球磨机设计说明书最终版

1、北科大目录一 、 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172 .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 、

2、设计任务书1 .设计目的1) 总结和综合运用已经学过的有关知识， 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 )。6.轴承筒体轴心.电机 2.带传动 3.齿轮传动4.滚轮5.球磨机筒体、 小带轮轴I 轴 ： 大带轮轴II 轴 ： 大齿轮 、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（

3、 允许有轻微冲击）。已知条件 ：周边及粉碎效率90%；制造方式 ： 单件生产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、 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1.1 研磨介质的合理载量G01.2 计算罐体体积V1.3 计算罐体内径DG10.14G0式 中 ： G1 ： 研磨物 料 （ kg ） ， 已知条 件 可知G1=80kg ；G0： 研 磨 介 质 （ 钢 球 ） 的 合 理 装 载 量 （ kg）

4、。G0 G1/0.14 80/0.14 571.43kgG0 V式中 ： V： 罐体容积（ m 3）： 研 磨 介 质 （ 钢 球 ） 的 比 重 ， 取 4800kg/m 3： 研磨介质的填充系数， 对于干式球磨机 取 0.3。V G0/（） 571.43/（0. 3 4800）30.39683m 32VD2 L4 式中 ： D： 球磨机内径（ m）；L： 球磨罐长度， L取 1.2D（ m）。G0 571.43kgV 0.39683m 31.4 计算电机有利工作转速nwD 3 4V1.20.7497mnw 37.2/0.47 54.15r/minnw 37.2/ 0.75 42.95r/m

5、inD 0.7497mL 900mmnw 42.95r/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42.95r/min, 电动机的转速一般有1500r/min 、 1000r/min 、 750r/min 三种 ， 由此可算出本设计的传动比i=23.28, 在 15到 30 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 、

6、制造简单、 价格便宜等优点， 但缺点是带传动效率低， 占地轮 。 它和图 c 的情况相似。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， 选用方案b 比较合适， 既可以降低制造维修费用 ， 又可以得到预期的效果3. 选择电动机计算项目3.1 球磨机所需功率pw计算内容0.8Pw 0.222V D nw (G ) K (kw) V式中 ： V： 球磨机的有效容积， V=0.397m 3结果D:球磨机的内径， D=0.75m ；G： 球 磨 机 的 装 载 量Pw 0.222 0.397 0.7

7、5 42.96 0.8(0.651/0.3 97)(1.1/0.9)5.155kwG=G 1+G 0=571.43+80=651.43kg=0.651tK： 电动机的储备系数， K 取 1.1 ；： 粉碎效率， 已知 =90% 。a= 带 × 齿轮 × 轴承 =0.95 × 0.96 × 0.99=0.90288Pw5.155kw见 手册 P44)Pd 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）同步（满载） 转最大转矩（ N?电机

8、重量速 (r/min)m）（ kg ）Y132M2-65.51000( 960)107.9284表3外型尺寸（ mm ）外廓尺寸安装尺寸轴伸尺寸平键尺寸HL× (AC/2 )× ADA× BC× EF× G132515 × (270/2) × 210216 × 17889× 8010×33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4.1 总传动比i nd/nw 960/42.95 22.34i 22.34i i带 i 齿轮4.2 分配传动比采用b 种传动方

9、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，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 =22.34/5=4.468i带 4.4684.3 传动装置的运动和动力参数的计算A.各轴转速：I 轴转速n1II 轴转速n2B.各轴功率：I轴功率p1II 轴功率p2C.各轴转矩：I轴转矩T1II 轴转矩T2n1 nd/i带 960 / 4.468214.8r/minn2 n1/i齿轮214.8/542.96r/minp1 pd 带 5.65 0.965.424kwp2 p1 齿轮

10、轴承5.424 0.95 0.99 5.101kwTd 9550pd/nd9550 5.65 960 56.2N mT1 Td i 带 带56.2 4.468 0.96 252.5N mT2 T 1 i 齿轮齿轮轴承252.5 5 0.95 0.99 1187.4N mn1 214.8r/minn2 42.96r/minp1 5.424kwp2 5.101kwT1 252.5N mT2 1187.4N m5. 计算传动装置的运动和动力参 数轴号传动比i效率功率 (kW)转速 (r/min)扭矩T(N.m)电机4.4680.965.6596056.2I轴5.424214.8252.550.94I

11、I轴5.10142.961187.40.99表 4 各轴的动力参数、 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计算内容（ 一 ） 定 V 带型号和带轮直径1 .工况系数由教材 P262-表 11-3Pc Ka P 1.1 5.65 6.215kw2 .计算功率计算结果Ka=1.1Pc=6.215kw由教材 P73- 图 11-7 选取3 .带型A型由图 11-7 及表 11-10 ， 选取 d1=140mmd2 i带d1 4.468 140 624.4mm4 .小带轮直径故 i d /d 630/140 4.5带实215 .大带轮直径i |i理 -i实 |/i理 1

12、00%|4.47-4.5| 4.47 0.67% 5%Vd1nd/(60 1000)3.14140 960/(60 1000) 7.034m/s 5m/s取 d1=140mm由式0.(7d1d2)a0(2d1d2)可得中心距a0：即539 a0 1540 初取a0=540mm取 d2=630mmV 7.034m/s5m/s北科大P1=1.65kw19（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2L d0 2 a 0/2 (d 1 d 2 ) (d 2 - d 1 ) /4 a 022 540/2 (140630)(630 -140) 2/45402400m

13、m查表 11 - 7，选取L d 2500mmaa0 ( L dL d0 )/2540(2500590mma 调节范围为：即a-3775.5- 2400 ) /20.030Ld a -0.015 Ld3.包角3.1 确定中心距1180 - (d 2 - d1)/a57.3121选Ld=2500mm180 -( 630 - 140) / 59057.3132120ZPc/(P 1P1)K KL)表 11-4表11-5a=590mm表 11-2表 11-7zPc/(P 1 P1)KKL6.215/(1.6 50.12)0.861.093.7463.2 小带轮包角v ( d1 n1)/(601000

14、)7.034m/s 5m/s表 11-11 132120北科大（四 ）V 带根数1 基本额定功率2 功率增量3 包角系数4 带修正系数5 V带根数 P1=0.12kwK =0.86KL=1.09取 z=4 根F0500Pc/(vz)(2.5 - K )/K mv5006.215 /(7.0344)2(2.5 - 0.86)/0.860.106.92215 .5NFQ2 zF0sin( 1/2) (式 11 - 6)24 215.5sin(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) × e+2 × f=63mme=1

15、5 ± 0.3f=9 =38 °b p=11.0mmh amin =2.75mmh fmin =8.7mm46min=6mmd a1=d 1 +2h a=145.5mmv 7.034m/s5m/sm=0.10kg/m（五 ）轴上载荷1 带速2 V带单位长度质量3 初拉力d a2=d 2+2h a=635.5mmF0=215.5NFQ=1574.95N重力张紧4 作用在轴上的力（ 六 ） 带轮结构设计1. 小带轮结构及其尺寸da 1=145.5mmda 2=635.5mm2.大带轮结构及其尺寸（七 ） 张紧装置3. 开式齿轮的设计计算计算项目计算内容主要结果3.1 选择齿轮材

16、料12-11选择齿轮材料如下：小 齿轮 ： 45 ， 调质小 齿 轮 ：45调 质 HB217HB217286,HBS=250286,HBS=250大齿轮：铸铁，ZG310 570 正 火 ，大齿轮：铸铁3.2 确定许用应力3.3 确定齿数HB163 207 HBS=185ZG310 570 ， 正火HB163HBS=185207 flim/ SflimFlim1 =0.7HBS+2750.7x250+275=450Flim2=0.6HBS+220=0.6x185+220=331SFlim=1.5（ 表 12-11 ）， 安全系数取SF=1.5所以 ， F1=450/1.5=300MPa, F

17、2=331/1.5=220.67MPa取小齿轮齿数Z1=20则大齿轮齿数Z2=Z1×i 齿 =20 × 5=100考虑到螺栓扳手空间及互质取 Z2=103 F1=300MPa, F2=220.67MPaZ1=20Z2=103i 齿实 =5.153.4 强度计算确定模所以 ， i 齿实=Z2/Z1=5.15数m小齿轮m 3 2kT1 Ysa2YFa2dZ12 F2式中 ： K=KAKVK由表 12-8KA=1Kv=1.2d 1.0K 1.05所以 K=1.5112-10 ：Z1=20Ysa1YFa13 F1 3 3004.360.24Ysa2YFa23 3.96F2 220.

18、670.26Z2=103YFS1=4.36Yfs2=3.98T1=9550 × P1/n 1=9550 × 5.424/214.83.5 小齿轮转矩3241.15 103N mmT1 241. 15 103 N mm2kT1 Ysa2YFa23dZ12 F22.98取 m=43.6 计算齿轮模数考虑到磨损， 将模数增大10%15% ， 则m=2.98 ×（ 1+0.15 ） =3.43mm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900mm取 d 2=900mm ， m=d 2/d 1=8.74取标准模数m=10mm小齿轮分度

19、圆直径d1=mZ 1=200大齿轮分度圆直径d2=mZ 2=1030取标准模数m=10mm大齿轮齿宽b2=d×d1=200d1=2003.7 确定齿轮的主要小齿轮齿宽b1=b 2+5=205d2=1030参数及几何尺寸两齿轮的中心距a= （ d1+d 2） /2=615b2=200传动比发生改变 i=3% ， 合理b1=205a=6154.验算传动装置和动力参数计算项目计算内容计算结果4.1 各轴转速n1=nd/i 带 =960/4.5=213.3n 1=n d/i 带 =213.3n2=n 1/i 齿 =213.3/5.15=41.42n 2=n 1 /i 齿 =41.424.2

20、各轴功率P1=Pd 带 =5.424kwP1=5.424kw4.3 各轴转矩P2=P 1 带 轴承 =5.10kwT1=Tdi带带=56.2×4.5×0.96=242.8N ·mT2=T1i齿齿轮轴=242.8×5.15×0.95×0.99=1175.9N ·mP2=5.10kwT1=242.8N ·mT2=1175.9N ·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)扭矩 T(N. m)电 机5.150.965.6596056.2I轴5.52213

21、.3242.84.50.94II轴5.1041.21175.90.99、 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1.1 罐体内径DD=750mmD=750mm1.2 箍厚 =20mm =20mm1.3 罐体壁厚=10mm=10mm1.4 箍宽bb=20mmb=20mm1.5 罐体外径D2D2=D+2 =770mmD2=770mm1.6 箍外径D3D3=D+2 （ + ） =810mmD3=810mm1.7 罐体总长l2L=900mmL=900mm2 . 支撑辊的设计计算计算项目计算内容计算结果2.1 竖直方向4Ncos FN F/4cos其中 ：F为支撑总重量：F G

22、0 G1 Gg G ch G k4NfR1 T2cos FfR1 /T12.2 摩擦力矩其中 ：f 摩擦系数， f=0.15;G0：研磨介质重量；G1：研磨物料重量;Gg： 罐体重量;Gd： 齿圈重量；Gk：箍重量。T2： 旋转罐体的扭矩。查表 手册 8-1 有7.8g/cm3取罐体壁厚10mm 有 ：罐体外径D外750 2 10 770mm则：Gg （ D外2 -D2） L g 2 D外2 . . .g 442353.3N22Gdd22 - （D 外0.1） 2 b2g422（D 外0.1）2 D外2 .L. .g 4140.3N4GK （ D箍2 -D外2）箍 . .g 24151.7N则

23、G0=571.43 ×9.8=5626.2NG1=80 ×9.8=784NF G0 G1 Gg Gd Gk5626.2 784 2353.3 4140.3 151.7 13055.5NcosFfR1 /T1 13055.5 0.15 (770 2 20) 10 31176 0.67447.64813055.5N.4842.4N4 0.67413055.5N48计算项目计算内容计算结果3.1 固定心轴的选取辊轮轴为固定心轴， 垂直平面内受力平衡：N L4842.5 0.6M222272.6N轴径设计为长60mm ， 材料为 45 号钢 ， 调制处理查表得： b 600MPaM

24、72.6d4360.1 1b0.1 200 100.0154m 15.4mm由教材P226 表16-6 有静循3. 支撑辊轴的设计计算3.2 轴承的强度校核（ 按一天工作8 小时 ， 一年工作250天）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=27kN ，3P fp FrN1.12663.4N2R1ng n2R240541.42335.5r/min50Lh106（ C）h 60n P10627 103 3（）60 335.5 2663.45173.4h 25.8年 1b 200

25、MPad 30mm选 6306 型轴承3fp 1.1P 2663.4Nng 335.5r/minL h 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轴上作用力转速转矩见上图n1213.3NT1 242.8N m2TFt2428Nd1n1 213.3NT1242.8N mFt 2428N齿轮切向力齿轮径向力带轮径向力最小轴径Fr Ft tan n 2428 tan20 883.7NFQ 1574.95N选 45 号钢 ， 调制处理， 强度极限b 600MPad0 A 3 P10n1120 3 5.435.24mm213.3由表16-5 有 A=135120 ， 最小

26、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%d0 35.24 （ 1 0.05）36.99 37选 6308 （ 教材 上册表2-22 ）d=40mmD=90mmB=23mmd1 40mmd2 44mmd3 40mmd4 37mmd5 44mmd6 38mmFr 883.7NFQ 1574.95Nb 600MPad037mm选 6308d=40mmD=90mm轴的结构设计l 1 25mmB=23mml 2 203mmA. 轴承的型号选择l3 40mmd1 40mml4 72mmd2 44mmB.具体参数l5 12mmd3 40mml 6 10mmd4 37mmF

27、td5 44mmFAy FBy1214Nd6 38mm对 A 点取矩有M=0d1 40mmC.轴径的确定d2 44mmFr 0.129 FQd3 40mm（0.129 2 0.0585) -d4 37mmFBZ 0.129 2 0d5 44mm有 FBZ 2373.9Nd6 38mm由力平衡有：FAy FBy 1214NFAZFr FQ -FBZ84.75N危险截面验算，由剪力弯矩图D.轴段长度的确定（ 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 ：FBZ2373.9NM c3 244.9 103d330.1 1b0.1 5535.4

28、5mm安全FAZ 84.75N对 D 点：Md3 188.1 103d30.1 1b0.1 5532.46mm安全E.计算支反力查表16-6 有 ： 1b 55MPaF.轴的强度校核考虑到键槽， 加大5%， 仍足够安全因选择6308 号轴承， 故C=29.5kNP fp Frmax1.1 2373.9 2611.29NLh106( C)60n1 P106 ( 29.5 103) 360 213.3 2611.29112657.12h 56.3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 l2 203mm选平键

29、，其尺寸参数为b=12mm，h=8mmL=180mm带轮键：安全P 2611.29N4.轴的寿命计算5.选择键并验算键的强度：A.选择键32T 2 242.8 103pp dkl37 4 5658.59MPa 80MPa p其中32T 2 242.8 103dbl 37 10 5623.44MPa 100MPa齿轮键：32T 2 242.8 103pdkl 44 4 18015.33MPa p 80MPa32T 2 242.8 103dbl 44 4 1805.11MPa 100MPa满足强度要求Lh 112657 .12h 56.3年选平键b=12mm ， h=8mm ，L=56mm选平键：

30、b=12mmh=8mmL=180mm58.59MPa 80MPa pB.键的校核23.44MPa 100MPa15.33MPa 80MPa p5.11MPa 100MPa满足强度要求五 、 联接螺栓的校核计算项目计算内容计算结果1.设计螺栓（ 1 ） 滚轮支架上：（ 2 ） 滚椅上的螺栓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 /（ 4×4） =（ 2×242.8× 1000） /16 =906.3N查表可知 s=185235MPa ， b=370500MPa查表9-6 得 = s/SS=80MPaP= s/SP=320MPa4F4 906 .3ds3.8mm80ds F/ P =0.57