1. 角磨機改裝沙帶機要多大的沙帶
砂帶只需與角磨機的滾輪一樣大即可，不能太大的，太大了就用不了了。
砂帶機是一種工作儀器，包括砂帶、容納砂帶的砂帶殼體、電機、容納電機的電機殼體、手柄、主動輪、從動輪以及連接所述電機與主動輪的傳動裝置。砂帶機，包括砂帶、容納砂帶的砂帶殼體、電機、容納電機的電機殼體、手柄、主動輪、從動輪以及連接所述電機與主動輪的傳動裝置，電機殼體與手柄整體連接形成一單元體，一連接裝置將單元體連接到砂帶殼體上。以上所述單元體可以繞其砂帶軸線轉動，便於砂帶機位於舒適的操作位置，可減少操作者長時間工作的疲勞感。
角磨機（grinder ），又稱研磨機或盤磨機，是用於玻璃鋼切削和打磨的一種磨具。角磨機是一種利用玻璃鋼切削和打磨的手提式電動工具，主要用於切割、研磨及刷磨金屬與石材等。電動角磨機就是利用高速旋轉的薄片砂輪以及橡膠砂輪、鋼絲輪等對金屬構件進行磨削、切削、除銹、磨光加工。角磨機適合用來切割、研磨及刷磨金屬與石材，作業時不可使用水。切割石材時必須使用引導板。針對配備了電子控制裝置的機型，如果在此類機器上安裝合適的附件，也可以進行研磨及拋光作業。
2. 機械設計課程設計---設計盤磨機傳動裝置！！！
我也在做這個題也 老兄
我只能提供樣本給你哈 具體的還是得靠你自己啦
目 錄
一 課程設計書 2
二 設計要求 2
三 設計步驟 2
1. 傳動裝置總體設計方案 3
2. 電動機的選擇 4
3. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 5
4. 計算傳動裝置的運動和動力參數 5
6. 齒輪的設計 8
7. 滾動軸承和傳動軸的設計 19
8. 鍵聯接設計 26
9. 箱體結構的設計 27
10.潤滑密封設計 30
11.聯軸器設計 30
四 設計小結 31
五 參考資料 32
一. 課程設計書
設計課題:
設計一用於帶式運輸機上的兩級齒輪減速器.運輸機連續單向運轉,載荷有輕微沖擊，工作環境多塵，通風良好,空載起動,捲筒效率為0.96(包括其支承軸承效率的損失),減速器小批量生產,使用期限10年(300天/年),三班制工作,滾筒轉速容許速度誤差為5%,車間有三相交流,電壓380/220V。
參數:
皮帶有效拉力F（KN） 3.2
皮帶運行速度V（m/s） 1.4
滾筒直徑D（mm） 400
二. 設計要求
1.減速器裝配圖1張(0號)。
2.零件工作圖2-3張(A2)。
3.設計計算說明書1份。
三. 設計步驟
1. 傳動裝置總體設計方案
2. 電動機的選擇
3. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比
4. 計算傳動裝置的運動和動力參數
5. 齒輪的設計
6. 滾動軸承和傳動軸的設計
7. 鍵聯接設計
8. 箱體結構設計
9. 潤滑密封設計
10. 聯軸器設計
1.傳動裝置總體設計方案:
1. 組成：傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。
2. 特點：齒輪相對於軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，
要求軸有較大的剛度。
3. 確定傳動方案：考慮到電機轉速高，傳動功率大，將V帶設置在高速級。
其傳動方案如下：
圖一:(傳動裝置總體設計圖)
初步確定傳動系統總體方案如:傳動裝置總體設計圖所示。
選擇V帶傳動和二級圓柱斜齒輪減速器。
傳動裝置的總效率
為V帶的傳動效率, 為軸承的效率，
為對齒輪傳動的效率，（齒輪為7級精度，油脂潤滑）
為聯軸器的效率， 為滾筒的效率
因是薄壁防護罩,採用開式效率計算。
取 =0.96 =0.98 =0.95 =0.99 =0.96
＝0.96× × ×0.99×0.96＝0.760；
2.電動機的選擇
電動機所需工作功率為： P ＝P/η ＝3200×1.4/1000×0.760＝3.40kW
滾筒軸工作轉速為n＝ = =66.88r/min，
經查表按推薦的傳動比合理范圍，V帶傳動的傳動比i ＝2～4，二級圓柱斜齒輪減速器傳動比i ＝8～40，
則總傳動比合理范圍為i ＝16～160，電動機轉速的可選范圍為n ＝i ×n＝（16～160）×66.88＝1070.08～10700.8r/min。
綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，
選定型號為Y112M—4的三相非同步電動機，額定功率為4.0
額定電流8.8A，滿載轉速 1440 r/min，同步轉速1500r/min。
方案 電動機型號 額定功 率
P
kw 電動機轉速
電動機重量
N 參考價格
元 傳動裝置的傳動比
同步轉速 滿載轉速 總傳動 比 V帶傳 動 減速器
1 Y112M-4 4 1500 1440 470 230 125.65 3.5 35.90
3.確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比
（1）總傳動比
由選定的電動機滿載轉速n 和工作機主動軸轉速n，可得傳動裝置總傳動比為 ＝n /n＝1440/66.88＝17.05
（2）分配傳動裝置傳動比
＝ ×
式中 分別為帶傳動和減速器的傳動比。
為使V帶傳動外廓尺寸不致過大，初步取 ＝2.3（實際的傳動比要在設計V帶傳動時，由所選大、小帶輪的標準直徑之比計算），則減速器傳動比為
＝ ＝17.05/2.3＝7.41
根據展開式布置，考慮潤滑條件，為使兩級大齒輪直徑相近，查圖得高速級傳動比為 ＝3.24，則 ＝ ＝2.29
4.計算傳動裝置的運動和動力參數
（1） 各軸轉速
＝ ＝1440/2.3＝626.09r/min
＝ ＝626.09/3.24＝193.24r/min
＝ / ＝193.24/2.29=84.38 r/min
= =84.38 r/min
（2） 各軸輸入功率
＝ × ＝3.40×0.96＝3.26kW
＝ ×η2× ＝3.26×0.98×0.95＝3.04kW
＝ ×η2× ＝3.04×0.98×0.95＝2.83kW
＝ ×η2×η4=2.83×0.98×0.99＝2.75kW
則各軸的輸出功率：
＝ ×0.98=3.26×0.98=3.19 kW
＝ ×0.98=3.04×0.98=2.98 kW
＝ ×0.98=2.83×0.98=2.77kW
＝ ×0.98=2.75×0.98=2.70 kW
（3） 各軸輸入轉矩
= × × N•m
電動機軸的輸出轉矩 =9550 =9550×3.40/1440=22.55 N•m
所以: ＝ × × =22.55×2.3×0.96=49.79 N•m
＝ × × × =49.79×3.24×0.96×0.98=151.77 N•m
＝ × × × =151.77×2.29×0.98×0.95=326.98N•m
= × × =326.98×0.95×0.99=307.52 N•m
輸出轉矩： ＝ ×0.98=49.79×0.98=48.79 N•m
＝ ×0.98=151.77×0.98=148.73 N•m
＝ ×0.98=326.98×0.98=320.44N•m
＝ ×0.98=307.52×0.98=301.37 N•m
運動和動力參數結果如下表
軸名 功率P KW 轉矩T Nm 轉速r/min
輸入 輸出 輸入 輸出
電動機軸 3.40 22.55 1440
1軸 3.26 3.19 49.79 48.79 626.09
2軸 3.04 2.98 151.77 148.73 193.24
3軸 2.83 2.77 326.98 320.44 84.38
4軸 2.75 2.70 307.52 301.37 84.38
5.齒輪的設計
（一）高速級齒輪傳動的設計計算
1． 齒輪材料，熱處理及精度
考慮此減速器的功率及現場安裝的限制，故大小齒輪都選用硬齒面漸開線斜齒輪
（1）齒輪材料及熱處理
① 材料：高速級小齒輪選用45#鋼調質，齒面硬度為小齒輪 280HBS 取小齒齒數 =24
高速級大齒輪選用45#鋼正火，齒面硬度為大齒輪 240HBS Z = ×Z =3.24×24=77.76 取Z =78.
② 齒輪精度
按GB/T10095－1998，選擇7級，齒根噴丸強化。
2．初步設計齒輪傳動的主要尺寸
按齒面接觸強度設計
確定各參數的值:
①試選 =1.6
查課本 圖10-30 選取區域系數 Z =2.433
由課本 圖10-26
則
②由課本 公式10-13計算應力值環數
N =60n j =60×626.09×1×（2×8×300×8）
=1.4425×10 h
N = =4.45×10 h #(3.25為齒數比,即3.25= )
③查課本 10-19圖得：K =0.93 K =0.96
④齒輪的疲勞強度極限
取失效概率為1%,安全系數S=1,應用 公式10-12得:
[ ] = =0.93×550=511.5
[ ] = =0.96×450=432
許用接觸應力
⑤查課本由 表10-6得： =189.8MP
由 表10-7得: =1
T=95.5×10 × =95.5×10 ×3.19/626.09
=4.86×10 N.m
3.設計計算
①小齒輪的分度圓直徑d
=
②計算圓周速度
③計算齒寬b和模數
計算齒寬b
b= =49.53mm
計算摸數m
初選螺旋角 =14
=
④計算齒寬與高之比
齒高h=2.25 =2.25×2.00=4.50
= =11.01
⑤計算縱向重合度
=0.318 =1.903
⑥計算載荷系數K
使用系數 =1
根據 ,7級精度, 查課本由 表10-8得
動載系數K =1.07,
查課本由 表10-4得K 的計算公式:
K = +0.23×10 ×b
=1.12+0.18(1+0.6 1) ×1+0.23×10 ×49.53=1.42
查課本由 表10-13得: K =1.35
查課本由 表10-3 得: K = =1.2
故載荷系數:
K＝K K K K =1×1.07×1.2×1.42=1.82
⑦按實際載荷系數校正所算得的分度圓直徑
d =d =49.53× =51.73
⑧計算模數
=
4. 齒根彎曲疲勞強度設計
由彎曲強度的設計公式
≥
⑴ 確定公式內各計算數值
① 小齒輪傳遞的轉矩 ＝48.6kN•m
確定齒數z
因為是硬齒面，故取z ＝24，z ＝i z ＝3.24×24＝77.76
傳動比誤差 i＝u＝z / z ＝78/24＝3.25
Δi＝0.032％ 5％，允許
② 計算當量齒數
z ＝z /cos ＝24/ cos 14 ＝26.27
z ＝z /cos ＝78/ cos 14 ＝85.43
③ 初選齒寬系數
按對稱布置，由表查得 ＝1
④ 初選螺旋角
初定螺旋角 ＝14
⑤ 載荷系數K
K＝K K K K =1×1.07×1.2×1.35＝1.73
⑥ 查取齒形系數Y 和應力校正系數Y
查課本由 表10-5得:
齒形系數Y ＝2.592 Y ＝2.211
應力校正系數Y ＝1.596 Y ＝1.774
⑦ 重合度系數Y
端面重合度近似為 ＝[1.88-3.2×（ ）] ＝[1.88－3.2×（1/24＋1/78）]×cos14 ＝1.655
＝arctg（tg /cos ）＝arctg（tg20 /cos14 ）＝20.64690
＝14.07609
因為 ＝ /cos ，則重合度系數為Y ＝0.25+0.75 cos / ＝0.673
⑧ 螺旋角系數Y
軸向重合度 ＝ ＝1.825,
Y ＝1－ ＝0.78
⑨ 計算大小齒輪的
安全系數由表查得S ＝1.25
工作壽命兩班制，8年，每年工作300天
小齒輪應力循環次數N1＝60nkt ＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10
大齒輪應力循環次數N2＝N1/u＝6.255×10 /3.24＝1.9305×10
查課本由 表10-20c得到彎曲疲勞強度極限
小齒輪 大齒輪
查課本由 表10-18得彎曲疲勞壽命系數:
K =0.86 K =0.93
取彎曲疲勞安全系數 S=1.4
[ ] =
[ ] =
大齒輪的數值大.選用.
⑵ 設計計算
① 計算模數
對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數m 大於由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，按GB/T1357-1987圓整為標准模數,取m =2mm但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d =51.73 來計算應有的齒數.於是由:
z = =25.097 取z =25
那麼z =3.24×25=81
② 幾何尺寸計算
計算中心距 a= = =109.25
將中心距圓整為110
按圓整後的中心距修正螺旋角
=arccos
因 值改變不多,故參數 , , 等不必修正.
計算大.小齒輪的分度圓直徑
d = =51.53
d = =166.97
計算齒輪寬度
B=
圓整的
（二） 低速級齒輪傳動的設計計算
⑴ 材料：低速級小齒輪選用45鋼調質，齒面硬度為小齒輪 280HBS 取小齒齒數 =30
速級大齒輪選用45鋼正火，齒面硬度為大齒輪 240HBS z =2.33×30=69.9 圓整取z =70.
⑵ 齒輪精度
按GB/T10095－1998，選擇7級，齒根噴丸強化。
⑶ 按齒面接觸強度設計
1. 確定公式內的各計算數值
①試選K =1.6
②查課本由 圖10-30選取區域系數Z =2.45
③試選 ,查課本由 圖10-26查得
=0.83 =0.88 =0.83+0.88=1.71
應力循環次數
N =60×n ×j×L =60×193.24×1×(2×8×300×8)
=4.45×10
N = 1.91×10
由課本 圖10-19查得接觸疲勞壽命系數
K =0.94 K = 0.97
查課本由 圖10-21d
按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 ,
大齒輪的接觸疲勞強度極限
取失效概率為1%,安全系數S=1,則接觸疲勞許用應力
[ ] = =
[ ] = =0.98×550/1=517
[ 540.5
查課本由 表10-6查材料的彈性影響系數Z =189.8MP
選取齒寬系數
T=95.5×10 × =95.5×10 ×2.90/193.24
=14.33×10 N.m
=65.71
2. 計算圓周速度
0.665
3. 計算齒寬
b= d =1×65.71=65.71
4. 計算齒寬與齒高之比
模數 m =
齒高 h=2.25×m =2.25×2.142=5.4621
=65.71/5.4621=12.03
5. 計算縱向重合度
6. 計算載荷系數K
K =1.12+0.18(1+0.6 +0.23×10 ×b
=1.12+0.18(1+0.6)+ 0.23×10 ×65.71=1.4231
使用系數K =1
同高速齒輪的設計,查表選取各數值
=1.04 K =1.35 K =K =1.2
故載荷系數
K＝ =1×1.04×1.2×1.4231=1.776
7. 按實際載荷系數校正所算的分度圓直徑
d =d =65.71×
計算模數
3. 按齒根彎曲強度設計
m≥
一確定公式內各計算數值
（1） 計算小齒輪傳遞的轉矩 ＝143.3kN•m
（2） 確定齒數z
因為是硬齒面，故取z ＝30，z ＝i ×z ＝2.33×30＝69.9
傳動比誤差 i＝u＝z / z ＝69.9/30＝2.33
Δi＝0.032％ 5％，允許
（3） 初選齒寬系數
按對稱布置，由表查得 ＝1
（4） 初選螺旋角
初定螺旋角 ＝12
（5） 載荷系數K
K＝K K K K =1×1.04×1.2×1.35＝1.6848
（6） 當量齒數
z ＝z /cos ＝30/ cos 12 ＝32.056
z ＝z /cos ＝70/ cos 12 ＝74.797
由課本 表10-5查得齒形系數Y 和應力修正系數Y
（7） 螺旋角系數Y
軸向重合度 ＝ ＝2.03
Y ＝1－ ＝0.797
（8） 計算大小齒輪的
查課本由 圖10-20c得齒輪彎曲疲勞強度極限
查課本由 圖10-18得彎曲疲勞壽命系數
K =0.90 K =0.93 S=1.4
[ ] =
[ ] =
計算大小齒輪的 ,並加以比較
大齒輪的數值大,選用大齒輪的尺寸設計計算.
① 計算模數
對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數m 大於由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，按GB/T1357-1987圓整為標准模數,取m =3mm但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d =72.91 來計算應有的齒數.
z = =27.77 取z =30
z =2.33×30=69.9 取z =70
② 初算主要尺寸
計算中心距 a= = =102.234
將中心距圓整為103
修正螺旋角
=arccos
因 值改變不多,故參數 , , 等不必修正
分度圓直徑
d = =61.34
d = =143.12
計算齒輪寬度
圓整後取
低速級大齒輪如上圖：
齒輪各設計參數附表
1. 各軸轉速n
(r/min)
(r/min)
(r/min)
(r/min)
626.09 193.24 84.38 84.38
2. 各軸輸入功率 P
（kw）
（kw）
（kw）
(kw)
3.26 3.04 2.83 2.75
3. 各軸輸入轉矩 T
(kN•m)
(kN•m)
(kN•m)
(kN•m)
49.79 151.77 326.98 307.52
6.傳動軸承和傳動軸的設計
1. 傳動軸承的設計
⑴. 求輸出軸上的功率P ，轉速 ，轉矩
P =2.83KW =84.38r/min
=326.98N．m
⑵. 求作用在齒輪上的力
已知低速級大齒輪的分度圓直徑為
=143.21
而 F =
F = F
F = F tan =4348.16×0.246734=1072.84N
圓周力F ，徑向力F 及軸向力F 的方向如圖示:
⑶. 初步確定軸的最小直徑
先按課本15-2初步估算軸的最小直徑,選取軸的材料為45鋼,調質處理,根據課本 取
輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處的直徑 ,為了使所選的軸與聯軸器吻合,故需同時選取聯軸器的型號
查課本 ,選取
因為計算轉矩小於聯軸器公稱轉矩,所以
查《機械設計手冊》
選取LT7型彈性套柱銷聯軸器其公稱轉矩為500Nm,半聯軸器的孔徑
⑷. 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度
① 為了滿足半聯軸器的要求的軸向定位要求,Ⅰ-Ⅱ軸段右端需要制出一軸肩,故取Ⅱ-Ⅲ的直徑 ;左端用軸端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直徑 半聯軸器與 為了保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上而不壓在軸端上, 故Ⅰ-Ⅱ的長度應比 略短一些,現取
② 初步選擇滾動軸承.因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用,故選用單列角接觸球軸承.參照工作要求並根據 ,由軸承產品目錄中初步選取0基本游隙組 標准精度級的單列角接觸球軸承7010C型.
D B
軸承代號
45 85 19 58.8 73.2 7209AC
45 85 19 60.5 70.2 7209B
45 100 25 66.0 80.0 7309B
50 80 16 59.2 70.9 7010C
50 80 16 59.2 70.9 7010AC
50 90 20 62.4 77.7 7210C
2. 從動軸的設計
對於選取的單向角接觸球軸承其尺寸為的 ,故 ;而 .
右端滾動軸承採用軸肩進行軸向定位.由手冊上查得7010C型軸承定位軸肩高度 mm,
③ 取安裝齒輪處的軸段 ;齒輪的右端與左軸承之間採用套筒定位.已知齒輪 的寬度為75mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪,此軸段應略短於輪轂寬度,故取 . 齒輪的左端採用軸肩定位,軸肩高3.5,取 .軸環寬度 ,取b=8mm.
④ 軸承端蓋的總寬度為20mm(由減速器及軸承端蓋的結構設計而定) .根據軸承端蓋的裝拆及便於對軸承添加潤滑脂的要求,取端蓋的外端面與半聯軸器右端面間的距離 ,故取 .
⑤ 取齒輪距箱體內壁之距離a=16 ,兩圓柱齒輪間的距離c=20 .考慮到箱體的鑄造誤差,在確定滾動軸承位置時,應距箱體內壁一段距離 s,取s=8 ,已知滾動軸承寬度T=16 ,
高速齒輪輪轂長L=50 ,則
至此,已初步確定了軸的各端直徑和長度.
5. 求軸上的載荷
首先根據結構圖作出軸的計算簡圖, 確定頂軸承的支點位置時,
查《機械設計手冊》20-149表20.6-7.
對於7010C型的角接觸球軸承,a=16.7mm,因此,做為簡支梁的軸的支承跨距.
傳動軸總體設計結構圖:
(從動軸)
(中間軸)
(主動軸)
從動軸的載荷分析圖:
6. 按彎曲扭轉合成應力校核軸的強度
根據
= =
前已選軸材料為45鋼，調質處理。
查表15-1得[ ]=60MP
〈 [ ] 此軸合理安全
7. 精確校核軸的疲勞強度.
⑴. 判斷危險截面
截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用。所以A Ⅱ Ⅲ B無需校核.從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看,截面Ⅵ和Ⅶ處過盈配合引起的應力集中最嚴重,從受載來看,截面C上的應力最大.截面Ⅵ的應力集中的影響和截面Ⅶ的相近,但是截面Ⅵ不受扭矩作用,同時軸徑也較大,故不必做強度校核.截面C上雖然應力最大,但是應力集中不大,而且這里的直徑最大,故C截面也不必做強度校核,截面Ⅳ和Ⅴ顯然更加不必要做強度校核.由第3章的附錄可知,鍵槽的應力集中較系數比過盈配合的小，因而,該軸只需膠合截面Ⅶ左右兩側需驗證即可.
⑵. 截面Ⅶ左側。
抗彎系數 W=0.1 = 0.1 =12500
抗扭系數 =0.2 =0.2 =25000
截面Ⅶ的右側的彎矩M為
截面Ⅳ上的扭矩 為 =311.35
截面上的彎曲應力
截面上的扭轉應力
= =
軸的材料為45鋼。調質處理。
由課本 表15-1查得：
因
經插入後得
2.0 =1.31
軸性系數為
=0.85
K =1+ =1.82
K =1+ （ -1）=1.26
所以
綜合系數為： K =2.8
K =1.62
碳鋼的特性系數 取0.1
取0.05
安全系數
S = 25.13
S 13.71
≥S=1.5 所以它是安全的
截面Ⅳ右側
抗彎系數 W=0.1 = 0.1 =12500
抗扭系數 =0.2 =0.2 =25000
截面Ⅳ左側的彎矩M為 M=133560
截面Ⅳ上的扭矩 為 =295
截面上的彎曲應力
截面上的扭轉應力
= = K =
K =
所以
綜合系數為：
K =2.8 K =1.62
碳鋼的特性系數
取0.1 取0.05
安全系數
S = 25.13
S 13.71
≥S=1.5 所以它是安全的
8.鍵的設計和計算
①選擇鍵聯接的類型和尺寸
一般8級以上精度的尺寸的齒輪有定心精度要求，應用平鍵.
根據 d =55 d =65
查表6-1取： 鍵寬 b =16 h =10 =36
b =20 h =12 =50
②校和鍵聯接的強度
查表6-2得 [ ]=110MP
工作長度 36-16=20
50-20=30
③鍵與輪轂鍵槽的接觸高度
K =0.5 h =5
K =0.5 h =6
由式（6-1）得：
＜[ ]
＜[ ]
兩者都合適
取鍵標記為：
鍵2：16×36 A GB/T1096-1979
鍵3：20×50 A GB/T1096-1979
9.箱體結構的設計
減速器的箱體採用鑄造（HT200）製成，採用剖分式結構為了保證齒輪佳合質量，
大端蓋分機體採用 配合.
1. 機體有足夠的剛度
在機體為加肋，外輪廓為長方形，增強了軸承座剛度
2. 考慮到機體內零件的潤滑，密封散熱。
因其傳動件速度小於12m/s，故採用侵油潤油，同時為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂到油池底面的距離H為40mm
為保證機蓋與機座連接處密封，聯接凸緣應有足夠的寬度，聯接表面應精創，其表面粗糙度為
3. 機體結構有良好的工藝性.
鑄件壁厚為10，圓角半徑為R=3。機體外型簡單，拔模方便.
4. 對附件設計
A 視孔蓋和窺視孔
在機蓋頂部開有窺視孔，能看到 傳動零件齒合區的位置，並有足夠的空間，以便於能伸入進行操作，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，有便於機械加工出支承蓋板的表面並用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵製成，用M6緊固
B 油螺塞：
放油孔位於油池最底處，並安排在減速器不與其他部件靠近的一側，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機體外壁應凸起一塊，由機械加工成螺塞頭部的支承面，並加封油圈加以密封。
C 油標：
油標位在便於觀察減速器油麵及油麵穩定之處。
油尺安置的部位不能太低，以防油進入油尺座孔而溢出.
D 通氣孔：
由於減速器運轉時，機體內溫度升高，氣壓增大，為便於排氣，在機蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達到體內為壓力平衡.
E 蓋螺釘：
啟蓋螺釘上的螺紋長度要大於機蓋聯結凸緣的厚度。
釘桿端部要做成圓柱形，以免破壞螺紋.
F 位銷：
為保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯結凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度.
G 吊鉤：
在機蓋上直接鑄出吊鉤和吊環，用以起吊或搬運較重的物體.
減速器機體結構尺寸如下：
名稱 符號 計算公式 結果
箱座壁厚
10
箱蓋壁厚
9
箱蓋凸緣厚度
12
箱座凸緣厚度
15
箱座底凸緣厚度
25
地腳螺釘直徑
M24
地腳螺釘數目
查手冊 6
軸承旁聯接螺栓直徑
M12
機蓋與機座聯接螺栓直徑
=（0.5~0.6）
M10
軸承端蓋螺釘直徑
=（0.4~0.5）
10
視孔蓋螺釘直徑
=（0.3~0.4）
8
定位銷直徑
=（0.7~0.8）
8
， ， 至外機壁距離
查機械課程設計指導書表4 34
22
18
， 至凸緣邊緣距離
查機械課程設計指導書表4 28
16
外機壁至軸承座端面距離
= + +（8~12）
50
大齒輪頂圓與內機壁距離
>1.2
15
齒輪端面與內機壁距離
>
10
機蓋，機座肋厚
9 8.5
軸承端蓋外徑
+（5~5.5）
120（1軸）125（2軸）
150（3軸）
軸承旁聯結螺栓距離
120（1軸）125（2軸）
150（3軸）
10. 潤滑密封設計
對於二級圓柱齒輪減速器，因為傳動裝置屬於輕型的，且傳速較低，所以其速度遠遠小於 ，所以採用脂潤滑，箱體內選用SH0357-92中的50號潤滑，裝至規定高度.
油的深度為H+
H=30 =34
所以H+ =30+34=64
其中油的粘度大，化學合成油，潤滑效果好。
密封性來講為了保證機蓋與機座聯接處密封，聯接
凸緣應有足夠的寬度，聯接表面應精創，其表面粗度應為
密封的表面要經過刮研。而且，凸緣聯接螺柱之間的距離不宜太
大，國150mm。並勻均布置，保證部分面處的密封性。
11.聯軸器設計
1.類型選擇.
為了隔離振動和沖擊，選用彈性套柱銷聯軸器.
2.載荷計算.
公稱轉矩：T=9550 9550 333.5
查課本 ,選取
所以轉矩
因為計算轉矩小於聯軸器公稱轉矩,所以
查《機械設計手冊》
選取LT7型彈性套柱銷聯軸器其公稱轉矩為500Nm
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4. 機械課程設計盤磨機傳動裝置
我做的是普通減速機，磨盤機不清楚，我只能復制個樣本給你
目 錄
一 課程設計書 2
二 設計要求 2
三 設計步驟 2
1. 傳動裝置總體設計方案 3
2. 電動機的選擇 4
3. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 5
4. 計算傳動裝置的運動和動力參數 5
6. 齒輪的設計 8
7. 滾動軸承和傳動軸的設計 19
8. 鍵聯接設計 26
9. 箱體結構的設計 27
10.潤滑密封設計 30
11.聯軸器設計 30
四 設計小結 31
五 參考資料 32
一. 課程設計書
設計課題:
設計一用於帶式運輸機上的兩級齒輪減速器.運輸機連續單向運轉,載荷有輕微沖擊，工作環境多塵，通風良好,空載起動,捲筒效率為0.96(包括其支承軸承效率的損失),減速器小批量生產,使用期限10年(300天/年),三班制工作,滾筒轉速容許速度誤差為5%,車間有三相交流,電壓380/220V。
參數:
皮帶有效拉力F（KN） 3.2
皮帶運行速度V（m/s） 1.4
滾筒直徑D（mm） 400
二. 設計要求
1.減速器裝配圖1張(0號)。
2.零件工作圖2-3張(A2)。
3.設計計算說明書1份。
三. 設計步驟
1. 傳動裝置總體設計方案
2. 電動機的選擇
3. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比
4. 計算傳動裝置的運動和動力參數
5. 齒輪的設計
6. 滾動軸承和傳動軸的設計
7. 鍵聯接設計
8. 箱體結構設計
9. 潤滑密封設計
10. 聯軸器設計
1.傳動裝置總體設計方案:
1. 組成：傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。
2. 特點：齒輪相對於軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，
要求軸有較大的剛度。
3. 確定傳動方案：考慮到電機轉速高，傳動功率大，將V帶設置在高速級。
其傳動方案如下：
圖一:(傳動裝置總體設計圖)
初步確定傳動系統總體方案如:傳動裝置總體設計圖所示。
選擇V帶傳動和二級圓柱斜齒輪減速器。
傳動裝置的總效率
為V帶的傳動效率, 為軸承的效率，
為對齒輪傳動的效率，（齒輪為7級精度，油脂潤滑）
為聯軸器的效率， 為滾筒的效率
因是薄壁防護罩,採用開式效率計算。
取 =0.96 =0.98 =0.95 =0.99 =0.96
＝0.96× × ×0.99×0.96＝0.760；
2.電動機的選擇
電動機所需工作功率為： P ＝P/η ＝3200×1.4/1000×0.760＝3.40kW
滾筒軸工作轉速為n＝ = =66.88r/min，
經查表按推薦的傳動比合理范圍，V帶傳動的傳動比i ＝2～4，二級圓柱斜齒輪減速器傳動比i ＝8～40，
則總傳動比合理范圍為i ＝16～160，電動機轉速的可選范圍為n ＝i ×n＝（16～160）×66.88＝1070.08～10700.8r/min。
綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，
選定型號為Y112M—4的三相非同步電動機，額定功率為4.0
額定電流8.8A，滿載轉速 1440 r/min，同步轉速1500r/min。
方案 電動機型號 額定功 率
P
kw 電動機轉速
電動機重量
N 參考價格
元 傳動裝置的傳動比
同步轉速 滿載轉速 總傳動 比 V帶傳 動 減速器
1 Y112M-4 4 1500 1440 470 230 125.65 3.5 35.90
3.確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比
（1）總傳動比
由選定的電動機滿載轉速n 和工作機主動軸轉速n，可得傳動裝置總傳動比為 ＝n /n＝1440/66.88＝17.05
（2）分配傳動裝置傳動比
＝ ×
式中 分別為帶傳動和減速器的傳動比。
為使V帶傳動外廓尺寸不致過大，初步取 ＝2.3（實際的傳動比要在設計V帶傳動時，由所選大、小帶輪的標準直徑之比計算），則減速器傳動比為
＝ ＝17.05/2.3＝7.41
根據展開式布置，考慮潤滑條件，為使兩級大齒輪直徑相近，查圖得高速級傳動比為 ＝3.24，則 ＝ ＝2.29
4.計算傳動裝置的運動和動力參數
（1） 各軸轉速
＝ ＝1440/2.3＝626.09r/min
＝ ＝626.09/3.24＝193.24r/min
＝ / ＝193.24/2.29=84.38 r/min
= =84.38 r/min
（2） 各軸輸入功率
＝ × ＝3.40×0.96＝3.26kW
＝ ×η2× ＝3.26×0.98×0.95＝3.04kW
＝ ×η2× ＝3.04×0.98×0.95＝2.83kW
＝ ×η2×η4=2.83×0.98×0.99＝2.75kW
則各軸的輸出功率：
＝ ×0.98=3.26×0.98=3.19 kW
＝ ×0.98=3.04×0.98=2.98 kW
＝ ×0.98=2.83×0.98=2.77kW
＝ ×0.98=2.75×0.98=2.70 kW
（3） 各軸輸入轉矩
= × × N•m
電動機軸的輸出轉矩 =9550 =9550×3.40/1440=22.55 N•m
所以: ＝ × × =22.55×2.3×0.96=49.79 N•m
＝ × × × =49.79×3.24×0.96×0.98=151.77 N•m
＝ × × × =151.77×2.29×0.98×0.95=326.98N•m
= × × =326.98×0.95×0.99=307.52 N•m
輸出轉矩： ＝ ×0.98=49.79×0.98=48.79 N•m
＝ ×0.98=151.77×0.98=148.73 N•m
＝ ×0.98=326.98×0.98=320.44N•m
＝ ×0.98=307.52×0.98=301.37 N•m
運動和動力參數結果如下表
軸名 功率P KW 轉矩T Nm 轉速r/min
輸入 輸出 輸入 輸出
電動機軸 3.40 22.55 1440
1軸 3.26 3.19 49.79 48.79 626.09
2軸 3.04 2.98 151.77 148.73 193.24
3軸 2.83 2.77 326.98 320.44 84.38
4軸 2.75 2.70 307.52 301.37 84.38
5.齒輪的設計
（一）高速級齒輪傳動的設計計算
1． 齒輪材料，熱處理及精度
考慮此減速器的功率及現場安裝的限制，故大小齒輪都選用硬齒面漸開線斜齒輪
（1）齒輪材料及熱處理
① 材料：高速級小齒輪選用45#鋼調質，齒面硬度為小齒輪 280HBS 取小齒齒數 =24
高速級大齒輪選用45#鋼正火，齒面硬度為大齒輪 240HBS Z = ×Z =3.24×24=77.76 取Z =78.
② 齒輪精度
按GB/T10095－1998，選擇7級，齒根噴丸強化。
2．初步設計齒輪傳動的主要尺寸
按齒面接觸強度設計
確定各參數的值:
①試選 =1.6
查課本 圖10-30 選取區域系數 Z =2.433
由課本 圖10-26
則
②由課本 公式10-13計算應力值環數
N =60n j =60×626.09×1×（2×8×300×8）
=1.4425×10 h
N = =4.45×10 h #(3.25為齒數比,即3.25= )
③查課本 10-19圖得：K =0.93 K =0.96
④齒輪的疲勞強度極限
取失效概率為1%,安全系數S=1,應用 公式10-12得:
[ ] = =0.93×550=511.5
[ ] = =0.96×450=432
許用接觸應力
⑤查課本由 表10-6得： =189.8MP
由 表10-7得: =1
T=95.5×10 × =95.5×10 ×3.19/626.09
=4.86×10 N.m
3.設計計算
①小齒輪的分度圓直徑d
=
②計算圓周速度
③計算齒寬b和模數
計算齒寬b
b= =49.53mm
計算摸數m
初選螺旋角 =14
=
④計算齒寬與高之比
齒高h=2.25 =2.25×2.00=4.50
= =11.01
⑤計算縱向重合度
=0.318 =1.903
⑥計算載荷系數K
使用系數 =1
根據 ,7級精度, 查課本由 表10-8得
動載系數K =1.07,
查課本由 表10-4得K 的計算公式:
K = +0.23×10 ×b
=1.12+0.18(1+0.6 1) ×1+0.23×10 ×49.53=1.42
查課本由 表10-13得: K =1.35
查課本由 表10-3 得: K = =1.2
故載荷系數:
K＝K K K K =1×1.07×1.2×1.42=1.82
⑦按實際載荷系數校正所算得的分度圓直徑
d =d =49.53× =51.73
⑧計算模數
=
4. 齒根彎曲疲勞強度設計
由彎曲強度的設計公式
≥
⑴ 確定公式內各計算數值
① 小齒輪傳遞的轉矩 ＝48.6kN•m
確定齒數z
因為是硬齒面，故取z ＝24，z ＝i z ＝3.24×24＝77.76
傳動比誤差 i＝u＝z / z ＝78/24＝3.25
Δi＝0.032％ 5％，允許
② 計算當量齒數
z ＝z /cos ＝24/ cos 14 ＝26.27
z ＝z /cos ＝78/ cos 14 ＝85.43
③ 初選齒寬系數
按對稱布置，由表查得 ＝1
④ 初選螺旋角
初定螺旋角 ＝14
⑤ 載荷系數K
K＝K K K K =1×1.07×1.2×1.35＝1.73
⑥ 查取齒形系數Y 和應力校正系數Y
查課本由 表10-5得:
齒形系數Y ＝2.592 Y ＝2.211
應力校正系數Y ＝1.596 Y ＝1.774
⑦ 重合度系數Y
端面重合度近似為 ＝[1.88-3.2×（ ）] ＝[1.88－3.2×（1/24＋1/78）]×cos14 ＝1.655
＝arctg（tg /cos ）＝arctg（tg20 /cos14 ）＝20.64690
＝14.07609
因為 ＝ /cos ，則重合度系數為Y ＝0.25+0.75 cos / ＝0.673
⑧ 螺旋角系數Y
軸向重合度 ＝ ＝1.825,
Y ＝1－ ＝0.78
⑨ 計算大小齒輪的
安全系數由表查得S ＝1.25
工作壽命兩班制，8年，每年工作300天
小齒輪應力循環次數N1＝60nkt ＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10
大齒輪應力循環次數N2＝N1/u＝6.255×10 /3.24＝1.9305×10
查課本由 表10-20c得到彎曲疲勞強度極限
小齒輪 大齒輪
查課本由 表10-18得彎曲疲勞壽命系數:
K =0.86 K =0.93
取彎曲疲勞安全系數 S=1.4
[ ] =
[ ] =
大齒輪的數值大.選用.
⑵ 設計計算
① 計算模數
對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數m 大於由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，按GB/T1357-1987圓整為標准模數,取m =2mm但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d =51.73 來計算應有的齒數.於是由:
z = =25.097 取z =25
那麼z =3.24×25=81
② 幾何尺寸計算
計算中心距 a= = =109.25
將中心距圓整為110
按圓整後的中心距修正螺旋角
=arccos
因 值改變不多,故參數 , , 等不必修正.
計算大.小齒輪的分度圓直徑
d = =51.53
d = =166.97
計算齒輪寬度
B=
圓整的
（二） 低速級齒輪傳動的設計計算
⑴ 材料：低速級小齒輪選用45鋼調質，齒面硬度為小齒輪 280HBS 取小齒齒數 =30
速級大齒輪選用45鋼正火，齒面硬度為大齒輪 240HBS z =2.33×30=69.9 圓整取z =70.
⑵ 齒輪精度
按GB/T10095－1998，選擇7級，齒根噴丸強化。
⑶ 按齒面接觸強度設計
1. 確定公式內的各計算數值
①試選K =1.6
②查課本由 圖10-30選取區域系數Z =2.45
③試選 ,查課本由 圖10-26查得
=0.83 =0.88 =0.83+0.88=1.71
應力循環次數
N =60×n ×j×L =60×193.24×1×(2×8×300×8)
=4.45×10
N = 1.91×10
由課本 圖10-19查得接觸疲勞壽命系數
K =0.94 K = 0.97
查課本由 圖10-21d
按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 ,
大齒輪的接觸疲勞強度極限
取失效概率為1%,安全系數S=1,則接觸疲勞許用應力
[ ] = =
[ ] = =0.98×550/1=517
[ 540.5
查課本由 表10-6查材料的彈性影響系數Z =189.8MP
選取齒寬系數
T=95.5×10 × =95.5×10 ×2.90/193.24
=14.33×10 N.m
=65.71
2. 計算圓周速度
0.665
3. 計算齒寬
b= d =1×65.71=65.71
4. 計算齒寬與齒高之比
模數 m =
齒高 h=2.25×m =2.25×2.142=5.4621
=65.71/5.4621=12.03
5. 計算縱向重合度
6. 計算載荷系數K
K =1.12+0.18(1+0.6 +0.23×10 ×b
=1.12+0.18(1+0.6)+ 0.23×10 ×65.71=1.4231
使用系數K =1
同高速齒輪的設計,查表選取各數值
=1.04 K =1.35 K =K =1.2
故載荷系數
K＝ =1×1.04×1.2×1.4231=1.776
7. 按實際載荷系數校正所算的分度圓直徑
d =d =65.71×
計算模數
3. 按齒根彎曲強度設計
m≥
一確定公式內各計算數值
（1） 計算小齒輪傳遞的轉矩 ＝143.3kN•m
（2） 確定齒數z
因為是硬齒面，故取z ＝30，z ＝i ×z ＝2.33×30＝69.9
傳動比誤差 i＝u＝z / z ＝69.9/30＝2.33
Δi＝0.032％ 5％，允許
（3） 初選齒寬系數
按對稱布置，由表查得 ＝1
（4） 初選螺旋角
初定螺旋角 ＝12
（5） 載荷系數K
K＝K K K K =1×1.04×1.2×1.35＝1.6848
（6） 當量齒數
z ＝z /cos ＝30/ cos 12 ＝32.056
z ＝z /cos ＝70/ cos 12 ＝74.797
由課本 表10-5查得齒形系數Y 和應力修正系數Y
（7） 螺旋角系數Y
軸向重合度 ＝ ＝2.03
Y ＝1－ ＝0.797
（8） 計算大小齒輪的
查課本由 圖10-20c得齒輪彎曲疲勞強度極限
查課本由 圖10-18得彎曲疲勞壽命系數
K =0.90 K =0.93 S=1.4
[ ] =
[ ] =
計算大小齒輪的 ,並加以比較
大齒輪的數值大,選用大齒輪的尺寸設計計算.
① 計算模數
對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數m 大於由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，按GB/T1357-1987圓整為標准模數,取m =3mm但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d =72.91 來計算應有的齒數.
z = =27.77 取z =30
z =2.33×30=69.9 取z =70
② 初算主要尺寸
計算中心距 a= = =102.234
將中心距圓整為103
修正螺旋角
=arccos
因 值改變不多,故參數 , , 等不必修正
分度圓直徑
d = =61.34
d = =143.12
計算齒輪寬度
圓整後取
低速級大齒輪如上圖：
齒輪各設計參數附表
1. 各軸轉速n
(r/min)
(r/min)
(r/min)
(r/min)
626.09 193.24 84.38 84.38
2. 各軸輸入功率 P
（kw）
（kw）
（kw）
(kw)
3.26 3.04 2.83 2.75
3. 各軸輸入轉矩 T
(kN•m)
(kN•m)
(kN•m)
(kN•m)
49.79 151.77 326.98 307.52
6.傳動軸承和傳動軸的設計
1. 傳動軸承的設計
⑴. 求輸出軸上的功率P ，轉速 ，轉矩
P =2.83KW =84.38r/min
=326.98N．m
⑵. 求作用在齒輪上的力
已知低速級大齒輪的分度圓直徑為
=143.21
而 F =
F = F
F = F tan =4348.16×0.246734=1072.84N
圓周力F ，徑向力F 及軸向力F 的方向如圖示:
⑶. 初步確定軸的最小直徑
先按課本15-2初步估算軸的最小直徑,選取軸的材料為45鋼,調質處理,根據課本 取
輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處的直徑 ,為了使所選的軸與聯軸器吻合,故需同時選取聯軸器的型號
查課本 ,選取
因為計算轉矩小於聯軸器公稱轉矩,所以
查《機械設計手冊》
選取LT7型彈性套柱銷聯軸器其公稱轉矩為500Nm,半聯軸器的孔徑
⑷. 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度
① 為了滿足半聯軸器的要求的軸向定位要求,Ⅰ-Ⅱ軸段右端需要制出一軸肩,故取Ⅱ-Ⅲ的直徑 ;左端用軸端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直徑 半聯軸器與 為了保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上而不壓在軸端上, 故Ⅰ-Ⅱ的長度應比 略短一些,現取
② 初步選擇滾動軸承.因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用,故選用單列角接觸球軸承.參照工作要求並根據 ,由軸承產品目錄中初步選取0基本游隙組 標准精度級的單列角接觸球軸承7010C型.
D B
軸承代號
45 85 19 58.8 73.2 7209AC
45 85 19 60.5 70.2 7209B
45 100 25 66.0 80.0 7309B
50 80 16 59.2 70.9 7010C
50 80 16 59.2 70.9 7010AC
50 90 20 62.4 77.7 7210C
2. 從動軸的設計
對於選取的單向角接觸球軸承其尺寸為的 ,故 ;而 .
右端滾動軸承採用軸肩進行軸向定位.由手冊上查得7010C型軸承定位軸肩高度 mm,
③ 取安裝齒輪處的軸段 ;齒輪的右端與左軸承之間採用套筒定位.已知齒輪 的寬度為75mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪,此軸段應略短於輪轂寬度,故取 . 齒輪的左端採用軸肩定位,軸肩高3.5,取 .軸環寬度 ,取b=8mm.
④ 軸承端蓋的總寬度為20mm(由減速器及軸承端蓋的結構設計而定) .根據軸承端蓋的裝拆及便於對軸承添加潤滑脂的要求,取端蓋的外端面與半聯軸器右端面間的距離 ,故取 .
⑤ 取齒輪距箱體內壁之距離a=16 ,兩圓柱齒輪間的距離c=20 .考慮到箱體的鑄造誤差,在確定滾動軸承位置時,應距箱體內壁一段距離 s,取s=8 ,已知滾動軸承寬度T=16 ,
高速齒輪輪轂長L=50 ,則
至此,已初步確定了軸的各端直徑和長度.
5. 求軸上的載荷
首先根據結構圖作出軸的計算簡圖, 確定頂軸承的支點位置時,
查《機械設計手冊》20-149表20.6-7.
對於7010C型的角接觸球軸承,a=16.7mm,因此,做為簡支梁的軸的支承跨距.
傳動軸總體設計結構圖:
(從動軸)
(中間軸)
(主動軸)
從動軸的載荷分析圖:
6. 按彎曲扭轉合成應力校核軸的強度
根據
= =
前已選軸材料為45鋼，調質處理。
查表15-1得[ ]=60MP
〈 [ ] 此軸合理安全
7. 精確校核軸的疲勞強度.
⑴. 判斷危險截面
截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用。所以A Ⅱ Ⅲ B無需校核.從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看,截面Ⅵ和Ⅶ處過盈配合引起的應力集中最嚴重,從受載來看,截面C上的應力最大.截面Ⅵ的應力集中的影響和截面Ⅶ的相近,但是截面Ⅵ不受扭矩作用,同時軸徑也較大,故不必做強度校核.截面C上雖然應力最大,但是應力集中不大,而且這里的直徑最大,故C截面也不必做強度校核,截面Ⅳ和Ⅴ顯然更加不必要做強度校核.由第3章的附錄可知,鍵槽的應力集中較系數比過盈配合的小，因而,該軸只需膠合截面Ⅶ左右兩側需驗證即可.
⑵. 截面Ⅶ左側。
抗彎系數 W=0.1 = 0.1 =12500
抗扭系數 =0.2 =0.2 =25000
截面Ⅶ的右側的彎矩M為
截面Ⅳ上的扭矩 為 =311.35
截面上的彎曲應力
截面上的扭轉應力
= =
軸的材料為45鋼。調質處理。
由課本 表15-1查得：
因
經插入後得
2.0 =1.31
軸性系數為
=0.85
K =1+ =1.82
K =1+ （ -1）=1.26
所以
綜合系數為： K =2.8
K =1.62
碳鋼的特性系數 取0.1
取0.05
安全系數
S = 25.13
S 13.71
≥S=1.5 所以它是安全的
截面Ⅳ右側
抗彎系數 W=0.1 = 0.1 =12500
抗扭系數 =0.2 =0.2 =25000
截面Ⅳ左側的彎矩M為 M=133560
截面Ⅳ上的扭矩 為 =295
截面上的彎曲應力
截面上的扭轉應力
= = K =
K =
所以
綜合系數為：
K =2.8 K =1.62
碳鋼的特性系數
取0.1 取0.05
安全系數
S = 25.13
S 13.71
≥S=1.5 所以它是安全的
8.鍵的設計和計算
①選擇鍵聯接的類型和尺寸
一般8級以上精度的尺寸的齒輪有定心精度要求，應用平鍵.
根據 d =55 d =65
查表6-1取： 鍵寬 b =16 h =10 =36
b =20 h =12 =50
②校和鍵聯接的強度
查表6-2得 [ ]=110MP
工作長度 36-16=20
50-20=30
③鍵與輪轂鍵槽的接觸高度
K =0.5 h =5
K =0.5 h =6
由式（6-1）得：
＜[ ]
＜[ ]
兩者都合適
取鍵標記為：
鍵2：16×36 A GB/T1096-1979
鍵3：20×50 A GB/T1096-1979
9.箱體結構的設計
減速器的箱體採用鑄造（HT200）製成，採用剖分式結構為了保證齒輪佳合質量，
大端蓋分機體採用 配合.
1. 機體有足夠的剛度
在機體為加肋，外輪廓為長方形，增強了軸承座剛度
2. 考慮到機體內零件的潤滑，密封散熱。
因其傳動件速度小於12m/s，故採用侵油潤油，同時為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂到油池底面的距離H為40mm
為保證機蓋與機座連接處密封，聯接凸緣應有足夠的寬度，聯接表面應精創，其表面粗糙度為
3. 機體結構有良好的工藝性.
鑄件壁厚為10，圓角半徑為R=3。機體外型簡單，拔模方便.
4. 對附件設計
A 視孔蓋和窺視孔
在機蓋頂部開有窺視孔，能看到 傳動零件齒合區的位置，並有足夠的空間，以便於能伸入進行操作，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，有便於機械加工出支承蓋板的表面並用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵製成，用M6緊固
B 油螺塞：
放油孔位於油池最底處，並安排在減速器不與其他部件靠近的一側，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機體外壁應凸起一塊，由機械加工成螺塞頭部的支承面，並加封油圈加以密封。
C 油標：
油標位在便於觀察減速器油麵及油麵穩定之處。
油尺安置的部位不能太低，以防油進入油尺座孔而溢出.
D 通氣孔：
由於減速器運轉時，機體內溫度升高，氣壓增大，為便於排氣，在機蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達到體內為壓力平衡.
E 蓋螺釘：
啟蓋螺釘上的螺紋長度要大於機蓋聯結凸緣的厚度。
釘桿端部要做成圓柱形，以免破壞螺紋.
F 位銷：
為保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯結凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度.
G 吊鉤：
在機蓋上直接鑄出吊鉤和吊環，用以起吊或搬運較重的物體.
減速器機體結構尺寸如下：
名稱 符號 計算公式 結果
箱座壁厚
10
箱蓋壁厚
9
箱蓋凸緣厚度
12
箱座凸緣厚度
15
箱座底凸緣厚度
25
地腳螺釘直徑
M24
地腳螺釘數目
查手冊 6
軸承旁聯接螺栓直徑
M12
機蓋與機座聯接螺栓直徑
=（0.5~0.6）
M10
軸承端蓋螺釘直徑
=（0.4~0.5）
10
視孔蓋螺釘直徑
=（0.3~0.4）
8
定位銷直徑
=（0.7~0.8）
8
， ， 至外機壁距離
查機械課程設計指導書表4 34
22
18
， 至凸緣邊緣距離
查機械課程設計指導書表4 28
16
外機壁至軸承座端面距離
= + +（8~12）
50
大齒輪頂圓與內機壁距離
>1.2
15
齒輪端面與內機壁距離
>
10
機蓋，機座肋厚
9 8.5
軸承端蓋外徑
+（5~5.5）
120（1軸）125（2軸）
150（3軸）
軸承旁聯結螺栓距離
120（1軸）125（2軸）
150（3軸）
10. 潤滑密封設計
對於二級圓柱齒輪減速器，因為傳動裝置屬於輕型的，且傳速較低，所以其速度遠遠小於 ，所以採用脂潤滑，箱體內選用SH0357-92中的50號潤滑，裝至規定高度.
油的深度為H+
H=30 =34
所以H+ =30+34=64
其中油的粘度大，化學合成油，潤滑效果好。
密封性來講為了保證機蓋與機座聯接處密封，聯接
凸緣應有足夠的寬度，聯接表面應精創，其表面粗度應為
密封的表面要經過刮研。而且，凸緣聯接螺柱之間的距離不宜太
大，國150mm。並勻均布置，保證部分面處的密封性。
11.聯軸器設計
1.類型選擇.
為了隔離振動和沖擊，選用彈性套柱銷聯軸器.
2.載荷計算.
公稱轉矩：T=9550 9550 333.5
查課本 ,選取
所以轉矩
因為計算轉矩小於聯軸器公稱轉矩,所以
查《機械設計手冊》
選取LT7型彈性套柱銷聯軸器其公稱轉矩為500Nm
就這樣樓
5. 盤磨機研究動態
盤磨機 disc refiner (一)又稱圓盤機或圓盤磨漿機。造紙工業中的一種連續打漿設備。包括鑄鐵機殼和一對或三個表面刻有刀紋的金屬或磨石的圓盤。漿料依靠重力或壓力進入圓盤間，受到轉動圓盤的摩擦、搓碾的打漿作用，並由離心力從磨盤周圍排出。可幾台串聯使用。減速器是盤磨機的主要傳動機構。下面是減速器的介紹~~
20世紀70-80年代，世界上減速器技術有了很大的發展，且與新技術革命的發展緊密結合。其主要類型：齒輪減速器；蝸桿減速器；齒輪—蝸桿減速器；行星齒輪減速器。通用減速機的發展趨勢如下：
①高水平、高性能。圓柱齒輪普遍採用滲碳淬火、磨齒，承載能力提高4倍以上，體積小、重量輕、雜訊低、效率高、可靠性高。
②積木式組合設計。基本參數採用優先數，尺寸規格整齊，零件通用性和互換性強，系列容易擴充和花樣翻新，利於組織批量生產和降低成本。
③型式多樣化，變型設計多。擺脫了傳統的單一的底座安裝方式，增添了空心軸懸掛式、浮動支承底座、電動機與減速器一體式聯接，多方位安裝面等不同型式，擴大使用范圍。
為了促使減速器的發展，我們必須提高的主要水平因素有：
①理論知識的日趨完善，更接近實際(如齒輪強度計算方法、修形技術、變形計算、優化設計方法、齒根圓滑過渡、新結構等)。
②採用好的材料，普遍採用各種優質合金鋼鍛件，材料和熱處理質量控制水平提高。
③結構設計更合理。
④加工精度提高到ISO5-6級。
⑤軸承質量和壽命提高。
⑥潤滑油質量提高。
行業調研顯示，改革開放以來，我國引進一批先進加工裝備，通過引進、消化、吸收國外先進技術和科研攻關，逐步掌握了各種高速和低 速重載齒輪裝置的設計製造技術。材料和熱處理質量及齒輪加工精度均有較大提高，通用圓柱齒輪的製造精度可從JB179-60的8-9級提高到GB10095-88的6級，高速齒輪的製造精度可穩定在4-5級。
部分減速器採用硬齒面後，體積和質量明顯減小，承載能力、使用壽命、傳動效率有了較大的提高，對節能和提高主機的總體水平起到很大的作用。我國自行設計製造的高速齒輪減(增)速器的功率已達42000kW ，齒輪圓周速度達150m/s以上。但是，我國大多數減速器的技術水平還不高，老產品不可能立即被取代，新老產品並存過渡會經歷一段較長的時間。
綜上所述，我們知道我國減速機的發展還不是很快，我們不惜要提高減速機的技術水平，不斷的更新新的技術才行，但是，總體看來我國減速機的發展趨勢還是很不錯的，發展空間很大，有很大的進步空間。
6. 機械盤磨機設計
我也在做這個題也 老兄
我只能提供樣本給你哈 具體的還是得靠你自己啦
目 錄
一 課程設計書 2
二 設計要求 2
三 設計步驟 2
1. 傳動裝置總體設計方案 3
2. 電動機的選擇 4
3. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 5
4. 計算傳動裝置的運動和動力參數 5
6. 齒輪的設計 8
7. 滾動軸承和傳動軸的設計 19
8. 鍵聯接設計 26
9. 箱體結構的設計 27
10.潤滑密封設計 30
11.聯軸器設計 30
四 設計小結 31
五 參考資料 32
其他的內容我給你發郵箱裡面了啊
我廠就是供應高壓輥磨機球磨機等選礦磨礦設備的以及大離心鼓風機和余熱余壓發電項目的，具體事宜與我商談。聯系方式見 注冊賬號····
7. 機械設計課程設計---設計盤磨機傳動裝置!急用謝謝！
還是靜下心來趕緊畫吧,按照指導書的步驟,我當時也是熬了5個通宵,最後一個星期趕出來的,每天只誰4個小時,一直在畫圖,
把這個做好了對你以後也有好處啊,沒人能幫你啊,假設以後到了工作崗位你還能讓別人幫你做嗎?
8. 粉磨工藝及設備
除處理某些砂礦以外的所有選礦廠，幾乎都有磨礦作業。在選礦工業中，當有用礦物在礦石中呈細粒嵌布時，為了能把脈石從礦石中除去，並把各種有用礦物相互分開，必須將礦石磨細至 0. 1 ～0. 3 mm，甚至有時磨至 0. 05 ～0. 074 mm 以下。磨礦細度與選礦指標有著密切的關系。在一定程度上，有用礦物的回收率隨著磨礦細度的減小而增加。因此，適當減小礦石的磨碎細度能提高有用礦物的回收率和產量。磨礦所消耗的動力占選礦廠動力總消耗的 30%以上。因此，磨礦作業在選礦工藝流程中佔有很重要的地位。
磨礦的目的主要有三個: 一是滿足後續選礦提純作業對礦物解離度的要求; 二是直接加工滿足塑料、橡膠、陶瓷、玻璃、耐火材料、油漆塗料等相關應用領域細度要求的非金屬礦粉體產品; 三是為下述超細粉碎和精細分級作業提供滿足其給料粒度要求的粉體原料。
根據作業方式磨礦可分為干法和濕法兩種，一般以有用礦物單體解離為目的的磨礦作業大多採用濕法; 而以直接加工粉體產品為目的的磨礦作業大多採用干法，這種作業也常常稱之為磨粉。
一、粉磨的工藝流程
粉磨的工藝分為開路粉磨工藝和閉路粉磨工藝。
開路系統的特點是: 流程簡單，設備少，投資省，操作維護方便; 缺點是易產生過粉碎和粉包球，效率低，產量低，電耗高，粒度分布較寬。
閉路系統的特點是: 不易過粉碎，效率高，電耗較低，分級方便，粒度易控制，粒度分布較窄，顆粒均勻; 缺點是流程較復雜，投資大，操作維護較復雜。
二、粉磨設備
常用的粉磨設備主要有球磨機、自磨機、棒磨機、礫磨機、立式磨機等類型。
( 一) 球磨機
1. 類型
按長徑比: L ∶ D =2 以下為短磨，3 左右為中長磨，4 以上為長磨 ( 管磨) 。
按卸料方式: 尾卸式; 中卸式。
按傳動方式: 中心傳動式; 邊緣傳動式。
其他: 乾式; 濕式; 間歇式; 連續式。
球磨機類型見圖 1 －21。
圖 1 －21 球磨機的種類
圖 1 －22 磨礦介質的運動軌跡
2. 基本結構
筒體，襯板，進料裝置，出料裝置，電機及傳動機構。
3. 工作原理
在磨礦過程中，磨礦機以一定轉速旋轉，處在筒體內的研磨介質由於旋轉時產生離心力，致使它與簡體之間產生一定摩擦力。摩擦力使研磨介質隨著筒體旋轉，並到達一定的高度。當研磨介質的自身重力 ( 實際上是重力的向心分力) 大於離心力時，研磨介質就脫離筒體拋射下落，從而擊碎礦石。同時，在磨礦機轉動過程中，研磨介質還會有滑動現象，對礦石產生研磨作用。所以，礦石在研磨介質產生的沖擊力和研磨力聯合作用下得到粉碎。磨礦介質的運動軌跡見圖 1 －22。
4. 特點
對物料適應性強，能連續生產，生產能力大; 粉碎比大，能達 300 以上; 粒度易調整，結構簡單，堅固，可靠，密封性好。
缺點是: 工作效率低，電能利用率低;體型笨重，可達幾百噸; 鋼鐵消耗量大 ( 1000 g/t) ; 雜訊大。
研磨介質填充系數: 中長磨的填充系數為 25% ～ 35%，長磨的填充系數為 30% ～35% ，短磨的填充系數為 35% ～ 45% 。具體由實驗確定。
級配: 兩頭小中間大，採用 3 ～5 種球徑配合。通過實驗確定最佳級配。球料比過小，研磨效率低; 球料比過大，增加研磨介質損耗，降低研磨效率。
( 二) 自磨機
自磨機的工作原理與球磨機的工作原理基本相同，不同的僅是它不另外採用研磨介質( 有時為提高其處理能力，也加入少量的鋼球，通常只佔自磨機有效容積的 2% ～ 3% 左右) ，而是利用礦石本身在筒體內連續不斷地相互沖擊和磨剝作用來達到粉碎礦石的目的。在破碎和磨碎的同時，空氣流以一定的速度通入自磨機中，將粉碎了的礦物從自磨機內吹出，並進行分級，這種磨礦方法的主要優點是粉碎比非常大，能使直徑1 m 以上的礦塊，在一次磨碎過程中排礦粒度小於 0. 074 mm ( －200 目) 。因此，採用自磨機可以簡化破碎流程，並降低選礦廠基本建設的設備投資及其日常維護和管理費用。由於自磨機的過磨現象少，處理後的礦物表面干凈，因而能提高精礦品位和回收率。
LM 離心自磨機是一種新型的立軸、錘破、旋風式離心自磨機，這種磨礦機具有粉碎比大 ( 給料粒度 200 mm，產品平均粒度 10 ～30 μm) 、產量高、單位粉體產品能耗較低、操作維護方便等特點。
LM 離心自磨 機 現有 兩 種 規 格: LM65 和 LM120，主 機 裝 機 容 量 分 別 為 55 kW 和200kW，產量分別為 1 ～ 4. 5 t / h 及 10 ～ 14 t / h。這種磨機適合於中等硬度以下的脆性礦物，如滑石、方解石、高嶺土等的粉碎加工。濕式自磨機的結構見圖 1 －23。
圖 1 －23 5500 ×1800 濕式自磨機
圖 1 －24 棒磨過程
( 三) 棒磨機
棒磨機是採用圓棒作為研磨介質，而不像球磨機採用鋼球作為研磨介質。棒的直徑通常為 40 ～100 mm，棒的長度一般比筒體長度短 25 ～50 mm。棒磨機主要是利用棒滾動時產生磨碎和壓碎的作用將礦石破碎的。棒磨過程見圖 1 －24。
當棒磨機轉動時，棒只是在筒體內互相轉移位置。棒磨機不只是用棒的某一點來打碎礦石，而是以棒的全長來壓碎礦石。因此，在較大塊礦石沒有被破碎前，細粒礦石很少受到棒的沖擊，礦石過粉碎的可能性小，可以得到粒度比較均勻的磨碎產品。由於棒磨機具有以上工作特性，通常取其轉速比球磨機的低一些，約為臨界轉速的 60% ～ 70%; 充填率一般為 30% ～40%; 給礦粒度不宜大於 25 mm。棒磨機一般在第一段開路磨礦中用於礦石的細碎和粗磨。在鎢、錫或其他稀有金屬的重選廠或磁選廠，為了防止礦石過粉碎，常採用棒磨機。棒磨機用於開路磨礦，可以代替短頭圓錐破碎機作細碎。
( 四) 礫磨機
礫磨機是古老的磨礦設備之一，礫磨機是一種用礫石或卵石作研磨介質的磨礦設備。由於磨礦機的生產率與研磨介質的密度成正比，因此，礫磨機的筒體尺寸 ( D × L) 要比相同生產率的球磨機筒體尺寸大。同時，其襯板一般要求能夠夾住研磨介質，形成 「自襯」，以減少襯板磨損，加強提升物料的能力和礦物間的粉碎作用。因此，常採用網狀襯板或梯形襯板，或者兩者的組合。
礫磨機具有能耗小、生產費用低、節省金屬材料 ( 如研磨介質) 、避免金屬對被磨碎物料的污染等特點，特別適用於對物料有某些特殊要求的場合。國外將礫磨機用於處理金、銀、重晶石等金屬和非金屬礦石。礫磨機工作時，轉速一般比球磨機略高，常為臨界轉速的 85% ～90%，礦漿濃度一般比球磨機低 5% ～10%。
( 五) 立式磨機類
立式磨機類又可分為盤磨機、旋磨機等。
特點: 入磨物料較大 ( 50 ～ 80 mm) ; 自帶選粉裝置，物料在磨內停留時間短( 3 min ± ) ，過粉磨現象少; 粉磨效率高，電耗低 ( 為球磨的 40% ～ 60% ) ; 產品粒度易調整，粒度均勻; 結構緊湊，佔地小; 雜訊小，粉塵少。
缺點: 只適於粉磨中等硬度的物料，製造要求較高，操作要求嚴格。
1. 盤磨機
盤磨機是利用輥子在圓盤上的快速轉動來對物料進行粉碎的磨機。一種是圓盤固定型，即圓盤固定不動而安裝輥子的梅花架快速轉動的懸輥式盤磨機，又稱雷蒙磨 ( Ray-mond Mill) ，按輥數分為 3R 和 4R 兩類。另一種是圓盤轉動型，即輥子部件不繞機架中心軸轉動而是圓盤快速轉動。雷蒙磨的結構見圖 1 －25。
2. 旋磨機
旋磨機粉碎比大，可直接將 100 mm 左右的給料粉碎到 10 μm 左右; 產品粒度調節范圍寬，調整分級參數可生產出 500 ～1250 目 ( 10 μm) ，既可用於細磨，也可以用於超細磨。生產能力 1 ～30 t/h。旋磨機的結構見圖 1 －26。
3. 渦輪式粉碎機
這種渦輪式粉碎機主要由加料斗、轉子、葉片、篩網、磨塊、機殼、主軸、傳動裝置等組成。工作時，由電動機通過皮帶傳動，帶動主軸及緊固在主軸上的渦輪 ( 轉子) 高速旋轉。渦輪與篩網圈上的磨塊，組成合理、緊湊的結構，使進入機內的物料在旋轉氣流中受到緊密的摩擦、剪切和強烈的沖擊作用而被磨碎。在高速旋轉過程中，渦輪吸進大量的空氣，起到了冷卻機器、傳送細粉的目的。產品粒度受篩孔形狀、尺寸以及物料通過量控制。
圖 1 －25 雷蒙磨結構及外形圖
圖 1 －26 CLM －2 多級旋磨機
這種粉碎機的特點是結構緊湊，操作維護簡單，投資較少，作業靈活、方便，適用於中等硬度以下非金屬礦物、化工原料等的粉碎加工。渦輪式粉碎機結構見圖 1 －27。
4. 沖擊磨
立式沖擊磨的外形圖見圖 1 －28。物料由加料倉加入轉盤的上方，直接落入高速旋轉的轉盤，在離心力的作用下與轉盤外周邊打擊軌道的靶材產生高速度的碰撞，物料相互碰撞實現粉碎。粉碎後的物料經上升氣流帶入渦輪分級機進行分級，合格的物料被分選出來; 不合格的物料被拋擲到邊壁經二次風沖洗後落入轉盤中間，繼續進行粉碎。其特點是: 無需壓縮空氣或者磨礦介質，物料相互碰撞實現粉碎，消除了設備的磨損和鐵質污染。適用於莫氏硬度 5 以上如碳化硅、剛玉、鋯英砂、磨料、耐火材料等高硬度物料的加工。
圖 1 －27 渦輪式粉碎機
圖 1 －28 立式沖擊磨外形圖
三、影響粉磨的諸因素
1. 易磨系數
干法開路粉磨時，以一定量物料被磨到一定細度時所需的時間表示。
濕法開路粉磨時，以一定量物料被磨到一定細度時試驗磨機的千轉數表示。
干法閉路粉磨時，以系統達到平衡時，磨機轉一圈能磨得細度合格的產品的質量表示。
2. 易磨性
絕對易磨性: 用工作指數表示，即 907 kg 物料從理論無限大磨碎到 80% 能通過100 μm 方孔篩所消耗的功 ( kW·h) 表示。常見物料的易磨性見表 1 － 2。
表 1 －2 一些物料的易磨性 單位: kW·h
在礦物加工上習慣用普氏硬度系數作為礦石堅固性的標准，普氏硬度系數為抗壓強度的百分之一，用符號 f 表示。
非金屬礦產加工與開發利用
式中:σp———抗壓強度。
也常用「可碎(磨)性系數」來衡量礦石粉碎的難易程度，可碎(磨)性系數的表示如下:
非金屬礦產加工與開發利用
實踐中常以石英作為標準的中硬礦石，將其可碎性系數定為1，硬礦石的可碎性系數都小於1，而軟礦石則大於1。
在礦物加工實踐中，常按普氏硬度將岩石分為五個等級，以此來表示岩石破碎的難易程度。詳見表1－3。
表1－3 岩石破碎難易程度分類
3.入磨及出磨物料粒度
磨機產量隨入磨物料粒度的減小而增加，隨出磨物料粒度的減小而減小。
4.粉磨設備
設備的大型化有利於提高勞動生產率和粉磨效率，節約能源。
5.入料的均勻性、入料的溫度與水分
入料的均勻性影響出料的均勻性;易磨性隨溫度的升高而降低，故影響磨機效率。溫度越高，研磨能量消耗越大，如入磨物料溫度超過50℃，磨機產量將受影響，超過80℃，磨機產量降低10%～15%。
如入磨物料水分過高，使產量降低，甚至黏堵，增加能耗;適量的水分，可以降低磨溫，減少靜電效應，提高粉磨效率。
6.助磨劑
在粉碎作業中，能夠顯著提高粉碎效率或降低能耗的化學物質稱為助磨劑。按助磨劑添加時的物質狀態可分為固體、液體和氣體助磨劑;根據物理化學性質可分為有機助磨劑和無機助磨劑。
1)固體助磨劑:如硬脂酸鹽類、膠體二氧化硅、碳黑、氧化鎂粉、膠體石墨等。
2)液體助磨劑:包括各種表面活性劑、分散劑等。如用於水泥熟料、方解石、石灰石等的三乙醇胺;用於石英等的烷基油酸(鈉);用於滑石的聚羧酸鹽;用於硅灰石的六偏磷酸鈉等。
3)氣體助磨劑:如蒸氣狀態的極性物質(丙酮、硝基甲烷、甲醇、水蒸氣)以及非極性物質(四氯化碳等)。
常用助磨劑見表1－4。
表1－4 常用助磨劑
任何一種有助於化學鍵破裂和阻止表面重新結合並防止微顆粒團聚的葯劑都有助於超細粉碎過程。
在非金屬礦的濕式超細粉碎中，常用的助磨劑通常是表面活性劑。如:①鹼性聚合無機鹽，在這類表面活性劑中，除了用於硅酸鹽礦物的磨礦外，一般多聚磷酸鹽優於多聚硅酸鹽;②鹼性聚合有機鹽，在這類中，最合適的是丙烯酸酯，它受pH的影響最小;③偶極=偶極有機化合物，如烷烴醇胺等。
四、分級設備
分級設備包括機械分級機、細篩、水力分級機和風力分級機等。細篩已在破碎與篩分一節中做了介紹。
1.機械分級機
螺旋分級機
螺旋分級機按分級液面的高低，分為高堰式、低堰式和沉沒式三種;根據螺旋數目，又可分為單螺旋和雙螺旋分級機。
螺旋分級機有一個傾斜的半圓柱形槽子，槽中裝有一個或兩個螺旋，它的作用是攪拌礦漿並把沉砂運向斜槽的上端。螺旋葉片與空心軸相連，空心軸支承在上下兩端的軸承內。傳動裝置安在槽子的上端，電動機經傘齒輪使螺旋傳動。下端軸承裝在提升機構的底部，可轉動提升機構使它上升或下降。提升機構由電動機經減速器和一對傘齒輪帶動絲桿，使螺旋下端升降。停車時，可將螺旋提起以免沉砂壓住螺旋，使開車時不至於過負荷。2400浸入式雙螺旋分級機結構及原理見圖1－29。
高堰式螺旋分級機的溢流堰比下端軸承高，但低於下端螺旋的上邊緣。它適合於分離出0.15～0.20mm的粒級，通常用在第一段磨礦，與磨礦機相配合。沉沒式的下端螺旋有4～5圈全部浸在礦漿中，分級面積大，利於分出小於0.15mm的粒級，常用在第二段磨礦與磨機構成機組。低堰式的溢流堰低於下端軸承的中心，液面很小，受攪動作用大，主要用於含泥礦石的洗礦。
圖1－29 Ф2400浸入式雙螺旋分級機(據胡岳華等，2006)單位:mm
螺旋分級機構造簡單，工作平穩，操作方便，返砂含水量低，易於與球磨機自流聯結，因此常被採用。它的缺點是，下端軸承易磨損和佔地面積大等，因此有被水力旋流器取代的趨勢。
2.水力分級機
(1)水力旋流器
水力旋流器其上部是一個中空的圓柱體，下部是一個與圓柱體相通的倒錐體，二者組成水力旋流器的工作筒體。圓柱形筒體上端切向裝有給礦管，頂部裝有溢流管及溢流導管。在圓錐形筒體底部有沉砂口。各部分之間用法蘭盤及螺釘連接。給礦口、筒體和沉砂口通常襯有橡膠、聚氨酯或輝綠岩鑄石，以便減少磨損並在磨損後更換。其結構見圖1－30。沉砂口還可以製成可調的，根據需要調節其大小。小型水力旋流器還可完全由聚氨酯製成。礦漿以49～245kPa的壓力，5～12m/s的高速從給礦管按切線方向進入圓柱形筒體，隨即繞軸線高速旋轉，產生很大的離心力，形成一個旋渦。礦漿中粒度和密度不同的顆粒，由於受到的離心力不同，所以它們在旋流器中的運動速度、加速度及方向也各不相同，粗而重的顆粒受的離心力大，被拋向筒壁，按螺旋線軌跡下旋到底部，作為沉砂從沉砂口排出。細而輕的顆粒受的離心力小，被帶到中心，在錐形筒體中心形成內螺旋礦流向上運動，作為溢流從溢流管排出。水力旋流器的分離粒度范圍一般為0.3～0.01mm。
圖1－30 水力旋流器結構示意圖
與水力旋流器有關的參數很多，而且往往相互關聯，相互制約，不易調整和控制，這也是它在我國難以廣泛應用的重要原因。
水力旋流器可用作高嶺土、石英、長石等非金屬礦的分級或脫泥，用作分級設備時，主要用來與磨機組成磨礦－分級系統。
水力旋流器的優點是:構造簡單，沒有運動部件;設備費用低，維護方便，佔地面積小、基建費用少;單位容積處理能力大;分級粒度細，最終可達10μm以下;分級效率較高，最高可達80%左右;礦漿在旋流器中滯留的量和時間少，停機時容易處理。其缺點是:給礦砂泵的動力消耗大且磨損快;給料口和沉砂口容易磨損;給礦濃度、粒度、黏度和壓力的微小波動對工作指標有很大影響。
(2)槽形分級機
槽形分級機根據沉降條件不同分為自由沉降和干涉沉降兩種。
自由沉降槽形水力分級機俗稱分級箱，早在50年代就已在我國各錫礦選廠得到廣泛應用。其結構主要由傾斜的箱體，阻砂條和底閥組成。其工作過程是:礦漿由箱體上部矩形溜槽一端給入，細粒物料從溜槽另一端溢出，粗粒物料則經阻砂條沉入角錐形分級室，由底閥的排礦口排出。高壓水從底閥進水口給入，形成起分級作用的上升水流。排礦口直徑可根據沉砂粒度大小製成不同的尺寸，排礦量可用手輪調節。優點是:構造簡單、工作可靠、維修方便、無動力消耗;缺點是:分級效率低，一般為25%～50%。它適用於處理粒度較小和含泥量較多的物料，適宜分級粒度為2～0.074mm，小於0.074mm的物料則分級效果差，給礦濃度宜為18%～25%。
干涉沉降槽形水力分級機結構見圖1－31。主要由一個梯形槽，4個角錐形箱體及帶有葉片的攪拌器、傳動裝置以及分級排礦裝置組成。4個箱體從給礦端到溢流端逐個增大，呈階梯形配置。各箱體底部的分級裝置包括攪拌室、分級室和壓力水室。在分級裝置下部有接收分級產品的受料器。各室箱內的垂直空心軸下部裝有葉片攪拌器。由渦輪傳動空心軸，使攪拌器以約1.5r/min的速度回轉，防止產生旋渦和礦砂沉積。
圖1－31 干涉沉降水力分級機結構示意圖
空心軸內有桿穿過，桿的下端固定有錐形閥，桿的上端懸掛在渦輪上側的凸輪機構上。當渦輪轉動時，與其相連的凸輪機構帶動桿上下運動，以啟閉錐形閥進行定期排礦，由此保證排出較濃的產品，降低水耗，防止堵塞。砂先集中在受料器中，然後經卸料口排出。通過調節卸料口的大小及氣門可控制排礦量。
這種分級機通常有2～5個分級箱，給料粒度一般為2～3mm，最大超過6mm，溢流粒度約為0.25～1mm。給礦濃度約為25%，溢流濃度約10%～15%，沉砂濃度可達50%。平均處理能力為10～25t/h。
這種分級機的特點是分級帶內礦漿的固體濃度較高，礦粒在干涉沉降條件下進行分級。其優點是處理能力大、耗水量少、產品濃度大和機體容積較小。
圖1－32 圓錐水力分級機
(3)圓錐形分級機
圓錐形分級機外形為倒立的圓錐體。結構見圖1－32。主要用於脫泥(分離0.15mm以下的礦粒)。在液面中心設有給礦圓筒，圓筒底部處於液面以下一定深度。礦漿沿切線方向給入中心圓筒，經緩沖後由底部流出。流出的礦漿呈放射狀向周邊溢流堰流去。在此過程中，沉降速度大於上升分速度的粗顆粒便沉在槽內，並經底部沉砂口排出。細粒隨表層礦漿進入溢流槽，作為溢流排出。給料粒度一般小於2mm，分級粒度為74μm以下。
脫泥斗的特點是結構簡單、操作方便。缺點是分級效率較低。脫泥斗已在石英砂等非金屬礦物的脫泥和分級中得到應用。
3.風力分級機
(1)循環氣流及旋風器式分級機
循環氣流及旋風器式分級機結構見圖1－33。物料經給料部和給料管送至旋轉的分散盤上，在離心力作用下甩至分級區。鼓風機將氣流送至灑落區，使夾雜於粗粒級中的細粒級有機會隨氣流向上排至分級區。氣流夾帶細粒級經排風部排至旋風器。若干個(最多8個)旋風器布置在分級區的圓形機體周圍。在分級區，物料在離心力和上升旋轉氣流作用下分為粗粒級和細粒級。粗粒級經下部機體和粗粒級密閉排出口排出，細粒級隨氣流向上運動，排至旋流器，自旋流器下部的密閉排料口經輸送溜槽最後排出。
圖1－33 循環氣流旋風器式分級機結構示意圖
在旋風器內脫除了細粒級物料的空氣，經風管返回鼓風機。鼓風機的風量可由節流閥或葉片調節器通過轉動裝置調節。這種風力分級機的氣流不是由分級機內部的葉輪產生，而是由單獨的鼓風機所產生。由於循環氣流已經在旋風器內將細粒級分出，從而物料不與鼓風機接觸，使鼓風機葉片的磨損大為減輕。鼓風機和節流裝置在機座，是通向集塵器的管子接頭。
圖1－34 葉輪式分級機
分級粒度可通過調節氣流量和旋轉葉輪轉速進行調節，調節范圍為2500～7000cm2/g。這種分級機分級效果好，產量大，還可以向機內導入新鮮空氣使物料冷卻，或導入熱氣流使物料乾燥，操作較靈活。旋風器、排風部、下部機體的內壁有玄武岩鑄石襯里，葉輪及周圍的機體用硬鎳鑄鐵製造，抗磨損性能很好。
(2)葉輪式分級機
葉輪式分級機結構見圖1－34。主要由鼓風葉輪、甩料盤、輔助葉輪、給料管、內筒、葉片、錐體、外筒、排料口等組成。其垂直軸上裝有鼓風葉輪、甩料盤，葉輪使氣流在內筒和外筒之間的空間循環流動。由於葉片的角度及葉輪的轉動，氣流呈螺旋形軌跡在內筒上升，甩料盤排出的物料隨氣流一邊旋轉、一邊向上運動。粗顆粒經排料口排出;細粒物料隨氣流上升，在經過葉輪和葉片較大及急劇改變運動方向的離心力的作用下與氣流分離，經外筒的內壁從細粒物料排出口排出，氣流則在機內循環使用。這種分級機可以單獨設置，也可與粉碎機設在一起，該分級系統可與各類乾式磨粉機，如雷蒙磨、立式磨等組合生產細粉及超細粉產品。