机械毕业设计1717自定中心振动筛设计论文

目录
1.绪论 (1)
1.1振动筛的应用 (1)
1.2振动筛的发展现状 (1)
2.振动筛设计的基本原理 (3)
2.1筛箱系统的自振频率 (3)
2.2筛箱的激振振幅 (5)
2.3自定中心振动筛的设计条件 (8)
3.自定中心振动筛的参数选择 (11)
4.自定中心振动筛设计计算 (14)
4.1筛子尺寸的确定 (14)
4.2中心轴轴承的选择及轴径确定 (15)
4.3激振重量的配置 (18)
4.4支承弹簧计算 (20)
4.5激振电机选择 (24)
4.6皮带传动计算 (27)
4.7中心轴强度、刚度以及轴承寿命验算 (29)
4.8共振问题 (31)
5.结论 (33)
参考文献 (34)
致谢 (35)
1.绪论
1.1振动筛的应用
在铁路线路大修工作中，由于无缝线路的铺设，行车速度和列车密度的增高，传统的“大揭盖”的施工已不适应生产发展需要，为此需对枕底清筛机进行不断研究、设计、制造和实验等工作。

铁路道床清筛机用的振动筛，过去都采用固定中心振动筛，如下图（a）所示。

运用结果表明，固定中心振动筛的最大缺点是，筛箱侧壁由于受到固定轴所给予的周期性反力作用，轴孔附近易于产生疲劳裂缝。

为了避免上述缺点，经过调查研究，先后改用了自定中心振动筛，如下图（b），从而使该问题得到有效解决。

另外振动筛还广泛应用与工业生产中，其中主要应用于煤炭、冶金、建材、化工等部门。

图（a）图（b）
1—筛箱侧壁；2—固定轴；1—筛箱侧壁；2—浮动轴；
3—激振轮；4—激振块；3—激振轮；4—激振块；
5—支承弹簧；6—筛面。

5—支承弹簧；6—筛面。

固定轴振动筛与浮动轴振动筛比较
1.2振动筛的发展现状
改革开放以后，我国各行业都得到长足的进步。

振动筛的应用也越来越广泛，但同时对振动筛的各项性能都有了新的要求。

在此大背景下，我国振动筛技术通过自主研发和吸收消化国外先进技术，也得到了长足的进步。

相继研制出DYS大型圆振动筛、YA型圆振动筛、ZKX系列直线筛和SZZ型自定心振动筛等。

近几年来，国内外对振动筛的研制越发重视。

目前，振动筛的发展已经朝着大型
化、智能化、高效集中、使用寿命长方向发展。

世界上振动机械产品处于领先地位的公司主要有德国的SCHENCK公司、美国的ALIS-CHALMERS公司、日本的HITACHI 公司等，他们生产的产品代表了世界范围内振动筛发展的主流趋势。

而在国内，只有太行公司、鞍山矿山机械股份有限公司、上海冶金矿山机械厂等少数几家企业开始大型振动机械的研制、开发与生产。

但基于振动机械的工业环境复杂、条件恶劣、生产企业小，再加上我国振动机械工业起步较晚，我国产品与国外产品还存在较大差距。

但是，随着改革开放的不断发展，我国的振动筛技术要会不断进步，逐步缩短与国外先进的差距。

目前，河南新乡众多厂家生产的SZZ系列自定心振动筛，产品标准为QJ/AKJ02.08-89自定中心振动筛和QJ/AKJ02.09-89自定中心振动筛，已具有相当先进水平。

2.振动筛设计的基本原理
2.1筛箱系统的自振频率
所谓筛箱系统，乃是图2.1(a)所示振动筛箱体和支承弹簧的统称。

为了便于分析，我们将此系统用图2.1(b)所示质量—弹簧力学模型来代替。

按等效条件，此模型中的质量为：
ｍ=
g G
P
（2—1）式中G——激振块重量；
P——除激振块外筛箱体全部重量（包括参振部分的石渣）；
G——重力加速度
模型中弹簧的刚度K等于振动筛支承弹簧的合成刚度（称总刚度）。

（a）
图2.1 振动筛弹力模型
在图2.1(b)、（2—3）中，1—1为弹簧的未受力位置；2—2为质量m的静平衡位置。

若1—1到2—2位置的变形量为δ，则
Kδ=mg （2—2）
图中3—3位置，为质量m 的一般位置。

将坐标轴x 原点放在静平衡位置2—2，
质量m 在3—3位置的坐标即为x;速度和加速度就分别为dt dx 和22dt
x d 。

这里t 代表时间。

质量m 在3—3位置的受力如图2.1(b)所示，其上mg 为重力；K （δ+x ）为弹簧
的反力；R 为运动阻力，设此阻力是与运动速度大小的一次方成正比（比例常数为µ），
则R=µdt
dx 。

在分析系统的自振频率时，暂不考虑激振力的作用。

这样，按牛顿第二定律可得 m 22dt
x d =mg-K(δ+x)- µdt dx 将（2—2）式代入，经移项简化得：
22dt x d +m µ.dt dx +m
K x=0 （2—3） 这是一个二阶常系数线性齐次微分方程。

在
2m µ<m K （称小阻尼）的情况下，此微分方程的一般解为：
x= be t 2m µ-sin(β+⎪⎭⎫ ⎝⎛-t m K 2
2m µ) （2—4） 式中B 和β为按其始条件决定的积分常数；e 为自然数对数的底。

由于正弦函数是以2π为周期的周期函数，可见（2—4）式所描述的质量m 的运
动，乃是在起平衡位置附近作周期性的往返运动，即振动（其幅值为be
t 2m µ-＝t m e B 2μ）。

因为，t m e 21μ 的值是随时间t 的增加而迅速减小，所以振幅也迅速减小。

过不多长
时间，此种振动将会由于其振幅趋于零而消失。

现在分析此种振动的周期和频率。

所谓周期Ｔ，就是运动往返一次所需的时
间。

按此有（2—4）式可得：
sin(β+⎪⎭⎫ ⎝⎛-t m K 22m µ+2π)=sin[()β++⎪⎭⎫ ⎝⎛-T t m K 2
2m µ] 或 β+⎪⎭⎫ ⎝⎛-t m K 22m µ+2π＝()β++⎪⎭⎫ ⎝⎛-T t m K 2
2m µ
所以 T=222⎪⎭⎫ ⎝⎛-m m K μπ
（2—5）
单位时间内出现的振动次数称为频率，并用f 表示，则
f=T 1=2
221⎪⎭⎫ ⎝⎛-m m K μπ （2—6） 在略去阻尼（µ＝０）的理想情况下，上述振动称为自由振动，自由振动的频率
简称自振频率。

虽然，在客观现实中自由振动并不存在，但在分析一个系统在振动时，
其自振频率却是所要分析的产生振动的重要原因。

如以f 0表示自振频率，由式（2—6）
显然可得
f 0=
m K π21 （2—7） 将（2—1）式所表达的ｍ=g
G P +代入（2—7）式，就得到振动箱系统的自振频率为： f 0=G
P gK +π21 （2—8）如式中重力加速度取g=980厘米/秒2；弹簧总刚度K 的单位为千克/厘米；参振重量
P+G 的单位为千克，则自振频率f 0的单位即为每秒钟振动的次数（称赫兹，1赫兹简
写成1Hz ）。

在计算中，有时频率是用每秒钟弧度（弧度/秒）的单位，用这样的单位表示的
频率称为角频率。

若振动筛箱系统自振角频率用ω0表示，由于振动一次是振动了2π
弧度，所以
ω0= f 0π2⨯=G
P gK + （2—9） 2.2筛箱的激振振幅
为了使筛箱持续振动下去，需要给筛箱以激振力。

振动箱的激振形式有两种，一
种是电磁激振；另一种是离心惯性力激振，这里只分析在后一种形式下的振幅。

当电动机通过皮带传动带动激振轮旋转时，轮上偏心放置的激振块即产生离心惯
性力。

前已给出激振块重量为G ；设激振块对激振轮的偏心距为R ；激振轮旋转角速
度为ω（弧度/秒），则离心惯性力即为2ωR g
G 。

如激振开始旋转时，其所引起的激振块离心惯性力与水
平所成的角度即为ωt （见图2.2），其所在振动方向
（即铅垂方向）上的分量为：
)(t F =t R g
G ωωsin 2 （2—10） 图2.2 激振块受力图
此)(t F ，即为筛箱所受的周期性的激振力。

在有激振力)(t F 作用下的激振箱系统，仍用质量-弹簧模型来代替，需将此激振
力加到质量m 上去，其受力情况如图2.1（2—5） 所示。

再按牛顿第二运动定律可
得 m )(22dt dx x K mg dt
x d μδ-+-=+t R g G ωωsin 2 （2—11） 将（2—2）式代入，经移项简化得
=+∙+x m K dt dx m dt
x d μ22t R gm G ωωsin 2 （2—12） 这是一个二阶常系数线性非齐次微分方程。

按微分方程理论，它的解x 是由两部
分组成：一是对应的齐次方程的一般解x 1,另一个是非齐次方程的特解x 2,即（2—12）
式的解为：
21x x x += （2—13）
由（2—4）式得知，在小阻尼情况下，对应齐次方程的一般解x 1为
⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛+⎪⎭⎫ ⎝⎛-=-βμμ
t m m K Be x t m 2212sin （2—14） 设在此情况下非齐次方程的特解x 2为：
)s i n (2γω+=t A x （2—15）
将（2—15）式代入（2—12）式，用比较系数法，可定出（2—15）式中的两个常数
A 和γ分别为：
2
ωμω
γ--=m K m tg （2—16） 和 222222m m K R gm
G A ωμωω+⎪⎭⎫ ⎝⎛-= （2—17） 按前面所述，在振动开始不久后，由于t m Be 2μ
-趋近于零，x 1所表达的运动部分将
随之消失。

这样，（2—12）式的全部解就只剩下x 2部分。

由（2—13）式可得
()γω+=t A x s i n （2—18） （2—18）式表达的也是一个以2π为周期的周期运动，即是质量m 在上述激振力的作用下的运动，它是以激振轮转速ω为角频率的振动。

由（2—16）和（2—18）式分别可见，在略去阻尼的情况下，质量m 的这种振动，是与激振力的作用有同性（因为二者的相位差γ=0）；而此种振动的振幅，即激振振幅为：
2
2
ωωmg gK GR A -= （2—19） 将（2—1）式所表达的 ｍ=g
G P + 代入（2—19）式，即得筛箱的激振振幅 ()22
ωωG P gK GR A +-= （2—20）
由于振幅不存在正负，所以上述分母项取绝对值。

（2—20）式表明，激振振幅A 是随激振频率ω而变化的，若以ω为横坐标、
图2.3 激振振幅随激振频率变化曲线图
则A-ω
的关系曲线如图(2.3)所示。

由图可见，当激振频率ω由零逐渐加大时，激振
振幅A 先是随之增加。

当ω=G
P gK +，即激振频率等于筛箱系统的自振频率 ω0时，振幅要急增到无限大；此后激振振幅反随着激振频率的增大而减小。

当激振频率加大到一定程度时，曲线趋于水平，即激振振幅的变化趋于稳定。

激振频率等于自振频率、激振振幅趋于无限大的现象，称为共振。

由于实际有阻尼存在，即使在共振条件下，振幅也不可能到无限大；另外，由于振幅的增加是需要时间的，只要激振频率不长期停留在自振频率附近，而是快速通过共振区，振幅的增加也是有限的。

2.3自定中心振动筛的设计条件
为了清楚的分析出自定中心振动筛的设计条件，今将筛箱重心C 、激振轮（皮带
轮）O 、以及激振块G 三者见的侧向相对位置，放大
表示在图2.4上。

当筛箱振动时，其重心C 是以振动
中心S （即重心C 的静平衡位置）为圆心做圆周运动，
此圆周的半径就是振幅A 。

由于C 、O 、G 三点是在同
一激振轮上，所以激振轮心也是以圆心做圆周运动，
其半径则为|r-A|,这里r 乃是激振轮心O 对筛箱重心
C 的偏心距（见图2.1a 和图2.4）。

图2.4 箱体上几点运动轨迹图
所以当筛箱振动时，装在筛箱上的皮带轮的轮心也在波动，波动量为2⨯｜r-A ｜。

皮带轮心的波动，则会引起皮带的周期性松弛。

当波动量较大时，还会引起皮带松脱或疲劳折断。

要避免此种现象的发生，一种办法是将皮带轮轴固定起来，这样的振动就是前面所谈的固定中心振动筛。

虽然固定中心振动筛能避免皮带产生松脱或疲劳折断现象，但是它具有前面所谈到的缺点，这就推动了自定中心振动筛的出现。

要皮带轮不产生振动松脱的另一种方法就是，使筛箱的激振振幅A 与轮心对筛箱重心的偏心距r 相等。

为此，在设计时，就要调整（2—20）式中的P 、G 、R 、K 、r 和ω这六个数量关系，使它们满足条件式：
GR=Pr （2—21） 和 Gk=g ω2 （2—22）
则筛箱的激振振幅A 就与轮心对重心的偏心距r 相等，这只要将（2—21）和（2—22）两式代入（2—20）式，得
()22ωωG P gK GR A +-= = ()222
Pr ωωωG P G +-=r P =22
Pr ωω 就能证明，在后面，我们称轮心对重心的偏心距r 为筛箱的激振振幅。

（2—21）和（2—22）两式，就是自定中心振动筛的设计条件。

遵守这两个条件进行设计，皮带轮心（即图2.1（a ）中的o-o 轴）即可在空间保持不动，这就是所谓的自定中心。

理论上讲，自定中心振动筛的皮带轮心，是不会产生波动的，但事实不然，其原因是多方面的。

主要是（2—21）条件式，理论上可以满足，而实际上是不可能得到满足的缘故。

因为（2—21）式中的P 即包括箱体重量，也包括参振部分石渣的重量。

由于：
（1）实际时对箱体各部分计算或估算不可能准确；（2）工作过程中实际进入筛箱的石渣不可能均匀；（3）“带渣”或“无渣”起动情况等种种原因，实际P 值必然会与理论P 值有所相差，设此相差量为⊿P ，则由（2—20）式可得幅值的对应相差量为：
⊿()22
ωωG A P gK GR A +∆+-=-()22ω
ωG P gK GR +-=-P P P ∆+∆r 等号后的负号表明：与理论P 值相比，当实际P 值增加时，振幅反而减小；反之振幅要增大。

一般自定中心振动筛的箱体重约为2吨。

理论上的参振石渣重约为1吨，即P=3吨。

设振幅r=4毫米，从宽估计：
若⊿P=+1吨，即P P ∆=31， 则⊿A=-14
1-=r 毫米； 若⊿P=-1吨，即P
P ∆=-31， 则⊿A=+22
1+=r 毫米。

可见，在、参振重量的相对振幅影响的数值并不大，因此而引起皮带轮心的波动量只在2到4毫米以内，如此小的波动是不会引起皮带的松脱和折断的。

对固定中心振动筛来说，皮带轮心的波动靠定轴的弯曲来来补偿。

对于轴的弯曲
刚度远较皮带的拉伸刚度大，它即使是几毫米的挠度，其所作用在箱体侧壁轴孔上的反力也是相当大的，而且这种反力又是周期性的，这样大的周期性的力，当然很容易引起筛箱侧壁在轴孔附近产生疲劳裂缝。

综合以上分析可见，与固定中心相比，自定中心振动筛同时具有以下两个优点：
1)传动皮带不会产生松脱或疲劳折断现象；
2)筛箱侧壁的轴孔附近不会产生疲劳裂缝。

基于以上两个优点，所以生产上逐步采用了自定中心振动筛来代替固定中心振动筛。

3.自定中心振动筛的参数选择
自定中心振动筛参数是指：筛箱倾角а、筛箱振幅γ和频率n（每分钟转动次数）或ω(每秒钟振动弧度)。

这里参考冶金工业出版社1972年出版的《选矿设计参考资料》中的表9—8，结合清筛对象（粒度小于100毫米的石渣）分别阐述如下：
1)筛面倾角：筛面倾角а（见图3.1）一般选择在15°—25°之间，在筛面尺寸相同的条件下，筛面倾角越小，筛分效率就越高。

2)筛箱振幅：筛箱振幅γ一般选择在3—5毫米之间。

在其它条件相同的情况
图3.1 振动筛筛面安装示意图
下，振幅大，单位时间筛出的干净石渣就高。

3）筛箱激振频率：由上面分析知筛箱激振频率也就是激振轮的转速。

为了从理论上有所了解，这里先来分析振动筛的筛分过程。

由于振动筛作业时，筛面各点均以振幅γ为半径的圆作圆周运动所以当石渣进入筛箱后，石渣就具有离心惯性力。

如石渣的质量为m，激振轮转速为ω，则石渣的离心惯性力就为mrω2（见图3.1）。

过振动中心O，作与筛面平行的直线a—a,在筛面各点的轨迹圆分上、下两半。

在此上、下两半中，石渣的离心惯性力对筛分所起的作用是各不相同的。

在上半圆内，石渣的离心惯性力是起松渣和运渣的作用，在下半圆内，小块石渣和污土借助于其本身的离心惯性力，从筛孔中排出，因而又起到离心筛分作用。

要石渣的离心惯性力在上半圆起松渣和运渣作用，首先要石渣能克服重力从筛面上跳起。

这样就必须使
mr ω2>mgcos a
由此得出激振轮每分钟的转速为： n>30r
g 2cos ωα 为了充分保证石渣能从筛面跳起，设计时一般取
n=(45～54) r
g 2cos ωα （3—1） 这也就是筛箱激振频率的估算式。

在按（3—1）选取激振频率时，不应选得过低，否则小石块和污土惯性力就太小，不易从筛孔中甩出去，从而影响筛分效率；也不宜过大，否则筛箱受到的动载荷就太大，从而对筛箱结构的强度不利。

在振动筛设计中，采用机械指数k 来表示单位石渣或箱体重量的离心惯性力，k 的表达式为： g
r k 2
ω= （3—2） 可见，机械指数k 乃是振幅γ和频率ω的综合指标。

由（3—1）式可算出：为了充分保证石渣能从筛面跳起，机械指数应为： g
r k 2
ω= =（2.25～3.24）cosa 当筛面倾角a=15°时，由此可得k=2.18～3.13；当a=25°时，k=2.04～2.94。

具体计算国产矿用各中自定中心振动筛的机械指数k ，得到k 的最大值为7.55；最小值为2.52，对细粒（粒度小于40毫米）筛分、生产能力小（每小时30吨以内）的设备重量较轻（不足1吨）的筛子，k 值偏高；而对中粒（粒度最大为100毫米）筛分、生产能力较大（每小时处理30吨）和设备较重（3吨多）的筛子，k 值偏低。

对道床清筛机的振动筛来说，进入筛子的最大粒度不超过100毫米，生产能力最小约为150吨/小时。

因此建议将机械指数k 值取在3～4之间，小型清筛机的振动筛取高限，大型清筛机的振动筛取低限。

综合考虑，振动筛的参数选择如下：
筛面倾角：a=24°
筛箱振幅：γ=5毫米
激振频率：由（3—1）式得
n=(45～54) 5
24cos 98102⨯ω
=（678～814）次/分 暂取n=800次/分，对应ω=8.8330800
=⨯π弧度/秒。

验算机械指数，由式（3—1）得机械指数
k=()9.298108.8342
=⨯ 此数接近3，稍低。

最后选定840次/分，对应ω= 8830840
=⨯π弧度/秒，k=3.15。

4.自定中心振动筛设计计算
4.1筛子尺寸的确定
筛子尺寸主要是根据“要保留石渣的最小尺寸”来确定。

如按规定道床石渣的最小尺寸为20毫米，则筛孔尺寸就选20~25毫米之间，筛面倾角大的取高限，筛面倾角小的取低限。

如每小时进入筛子的石渣量较大，为了提高筛分效率，往往采用双层筛，在确定上层筛面筛孔尺寸时，最好先对石渣粒度做一大致分析，定出中等粒度的石渣尺寸（所谓中等粒度，是指在这个粒度以上和以下的石渣量均约为50%）上层筛面的筛孔尺寸取与中等粒度石渣的尺寸相适应，目的要使上层筛面筛下的石渣重量，约为总石渣量的一半。

石渣层数和尺寸，主要根据：“单位时间进入筛子的石渣量”来确定每小时清筛一百米以上的清筛机，如系采用自定中心振动筛，一般为双层为宜。

筛面面积S 按下式计算：
q Q S （米2） （4—1） 式中 Q ——每小时筛下的石渣量 吨/小时；
q 0——每小时每平方米筛面面积能筛下的石渣污土量 吨/米2∙小时。

q 0是与筛孔尺寸有关的量，筛孔尺寸大，q 0也大；反之亦然。

设计时，q 0与筛孔尺寸的关系，建议采用下表：
表（4—1） q 0与筛孔尺寸关系 筛孔尺寸（mm ）
20 30 40 50 60 70 q 0（t/m 2∙h ） 24 25 28 31 35 39 考虑到筛分道渣的特点，在用于单层筛时直接用上表中的q 0；而用于双层筛时上层筛用上表中的q 0，下层筛则将上表中的q 0乘以系数0.9。

这样，就可以用（4—1）式计算筛面面积。

筛面的长度与宽度，一般是在2:1~2.5:1之间。

筛分效率要求高的取高值；单位时间清筛的石渣量高的取低值。

设计技术要求为：清筛进程为200m/小时，石渣中40mm 以上的石渣占总量的
50%，20mm以下的占总量的25%，每米道床的石渣体积为1.5m3，石渣的紧方容重2.0t/m3。

因此确定上层筛孔尺寸为45mm，用7毫米的优质钢丝编织而成；下层筛面筛孔尺寸为22毫米，用5毫米的优质钢丝编织而成。

筛面面积：每小时进入筛子的石渣量为200米/小时×1.5米3×2.0吨/米3=600吨/小时。

上层筛面，Q=600×50%=300吨/小时。

按筛孔尺寸为45毫米，查表（4—1）经估计q0=30吨/米2∙小时，再由（4—1）式得上层筛面面积为S=300/30=10.0米2。

下层筛面，Q=600×25%=150吨/小时，按筛孔尺寸为22毫米查表（4—1）得，=24.2吨/米2∙小时，再由（4—1）式得下层筛面面积为S=150/（24.2×0.9）=6.9米2。

综合以上计算，将上下层筛面面积均取成8.4米2，并取筛面尺寸的长×宽=2.0米×4.2米。

筛箱结构尺寸：按筛面尺寸即可确定筛箱的长度和宽度。

上下层筛面间的高度，取下层筛面上的石渣最大尺寸的三倍，这里取45毫米×3=135毫米；上层筛面以下上的筛箱高，取上层筛面上的石渣最大尺寸的三倍，这里取80毫米×3=240毫米；估计中心轴套直径为400毫米，这样筛箱高取800毫米。

按规定用某振动筛的定型产品，取筛箱板厚为12毫米；八根横梁，每根横梁取直径为60毫米、厚8毫米的无缝钢管，即可确定筛箱的结构尺寸。

绘出筛箱各部分构图，而估计筛箱重量为2000千克。

4.2中心轴轴承的选择及轴径确定
为了完成这项内容，需分以下三个步骤来进行：
1.计算筛箱箱体的重量：在筛箱结构尺寸已经确定的条件下，组成筛箱的每个零部件尺寸及重量也就确定，这样即可计算箱体总重。

同时要附带计算出箱体重心位置，因为在筛箱侧板上开中心轴轴孔时，要求轴孔中心位置是在通过箱体重心的铅垂线上，并按技术要求，左右偏差在50毫米的范围内。

这是保证在振动过程中箱体的稳定和筛分效率的提高。

2.计算参振石渣重量：要计算出参振石渣重量，必须先计算出筛面上平均全部石渣重量，为此必须先计算石渣在筛面上的流速。

石渣在筛面上的流速，可近似的按如
下公式计算：
υ=0.2k g ()
⎪⎭⎫ ⎝⎛︒︒+182212/32ααtg g r n （4—2） 式中 υ——石渣在筛面上的流速 毫米/秒
a ——筛面倾角 度
n ——振动频率 次/分
r ——振幅 米
g ——重力加速度 g=9.81米/秒2
k g ——排出能力的修正系数，它与筛面上每米筛宽每小时通过的石渣量有
关，具体关系见表（4—2）
表（4—2） 排出能力修正系数（千克） q(t/m ∙h)
45 50 60 70 80 100 120 150 200 250 300 k g 1.61 1.45 1.29 1.16 1.05 0.93 0.88 0.83 0.78 0.76 0.75 当石渣在筛面上的流速计算出来后，筛面上的石渣重量Q m 即按下式计算
Q m =Ql/υ （4—3） 式中 Q ——单位时间进入筛子的石渣重量；
l ——筛面长度；
υ——石渣在筛面上的流速。

实验证明：筛子在振动时，停留在在筛面上的石渣重量约为筛面上全部石渣重量的30%，即约有70%的石渣跳动在空间不随筛子振动。

设筛面上全部石渣重为Q m ，参振石渣重为P 1，则
Qm=Ql/υ （4—4） 式中 Q ——单位时间进入筛子的石渣重量；
l ——筛面长度；
υ——石渣在筛上的流速。

由此计算出参振石渣重量。

上层筛面：每小时每米宽筛面上通过的石渣量q=600/2.0=300吨/米·小时，按此查表（4—2），得k g =0.75。

筛面长为4.2米。

这样，即可由（4—2）、（4—3）、（4—4）三式，分别计算出上层筛面石渣流速υ1、全部石渣重量Q m1、参振石渣重量P 11各为：
υ1= 0.2×0.75×()
⎪⎭⎫ ⎝⎛︒︒︒+⨯182424221981058402/32tg =542毫米/秒 Q m1=600×4.2/（3.6×542）=1.3吨
P 11=1.3×30%=433 kg
下层筛面：每小时每米宽筛面上通过的石渣量q=（600×50%）/2.0=150吨/米·小时，按此查表（4—2），得k g =0.83。

筛面长为4.2米。

这样，即可由（4—2）、（4—3）、（4—4）三式，分别得
υ2= 0.2×0.83×()
⎪⎭⎫ ⎝⎛︒︒︒+⨯182424221981058402/32tg =600毫米/秒 Q m2=300×4.2/（3.6×600）=0.61吨
P 12=0.61×30%=200 kg
全部参振石渣重量为：P 1= P 11+ P 12=433+200+633 kg ，设计时圆整取700 kg 。

3.选择中心轴轴承和确定中心轴轴径：以箱体重与参振石渣重相加，再乘以机械指数k ，就得振动时作用在两侧筛箱板轴孔的总的离心惯性力，这个力就是选择轴承所必要的轴承载荷，再结合中心轴转速按《机械零件》的原则，即可选择中心轴轴承。

轴承选定后，即可按轴承内圈直径确定出中心轴轴径。

考虑到清筛机要在弯道作业，轴承需要有一定的承受轴向载荷的能力；而且两侧轴承孔的同心度又较差，轴承内外圈轴线需要有一定的相对偏斜；另外为了减小轴孔单位面积上的压力，这里采用了中宽系列的双列向心球面滚子轴承。

初估参振重量为2000+700=2700 kg ，作业时离心惯性力为2700×3.15=8505 kg 。

两侧各用一相同轴承，故每个轴承所受的名义径向载荷为：
R=1/2×8505=4253 kg
查冶金工业出版社1972年版《机械零件设计手册》表19—6，取动负荷系数f d =2.5,顾实际径向负荷为：
F r =f d R=2.5×4253=10633 kg
而实际的轴向负荷F a =0，所以F a /F r =0<e,即当量动负荷P=F r =10633 kg 。

轴的转速为
840转/分，轴承寿命取为L h =5000小时，由高等教育出版社2001出版的《机械设计》式（13—6）得 C=P 25.5582310
50008406010633106031066'=⨯⨯⨯=ελh L n kg
按C 值从《机械零件设计手册》表19—13选用轴承型号为3624。

所以中心轴轴承选用3624型号一对，每个重量为22.0 kg ，内圈直径为100毫米，外圈直径为260毫米。

按轴承内圈确定中心轴轴径为100毫米。

4.3激振重量的配置
确定激振重，可以按以下步骤进行。

1.计算除激振重量外的全部参振重量：这里要计算的重量也就是（1—1）、和（1—3）式中的P 。

它包括箱体重、参振石渣重、中心轴和轴承重、以及激振轮重。

前几个重量由上述结果都可以通过计算或查表得到。

这里只介绍激振轮重量的确定问题。

一般自定中心振动筛是利用皮带轮作为激振轮，也就是将全部或部分激振重量配置在皮带轮上。

所以皮带轮直径不宜太小，否则，激振块太大，在皮带轮上布置不开；但皮带轮直径也不宜太大，就显得太笨重。

着就要求在确定皮带轮直径时，先按（1—3）式估算所需的激振重距，大致定出偏心距R ，然后配合此偏心距R 的大小，定出皮带轮直径。

在确定皮带轮重量时，还需确定皮带轮宽度。

皮带轮宽度与所需皮带根数有关，一般是按三根皮带来考虑。

皮带轮的直径和宽度确定后，即可估算出皮带轮重量。

这样，除激振重量外的全部参振重量就可从理论上计算出来。

2.配置激振重量：自定中心振动筛一般都是在超筛箱系统共振条件下工作的，即正常工作条件下激振频率ω，是大于筛箱系统的自振频率ω0。

设ω/ω0=x(x 称为频
率比，系大于1的数)，由图（3—1）可见，在x 比较大的情况下，振幅的变化比较小。

即筛子作业时的稳定性比较好，一般x=4～5。

因而得到激振频率为：
ω=G
P gk x + （4—5） 在式（1—3）、（1—4）和（4—5）中，除重力加速度外，共有P 、G 、R 、K 、r 、x 、ω七个量，综合以上，已经确定其中的P 、r 、x 和ω四个量，所以剩下的三个量将由下面三个方程式解得，即： G=1
2-x P （4—6） R=r(x 2-1) （4—7）。