通过对振动给料机进行模态分析和谐响应分析，发现此结构振动给料机第7阶模态频率为20.579 Hz
,接近给料机的激振频率16.67 Hz，有发生共振的危险，故在多次仿真分析的基础上，对振动给料机做了以下改进（见图5）：
（1）去掉料槽中部的2根箱形梁，在料槽前后横跨料槽焊接2块钢板，钢板下用角钢支撑，以增加料槽整体度；
（2）底板下沿出料口方向焊接3块角钢，用以增加底板刚度，减轻其自振优化后的料槽模态频率如表2所列由于刚体的振动对给料机强度没有直接影响，所以只给出了给料机7一10阶固
优化后的第7阶固有频率为25.591
Hz，远离了激振频率，避免了共振，达到了预期的效果图7一10给出了优化后的料槽动应力分析结果实在由实部应力分布和变形云图（见图7,（））可知，部应力**值出现在电动机底板处，为9.79
MPa,电动机底板中间处出现变形的**值，为0.08 mm由虚部应力分布和变形云图（见图8 ,10）可知，虚部应力**值出现在横梁与底板连接处，为11.9
MPa。
在出料端处出现变形的**值，为2.6 mm通过对优化前后实部和虚部的节点应力幅值排序可知，优化前节点5 112，实部应力为1.72
MPa,虚部应力为18.1 MPa，其实际应力为二=价。722 +18.12=18.2 MPa，为优化前给料机的**应力。优化后节点5
798（无料侧横梁与底板连接处，见图8），实部应力为0.35 MPa,虚部应力为11.904MPa，其实际应力为二召0.352
+11.904-=11.905MPa，为优化后给料机的**应力。可见优化后给料机应力值降低达34 %。
由以上汁算可知，给料槽**应力二，n}x = 11.905MPa，而给料槽材料为Q235，其力学性能为：强度极限二。=375
MPa，二_，=028二。=105 MPa。当可靠度为（}（}%时，可靠性系数}} R=0.814，安全系数h=2.1，工作安全系数12p
，因此给料槽所用材料的力学性能满足疲劳强度条件。
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资讯来源：
改造设计振动给料机的料槽结构
