电磁振动给料机

2024-09-07

电磁振动给料机（共6篇）

电磁振动给料机篇1

0 前言

斗式电磁振动给料器是轻工、电子产品自动加工和装配系统的一种供料装置,具有上料速度快、定向整列性能优良、工作平稳可靠和结构简单的特点。目前国内给料器产品主要有偏心电机和电磁铁两种振方式。因电磁铁安装和控制更为方便,电磁给料器的应用更为广泛。但由于物料体积、重量和摩擦系数的不同,该给料器的料斗结构、重量和驱动振幅对送料速度有很大影响[1,2]。

本研究主要通过分析振幅、振动方向角和料斗的料槽升角对送料速度的影响,为料斗设计提供理论依据。

1 电磁振动给料器的组成及给料原理

1—料斗;2—主振板弹簧;3—罩壳;4—橡胶弹簧垫;5—底座;6—磁铁线圈;7—托板;8—衔铁

斗式电磁振动给料器可以看成是二自由度二质体的强迫振动系统[3,4],它由料斗、主振弹簧、电磁铁线圈、衔铁、托板、减振弹簧和底座组成(如图1所示)。料斗1的内壁带螺旋槽,底部呈锥型,料斗的下部通过托板7与4组主振弹簧2相联,主振弹簧的下部联接在底盘5上,托板底下面中部,固定着衔铁8,电磁铁的铁心和线圈6安装在底盘中间,底盘下面安装减振橡胶垫4。其工作原理是:利用铁芯和衔铁之间的脉冲电磁力,驱动主振弹簧沿圆周切线方向向斜下方运动,同时主振弹簧储存势能。当磁力消失后,主振弹簧释放能量,使料斗沿切线方向向斜上方运动。如此反复,料斗不断沿主振弹簧切线方向作往返运动,相当于料斗作垂直振动和扭转振动相叠加的组合振动。因物料和料斗料道之间摩擦力的变化,使料斗中杂乱堆放的物料沿周边的螺旋滑道上升并进行自动定向排列[5]。

2 电磁振动给料器的力学模型

因减振弹簧的刚度远小于主振弹簧刚度,为简化计算,该给料器可看成单自由度有阻尼强迫振动系统[6]。设m为料斗质量,r为阻尼因数,k为弹簧系数,X为料斗位移,Psinωt为电磁铁激振力。根据机械振动理论,振动方程为:

$m \overset{\cdot \cdot}{X} + r \dot{X} + k X = Ρ \sin ω t (1)$

求解方程得:

X=A1e-αtsin(ωt+θ1)+Asin(ωt+θ)

上式第1项属于有阻尼自由振动,将随着时间的推移和阻尼作用而逐渐消失,最后只剩下第2项,即X=Asin(ωt+θ)。

因为衔铁固定在料斗底部,料斗的位移为X=Asin(ωt+θ),给料器就是在该振动的作用下实现自动给料。

3 电磁振动给料器的平均给料速度

根据料斗的位移X=Asin(ωt+θ),可导出料斗工作面的速度和加速度公式为:

v=ωAcos(ωt+θ), a=-ω2Asin(ωt+θ)。

把加速度分解为平行料斗工作面和垂直工作面的两个分量ax和ay:

ax=acosβ,ay=asinβ (2)

式中 β—振动方向角。

设所输送的物料的重力为mg,物料与料斗间的摩擦力为F,α为料槽的平均螺旋升角。根据物料在料槽中的受力情况,可建立物料沿料槽滑移的微分方程:

$m \overset{\cdot \cdot}{x} = - m g \sin α - m a_{x} + F (3)$

工件对料斗工作面的正压力N为:

$Ν = m g \cos α + m (a_{y} + \overset{\cdot \cdot}{y}) (4)$

F=-Nμ

式中 μ—物料与料斗工作面间的摩擦系数。

当料斗向右下方运动时,惯性力的垂直分量与其重力方向相反,减少了物料与料斗间的摩擦阻力,当惯性力的水平分量超过物料与料斗间的摩擦阻力时,物料开始相对于料斗向前滑动,这时对应的相位角φk称为滑始角,物料向前滑动一小段距离后,滑移结束,此时对应相位角φm称为滑止角。滑移开始的瞬时,物料相对工作面的加速度 $\overset{\cdot \cdot}{x} = 0$ ,因此时未出现抛掷运动, $\overset{\cdot \cdot}{y} = 0$ ;同理,当料斗向左方上运动时,也可能出现反向滑移。

根据式(2)、式(3)、式(4)可得:

$\begin{array}{l} \overset{\cdot \cdot}{x} = ω^{2} A \sin (ω t + θ) \cos β - g \sin α \pm \\ μ (g \cos α - ω^{2} A \sin (ω t + θ) \sin β) \\ = ω^{2} A \sin (ω t + θ) (\cos β \pm μ \sin β) - \\ g (\sin α \pm μ \cos α) (5) \end{array}$

其中,“+”对应反向滑移,“-”对应正向滑移。

滑移开始的瞬时, $\overset{\cdot \cdot}{x} = 0$ ,由式(5)可得滑始角φk:

$\sin (ω t + θ) = \sin φ_{k} = \frac{g}{ω^{2} A} \times \frac{\sin α + μ \cos α}{\cos β + μ \sin β}$

由φk=ωtk+θ求得正向滑移的起始时间tk。

对式(5)积分,可得出相对速度:

$\begin{array}{l} \dot{x} = - g (\sin α + μ \cos α) (t - t_{k}) - \\ ω A (\cos β + μ \sin β) (\cos ω t - \cos ω t_{k}) \end{array}$

根据滑移终止条件 $\dot{x} = 0$ ,求得滑移终了时间tm,φm由φm=ωtm+θ求得。

滑移平均速度为:

$\begin{array}{l} \bar{v} = \frac{ω}{2 π} \int_{t_{k}}^{t_{m}} \dot{x} d t = \frac{ω}{2 π} {[- \frac{g}{2} (\sin α + μ \cos α) (t_{m} - t_{k})^{2}] - \\ A (\cos β + μ \sin β) [(\sin ω t_{m} - \sin ω t_{k}) - ω \cos ω t_{k} (t_{m} - t_{k})]} (6) \end{array}$

4 主要参数的确定

由式(6)可知,输送速度主要受振动频率ω、振幅A、振动方向角β、料斗的平均螺旋升角α、物料与料斗工作面摩擦系数μ的影响。电磁振动给料器采用调压调幅的工作方式,频率ω保持不变,摩擦系数μ取决于物料和料道的材料和表面物理特性,当物料和料道确定后,μ值不变。所以只需分析振幅A、振动方向角β、料槽的平均螺旋升角α的确定方法。

4.1 振幅A

给料器工作方式有滑移给料和抛掷给料两种。振幅大小不仅影响给料速度,而且还影响给料方式,为了使三极管在输送过程中不产生相互撞击,避免损坏三极管,故采用滑移方式给料。

工件在料槽上连续滑移,有两种情况:

(1) 当料斗在电磁力的作用下向右下方运动时,这时A大于临界值A1,才能使物料在惯性力mω2A1sin(ωt+θ)的作用下产生滑移,所以要使物料产生滑移,A不能小于临界值A1。该临界值可通过以下方法求得:

在滑移开始的瞬时, $\overset{\cdot \cdot}{x} = 0 ‚ \overset{\cdot \cdot}{y} = 0$ ,由式(3)、式(4)可得:

$A_{1} = \frac{g}{ω^{2} \sin (ω t + θ)} \times \frac{\sin α + μ \cos α}{μ \sin β + \cos β}$

(2) 当A增大并且料斗在弹簧力作用下向左上方运动时,若A大于某一临界值时A2,物料将产生向下滑移。同理,可求得临界值A2:

$A_{2} = \frac{g}{ω^{2} \sin (ω t + θ)} \times \frac{\sin α - μ \cos α}{μ \sin β - \cos β}$

(3) 当A继续增大,若超过另一临界值A3时,物料的运动方式将改变,产生抛掷运动。抛掷运动由于料道向右下方运动时,料道突然离开工件,这时N≤0,因抛掷开始的瞬时, $\overset{\cdot \cdot}{y} = 0$ ,由式(4)可得:

mgcosα-mω2A3sin(βωt+θ)sinβ≤0

$A_{3} \geq \frac{g c o s α}{ω^{2} \sin (ω t + θ) \sin β}$

所以,要使物料获得连续滑移(只有正向滑移,没有反向滑移)运动,必须使A1<A<A2<A3。

4.2 振动方向角β

在其他条件不变的情况下,要使物料滑移速度最大,可将平均速度 $\bar{v}$ 对α求偏导,令其等于零,由式(6)得:

$\begin{array}{l} \frac{\partial \bar{v}}{\partial β} = \frac{A ω}{2 π} (- \sin β + μ \cos β) [- (\sin ω t_{m} - \sin ω t_{k}) + \\ ω (t_{m} - t_{k}) \cos ω t_{k}] = 0 \end{array}$

(-sinβ+μcosβ)=0

β=tg-1μ

4.3 料斗的料槽升角α

料槽升角α是料槽工作面与水平面的夹角,α越小,送料速度越快,α越大,工件滑移越困难,送料速度越慢。但α太小,会使料斗直径增大,而且α越小,使相邻料槽的间距也越小,容易使物料卡在料槽中。通常料槽间距大于物料最大尺寸,对于圆形料斗,通常取α=1°～3°。

另外,摩擦系数μ虽不是给料器的设计参数,但它对料斗设计也有很大影响,它是确定振动方向角的依据,又影响振幅和给料速度,它取决于物料和料槽的材料及表面物理特性。

5 结束语

为使料斗参数设计合理,根据对料斗力学模型的建立与分析,导出电磁振动给料平均速度的计算公式,并对该公式中影响给料速度的3个参数进行分析,提出最佳振幅、振动方向角和料槽平均升角的确定依据。

由式(1)可知,振幅的大小与电磁振动给料器的重量、激振力、主振弹簧的刚度和阻尼系数有关,而激振力的大小又与电磁铁的气隙、电压等因素有关,所以最佳振幅也成为上述参数的设计依据。

如果给料器的参数选择适当,可使工件在不产生抛掷条件下,连续地沿着料槽滑移,既可获得平稳的运动,又能获得较高的给料速度,这就是本研究追求的设计目标。

参考文献

[1]闻邦春,刘树英,刘勍.振动机械的理论与动态设计方法[M].北京:机械工业出版社,2001.

[2]周家春.电磁振动料斗的工作特性分析[J].电子工业专用设备,1998,27(3):8-10.

[3]伍利群.电磁振动供料器工件的受力和运动分析[J].轻工机械,2003,27(1):30-33.

[4]TOMOHARU D,KOJI Y,YUTAKA T,et al.Feedbackcontrol for electrom agnetic vibration feeder(app lications oftwo-degrees-of-freedom proportional p lus integral p lus deriva-tive controllerw ith non linear elem ent)[J].JSM E In terna-tiona l Jou rna l(S er ies C),2001,44(1):30-40.

[5]THOMSON W T,DAHLEH M D.Theory of V ibration w ithApplications[M].Beijing:Tsinghua Un iversity Press,2005.

[6]胡红生.钱林方.悬臂梁振动自适应模糊控制及DSP实现[J].机电工程,2007,24(1):46-49.

浅谈电磁振动送料机技术篇2

电磁振动送料机是由电磁铁激振的一种振动机械, 由于具有定向性能优良、物料间相互摩擦小、不易损伤物料、通用性好、改换品种方便等优点, 因而广泛应用于轻工、电子产品的自动加工、装配, 粮食、商品的自动称量、包装, 以及粉状或颗粒状物料的运输等领域。

1 电磁振动送料机简介

目前, 轻工业生产中应用的电磁振动送料机主要有直线料槽往复式和螺旋料槽扭动式两种形式。前者简称直线振动输送器, 料槽作往复直线运动, 一般适合于不需要定向排队的轻小物料的供送, 或用于多物料进行清洗、筛选、烘干、加热或冷却的操作机;后者简称圆盘式电磁振动给料机或振动料斗, 带有螺旋槽的圆形料斗, 作扭转振动, 适合于需要定向排队的单件物料的供送, 多用于具有一定形状和尺寸的物料传输的场合, 但是两者的工作原理基本相同[1]。

2 电磁振动送料机全球专利申请状况分析

图1为全球专利申请量和申请人申请量年份统计数据[2]。从图中可以看出, 涉及电磁振动送料机技术的国外专利申请从20世纪60年代就已经开始存在, 从总体上看, 专利申请量呈递增状态, 专利申请量随时间变化的曲线与专利申请人数量随时间变化曲线的变化趋势基本一致。1997年达到顶峰, 随后进入一个相对稳定的发展期;从2008年开始到2011年, 申请量再次进入快速增长期, 2011年达到第二次顶峰。

图2为全球地域申请量的分布图。从图中看出, 全球专利申请排名第一的是日本, 其申请量占比为66.4%, 排名第二的是中国, 其申请量占比为12.3%, 排名第三的是苏联 (俄罗斯) , 其申请量占比为7.4%;日本的申请量已经超过了全球申请总量的一半, 可见, 日本对于电磁振动送料机技术领域的投入较大, 具有较高的技术优势, 并比较重视利用专利权对其进行保护, 日本的申请量占有绝对优势。

3 电磁振动送料机专利技术发展脉络

电磁振动送料机专利技术从20世纪70年代开始发展, 不同时期其发展侧重的技术角度有所不同。20世纪70至80年代末, 其发展主要侧重于提高装置运行的稳定性;从20世纪80年代末开始, 其专利技术重点开始侧重于降噪方面;进入20世纪后, 其技术发展逐渐转移至振动装置的振动频率和幅度的调节等方面。

3.1 电磁振动送料机运行稳定性研究

早在1981年, 日本昕芙旎雅有限公司提出了一种直线往复式振动输送机 (JP57-141308A) , 其在底座上设置两个对称的送料槽, 以消除料槽振动时产生的相互作用力, 实现稳定运行。1985年申请人曹培生提出了一种非线性电磁振动装置 (CN85102855A) , 其利用分段的波形板弹簧组和电磁铁、底板等部件构造稳定平行四边形结构式的导向系统, 以获得高精度的定向往复直线振动。1988年天津大学的陈予恕等人提出一种低频稳幅电磁共振给料机 (CN2035347U) 。1989年无锡轻工业学院提出一种复槽自平衡电磁振动供料机 (CN2064353U) 。1990年, 苏联的TULA POLY公司提出了一种振动式料槽 (SU1790541 A3) 。2001年日本神钢电机提出了一种压电驱动型振动送料器以及压电元件驱动型送料器 (JP2002302232A) 。2009年南京创优科技有限责任公司提出一种三振子直线振动送料器 (CN101648646A) 。

3.2 电磁振动送料机降噪技术研究

1986年航天工业部第七零二研究所提出了一种低噪声电磁振动给料机 (CN86201613U) , 其在电磁振动器和料槽之间的连接处装有弹性元件, 并在料槽的后板和加筋板上开孔。同年, 河北省邯郸市峰峰红星机械厂提出了一种小型低噪声电磁振动给料机 (CN86207808U) 。1989年, 日本的株式会社村上精机工作所提出了一种电磁振动装置 (JP3-3813A) 。1994年日本神钢电机株式会社提出了一种即使由高频率驱动也能大幅度减少噪音的振动零件送料器装置 (JP7-206126A) 。1996年日本的株式会社光辉等提出了一种压电驱动型搬送装置 (JP8-108917A) 。2004年日本株式会社三共制作所提出了一种振动输送设备 (JP2006124080A) 抑制由振动引起的噪音。

3.3 电磁振动送料机振动频率和幅度的调节

2001年日本的YKK株式会社提出一种部件供给装置的控制方法 (JP2002-292337A) , 通过控制电路将规定的驱动频率设定为规定的通常频率, 进行从部件排出部分供给部件的操作, 同时, 在每个规定的动作周期, 将驱动频率变更为与上述通常频率不同的暂时频率, 在该期间对部件排出部分的动作控制进行调整, 与以往用暂时停止的方式停止驱动信号相比, 可输出不同频率的驱动信号。2004年日本神钢电机株式会社提出一种压电驱动式送料器 (JP4345744B2) 。2006年深圳职业技术学院提出了一种定向传送振动盘 (CN200999155Y) 。2007年徐州五洋科技有限公司提出一种双质体近亚共振式振动给料机 (CN201056417Y) , 其直接利用变频调速系统来控制振动电机的振动频率。同年日本NTN株式会社提出了一种振动式零件运送装置 (JP2009-57124A) 。2010年日本NTN株式会社提出 (JP2012-71956 A) 减小因槽水平方向的振动而引起垂直方向的振动振幅。2011年日本神钢电机株式会社又进一步提出了一种振动输送设备 (JP2012-229118A) , 通过分别设置振幅调整回路和位相调整回路来对振动频率和振动幅度进行调整。同年又提出 (JP2013-95563A) 通过设置相位差检测单元, 检测振动传感器检测信号与振动励磁电压之间的相位差, 由振动频率设定单元根据相位差的偏差值和基准值来设定振动频率值, 振动频率可依据振动台固有频率的上限值和下限值调整。

4 结语

对电磁振动送料机的申请状况进行了统计分析, 并对其发展路线进行梳理分析。

分析可知, 电磁振动送料机技术从20世纪90年代初开始进入快速发展期, 而该领域技术发展主要集中在日本, 在中国的专利申请中, 也有很大一部分来自日本申请人, 可见, 该领域技术主要掌握在日本的少数几个龙头企业手里, 如日本神钢电机株式会社等。

目前, 电磁振动送料机领域技术应用已经相对成熟, 广泛应用于各行各业生产中。在这种情况下, 中国申请人需要投入更多精力在该领域的技术研究中, 可考虑加大个人、企业与大学、研究所之间的合作, 进一步拓宽产学研结合的技术创新之路。

摘要：电磁振动送料机广泛应用于各个领域, 通过对电磁振动送料机技术领域的申请状况进行统计分析, 从全球的专利申请量以及申请人的分布阐述了电磁振动送料机技术领域的专利申请发展趋势, 从而追踪该领域最前沿技术的研究重点, 并对其技术方向和技术手段的发展脉络进行了梳理。

关键词：电磁振动送料机,专利申请,统计分析,稳定性,降噪

参考文献

[1]黄凤.电磁震动给料机的振幅的自适应控制[D].南京:河海大学, 2007.

振动给料机结构改进探讨篇3

振动给料机是利用振动技术使承载构件产生定向振动, 推动物料前进, 实现均匀给料的机器。它主要由激振器、承载槽体和弹性系统三部分组成, 其工作原理是:激振器产生周期性变化的激振力, 使支撑在弹性系统上的承载槽体产生持续稳定的定向转动, 实现物料均匀向前输送, 激振器由带一副齿数相同的人字齿轮的两根轴和装在轴端的四个偏心块组成, 两根轴作等速反向旋转, 两根轴上偏心块质量及偏心矩相等, 偏心块所产生的激振力在Y方向上的合力互相叠加, 而在X方向上的合力则互相抵消。因此该激振器将产生一个沿Y直线方向周期性变化的激振力, 使得承栽体上的物料在激振力的作用下均匀向前输送。

1500×4500振动给料机是韶冶二系统烧结工艺流程中的重要设备, 其结构如图1 所示:

安装在单轴破碎机与齿辊破碎机之间, 取代一系统烧结工艺流程中的1#链板输送机, 它相对于链板输送机具有如下优点: (1) 振动给料输送烧结块均匀稳定, 减少了对齿轮破碎机的冲击和有利于烧结块的破碎; (2) 结构简单, 没有链板运输机那样多的牵引件和润滑点, 维护保养工作量少而简单; (3) 实现了密闭输送, 改善操作环境和有利于粉尘回收。

在试产期间, 该设备经常出现故障, 对设备作业率和生产影响较大, 针对这些问题, 厂部专门组织有关人员进行技术攻关, 认真分析事故原因, 采取有效的措施不断改进, 取得了明显的效果。在完成改造以后, 基本消除了因该设备事故而造成停机停产的隐患。

2 事故分析和改进措施

二系统试产以来, 该台设备频繁发生激振器底板地脚螺栓松动、剪断;轴承透盖紧固螺栓松动、断裂;轴承烧坏、爆裂和槽体底板松动、变形等事故, 被迫临时停机检修处理, 严重影响正常生产, 主要在如下几个方面进行改进。

(1) 激振器底板地脚螺栓松动、剪断, 主要是因为给料框上安装激振器的底板是先刨削加工表面然后再焊接在给料框上, 产生的变形和平面度偏差未能消除, 安装激振器时, 不能完全紧贴, 在使用过程中造成12个地脚螺栓受力不均匀, 先把最受力的螺栓剪断后, 一个接一个地剪地脚螺栓, 改进后采用机械的性能较佳的35CrMo材料制作地脚螺栓, 并在底板和激振器底座地脚螺栓孔上设计一个衬套, 使螺栓所受剪切力由线接触变成面接触, 增强抗剪切的能力, 如图2所示:

安装时应尽量将12个地脚螺栓均匀锁紧, 使激振器与底板贴紧, 先运转4小时, 停机紧固螺栓一遍, 再运转8小时后, 再停机紧固一遍螺栓, 最后用电焊把螺母点焊。

(2) 轴承透盖螺栓松动、断裂, 先后采用加弹簧垫圈和串联金属丝直接锁住等防松措施, 但均未取得预期效果, 经分析确定是由于人字齿轮 (由两斜齿拼装而成) 在加工和装配过程中, 左右两侧对称齿并不完全对称, 齿轮在啮合传动时, 左右两侧产生的轴向力不能完全抵消。

由于Fx左、Fx右不能抵消, 在轴向存在合力, 轴承透盖螺栓在此合力作用下发生松动和断裂。通过改进加工制造和装配精度, 要求啮合的两个人字齿轮的四个斜齿轮用同一把铣刀铣齿, 拼装人字齿的连接螺栓孔配钻, 螺栓采用稍过盈的紧定螺栓, 保证斜齿的对称度, 这样可以抵消轴向力, 达到避免轴承透盖螺栓因受力而松动、剪断的目的。

(3) 轴承烧坏、爆裂。原设计激振器人字齿轮采用HL-30齿轮油润滑, 四个轴承则采用二硫化钼润滑脂润滑, 且轴承内侧与箱体间有挡油环隔开。

由于激振器所处的工作环境温度较高, 将轴承内的润滑脂熔化, 并流入箱体内, 箱体内的齿轮油又因有挡油环而无法甩到轴承中去, 这样被动轴上的两轴承得不到足够润滑而烧坏 (主动轴承因有箱体内齿轮油浸住而保持润滑) 。因此, 取消被动轴上的两个挡油环, 箱体内人字齿和轴承都改用3#锂基脂润滑, 并在外部增设一台电动油泵 (型号U=4AE, Q=195ml/in) , 每班开5～10分钟, 给箱体内供油, 在运转时, 将3#锂基脂甩入被动轴的轴承中, 从而保证轴承和齿轮能长期处于良好的润滑状。也避免特意停机给激振器加油, 减少了停机时间。

(4) 槽体给料板变形, 压紧螺栓松动, 原设计为8块铸钢 (材质为ZGCr22Ni4Ti) 组成的给料板两边用螺栓压紧, 中间用楔杆拉紧。

(5) 由于它直接与烧结块接触, 工作温度高达600～700℃, 在高温和高频振动力的作用下, 槽体下可避免地产生了变形, 使得压紧螺栓松动, 8块给料板松开, 粉尘和燥音都很大。虽然全部螺栓都采取了热伸长补偿措施 (设置碟形弹簧) , 由于螺母在小方梁内安装, 扳手空间过小, 安装时难以保证螺栓完全拧紧, 无法防止螺栓松动。

先用焊接筋板的方法, 把给料板与横梁连接固定起来, 但由于该材料焊接性能差, 又在使用过程中施工, 无法进行退火热处理, 消除焊接压力, 使用1-2天后又脱焊, 后来制作了一块整体的给料板 (材质为A3钢) , 这样虽可以焊牢, 使用2个月后, 磨损较大和严重变形, 又把焊缝拉裂。最后选取ZG35Cr24Ni7Sin为材料铸成三块, 用E1-19-9MOW2-18焊条焊接后, 进行退火热处理, 彻底消除焊接应力后, 制作成一块整体的给料板, 用28个螺栓穿过横梁带蝶形弹簧紧固, 这样可保证有足够的扳手空间, 在试运转4小时、8小时后分三次紧固螺栓, 最后用双螺母锁死, 取得了满意的效果, 使用时间长达一年之久, 基本保持完好。

3 改造后效果

经过二年时间的试机和试产, 边生产、边探索改进, 不断完善, 取得了较好的效果, 在加装电动油泵后, 几乎再没有因为该台设备故障影响设备作业率的情况发生。基本解决了二烧结试机试产以来的老大难问题, 大大提高了设备作业率, 既保证了生产, 又减少了维修工作量和节约了成本开支, 为二系统达产、超产提供了设备保证, 改造前事故和停机时间见表1, 改造前主要事故见表2。

4 结论

经过两年的运转实践, 二烧结的振动给料机取代了一烧结的1#链板运输机, 既能满足生产的要求, 又改善了周围的环境和减少了维护保养工作量。虽然原设计存在一些结构上的问题, 但经过多次改进后, 取得了较为满意的效果, 这种设计和改进是很可取的。最后有两个问题与各位有识之士共同探讨。

4.1 由于激振器的制造、安装精度要求较高, 能否考虑取消齿轮副, 两组偏心块由各自电机直接传动并通过电气设备来保证同步。

4.2 正常使用时, 激振器振动频率与给料机系统固有频率之比为3-4倍, 在开、停机时, 如何避免共振所造成与收尘罩相碰而大量扬灰的情形。

4.3 激振器大梁在使用6个月左右容易产生裂纹而断裂。大梁材料如何选用, 从而延长大梁使用寿命。

摘要：通过对振动给料机在使用过程中发生事故的原因进行分析归纳, 提出一些改进和改造措施, 对比改进前的使用情况, 可以看出改进的现实意义。以期对类似机械改造有一定的借鉴价值。

关键词：螺丝,轴承透盖,人字齿轮,润滑脂,槽体

参考文献

[1]陈贻伍主编.有色金属冶炼设备[M].冶金工业出版社.1994.

[2]史美堂主编.金属材料热处理[M].上海科学技术出版社.1988.

[3]徐灏主编.机械设计手册[M].机械工业出版社.1991.

ZSW型振动给料机的应用篇4

ZSW型振动给料机是由给料槽体、激振器、弹簧支座、传动装置等组成。电动机通过三角带或齿轮将动力传递到两偏心轴的主动上, 偏心轴上有一对啮合齿轮, 主动轴转动时, 带动被动轴相向旋转, 因为偏心轴的安装角度错开90度, 相向旋转时形成45度方向的激振合力, 给料机箱体沿45度方向振动, 从而达到给料能力。ZSW型振动给料机主要应用于破碎筛分中粗破碎前均匀输送大块物料。因而广泛应用于冶金、煤矿、选矿等行业的破碎、筛分联合设备中。在生产流程中可以把块状、颗粒状物料从贮料仓中均匀、定时、连续地输送到受料装置中去, 从而防止受料装置因进料不均而产生死机现象, 延长了设备使用寿命。

2 ZSW型振动料机的选配

考虑到生产的不均衡性, 给料机给料能力应大于生产线设计生产能力, 留20%左右的余量。尽量配置调速电机且电机功率留有余量。

3 ZSW型给料机的安装

1) 安装倾角:视工况而定, 尽量加大安装倾角, 使给矿机后部抬高, 可减少功率消耗, 提高处理能力。2) 电动机底座:电动机固定安装时, 给矿机箱体上下振动过程中, 三角带时松时紧, 同时电动输出端轴承受到交变载荷。特别容易损坏。改进后如下图。通过电动机自重使三角带涨紧度保持基本恒定。3) 纵向阻尼弹簧:为防止给料机使用过程中箱体前倾, 可在给料机尾部加设接紧弹簧或在给料机头部加设压簧, 可按现场条件灵活设置。

4 ZSW型给料机的使用

为提高给矿机的使用寿命, 使用时应注意以下问题:1) 给料机受料槽不能清空;2) 如大块矿较多, 应及时对给料机受料点钢结构进行加强;3) 加固激振器, 主要是轴承座与箱体的加固。我公司通过一系列改进, 使ZSW-130*600振动给料机的最大进料粒度由额定的750M M提高到1100M M, 2003年改造成功后, 连续使用了5年, 工作效率高, 故障很少。使用调速电机时, 也应注意平缓调速, 以延长给料机使用寿命。

5 激振器故障的解决办法

激振器是给料机最容易出现故障的部位, 从我们使用ZSW-130*600振动给料机的经验来看, 给料机激振体易出现以下故障:1) 轴承座螺栓断裂;2) 齿轮断齿;3) 轴承非正常损坏;4) 偏心轴折断。通过反复的修理、改造, 我们发现, 产生上述故障的原因主要是由斜齿轮传动产生的轴向力而引起。而双列球面滚柱轴承能承受的轴向力有限, 轴承座因频繁的扭振而松动、断裂。进一步造成齿轮、偏心轴受力状况恶化而断裂。

为解决该问题, 我们初拟三种改造方案:1) 原调心轴承改为滚锥轴承;2) 采用外置减速箱+花键十字联轴节;3) 改斜齿轮为人字齿轮。方案1的缺点是需改轴承座, 齿根强度弱的问题没解决;方案2的缺点是成本投入大, 改造时间长。最终选用第3种方案:原斜齿轮改为人字齿轮。既消除了斜齿轮产生产的轴向力, 同时又能增加齿轮宽度, 提高齿根强度。由于原齿轮安装位宽度有限, 如采用整体制造的人字齿, 齿轮宽度超出现有安装空间, 如将两斜齿轮加工后合成人字齿, 则压缩了人字齿的退刀槽宽度, 满足安装尺寸要求。

以ZSW-130*600型振动给料机为例, 计算如下:

1) 传动功率P=37Kw;2) 齿轮转速n1=n2=700rad/min, 按较低速校核;3) 齿轮节圆直径d1=d2=344.2mm;4) 齿轮模数mn=5;5) 螺旋角β=90;6) 取人字齿半宽bh=b/2=114/2=57mm;

由于前斜齿轮的主要损坏形式为断齿, 点蚀很少, 因此只对齿轮的齿根弯曲疲劳强度进行计算校核。

1) 载荷系数, 因受强力冲击振动, 查表取KA=2.0。2) 动载系数, 齿轮圆周速度v= (πdn) / (60×1000) = (3.14×344.2×700) / (60×1000) =12.6m/s, 根据齿轮圆周速度, 齿轮精度应为7级, 但因加工条件有限, 取齿轮精度等级为8FLGB10095-88。vz/100=12.6×68=8.57m/s。查表取KV=1.5。3) 齿向载荷分布系数KFβ=KHβ, φd=bh/d=57÷344.2=0.17, 查表取KFβ=1.02。4) 齿间载荷分配系数KFα=KHα, 按KAFt/b=2*2937/114=515N/mm, 查表取KFα=1.2。5) 复合齿形系数查表取YFS=4.3。6) 重合度与螺旋角系数查表取Yεβ=0.75。7) 分度圆圆周力Ft按较低速700转/分取值, Ft=37000÷[ (0.3442÷2) π700÷30]=2937 (N) 。8) 齿根弯曲应力σF= (2937/114×5) 2×1.5×1.02×1.2×4.3×0.75=61 (N/mm2)

计算安全系数SF= (σFEYNYδδrel TYRrel TYX) /σF

1) σFE查图12-24 (d) , 取σFE=580N/mm2。2) 寿命系数YN。由表面硬化钢由图12-24查得弯曲疲劳应力的循环基数N∞=3×106, Nl=60nj Lh=60×700×1×3×300×20=7.56×108, Nl>N∞, 所以取YN≈1。3) 相对齿根圆角敏感系数, 查图与表取Yδδrel T=1。4) 齿面粗糙度为1.6μm, 查表取YRrel T=1。5) 尺寸系数, 查图取YX=1。

安全系数值较大, 不会再断齿。新设计制作的给矿机于2003年5月投入使用, 至2008年9月, 未出现过一次故障, 运行平稳。改造非常成功。

6 结论

1) 振动给料机工况一般较为恶劣, 使用过程中应根据实际情况采取相应措施以保证设备运行少故障、长寿命;2) ZSW型给料机的激振体是故障多发部位。应根据工况对生产厂家提出技术要求或在使用过程中加强改进;3) 斜齿轮传动必然产生轴向力, 特别是在交变载荷、冲击载荷的情况下, 如偏心轴轴承采用双列调心滚子轴承, 应采取能减少或消除轴向力的措施;4) 承受交变载荷、冲击载荷的齿轮, 应保证齿轮齿根强度的可靠性, 以防断齿造成严重设备事故和不必要的经济损失。

摘要：本文根据ZSW型振动给料机的结构特点及工作原理, 结合实际使用中发现的问题, 提出了该类型给矿机在选配、安装、使用过程中应注意的问题及解决办法。

振动给料器常见故障分析篇5

(1) 激振器铁心与衔铁间振动间隙被焦粉堵塞。振动器内置式电磁给料器在使用过程中曾出现振动给料器电源开关跳闸, 重新送电后, 振动给料器工作伴有保险丝发热现象, 电流超标, 短时间内即出现保险丝熔断等, 检查振动给料器控制系统, 接触器吸合等均正常, 但电源开关还是频繁跳闸, 振动给料器工作时振幅基本为零。根据现象分析, 主要是由于焦粉进入激振器内部, 致使激振器振动间隙被焦粉堵死所致。打开密封盖检查, 发现密封用硅橡胶出现破损, 也有时是激振器冷却软管破损。

(2) 振动给料器外壳体泄漏。振动器内置式振动给料器密封壳体连接螺栓较多, 尤其经过拆卸检修后, 密封较为困难, 由于排焦系统含有CO浓度较高的循环气体, 如密封不好会造成现场作业人员中毒。一般通过螺栓紧固和排焦处压力调节即可解决。

2. 电机式振动给料器常见故障及分析

(1) 激振器轴承损坏。济钢100t/h干熄焦激振器在使用中曾出现轴承冒烟发红现象, 由于偏心块在旋转过程中对轴承不断产生冲击及现场工作环境欠佳, 使轴承的使用寿命比正常使用寿命缩短, 在此建议使用质量较好的或进口轴承以延长使用寿命, 另外轴承润滑尤为关键, 平时需加强润滑或增设自动润滑装置。

(2) 密封硅橡胶板泄漏。密封硅橡胶板泄漏存在多方面原因, 常见于螺栓密封连接处, 振动过程中螺栓松动、橡胶板螺栓孔增大或排焦处压力增大都有可能导致硅橡胶板密封连接处泄漏, 一般通过螺栓紧固和排焦处压力调节即可解决。

(3) 密封硅橡胶板破损。硅橡胶板破损常见于长期高温使用后出现橡胶老化破损, 振动给料器内部排焦压力长期较大或振动给料器弹簧失效变形, 致使硅橡胶板长期承受拉应力作用, 导致其撕裂破损, 根据使用经验, 硅橡胶板一般在正常使用1.5年后应更换。

(4) 振动弹簧变形严重或断裂。整台振动给料器由四根弹簧支撑, 长期承受着振动给料器自身及焦炭的重量和激振器的激振力作用, 会出现弹簧缩短和弹簧回复力不足现象, 另干熄炉排出的焦炭会出现偏心现象使振动给料器料槽上焦炭偏析, 使弹簧承受重力不一样, 长期会导致压缩变形量不一致。在日常使用过程中可以通过定修时间打开人孔进行检查, 决定振动弹簧是否需要进行更换, 根据使用经验一般使用2年后更换。

(5) 料槽内衬瓷砖脱落。料槽内衬瓷砖肩负着延长料槽使用寿命的任务, 一般可以通过定修时, 打开与振动给料器连接的旋转密封阀上口进行检查, 如出现脱落需及时更换。

3. 振动给料器日常检查维护

堆取料机悬臂梁的振动特性分析篇6

1 堆取料机概述

堆取料机是我国应用最为广泛的一种原料装卸机械设备, 其有着操作便捷、高效的特点。随着堆取料机的发展, 其在矿业、电力行业以及交通行业等领域的原料装卸中也逐渐应用起来。

根据结构以及适用性可以将堆取料机进行如下划分: ( 1) 是适用于条形料场的悬臂式斗轮堆取料机, 其具备旋转以及自主移动等功能; ( 2) 适用于矩形料场的门式斗轮堆取料机, 其有着大跨度双梁结构; ( 3) 适用于圆形料场的悬臂式堆取料机和桥式堆取料机, 其中悬臂式堆取料机出现的时间最早。

2 堆取料机悬臂梁振动问题探讨

在日常生活中, 机械振动是客观存在的物理现象, 例如机床振动、桥梁振动、大运动柔性梁负荷振动等等。系统中的振动不仅会影响机器的正常运转, 同时会造成噪声污染。随着机械设备自动化、大型化的发展, 振动问题的研究至关重要, 解决振动问题对于优化产品结构、延长设备使用寿命、提升设备工作的可靠性有着积极的意义。

在堆取料机设计、生产等过程中, 解决其振动问题是十分必要的。可以通过材料力学理论和结构力学理论来实现对堆取料机悬臂梁振动的测试和计算, 建立力学模型, 将悬臂梁承受荷载分布在悬臂梁之上[1]。只有计算出堆取料机悬臂梁最大受力点的受力值, 同时保证计算值在任何情况下悬臂梁都不会受到损坏, 才能够保证堆取料机生产过程中的稳定性和安全性。实际设计过程中, 由于系统形成过程中对参数的选择问题, 使得悬臂梁梁体结构与设计结构有着较大的差异性。

对于堆取料机悬臂梁来说, 其振动的振源有很多, 例如胶带机驱动装置振动、液压系统振动、托辊振动、滚动振动以及胶带振动等等, 这些振动产生的原因不尽相同, 根据现场实际生产经验和相关理论分析来研究解决振动问题的可行性办法至关重要, 能够有效降低堆取料机悬臂梁的振动。

3 悬臂梁振动相关计算

上文中提到, 对于堆取料机悬臂梁计算来说, 传统的计算方法是根据结构力学理论和材料力学理论来建立悬臂梁结构的静态力学模型, 在悬臂梁上以均布或集中的方式施加荷载, 这种计算方式只能够计算出在悬臂梁结构某一点的最大应力值, 同时计算出的最大应力值相对保守, 精确性不足, 与实际最大应力值有着较大的偏差, 这就会影响悬臂梁系统其他参数的选取。

随着计算机技术和信息技术的发展和进步, 有限元分析法在悬臂梁应力值计算中的应用越来越广泛, 分析不同工况下悬臂梁的受力状态, 得到应力分布图, 根据应力分布图来判断悬臂梁设计方案的可行性。这是堆取料机悬臂梁振动计算的重大进步, 就目前来看, 主要以静力学来进行有限元分析, 需要注意的是, 有限元方法对悬臂梁振动的分析也不能得到其实际的受力情况, 在计算的过程中往往没有考虑各个部件振动的影响[2]。通过数值法和解析法能够计算出堆取料机悬臂梁自由振动函数, 但悬臂梁系统中存在着几何非线性因素, 这些因素不可忽略, 因此这种方法只能够将悬臂梁振动可靠性保持在一定范围之内。

3. 1 技术参数和相关载荷

技术参数是堆料机设计过程中的重要依据之一, 同时悬臂梁技术参数应当满足相关现场堆料作业要求, 一般来说, 堆取料机主要的技术参数包括悬臂长度、悬臂胶带机带速和带宽以及无聊的密度等。

在进行有限元分析的过程中, 需要对悬臂梁进行加载来分析不同的受力情况, 将胶带机上物料、悬臂梁上走台栏杆、托辊以及胶带重量作为均匀荷载, 将传动滚筒、配种以及驱动装置等作为集中荷载。以某项目堆取料机为例, 其悬臂梁荷载如表1 所示:

在确定堆取料机悬臂梁技术参数以及荷载之后, 应当应用ANSYS等软件对悬臂梁进行应力分析, 分析不同工况下悬臂梁的受力状态, 得到应力分布图, 根据应力分布图来判断悬臂梁设计方案的可行性。

3. 2 固有频率分析

通过有限元方法对悬臂梁结构进行模态分析, 能够有效确定堆取料机悬臂梁的振动特性, 即确定悬臂梁结构的固有频率和振型, 固有频率和振型是悬臂梁结构受到动态荷载作用下的重要参数, 在应用相关软件对悬臂梁结构进行模态分析的过程中, 需要注意保证计算结果的精确度[3]。对于悬臂梁结构来说, 其主要为钢结构, 由不同类型、不同厚度的钢板经过焊接之后得到, 因此在有限元模型建立的过程中应当应用适用于离散类薄板和薄壳的板壳单元, 在计算分析的过程中, 为了提升悬臂梁计算结果的精确度, 可以适当增加网格密度。不同单元需要给出不同的参数: 对于板壳单元来说, 其应当给出板厚度这一参数, 对于杆单元来说, 其需要给出单元截面面积这一参数, 对于梁单元来说, 其需要给出单元截面积以及截面惯性矩两个参数。

在悬臂梁结构建模的过程中, 不同结构部件的建模方法有着一定的差异性, 以某企业大地项目堆取料机优化项目为例, 对于不同厚度的钢板来说, 其采用SHELL63 板壳单元进行建模, 对于不同型号型钢来说, 其采用BEAM189 梁单元进行建模, 对于液压缸来说, 其采用LINK8杆单元进行建模[4]。以ANSYS软件为基础, 采用X - Y平面建模方法, 坐标原点为悬臂梁上底面中心, 对悬臂梁各角点坐标值进行计算, 确定关键点, 之后建立线、面、体, 在建模自后, 以质量单元的形式加载荷载, 通过软件自动计算, 经过分析得到其具体的频率值。通过频率值的计算结果来分析其振型、振动情况。

4 发展趋势展望

随着科技的进步, 堆取料机的设计水准和制造水准逐渐提升, 中国本土制造生产的堆取料机逐渐受到全世界的关注。二十世纪末, 我国水泥生产相对落后, 每年产量只有1000 吨, 为了适应小产量要求, 制造的都是体型较小的堆取料机, 而随着水泥产业的发展, 各种大型的堆取料机被研发出来, 并在电力行业、码头行业、矿业等各个领域中得到了广泛的应用[5]。而新出现的圆形顶堆侧取式堆取料机更一起节能环保、占地面积小、运输量大等特点而备受市场认同。

5 结论

综上所述, 本文从堆取料机概述入手, 分析了堆取料机悬臂梁的振动问题, 并以计算机技术为基础, 提出了有限元分析和频率分析结合的堆取料机悬臂梁振动计算, 以此来实现其振动特性的分析, 为堆取料机悬臂梁的优化设计实践提供参考, 以期延长堆取料机寿命, 提升堆取料机工作效率和工作的稳定性、安全性。

参考文献

[1]李慧芳, 赵建文.臂式斗轮堆取料机回转型式选型及配重计算程序[J].冶金丛刊, 2015 (01) :34-37.

[2]郭立强.试析堆取料机悬臂梁的振动特性[J].中国高新技术企业, 2015 (30) :69-70.

[3]王素艳.矿用堆料机悬臂振动的分析研究[J].机械设计与制造, 2012 (04) :143-145.

[4]王丹.堆取料机悬臂梁的振动特性[D].清华大学, 2013.

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