磨盤機傳動裝置設計過程

Ⅰ 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

Ⅱ 立式磨機的基本形式

立磨的粉磨工藝是由一套碾磨裝置（即磨輥和磨盤）來完成的，物料在磨輥和磨盤之間被碾磨成粉狀。碾磨裝置的運動由磨盤回轉並相應帶動磨輥傳動，碾磨壓力除了磨輥自重外，主要靠一套液壓裝置對磨盤物料加壓。經碾磨後的物料中存在大量粗粉，經配套的選粉機選粉，粉體的選粉過程是經過氣流分選，在氣流流動過程中大部分粗粉自動落到磨盤上，接收再次粉磨，其餘經選粉機選出為成品，經收塵及輸送系統送入成品儲庫。
物料在磨盤上的停留時間主要由三方面因素決定：一是影響離心力大小的磨盤速度；二是物料與磨盤間的摩擦力和物料自身的內部摩擦力；三是決定運動行程模式的磨盤和磨輥之間的結構形式及其配合。而第三個因素是決定各個立磨廠家設計思路的關鍵，不同的磨輥和磨盤形式決定各廠家的磨盤速度和物料在磨盤上的停留時間。用戶在選擇立磨時必須根據粉磨物料的特性選擇合適的立磨。

Ⅲ 雷蒙磨的詳細介紹和資料誰有啊還有雷蒙磨的生產工藝，要詳細點的，謝謝

關注我，普通雷蒙磨，新型雷蒙磨都有。

Ⅳ 磨粉機的工作原理是什麼

磨粉機是一種通用性較強的制粉設備，具有干法連續制粉、粒度分布集中、細度連續可調、結構緊湊等特點。磨粉機的應用范圍廣泛，以下為磨粉機的工作原理。磨粉機的工作原理可分為三部分：磨粉機系統的工作原理、磨粉機主機的工作原理、尾氣系統工作原理。

一、磨粉機系統工作原理

塊狀物料經顎式破碎機破碎至一定大小的粒度（粉狀或細粒物料可不經過顎式破碎機），由畚斗提升機將物料垂直輸送到儲料斗。再由電磁振動給料機把物料定量、均勻、連續地送人主機內，進行研磨。研磨後的細粉被鼓風機鼓出的氣流帶出，經置於主機上方的分析機進行分級。細度合乎要求的細粉，隨氣流進入大旋風分離器，分離後粉料經出料管排出即為合格產品。氣流由大旋風分離器上端的回風管進入鼓風機進口。整個氣流風送系統是密閉循環，並且是在負壓下進行操作。

二、磨粉機主機工作原理

主機通過傳動裝置帶動中心軸轉動，中心軸的上端連接著一個主要零件—梅花架，梅花架上裝有磨輥裝置形成一個活動支點，它不僅圍繞著中心軸公轉，同時磨輥本身因摩擦而自轉。梅花架下端裝有鏟刀裝置，其位置正好和磨輥裝置相交叉，每一把鏟刀在轉動過程中把喂入主機的物料拋向磨輥與磨環之間，形成一個墊料層，由於磨輥在轉動時所產生的離心力，物料的粉碎由此產生。

三、尾氣系統工作原理

粉粒從切線方向進入收料用的大旋風分離器，由於氣流進行高速旋轉，在旋轉中產生很大的離心力，將大部分粉粒甩向器壁，失去速度而沿壁下落與氣體分離。旋轉的氣流隨圓錐體的收縮而向中心靠攏，氣流達到錐底，便開始旋轉上升，形成自下而上的螺旋線運動，由大旋風分離器上部排出，再由回氣管吸入風機，然後由風機出口將氣體通入主機回氣箱內，這樣便形成了一個循環系統。所以整個管道裝置起到了一個輸送粉料的作用。

Ⅳ 立磨粉碎機是由什麼組成的

要弄明白立磨粉碎機的組成部分，首先需要知道該機的工作原理以及結構的構造，這樣才能弄明白，下面我們就來介紹一下；立磨粉碎機的工作原理，以及它的組成部分，還有就是不同的組成部分在生產中的作用。
立磨粉碎機的工作原理大致如下：通過電動機帶動減速機進而帶動磨盤轉動，物料經鎖風喂料器從進料口落在磨盤中央，同時熱風從進風口進入磨內。隨著磨盤的轉動，物料在離心力的作用下，向磨盤邊緣移動，經過磨盤上的環形槽時受到立磨磨輥的碾壓而粉碎，粉碎後的物料在磨盤邊緣被風環高速氣流帶起，大顆粒直接落到磨盤上重新粉磨，氣流中的物料經過上部分離器時，在旋轉轉子的作用下，粗粉從錐斗落到立磨機磨盤重新粉磨，合格細粉隨氣流一起出磨，通過收塵裝置收集，即為產品，含有水分的物料在與熱氣流的接觸過程中被烘乾，通過調節熱風溫度，能滿足不同濕度物料要求，達到所要求的產品水分。通過調整分離器，可達到不同產品所需的粗細度。
從這個工作原理的介紹中可以發現，立磨粉碎機的組成主要有：
1、磨盤：包括導向環、風環、擋料圈、襯板、盤體、 刮料板和提升裝置等。
2、磨輥：輥套為易磨損件，要求有足夠的韌性和良好的耐磨性能。
3、立磨的選粉機，可分為靜態、動態和高效組合式選粉機三大類：
a.靜態選粉機：工作原理類似於旋風筒，結構簡單，無可動部件，不易出故障。但調整不靈活，分離效率不高。
b.動態選粉機 ：這是一個高速旋轉的籠子，含塵氣體穿過籠子時，細顆粒由空氣摩擦帶入，粗顆粒直接被葉片碰撞攔下，轉子的速度可以根據要求來調節，轉速高時，出料細度就越細，與離心式選粉機的分級原理是一樣的。它有較高的分級精度，細度控制也很方便。
c.高效組合式選粉機 ：將動態選粉機（旋轉籠子）和靜態選粉機（導風葉）結合在一起，即圓柱形的籠子作為轉子，在它的四周均布了導風葉片，使氣流上下均勻地進入選粉機區，粗細粉分離清晰，選粉效率高。不過這種選粉機的阻力較大，因此葉片的磨損也大。
4、加壓裝置：液壓裝置，儲能器。
5、監視裝置：搖臂監視、振動監視。
6、傳動裝置：電動機、減速器。
7、噴水系統：降低溫度、穩定料層。
8、粗粉外循環系統：提升機。
這些組成部分是立磨粉碎機工作時的重要組成部分，也是協助生產的重要部件，在生產中需要對這些部件進行維護、保養，才能保證生產的順利進行，在工作的時候，如果需要對這些組成部分進行更換的時候，要注意它們與立磨（www.shibanglimoji.com）型號的匹配，以及材質的選擇問題。
上面介紹的主要就是立磨粉碎機的組成部分，以及這些不同的組成在生產中所發揮的作用，然後就是分析了一下這些部件在生產中的維護以及更換，這些操作都是為了延長這些部件的使用壽命，使其更好地為立磨粉碎機的工作提供幫助。

Ⅵ 原料磨的原料立磨結構

1、傳動裝置傳動裝置由電機、聯軸器和減速器組成。
原料立磨結構
電機的扭矩通過減速器傳遞給磨機的磨盤。
減速器是FLS或其他製造商的直角減速器。減速器上的推力瓦
支撐著磨盤和磨輥。研磨部件的重量和研磨壓力通過推力瓦傳
遞給減速器，並從減速器再傳遞到輥磨的基礎。
2、研磨機構研磨機構由磨盤、磨輥、中心架和液壓拉力系統組成。
磨盤組成及作用：
磨盤上有一圈磨盤襯板構成的研磨軌道，磨盤襯板由耐磨材料鉻或鎳合金鑄鐵製成。磨盤襯板由壓板固定在磨盤上。擋料圈安裝於磨盤的外緣，其作用是匯聚物料，以形成適當的研磨料層。磨穿過磨機殼體底板處裝有分體密封。刮料板裝於磨盤的下部，將從環形噴嘴落下的物料推至溢料口。
磨輥結構：
3個磨輥（相對於磨機殼體靜止，但可繞磨輥軸轉動）。
磨輥軸裝有稀油潤滑的軸承，並同中心軛相連。磨輥上的耐磨襯板由夾板和通長的螺栓固定的。
磨輥軸上裝有拋光加工的耐磨環與4個磨輥密封圈形成密封，從而在磨輥內形成油池，並將灰塵擋在外面。空氣密封環裝在磨輥兩側的軸承蓋上。磨輥的內部還通過
密封空氣系統的保護從而避免灰塵進入磨輥。密封空氣由密封風機提供，且經過濾網過濾。
空氣密封環：
密封空氣穿過輥磨殼體經活動的密封空氣管進入中心軛。密封空氣由此經內部管道至3個磨輥的空氣密封。這些密封由圓環構成，並與磨輥密封形成空腔。腔內氣壓高於外部，物料不能進入磨輥密封，相應地磨輥密封免遭破壞。

Ⅶ 立式磨粉機的主要結構是什麼有哪些特點

立磨的主要結構由分離器、磨輥裝置、磨盤裝置、加壓裝置、減速機、電動機、殼體等部分組成 .
分離器是決定磨粉產品粗細度的重要部件,它由可調速的傳動裝置、轉子、導向風葉、殼體、粗粉落料錐斗、出風口等組成,是一種高效、節能、快捷的選粉裝置.
磨輥是對物料進行碾壓粉磨的主要部件.它被裝在磨機的彎臂上,在外力的作用下,緊壓在磨盤的物料上,在磨盤的帶動下,磨輥隨之轉動,從而使物料被碾壓而粉碎.
磨盤固定在減速機的輸出軸上,磨盤上部為料床,料床上有環形槽,物料就是在環形槽內被磨輥碾碎的.
加壓裝置是提供磨輥碾磨壓力的部件,它由高壓油站、液壓缸拉桿、蓄能器等組成,能向磨輥施加足夠的壓力使物料粉碎.
減速機是傳遞動力的主要部件,磨盤的轉速就是減速機輸出軸的轉速.
特點：
1、運行成本低：
（1）磨粉效率高，立式磨採用磨輥與料床碾壓磨碎物料、能耗低、磨粉系統的電耗比球磨系統降低40-50％，而隨原料的濕度增加，節電效果更為顯著。
（2）金屬損耗小，襯板和磨輥用特殊材質，壽命長，減少了運行成本，利用率高；
（3）配有外部循環裝置，能進一步降低電力消耗；
（4）入磨物料粒度大，可達磨輥直徑的5％左右，一般為40~100毫米，因此大中型立磨可省掉二級粉碎。
2、建設費用低：
（1）立磨工藝流程簡單，和球磨系統相比佔地面積可減少約50%，建設費用減少約70%，建築面積小，佔用空間少。
（2）立磨集破碎、乾燥、粉磨、分級輸送於一體，系統簡單，布局緊湊。可露天布置，使得建設費用低廉。
3、運轉容易可靠：
（1）配有自動控制裝置，可實現遠程式控制制，操作簡單容易。
（2）由於有防止輥套和磨盤襯板質檢直接接觸的裝置，避免出現破碎性劇烈震動。
4、烘乾能力強，立式磨採用氣體輸送物料，在碾磨水分較大的物料時可控制進風溫度，使產品達到最終水份，在立磨內可烘乾水分高達12~15％的物料，即使是烘乾球磨，也只能烘乾水份為3~4％的物料。
5、產品質量穩定，顆粒級配均勻。物料在磨內停留時間短，易於對產品粒度及化學成分的檢測和控制，產品質量穩定。
6、維修方便，通過檢修油缸、翻轉動臂、輥套、襯板在很短時間就能更換。
7、環保、節能；振動小，噪音低，揚塵少，操作環境清潔，適應環保要求。

Ⅷ 立磨設備結構有哪些

弗蘭德立磨設備具體的結構有：
1、磨盤：包括導向環、風環、擋料圈、襯板內、盤體、容 刮料板和提升裝置等。
2、磨輥：輥套為易磨損件，要求有足夠的韌性和良好的耐磨性能。
3、選粉機，可分為靜態、動態和高效組合式選粉機三大類
4、加壓裝置：液壓裝置，儲能器。
5、監視裝置：搖臂監視、振動監視。
6、傳動裝置：電動機、減速器。
7、噴水系統：降低溫度、穩定料層。
8、粗粉外循環系統：提升機。