筛面的宽度和长度的选择筛面的宽度和长度是筛分机很重要的一个工艺参数。

一般说来，筛面的宽度决定着筛分机的处理能力，筛面的长度决定着筛分机的筛分效率，因此，正确选择筛面的宽度和长度，对提高筛分机的生产能力和筛分效率是很重要的。

筛面的宽度不仅受筛分机处理能力的影响，还受筛分机结构强度的影响。

宽度越大，必然加大了筛分机的规格，筛分机的结构强度上需要解决的问题越多也越难，所以筛面的宽度不能任意增加。

目前我国振动筛的最大宽度为 3.6m ；共振筛的最大宽度为4m 。

筛面的长度影响被筛物料在筛面上的停留时间。

筛分试验表明，筛分时间稍有增加，就有许多小于筛孔的颗粒，大量穿越筛孔面透筛，所以筛分效率增加很快。

试验结果表明，筛面越长，物料在筛面上停留的时间越久，所得的筛分效率越高。

但是随着筛分时间的增长，筛面上的易筛颗粒越来越少，留下的大部分是“难筛颗粒”，即物料的粒度尺寸接近筛孔尺寸的这些颗粒。

这些难筛颗粒的透筛，需要较长的时间，筛分效率的增加越来越慢。

所以，筛面长度只在一定范围内，对提高筛分效率起作用，不能过度加长筛面长度，不然会致使筛分机结构笨重，达不到预期的效果。

一般来说，筛面长度和宽度的比值为2~3。

对于粗粒级物料的筛分，筛面长度为3.5~4m ；对于中细粒级物料的筛分，筛面长度为5~6m ；对于物料的脱水和脱介筛分，筛面长度为6~7m ；预先筛分的筛面可短些，最终筛分的筛面应长些。

各国筛分机的宽度和长度尺寸系列，多数采用等差级数。

它特点是：使用比较方便，尾数比较整齐。

但是由于等差级数的相对差不均衡，随着数列的增长，相对差就会急剧下降，因此，在有的筛分机系列中，只能采用两种级数公差。

这里选金属丝编制筛面，取筛孔尺寸a 为8mm ，轻型钢丝直径d 为2mm ，开孔率 A 选取为64%，长、宽比取3：1。

圆振动筛处理量的计算：公式近似计算[7]： δL B Mq Q 00=（4-1）式中： Q ——按给料计算的处理量(t ／h)；M ——筛分效率修正系数，见表4—10[7]；M 也可按以下公式计算：M ＝5.7100η- η——筛分效率；0q ——单位面积容积处理量(3m /2m ·h )，见表4-11[7] ；0B ——筛面计算宽度(m )；0B ＝0.95B ；B ——实际筛面宽度(m )；L ——筛面工作长度(m )；δ——物料的松散密度(t ／3m )。

经表4-10[7]和表4-11[7]，取筛分效率为98％时的M 为0.27，δ为1.1，0q 为13.303m /2m ·h ，Q ＝0.5T/h ，根据实际要求取筛面长度为宽度的三倍，即：L ＝2B ，0B ＝0.95B ，则：所以 B=mm m Mq Q 326326.095.020==⨯δ取筛面的宽为330mm ，长为660mm ，筛面的倾斜角为20°。

如图：电动机的选取与计算如何合理的选择和计算筛分电动机的传动功率，是有重要意义的。

传动功率选择得合适，就能保证筛分机的正常运转。

筛分机电动机功率的计算，有数种不同的办法，下面的计算公式是其中之一[7]。

P=1740480)(3⨯+ηfd CA n A m S S p (4-2)式中 P ——电动机的计算功率（KW ）；p m ——参振质量（kg ）；s A ——振幅（m ）；n ——振动次数（r/min ）；d ——轴承次数（m ）；C ——阻尼系数，一般取C=0.2；f ——轴承摩擦系数，对滚动轴承取f=0.005；η——传动效率，取η=0.95。

根据实践经验，一般按下列范围选取振幅：圆振动筛 s A =2.5~4mm这里我们任取s A =3mm ，n=600r/min ，P=5kw ，d=50mm ；试求p m =kg fd CA n A P s s 6.15009)105005.01032.0(600103174048095.05)(174048023333=⨯⨯+⨯⨯⨯⨯⨯⨯=+⨯---η计算得出参振质量太大，势必造成制造成本增大，所以，不与采用，现将P 取为0.5kw ，计算得出p m 为1500.9kg ，比较适合。

查机械设计课程设计手册（表12-1）[1]，选取电动机Y801-4型，功率P 为0.55kw ，转速3n 为1390r/min ，质量m=17kg 。

如图：图4-2 电动机轴承的选择与计算1.1轴承的选择根据振动筛的工作特点，应选用大游隙单列向心圆柱滚子轴承。

取轴承内径d=50mm ，振动筛振动时，轴及轴承将受到较大的径向承载力，而轴向力相对而言比较小，因此这里采用圆柱滚子轴承。

当量动载荷P （a r P P 或）的一般计算公式为P=Xa r YF F + (4-3)式中，X 、Y 分别为径向动载荷系数和轴向动载荷系数，其值见参考文献[2]表13-5。

由表所示：X=1，Y=0；所以：P=r F实际上，在许多支撑中还会出项一些附加载荷，如冲击力、不平衡作用力、惯性力以及轴绕曲或轴承座变形产生的附加力等等。

为了计及这些影响，可对当量动载荷乘上一个根据经验而定的载荷系数p f ，其值参见参考文献[2]表13-6。

故实际计算时，轴承的当量动载荷应为：P=p f r F取p f =1.2，故： P=p f r F=1.28.99.1500⨯⨯=17.65kw滚动轴承寿命计算：轴承基本额定寿命ε)(60106PC n L h = (4-4)n 代表轴承的转速（单位为r/min ），ε为指数，对于球轴承，ε=3，对于滚子轴承，ε=310。

查机械课程设计手册得C=69.2KN 。

ε)(60106PC n L h = =3106)65.172.69(6006010⨯ =2639.8h计算得出来的寿命符合设计要求，故轴承内径d 取50mm ，查机械课程设计手册可得：D=90mm ，B=20mm 。

如图：图4-3 轴承1.2轴承的寿命计算轴承的寿命公式为：10L =(PC )ε (6-4) 式中: 10L 的单位为106rε——为指数。

对于球轴承，ε=3；对于滚子轴承，ε=10/3。

计算时，用小时数表示寿命比较方便。

这时可将公式(4.1)改写。

则以小时数表示的轴承寿命为： h L =n 60106(P C )ε (6-5) 式中：C ——基本额定动载荷C =125.74KNn ——轴承转数P ——当量动负荷选取额定寿命为6000h 。

将已知数据代入公式(4.2)得：h L =3/106)1.1774.125(8456010⨯⨯=15249h>6000h 满足使用要求。

因此设计中选用轴承的使用寿命为15249小时。

带轮的设计与计算已知大带轮的转速1n 为600r/min ，电动机功率为P=0.55kw ，转速3n 为1390r/min 。

小带轮2n =3n =1390r/min ，所以传动比i=12n n 32.2≈ 这里取传动比i 为2.3，每天工作8小时。

4.4.1 确定计算功率ca P由表8-7查得工作情况系数A K =1.2，故ca P =A K P=1.255.0⨯kw=0.66kw4.4.2 选择V 带的带型根据ca P 、1n 由图8-10选用A 型。

4.4.3 确定带轮的基准直径d d 并验算带速v1、初选小带轮的基准直径3d d 。

由参考文献[2]表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径3d d =80mm 。

2、验算带轮v 。

按公式计算带轮速度：s m s m n d v d /8.5/10006013908010006033≈⨯⨯⨯=⨯=ππ因为5m/s ＜v ＜30m/s ，故带速合适。

3、计算大带轮的基准直径。

根据已知，计算大带轮的基准直径1d d1d d =i 3d d =2.3⨯80mm=184mm根据参考文献[2]表8-8，圆整为1d d =180mm 。

4.4.4确定V 带的中心距a 和基准长度d L)(2)(7.021021d d d d d d a d d +≤≤+5201820≤≤a1、初定0a =300mm ，022121004)()(22a d d d d a L d d d d -+++≈πmm7.10163.84.4086003004)80180()18080(214.330022=++=⨯-+++⨯=由表8-2选带的基准长度d L =1000mm 。

2、计算实际中心距a 。

mm mm L L a a d d 292)27.10161000300(200≈-+=-+≈ 3、验算小带轮上的包角1a000002101904.1602923.57)80180(1803.57)(180≥≈--=--≈a d d a d d 4、计算带的根数z计算单根V 带的额定功率r P 。

由mm d d 802=和2n =1390r/min ，查表8-4a 得0P =0.8kw 。

根据2n =1390r/min ，i=2.3和A 型带，查表8-4b 的0P ∆=0.17kw 。

查表8-5得a K =0.95，表8-2得L K =0.89，于是kw K K P P P L a r 82.089.095.0)17.08.0()(00=⨯⨯+=⋅⋅∆+=计算V 带的根数z 。

8.082.066.0≈==r ca P P z 所以取一根带。

计算单根V 带的初拉力的最小值min 0)(F由参考文献[2]表8-3得A 型带的单位长度质量q=0.1kg/m ，所以N qv zv K P K F a ca a 2.968.51.08.5195.066.0)95.05.2(500)5.2(500)(22min 0=⨯+⨯⨯⨯-⨯=+-⨯=应用带的实际初拉力0F ＞min 0)(F 。

计算压轴力p F压轴力的最小值为min 0min )(2)(F z F p ==192N如图：图4-4 大带轮4.5 弹簧的设计与计算选取弹簧端部结构为端部并紧，磨平，支承圈为1圈；弹簧的材料为C 级碳素弹簧钢65Mn,弹簧的振动次数n=600r/min 。

取弹簧丝直径'd =4mm ，旋绕比C=4.5，则得曲度系数35.1615.04414≈+--=CC C K 查表得[]MPa 1600=τ，F=[]82.2160045.45.435.18.99.15006.16.1max '≈⨯⨯⨯⨯⨯⨯=≥τKCF d 符合要求，取d=4mm ，D=Cd=18mm ，mm d D D 224182=+=+=。

如图：图4-5 弹簧弹簧验算1）弹簧疲劳强度验算由文献[6],图16-9，选取MPa 2000='τ 所以有：N kD d F 75.2061835.18200483031=⨯⨯⨯⨯='=πτπ由弹簧材料内部产生的最大最小循环切应力：23max 8F d KD πτ= 13min 8F d KD πτ= 可得： 23max 8F dKD πτ==MPa 52.7902.81741835.183=⨯⨯⨯⨯π MPa F d KD 00.20075.20641835.188323min =⨯⨯⨯⨯==ππτ 由文献[6]，式（16-13）可知：疲劳强度安全系数计算值及强度条件可按下式计算：F ca S S ≥+=maxmin 075.0τττ 式中：0τ——弹簧材料的脉动循环剪切疲劳极限F S ——弹簧疲劳强度的设计安全系数,取F S =1.3-1.7按上式可得： max min 075.0τττ+=ca S =≥=⨯+21.252.79000.20075.01600F S =1.3 所以此弹簧满足疲劳强度的要求。