球磨机设计说明书

1、目录一、设计任务书1. 设计目的2. 设计内容二、传动装置的总体设计及初步计算1. 球磨机的基本参数2. 总体方案确定3. 选择电动机4. 确定传动装置总传动比，分配各级传动比5. 传动装置的运动和动力参数三、传动件的设计计算及修改传动装置的运动和动力参数1. 带传动的设计计算2. 第一次修改各轴的运动和动力参数3. 开式齿轮传动的设计计算4. 验算工作转速5. 第二次修订各轴的运动和动力参数四、球磨机罐体及轴系设计1.罐体结构设计2.小齿轮轴系的设计计算3. 支撑辊及其轴系的设计计算五、设计联接螺栓 六、设计开启门七、设计总结八、参考资料一、设计任务书1. 设计目的1）总结和综合运用已经学过

2、的有关知识，分析和解决工程实际问题。2）学习机械设计的一般方法，了解和掌握常用机械零件、机械传动装置 和简单机械的设计过程。3）进行基本技能的训练，例如计算、绘制方案草图、运用设计资料、查阅机械设计手册、标准、规范以及运用经验数据进行经验估算等。2. 设计内容1）设计题目：设计供实验室使用的球磨机（如图 1所示） hum mm1. 电机2.带传动3.齿轮传动4.滚轮5球磨机筒体6.轴承电机、小带轮轴I轴：大带轮轴II 轴：大齿轮、筒体轴心2）使用要求：球磨机研磨物料 80kg； 每天工作 8 小时； 要求工作平稳（允许有轻微冲击） 。3）已知条件：周边及粉碎效率 90%； 制造方式：单件生产。

3、4）应完成的设计工作：a. 球磨机总体方案设计b. 传动件的设计及计算c. 球磨罐体设计及轴系设计d. 设计联接螺栓。e. 计算机或手工绘制工作图： 球磨机总体图 小齿轮轴系部件草图f. 编写设计说明书1、传动方案的总体设计及初步计算1. 球磨机的基本参数计算项目计算内容结果研磨介质的合理载Gi0.14 Go量G0式中:G:研磨物料（kg）,已知条件可知 G=80kg ;Go：研磨介质（钢球）的合理装载量（kg ）。GoG1/0.14 80/0.14 571.43kgG0571.43kc计算罐体体积VGoV式中:V:罐体容积（m5）Y:研磨介质（钢球）的比重，丫取4800kg/m0：研磨介质的

4、填充系数，对于干式球磨机0取。VG0/() 571.43/(0. 3 4800)计算罐体内径D30.39683mV0.39683m3VD2 L4式中:D：球磨机内径（m；L:球磨罐长度，l取（m。D0.7497mL900mmD3：4乡0.7497m计算电机有利工作VXd Q1111转速nwJrw37.20.47 54.15/minnw37.2/J0.7542.95r/minnw42.95r/min2. 总体方案确定从球磨机的基本参数计算可知，球磨机转速为min,电动机的转速一般有的范围之内，初步拟订以下四种方案进行选择（都是2级传动）表1各种传动方案论证简图优、缺点简图优、缺点电动机通过蜗轮蜗

5、杆传动带动开式齿轮。该 传动方案结构紧凑，占地面积小，但传动效 率低，价格昂贵。电动机通过V带传动装置带动一对开式齿轮。 皮带具有减震、平稳、制造简单、价格便宜 等优点，但缺点是带传动效率低，占地面积 大。简图优、缺点简图优、缺点电动机通过圆锥齿轮减速器带动一对开式齿 轮。它和图c的情况相似。选用方案b比较合适，既可以降低制造维修电动机通过圆柱减速器带动一对开式齿轮。 优点是结构紧凑、传动可靠，缺点是机械构造较复杂、制造费用高。结论：根据球磨机的工作要求并考虑经济条件, 费用，又可以得到预期的效果。3. 选择电动机计算项目计算内容结果球磨机所需功率pw0.8GKPw0.222V D nw()仝

6、(kw)V式中:V:球磨机的有效容积，V=;D:球磨机的内径，D=;G:球磨机的装载量，G=G+G=+80=K:电动机的储备系数，K恥n：粉碎效率，已知n =90%。Pw 0.222 0.397 0.75 42.96Pw 5.155kw0.8(0.651/0.3 97)(1.1/0.9)5.155kwn a= n带Xq齿轮Xn轴承=xx =（见手册P44）Fd Pw/ a 5.65kw由手册表8-5 : 电动机选用：Y132M2-6Pd 5.65kw选取电动机：Y132M2-6表2 主要性能型号电机功率（kw）冋步（满载）转速 最大转矩（N?m电机重量（kg ）(r/mi n)Y132M2-6

7、1000 (960)84表3外型尺寸（mr）i中心高外廓尺寸安装尺寸轴伸尺寸平键尺寸HL X (AC/2 )X ADAX BCX EFX G132515X (270/2) X 210216X17889 X 8010X 33图2电动机外型尺寸4. 确定总传动比，分配各级传动比计算项目计算内容计算结果总传动比分配传动比传动装置的运动和动力参数的计算A. 各轴转速：I轴转速niII 轴转速n2B. 各轴功率：I轴功率piII 轴功率P2i n d/nw 960/42.95 22.34ii带i齿轮采用b种传动方案，考虑到：（1）罐体尺 寸较大，大齿轮需做成齿轮圈和罐体连接，为留出足够的装配、连接空间，

8、i齿轮可取大一些；（2）齿轮传动的传动比较带 传动大，因此取i齿轮5，故：i带 i /i齿轮=5=ni nd/i 带 960/4.468214.8r/minn2 ni/i 齿轮 214.8/542.96r/minpi pd 带 5.65 0.965.424kwi 22.34i 带 4.468ni 2i4.8r/mi nn242.96r/mi npi 5.424kwC.各轴转矩：I轴转矩T1II 轴转矩T2p2pi齿轮轴承5.424 0.95 0.995.101kwTd 9550pd/ nd9550 5.65 96056.2N mT i T d i带 带56.2 4.468 0.96252.5N

9、 mT 2 T i i齿轮 齿轮 轴承252.5 5 0.95 0.991187.4N mp25.101kwT1252.5N mT21187.4N m5.计算传动装置的运动和动力参表4 各轴的动力参数I#2Il*轴 号传动比i效率？功率(kW)转速(r/mi n)电 机960I轴5II 轴扭矩T三、传动装置的运动和动力参数及传动件的 设计计算1.带传动设计计算计算项目（一）定 V 带型号和带轮 直径1. 工况系数2. 计算功率计算内容由教材 P262- 表11-3Pc Ka P 1.1 5.65 6.215kw计算结果3. 带型4. 小带轮直径5. 大带轮直径由教材P73-图11-7选取由图

10、11-7 及表 11-10 ，选取 d 1=140mm d2 i 带 d1 4.468 140 624.4mm（ 二 ） 验算带速（ 三 ） 确定中心距和带长1. 初定中心距和带长2. 带的基准长度3. 包角确定中心距故 i 带实 d2/d1 630/140 4.5i |i理-i实 |/i理 100%| 4.47- 4.5 | 4.47 0.67% 5%Vd1nd/(60 1000) 3.14140 960/(60 1000) 7.034m/s 5m/s由式0.7(di d2) ao 2( di d2)可得中心距 a。：即539 ao 1540初取 ao=54OmmL d0 2 a 0/2 (

11、d 1 d 2 )2540/2 (140630)5402400mm查表 11 - 7，选取 L d 2500mmaa0 ( L d L d0)/2540(2500 - 2400 ) /2590mma 调节范围为：a -00.001350LLdd即 a - 3775.52(d 2 -d1)2 /4 a02(630 -140) 2 /4取 d1=140mm取 d2=630mmV 7.034m/s5m/s选 Ld=2500mma=590mm小带轮包角180-(d2 -d1)/a57.3180-(630 -140) / 59057.31321201132120（四）V带根数1 .基本额定功率2 功率增

12、量3. 包角系数4. 带修正系数5. V带根数ZPc/(P 1P1)K KL)P1=表11-4A R=表11-5Ka =表11-2Kl=表11-7zP/(P 16.215/(1.63.746P1)KK50.12)0.861.09取z=4根（五）轴上载荷1 .带速2. V带单位长度质量v(d1n1)/(601000)7.034m/s5m/s表11-1Fa500Pc/(vz)(2.5 - K )/K2v 7.034m/s5m/sm=m2mv3.初拉力5006.215 /(7.0344)(2.5 -0.86)/0.860.106.9215 .5NFo=4.作用在轴上的力（六）带轮结构设计1. 小带轮

13、结构及其尺寸2. 大带轮结构及其尺寸FQ2 zF0sin( 1/2)(式 11-6)24215.5 sin(132 /2)1574.95N根据P78表11-8，表11-9确定带轮型号为 A型B=(z_1) x e+2 x f=63mme=15 f=90=38 bp=h amin = h fmin =Smin =6mmd a1=d 1 +2h a=d a2=d 2+2h a=Fq =da 1 =da 2=（七）张紧装置重力张紧3. 开式齿轮的设计计算计算项目 选择齿轮材料计算内容由表12-11选择齿轮材料如下：小齿轮：45，调质 HB21& 286,HBS=250 大齿轮：铸铁，ZG310- 5

14、70正火，HB16A 207 HBS=185主要结果小齿轮：45 ,调质HB217286,HBS=250大齿轮：铸铁ZG310570 ,正火HB163- 207 HBS=185确定许用应力 flim/ Sflim确定齿数强度计算确定模数md Flim1=+275 = +275=450d Flim2=+220=+220=331由（表12-11 ），安全系数取SF=所以，d F1=450/=300MPa,d F2=331/SFlim 一d F1=300MPa,d F2】 =取小齿轮齿数乙=20Z1=20则大齿轮齿数 Z2=Z1X i齿=20X 5=100考虑到螺栓扳手空间及互质，取乙=103乙=1

15、03所以，i齿实=乙/Z1=小齿轮m2kT1 Ysa2YFa2 dZF2i齿实=K=1K/=式中：K=KKKp由表12-8d 1.0小齿轮转矩所以K=12-10 :1=202=103YsalYal4360.24F13 Ysa2YFa2F2Ti=9550X Pi/n i=9550X3-960.26220.67Yfs1=YfS2=241.15 103N mm3T 241.15 10 N mm计算齿轮模数卯严2 乂dZ1F2取m=4确定齿轮的主要参 数及几何尺寸考虑到磨损，将模数增大 10%15%则m= x( 1+)= 由表12-1，取m=4考虑到齿轮的结构和安装方便，大齿轮分 度圆直径取至900m

16、m取 d2=900mm m=d/d1 =取标准模数m=10mm小齿轮分度圆直径 d1=mZ=200大齿轮分度圆直径 d2=mZ=1030大齿轮齿宽b2=0 dX d1=200小齿轮齿宽b1=b2+5=205取标准模数m=10mmd1=200d2=1030b2=200b1=205两齿轮的中心距 a= (d计d2)/2=615a=615传动比发生改变A i=3%,合理4. 验算传动装置和动力参数计算项目计算内容计算结果各轴转速rn=nd/i 带=960/=n1=nd/i 带=n2=n1/i 齿=n2=ni 齿=各轴功率P1=Pd叶带=P1=P2=P1 n带n轴承=P2=各轴转矩T1=Tdi 带 n

17、 带=xx= mT仁mT2=T1i齿n齿轮n轴=xxxT2= m=m修改各轴的运动和动力参数表5修改各轴的参数轴号传动比i效率？功率(kW)转速(r/min)电 机I轴II轴960扭矩T四、球磨机罐体及轴系设计1.罐体结构设计计算项目计算内容计算结果罐体内径DD=750mmD=750mm箍厚=20mm=20mm罐体壁厚=10mm=10mm箍宽bb=20mmb=20mm罐体外径D2D2=D+2 3=770mmD2=770mm箍外径D3D3=D+2(3+ S =810mmD3=810mm罐体总长1 2L=900mmL=900mm2支撑辊的设计计算计算项目计算内容计算结果竖直方向4NcosFN F/

18、4cos其中：F为支撑总重量：F Go GiGg Gch Gk摩擦力矩4 NfR, T2cos FfR 1 /其中：f摩擦系数，f=;Go： 研磨介质重量；G0= XGi:研磨物料重量；Gg: 罐体重量；Gd:齿圈重量；Gk： 箍重量。G1=80XT2：旋转罐体的扭矩。=784N查表手册8-1有7.8g/cm取罐体壁厚10mm有：罐体外径D外 750 2 10770mm则：n / 2 2Gg 一（ D外-D ） Lgn 22 - D 外.g442353.3NGdn【d；-（D外0.1）2 b24gn22-（D外 0.1）2 D外.L. .g44140.3Nnz22、G k （ D 箍-D 外）

19、箍.g24151.7N则F Go G1 Gg Gd Gk56262 784 23533 41403 151.7 130555NcosFfR1 /T1130555 0.15 (770 2 20) 1031176 0.67447.64813055.5N4842.4N4 0.674F 13055.5N48N 4842.4N3.支撑辊轴的设计计算计算项目计算内容计算结果固定心轴的选取辊轮轴为固定心轴，垂直平面 内受力平衡：一 N L 4842.50.62 2 2 2 72.6N轴径设计为长60mm材料为45号钢，调制处理查表得：b 600MPa轴承的强度校核（按一天工 作8小时，一年工作 250天）M

20、j72.6d 4，36V0.1 1b屮 0.1 200 100.0154m 15.4mm由教材P226表16-6有静循环轴的许用弯曲应力：1b 200MPa考虑到安装结构的问题，取d 30mm查手册12-4 ,选用6306型号，材料Cr，双支点单向固定，C=27kN3P fp FrN1.1 2663.4 N2R1ng n2R240541.42 335.5r/min50Lh 型（-）60n P106（ 27 1 03）60 335.5（ 2663.4）5173.4 h 25.8 年1b 200MPa d 30mm选6306型轴承3fp 1.1P 2663.4 N ng 335.5r/minLh

21、25.8年五小齿轮轴系的设计计算计算项目计算内容计算结果小齿轮轴受力分析见上图轴上作用力n213.3Nn213.3N转速转矩T1242.8N mT1242.8N m齿轮切向力2TFt 2428NFt 2428Ndi齿轮径向力Fr F tan nFr 883.7 N2428 tan20 883.7 N带轮径向力Fq 1574.95NFq 1574.95N选45号钢，调制处理，强度极限b 600MPab 600MPa最小轴径d0 A盘1 5.4120 335.24mm 213.3由表16-5有A=135120，最小轴径段有弯矩和扭矩的作用，取较大值既120.考虑到键的削弱，轴径增大 5%轴的结构设

22、计A. 轴承的型号选择B. 具体参数d035.24 （1 0.05）36.9937C.轴径的确定D.轴段长度的确定E.计算支反力F.轴的强度校核选6308 （教材上册表 2-22）d=40mmD=90mmB=23mmd! 40mmd2 44mmd3 40mmd4 37mmd5 44mmd6 38mm11 25mm12 203mm13 40mm14 72mm15 12mm16 10mmFAy FBy Ft 1214N2对A点取矩有刀M=0Fr 0.129 Fq（0.129 2 0.0585）-Fbz 0.129 20有 Fbz 2373.9N由力平衡有：faz Fr Fq - Fbz84.75N

23、危险截面验算，由剪力弯矩图（A3 复印图纸上）可以看出，危险截面 在c点（合成弯矩最大），D点（轴 径最小）。对C点：d0 37mm选 6308d=40mmD=90mmB=23mm d1 40mm d2 44mm d3 40mmd4 37mmd5 44mmd6 38mmd1 40mmd2 44mmd3 40mmd4 37mmd5 44mmd6 38mmFAy FBy 1214NFbz 2373.9NF；Z 84.75N4轴的寿命计算5选择键并验算键的强度：A.选择键B.键的校核dMJ244-9 1030.1 ib 丫 0-1 55 35.45m m 安全对D点：d J MdJ188.1 103

24、0.1 1b Y 0-1 55 32.46m m 安全查表16-6有：1b 55MPa考虑到键槽，加大5%仍足够安全 因选择6308号轴承，故C=P fp Frmax1.1 2373.92611.29NLh 4 C)60n1 P106( 29.5 103)360 213.32611.29112657.12h56.3 年安装带轮处：d4 37mm l4 72mm选平键，其尺寸参数为 b=12mm，h=8mmL=56mm安装齿轮处：d2 44mm l2203mm选平键，其尺寸参数为 b=12mm，h=8mmL=180mm带轮键：32T 2 242.8 10p dkl37 4 5658.59MPa

25、p 80MPa其中k 4mm2安全P 2611.29NLh 112657 .12h56.3 年选平键b=12mm， h=8mm， L=56mm选平键：b=12mmh=8mmL=180mmp 58.59MPa 80MPa23.44MPa 100MPa32T 2 242.8 10dbl37 10 5623.44MPa lOOMPa齿轮键：2T 2 242.8 103pdkl44 4 18015.33MPa p 80MPa2T 2 242.8 103dbl44 4 1805.11MPa 100MPa满足强度要求p 15.33MPa 80MPa5.11MPa 100MPa满足强度要求五、联接螺栓的校核

26、计算项目计算内容计算结果1设计螺栓6个M8铰制孔螺栓分布于d0=8500mnl勺圆周上（1）滚轮支架上：因机器有较重的罐体做旋转动功，所以用铰 制孔螺栓连接，一共 6个，3对，M8分布于 d0=8500mm的圆周上F=Gtan 0/ (4X4) = (2 XX1000 ) /16F=查表可知(T s=185235MPa（T b=370500MPa查表 9-6 得T = （T s/Ss=80MPat p= t s/S p=320MPa（2）滚椅上的螺 栓ds4906 .3 803.8mm选用螺栓M8X80F=d4268 .6806.8mmds 斗/ t p S =（取S =10mmdsF/ t p S = mm （取