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1、白肋松散筒出料振槽改造方案白肋松散筒出料振槽（SY111）為昆船ZGHY444型振動輸送機。振槽工作頻率為360次/分，功率為2.1Kw。在此頻率下設備存在較嚴重的撲料問題，對物料造成浪費噪音較大，觀察發現振槽鋪料較薄說明在保證物料流量的前提下振槽頻率可以降低，從而達到降低設備噪音、降低設備能耗、減少軸承磨損的目的。以下通過實驗與理論的驗證，提出了合理、易行的改造方案ZGHY444型振動輸送機介紹：ZGHY444型振動輸送主要由槽體、平衡體、機架、搖桿組件、傳動組件、支腿、連桿座等組成。結構示意圖見圖1圖11、傳動原理傳動組件的作用是由電機通過窄V帶驅動傳動軸旋轉，通過偏心連桿機構使槽體振動。2、參振部件由槽體和平衡體構成，工作時，平衡體與槽體作同步反向的近似簡諧振動時，通過平衡體相互平衡和緩沖塊的作用，基本消除了機架的振動，從而使輸送機在工作過程中運轉平穩，降低設備的噪聲。（圖2）圖2 振槽傳動原理降低振動頻率可行性分析：1、計算拋擲指數：由振動輸送機的構造與原理我們可知振動輸送機的運動是由偏心軸的連續旋轉帶動連桿作往復運動，通過振臂是槽體沿規定的運動方向做近似于直線的往復振動。槽體的振動是由偏心輪傳動的，相當于曲柄連桿機構，其連桿端運動軌跡為一簡諧運動，因此，由其帶動的槽體運動也是簡諧運動。其運動方程為簡諧運動方程 （1-1）式中：槽體的振幅，米;振動角頻率，弧度/秒；t 振動時間3、，秒。我們取槽底方向為x軸，垂直于槽底的方向為y軸，則物料在x與y兩軸所組成的坐標系內運動，其在x和y方向的分位移、分速度、分加速度可通過對式（1-1）求導得到。圖3則在槽體工作時，代入分加速度方程，槽體中物料的受力狀態可由平衡方程式表示為： （1-2）式中：m 物料的質量，千克；G 物料的重量，牛頓；槽底與水平面的夾角，度；N 槽底對物料的法向反力，牛頓；F 槽底對物料的摩擦力，牛頓；f物料對槽體的摩擦系數。物料離開槽底開始拋擲運動的條件為，物料的慣性力的法向分力與重力對槽底法向的反力相等，則根據此條件聯立式（1-3）得到物料起跳條件方程。 （1-3）開始起跳的時間，秒。令，則起跳時的相位角4、為在此引入拋擲指數m令 （1-4）則 （1-5）由式（1-5）知：只有當時物料開始拋擲運動，當槽體的振動相位角與物料開始起跳的相位角一致時，物料開始離開槽體，并進行斜拋運動，在（跳止角）后落下，待一個周期后，即時，物料再次被拋起，如此循環實現物料的拋擲輸送。繪制物料位移曲線如下。圖4 物料位移曲線分析圖可知順利完成拋擲輸送循環的必要條件為跳躍角（）與之比即跳躍系數應滿足 （1-6）因此通過m與的關系我們可知，振動輸送機的拋擲指數m應在1.53.3之間選取。整理式（1-5）有 （1-7）通過測量我們得到振動輸送機的參數為：參數50mm電機工作在50Hz頻率下轉數為720r/min，帶輪減速比為05、.5，即n=360 r/min。將轉數n=360 r/min代入式（1-7）得：m=32、降頻可行性理論驗證及實驗現對將振槽頻率降低25%的可行性進行理論驗證。考慮將振槽頻率調節為原頻率的75%，即n=270 r/min。將轉數n=270 r/min代入式（1-7）得：m=1.7可見m仍處在合理的選取范圍（1.53.3）之間。另外跳躍系數直接反應振槽的輸送效率，通過拋擲指數m與跳躍系數的關系圖我們可以看出：圖 5 拋擲指數m與跳躍系數關系圖拋擲指數m31.7跳躍系數0.950.7即比較將m降至1.7后跳躍系數并未出現嚴重的衰減。2.1、物料輸送速度的計算：物料的輸送速度還受到物料物理性質、槽體6、傾角、料層厚度及物料拋擲指數4個系數的影響，因此物料的實際輸送速度可按下式計算： （1-8）其中物料物理性質影響系數，料層厚度影響系數，槽體傾角影響系數，物料拋擲指數影響系數。查閱資料得：系數10.910.9代入式（1-8）得：1.6m/s即將振槽頻率降低25%后物料輸送速度的理論計算值為1.6m/s。2.2、驗算振槽生產能力：驗算依據為：在一定的生產能力G的情況下物料厚度應不超過槽體高度的0.8。振槽輸送能力可按下式進行計算 （1-9）其中h物料厚度，米；B物料寬度，米；物料輸送速度，米/秒；物料密度，千克/米3根據實際生產數據參數BG0.6452100代入式（1-9）得h=0.135m振槽7、高度為200mm，達到振槽的0.67。由此我們可以確定將振槽頻率降低25%后振槽的生產能力可以滿足實際生產需要。2.3、功耗計算：振槽在使用中的平均功率為 （1-10）改造后設備轉速降為原轉速的75%，即降為75%，其他參數均無改變。分析式（1-10）可知振槽降頻后功耗也會降為原設計的75%。經過測量在載料運行時電機工作電流為5.6A，在380V的工作電壓下，功率為： (1-11)即振槽的功率為2.1Kw，估算降頻后得功率為1.6Kw2.4、降頻實驗：實驗方法為，將電機工作頻率降低至75%即37Hz，使n=270 r/min。進行實驗，振槽在工作過程中噪音明顯減小且可以穩定的保證物料輸送，滿足8、實際生產需要。 白肋松散筒出料振槽（SY111）改進方案：3.1、改進方案確定：通過探究，我們認為可以通過機械改造的方法達到振槽降頻的目的。在這里作為改造項目我們并不對振槽傳動進行重新設計，而是在原帶傳動設計的基礎上改變其傳動比。振槽帶傳動示意圖如下：圖 6 振槽帶傳動示意圖設備原始傳動比為1：2，根據改進要求我們需要將傳動比調整至3：8。則有兩種改進方案：方案一、增大大帶輪直徑25%。方案二、減小小帶輪直徑25%。現對兩方案進行比較：（1）帶速：因 帶速=小帶輪直徑小帶輪轉速，所以方案一不會改變帶速，方案二會使帶速降低25%，帶速的降低會減少單位時間內的V帶循環次數，有利于V帶傳動的疲勞強度9、和壽命。（2）V帶有效拉力：V帶有效拉力可根據下式求得： （1-12）可見，方案一可以在功率降低25%的情況下降低V帶有效拉力25%，方案二因功率及帶速均降低25%則使V帶有效拉力基本保持不變。（3）帶輪包角：包角可由下式得到： （1-13）通過比例關系可知相較兩種方案，減小小帶輪可以獲得較大的包角，較大的包角可以提供更大的有效摩擦，有利于帶的壽命、減小打滑的可能。（4）方案實施：對大帶輪的更改會對中心距、基準帶長造成較大影響，大帶輪對加工和安裝也有更高的要求,且經測量發現現有機架結構無法滿足安裝大帶輪所需的空間。綜上4點，減小小帶輪直徑的方案具有，有利于帶傳動壽命及改進方便的優點，所以我們決10、定采用減小小帶輪直徑的方法來對振槽降頻。3.2、帶傳動設計：因額定功率降低以及保留大帶輪，所以在此不重新進行V帶的選型及帶速驗算，設計由小帶輪設計開始。原設計參數經測量得：參數大帶輪直徑小帶輪直徑加速比iV帶中心距aV帶張緊調節量250mm125mm0.5SPA1907 4條650mm25mm1）、計算小帶輪基準直徑：由計算，其中i=0.375，得小帶輪直徑=94mm根據普通V帶輪基準直徑系列表圓整有=95mm2）、確定中心距a，并選擇V帶的基準長度首先初定中心距。初定中心距的范圍是： （1-14）計算知我們保留原設中心距為650mm。計算相應帶長。 （1-15）將參數代入后得：帶的基準長度根據由V帶的基準長度系列表選取得：V帶選用：SPA18573.3、帶輪設計：考慮原設計帶輪形式、安裝形式與V帶輪的設計技術要求，新設計帶輪形式為實心式，下圖為重新設計的小帶輪零件圖。圖 7 小帶輪零件圖3.4、實施步驟：步驟一、旋下卸載套螺絲，拆下卸載套及帶輪。步驟二、安裝改進設計后的帶輪，輪轂邊緣與軸端同面。于輪轂處旋入M6緊定螺釘保證帶輪軸向定位，并加裝軸端端蓋。機修組 白肋段商毅2011-03-01