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仓底振动给料机的设计研究
摘要：介绍中小型仓底振动给料机的设计方案、计算方法和性能测试，评述其优缺点并提出了改进措施。
关键词：给料机；缓冲器；皮带传动装置
中图分类号：TH237+.1,文献标识码：A
引言
松散物料的仓底一般都设有向车辆(或容器)装卸物料的专用设施，如各种闸门和分料斗等。这些设施的操作比较费力，对下放料流有时失控，且易使仓内物料出现结拱现象。振动给料机把传统的重力自溜放料变为强迫振动放料，使仓内底部物料的流动性增强，因而使物料不结拱、不卡斗、不冒流，从根本上解除了工作人员的繁重劳动，使仓底的装卸物料工作安全可靠.
1 振动给料机的结构和工作原理
仓底振动给料机的结构见图1，主要由振动台、振动器、缓冲器、电动机、胶带传动装置和墙式混凝土基座等部分组成。振动器用螺栓紧紧地固定在振动台的底板上，整个振动台悬置在由12个螺旋弹簧及支承座组成的缓冲器上，而缓冲器则通过弹簧支承座安装在墙式混凝土基座上，电动机和胶带传动装置固定在振动器下方的混凝土台座上。振动给料机的工作原理是：电动机通过传动胶带拖动振动器旋转，其偏心重块产生的离心力(激振力)驱动振动台作复合运动，振动台面上的物料被牵连呈现轨迹为椭圆的振动(见图1)。当振动台振动加速度的垂直分量大于重力加速度时，台面上的物料就被连续地抛起，并按抛物线轨迹向前跳跃运动，完成物料向振动台卸料端输送的过程。
2 振动台主要技术参数的确定
振动台是给料机的工作机构，两边有侧帮，形成一个出料槽。振动台面的尺寸要根据物料性质、要求块度、卸载倾角和安装条件等因素来确定。特别应注意台面插入仓底物料中的长度要适宜，插入深度过大，承受物料的静压力和摩擦力较大；插入过短，对台面上物料的振动作用会减弱，使物料由仓底向振动台面的流动性恶化。试验证明，设物料块度为d，振动台面与料仓前壁形成的出料口高度应为H≈(1.9～2.0)d;台面后部插入物料的长度应为L1≈(0.7～0.85)H;振动台面伸过运输车辆侧帮的长度L3≈(0.15～0.25)B(B为车辆宽度)；如果物料的动安息角为φ，则振动台面中部压有物料的长度为L2=H/tgφ；则振动台面的总长度(L)应为L≈L1+L2+L3。
振动台面宽度应根据运输车辆的长度确定，一般为车长的0.8倍；振动台面前缘距离运输车辆的高度一般为300mm～500mm(见图1)。
仓内物料对振动台形成的静压力很大，根据散体力学的有关理论，其总压力(p)可用式(1)计算：
,p=（r•F／k•f1•S）•B•L1+（H•r／2）•L２•B。(1)
式中：F－料仓的横断面面积；
S－料仓仓壁的周长；
r－物料的松散容重；
f1－物料与仓壁的摩擦系数；
k－物料对仓壁的侧压系数(可取0.45～0.50)。
以水泥厂的料仓为例，物料松散容重为r=1.6t/m3,运输矿车的容积V=1.6m3～2.0m3，料仓横断面面积为F=4m２，仓壁周长为8m,B=1.5m,L1=1m,L２=15m,H=1.15m;且取k=0.47，f1=0.75，则：
p=（1.6×4/0.47×0.75×8）×1.5×1+（1.6×1.15）／2×1.5×1.5≈5.5(t)
3 振动器的设计和功率计算
振动器是振动给料机的重要组成部分，它的结构型式、振动力的大小和性质对振动台的运动轨迹影响很大，是给料机生产能力的决定因素。
3.1 振动器的设计计算
设计中所采用的振动器属于单轴机械式惯性振动器，它凭借安装在高速旋转轴上的偏心重块产生的离心力作为激振力，使振动台面作轨迹为椭圆形的运动，从而向前缘输送物料。根据振动力学理论，所需激振力(W0)可用式(2)计算：
W0=A•(G+αp)。(2)
式中：G振动台自重；
A机械振动强度系数(可取1.6～1.8)；
α系统参振系数(可取0.35～0.5)。
因振动台的自重G=1200kg,故可算得所需激振力W0=6000×9.8N。激振频率设计为1040次/分，振动系统固有频率约为310次/分，则振动角频率为ω=2π×1040/60=109(1/s)。
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振动器共装四个偏心重块，其设计尺寸见图2。其中R=185mm,r=60mm,厚度δ=40mm。两个偏心块为一组，其偏转角度可以调节，从而可根据需要改变激振力的大小。依据理论力学原则，偏心重块的偏心距为：
γ0=（4／3π）•（R3-r3）／（R２-r２）=4／3π×（18.53-63）／（18.52-62)=8.46(cm)，偏心重块的偏心重力为Wi=π２•(R２-r２)•δ•ρ(ρ为钢铁的比重)=π/2×(18.5２-6２)×4×7.8=15(×9.8N)振动器产生的总激振力应为WΣ=4Wi/g•γ0•ω2=4×15/981×8.46×(2π×1040/60)２=6150(×9.8N)因WΣ>W0，可以满足要求。
3.2 给料机消耗功率计算
振动给料机所消耗的功率主要由三部分组成：①振动台输送物料时物料重力及其与仓壁的摩擦力所做的功；②振动器轴承摩擦副所消耗的功；③克服缓冲器弹簧滞阻所消耗的功。其中第③部分功率很小，可忽略不计。
第①部分功率可用下式计算：
N1=（m20•ω5•γ20）／204［(M+m0)ω2-K］。(3)
式中：
m0振动器的偏心质量(即4Wi/g）;
M全部参振质量(6.7×0.5t)；
K缓冲弹簧的刚度系数(设计数值为372000)。
则有：N1=［(60/9.8)2×1095×0.08462］／［204×(3350/9.8×1092-372000)］=4.7(kW)
第②部分功率可用下式计算：
N2=WΣ•π•d•n•f2／102。(4)
式中：d
振动器轴承的平均直径(设计为110mm)；
n——振动器主轴转速(设计为1040r/min)；
f2——轴承的滚动摩擦系数(取0.007)。
则有：N2=(6150π×0.11×1040/60×0.007)/102=2.5(kW)。考虑仓内下放料流的不均衡性(过载系数取C=1.5)和胶带传动效率(取η=0.9)，拖动电机的功率应为N=C/η•(N1+N2)=1.5/0.9×(4.7+2.5)=12(kW)。
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筛分设备类