球磨機支承裝置設計任務書

㈠ 機械設計課程設計任務書

目 錄
設計計劃任務書 ﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎1
傳動方案說明﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎2
電動機的選擇﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎3
傳動裝置的運動和動力參數﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎5
傳動件的設計計算﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎6
軸的設計計算﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎8
聯軸器的選擇﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎10
滾動軸承的選擇及計算﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎13
鍵聯接的選擇及校核計算﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎14
減速器附件的選擇﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎15
潤滑與密封﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎16
設計小結﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎16
參考資料﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎17

1.擬定傳動方案
為了估計傳動裝置的總傳動比范圍，以便選擇合適的傳動機構和傳動方案，可先由已知條件計算其驅動捲筒的轉速nw,即
v=1.1m/s;D=350mm;
nw=60*1000*v/(∏*D)=60*1000*1.1/(3.14*350)
一般常選用同步轉速為1000r/min或1500r/min的電動機作為原動機，因此傳動裝置總傳動比約為17或25。
2.選擇電動機
1）電動機類型和結構形式
按工作要求和工作條件，選用一般用途的Y（IP44）系列三相非同步電動機。它為卧式封閉結構。
2）電動機容量
（1）捲筒軸的輸出功率Pw
F=2800r/min;
Pw=F*v/1000=2800*1.1/1000
(2)電動機輸出功率Pd
Pd=Pw/t
傳動裝置的總效率 t=t1*t2^2*t3*t4*t5
式中，t1,t2,…為從電動機到捲筒之間的各傳動機構和軸承的效率。由表2－4查得：
彈性聯軸器 1個
t4=0.99;
滾動軸承 2對
t2=0.99;
圓柱齒輪閉式 1對
t3=0.97;
V帶開式傳動 1幅
t1=0.95;
捲筒軸滑動軸承潤滑良好 1對
t5=0.98;
則
t=t1*t2^2*t3*t4*t5=0.95*0.99^2*0.97*0.99*0.98＝0.8762
故
Pd=Pw/t=3.08/0.8762
（3）電動機額定功率Ped
由第二十章表20－1選取電動機額定功率ped=4KW。
3）電動機的轉速
為了便於選擇電動事，先推算電動機轉速的可選范圍。由表2－1查得V帶傳動常用傳動比范圍2~4，單級圓柱齒輪傳動比范圍3~6，
可選電動機的最小轉速
Nmin=nw*6=60.0241*6=360.1449r/min
可選電動機的最大轉速
Nmin=nw*24=60.0241*24=1440.6 r/min
同步轉速為960r/min
選定電動機型號為Y132M1－6。
4）電動機的技術數據和外形、安裝尺寸
由表20－1、表20－2查出Y132M1－6型電動機的方根技術數據和
外形、安裝尺寸，並列表刻錄備用。

電機型號 額定功率 同步轉速 滿載轉速 電機質量 軸徑mm
Y132M1-6 4Kw 1000 960 73 28

大齒輪數比小齒輪數=101/19=5.3158
3．計算傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比
1）傳動裝置總傳動比
nm=960r/min;
i=nm/nw=960/60.0241=15.9936
2）分配各級傳動比
取V帶傳動比為
i1=3;
則單級圓柱齒輪減速器比為
i2=i/i1=15.9936/3=5.3312
所得i2值符合一般圓柱齒輪和單級圓柱齒輪減速器傳動比的常用范圍。
4．計算傳動裝置的運動和動力參數
1）各軸轉速
電動機軸為0軸，減速器高速軸為Ⅰ軸，低速軸為Ⅱ軸，各軸轉速為
n0=nm;
n1=n0/i1=60.0241/3=320r/min
n2=n1/i2=320/5.3312=60.0241r/min

2）各軸輸入功率
按機器的輸出功率Pd計算各軸輸入功率，即
P0=Ped=4kw
軸I 的功率
P1=P0*t1=4*0.95=3.8kw
軸II功率
P2=P1*t2*t3=3.8*0.99*0.97=3.6491kw
3）各軸轉矩
T0=9550*P0/n0=9550*4/960=39.7917 Nm
T1=9550*P1/n1=9550*3.8/320=113.4063 Nm
T2=9550*P2/n2=9550*3.6491/60.0241=580.5878 Nm
二、設計帶輪
1、計算功率
P=Ped=4Kw
一班制，工作8小時，載荷平穩，原動機為籠型交流電動機
查課本表8－10，得KA=1.1;
計算功率
Pc=KA*P=1.1*4＝4.4kw
2選擇普通V帶型號
n0 =960r/min
根據Pc=4.4Kw，n0=960r/min,由圖13-15（205頁）查得坐標點位於A型
d1=80~100
3、確定帶輪基準直徑
表8－11及推薦標准值
小輪直徑
d1=100mm;
大輪直徑
d2=d1*3.5=100*3.5=350mm
取標准件
d2=355mm;
4、驗算帶速
驗算帶速
v=∏*d1*n0/60000=3.14*100*960/60000=5.0265m/s
在5~25m/s范圍內
從動輪轉速
n22=n0*d1/d2=960*100/355=270.4225m/s
n21=n0/3.5=960/3.5=274.2857m/s
從動輪轉速誤差=(n22-n21)/n21=270.4225-274.2857/274.2857
=-0.0141
5、V帶基準長度和中心距
初定中心距
中心距的范圍
amin=0.75*(d1+d2)=0.75*(100+355)=341.2500mm
amax=0.8*(d1+d2)=0.8*(100+355)=364mm
a0=350mm;
初算帶長
Lc=2*a0+pi*(d1+d2)/2+(d2-d1)^2/4/a0
Lc = 1461.2mm
選定基準長度
表8-7,表8-8查得
Ld=1600mm;
定中心距
a0+(Ld-Lc)/2=(1600-1461.3)/2=419.4206mm
a=420mm;
amin=a-0.015*Ld=420-0.015*1600=396mm
amax=a+0.03*Ld=420+0.03*1600=468mm
6、驗算小帶輪包角
驗算包角
＝180-(d2-d1)*57.3/a=180-(355-100)*57.3/a
145.2107 >120度 故合格
7、求V帶根數Z
由式（13-15）得
查得 n1=960r/min , d1=120mm
查表13-3 P0=0.95
由式13-9得傳動比
i=d2/(d1(1+0.0141)=350/(100*(1+0.0141)=3.5
查表（13-4）得

由包角145.21度
查表13-5得Ka=0.92
KL=0.99
z=4.4/((0.95+0.05)*0.92*0.99)=3
8、作用在帶上的壓力F
查表13-1得q=0.10
故由13-17得單根V帶初拉力

三、軸
初做軸直徑：
軸I和軸II選用45#鋼 c=110
d1=110*（3.8/320）^(1/3)=25.096mm
取d1=28mm
d2=110*(3.65/60)^（1/3）=43.262mm
由於d2與聯軸器聯接，且聯軸器為標准件，由軸II扭矩，查162頁表
取YL10YLd10聯軸器
Tn=630>580.5878Nm 軸II直徑與聯軸器內孔一致
取d2=45mm
四、齒輪
1、齒輪強度
由n2=320r/min,P=3.8Kw,i=3
採用軟齒面，小齒輪40MnB調質，齒面硬度為260HBS，大齒輪用ZG35SiMn調質齒面硬度為225HBS。
因 ，
SH1=1.1， SH2=1.1
，
，
因： ， ，SF=1.3
所以

2、按齒面接觸強度設計
設齒輪按9級精度製造。取載荷系數K=1.5，齒寬系數
小齒輪上的轉矩
按 計算中心距
u=i=5.333
mm
齒數z1=19,則z2=z1*5.333=101
模數m=2a/(z1+z2)=2.0667 取模數m＝2.5
確定中心矩a=m(z1+z1)/2=150mm
齒寬b=
b1=70mm,b2=60mm
3、驗算彎曲強度
齒形系數YF1=2.57，YF2=2.18
按式（11-8）輪齒彎曲強度

4、齒輪圓周速度

按162頁表11-2應選9做精度。與初選一致。

五、軸校核：

圓周力Ft=2T/d1
徑向力Fr=Ft*tan =20度 標准壓力角
d=mz=2.5*101=252.5mm
Ft=2T/d1=2*104.79/252.5=5852.5N
Fr=5852.5*tan20=2031.9N
1、求垂直面的支承壓力Fr1,Fr2
由Fr2*L-Fr*L/2=0
得Fr2=Fr/2=1015.9N

2、求水平平面的支承力
FH1=FH2=Ft/2=2791.2N

3、畫垂直面彎矩圖
L=40/2+40/2+90＋10=140mm
Mav＝Fr2*L/2＝1015.9*140/2=71.113Nm

4、畫水平面彎矩圖
MaH=FH*L/2=2791.2*140/2=195.384Nm

5、求合成彎矩圖

6、求軸傳遞轉矩
T=Ft*d2/2=2791.2*2.5*101/2=352.389Nm

7、求危險截面的當量彎矩
從圖可見a-a截面是最危險截面，其當量彎矩為
軸的扭切應力是脈動循環應力
取摺合系數a=0.6代入上式可得

8、計算危險截面處軸的直徑
軸的材料，用45#鋼，調質處理，由表14-1查得
由表13-3查得許用彎曲應力 ，
所以
考慮到鍵槽對軸的削弱，將軸的最小危險直徑d加4%。
故d=1.04*25.4=26.42mm
由實際最小直徑d=40mm,大於危險直徑
所以此軸選d=40mm,安全
六、軸承的選擇
由於無軸向載荷，所以應選深溝球軸承6000系列
徑向載荷Fr=2031.9N，兩個軸承支撐，Fr1=2031.9/2＝1015.9N
工作時間Lh＝3*365*8=8760（小時）
因為大修期三年，可更換一次軸承
所以取三年
由公式
式中 fp=1.1,P=Fr1=1015.9N,ft=1 (工作環境溫度不高)
（深溝球軸承系列）

由附表選6207型軸承
七、鍵的選擇
選普通平鍵A型
由表10-9按最小直徑計算，最薄的齒輪計算
b=14mm,h=9mm,L=80mm,d=40mm
由公式
所以
選變通平鍵，鑄鐵鍵

所以齒輪與軸的聯接中可採用此平鍵。
八、減速器附件的選擇
1、通氣器：
由於在外界使用，有粉塵，選用通氣室採用M18 1.5
2、油麵指示器：
選用油標尺，規格M16
3、起吊裝置：採用箱蓋吊耳，箱座吊耳
4、放油螺塞：選用外六角細牙螺塞及墊片M16 1.5
5、窺視孔及視孔蓋
選用板結構的視孔蓋
九、潤滑與密封：
1、齒輪的潤滑：採用浸油潤滑，由於低速級大齒輪的速度為：

查《課程設計》P19表3-3大齒輪浸油深度為六分之一大齒輪半徑，所以取浸油深度為30mm。
2、滾動軸承的潤滑
採用飛濺潤滑在箱座凸緣面上開設導油溝，並設擋油盤，以防止軸承旁齒輪嚙合時，所擠出的熱油濺入軸承內部，增加軸承的阻力。
3、潤滑油的選擇
齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利，考慮到該裝置用於小型設備選用
L-AN15潤滑油
4、密封方式選取：
選用凸緣式端蓋，易於調整軸承間隙，採用端蓋安裝氈圈油封實現密封。
軸承蓋結構尺寸按用其定位的軸承外徑決定。
設計小結：
二、課程設計總結
設計中運用了Matlab科學工程計算軟體，用notebook命令調用MS—Word來完成設計說明書及設計總結，在設計過程中用了機械設計手冊2.0 軟體版輔助進行設計，翻閱了學過的各種關於力學，制圖，公差方面的書籍，綜合運用了這些知識，感覺提高許多，當然尤其是在計算機軟體CAD 方面的運用，深切感到計算機輔助設計給設計人員帶來的方便，各種設計，計算，制圖全套完成。
由於沒有經驗，第一次做整個設計工作，在設計過程中出現了一些錯誤比如線形，制圖規格，零件設計中的微小計算錯誤等都沒有更正，設計說明書的排版也比較混亂等等。對圖層，線形不熟悉甚至就不確定自己畫出的線，在出圖到圖紙上時實際上是什麼樣子都不知道 ，對於各種線寬度，沒有實際的概念。再比如標注較混亂，還是因為第一次做整個設計工作，沒有經驗，不熟悉。

這次設計的目的是掌握機械設計規律，綜合運用學過的知識，通過設計計算，繪圖以及運用技術標准，規范設計手冊等有關設計資料進行全面的機械設計技能訓練。目的已經達到，有許多要求、標准心中雖然明確理解掌握但是要全力，全面的應用在實際中，還有待於提高水平。

特別感謝—程莉老師。

參考資料目錄
[1]《機械設計基礎》，機械工業出版社，任成高主編，2006年2月第一版；
[2]《簡明機械零件設計實用手冊》，機械工業出版社，胡家秀主編，2006年1月第一版；
[3]《機械設計-課程設計圖冊》，高等教育出版社，龔桂義主編，1989年5月第三版；
[3]《設計手冊軟體》，網路上下載；
[4] 湖南工院學生論壇----機械制圖專欄---bbs.yeux.cn

Nw=60.0241r/min

Pw=3.08Kw

效率t=0.8762

Pd = 3.5150

Ped=4Kw

i=15.9936

i1=3

i2=5.3312

n0=960r/min
n1=320r/min
n2=60.0241r/min

P0=4Kw

P1=3.8Kw

P2=3.6491Kw

T0=39.7917Nm
T1=113.4063Nm
T2=589.5878Nm

KA=1.1

Pc=4.4Kw

d1=100mm

d2=355mm

初定中心距
a0=350mm

Lc=1461.3mm

Ld=1600mm

中心距
a=420mm

z=3根

預緊力
FQ＝274.3N

d1=28mm

d2=45mm

YL10YLd10

T1=113.4063Nm

m=2.5
a=150mm

=20度

Ft=5582.5N
Fr=2031.9N

FH1=FH2=2791.2N

Mav=71.113Nm

MaH=195.38Nm

Ma＝216.16Nm

Me=457.15Nm

Fr1=1015.9N

Lh=8760小時

6207型

b h L=14 9 80

輸送帶拉力 F=2800 N
輸送帶速度 V=1.1 m/s
滾筒直徑 D=350 mm

㈡ 畢業設計（論文）題目： 拉矯機傳動及支承裝置設計及有限元分析 這個畢業題目難嗎求解答

拉矯機傳動及支承裝置設計及
有限元分析，幫助的

㈢ 誰會球磨機設計說明書

1.工程概況
1.1氣化裝置煤漿制備區廠房內兩台Φ4.0×6.7m溢流型球磨機由我單位負責現場安裝，該設備是氣化裝置重要傳動設備之一，為保證兩檯球磨機安裝工作順利進行，特編制此方案。
1.2本球磨機主要由進料部、筒體部、主軸承、傳動部、延伸軸部、聯軸器、主電機、慢速驅動裝置、頂起裝置及潤滑、電控等部分組成。其為同步電動機驅動，電動機通過傳動部的傳動而帶動筒體部轉動，當筒體轉動時，裝在筒體內的研磨介質鋼球在磨擦力的作用下，隨著筒體回轉而被提升到一定的高度，然後按一定的線速度而被拋落，物料受下落鋼球的撞擊和鋼球之間及鋼球與襯板之間的附加壓碎和磨剝作用而被粉碎，並藉助於水的沖力將被磨碎的合格物料送出筒體外。
1.3設備主要技術性能參數及各部件重量
1.3.1技術性能參數
序號 項 目 單 位 數 值
1 筒體內徑 mm 4000
2 筒體工作長度 mm 6700
3 筒體有效容積 m3 77.6
4 最大裝載量 物 料 t 17.2
鋼 球 t 123
5 筒體工作轉速 r/min 16.0
6 主電機 型 號 TDMK1600-30/2600
功 率 KW 1600
轉 速 r/min 200
電 壓 V 6000
7 慢速驅動裝置 型 號 MJZ2
功 率 KW 15
速 比 1482.4
出軸轉速 r/min 1.02
8 慢速時筒體轉速 0.082 r/min
9 外形尺寸（mm） ~18933×9041×7540

1.3.2單台磨機各部件重量
序號 名 稱 重量（kg） 序號 名 稱 重量（kg）
1 進料口 3531 9 進料部件 2929
2 出料口 3550 10 小齒輪組 6590
3 進料端蓋 20807 11 大齒輪 19467
4 出料端蓋 20935 12 頂起裝置 1465
5 筒 體φ4000×6700 32587 13 聯軸器 1026
6 主軸承 5956 14 延伸軸部 2781
7 齒輪罩 2622 15 彈性柱式聯軸器 1125
8 出料部件 2478 16 電 機 33000
合計 160849kg

1.4球磨機筒體組裝重量98t，散裝單件筒體重量32.587t，電機重33t，制備區廠房土建主體結構基本結束，大型吊車已無法進入廠房靠近基礎吊裝，在廠房外部最低需250t履帶吊車或300t的汽車吊散裝，且廠房上牆不能砌，行車梁要去一根，廠房鋼屋架不能上，如使用上述吊車吊裝壓工期，不經濟。為此我們決定用50Qur50A型履帶吊車與廠房內16t行車抬吊，散組裝筒體。由於使用該吊車桿短，不影響廠房鋼屋架施工，但廠房內施工場地，施工空間狹小，雙機是不同類型的吊裝機具，施工難度很大，參加施工人員一定要精心操作，精心施工。
2.編制依據
2.1製造廠提供的安裝圖及安裝使用說明書；
2.2《球磨機和棒磨機通用驗收准則》QH/HM1006-2002；
2.3《電力建設施工及驗收技術規范》（鍋爐機組篇）DL/T5047-95；
2.4《機械設備安裝工程施工及驗收通用規范》GB50231-98；
2.5《化工機器安裝工程施工及驗收規范》HGJ203－83；
2.6《起重設備安裝工程施工及驗收規范》GB50278-98；
2.7《石油化工施工安全技術規程》SH3505-1999。

㈣ 中心傳動球磨機安裝說明書 請大蝦幫忙 郵箱[email protected]

球磨機安裝作業指導書
1． 概述
此作業指導書中的內容將主要針對大中型水泥廠中常見的兩種球磨機（根據支承軸承的不同）：主軸承球磨機及滑履軸承球磨機。
2． 基礎驗收與放線
2.1 基礎驗收
2.1.1 基礎驗收應會同業主單位、監理單位、土建施工單位共同進行。
2.1.2 對照設備和工藝圖檢查基礎的外形尺寸、中心線、基礎標高尺寸、基礎孔的幾何尺寸及相互位置等，應符合以下要求：

項 目 名 稱

允許偏差（mm）

（mm）

（mm） 檢 驗 工 具

基礎外形尺寸 ±30 30m鋼盤尺
基礎坐標位置（縱、橫中心線） ±20 30m鋼盤尺
基礎上平面標高 0
-20 水 准 儀
中心線間的距離 +1 30m鋼盤尺
基準點標高對車間零點標高 +3 水 准 儀
地
腳
孔 相 互 中 心 位 置 +10 30m鋼盤尺
深 度 +20
0 3m鋼捲尺
垂 直 度 5/1000 3m鋼捲尺，線墜
2.1.3 基礎周圍必須填平、夯實，所有遺留的模板和露出混凝土外的鋼筋等，必須清除，並將設備安裝場地及地腳孔內碎料、臟物及積水等全部清除干凈。
2.2 標定磨機基準線
2.2.1 依據工藝圖在磨機的基礎上埋設中心標板。在出料端基礎上設置一標高基準點，注意保護。
2.2.2 根據土建單位提供的基準點和基準線，一次放出磨機及傳動裝置的縱向中心線，在中心標板上用樣沖打上中心點，並用對角線法進行校核。然後根據工藝圖設計尺寸，劃出磨機基礎及傳動的橫向中心線。見下圖：

主軸承球磨機基礎放線圖

滑履軸承球磨機基礎放線圖
3. 墊鐵的布置及砂堆的製作
3.1根據工藝布置圖及負荷計算作出墊鐵布置，對砂堆及底座覆蓋的位置進行鏟麻面。
3.2砂堆的製作應按照以下規范：
3.2.1 所用材料及配比：525號硅酸鹽水泥：中砂：水=1：1：適量
3.2.2砂堆墊鐵的水平度偏差為0.2mm/m，標高偏差為0～-1mm。
3.2.3每天加水養護。根據環境情況，養護時間為3天至7天。
4. 設備檢查
4.1支承裝置的檢查
4.1.1主軸承與軸承座的接觸應符合技術文件的要求。技術文件無規定時，則遵照以下規范：球面接觸帶的周向接觸包角應不於45度，軸向接觸寬度應不大於球面寬度的1/3，但不得小於10mm。接觸斑點的分布應均勻連續，間距應不大於5mm。
4.1.2滑履軸承與滾圈的周向間隙S及接觸面的接觸斑點應符合技術文件的要求。
4.1.3主軸承球面瓦與中空軸軸頸配合間隙t、接觸角a及接觸斑點應符合技術文件的要求。技術文件無要求時，應遵循以下規范：接觸斑點不應少於1點/10x10mm2,接觸角度為30°～45°，配合側間隙按下表選取：
中空軸直徑(mm) 800 900 1000 1200 1400 1600 1800 2000 2240
側隙
(mm) 0.12～0.19 0.145～0.21 0.16～0.23 0.21～0.28 0.24～0.32 0.25～0.35 0.29～0.41 0.34～0.46 0.39～0.54

滾圈與軸承間隙示意圖 主軸承與中空軸接觸側間隙與角度示意圖
4.1.4主軸承與軸承座的接觸應符合技術文件的要求，滑履軸承的凹凸球面的接觸應符合技術文件的要求。
4.1.5對冷卻水通道進行0.6Mpa保壓8分鍾的水壓試驗, 要求無滲漏現象。
4.1.6軸承合金與球面瓦的鑄合應嚴密，牢固，不得有脫殼、裂紋、氣孔等缺陷。
4.2筒體的檢查：實測筒體長度，校正放線尺寸，作為主軸承及傳動裝置安裝的基礎數據。
4.3對傳動裝置的檢查應符合有關技術文件的要求。
5．支承裝置的安裝
5.1 底座的安裝
5.1.1 將底座除銹，清理，去毛刺。尤其是加工面，如有撞擊傷疤一定要挫平。
5.1.2 以加工面為依據，在底座上劃出十字中心線，並打上樣沖作為標記。
5.1.3 底座安裝時，底座的縱橫中心線與中心標板的中心線吻合，其偏差不大於1mm。
5.1.4 底座粗找正完成後，進行地腳孔的一次灌漿並養生，當砼達到70%的強度時，進行底座的精找並緊固地腳螺栓。底座精找完成後應滿足以下要求：
主軸承球磨機底座安裝圖
滑履軸承球磨機底座安裝圖
5.2 軸承座的安裝
5.2.1軸承裝入軸承座前，應清洗干凈，並在球面上抹上一層潤滑脂。按出廠時標記將軸承裝入軸承座。
5.2.2 將軸承座吊到底座上，使軸承座的十字中心線對准底座十字中心線，偏差不得大於± 0.5mm。兩軸承座的相對標高不得大於1mm，且出料端不得高於進料端。水平度為0.04mm/m。軸承的中心標高對基準點標高偏差不得大於± 1mm。
6． 筒體的安裝
6.1 軸承安裝找正完畢，所有螺栓擰緊後，才能進行筒體的安裝。
6.2 根據車間不同的環境條件，選擇適合的安裝方法，將筒體安裝就位。安裝完成後檢查以下部位：
6.2.1 對於主軸承支承的球磨機，其固定端中空軸與主軸承的側間隙及軸肩間隙及應符合圖紙要求，設計圖紙如無規定時應符合下列要求：

固定端側間隙示意圖
6.2.2 檢查磨機滑動端的軸肩間隙，應符合設計圖紙的要求。
6.2.3 測量進出料端的相對標高，偏差不得大於1mm，且出料端不得高於進料端。
主軸承球磨機中空軸標高測量示意圖
滑履軸承球磨機滾圈標高測量示意圖
7．襯板及隔倉板的安裝
7.1 安裝襯板時應注意筒體回轉方向。襯板與筒體接觸應嚴密。
7.2 襯板在筒體內部的排列不應構成環形間隙，襯板與襯板的間隙應符合設計規定。
7.3 隔倉板安裝時，隔倉板平面應與磨機筒體的中心線相垂直，垂直度為0.5%(或0.005D,D為磨體內徑)。
8．傳動裝置的安裝
8.1 邊緣傳動的球磨機，其安裝應符合下列要求：
8.1.1 大齒圈與磨體法蘭應結合嚴密。
8.1.2 大齒圈對中空軸軸頸的徑向圓跳動和端面圓跳動均均為GB1184的8級。
8.1.3 傳動軸的縱向中心線應平行於磨體的縱向中心線，且傳動軸水平度為0.04mm/m，傳動軸的標高偏差不得大於±1mm。
8.1.4 大小齒輪副的齒側間隙和頂間隙應符合設計文件的規定。設計文件無規定時，則應遵照下圖中的規范：

序號 項目 允許誤差 備注
1 齒頂間隙（δ） 0．25+（2～3mm）
2 齒側間隙(t) 1250～1600 0.85～1.05 左側項目一欄中數據為大小齒輪中心距
1600～2000 1.06～1.30
2000～2500 1.32～1.55
2500～3150 1.60～1.90
3150～4000 1.92～2.17
8.1.5 傳動部分各聯軸節徑向及軸向圓跳動應符合《機械設備安裝工程施工及驗收通用規范》中有關規定。

㈤ 誰能給我個好做的機械畢業設計課題

581 普通機床改造成鍵槽銑床
582 汽油機連桿孔組合鏜床設計
583 曲軸斜油孔專用鑽床設計
584 實驗型兩軸數控系統設計
585 實驗型三軸數控平台系統設計
586 數控車床橫向進給機構設計
587 數控車床主傳動機構設計
588 數控車床縱向進給及導軌潤滑機構設計
589 數控銑床編程實例分析
590 數控銑床培訓系統機床本體設計
591 絲杠車床改光杠鍵槽銑專機進給系統設計
592 台式車床車頭箱孔系加工分配箱機構設計
593 台式車床車頭箱孔系加工鏜模設計
594 卧式鋼筋切斷機的設計
595 (560×450×279) 塑料水槽及其注模具設計
596 Φ146.6葯瓶注塑模設計
597 電機炭刷架冷沖壓模具設計
598 旅行餐碗注塑模設計
599 手機後蓋注塑模的設計
600 漱口杯注塑模設計
601 童心吸水杯杯蓋注塑模設計
602 童心吸水杯注塑模設計
603 DYZ8A手動與電動兩用干油站
604 HL6000C型聯合收割機割台驅動系統的改進
605 LB2000瀝青攪拌機設計
606 MR141剝絨機鋸筒部、工作箱部和總體設計
607 MR141毛刷式剝絨機機架部與總體設計
608 PF455S插秧機及其側離合器手柄的探討和改善設計
609 PFZP-18轉盤式真空過濾機設計（喂料、濾液循環和排渣裝置）
610 PFZP-18轉盤式真空過濾機設計（總體設計、傳動裝置、轉盤）
611 UGII中三維建模部分CAI製作
612 UG應用模塊課件的設計與製作
613 彩瓦成型機的PLC設計
614 柴油機數字化快速設計系統中實例庫的建立
615 柴油機數字化快速設計系統中實例庫的建立2
616 彈簧CAD軟體的開發
617 彈跳機械人
618 電腦主板回焊爐及控制系統設計
619 電梯演示裝置機械部分設計
620 二級減速機設計（三維）
621 光碟機結構設計
622 機械傳動式壓皮輥機設計
623 機械類課程多媒體課件通用框架的研製
624 橋式起重機
625 砂輪磨損的智能監測的研究
626 手提內燃搗固機
627 隨動裝配機械手設計
628 同軸式二級圓柱齒輪減速器
629 污水處理絮凝池及其攪拌器
630 液位平衡控制系統實驗裝置設計
631 液位平衡控制系統實驗裝置設計2
632 自行車變速系統的設計
633 大型客車車門的開閉機構的設計（外擺式）
634 高速構架式貨車轉向架懸掛系統初步設計
635 轎車車門結構設計
636 汽車制動器設計
637 微型電動汽車設計
638 小型施工機械用掛車設計
639 螺旋管狀麵筋機總體及坯片導出裝置設計y
640 麵筋成形機
641 麵筋成形生產線
642 麵筋成形生產線坯料導出和夾持上位裝置設計
643 麵筋成型生產線繞卷主機的設計
644 麵筋卷繞成形及夾持桿上位離位裝置設計d
645 三位四通液動換向閥設計
646 擺動液壓缸設計
647 D160×5000提升機總體及牽引構件設計
648 FXS80雙出風口籠形轉子選粉機
649 FXS900組合式選粉機轉子及殼體設計
650 FXS900組合式選粉機總體及雙出風口分離器設計
651 FXS雙出風口籠形轉子選粉機的設計與改造
652 N50高效選粉機
653 N500 O-SEPA選粉機
654 N10000-O-SEPA選粉機
655 PG1000雙輥細碎機
656 PLC750離心沖擊破碎機總體及轉子部分設計
657 PLX1000雙轉子立軸細碎機外轉子及殼體設計
658 PLX1000雙轉子立軸細碎機總體及內轉子部分設計
659 SF400打散分級機總體及回轉部分設計
660 SF500~100打散分級機回轉部分及傳動設計
661 SF500~100打散分級機內外筒體及原設計改進探討
662 SF500~100打散分級機總體及機架設計
663 TGD630型鋼絲繩芯皮帶牽引鬥式提升機
664 V3000型選粉機設計
665 ZH3100組合式選粉機
666 ZK80碼頭-庫頂氣力+機械聯合輸送系統設計
667 ZK-80碼頭-庫頂氣力輸送系統設計
668 Φ2.4×13m水泥磨回轉部分設計
669 Φ2.4×13m水泥磨機回轉部分設計(筒體、端蓋等)
670 Φ2.4×13M水泥磨支承裝置（出料端）
671 Φ2.4×13M水泥磨支承裝置（進料端）
672 Φ3×11m球磨機回轉部分(Ⅱ)設計
673 Φ3×11M水泥磨支承部件
674 Φ3×11M水泥磨總體設計、回轉部件
675 Φ3×11M水泥磨總體設計及傳動部件設計
676 Φ5m離心式選粉機（殼體部件）
677 Φ5m離心式選粉機（總體設計）
678 Φ5m離心式選粉機轉子部分
679 Φ5m旋風式選粉機增收細粉改造（徐州淮海水泥廠）
680 Φ5m旋風選粉機增收細粉改造（淮海水泥廠）
681 φ8m生料庫頂均化裝置設計
682 Φ10m生料庫庫底卸料均化裝置設計
683 Φ100 螺旋輸送機的設計
684 φ400筒輥磨回轉、支承、喂料裝置設計
685 φ400筒輥磨液壓系統及料流控制裝置設計
686 φ400筒輥磨總體及輾壓載入部分設計
687 Φ1000立軸錘擊式破碎機
688 Φ1200熟料圓錐式破碎機（機架部件）
689 Φ1200熟料圓錐式破碎機（總體設計與回轉部件）
690 φ1500筒輥磨磨輥、加壓裝置及液壓系統設計
691 Φ1500筒輥磨支承、喂料、卸料及導料裝置的設計
692 φ1500筒輥磨總體設計、筒體及支承設計
693 φ2600筒輥磨滑履支承及密封裝置設計
694 φ2600筒輥磨壓輥及加壓、卸料裝置設計
695 φ2600筒輥磨液壓系統及料流控制裝置設計
696 φ2600筒輥磨總體及回轉部分設計
697 Ф2.4×13m水泥磨選粉系統改造
698 Ф2.6×13m管磨機（總體、回轉部件）的設計
699 Ф3.2x10m機立窯(總體、窯體、卸料部件)設計
700 常規量檢測與控制工程專業綜合實驗設計
701 抽油機機械繫統設計（常規型）
702 抽油機機械繫統設計（前置型）
703 粉體工程實驗系統設計
704 高效反擊錘式破碎機總體及機體部分設計
705 過程裝備與控制工程專業綜合實驗設計
706 荷濕旋流組合除塵實驗室系統的測試研究及改進
707 回轉式垃圾反應釜及控制系統設計
708 回轉式垃圾反應釜及控制系統設計2
709 基於UG的渦流選粉機機體部件的設計
710 立式磨預粉磨控制系統設計
711 立式磨預粉磨設計
712 立式磨預粉磨設計（傳動與工藝）
713 立式磨預粉磨設計(加壓裝置)
714 立式磨預粉磨設計(總體及殼體)
715 立窯煙塵和有害氣體綜合治理技術在水泥清潔生產技術中的應用
716 立窯煙氣粉塵和有害氣體綜合治理的實驗室研究系統
717 碼頭散裝水泥氣力輸送系統
718 內循環式烘乾機回轉部分設計（筒體及筒體間支承型式設計）
719 內循環式烘乾機總體及卸料裝置設計
720 日處理300t生活垃圾焚燒發電循環流化床鍋爐工藝設計
721 實驗室立磨及數據採集及控制系統設計
722 雙出風口籠形轉子選粉機的設計與改造
723 水泥粉磨選粉系統改造
724 新型組合式選粉機總體及分級部分設計
725 綜合實驗工藝布置及MC24-Ⅱ氣箱脈沖袋收塵設計

㈥ 球磨機滑履支承的結構特點是什麼

滑履支承來的特點主要有如下五個自：
1）支承磨機輪帶的滑履可以有兩個、三個或四個，因此其結構不僅完全適用於中小型磨機，而且不受規格限制，還可以在特大型磨機上採用。
2）採用滑履支承結構，可取消大型磨機上易於損壞的磨頭（包括中空軸）和主軸承，運轉比較安全，並可以縮短磨機的長度，尤其是磨機的進料端很明顯地縮短了很多，減少佔地面積。
3）對於烘乾兼粉磨的磨機，由於取消了中空軸，進料口的斷面積不受中空軸的約束，因此，可以更合理地設計進料口，有利於粉磨物料和熱氣流通過，並減少通風阻力。
4）因為磨機兩端支承間距縮短，所以磨筒體的彎矩和應力相應地減小了，因此，磨筒體鋼板厚度可以減薄。尤其是烘乾兼粉磨的磨機，烘乾倉的筒體可以選用更薄的鋼板，減輕了磨機的重量。
5）輪帶的線速度比中空軸頸高得多，對於潤滑油膜的形成比較有利。
滑履軸承由於對輪帶和履瓦的加工精度和粗糙度要求較嚴，因而比用主軸承支承磨機的成本高。滑履軸承的結構和維護比較復雜，一旦系統中某個環節出現故障，要求及時發現和修復，否則將影響整個磨機的正常運轉，因此，要求裝設相應監測和自控儀表。

㈦ 拉床上為什麼採用浮動支承裝置

人長丑了

㈧ 水泥球磨機結構有哪幾部份組成主要結構有那些

水泥球磨機，它是由給礦、筒體、排礦、傳動，主軸承和減速器等主要部分以及聯軸器、電氣設備等組成。
它的傳動系統採用繞線型非同步電動機9，通過減速器10和筒體3上的犬齒圈5減速和傳動，筒體3內襯採用高錳鋼材扳4．並設計成條狀，使筒體上襯板螺釘數目減少了，主軸承7採用球面自位調心，潤滑採用油勺自動帶油潤滑。 這類球磨機的給礦與水混在一起，並通過給礦器1經中空軸頸2進入筒體3內。礦漿中水的重量比與被磨礦石的粒度及其他因素有關，一般是25～40%，水能使給礦正常，並且能幫助球磨機分配礦石，促使合格產品很快地隨著水的流動從排礦中空軸頸6溢出。為了防止筒體內的小鋼球被溢流帶出，在排礦中空軸頸內鑲一個有螺旋片的內套8．螺旋的方向與筒體回轉方向相反，當小球被溢流帶到中空軸頸內處時，即被螺旋片擋住，並強迫小球返回筒體內。

水泥球磨機機設備的主要結構及優點之處
水泥球磨機除具有慣性球磨機的優點外還具有以下獨特之處。
(1)採用於油或低壓稀油潤滑，系統簡單可靠，維修更簡單；
(2)可採用更高的動錐擺動頻率，提高產量和破碎比；
(3)採用具有參質量、偏心質體、主彈簧組成的彈性系統，可實現亞共、近共、遠共的型，設計出不同型的動球磨機。而 水泥球磨機利用球面滑動軸承來支承動錐，只有減彈簧而沒有主彈簧，動球磨機利用主彈簧來支承動錐，除具有減彈簧外還具有主彈簧，選擇主彈簧的剛度及動頻率，可獲得亞共、近共、遠共工作區；

㈨ 球磨機傳動裝置的結構和用途有哪些麻煩告訴我

球磨機傳動裝置是由大齒輪圈、小齒輪、傳動軸和彈性聯軸節等組成專。球磨機筒體通過齒輪傳動裝屬置由電動機經聯軸節帶動回轉。齒輪傳動裝置由裝在筒體排料端的齒圈和傳動齒輪構成。傳動齒輪裝在傳動軸上，傳動軸支撐在軸承座中的兩個雙列同心滾動軸承上。齒輪用防塵罩完全罩住。球磨機筒體直徑小於2100mm或電動機功率小於400KW者，採用高啟動轉矩的Y系列及JR型非同步電動機驅動，中間通過一級減速機並用聯軸器連接。大規格的球磨機或電動機功率大於400KW者，則採用專用的TDMK型低轉速同步電動機，通過氣動離合器與小齒輪連接，實現單級減速傳動，驅動筒體轉動。大型球磨機需備有慢速傳動裝置，使筒體以0.1r/min慢速回轉，以實現盤車。

㈩ 設計已螺旋輸送機的驅動裝置設計說明書

計算內容 計算結果
一， 設計任務書
設計題目：傳送設備的傳動裝置
（一）方案設計要求：
具有過載保護性能（有帶傳動）
含有二級展開式圓柱齒輪減速器
傳送帶鼓輪方向與減速器輸出軸方向平行
（二）工作機原始數據：
傳送帶鼓輪直徑___ mm,傳送帶帶速___m/s
傳送帶主動軸所需扭矩T為___N.m
使用年限___年，___班制
工作載荷（平穩，微振，沖擊）
（三）數據：
鼓輪D 278mm，扭矩T 248N.m
帶速V 0.98m/s，年限 9年
班制 2 ，載荷 微振
二.電機的選擇計算
1. 選擇電機的轉速：
a. 計算傳動滾筒的轉速
nw= 60V/πd=60×0.98/3.14×0.278=67.326 r/min
b.計算工作機功率
pw= nw/9.55×10³=248×67.326/9.55×10³=1.748Kw
2. 工作機的有效功率
a. 傳動裝置的總效率
帶傳動的效率η1= 0.96
彈性聯軸器的效率η2= 0.99

滾筒的轉速
nw=67.326 r/min
工作機功率
pw=1.748Kw

計算內容 計算結果
滾動軸承的效率 η3=0.99
滾筒效率 η4=0.96
齒輪嚙合效率 η5=0.97
總效率 η=η1×η2×η34×η4×η5²=
0.95×0.99×0.994×0.96×0.97²=0.816
c. 所需電動機輸出功率Pr=Pw/η=1.748/0.816=2.142kw
3. 選擇電動機的型號：
查參考文獻[10] 表16-1-28得 表1.1
方案
號 電機
型號 電機
質量
(Kg) 額定
功率
(Kw) 同步
轉速(r/min) 滿載
轉速
(r/min) 總傳
動比
1 Y100L1-4 34 2.2 1500 1420 21.091
2 Y112M-6 45 2.2 1000 940 13.962
根據以上兩種可行同步轉速電機對比可見，方案2傳動比小且質量價格也比較合理，所以選擇Y112M-6型電動機。
三.運動和動力參數的計算
1. 分配傳動比取i帶=2.5
總傳動比 i=13.962
i減=i/i帶=13.962/2.5=5.585
減速器高速級傳動比i1= =2.746
減速器低速級傳動比i2= i減/ i1=2.034
2. 運動和動力參數計算:

總效率
η=0.816

電動機輸出功率
Pr=2.142kw

選用三相非同步電動機Y112M-6
p=2.2 kw
n=940r/min
中心高H=1112mm,外伸軸段D×E=28×60

i=13.962
i12=2.746
i23=2.034

P0=2.142Kw

計算內容 計算結果
0軸(電動機軸):
p0=pr=2.142Kw
n0=940r/min
T0=9.55103P0/n0=9.551032.119/940=21.762N.m
Ⅰ軸(減速器高速軸):
p1=p.η1=2.1420.95=2.035Kw
n1= n0/i01=940/2.5=376
T1=9.55103P1/n1=51.687 N.m
Ⅱ軸(減速器中間軸):
p2=p1η12=p1η5η3=2.0350.970.99
=1.954 Kw
n2= n1/i12=376/2.746=136.926 r/min
T2=9.55103 P2/n2=136.283N.m

Ⅲ軸(減速器低速軸):
p3=p2η23= p2η5η3=1.876 Kw
n3= n2/i23=67.319 r/min
T3=9.55103 P3/n3=266.133 N.m
Ⅳ軸(鼓輪軸):
p4=p3η34=1.839 Kw
n4= n3=67.319 r/min
T4=9.55103 P4/n4=260.884 N.m
四.傳動零件的設計計算
(一)減速器以外的傳動零件
1.普通V帶的設計計算
(1) 工況系數取KA=1.2
確定dd1, dd2:設計功率pc=KAp=1.22.2=2.64Kw n0=940r/min
T0=21.762N.m
p1=2.035Kw
n1=376r/min
T1=51.687N.m
p2=1.954Kw
n2=136.926 r/min
T2=136.283 N.m
p3=1.876Kw
n3=67.319 r/min
T3=266.133N.m

p4=1.839 Kw
n4=67.319r/min
T4=260.884 N.m

小帶輪轉速n1= n0=940 r/min
選取A型V帶 取dd1=118mm
dd2=(n1/n2)dd1=(940/376) 118=295mm
取標准值dd2=315mm
實際傳動i=dd1/ dd2=315/118=2.669
所以n2= n1/i=940/2.669=352.192r/min(誤差為6.3%>5%)
重取 dd1=125mm,
dd2=(n1/n2)dd1=(940/376)125=312.5mm
取標准值dd2=315mm
實際傳動比i= dd1/ dd2=315/125=2.52
n2= n1/i=940/2.52=373.016
(誤差為8% 允許)
所選V帶帶速v=πdd1 n1/(601000)=3.14
125940/(601000)=6.152m/s
在5 ~25m/s之間 所選V帶符合
(2)確定中心距
①初定a0 :0.7(dd1 +dd2)≤a0≤ 2(dd1 +dd2)

308≤a0≤880 取a0=550mm
②Lc=2 a0+(π/2)( dd1 +dd2)+( dd2 -dd1)²/4 a0
=2550+(3.14/2) (315+125)+(315-125)²/4550=1807.559
③取標准值:Ld=1800mm
④中心距:a=a0+ (Ld­Lc)/2=550+(1800-1807.559)/2

計算內容 計算結果
=546.221mm
取a=547mm,a的調整范圍為:
amax=a+0.03 Ld=601mm
amin=a-0.015Ld=520mm

(2)驗算包角:
α≈180°-(dd2-dd1) 60° /a=180°-(315-125) 60°/547=159°>120°，符合要求。
(3)確定根數:z≥pc/p0』
p0』=Kα(p0+Δp1+Δp2)
Kα=1.25(1- )=0.948
對於A型帶:c1=3.7810-4,c2=9.8110-3,
c3=9.610-15,c4=4.6510-5
L0=1700mm
ω1= = =98.437rad/s
p0= dd1ω1[c1- - c3 (dd1ω1)²- c4lg(dd1ω1)]
=12598.437[3.7810-4- -9.6
10-15 (12598.437)²- 4.6510-5
lg(12598.437)]=1.327
Δp1= c4dd1ω1 =0.148
Δp2=c4dd1ω1 =0.0142
p0』=0.948 (1.327+0.149+0.0142)=1.413 Kw

確定根數：z≥ ≤Zmax
z= = 取z=2
（4）確定初拉力F0
F0=500 =500×
=175.633KN
（5）帶對軸的壓力Q
Q=2 F0zsin =2 =690.768KN
（二）減速器以內的零件的設計計算
1．齒輪傳動設計
（1）高速級用斜齒輪
① 選擇材料
小齒輪選用40Cr鋼，調質處理，齒面硬度250~280HBS大齒輪選用ZG340~ 640，正火處理，齒面硬度170 ~ 220HBS
應力循環次數N：
N1=60n1jLh=60×376×（9×300×16）=9.74×108
N2= N1/i1=9.74×108 ÷2.746=3.549×108
查文獻[2]圖5-17得：ZN1=1.02 Z N2=1.11（允許有一點蝕）
由文獻[2]式（5-29）得：ZX1 = ZX2=1.0，取SHmin=1.0，Zw=1.0，ZLVR=0.92
按齒面硬度250HBS和170HBS由文獻[2]圖（5-16（b））得：σHlim1=690Mpa, σHlim2=450 Mpa
許用接觸應力[σH]1 =（σHlim1/SHmin）ZN1 ZX1 Zw ZLVR=647.496 Mpa，[σH]2=（σHlim2/SHmin）ZN2 ZX2 Zw ZLVR
=459.540 Mpa
因[σH]2〈[σH]1，所以計算中取[σH]= [σH]2 =459.540 Mpa
②按接觸強度確定中心距
初定螺旋角β=12° Zβ= =0.989
初取KtZεt2=1.12 由文獻[2]表5-5得ZE=188.9 ，減速傳動u=i1 =2.746，取Φa=0.4
端面壓力角αt=arctan(tanαn/cosβ)=arctan（tan20°/cos12°）=20.4103°
基圓螺旋角βb= arctan(tanβ×cosαt)= arctan(tan12°×cos20.4103°)=11.2665°
ZH= = =2.450
計算中心距a:

計算內容 計算結果
a≥
=
=111.178mm
取中心距 a=112mm
估算模數mn=(0.007~0.02)a=(0.007~0.02)×=
0.784~2.24
取標准模數mn=2
小齒輪齒數

實際傳動比： 傳動比誤差 在允許范圍之內
修正螺旋角β=
10°50′39〃
與初選β=12°相近，Zβ，ZH可不修正。
齒輪分度圓直徑

圓周速度
由文獻[2]表5-6 取齒輪精度為8級
③驗算齒面接觸疲勞強度
按電機驅動，載荷平穩，由文獻[2]表5-3 取 KA=1.25
由文獻[2]圖5-4（b），按8級精度和
取KV=1.023
齒寬 ，取標准b=45mm
由文獻[2]圖5-7（a）按b/d1=45/61.091=0.737,取Kβ=1.051
由文獻[2]表5-4，Kα=1.2
載荷系數K= KAKVKβKα=
計算重合度：
齒頂圓直徑
端面壓力角：
齒輪基圓直徑： mm
mm
端面齒頂壓力角：

高速級斜齒輪主要參數：
mn=2
z1=30, z2=80
β=
10°50′39〃
mt= mn/cosβ=2.036mm
d1=61.091mm
d2=162.909mm
da1=65.091mm
da2=166.909mm
df1= d1-2(ha*+ c*) mn=56.091mm
df2= d2-2(ha*+ c*) mn=157.909mm
中心距a=1/2(d1+d2)=112mm
齒寬b2=b=
45mm
b1= b2+(5~10)=50mm

計算內容 計算結果

齒面接觸應力
安全
④驗算齒根彎曲疲勞強度
由文獻[2]圖5-18（b）得：
由文獻[2]圖5-19得：
由文獻[2]式5-23：
取
計算許用彎曲應力：

計算內容

計算結果

由文獻[2]圖5-14得：
由文獻[2]圖5-15得：
由文獻[2]式5-47得計算

由式5-48： 計算齒根彎曲應力：

均安全。
⑵低速級直齒輪的設計
①選擇材料
小齒輪材料選用40Cr鋼，齒面硬度250—280HBS,大齒輪材料選用ZG310-570，正火處理，齒面硬度162—185HBS
計算應力循環次數N：同高速級斜齒輪的計算 N1=60 n1jL h=1.748×108
N2= N1/i1=0.858×108
計算內容

計算結果
查文獻[2]圖5-17得：ZN1=1.12 Z N2=1.14
按齒面硬度250HBS和162HBS由文獻[2]圖（5-16（b））得：σHlim1=690Mpa, σHlim2=440 Mpa
由文獻[2]式5-28計算許用接觸應力：
[σH]1 =（σHlim1/SHmin）ZN1 ZX1 Zw ZLVR=710.976 Mpa，[σH]2=（σHlim2/SHmin）ZN2 ZX2 Zw ZLVR
=461.472 Mpa
因[σH]2〈[σH]1，所以取[σH]= [σH]2 =461.472 Mpa
②按接觸強度確定中心距
小輪轉距T1=136.283N.m=136283N.m
初取KtZεt2=1.1 由文獻[2]表5-5得ZE=188.9 ，減速傳動u=i23=2.034，取Φa=0.35

計算中心距a: a≥
=145.294mm
取中心距 a=150mm估算模數m=(0.007~0.02)a=(0.007~0.02)×150=
1．05~3
取標准模數m=2
小齒輪齒數

齒輪分度圓直徑

齒輪齒頂圓直徑：

齒輪基圓直徑： mm
mm
圓周速度
由文獻[2]表5-6 取齒輪精度為8級
按電機驅動，載荷平穩，而工作機載荷微振，由文獻[2]表5-3 取 KA=1.25
按8級精度和 取KV=1.02
齒寬 b= ,取標准b=53mm
由文獻[2]圖5-7（a）按b/d1=53/100=0.53,取Kβ=1.03
由文獻[2]表5-4，Kα=1.1
載荷系數K= KAKVKβKα=
計算端面重合度：

安全。
③校核齒根彎曲疲勞強度
按z1=50, z2=100,由文獻[2]圖5-14得YFa1=2.36 ,YFa2=2.22
由文獻[2]圖5-15得YSa1= 1.71，YSa2=1.80。
Yε=0.25+0.75/ εα=0.25+0.75/1.804=0.666
由文獻[2]圖5-18（b），σFlim1=290Mp, σFlim2=152Mp
由文獻[2]圖5-19，YN1= YN2=1.0,因為m=4〈5mm，YX1= YX2=1.0。
取YST=2.0，SFmin=1.4。
計算許用彎曲應力：
[σF1]= σFlim1YST YN1 YX1/SFmin=414Mp
[σF2]= σFlim2YST YN2 YX2/SFmin=217Mp
計算齒根彎曲應力：
σF1=2KT1YFa1YSa1Yε/bd1m=2×1.445×136283×2.36×1.71×0.666/53×100×2=99.866Mp〈[σF1]
σF2=σF1 YFa2YSa2/ YFa1YSa1=98.866Mp〈[σF2]
均安全。
五．軸的結構設計和軸承的選擇
a1=112mm, a2=150mm,
bh2=45mm, bh1= bh2+(5~10)=50mm
bl2=53mm, bl1= bl2+(5~10)=60mm
(h----高速軸，l----低速軸)
考慮相鄰齒輪沿軸向不發生干涉，計入尺寸s=10mm，考慮齒輪與箱體內壁沿軸向不發生干涉，計入尺寸k=10mm，為保證滾動軸承放入箱體軸承座孔內，計入尺寸c=5mm，初取軸承寬度分別為n1=20mm,n2=22，n3=22mm，3根軸的支撐跨距分別為：
計算內容

低速級直齒輪主要參數：
m=2
z1=50, z1=50 z2=100
u=2.034
d1=100mm
d2=200mm
da1=104mm
da2=204mm
df1=
d1-2(ha*+ c*) m=95mm
df2=
d2-2(ha*+ c*) m=195mm
a=1/2(d2+ d1)=150mm
齒寬b2 =b=53mm
b1=b2+
(5~10)=60mm

計算結果
l1=2(c+k)+bh1+s+bl1+n1=2×(5+10)+50+10+60+20=170mm
l2=2(c+k)+bh1+s+bl1+n2=2×(5+10)+50+10+60+20=

172mm
l3=2(c+k)+bh1+s+bl1+n3=2×(5+10)+50+10+60+20=172mm
(2)高速軸的設計：
①選擇軸的材料及熱處理
由於高速軸小齒輪直徑較小，所以採用齒輪軸，選用40r鋼，
②軸的受力分析：
如圖1軸的受力分析：

lAB=l1=170mm,
lAC=n1/2+c+k+bh1/2=20/2+5+10+50/2=50mm
lBC= lAB- lAC=170-50=120mm
(a) 計算齒輪嚙合力：
Ft1=2000T1/d1=2000×51.687/61.091=162.131N
Fr1=Ft1tanαn/cosβ1692.13×tan20°/cos10.8441°=627.083N
Fa1= Ft1tanβ×tan10.8441°=324.141N
(b) 求水平面內支承反力，軸在水平面內和垂直面的受力簡圖如下圖：

RAx= Ft1 lBC/ lAB=1692.131×120/170=1194.445N
RBx= Ft1-RAx=1692.131-1194.445=497.686N
RAy=(Fr1lBC+Fa1d1/2)/lAB=(627.083×120+324.141×
61.091/2)/170=500.888N
RBy= Fr1-RAy=627.083-500.888=126.195N
(c) 支承反力

彎矩MA= MB=0，MC1= RA lAC=64760.85N.mm
MC2= RB lBC=61612.32N.mm
轉矩T= Ft1 d1/2=51686.987N.mm
計算內容

計算結果

d≥ ③軸的結構設計
按經驗公式，減速器輸入端軸徑A0 由文獻[2]表8-2，取A0=100
則d≥100 ，由於外伸端軸開一鍵槽，
d=17.557（1+5%）=18.435取d=20mm，由於da1<2d,用齒輪軸，根據軸上零件的布置、安裝和定位的需要，初定軸段直徑和長度，其中軸頸、軸的結構尺寸應與軸上相關零件的結構尺寸聯系起來考慮。
初定軸的結構尺寸如下圖：

高速軸上軸承選擇：選擇軸承30205 GB/T297-94。
（2）中間軸（2軸）的設計：
①選擇軸的材料及熱處理
選用45號綱調質處理。
②軸的受力分析：
如下圖軸的受力分析：

計算內容

計算結果

lAB=l2=172mm,
lAC=n2/2+c+k+bh1/2=22/2+5+10+50/2=51mm
lBC= lAB- lAC=172-51=121mm
lBD=n2/2+c+k+bl1/2=22/2+5+10+60/2=56mm
(a) 計算齒輪嚙合力：
Ft2=2000T2/d2=2000×136.283/162.909=1673.118N
Fr2=Ft2tanαn/cosβ=1673.118×tan20°/cos10.8441°=620.037N
Fa2=Ft2tanβ=1673.118×tan10.8441°=320.499N
Ft3=2000T2/d3=2000×136.283/100=2725.660N
Fr3=Ft3tanα=2725.660×tan20°=992.059N
(b)求水平面內和垂直面內的支反力
RAx=(Ft2lBC+Ft3lBD )/lAB=(1673.118×121+2725.660×56)/172=2064.443N
RBx=Ft2+Ft3-RAX=1673.118+2725.660-2064.443=2334.35N
RAY=(Fa2d2/2-Fr2lBC+Fr3lBD)/lAB=(320.449×162.909/2-620.037×121+992.059×56)=190.336N
RBY=Fr3-Fr2-RAY=992.059-620.037-190.336=
計算內容

計算結果
181.656N
RA=2073.191N, RB=2341.392N
③軸的結構設計
按經驗公式, d≥A0 由文獻[2]表8-2，取A0=110
則d≥110 ，取開鍵槽處d=35mm
根據軸上零件的布置、安裝和定位的需要，初定軸段直徑和長度，其中軸頸、軸的結構尺寸應與軸上相關零件的結構尺寸聯系起來考慮。
初定軸的結構尺寸如下圖：

中間軸上軸承選擇：選擇軸承6206 GB/T276-94。
（3）低速軸（3軸）的設計：
①選擇軸的材料及熱處理
選用45號綱調質處理。
②軸的受力分析：
如下圖軸的受力分析：

計算內容

計算結果

初估軸徑：
d≥A0 =110
聯接聯軸器的軸端有一鍵槽，dmin=33.5（1+3%）=34.351mm，取標准d=35mm
軸上危險截面軸徑計算：d=（0.3~0.4）a=（0.3~0.4）×150=45~60mm 最小值dmin =45×（1+3%）=46.35mm，取標准
計算內容 計算結果
50mm
初選6207GB/T276-94軸承，其內徑，外徑，寬度為40×80×18
軸上各軸徑及長度初步安排如下圖：

③低速級軸及軸上軸承的強度校核
a、 低速級軸的強度校核
①按彎扭合成強度校核：
轉矩按脈動循環變化，α≈0.6
Mca1= Mc=106962.324N.mm
Mca2=
Mca3=αT=159679.800N.mm
計算彎矩圖如下圖：

計算內容

計算結果

Ⅱ剖面直徑最小，而計算彎矩較大，Ⅷ剖面計算彎矩最大，所以校核Ⅱ，Ⅷ剖面。
Ⅱ剖面:σca= Mca3/W=159679.8/0.1×35³=37.243Mp
Ⅷ剖面：σca= Mca2/W=192194.114/0.1×50³=15.376Mp
對於45號綱，σB=637Mp，查文獻[2]表8-3得
[σb] -1=59
Mp，σca<[σb] -1,安全。
②精確校核低速軸的疲勞強度
a、 判斷危險截面：
各個剖面均有可能有危險剖面。其中，Ⅱ，Ⅲ，Ⅳ剖面為過度圓角引起應力集中，只算Ⅱ剖面即可。Ⅰ剖面與Ⅱ剖面比較，只是應力集中影響不同，可取應力集中系數較大者進行驗算。Ⅸ--Ⅹ面比較，它們直徑均相同，Ⅸ與Ⅹ剖面計算彎矩值小，Ⅷ剖面雖然計算彎矩值最大，但應力集中影響較小（過盈配合及鍵槽引起的應力集中均在兩端），所以Ⅵ與Ⅶ剖面危險，Ⅵ與Ⅶ剖面的距離較接近（可取5mm左右），承載情況也很接近，可取應力集中系數較大值進行驗算。
計算內容

計算結果
b.較核Ⅰ、Ⅱ剖面疲勞強度：Ⅰ剖面因鍵槽引
起的應力集中系數由文獻[2]附表1-1查得：kσ=1.76, kτ=1.54
Ⅱ剖面配合按H7/K6，引起的應力集中系數由文獻[2]附表1-1得：kσ=1.97, kτ=1.51。Ⅱ剖面因過渡圓角引起的應力集中系數查文獻[2]附表1-2（用插入法）： （過渡圓角半徑根據D-d由文獻[1]表4.2-13查取） kτ=1.419，故應按過渡圓角引起的應力集中系數驗算Ⅱ剖面
Ⅱ剖面產生的扭應力、應力幅、平均應力為：
τmax =T/ WT=266.133/0.2×35³=31.036Mp,
τa=τm =τmax /2=15.52Mp
絕對尺寸影響系數查文獻[2]附表1-4得：εσ =0.88，ετ =0.81，表面質量系數查文獻[2]附表1-5：βσ =0.92，βτ =0.92
Ⅱ剖面安全系數為：
S=Sτ=
取[S]=1.5~1.8，S>[S] Ⅱ剖面安全。
b、 校核Ⅵ，Ⅶ剖面：
Ⅵ剖面按H7/K6配合，引起的應力集中系數查附表1-1，kσ=1.97, kτ=1.51
Ⅵ剖面因過渡圓角引起的應力集中系數查附表1-2， ，kσ=1.612,kτ=1.43
Ⅶ剖面因鍵槽引起的應力集中系數查文獻[2]附表1-1得：kσ=1.82, kτ=1.62。故應按過渡圓角引起
計算內容

計算結果
的應力集中系數來驗算Ⅵ剖面
MVⅠ=113 RA=922.089×113=104196.057N.mm, TVⅠ=266133N.mm
Ⅵ剖面產生的正應力及其應力幅、平均應力：
σmax= MVⅠ/W=104196.057/0.1×50³=8.336Mp
σa=σmax=8.366 σm=0
Ⅵ剖面產生的扭應力及其應力幅，平均應力為：
τmax =TⅥ/ WT=266133/0.2×50³
絕對尺寸影響系數由文獻[2]附表1-4得：εσ =0.84，ετ
=0.78
表面質量系數由文獻[2]附表1-5查得：βσ =0.92，βτ =0.92
Ⅵ剖面的安全系數：
Sσ =
Sτ=
S=
取[S]= 1.5~1.8，S>[S] Ⅵ剖面安全。
六．各個軸上鍵的選擇及校核
1．高速軸上鍵的選擇：
初選A型6×32 GB1095-79：b=6mm，L=32mm，l=26mm,查文獻[2]表2-10，許用擠壓應力[σp]=110Mp，σp= 滿足要求；

計算內容

高速軸上
選A型6×32 GB1095-79：b=6mm，L=32mm，l=26mm
中間軸
選A型10×32 GB1095-79：b=10mm,h=8mm,L=32mm,l=22mm,

計算結果
2．中間軸鍵的選擇：
A處：初選A型10×32 GB1095-79：b=10mm,h=8mm,L=32mm,l=22mm, [σp]=110Mp
σp= 滿足要求;
B處：初選A型10×45 GB1095-79：
b=10mm,h=8mm,L=32mm,l=22mm,[σp]=110Mp
σp= 滿足要求.
3. 低速軸上鍵的選擇：
a.聯軸器處選A型普通平鍵
初選A型10×50 GB1096-79：b=10mm,h=8mm,L=50mm,l=40mm,查文獻[2]表2-10，許用擠壓應力[σp]=110Mp
σp= 滿足要求.
b. 齒輪處初選A型14×40 GB1096-79：b=14mm,h=9mm,L=40mm,l=26mm, [σp]=110Mp
σp= 滿足要求.
七．聯軸器的選擇
根據設計題目的要求，減速器只有低速軸上放置一聯軸器。
查表取工作情況系數K=1.25~1.5 取K=1.5
計算轉矩 Tc=KT=1.5×266.133=399.200Mp
選用HL3型聯軸器：J40×84GB5014-85，[T]=630N.m, Tc<[T],n<[n],所選聯軸器合適。
低速軸
聯軸器處選A型10×50GB1096-79：b=10mm,h=8mm,L=50mm,l=40mm
低速軸
齒輪處初選A型14×40GB1096-79：
b=14mm,h=9mm,L=40mm,l=26mm

選用HL3型聯軸器：J40×84GB5014-85
參考資料：機械課程設計，理論力學