单，制造容易3.2.2确定夹紧力的基本原则1、夹紧力的方向选择：（1）夹紧力的方向应尽量垂直于主要定位基面；（2）夹紧力方向应尽量与切削力的方向一致2、夹紧力的作用点的选择：（1）夹紧力作用点应跟支承元件相对，否则工件容易变形不稳固； （2）夹紧力作用点应尽可能靠近加工面，以增强工件部位刚性，防止振动根据实际需要，我们列举了一些常用的夹紧机构，如表3.1所示。实际上我们的动力源
16、为人力对夹紧机构所施的力，也是我们所称的手动夹紧。表 3.1类型 动力源 增力比 主要参数 特点斜契 多数为气动、液压 2-51、斜契角=5-152、行进比i1、能改变作用力的方向2、加紧行程较小3、与一般气动、液压部分连接，应大于自锁角南昌航空大学科技学院学士学位论文12螺旋 多数为手动 65-140 选择螺纹直径一般M8-M241、增力比大2、自锁性好3、加紧行程受限制较小4、结构简单5、操作费事偏心 多数为手动 12-141、偏心距e一般取2-62、偏心外径D1、自锁性随偏心特性D/e变化，当D/e14时，与螺旋加紧相比，自锁性较差，适用与震动不大的工序2、加紧行程较小杠杆 气动、液压、
17、手动 0.5-3 杠杆比一般取0.5-31、本身无自锁性。因此必须与其他机构组合使用2、根据不同结构可以改变作用力的方向铰链 气动、液压 1.5-41、夹紧斜角102、加紧行程Sz3、加紧储备S4、铰链臂长L1、能改变作用力的方向2、加紧行程易受限制3、同一机构夹紧力随夹紧斜角的变化而有较明显变化4、一般与气动液压部件连接南昌航空大学科技学院学士学位论文133.3夹紧装置的计算3.3.1夹紧装置受力分析振筛机在工作工程中的，由于存在上下的振击运动，固定筛组也与托盘在夹紧机构的作用下固定成一体，并在打击轴的作用下沿着滑杆在作上下往复运动。当打击轴完成一个工作行程掉下的过程，固定筛组随其一同自由落
18、下的那一瞬间，产生一个向上的惯性力，而这个惯性力所针对的重量体为装料的固定筛组和加紧机构的重量和（不包括下面的托盘。我们估计其最大的重量值为300N因此我们估计筛组自由下落时所产生的最大惯性力F 1max=300N，如果把惯性力等效成一种负载的话，那么这个负载的承载力为夹紧机构与夹紧支撑体(滑竿）的摩擦力。我们选择压杆，螺纹传动副和滑竿的材料都为45号钢，我们设计的压杆与滑竿接触处为一段圆弧面接触。图3.1 压块查阅相关资料，我们选定的钢-钢无摩擦润滑时的静摩擦系数为f=0.15因为接触面为圆弧面，因此其当量摩擦系数为：Fv=(1-/2)f (3.1)需要产生的摩擦力 F1=F1MAX=F2f
19、vF2=F1fv/33000.15/3=667N在计算中，因为我们设计了三根滑竿，因此运算过程中乘了一个1/3。其中F 2是产生摩擦力所需要的水平分力。所设计夹紧机构的水平力主要由一个类似楔块机构的的传动机构来实现，如图所示，锥螺母相当于楔块1，压杆相当于楔块2，锥螺母与退拔螺母组成一个具有自锁功能的螺旋传动副。当锥螺母顺时针转动时，锥螺母则向上运动，从而其产生的南昌航空大学科技学院学士学位论文14水平力推动压杆向外运动通过压杆与滑竿的摩擦夹紧振动筛组。1.锥螺母 2，压杆 3，滑杆图3.2 夹紧装置夹紧机构示意图设计锥面与水平方向的夹角为75。按照示意图，可以反过来推倒：F 2=667N反作
20、用力 F 23=F32=F2=667N 摩擦力 f 12=f21=F12f摩擦角 =arctan0.15=9.5水平力 F 12cos15+f12cos75=F23=667N即 F 2=F120.15cos75+F12cos15 （3.3) 解得 F 12=1.01F2=667N夹紧机构外壁对压杆产生的力可等效成一个摩擦力 fw=100N则 F 12=F12+fw=767N由于楔块垂直方向的加紧力由螺纹结构提供，因此无须对楔块的自锁性进行校核。也就是说在螺旋传动下产生了 F12这一水平力，其受力的大小和受力的平衡都是螺旋副来保证的。螺旋副能够承受比较大的径向载荷和轴向载荷，且此处的螺杆没有转速
21、要求，因此一般都能满足要求，我们这里选外螺纹直径为27的螺旋副传动。3.3.2离心力的计算在工作过程中，振筛机的转动速度比较快（设计要求为221rad/min)。而且在转南昌航空大学科技学院学士学位论文15动过程托盘和起上面夹紧机构固定的部分都构成一个整体，这个整体围绕一个中心以一定的半径作圆周运动。我们把上面考虑成一个单独的质量体，其在作偏心运动时必将产生一个离心力，我们的设计部件必须不被这个离心力所破坏，我们考虑最危险的情况。偏心半径R=12.5mm根据经验估计上面部分的最大重量Fa=500N包括托盘，筛组，夹紧机构以及物料等。由离心力公式F 3=Mv2/r,即F 3=M 2r=500/9
22、.80.0125(2212/60)=519N由于上端转动组织的在转动时，产生的离心力可分担在滑竿上面，滑竿与筛组有6 个固定点，我们所求的力应该是平均到每个竿所受到的力。相对应的是滑竿又会对其起导向作用的夹紧机构圆筒产生剪切力，剪切力的大小则为离心力与压杆对滑竿的力之和。即 Fj=F 12+F3/6=667+341/6=724N3.3.3圆筒剪切强度校核在工作过程中，夹紧机构圆筒将会受到来自滑竿的剪切应力。脆性材料断裂时的应力是6 13 ，塑性材料达到屈服时的应力是屈服极限，这两者都是构件实效时的极限应力，为保证构件有足够的强度，在载荷作用下的构件的实际应力6显然要低于极限应力。选材为优质碳素
23、结构刚45号钢。根据表5.1查手册 1 s=353MP参考现有产品，初步设计圆筒的长度L=55mm，厚度W=6mm则园筒截面积As=556=330mm 2剪切应力=724/(33010 -6)=2.19MPa显然100mm的轴，有一个键槽时，轴径增大3；有两个键槽时，应增大7。对于直径100匪的轴，有一个键槽时，增大5-7；有两个键槽时，应增大10-15。然后将轴径圆整为标准直径。应当注意，这里求出的直径，只能作为承受扭矩作用的轴段的最小直径d min。从图上我们可以看出，轴的右端是个大偏心，从受力上分析，当偏心轴工作时，其大偏心轮部分受到了很大的剪切力，但作为轴的校核，我们应该考虑最危险的情
24、况。由于作偏心运动所产生的离心力的方向是不断变化的，因此我们取一个最危险的截面来分析。结构设计：一对角接触球轴承设置在中间位置，另外一个同类型的轴承套在大偏心轴末端。我们设计的轴在负载段我们选用内外径比=0.6的比值设计，根据结构要求，外径设计为30，内径设为18。中间采用套筒定位，不需要设置轴肩，减少加工难度。如图5.2所示，其结构设计为，一对角接触球轴承设置在中间位置，另外一个同类型的轴承套在大偏心轴末端，以支撑大偏心轴的偏心运动。其具体安装图如图所示南昌航空大学科技学院学士学位论文24图5.2 大偏心轴安装示意图2、按弯扭合成强度条件计算 【1】通过轴的结构设计，轴的重要结构尺寸，轴上零
25、件的定位，以及外载荷支反力的作用位置均已确定，轴上的载荷（弯矩和扭矩）已可以求得，因而可按弯扭合成强度条件对轴进行强度计算。且大偏心轴在工作过程中，确实也受到弯矩和扭转的作用。从图上我们可以看出，轴的右端是个大偏心，从受力上分析，当偏心轴工作时，其大偏心轮部分受到了很大的剪切力，但作为轴的校核，我们应该考虑最危险的情况。由于作偏心运动所产生的离心力的方向是不断变化的，因此我们取一个最危险的截面来分析。另外，我们所设计的轴是空心的，所以我们只能将这个截面圆环等效成一个校核直径来进行校核。（1）做出轴的计算简图（即力学模型） （如图5.3、5.4）轴所受的载荷是从轴上零件传来的。计算时，常将轴上的
26、分布载荷简化为集中力， 其作用点取为载荷分布的中点。作用在轴上的扭矩，一般从传动件了，轮毂宽度中点算起。通常把轴当作置于铰链支座上的梁，支反力的作用点与轴承的类型和布置方式有关。我们把轴上零件的载荷分解为水平分力和垂直分力，然后求出各支撑处的水平反力F NH觀和垂直反力F NV 。经计算Ft=0.479103Fa=Fttan=0.42910 3NFr=Ft/cos=0.47910 3/cos20=0.51103NMa=Fad/2=0.42910365/2=13900N/m由离心力公式 F 3=mv2/r=519N通过力矩的平衡原理：Ft30.5+F65.5=FNV220+MaFnv2=Fr2=
27、(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=（0.5110 351.5+51944.5-13.9103）/20=1773N（方向向下）南昌航空大学科技学院学士学位论文25M1= Fr30.5-Ma=0.5110330.5-13.91030.5110330.5=1655 N.mmM2= Fr44.5=14863 N.mmMv=M2=14863 N.mm水平弯矩FNH221=Ft30.5F
28、NH2=0.479106 30.5/21=700NFNH121= Ft51.5FNH1=0.479103 51.5/21=14863NMh=0.479 103 30.5=14610N.mmM= =14863N.mm2vH计算扭矩，作扭矩图(图5.4)T=955000P/n=955000.0.37/221=15989Nmm图5.3 大偏心轴垂直方向弯矩图南昌航空大学科技学院学士学位论文26图5.3 大偏心轴水平方向弯矩图校核轴的强度 1已知轴的弯矩和扭矩后，可针对某些危险截面（即弯矩和扭矩大而轴径可能不足的截面）作弯扭合成强度校核计算。按第三强度理论，计算应力 ca= （5.5）24 通常由弯矩
29、所产生的弯曲应力是对称循环变应力，而由扭矩所产生的扭转切应力则常不时对称循环变应力。为了考虑两者循环特性不同的影响，引入折合系南昌航空大学科技学院学士学位论文27数，则计算应力为： ca= 224（ ） 式中的弯曲应力为对称循环变应力。当扭转切应力为静应力时，取3；当扭转切应力为脉动循环变应力时，取0.6；若扭转切应力亦为对称循环变应力时，则取=1。现取=0.6对于直径为d的圆轴，弯曲应力=M/W，扭转切应力=M/W T=M/2W ca= -1 （5.6）查表得 -1=55MPa ca轴的计算应力(MPa)M轴所受的弯矩（Nmm）T轴所受的扭矩W轴的抗弯截面系数mm 3经计算M=17.6106
30、Nmm对于空心轴W0.1d 3 (1- 3)= 0.1303(1-0.63)=27000.784=2117 ca=0.008MPa -1所以，设计的轴满足强度要求5.2小偏心轴的设计5.2.1小偏心轴的设计要求小偏心轴是对偏心盘机构起辅助作用的,其数量是3个,既对托盘上面部分起辅助支撑作用,并跟随偏心盘转动,使偏心盘各个方向都受力均衡,并保持偏心盘在动作时WMTW2222 )/()/(4)/( 2175984632南昌航空大学科技学院学士学位论文28的平行度和稳定性。小偏心轴的径向和轴向都受力不大,对其材料亦可选择45钢，无需进行强度校核，因此对其设计主要在于结构上满足装配的要求，并考虑其需要
31、与滑动轴承的配合，因此还需要考虑它们配合后的润滑。对此采用了在小偏心轴上钻润滑油孔, 在托盘上储存润滑油的方法,来达到润滑的目的。5.2.2小偏心轴的结构设计通过考虑装配等各方面的结构和功能要素,所设计的小偏心轴如图5.5所示,其中，右端的润滑油孔是与滑动轴承配合后通润滑油的.且右端标注的12.5mm为小偏心轴的偏心距，与大偏心轴一致。图5.5 小偏心轴南昌航空大学科技学院学士学位论文296托盘与托盘支承的设计6.1托盘的设计托盘的的结构要求主要是下部有一个短偏心轴安装在托盘内部，并且与之配套地需要安装一个深沟球轴承。通过打击轴一边上下打击运动，一点作回转运动，从而甩动偏心轴做偏心运动。轴承深
32、居托盘内部，其密封方式采用脂润滑，也就是在托盘上面加工一个加脂孔。托盘上面部分是安放筛组的，通过夹紧机构使筛组与托盘固定成为一个整体，且滑杆时通过螺纹副联接在托盘上面的，所以托盘还需要加工三个螺纹孔。图6.1 托盘结构剖视图从图6.1上我们可以看出，中间的阶梯孔是安装短偏心轴和轴承的，旁边的长孔为安装滑竿的螺纹孔。两个螺钉的作用是固定轴承盖。6.2托盘支撑的设计三角盘上支撑托盘的结构是托盘支撑。在静止的状况下，弹簧处于自幼仲缩状态在工作时，能保证托盘在一定的振幅内运动，不至于使托盘在打击轴的作用下而发生托盘脱离机械体的事故，且由于弹簧的拉力能增强打击轴的打击强度。弹簧的选择：在设计中，我们根据
33、弹簧的最大载荷、最大变形、以及结构要求（也就是安装空间对弹簧尺寸的限制）来决定弹簧直径、弹簧中径、工作圈数、弹簧的螺旋升角和长度等。查阅相关表格 【1】 ，机械设计中介绍，在选择材料时，应考虑到弹簧的用途、重要程度、使用条件（包括载荷性质，大小极其循环特性，工作持续时间，工南昌航空大学科技学院学士学位论文30作温度和周围介质情况等），以及加工、热处理和经济性等因素。同时，也要参照现有的设备中使用的弹簧，选择出较为合用的材料，我们选择的弹簧材料为65Mn，旋向为右旋总圈数10.5 圈，有效圈数为8 圈，弹簧中径D=16mm，自由高度为45mm。通过对弹簧丝直径的试算我们可以简单校核弹簧是否满足工
34、作要求。其公式为：d1.6 （6.1）Fmax弹簧收到的最大压力K曲度系数C旋绕比许用剪切应力表6.1 弹簧的拉伸强度极限 1钢丝直径 1-1.2 1.4-1.6 1.8-1.2 2.2-2.5 2.8-3.4 B 1800 1750 1700 1650 1600选择C=5，则d=16/5=3.2mm则 内径 D1=D-d=12.8mm外径 D2=D+d=19.2mmK（4C-1）/(4C-4)+0.615/C (6.2)1.19经查表得 0.3 B=510MPa去最大压力F max=220N所以求得 d 1.6 2.56mm/maxKCF则我们所选用的弹簧满足要求。由于弹簧所受的载荷为交变载荷，而振筛机的工作是一个长期的过程，因此我们必须对弹簧的疲劳强度和静应力强度进行验算（如果变载荷的作用次数N10 3，或载荷变化的幅度不大时，可只进行静应力强度计算）弹簧在交变载荷作用下，当弹簧所受载荷在F 1 和F 2 不断变化时，弹簧材料内部所产生的最大和最小循环切应力为 max=(8KD/d 3)F21 (6.3) min=(8KD/d 3)F11 (6.4)1max KC
