球磨机支承装置设计任务书

㈠ 机械设计课程设计任务书

目 录
设计计划任务书 ﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎1
传动方案说明﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎2
电动机的选择﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎3
传动装置的运动和动力参数﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎5
传动件的设计计算﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎6
轴的设计计算﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎8
联轴器的选择﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎10
滚动轴承的选择及计算﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎13
键联接的选择及校核计算﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎14
减速器附件的选择﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎15
润滑与密封﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎16
设计小结﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎16
参考资料﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎17

1.拟定传动方案
为了估计传动装置的总传动比范围，以便选择合适的传动机构和传动方案，可先由已知条件计算其驱动卷筒的转速nw,即
v=1.1m/s;D=350mm;
nw=60*1000*v/(∏*D)=60*1000*1.1/(3.14*350)
一般常选用同步转速为1000r/min或1500r/min的电动机作为原动机，因此传动装置总传动比约为17或25。
2.选择电动机
1）电动机类型和结构形式
按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y（IP44）系列三相异步电动机。它为卧式封闭结构。
2）电动机容量
（1）卷筒轴的输出功率Pw
F=2800r/min;
Pw=F*v/1000=2800*1.1/1000
(2)电动机输出功率Pd
Pd=Pw/t
传动装置的总效率 t=t1*t2^2*t3*t4*t5
式中，t1,t2,…为从电动机到卷筒之间的各传动机构和轴承的效率。由表2－4查得：
弹性联轴器 1个
t4=0.99;
滚动轴承 2对
t2=0.99;
圆柱齿轮闭式 1对
t3=0.97;
V带开式传动 1幅
t1=0.95;
卷筒轴滑动轴承润滑良好 1对
t5=0.98;
则
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）电动机额定功率Ped
由第二十章表20－1选取电动机额定功率ped=4KW。
3）电动机的转速
为了便于选择电动事，先推算电动机转速的可选范围。由表2－1查得V带传动常用传动比范围2~4，单级圆柱齿轮传动比范围3~6，
可选电动机的最小转速
Nmin=nw*6=60.0241*6=360.1449r/min
可选电动机的最大转速
Nmin=nw*24=60.0241*24=1440.6 r/min
同步转速为960r/min
选定电动机型号为Y132M1－6。
4）电动机的技术数据和外形、安装尺寸
由表20－1、表20－2查出Y132M1－6型电动机的方根技术数据和
外形、安装尺寸，并列表刻录备用。

电机型号 额定功率 同步转速 满载转速 电机质量 轴径mm
Y132M1-6 4Kw 1000 960 73 28

大齿轮数比小齿轮数=101/19=5.3158
3．计算传动装置总传动比和分配各级传动比
1）传动装置总传动比
nm=960r/min;
i=nm/nw=960/60.0241=15.9936
2）分配各级传动比
取V带传动比为
i1=3;
则单级圆柱齿轮减速器比为
i2=i/i1=15.9936/3=5.3312
所得i2值符合一般圆柱齿轮和单级圆柱齿轮减速器传动比的常用范围。
4．计算传动装置的运动和动力参数
1）各轴转速
电动机轴为0轴，减速器高速轴为Ⅰ轴，低速轴为Ⅱ轴，各轴转速为
n0=nm;
n1=n0/i1=60.0241/3=320r/min
n2=n1/i2=320/5.3312=60.0241r/min

2）各轴输入功率
按机器的输出功率Pd计算各轴输入功率，即
P0=Ped=4kw
轴I 的功率
P1=P0*t1=4*0.95=3.8kw
轴II功率
P2=P1*t2*t3=3.8*0.99*0.97=3.6491kw
3）各轴转矩
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、设计带轮
1、计算功率
P=Ped=4Kw
一班制，工作8小时，载荷平稳，原动机为笼型交流电动机
查课本表8－10，得KA=1.1;
计算功率
Pc=KA*P=1.1*4＝4.4kw
2选择普通V带型号
n0 =960r/min
根据Pc=4.4Kw，n0=960r/min,由图13-15（205页）查得坐标点位于A型
d1=80~100
3、确定带轮基准直径
表8－11及推荐标准值
小轮直径
d1=100mm;
大轮直径
d2=d1*3.5=100*3.5=350mm
取标准件
d2=355mm;
4、验算带速
验算带速
v=∏*d1*n0/60000=3.14*100*960/60000=5.0265m/s
在5~25m/s范围内
从动轮转速
n22=n0*d1/d2=960*100/355=270.4225m/s
n21=n0/3.5=960/3.5=274.2857m/s
从动轮转速误差=(n22-n21)/n21=270.4225-274.2857/274.2857
=-0.0141
5、V带基准长度和中心距
初定中心距
中心距的范围
amin=0.75*(d1+d2)=0.75*(100+355)=341.2500mm
amax=0.8*(d1+d2)=0.8*(100+355)=364mm
a0=350mm;
初算带长
Lc=2*a0+pi*(d1+d2)/2+(d2-d1)^2/4/a0
Lc = 1461.2mm
选定基准长度
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、验算小带轮包角
验算包角
＝180-(d2-d1)*57.3/a=180-(355-100)*57.3/a
145.2107 >120度 故合格
7、求V带根数Z
由式（13-15）得
查得 n1=960r/min , d1=120mm
查表13-3 P0=0.95
由式13-9得传动比
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、作用在带上的压力F
查表13-1得q=0.10
故由13-17得单根V带初拉力

三、轴
初做轴直径：
轴I和轴II选用45#钢 c=110
d1=110*（3.8/320）^(1/3)=25.096mm
取d1=28mm
d2=110*(3.65/60)^（1/3）=43.262mm
由于d2与联轴器联接，且联轴器为标准件，由轴II扭矩，查162页表
取YL10YLd10联轴器
Tn=630>580.5878Nm 轴II直径与联轴器内孔一致
取d2=45mm
四、齿轮
1、齿轮强度
由n2=320r/min,P=3.8Kw,i=3
采用软齿面，小齿轮40MnB调质，齿面硬度为260HBS，大齿轮用ZG35SiMn调质齿面硬度为225HBS。
因 ，
SH1=1.1， SH2=1.1
，
，
因： ， ，SF=1.3
所以

2、按齿面接触强度设计
设齿轮按9级精度制造。取载荷系数K=1.5，齿宽系数
小齿轮上的转矩
按 计算中心距
u=i=5.333
mm
齿数z1=19,则z2=z1*5.333=101
模数m=2a/(z1+z2)=2.0667 取模数m＝2.5
确定中心矩a=m(z1+z1)/2=150mm
齿宽b=
b1=70mm,b2=60mm
3、验算弯曲强度
齿形系数YF1=2.57，YF2=2.18
按式（11-8）轮齿弯曲强度

4、齿轮圆周速度

按162页表11-2应选9做精度。与初选一致。

五、轴校核：

圆周力Ft=2T/d1
径向力Fr=Ft*tan =20度 标准压力角
d=mz=2.5*101=252.5mm
Ft=2T/d1=2*104.79/252.5=5852.5N
Fr=5852.5*tan20=2031.9N
1、求垂直面的支承压力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、画垂直面弯矩图
L=40/2+40/2+90＋10=140mm
Mav＝Fr2*L/2＝1015.9*140/2=71.113Nm

4、画水平面弯矩图
MaH=FH*L/2=2791.2*140/2=195.384Nm

5、求合成弯矩图

6、求轴传递转矩
T=Ft*d2/2=2791.2*2.5*101/2=352.389Nm

7、求危险截面的当量弯矩
从图可见a-a截面是最危险截面，其当量弯矩为
轴的扭切应力是脉动循环应力
取折合系数a=0.6代入上式可得

8、计算危险截面处轴的直径
轴的材料，用45#钢，调质处理，由表14-1查得
由表13-3查得许用弯曲应力 ，
所以
考虑到键槽对轴的削弱，将轴的最小危险直径d加4%。
故d=1.04*25.4=26.42mm
由实际最小直径d=40mm,大于危险直径
所以此轴选d=40mm,安全
六、轴承的选择
由于无轴向载荷，所以应选深沟球轴承6000系列
径向载荷Fr=2031.9N，两个轴承支撑，Fr1=2031.9/2＝1015.9N
工作时间Lh＝3*365*8=8760（小时）
因为大修期三年，可更换一次轴承
所以取三年
由公式
式中 fp=1.1,P=Fr1=1015.9N,ft=1 (工作环境温度不高)
（深沟球轴承系列）

由附表选6207型轴承
七、键的选择
选普通平键A型
由表10-9按最小直径计算，最薄的齿轮计算
b=14mm,h=9mm,L=80mm,d=40mm
由公式
所以
选变通平键，铸铁键

所以齿轮与轴的联接中可采用此平键。
八、减速器附件的选择
1、通气器：
由于在外界使用，有粉尘，选用通气室采用M18 1.5
2、油面指示器：
选用油标尺，规格M16
3、起吊装置：采用箱盖吊耳，箱座吊耳
4、放油螺塞：选用外六角细牙螺塞及垫片M16 1.5
5、窥视孔及视孔盖
选用板结构的视孔盖
九、润滑与密封：
1、齿轮的润滑：采用浸油润滑，由于低速级大齿轮的速度为：

查《课程设计》P19表3-3大齿轮浸油深度为六分之一大齿轮半径，所以取浸油深度为30mm。
2、滚动轴承的润滑
采用飞溅润滑在箱座凸缘面上开设导油沟，并设挡油盘，以防止轴承旁齿轮啮合时，所挤出的热油溅入轴承内部，增加轴承的阻力。
3、润滑油的选择
齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备选用
L-AN15润滑油
4、密封方式选取：
选用凸缘式端盖，易于调整轴承间隙，采用端盖安装毡圈油封实现密封。
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承外径决定。
设计小结：
二、课程设计总结
设计中运用了Matlab科学工程计算软件，用notebook命令调用MS—Word来完成设计说明书及设计总结，在设计过程中用了机械设计手册2.0 软件版辅助进行设计，翻阅了学过的各种关于力学，制图，公差方面的书籍，综合运用了这些知识，感觉提高许多，当然尤其是在计算机软件CAD 方面的运用，深切感到计算机辅助设计给设计人员带来的方便，各种设计，计算，制图全套完成。
由于没有经验，第一次做整个设计工作，在设计过程中出现了一些错误比如线形，制图规格，零件设计中的微小计算错误等都没有更正，设计说明书的排版也比较混乱等等。对图层，线形不熟悉甚至就不确定自己画出的线，在出图到图纸上时实际上是什么样子都不知道 ，对于各种线宽度，没有实际的概念。再比如标注较混乱，还是因为第一次做整个设计工作，没有经验，不熟悉。

这次设计的目的是掌握机械设计规律，综合运用学过的知识，通过设计计算，绘图以及运用技术标准，规范设计手册等有关设计资料进行全面的机械设计技能训练。目的已经达到，有许多要求、标准心中虽然明确理解掌握但是要全力，全面的应用在实际中，还有待于提高水平。

特别感谢—程莉老师。

参考资料目录
[1]《机械设计基础》，机械工业出版社，任成高主编，2006年2月第一版；
[2]《简明机械零件设计实用手册》，机械工业出版社，胡家秀主编，2006年1月第一版；
[3]《机械设计-课程设计图册》，高等教育出版社，龚桂义主编，1989年5月第三版；
[3]《设计手册软件》，网络上下载；
[4] 湖南工院学生论坛----机械制图专栏---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

预紧力
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小时

6207型

b h L=14 9 80

输送带拉力 F=2800 N
输送带速度 V=1.1 m/s
滚筒直径 D=350 mm

㈡ 毕业设计（论文）题目： 拉矫机传动及支承装置设计及有限元分析 这个毕业题目难吗求解答

拉矫机传动及支承装置设计及
有限元分析，帮助的

㈢ 谁会球磨机设计说明书

1.工程概况
1.1气化装置煤浆制备区厂房内两台Φ4.0×6.7m溢流型球磨机由我单位负责现场安装，该设备是气化装置重要传动设备之一，为保证两台球磨机安装工作顺利进行，特编制此方案。
1.2本球磨机主要由进料部、筒体部、主轴承、传动部、延伸轴部、联轴器、主电机、慢速驱动装置、顶起装置及润滑、电控等部分组成。其为同步电动机驱动，电动机通过传动部的传动而带动筒体部转动，当筒体转动时，装在筒体内的研磨介质钢球在磨擦力的作用下，随着筒体回转而被提升到一定的高度，然后按一定的线速度而被抛落，物料受下落钢球的撞击和钢球之间及钢球与衬板之间的附加压碎和磨剥作用而被粉碎，并借助于水的冲力将被磨碎的合格物料送出筒体外。
1.3设备主要技术性能参数及各部件重量
1.3.1技术性能参数
序号 项 目 单 位 数 值
1 筒体内径 mm 4000
2 筒体工作长度 mm 6700
3 筒体有效容积 m3 77.6
4 最大装载量 物 料 t 17.2
钢 球 t 123
5 筒体工作转速 r/min 16.0
6 主电机 型 号 TDMK1600-30/2600
功 率 KW 1600
转 速 r/min 200
电 压 V 6000
7 慢速驱动装置 型 号 MJZ2
功 率 KW 15
速 比 1482.4
出轴转速 r/min 1.02
8 慢速时筒体转速 0.082 r/min
9 外形尺寸（mm） ~18933×9041×7540

1.3.2单台磨机各部件重量
序号 名 称 重量（kg） 序号 名 称 重量（kg）
1 进料口 3531 9 进料部件 2929
2 出料口 3550 10 小齿轮组 6590
3 进料端盖 20807 11 大齿轮 19467
4 出料端盖 20935 12 顶起装置 1465
5 筒 体φ4000×6700 32587 13 联轴器 1026
6 主轴承 5956 14 延伸轴部 2781
7 齿轮罩 2622 15 弹性柱式联轴器 1125
8 出料部件 2478 16 电 机 33000
合计 160849kg

1.4球磨机筒体组装重量98t，散装单件筒体重量32.587t，电机重33t，制备区厂房土建主体结构基本结束，大型吊车已无法进入厂房靠近基础吊装，在厂房外部最低需250t履带吊车或300t的汽车吊散装，且厂房上墙不能砌，行车梁要去一根，厂房钢屋架不能上，如使用上述吊车吊装压工期，不经济。为此我们决定用50Qur50A型履带吊车与厂房内16t行车抬吊，散组装筒体。由于使用该吊车杆短，不影响厂房钢屋架施工，但厂房内施工场地，施工空间狭小，双机是不同类型的吊装机具，施工难度很大，参加施工人员一定要精心操作，精心施工。
2.编制依据
2.1制造厂提供的安装图及安装使用说明书；
2.2《球磨机和棒磨机通用验收准则》QH/HM1006-2002；
2.3《电力建设施工及验收技术规范》（锅炉机组篇）DL/T5047-95；
2.4《机械设备安装工程施工及验收通用规范》GB50231-98；
2.5《化工机器安装工程施工及验收规范》HGJ203－83；
2.6《起重设备安装工程施工及验收规范》GB50278-98；
2.7《石油化工施工安全技术规程》SH3505-1999。

㈣ 中心传动球磨机安装说明书 请大虾帮忙 邮箱[email protected]

球磨机安装作业指导书
1． 概述
此作业指导书中的内容将主要针对大中型水泥厂中常见的两种球磨机（根据支承轴承的不同）：主轴承球磨机及滑履轴承球磨机。
2． 基础验收与放线
2.1 基础验收
2.1.1 基础验收应会同业主单位、监理单位、土建施工单位共同进行。
2.1.2 对照设备和工艺图检查基础的外形尺寸、中心线、基础标高尺寸、基础孔的几何尺寸及相互位置等，应符合以下要求：

项 目 名 称

允许偏差（mm）

（mm）

（mm） 检 验 工 具

基础外形尺寸 ±30 30m钢盘尺
基础坐标位置（纵、横中心线） ±20 30m钢盘尺
基础上平面标高 0
-20 水 准 仪
中心线间的距离 +1 30m钢盘尺
基准点标高对车间零点标高 +3 水 准 仪
地
脚
孔 相 互 中 心 位 置 +10 30m钢盘尺
深 度 +20
0 3m钢卷尺
垂 直 度 5/1000 3m钢卷尺，线坠
2.1.3 基础周围必须填平、夯实，所有遗留的模板和露出混凝土外的钢筋等，必须清除，并将设备安装场地及地脚孔内碎料、脏物及积水等全部清除干净。
2.2 标定磨机基准线
2.2.1 依据工艺图在磨机的基础上埋设中心标板。在出料端基础上设置一标高基准点，注意保护。
2.2.2 根据土建单位提供的基准点和基准线，一次放出磨机及传动装置的纵向中心线，在中心标板上用样冲打上中心点，并用对角线法进行校核。然后根据工艺图设计尺寸，划出磨机基础及传动的横向中心线。见下图：

主轴承球磨机基础放线图

滑履轴承球磨机基础放线图
3. 垫铁的布置及砂堆的制作
3.1根据工艺布置图及负荷计算作出垫铁布置，对砂堆及底座覆盖的位置进行铲麻面。
3.2砂堆的制作应按照以下规范：
3.2.1 所用材料及配比：525号硅酸盐水泥：中砂：水=1：1：适量
3.2.2砂堆垫铁的水平度偏差为0.2mm/m，标高偏差为0～-1mm。
3.2.3每天加水养护。根据环境情况，养护时间为3天至7天。
4. 设备检查
4.1支承装置的检查
4.1.1主轴承与轴承座的接触应符合技术文件的要求。技术文件无规定时，则遵照以下规范：球面接触带的周向接触包角应不于45度，轴向接触宽度应不大于球面宽度的1/3，但不得小于10mm。接触斑点的分布应均匀连续，间距应不大于5mm。
4.1.2滑履轴承与滚圈的周向间隙S及接触面的接触斑点应符合技术文件的要求。
4.1.3主轴承球面瓦与中空轴轴颈配合间隙t、接触角a及接触斑点应符合技术文件的要求。技术文件无要求时，应遵循以下规范：接触斑点不应少于1点/10x10mm2,接触角度为30°～45°，配合侧间隙按下表选取：
中空轴直径(mm) 800 900 1000 1200 1400 1600 1800 2000 2240
侧隙
(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

滚圈与轴承间隙示意图 主轴承与中空轴接触侧间隙与角度示意图
4.1.4主轴承与轴承座的接触应符合技术文件的要求，滑履轴承的凹凸球面的接触应符合技术文件的要求。
4.1.5对冷却水通道进行0.6Mpa保压8分钟的水压试验, 要求无渗漏现象。
4.1.6轴承合金与球面瓦的铸合应严密，牢固，不得有脱壳、裂纹、气孔等缺陷。
4.2筒体的检查：实测筒体长度，校正放线尺寸，作为主轴承及传动装置安装的基础数据。
4.3对传动装置的检查应符合有关技术文件的要求。
5．支承装置的安装
5.1 底座的安装
5.1.1 将底座除锈，清理，去毛刺。尤其是加工面，如有撞击伤疤一定要挫平。
5.1.2 以加工面为依据，在底座上划出十字中心线，并打上样冲作为标记。
5.1.3 底座安装时，底座的纵横中心线与中心标板的中心线吻合，其偏差不大于1mm。
5.1.4 底座粗找正完成后，进行地脚孔的一次灌浆并养生，当砼达到70%的强度时，进行底座的精找并紧固地脚螺栓。底座精找完成后应满足以下要求：
主轴承球磨机底座安装图
滑履轴承球磨机底座安装图
5.2 轴承座的安装
5.2.1轴承装入轴承座前，应清洗干净，并在球面上抹上一层润滑脂。按出厂时标记将轴承装入轴承座。
5.2.2 将轴承座吊到底座上，使轴承座的十字中心线对准底座十字中心线，偏差不得大于± 0.5mm。两轴承座的相对标高不得大于1mm，且出料端不得高于进料端。水平度为0.04mm/m。轴承的中心标高对基准点标高偏差不得大于± 1mm。
6． 筒体的安装
6.1 轴承安装找正完毕，所有螺栓拧紧后，才能进行筒体的安装。
6.2 根据车间不同的环境条件，选择适合的安装方法，将筒体安装就位。安装完成后检查以下部位：
6.2.1 对于主轴承支承的球磨机，其固定端中空轴与主轴承的侧间隙及轴肩间隙及应符合图纸要求，设计图纸如无规定时应符合下列要求：

固定端侧间隙示意图
6.2.2 检查磨机滑动端的轴肩间隙，应符合设计图纸的要求。
6.2.3 测量进出料端的相对标高，偏差不得大于1mm，且出料端不得高于进料端。
主轴承球磨机中空轴标高测量示意图
滑履轴承球磨机滚圈标高测量示意图
7．衬板及隔仓板的安装
7.1 安装衬板时应注意筒体回转方向。衬板与筒体接触应严密。
7.2 衬板在筒体内部的排列不应构成环形间隙，衬板与衬板的间隙应符合设计规定。
7.3 隔仓板安装时，隔仓板平面应与磨机筒体的中心线相垂直，垂直度为0.5%(或0.005D,D为磨体内径)。
8．传动装置的安装
8.1 边缘传动的球磨机，其安装应符合下列要求：
8.1.1 大齿圈与磨体法兰应结合严密。
8.1.2 大齿圈对中空轴轴颈的径向圆跳动和端面圆跳动均均为GB1184的8级。
8.1.3 传动轴的纵向中心线应平行于磨体的纵向中心线，且传动轴水平度为0.04mm/m，传动轴的标高偏差不得大于±1mm。
8.1.4 大小齿轮副的齿侧间隙和顶间隙应符合设计文件的规定。设计文件无规定时，则应遵照下图中的规范：

序号 项目 允许误差 备注
1 齿顶间隙（δ） 0．25+（2～3mm）
2 齿侧间隙(t) 1250～1600 0.85～1.05 左侧项目一栏中数据为大小齿轮中心距
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 传动部分各联轴节径向及轴向圆跳动应符合《机械设备安装工程施工及验收通用规范》中有关规定。

㈤ 谁能给我个好做的机械毕业设计课题

581 普通机床改造成键槽铣床
582 汽油机连杆孔组合镗床设计
583 曲轴斜油孔专用钻床设计
584 实验型两轴数控系统设计
585 实验型三轴数控平台系统设计
586 数控车床横向进给机构设计
587 数控车床主传动机构设计
588 数控车床纵向进给及导轨润滑机构设计
589 数控铣床编程实例分析
590 数控铣床培训系统机床本体设计
591 丝杠车床改光杠键槽铣专机进给系统设计
592 台式车床车头箱孔系加工分配箱机构设计
593 台式车床车头箱孔系加工镗模设计
594 卧式钢筋切断机的设计
595 (560×450×279) 塑料水槽及其注模具设计
596 Φ146.6药瓶注塑模设计
597 电机炭刷架冷冲压模具设计
598 旅行餐碗注塑模设计
599 手机后盖注塑模的设计
600 漱口杯注塑模设计
601 童心吸水杯杯盖注塑模设计
602 童心吸水杯注塑模设计
603 DYZ8A手动与电动两用干油站
604 HL6000C型联合收割机割台驱动系统的改进
605 LB2000沥青搅拌机设计
606 MR141剥绒机锯筒部、工作箱部和总体设计
607 MR141毛刷式剥绒机机架部与总体设计
608 PF455S插秧机及其侧离合器手柄的探讨和改善设计
609 PFZP-18转盘式真空过滤机设计（喂料、滤液循环和排渣装置）
610 PFZP-18转盘式真空过滤机设计（总体设计、传动装置、转盘）
611 UGII中三维建模部分CAI制作
612 UG应用模块课件的设计与制作
613 彩瓦成型机的PLC设计
614 柴油机数字化快速设计系统中实例库的建立
615 柴油机数字化快速设计系统中实例库的建立2
616 弹簧CAD软件的开发
617 弹跳机械人
618 电脑主板回焊炉及控制系统设计
619 电梯演示装置机械部分设计
620 二级减速机设计（三维）
621 光驱结构设计
622 机械传动式压皮辊机设计
623 机械类课程多媒体课件通用框架的研制
624 桥式起重机
625 砂轮磨损的智能监测的研究
626 手提内燃捣固机
627 随动装配机械手设计
628 同轴式二级圆柱齿轮减速器
629 污水处理絮凝池及其搅拌器
630 液位平衡控制系统实验装置设计
631 液位平衡控制系统实验装置设计2
632 自行车变速系统的设计
633 大型客车车门的开闭机构的设计（外摆式）
634 高速构架式货车转向架悬挂系统初步设计
635 轿车车门结构设计
636 汽车制动器设计
637 微型电动汽车设计
638 小型施工机械用挂车设计
639 螺旋管状面筋机总体及坯片导出装置设计y
640 面筋成形机
641 面筋成形生产线
642 面筋成形生产线坯料导出和夹持上位装置设计
643 面筋成型生产线绕卷主机的设计
644 面筋卷绕成形及夹持杆上位离位装置设计d
645 三位四通液动换向阀设计
646 摆动液压缸设计
647 D160×5000提升机总体及牵引构件设计
648 FXS80双出风口笼形转子选粉机
649 FXS900组合式选粉机转子及壳体设计
650 FXS900组合式选粉机总体及双出风口分离器设计
651 FXS双出风口笼形转子选粉机的设计与改造
652 N50高效选粉机
653 N500 O-SEPA选粉机
654 N10000-O-SEPA选粉机
655 PG1000双辊细碎机
656 PLC750离心冲击破碎机总体及转子部分设计
657 PLX1000双转子立轴细碎机外转子及壳体设计
658 PLX1000双转子立轴细碎机总体及内转子部分设计
659 SF400打散分级机总体及回转部分设计
660 SF500~100打散分级机回转部分及传动设计
661 SF500~100打散分级机内外筒体及原设计改进探讨
662 SF500~100打散分级机总体及机架设计
663 TGD630型钢丝绳芯皮带牵引斗式提升机
664 V3000型选粉机设计
665 ZH3100组合式选粉机
666 ZK80码头-库顶气力+机械联合输送系统设计
667 ZK-80码头-库顶气力输送系统设计
668 Φ2.4×13m水泥磨回转部分设计
669 Φ2.4×13m水泥磨机回转部分设计(筒体、端盖等)
670 Φ2.4×13M水泥磨支承装置（出料端）
671 Φ2.4×13M水泥磨支承装置（进料端）
672 Φ3×11m球磨机回转部分(Ⅱ)设计
673 Φ3×11M水泥磨支承部件
674 Φ3×11M水泥磨总体设计、回转部件
675 Φ3×11M水泥磨总体设计及传动部件设计
676 Φ5m离心式选粉机（壳体部件）
677 Φ5m离心式选粉机（总体设计）
678 Φ5m离心式选粉机转子部分
679 Φ5m旋风式选粉机增收细粉改造（徐州淮海水泥厂）
680 Φ5m旋风选粉机增收细粉改造（淮海水泥厂）
681 φ8m生料库顶均化装置设计
682 Φ10m生料库库底卸料均化装置设计
683 Φ100 螺旋输送机的设计
684 φ400筒辊磨回转、支承、喂料装置设计
685 φ400筒辊磨液压系统及料流控制装置设计
686 φ400筒辊磨总体及辗压加载部分设计
687 Φ1000立轴锤击式破碎机
688 Φ1200熟料圆锥式破碎机（机架部件）
689 Φ1200熟料圆锥式破碎机（总体设计与回转部件）
690 φ1500筒辊磨磨辊、加压装置及液压系统设计
691 Φ1500筒辊磨支承、喂料、卸料及导料装置的设计
692 φ1500筒辊磨总体设计、筒体及支承设计
693 φ2600筒辊磨滑履支承及密封装置设计
694 φ2600筒辊磨压辊及加压、卸料装置设计
695 φ2600筒辊磨液压系统及料流控制装置设计
696 φ2600筒辊磨总体及回转部分设计
697 Ф2.4×13m水泥磨选粉系统改造
698 Ф2.6×13m管磨机（总体、回转部件）的设计
699 Ф3.2x10m机立窑(总体、窑体、卸料部件)设计
700 常规量检测与控制工程专业综合实验设计
701 抽油机机械系统设计（常规型）
702 抽油机机械系统设计（前置型）
703 粉体工程实验系统设计
704 高效反击锤式破碎机总体及机体部分设计
705 过程装备与控制工程专业综合实验设计
706 荷湿旋流组合除尘实验室系统的测试研究及改进
707 回转式垃圾反应釜及控制系统设计
708 回转式垃圾反应釜及控制系统设计2
709 基于UG的涡流选粉机机体部件的设计
710 立式磨预粉磨控制系统设计
711 立式磨预粉磨设计
712 立式磨预粉磨设计（传动与工艺）
713 立式磨预粉磨设计(加压装置)
714 立式磨预粉磨设计(总体及壳体)
715 立窑烟尘和有害气体综合治理技术在水泥清洁生产技术中的应用
716 立窑烟气粉尘和有害气体综合治理的实验室研究系统
717 码头散装水泥气力输送系统
718 内循环式烘干机回转部分设计（筒体及筒体间支承型式设计）
719 内循环式烘干机总体及卸料装置设计
720 日处理300t生活垃圾焚烧发电循环流化床锅炉工艺设计
721 实验室立磨及数据采集及控制系统设计
722 双出风口笼形转子选粉机的设计与改造
723 水泥粉磨选粉系统改造
724 新型组合式选粉机总体及分级部分设计
725 综合实验工艺布置及MC24-Ⅱ气箱脉冲袋收尘设计

㈥ 球磨机滑履支承的结构特点是什么

滑履支承来的特点主要有如下五个自：
1）支承磨机轮带的滑履可以有两个、三个或四个，因此其结构不仅完全适用于中小型磨机，而且不受规格限制，还可以在特大型磨机上采用。
2）采用滑履支承结构，可取消大型磨机上易于损坏的磨头（包括中空轴）和主轴承，运转比较安全，并可以缩短磨机的长度，尤其是磨机的进料端很明显地缩短了很多，减少占地面积。
3）对于烘干兼粉磨的磨机，由于取消了中空轴，进料口的断面积不受中空轴的约束，因此，可以更合理地设计进料口，有利于粉磨物料和热气流通过，并减少通风阻力。
4）因为磨机两端支承间距缩短，所以磨筒体的弯矩和应力相应地减小了，因此，磨筒体钢板厚度可以减薄。尤其是烘干兼粉磨的磨机，烘干仓的筒体可以选用更薄的钢板，减轻了磨机的重量。
5）轮带的线速度比中空轴颈高得多，对于润滑油膜的形成比较有利。
滑履轴承由于对轮带和履瓦的加工精度和粗糙度要求较严，因而比用主轴承支承磨机的成本高。滑履轴承的结构和维护比较复杂，一旦系统中某个环节出现故障，要求及时发现和修复，否则将影响整个磨机的正常运转，因此，要求装设相应监测和自控仪表。

㈦ 拉床上为什么采用浮动支承装置

人长丑了

㈧ 水泥球磨机结构有哪几部份组成主要结构有那些

水泥球磨机，它是由给矿、筒体、排矿、传动，主轴承和减速器等主要部分以及联轴器、电气设备等组成。
它的传动系统采用绕线型异步电动机9，通过减速器10和筒体3上的犬齿圈5减速和传动，筒体3内衬采用高锰钢材扳4．并设计成条状，使筒体上衬板螺钉数目减少了，主轴承7采用球面自位调心，润滑采用油勺自动带油润滑。 这类球磨机的给矿与水混在一起，并通过给矿器1经中空轴颈2进入筒体3内。矿浆中水的重量比与被磨矿石的粒度及其他因素有关，一般是25～40%，水能使给矿正常，并且能帮助球磨机分配矿石，促使合格产品很快地随着水的流动从排矿中空轴颈6溢出。为了防止筒体内的小钢球被溢流带出，在排矿中空轴颈内镶一个有螺旋片的内套8．螺旋的方向与筒体回转方向相反，当小球被溢流带到中空轴颈内处时，即被螺旋片挡住，并强迫小球返回筒体内。

水泥球磨机机设备的主要结构及优点之处
水泥球磨机除具有惯性球磨机的优点外还具有以下独特之处。
(1)采用于油或低压稀油润滑，系统简单可靠，维修更简单；
(2)可采用更高的动锥摆动频率，提高产量和破碎比；
(3)采用具有参质量、偏心质体、主弹簧组成的弹性系统，可实现亚共、近共、远共的型，设计出不同型的动球磨机。而 水泥球磨机利用球面滑动轴承来支承动锥，只有减弹簧而没有主弹簧，动球磨机利用主弹簧来支承动锥，除具有减弹簧外还具有主弹簧，选择主弹簧的刚度及动频率，可获得亚共、近共、远共工作区；

㈨ 球磨机传动装置的结构和用途有哪些麻烦告诉我

球磨机传动装置是由大齿轮圈、小齿轮、传动轴和弹性联轴节等组成专。球磨机筒体通过齿轮传动装属置由电动机经联轴节带动回转。齿轮传动装置由装在筒体排料端的齿圈和传动齿轮构成。传动齿轮装在传动轴上，传动轴支撑在轴承座中的两个双列同心滚动轴承上。齿轮用防尘罩完全罩住。球磨机筒体直径小于2100mm或电动机功率小于400KW者，采用高启动转矩的Y系列及JR型异步电动机驱动，中间通过一级减速机并用联轴器连接。大规格的球磨机或电动机功率大于400KW者，则采用专用的TDMK型低转速同步电动机，通过气动离合器与小齿轮连接，实现单级减速传动，驱动筒体转动。大型球磨机需备有慢速传动装置，使筒体以0.1r/min慢速回转，以实现盘车。

㈩ 设计已螺旋输送机的驱动装置设计说明书

计算内容 计算结果
一， 设计任务书
设计题目：传送设备的传动装置
（一）方案设计要求：
具有过载保护性能（有带传动）
含有二级展开式圆柱齿轮减速器
传送带鼓轮方向与减速器输出轴方向平行
（二）工作机原始数据：
传送带鼓轮直径___ mm,传送带带速___m/s
传送带主动轴所需扭矩T为___N.m
使用年限___年，___班制
工作载荷（平稳，微振，冲击）
（三）数据：
鼓轮D 278mm，扭矩T 248N.m
带速V 0.98m/s，年限 9年
班制 2 ，载荷 微振
二.电机的选择计算
1. 选择电机的转速：
a. 计算传动滚筒的转速
nw= 60V/πd=60×0.98/3.14×0.278=67.326 r/min
b.计算工作机功率
pw= nw/9.55×10³=248×67.326/9.55×10³=1.748Kw
2. 工作机的有效功率
a. 传动装置的总效率
带传动的效率η1= 0.96
弹性联轴器的效率η2= 0.99

滚筒的转速
nw=67.326 r/min
工作机功率
pw=1.748Kw

计算内容 计算结果
滚动轴承的效率 η3=0.99
滚筒效率 η4=0.96
齿轮啮合效率 η5=0.97
总效率 η=η1×η2×η34×η4×η5²=
0.95×0.99×0.994×0.96×0.97²=0.816
c. 所需电动机输出功率Pr=Pw/η=1.748/0.816=2.142kw
3. 选择电动机的型号：
查参考文献[10] 表16-1-28得 表1.1
方案
号 电机
型号 电机
质量
(Kg) 额定
功率
(Kw) 同步
转速(r/min) 满载
转速
(r/min) 总传
动比
1 Y100L1-4 34 2.2 1500 1420 21.091
2 Y112M-6 45 2.2 1000 940 13.962
根据以上两种可行同步转速电机对比可见，方案2传动比小且质量价格也比较合理，所以选择Y112M-6型电动机。
三.运动和动力参数的计算
1. 分配传动比取i带=2.5
总传动比 i=13.962
i减=i/i带=13.962/2.5=5.585
减速器高速级传动比i1= =2.746
减速器低速级传动比i2= i减/ i1=2.034
2. 运动和动力参数计算:

总效率
η=0.816

电动机输出功率
Pr=2.142kw

选用三相异步电动机Y112M-6
p=2.2 kw
n=940r/min
中心高H=1112mm,外伸轴段D×E=28×60

i=13.962
i12=2.746
i23=2.034

P0=2.142Kw

计算内容 计算结果
0轴(电动机轴):
p0=pr=2.142Kw
n0=940r/min
T0=9.55103P0/n0=9.551032.119/940=21.762N.m
Ⅰ轴(减速器高速轴):
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轴(减速器中间轴):
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轴(减速器低速轴):
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轴(鼓轮轴):
p4=p3η34=1.839 Kw
n4= n3=67.319 r/min
T4=9.55103 P4/n4=260.884 N.m
四.传动零件的设计计算
(一)减速器以外的传动零件
1.普通V带的设计计算
(1) 工况系数取KA=1.2
确定dd1, dd2:设计功率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

小带轮转速n1= n0=940 r/min
选取A型V带 取dd1=118mm
dd2=(n1/n2)dd1=(940/376) 118=295mm
取标准值dd2=315mm
实际传动i=dd1/ dd2=315/118=2.669
所以n2= n1/i=940/2.669=352.192r/min(误差为6.3%>5%)
重取 dd1=125mm,
dd2=(n1/n2)dd1=(940/376)125=312.5mm
取标准值dd2=315mm
实际传动比i= dd1/ dd2=315/125=2.52
n2= n1/i=940/2.52=373.016
(误差为8% 允许)
所选V带带速v=πdd1 n1/(601000)=3.14
125940/(601000)=6.152m/s
在5 ~25m/s之间 所选V带符合
(2)确定中心距
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取标准值:Ld=1800mm
④中心距:a=a0+ (Ld­Lc)/2=550+(1800-1807.559)/2

计算内容 计算结果
=546.221mm
取a=547mm,a的调整范围为:
amax=a+0.03 Ld=601mm
amin=a-0.015Ld=520mm

(2)验算包角:
α≈180°-(dd2-dd1) 60° /a=180°-(315-125) 60°/547=159°>120°，符合要求。
(3)确定根数:z≥pc/p0’
p0’=Kα(p0+Δp1+Δp2)
Kα=1.25(1- )=0.948
对于A型带: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

确定根数：z≥ ≤Zmax
z= = 取z=2
（4）确定初拉力F0
F0=500 =500×
=175.633KN
（5）带对轴的压力Q
Q=2 F0zsin =2 =690.768KN
（二）减速器以内的零件的设计计算
1．齿轮传动设计
（1）高速级用斜齿轮
① 选择材料
小齿轮选用40Cr钢，调质处理，齿面硬度250~280HBS大齿轮选用ZG340~ 640，正火处理，齿面硬度170 ~ 220HBS
应力循环次数N：
N1=60n1jLh=60×376×（9×300×16）=9.74×108
N2= N1/i1=9.74×108 ÷2.746=3.549×108
查文献[2]图5-17得：ZN1=1.02 Z N2=1.11（允许有一点蚀）
由文献[2]式（5-29）得：ZX1 = ZX2=1.0，取SHmin=1.0，Zw=1.0，ZLVR=0.92
按齿面硬度250HBS和170HBS由文献[2]图（5-16（b））得：σHlim1=690Mpa, σHlim2=450 Mpa
许用接触应力[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，所以计算中取[σH]= [σH]2 =459.540 Mpa
②按接触强度确定中心距
初定螺旋角β=12° Zβ= =0.989
初取KtZεt2=1.12 由文献[2]表5-5得ZE=188.9 ，减速传动u=i1 =2.746，取Φa=0.4
端面压力角αt=arctan(tanαn/cosβ)=arctan（tan20°/cos12°）=20.4103°
基圆螺旋角βb= arctan(tanβ×cosαt)= arctan(tan12°×cos20.4103°)=11.2665°
ZH= = =2.450
计算中心距a:

计算内容 计算结果
a≥
=
=111.178mm
取中心距 a=112mm
估算模数mn=(0.007~0.02)a=(0.007~0.02)×=
0.784~2.24
取标准模数mn=2
小齿轮齿数

实际传动比： 传动比误差 在允许范围之内
修正螺旋角β=
10°50′39〃
与初选β=12°相近，Zβ，ZH可不修正。
齿轮分度圆直径

圆周速度
由文献[2]表5-6 取齿轮精度为8级
③验算齿面接触疲劳强度
按电机驱动，载荷平稳，由文献[2]表5-3 取 KA=1.25
由文献[2]图5-4（b），按8级精度和
取KV=1.023
齿宽 ，取标准b=45mm
由文献[2]图5-7（a）按b/d1=45/61.091=0.737,取Kβ=1.051
由文献[2]表5-4，Kα=1.2
载荷系数K= KAKVKβKα=
计算重合度：
齿顶圆直径
端面压力角：
齿轮基圆直径： mm
mm
端面齿顶压力角：

高速级斜齿轮主要参数：
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
齿宽b2=b=
45mm
b1= b2+(5~10)=50mm

计算内容 计算结果

齿面接触应力
安全
④验算齿根弯曲疲劳强度
由文献[2]图5-18（b）得：
由文献[2]图5-19得：
由文献[2]式5-23：
取
计算许用弯曲应力：

计算内容

计算结果

由文献[2]图5-14得：
由文献[2]图5-15得：
由文献[2]式5-47得计算

由式5-48： 计算齿根弯曲应力：

均安全。
⑵低速级直齿轮的设计
①选择材料
小齿轮材料选用40Cr钢，齿面硬度250—280HBS,大齿轮材料选用ZG310-570，正火处理，齿面硬度162—185HBS
计算应力循环次数N：同高速级斜齿轮的计算 N1=60 n1jL h=1.748×108
N2= N1/i1=0.858×108
计算内容

计算结果
查文献[2]图5-17得：ZN1=1.12 Z N2=1.14
按齿面硬度250HBS和162HBS由文献[2]图（5-16（b））得：σHlim1=690Mpa, σHlim2=440 Mpa
由文献[2]式5-28计算许用接触应力：
[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按接触强度确定中心距
小轮转距T1=136.283N.m=136283N.m
初取KtZεt2=1.1 由文献[2]表5-5得ZE=188.9 ，减速传动u=i23=2.034，取Φa=0.35

计算中心距a: a≥
=145.294mm
取中心距 a=150mm估算模数m=(0.007~0.02)a=(0.007~0.02)×150=
1．05~3
取标准模数m=2
小齿轮齿数

齿轮分度圆直径

齿轮齿顶圆直径：

齿轮基圆直径： mm
mm
圆周速度
由文献[2]表5-6 取齿轮精度为8级
按电机驱动，载荷平稳，而工作机载荷微振，由文献[2]表5-3 取 KA=1.25
按8级精度和 取KV=1.02
齿宽 b= ,取标准b=53mm
由文献[2]图5-7（a）按b/d1=53/100=0.53,取Kβ=1.03
由文献[2]表5-4，Kα=1.1
载荷系数K= KAKVKβKα=
计算端面重合度：

安全。
③校核齿根弯曲疲劳强度
按z1=50, z2=100,由文献[2]图5-14得YFa1=2.36 ,YFa2=2.22
由文献[2]图5-15得YSa1= 1.71，YSa2=1.80。
Yε=0.25+0.75/ εα=0.25+0.75/1.804=0.666
由文献[2]图5-18（b），σFlim1=290Mp, σFlim2=152Mp
由文献[2]图5-19，YN1= YN2=1.0,因为m=4〈5mm，YX1= YX2=1.0。
取YST=2.0，SFmin=1.4。
计算许用弯曲应力：
[σF1]= σFlim1YST YN1 YX1/SFmin=414Mp
[σF2]= σFlim2YST YN2 YX2/SFmin=217Mp
计算齿根弯曲应力：
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．轴的结构设计和轴承的选择
a1=112mm, a2=150mm,
bh2=45mm, bh1= bh2+(5~10)=50mm
bl2=53mm, bl1= bl2+(5~10)=60mm
(h----高速轴，l----低速轴)
考虑相邻齿轮沿轴向不发生干涉，计入尺寸s=10mm，考虑齿轮与箱体内壁沿轴向不发生干涉，计入尺寸k=10mm，为保证滚动轴承放入箱体轴承座孔内，计入尺寸c=5mm，初取轴承宽度分别为n1=20mm,n2=22，n3=22mm，3根轴的支撑跨距分别为：
计算内容

低速级直齿轮主要参数：
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
齿宽b2 =b=53mm
b1=b2+
(5~10)=60mm

计算结果
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)高速轴的设计：
①选择轴的材料及热处理
由于高速轴小齿轮直径较小，所以采用齿轮轴，选用40r钢，
②轴的受力分析：
如图1轴的受力分析：

lAB=l1=170mm,
lAC=n1/2+c+k+bh1/2=20/2+5+10+50/2=50mm
lBC= lAB- lAC=170-50=120mm
(a) 计算齿轮啮合力：
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) 求水平面内支承反力，轴在水平面内和垂直面的受力简图如下图：

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

弯矩MA= MB=0，MC1= RA lAC=64760.85N.mm
MC2= RB lBC=61612.32N.mm
转矩T= Ft1 d1/2=51686.987N.mm
计算内容

计算结果

d≥ ③轴的结构设计
按经验公式，减速器输入端轴径A0 由文献[2]表8-2，取A0=100
则d≥100 ，由于外伸端轴开一键槽，
d=17.557（1+5%）=18.435取d=20mm，由于da1<2d,用齿轮轴，根据轴上零件的布置、安装和定位的需要，初定轴段直径和长度，其中轴颈、轴的结构尺寸应与轴上相关零件的结构尺寸联系起来考虑。
初定轴的结构尺寸如下图：

高速轴上轴承选择：选择轴承30205 GB/T297-94。
（2）中间轴（2轴）的设计：
①选择轴的材料及热处理
选用45号纲调质处理。
②轴的受力分析：
如下图轴的受力分析：

计算内容

计算结果

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) 计算齿轮啮合力：
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)求水平面内和垂直面内的支反力
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=
计算内容

计算结果
181.656N
RA=2073.191N, RB=2341.392N
③轴的结构设计
按经验公式, d≥A0 由文献[2]表8-2，取A0=110
则d≥110 ，取开键槽处d=35mm
根据轴上零件的布置、安装和定位的需要，初定轴段直径和长度，其中轴颈、轴的结构尺寸应与轴上相关零件的结构尺寸联系起来考虑。
初定轴的结构尺寸如下图：

中间轴上轴承选择：选择轴承6206 GB/T276-94。
（3）低速轴（3轴）的设计：
①选择轴的材料及热处理
选用45号纲调质处理。
②轴的受力分析：
如下图轴的受力分析：

计算内容

计算结果

初估轴径：
d≥A0 =110
联接联轴器的轴端有一键槽，dmin=33.5（1+3%）=34.351mm，取标准d=35mm
轴上危险截面轴径计算：d=（0.3~0.4）a=（0.3~0.4）×150=45~60mm 最小值dmin =45×（1+3%）=46.35mm，取标准
计算内容 计算结果
50mm
初选6207GB/T276-94轴承，其内径，外径，宽度为40×80×18
轴上各轴径及长度初步安排如下图：

③低速级轴及轴上轴承的强度校核
a、 低速级轴的强度校核
①按弯扭合成强度校核：
转矩按脉动循环变化，α≈0.6
Mca1= Mc=106962.324N.mm
Mca2=
Mca3=αT=159679.800N.mm
计算弯矩图如下图：

计算内容

计算结果

Ⅱ剖面直径最小，而计算弯矩较大，Ⅷ剖面计算弯矩最大，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
对于45号纲，σB=637Mp，查文献[2]表8-3得
[σb] -1=59
Mp，σca<[σb] -1,安全。
②精确校核低速轴的疲劳强度
a、 判断危险截面：
各个剖面均有可能有危险剖面。其中，Ⅱ，Ⅲ，Ⅳ剖面为过度圆角引起应力集中，只算Ⅱ剖面即可。Ⅰ剖面与Ⅱ剖面比较，只是应力集中影响不同，可取应力集中系数较大者进行验算。Ⅸ--Ⅹ面比较，它们直径均相同，Ⅸ与Ⅹ剖面计算弯矩值小，Ⅷ剖面虽然计算弯矩值最大，但应力集中影响较小（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），所以Ⅵ与Ⅶ剖面危险，Ⅵ与Ⅶ剖面的距离较接近（可取5mm左右），承载情况也很接近，可取应力集中系数较大值进行验算。
计算内容

计算结果
b.较核Ⅰ、Ⅱ剖面疲劳强度：Ⅰ剖面因键槽引
起的应力集中系数由文献[2]附表1-1查得：kσ=1.76, kτ=1.54
Ⅱ剖面配合按H7/K6，引起的应力集中系数由文献[2]附表1-1得：kσ=1.97, kτ=1.51。Ⅱ剖面因过渡圆角引起的应力集中系数查文献[2]附表1-2（用插入法）： （过渡圆角半径根据D-d由文献[1]表4.2-13查取） kτ=1.419，故应按过渡圆角引起的应力集中系数验算Ⅱ剖面
Ⅱ剖面产生的扭应力、应力幅、平均应力为：
τmax =T/ WT=266.133/0.2×35³=31.036Mp,
τa=τm =τmax /2=15.52Mp
绝对尺寸影响系数查文献[2]附表1-4得：εσ =0.88，ετ =0.81，表面质量系数查文献[2]附表1-5：βσ =0.92，βτ =0.92
Ⅱ剖面安全系数为：
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，引起的应力集中系数查附表1-1，kσ=1.97, kτ=1.51
Ⅵ剖面因过渡圆角引起的应力集中系数查附表1-2， ，kσ=1.612,kτ=1.43
Ⅶ剖面因键槽引起的应力集中系数查文献[2]附表1-1得：kσ=1.82, kτ=1.62。故应按过渡圆角引起
计算内容

计算结果
的应力集中系数来验算Ⅵ剖面
MVⅠ=113 RA=922.089×113=104196.057N.mm, TVⅠ=266133N.mm
Ⅵ剖面产生的正应力及其应力幅、平均应力：
σmax= MVⅠ/W=104196.057/0.1×50³=8.336Mp
σa=σmax=8.366 σm=0
Ⅵ剖面产生的扭应力及其应力幅，平均应力为：
τmax =TⅥ/ WT=266133/0.2×50³
绝对尺寸影响系数由文献[2]附表1-4得：εσ =0.84，ετ
=0.78
表面质量系数由文献[2]附表1-5查得：βσ =0.92，βτ =0.92
Ⅵ剖面的安全系数：
Sσ =
Sτ=
S=
取[S]= 1.5~1.8，S>[S] Ⅵ剖面安全。
六．各个轴上键的选择及校核
1．高速轴上键的选择：
初选A型6×32 GB1095-79：b=6mm，L=32mm，l=26mm,查文献[2]表2-10，许用挤压应力[σp]=110Mp，σp= 满足要求；

计算内容

高速轴上
选A型6×32 GB1095-79：b=6mm，L=32mm，l=26mm
中间轴
选A型10×32 GB1095-79：b=10mm,h=8mm,L=32mm,l=22mm,

计算结果
2．中间轴键的选择：
A处：初选A型10×32 GB1095-79：b=10mm,h=8mm,L=32mm,l=22mm, [σp]=110Mp
σp= 满足要求;
B处：初选A型10×45 GB1095-79：
b=10mm,h=8mm,L=32mm,l=22mm,[σp]=110Mp
σp= 满足要求.
3. 低速轴上键的选择：
a.联轴器处选A型普通平键
初选A型10×50 GB1096-79：b=10mm,h=8mm,L=50mm,l=40mm,查文献[2]表2-10，许用挤压应力[σp]=110Mp
σp= 满足要求.
b. 齿轮处初选A型14×40 GB1096-79：b=14mm,h=9mm,L=40mm,l=26mm, [σp]=110Mp
σp= 满足要求.
七．联轴器的选择
根据设计题目的要求，减速器只有低速轴上放置一联轴器。
查表取工作情况系数K=1.25~1.5 取K=1.5
计算转矩 Tc=KT=1.5×266.133=399.200Mp
选用HL3型联轴器：J40×84GB5014-85，[T]=630N.m, Tc<[T],n<[n],所选联轴器合适。
低速轴
联轴器处选A型10×50GB1096-79：b=10mm,h=8mm,L=50mm,l=40mm
低速轴
齿轮处初选A型14×40GB1096-79：
b=14mm,h=9mm,L=40mm,l=26mm

选用HL3型联轴器：J40×84GB5014-85
参考资料：机械课程设计，理论力学