張楚哲

(華中科技大學(xué)機(jī)械科學(xué)與工程學(xué)院， 湖北 武漢 430074)

振動(dòng)篩是通過(guò)振動(dòng)來(lái)完成篩分工作的常見(jiàn)機(jī)械，其中慣性振動(dòng)篩即是依靠偏心質(zhì)塊旋轉(zhuǎn)時(shí)產(chǎn)生的慣性力來(lái)作為系統(tǒng)的激振力[1]。運(yùn)動(dòng)軌跡為圓或橢圓的圓振動(dòng)篩最為常見(jiàn)[2]。在常規(guī)圓振動(dòng)篩的工作過(guò)程中，安裝偏心塊的轉(zhuǎn)軸及軸承會(huì)承受極大的循環(huán)應(yīng)力，因此易發(fā)生疲勞破壞[3]。而軸承作為需要定制的關(guān)鍵零件一旦出現(xiàn)問(wèn)題只能停工，且維修成本極高。本文以某廠生產(chǎn)的2YK2470圓振動(dòng)篩作為原型，已知該振動(dòng)篩空載下質(zhì)量約為6500 kg，當(dāng)前彈簧總拉伸剛度約為1816.8 N/mm，由4塊質(zhì)量與偏心距之積約為5.97 kg·m的偏心塊進(jìn)行激勵(lì)，工作振幅為6 mm。本文通過(guò)對(duì)該振動(dòng)篩彈性支撐進(jìn)行重新設(shè)計(jì)，改變系統(tǒng)固有頻率來(lái)調(diào)整激振頻率所處的頻率區(qū)段，提高系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)放大系數(shù)，降低系統(tǒng)達(dá)到工作振幅所需要的激振力，從而改善軸承的受力情況，降低振動(dòng)篩的能耗及維修成本。

1 設(shè)計(jì)原理

當(dāng)激振頻率接近系統(tǒng)的固有頻率時(shí)，系統(tǒng)會(huì)產(chǎn)生共振現(xiàn)象，而接近該頻率的范圍被稱作阻尼區(qū)。阻尼區(qū)擁有極高的動(dòng)態(tài)放大系數(shù)。一般圓振動(dòng)篩都在遠(yuǎn)離系統(tǒng)固有頻率的剛度區(qū)工作，在此區(qū)域系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)放大系數(shù)極低。利用阻尼區(qū)的高額放大系數(shù)來(lái)降低系統(tǒng)達(dá)到同等振幅所需的激振力，可降低軸及軸承在工作中所承受的動(dòng)載荷，延長(zhǎng)這些易損零部件的使用壽命。

依據(jù)此設(shè)計(jì)思路，需要重新設(shè)計(jì)主振彈簧，將系統(tǒng)整體的固有頻率調(diào)整至略大于激振頻率，同時(shí)需要保證篩框內(nèi)的結(jié)構(gòu)件不會(huì)在工作頻率下產(chǎn)生共振。當(dāng)系統(tǒng)整體發(fā)生共振時(shí)，產(chǎn)生形變的部分主要集中在彈性元件上，篩框內(nèi)部結(jié)構(gòu)可簡(jiǎn)化看作一個(gè)剛體，這樣才能保證內(nèi)部結(jié)構(gòu)的穩(wěn)定。此外，當(dāng)系統(tǒng)的固有頻率移動(dòng)至激振頻率的后端，振動(dòng)篩在啟停階段不會(huì)經(jīng)過(guò)其固有頻率，將極大改善其啟停時(shí)出現(xiàn)劇烈抖動(dòng)的不良情況。

圓振動(dòng)篩的轉(zhuǎn)速是根據(jù)其運(yùn)動(dòng)學(xué)參數(shù)計(jì)算得出的范圍值，故不易進(jìn)行調(diào)整[4]，可選范圍在780～980 r/min(即13～16.3 Hz)。若要使系統(tǒng)固有頻率接近工作頻率，則需要極大地提高彈性支撐的剛度。普通圓振動(dòng)篩多采用螺旋彈簧組建彈性支撐，該類彈簧的拉伸剛度偏低，若通過(guò)大幅增加彈簧的數(shù)量來(lái)使彈性元件的剛度滿足要求，必然也會(huì)極大增加彈性支撐的質(zhì)量與體積。橡膠彈簧也常用于圓振動(dòng)篩彈簧設(shè)計(jì)，其特點(diǎn)是剛度大、阻尼大[5]。雖然橡膠彈簧的剛度滿足要求，但它的高阻尼特性會(huì)導(dǎo)致系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)放大系數(shù)大幅衰減。因此本次設(shè)計(jì)不選用上述兩類彈簧。

碟形彈簧具有單片剛度大、體積小的特點(diǎn)，且其剛度在一定范圍內(nèi)線性較好，往往通過(guò)多片組合起來(lái)使用。碟簧與碟簧之間可采用對(duì)合、疊加兩種組合方式(圖1)。對(duì)合組合時(shí)，碟簧組的剛度與簧片數(shù)量成反比；疊加組合時(shí)，碟簧組的剛度與簧片數(shù)量成正比。通過(guò)調(diào)整組合的厚度和片數(shù)及組合方式，就可以靈活調(diào)整碟簧組的剛度。雖然單片碟簧能承受的形變量很小，但是選取多片組合后即可產(chǎn)生滿足要求的形變量。此外，若想使圓振動(dòng)篩在阻尼區(qū)工作時(shí)的運(yùn)動(dòng)軌跡為圓或者橢圓，系統(tǒng)沿豎直方向的剛度和沿水平方向的剛度需盡量接近，螺旋彈簧和橡膠彈簧均難以滿足這一點(diǎn)。而碟形彈簧組可以通過(guò)彈簧安裝導(dǎo)桿來(lái)對(duì)橫向剛度進(jìn)行修正，使其接近縱向剛度。

2 高剛度彈性支撐設(shè)計(jì)

通過(guò)查閱國(guó)標(biāo)并經(jīng)實(shí)驗(yàn)測(cè)試，得到由7片外徑為125 mm的A系列碟簧，組合后剛度約為6938.7 N/mm，每個(gè)彈性支撐組的剛度約為13 877.4 N/mm。根據(jù)2YK2470圓振動(dòng)篩的基本參數(shù)，可由無(wú)阻尼固有頻率計(jì)算公式得出固有頻率約為14.7 Hz。查閱碟形彈簧國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)可知，該系列碟簧單片的可恢復(fù)形變量(極限形變量的75%)為1.95 mm，即選取14片組合時(shí)，可承受27.3 mm的變形。設(shè)計(jì)出來(lái)的高剛度彈性支撐主要包含以下零件：上壓板、中夾板、緊固螺母、彈簧導(dǎo)桿座及碟形彈簧、內(nèi)卡口及外卡口(圖2)。

1- 螺母；2-上壓板；3-外卡口；4-碟形彈簧； 5-中夾板；6-內(nèi)卡口；7-彈簧導(dǎo)桿座圖 2 高剛度彈性支撐結(jié)構(gòu)

通過(guò)選擇碟形彈簧的尺寸和數(shù)量，即可靈活調(diào)整彈性支撐的拉伸剛度；再通過(guò)調(diào)節(jié)碟簧座軸上軸的直徑，即可將彈性支撐的搖擺剛度調(diào)整至與拉伸剛度接近。通過(guò)設(shè)計(jì)合適的拉伸、搖擺剛度來(lái)使系統(tǒng)的固有頻率滿足要求。

由于每片碟簧之間是離散的，需要通過(guò)上方的螺母對(duì)碟簧組進(jìn)行預(yù)緊。預(yù)緊量必須大于系統(tǒng)的目標(biāo)振幅，否則碟簧與碟簧會(huì)在工作中脫離接觸，導(dǎo)致剛度驟降。已知該振動(dòng)篩工作時(shí)振幅為5～7 mm，安全起見(jiàn)每組彈性支撐需施加10 mm預(yù)緊量。

當(dāng)兩片碟簧組合時(shí)，其接觸為線接觸。在工作過(guò)程中，碟簧之間可能出現(xiàn)小幅度的相對(duì)滑動(dòng)，時(shí)間長(zhǎng)了可能導(dǎo)致兩片碟簧之間的接觸變得不穩(wěn)定，剛度也會(huì)產(chǎn)生明顯變化。因此在每?jī)善芍g安裝內(nèi)卡口或外卡口，即可將不穩(wěn)定的線接觸轉(zhuǎn)化為穩(wěn)定的線面接觸。

一般情況下，碟簧的安裝導(dǎo)桿外徑會(huì)選取小于碟簧內(nèi)徑(5 mm以內(nèi))的值。但是設(shè)計(jì)振動(dòng)篩高剛度彈性支撐上的碟簧導(dǎo)桿時(shí)，軸徑需在強(qiáng)度滿足的條件下遠(yuǎn)小于碟簧組的內(nèi)徑，以保證其在晃動(dòng)時(shí)不會(huì)接觸到碟簧與卡口。此時(shí)，內(nèi)外卡口的裝配關(guān)系即可起到定位作用，保證碟簧組在安裝過(guò)程中不發(fā)生歪斜。在本文的設(shè)計(jì)中，外徑為125 mm的A系列碟簧內(nèi)徑為64 mm，選取的導(dǎo)桿軸徑為40 mm。

3 圓振動(dòng)篩的模態(tài)分析

通過(guò)INVENTOR，按照廠方提供的CAD圖紙建立2YK2470圓振動(dòng)篩的3D模型，將原始的彈性支撐改為高剛度彈性支撐。為方便后續(xù)處理及分析，建模時(shí)進(jìn)行了如下簡(jiǎn)化：簡(jiǎn)化螺栓連接；刪除零件的圓角和倒角；忽略篩網(wǎng)、底部擋灰板等非承載構(gòu)件及活動(dòng)件；對(duì)結(jié)構(gòu)中的碟簧、槽鋼、角鋼等標(biāo)準(zhǔn)件，直接通過(guò)該軟件生成并加載[6]。將建好的模型導(dǎo)入ANSYS Workbench中的model模塊，進(jìn)行振動(dòng)篩空載下的模態(tài)分析，觀察系統(tǒng)的固有頻率是否滿足設(shè)計(jì)要求，并確保篩箱的內(nèi)部結(jié)構(gòu)在阻尼區(qū)具有良好的穩(wěn)定性[7]。

根據(jù)圓振動(dòng)篩的實(shí)際情況設(shè)定材料參數(shù)[8]。對(duì)于碟簧采用60Si2MnA，取彈性模量E=2.06×10-11Pa，泊松比μ=0.3，密度為7850 kg/m3。其他的零件全部選用材料庫(kù)中的結(jié)構(gòu)鋼，取彈性模量E=2.0×10-11Pa，泊松比μ=0.3，密度為7850 kg/m3。進(jìn)行網(wǎng)格劃分得到738 484個(gè)節(jié)點(diǎn)，183 221個(gè)單元，網(wǎng)格畸形度0.52。碟形彈簧局部網(wǎng)格如圖3所示。

圖 3 碟形彈簧局部網(wǎng)格

對(duì)碟簧組進(jìn)行預(yù)緊之后，碟簧之間主要為靜摩擦，相對(duì)滑動(dòng)較小或基本沒(méi)有，因此對(duì)碟簧與卡口之間設(shè)置為線面的“rough”接觸。由于振動(dòng)篩都設(shè)有固定支座與地面固定，對(duì)4個(gè)彈簧座軸的下表面設(shè)置固定約束來(lái)模擬實(shí)際使用中的安裝條件，計(jì)算前15階模態(tài)(表1)。

表1 前15階模態(tài)分析結(jié)果 Hz

其中，第一階模態(tài)的振型為篩箱側(cè)板產(chǎn)生彎曲變形(圖4a)；

第二階模態(tài)振型即為所有四組支撐同步伸縮，篩箱整體發(fā)生沿豎直方向的位移(圖4b)；

第三階頻率的振型繞中部產(chǎn)生轉(zhuǎn)動(dòng)，同側(cè)的碟簧組運(yùn)動(dòng)方向一致，異側(cè)相反(圖4c)；

第四階頻率的振型為篩箱整體繞主軸產(chǎn)生轉(zhuǎn)動(dòng)，同側(cè)的碟簧運(yùn)動(dòng)方向相反，同端異側(cè)的碟簧運(yùn)動(dòng)方向一致(圖4d)；

第五階頻率的振型為碟簧安裝導(dǎo)桿彎曲，篩箱整體沿水平方向產(chǎn)生位移(圖4e)；

第六階模態(tài)振型為篩箱兩側(cè)側(cè)板沿對(duì)角線方向產(chǎn)生異向扭轉(zhuǎn)(圖4f)；

其余各階模態(tài)振型均為與篩箱側(cè)板產(chǎn)生不同階的彎曲，此處不再展示；

圖 4 振動(dòng)篩若干階模態(tài)振型

由于偏心塊旋轉(zhuǎn)只會(huì)產(chǎn)生沿YZ平面的激勵(lì)，故振動(dòng)篩在工作中難以激起第一階模態(tài)。第二、五階模態(tài)頻率可分別視為系統(tǒng)在YZ平面內(nèi)沿豎直、水平方向運(yùn)動(dòng)的固有頻率，而在該兩階頻率的振型中均未觀察到篩箱內(nèi)部零件產(chǎn)生巨大形變，因此認(rèn)為篩箱內(nèi)部結(jié)構(gòu)滿足強(qiáng)度要求[9]。

本次為振動(dòng)篩空載狀態(tài)下的模態(tài)分析，由于實(shí)際工作中物料的加入會(huì)導(dǎo)致系統(tǒng)的參振質(zhì)量增大，實(shí)際工作中系統(tǒng)沿豎直、水平方向的頻率可能會(huì)略微降低，即導(dǎo)致電機(jī)的激振頻率與系統(tǒng)固有頻率更接近，產(chǎn)生更大的動(dòng)態(tài)放大系數(shù)。

4 圓振動(dòng)篩的瞬態(tài)動(dòng)力學(xué)分析

根據(jù)模態(tài)分析的結(jié)果，將優(yōu)化后的振動(dòng)篩激振頻率定在13.5 Hz(即810 r/min)。為觀察振動(dòng)篩優(yōu)化后的運(yùn)動(dòng)軌跡是否仍為預(yù)期的圓或橢圓，并根據(jù)激振力與振幅來(lái)預(yù)估系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)放大系數(shù)，以便進(jìn)行樣機(jī)的偏心塊設(shè)計(jì)，需要對(duì)該模型進(jìn)行瞬態(tài)動(dòng)力學(xué)分析。此時(shí)不改變模型的網(wǎng)格、接觸關(guān)系及約束條件，直接聯(lián)立模態(tài)分析的結(jié)果進(jìn)行瞬態(tài)動(dòng)力學(xué)分析。

已知圓振動(dòng)篩在實(shí)際工作中承受的激振力為偏心塊繞軸旋轉(zhuǎn)產(chǎn)生的離心力F，可以將其分解成豎直分力Fsinθ和水平分力Fcosθ，其中θ為旋轉(zhuǎn)角。為模擬偏心塊的激震方式，沿轉(zhuǎn)軸總成的兩側(cè)表面施加載荷。在振動(dòng)篩的軸承安裝處分別沿Z方向施加載荷F=40000×sin(13.5×360×time)，沿Y方向施加載荷F=-40000×cos(13.5×360×time)(圖5)。

圖 5 振動(dòng)篩模型載荷施加位置圖

設(shè)置載荷步的時(shí)間總長(zhǎng)為5 s，時(shí)間步長(zhǎng)為0.02 s[10]。根據(jù)經(jīng)驗(yàn)，該結(jié)構(gòu)的阻尼比不會(huì)超過(guò)3%，故取2%的阻尼比進(jìn)行瞬態(tài)動(dòng)力學(xué)分析。計(jì)算完成后，從篩箱側(cè)板上任取一個(gè)節(jié)點(diǎn)作為觀測(cè)點(diǎn)，圖6中左下角六面體單元中心處一節(jié)點(diǎn)所示。探究在幅值為40 000 N的13.5 Hz激振力下，系統(tǒng)能產(chǎn)生的振幅及運(yùn)動(dòng)軌跡。

圖 6 運(yùn)動(dòng)軌跡觀測(cè)點(diǎn)

該點(diǎn)沿Y、Z方向的形變分別如圖7a、7b所示。圖中，0～5 s內(nèi)該點(diǎn)振幅逐漸降低并趨于穩(wěn)定，說(shuō)明系統(tǒng)自由振動(dòng)的能量被逐漸消耗殆盡，最終振幅將近似標(biāo)準(zhǔn)諧波。以最后1 s內(nèi)7b、7a每個(gè)時(shí)間節(jié)點(diǎn)的數(shù)據(jù)作為X、Y坐標(biāo)，繪制運(yùn)動(dòng)軌跡圖如7c所示，根據(jù)運(yùn)動(dòng)軌跡可以得出振動(dòng)篩沿豎直方向和水平方向的振幅分別為6 mm和2 mm。

(a) 沿Y方向的形變

(b) 沿Z方向的形變

(c)運(yùn)動(dòng)軌跡/mm圖 7 觀測(cè)點(diǎn)振幅及運(yùn)動(dòng)軌跡

從圖7c可以看出，雖然運(yùn)動(dòng)軌跡存在波動(dòng)，但基本為橢圓。此波動(dòng)主要與選擇的時(shí)間步長(zhǎng)和時(shí)間總長(zhǎng)有關(guān)。如果進(jìn)一步縮小計(jì)算條件中的時(shí)間步長(zhǎng)并延長(zhǎng)時(shí)間總長(zhǎng)，可觀察到波動(dòng)情況消失。此外，由于圓振動(dòng)篩篩分過(guò)程中沿豎直方向的振幅決定了篩分的效率，起關(guān)鍵作用，沿水平方向的振幅決定了物料的前進(jìn)速度，故只要對(duì)篩面傾角進(jìn)行調(diào)整以補(bǔ)償物料的前進(jìn)速度，橢圓形的運(yùn)動(dòng)軌跡亦可滿足工作要求。

根據(jù)該振動(dòng)篩的原始偏心塊圖紙，可以得到單塊偏心塊的質(zhì)量與偏心距之積約為5.97 kg·m。實(shí)際工作中安裝4塊，即13.5 Hz下初始系統(tǒng)的激振力約為171815 N，根據(jù)仿真結(jié)果，40000 N的激振力即可產(chǎn)生滿足工作需要的縱向振幅，僅為原激振力的23%。由于軸承所受動(dòng)載荷主要為激振力帶來(lái)的徑向載荷，軸承的理論計(jì)算壽命

式中：C90表示90百萬(wàn)轉(zhuǎn)時(shí)的基本額定徑向動(dòng)載荷；P表示徑向當(dāng)量動(dòng)載荷；n表示轉(zhuǎn)速。當(dāng)動(dòng)載荷下降至原來(lái)的23%時(shí)，軸承的理論計(jì)算壽命可以提升100倍。

5 樣機(jī)模態(tài)測(cè)試

根據(jù)設(shè)計(jì)方案生產(chǎn)了安裝有高剛度彈性支撐的振動(dòng)篩樣機(jī)(圖8)。為進(jìn)一步探尋此時(shí)振動(dòng)篩的動(dòng)態(tài)特性，對(duì)樣機(jī)進(jìn)行了模態(tài)測(cè)試和振幅測(cè)試。

圖 8 改良后的振動(dòng)篩樣機(jī)

由于樣機(jī)體積巨大，本次實(shí)驗(yàn)采用錘擊法對(duì)樣機(jī)進(jìn)行模態(tài)測(cè)試。首先在LMS系統(tǒng)中按振動(dòng)篩建立了模型，186個(gè)測(cè)點(diǎn)如圖9所示。

圖 9 LMS測(cè)試模型

測(cè)試過(guò)程中使用大力錘在振動(dòng)篩內(nèi)部的橫梁中點(diǎn)處進(jìn)行激勵(lì)，通過(guò)4枚三向加速度傳感器，依次貼在振動(dòng)篩表面的各個(gè)測(cè)點(diǎn)進(jìn)行測(cè)試。由于主要關(guān)注沿豎直方向上的模態(tài)頻率，激勵(lì)方向豎直向下，多次錘擊并收集信號(hào)，由LMS數(shù)采系統(tǒng)整理后通過(guò)PolyMAX的方法對(duì)結(jié)果進(jìn)行分析并輸出測(cè)試結(jié)果。帶寬設(shè)置在128 Hz，主要觀察0～64 Hz之間的模態(tài)頻率。該頻段的頻響曲線如圖10所示。

圖10 振動(dòng)篩樣機(jī)頻響曲線

從圖10中可以看出，在0～64 Hz頻段，有10個(gè)極點(diǎn)的頻率、阻尼、向量在公差范圍內(nèi)都很穩(wěn)定，選取這10個(gè)點(diǎn)作為測(cè)試出來(lái)的前10階固有頻率(表2)。

表2 前10階模態(tài)頻率測(cè)試結(jié)果 Hz

觀察PolyMAX模擬出的各階模態(tài)的振型，可以看出第一階測(cè)試頻率13.775 Hz的振型與第一階仿真頻率14.346 Hz振型一致，兩者相差4.1%；第二階測(cè)試頻率13.785 Hz的振型與第二階仿真模態(tài)14.791 Hz振型一致，兩者相差6.5%；第三階測(cè)試頻率18.185 Hz的振型與第四階仿真頻率19.868 Hz振型一致，兩者相差9.2%；第四階18.329 Hz的振型與第三階仿真頻率19.677 Hz振型一致，兩者相差7.35%；第六階測(cè)試頻率26.011 Hz的振型與第七階仿真頻率29.63 Hz的振型一致，兩者相差14%；第五、七、八、九、十階的振型均為篩箱側(cè)板的高階彎曲變形，由于這些振型不是主要關(guān)注的，不再進(jìn)行一一比較。

綜合來(lái)看，除了第五階仿真頻率23.595 Hz，碟簧導(dǎo)桿產(chǎn)生彎曲，篩箱整體產(chǎn)生水平方向位移這一階模態(tài)振型在測(cè)試中沒(méi)有觀察到(這是由于激勵(lì)方向是豎直向下，無(wú)法激起沿水平方向上的模態(tài))，其他各階頻率的相差均不超過(guò)15%，吻合度總體不錯(cuò)。

6 樣機(jī)振幅測(cè)試

根據(jù)瞬態(tài)動(dòng)力學(xué)仿真的結(jié)果，設(shè)計(jì)了在13.5 Hz頻率下激振力約為40 000 N的偏心塊，然后利用激光位移傳感器對(duì)樣機(jī)空載工作中產(chǎn)生的振幅進(jìn)行測(cè)試(圖11)。

圖11 振幅測(cè)試現(xiàn)場(chǎng)

設(shè)定電機(jī)的轉(zhuǎn)速為810 r/min，工作中可觀察到篩板上的點(diǎn)能產(chǎn)生明顯的橢圓形運(yùn)動(dòng)軌跡，與瞬態(tài)動(dòng)力學(xué)分析結(jié)果一致。如圖11所示，振幅測(cè)試點(diǎn)選在前部彈性支撐處，兩臺(tái)傳感器分別觀測(cè)豎直和水平方向的振幅，截取穩(wěn)定部分的一段測(cè)試結(jié)果進(jìn)行觀察，結(jié)果如圖12、圖13所示。

從圖12以及圖13中可以看出，沿豎直方向的振幅約為8.3 mm，沿水平方向的振幅約為3.1 mm。由于實(shí)際的模態(tài)頻率更接近工作頻率，系統(tǒng)實(shí)際的阻尼小于仿真的設(shè)定值等可能原因，導(dǎo)致兩個(gè)方向上的實(shí)測(cè)振幅大于仿真預(yù)估值，即此樣機(jī)的振幅完全滿足工作需要，甚至可以適當(dāng)繼續(xù)降低激振力。

圖12 振動(dòng)篩樣機(jī)沿豎直方向振幅曲線

圖13 振動(dòng)篩樣機(jī)沿水平方向振幅曲線

7 結(jié)論

通過(guò)對(duì)優(yōu)化后的振動(dòng)篩模型進(jìn)行模態(tài)分析，確定了在工作頻率下篩箱內(nèi)部結(jié)構(gòu)的穩(wěn)定性，并通過(guò)對(duì)同一模型的瞬態(tài)動(dòng)力學(xué)分析，確定了振動(dòng)篩的運(yùn)動(dòng)軌跡仍為橢圓，得到了利用阻尼區(qū)的高額放大動(dòng)態(tài)系數(shù)，即只需要40 000 N(約為原激振力的23%)的激振力即可產(chǎn)生滿足要求振幅的結(jié)論，驗(yàn)證了該優(yōu)化方向的可行性。通過(guò)對(duì)樣機(jī)的模態(tài)測(cè)試及振幅測(cè)試，證明了仿真結(jié)果的準(zhǔn)確性，為后續(xù)的進(jìn)一步優(yōu)化以及考慮不同大小不同質(zhì)量的圓振動(dòng)篩的系統(tǒng)性設(shè)計(jì)提供了參考依據(jù)。