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筛分机的减噪和隔振问题至今仍是困扰工程技术人员的难题之一。噪声对人体的健康危害极大，据报道，当噪声达到110 dB，听力损害率高达55%。机械振动对建筑结构的损伤和破坏也极其严重，楼板碎裂、梁柱破坏的现象时有所见。MK-Ⅱ型琴弦式筛分机是从国外引进的一种偏转型半振动筛，它具有中等的振动强度和抛掷指数。这种筛具有如下优点：结构紧凑、造型简单；处理物料能力强、效率高，2m2的筛面的处理能力达100～300 th；平衡性好，基础承受动载荷��；振幅稳定，噪音低。为满足现场使用和维修该类筛分机的需要，也希望通过分析借鉴，开发低噪声的新机型，笔者对MK-Ⅱ型筛分机进行了理论有限元分析和试验研究。
筛分机的结构简图如图所示。筛箱4靠螺旋弹簧1和2支承，两块侧板的中部安装了一对轴承，曲轴的偏心轴颈10被紧配在该轴承的内圈，偏心距为e。曲轴的主轴颈9通过轴承安装在轴承座7上。电动机带动皮带轮13转动，偏心轴颈驱使筛箱运动。为平衡筛箱运动的惯性力，在飞轮8上装有配重11。确定支承弹簧的载荷是振动筛设计的重要问题之一，对此笔者先作静力学分析。筛箱力学模型如图所示。图中，A0G和B0H分别表示支承弹簧1和2不受力、自由伸长时的位置，细实线绘制的矩形框Ⅰ表示的就是该弹簧具有自由长度a时筛箱的位置，而粗实线绘制的矩形框Ⅱ则表示静平衡状态下筛箱所处的位置。筛箱受到重力W、偏心轴q的约束力Fxj，Fyj和弹簧支反力F1j，F2j的作用。弹簧1和2的刚度虽相同，但它们的轴线到筛箱质心q的距离不同，因而，在重力作用下，两弹簧的上端点分别从A0和B0点移到A和B点。筛箱底面与支承面GH不再保持平行，其夹角为θ0。过主轴承的中心o点作坐标轴x与支承面平行，y轴与之垂直，建立平衡方程。由于问题的超静定性质，需要分析变形。设弹簧1和弹簧2的弹簧常数分别为K1和K2，当筛箱处于静平衡位置时，变形量分别为δ1j和δ2j。联立平衡方程、几何方程和物理方程求解，得出前、后弹簧静反力。
通过对该筛的实测，得到筛箱对质心的转动惯量J，并发现了该筛结构上的两个特点：
(1)偏心轴通过筛箱质心，因此，质心的运动与偏心轴中心的运动完全相同；
(2)左右2组弹簧到筛箱轴承孔的距离不同，筛箱上的各点除了随质心作半径为2.5 mm的圆运动外，还绕质心作微幅角振动。根据它的结构和受力的对称性，可知筛箱在xoy坐标面内作平面运动。由于筛箱在平面内的刚度很大，在研究其运动规律时，可将筛箱视为刚体。取质心的位移分量x，y和筛箱绕质心的转角θ为广义坐标，令静平衡位置各坐标为零，可列出筛箱的振动微分方程。筛箱振动时，已具有静挠度的弹簧将产生附加变形。相应于此附加变形，设F1f和F2f为2个支承弹簧的附加动反力，求解得。
可见，弹簧和偏心轴的附加动反力都是正弦型的交变载荷。将该筛的实际结构参数代入各式得出的计算结果表明：筛箱角振动振幅和弹簧附加动反力的数值很小，但偏心轴承动反力却很大，达到几万牛顿。把静力学公式与附加动反力公式叠加，得到总的动力反应以及弹簧全反力和偏心轴承全反力的具体数值。筛箱角振动的振幅与(K1r1-K2r2)成正比，而MK-Ⅱ型筛的这个值不大。实测得到的筛主轴转速为1 080r min(113 rad/s)，筛箱角振动固有频率为12.6rad/s，两者相差很远，因此强迫振动的振幅也不大。筛箱的动反力通过弹簧、主轴的轴承座传递到固定筛架。
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