任 斌 王厲剛 劉巨源

(秦皇島秦冶重工有限公司，河北 秦皇島 066318）

一 概述

振動給料器位于干熄焦生產(chǎn)線干熄槽的底部，用于連續(xù)、均勻、定量的把焦炭送入旋轉排出閥內(nèi)，是干熄焦生產(chǎn)系統(tǒng)中非常重要的一個環(huán)節(jié)，也是該生產(chǎn)線上的一個核心部件。作為隔振系統(tǒng)的彈簧在該設備中承擔著支撐及減震的作用，彈簧剛度大，減震彈簧對向下的傳導力吸收過低，會引起整個系統(tǒng)的振動加劇，同時也對基礎平臺產(chǎn)生破壞作用，而減震彈簧剛度過小，則會影響減震彈簧的壽命，本文針對彈簧的計算做了詳細的介紹。

干熄焦用振動給料器的主要參數(shù)：

激振頻率：ω＝151.8s-1

給料器的參振質(zhì)量：M＝3.327Kg·s2/cm振動給料器振幅：λ＝2mm

確定振動給料器的外形結構，做出3D殼體,根據(jù)3D模型圖，找出殼體的重心位置。

二 彈簧的設計與計算

根據(jù)重心與振動給料器前后彈簧的位置關系，做出振動給料器殼體重心示意圖（如圖1所示）。

圖1 振動給料器殼體重心示意圖

由于本次設計為非共振振動給料器，隔振系統(tǒng)的頻率比的選擇范圍通常在2～10之間，本次取隔振系統(tǒng)的頻率比為：

帶入各數(shù)值，隔振系統(tǒng)總的彈簧剛度：

假設前彈簧總剛度為：K1，后彈簧總剛度為：K2

則：K1+K2＝2130Kg/cm①

aK1＝bK2即 800K1＝1355K2②

由①②得 K1＝133.928Kg/cm K2＝790.72Kg/cm

靜止狀態(tài)下，彈簧受力：

P＝3000+1282＝4282Kg③

P＝P1+P2④

aP1＝bP2即 800P1＝1355P2⑤

式中P1——前彈簧受軸向力

P2——后彈簧受軸向力

由③④⑤得 P1＝2692.39Kg P2＝1589.61Kg

則分配后：

⑶前彈簧的計算

彈簧材質(zhì)：60Si2MnA

假設彈簧旋繞比 C＝4.6

鋼絲直徑選用30mm，

式中[τ]——彈簧的許用應力，本次設計彈簧為Ⅰ類彈簧，[τ]＝Kg/mm2

彈簧中徑 D＝Cd＝4.6×30＝138mm，選用 140mm，

隔振彈簧要求的剛度及圈數(shù)：

彈簧的總變形為：A′＝a0+a

式中a0——彈簧的靜變形

a——彈簧的動變形，一般情況下a＝（3～7）λ，本次設計取a＝5λ＝10mm

則 A′＝a0+a＝19.2+10＝29.2mm

彈簧強度的校核：

符合要求。

式中G——彈簧的剪切彈性模量，8000Kg/mm2

綜上，前彈簧參數(shù)確定：材質(zhì)：60Si2MnA，d＝30mm D＝140mm，有效圈數(shù) n＝4.2。

⑷后彈簧的計算

彈簧材質(zhì)：60Si2MnA

假設彈簧旋繞比 C＝4.6

彈簧絲直徑：

鋼絲直徑選用25mm，

式中[τ]——彈簧的許用應力，本次設計彈簧為Ⅰ類彈簧，[τ]＝48Kg/mm2

彈簧中徑 D＝Cd＝4.6×25＝115mm，選用 140mm，

隔振彈簧要求的剛度及圈數(shù)：

彈簧的總變形為：A′＝a0+a

式中a0——彈簧的靜變形

a——彈簧的動變形，一般情況下a＝（3～7）λ，本次設計取a＝5λ＝10mm

則 A′＝a0+a＝20.1+10＝30.1mm

彈簧強度的校核：

符合要求。

式中G——彈簧的剪切彈性模量，8000Kg/mm2

綜上，后彈簧參數(shù)確定：材質(zhì)：60Si2MnA，d＝25mm D＝140mm，有效圈數(shù) n＝3.6。

三 結束語

經(jīng)上述計算，確定了振動給料器的隔振系統(tǒng)彈簧的參數(shù)，使之能夠滿足振動給料器生產(chǎn)需求。振動給料器在車間生產(chǎn)完畢后，我公司對產(chǎn)品進行了全面的調(diào)試。振動給料器根據(jù)工況有不同的設計，彈簧的參數(shù)也不盡相同，計算自然也就不一樣，本文僅就干熄焦用振動給料器隔著系統(tǒng)的彈簧有關計算做了大致介紹，希望能為今后類似的設計計算提供參考。

[1]聞邦春，劉鳳翹等。振動機械的理論及應用。機械工業(yè)出版社，1982

[2]汪海濤。冶金機械設計手冊。中國科技文化出版社，2006