1. 角磨机改装沙带机要多大的沙带
砂带只需与角磨机的滚轮一样大即可，不能太大的，太大了就用不了了。
砂带机是一种工作仪器，包括砂带、容纳砂带的砂带壳体、电机、容纳电机的电机壳体、手柄、主动轮、从动轮以及连接所述电机与主动轮的传动装置。砂带机，包括砂带、容纳砂带的砂带壳体、电机、容纳电机的电机壳体、手柄、主动轮、从动轮以及连接所述电机与主动轮的传动装置，电机壳体与手柄整体连接形成一单元体，一连接装置将单元体连接到砂带壳体上。以上所述单元体可以绕其砂带轴线转动，便于砂带机位于舒适的操作位置，可减少操作者长时间工作的疲劳感。
角磨机（grinder ），又称研磨机或盘磨机，是用于玻璃钢切削和打磨的一种磨具。角磨机是一种利用玻璃钢切削和打磨的手提式电动工具，主要用于切割、研磨及刷磨金属与石材等。电动角磨机就是利用高速旋转的薄片砂轮以及橡胶砂轮、钢丝轮等对金属构件进行磨削、切削、除锈、磨光加工。角磨机适合用来切割、研磨及刷磨金属与石材，作业时不可使用水。切割石材时必须使用引导板。针对配备了电子控制装置的机型，如果在此类机器上安装合适的附件，也可以进行研磨及抛光作业。
2. 机械设计课程设计---设计盘磨机传动装置！！！
我也在做这个题也 老兄
我只能提供样本给你哈 具体的还是得靠你自己啦
目 录
一 课程设计书 2
二 设计要求 2
三 设计步骤 2
1. 传动装置总体设计方案 3
2. 电动机的选择 4
3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 5
4. 计算传动装置的运动和动力参数 5
6. 齿轮的设计 8
7. 滚动轴承和传动轴的设计 19
8. 键联接设计 26
9. 箱体结构的设计 27
10.润滑密封设计 30
11.联轴器设计 30
四 设计小结 31
五 参考资料 32
一. 课程设计书
设计课题:
设计一用于带式运输机上的两级齿轮减速器.运输机连续单向运转,载荷有轻微冲击，工作环境多尘，通风良好,空载起动,卷筒效率为0.96(包括其支承轴承效率的损失),减速器小批量生产,使用期限10年(300天/年),三班制工作,滚筒转速容许速度误差为5%,车间有三相交流,电压380/220V。
参数:
皮带有效拉力F（KN） 3.2
皮带运行速度V（m/s） 1.4
滚筒直径D（mm） 400
二. 设计要求
1.减速器装配图1张(0号)。
2.零件工作图2-3张(A2)。
3.设计计算说明书1份。
三. 设计步骤
1. 传动装置总体设计方案
2. 电动机的选择
3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比
4. 计算传动装置的运动和动力参数
5. 齿轮的设计
6. 滚动轴承和传动轴的设计
7. 键联接设计
8. 箱体结构设计
9. 润滑密封设计
10. 联轴器设计
1.传动装置总体设计方案:
1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。
2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，
要求轴有较大的刚度。
3. 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。
其传动方案如下：
图一:(传动装置总体设计图)
初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。
选择V带传动和二级圆柱斜齿轮减速器。
传动装置的总效率
为V带的传动效率, 为轴承的效率，
为对齿轮传动的效率，（齿轮为7级精度，油脂润滑）
为联轴器的效率， 为滚筒的效率
因是薄壁防护罩,采用开式效率计算。
取 =0.96 =0.98 =0.95 =0.99 =0.96
＝0.96× × ×0.99×0.96＝0.760；
2.电动机的选择
电动机所需工作功率为： P ＝P/η ＝3200×1.4/1000×0.760＝3.40kW
滚筒轴工作转速为n＝ = =66.88r/min，
经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i ＝2～4，二级圆柱斜齿轮减速器传动比i ＝8～40，
则总传动比合理范围为i ＝16～160，电动机转速的可选范围为n ＝i ×n＝（16～160）×66.88＝1070.08～10700.8r/min。
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，
选定型号为Y112M—4的三相异步电动机，额定功率为4.0
额定电流8.8A，满载转速 1440 r/min，同步转速1500r/min。
方案 电动机型号 额定功 率
P
kw 电动机转速
电动机重量
N 参考价格
元 传动装置的传动比
同步转速 满载转速 总传动 比 V带传 动 减速器
1 Y112M-4 4 1500 1440 470 230 125.65 3.5 35.90
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比
（1）总传动比
由选定的电动机满载转速n 和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为 ＝n /n＝1440/66.88＝17.05
（2）分配传动装置传动比
＝ ×
式中 分别为带传动和减速器的传动比。
为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取 ＝2.3（实际的传动比要在设计V带传动时，由所选大、小带轮的标准直径之比计算），则减速器传动比为
＝ ＝17.05/2.3＝7.41
根据展开式布置，考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，查图得高速级传动比为 ＝3.24，则 ＝ ＝2.29
4.计算传动装置的运动和动力参数
（1） 各轴转速
＝ ＝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） 各轴输入功率
＝ × ＝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
则各轴的输出功率：
＝ ×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） 各轴输入转矩
= × × N•m
电动机轴的输出转矩 =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
输出转矩： ＝ ×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
运动和动力参数结果如下表
轴名 功率P KW 转矩T Nm 转速r/min
输入 输出 输入 输出
电动机轴 3.40 22.55 1440
1轴 3.26 3.19 49.79 48.79 626.09
2轴 3.04 2.98 151.77 148.73 193.24
3轴 2.83 2.77 326.98 320.44 84.38
4轴 2.75 2.70 307.52 301.37 84.38
5.齿轮的设计
（一）高速级齿轮传动的设计计算
1． 齿轮材料，热处理及精度
考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮
（1）齿轮材料及热处理
① 材料：高速级小齿轮选用45#钢调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数 =24
高速级大齿轮选用45#钢正火，齿面硬度为大齿轮 240HBS Z = ×Z =3.24×24=77.76 取Z =78.
② 齿轮精度
按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。
2．初步设计齿轮传动的主要尺寸
按齿面接触强度设计
确定各参数的值:
①试选 =1.6
查课本 图10-30 选取区域系数 Z =2.433
由课本 图10-26
则
②由课本 公式10-13计算应力值环数
N =60n j =60×626.09×1×（2×8×300×8）
=1.4425×10 h
N = =4.45×10 h #(3.25为齿数比,即3.25= )
③查课本 10-19图得：K =0.93 K =0.96
④齿轮的疲劳强度极限
取失效概率为1%,安全系数S=1,应用 公式10-12得:
[ ] = =0.93×550=511.5
[ ] = =0.96×450=432
许用接触应力
⑤查课本由 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.设计计算
①小齿轮的分度圆直径d
=
②计算圆周速度
③计算齿宽b和模数
计算齿宽b
b= =49.53mm
计算摸数m
初选螺旋角 =14
=
④计算齿宽与高之比
齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50
= =11.01
⑤计算纵向重合度
=0.318 =1.903
⑥计算载荷系数K
使用系数 =1
根据 ,7级精度, 查课本由 表10-8得
动载系数K =1.07,
查课本由 表10-4得K 的计算公式:
K = +0.23×10 ×b
=1.12+0.18(1+0.6 1) ×1+0.23×10 ×49.53=1.42
查课本由 表10-13得: K =1.35
查课本由 表10-3 得: K = =1.2
故载荷系数:
K＝K K K K =1×1.07×1.2×1.42=1.82
⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径
d =d =49.53× =51.73
⑧计算模数
=
4. 齿根弯曲疲劳强度设计
由弯曲强度的设计公式
≥
⑴ 确定公式内各计算数值
① 小齿轮传递的转矩 ＝48.6kN•m
确定齿数z
因为是硬齿面，故取z ＝24，z ＝i z ＝3.24×24＝77.76
传动比误差 i＝u＝z / z ＝78/24＝3.25
Δi＝0.032％ 5％，允许
② 计算当量齿数
z ＝z /cos ＝24/ cos 14 ＝26.27
z ＝z /cos ＝78/ cos 14 ＝85.43
③ 初选齿宽系数
按对称布置，由表查得 ＝1
④ 初选螺旋角
初定螺旋角 ＝14
⑤ 载荷系数K
K＝K K K K =1×1.07×1.2×1.35＝1.73
⑥ 查取齿形系数Y 和应力校正系数Y
查课本由 表10-5得:
齿形系数Y ＝2.592 Y ＝2.211
应力校正系数Y ＝1.596 Y ＝1.774
⑦ 重合度系数Y
端面重合度近似为 ＝[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
因为 ＝ /cos ，则重合度系数为Y ＝0.25+0.75 cos / ＝0.673
⑧ 螺旋角系数Y
轴向重合度 ＝ ＝1.825,
Y ＝1－ ＝0.78
⑨ 计算大小齿轮的
安全系数由表查得S ＝1.25
工作寿命两班制，8年，每年工作300天
小齿轮应力循环次数N1＝60nkt ＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10
大齿轮应力循环次数N2＝N1/u＝6.255×10 /3.24＝1.9305×10
查课本由 表10-20c得到弯曲疲劳强度极限
小齿轮 大齿轮
查课本由 表10-18得弯曲疲劳寿命系数:
K =0.86 K =0.93
取弯曲疲劳安全系数 S=1.4
[ ] =
[ ] =
大齿轮的数值大.选用.
⑵ 设计计算
① 计算模数
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m =2mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d =51.73 来计算应有的齿数.于是由:
z = =25.097 取z =25
那么z =3.24×25=81
② 几何尺寸计算
计算中心距 a= = =109.25
将中心距圆整为110
按圆整后的中心距修正螺旋角
=arccos
因 值改变不多,故参数 , , 等不必修正.
计算大.小齿轮的分度圆直径
d = =51.53
d = =166.97
计算齿轮宽度
B=
圆整的
（二） 低速级齿轮传动的设计计算
⑴ 材料：低速级小齿轮选用45钢调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数 =30
速级大齿轮选用45钢正火，齿面硬度为大齿轮 240HBS z =2.33×30=69.9 圆整取z =70.
⑵ 齿轮精度
按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。
⑶ 按齿面接触强度设计
1. 确定公式内的各计算数值
①试选K =1.6
②查课本由 图10-30选取区域系数Z =2.45
③试选 ,查课本由 图10-26查得
=0.83 =0.88 =0.83+0.88=1.71
应力循环次数
N =60×n ×j×L =60×193.24×1×(2×8×300×8)
=4.45×10
N = 1.91×10
由课本 图10-19查得接触疲劳寿命系数
K =0.94 K = 0.97
查课本由 图10-21d
按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ,
大齿轮的接触疲劳强度极限
取失效概率为1%,安全系数S=1,则接触疲劳许用应力
[ ] = =
[ ] = =0.98×550/1=517
[ 540.5
查课本由 表10-6查材料的弹性影响系数Z =189.8MP
选取齿宽系数
T=95.5×10 × =95.5×10 ×2.90/193.24
=14.33×10 N.m
=65.71
2. 计算圆周速度
0.665
3. 计算齿宽
b= d =1×65.71=65.71
4. 计算齿宽与齿高之比
模数 m =
齿高 h=2.25×m =2.25×2.142=5.4621
=65.71/5.4621=12.03
5. 计算纵向重合度
6. 计算载荷系数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
使用系数K =1
同高速齿轮的设计,查表选取各数值
=1.04 K =1.35 K =K =1.2
故载荷系数
K＝ =1×1.04×1.2×1.4231=1.776
7. 按实际载荷系数校正所算的分度圆直径
d =d =65.71×
计算模数
3. 按齿根弯曲强度设计
m≥
一确定公式内各计算数值
（1） 计算小齿轮传递的转矩 ＝143.3kN•m
（2） 确定齿数z
因为是硬齿面，故取z ＝30，z ＝i ×z ＝2.33×30＝69.9
传动比误差 i＝u＝z / z ＝69.9/30＝2.33
Δi＝0.032％ 5％，允许
（3） 初选齿宽系数
按对称布置，由表查得 ＝1
（4） 初选螺旋角
初定螺旋角 ＝12
（5） 载荷系数K
K＝K K K K =1×1.04×1.2×1.35＝1.6848
（6） 当量齿数
z ＝z /cos ＝30/ cos 12 ＝32.056
z ＝z /cos ＝70/ cos 12 ＝74.797
由课本 表10-5查得齿形系数Y 和应力修正系数Y
（7） 螺旋角系数Y
轴向重合度 ＝ ＝2.03
Y ＝1－ ＝0.797
（8） 计算大小齿轮的
查课本由 图10-20c得齿轮弯曲疲劳强度极限
查课本由 图10-18得弯曲疲劳寿命系数
K =0.90 K =0.93 S=1.4
[ ] =
[ ] =
计算大小齿轮的 ,并加以比较
大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算.
① 计算模数
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m =3mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d =72.91 来计算应有的齿数.
z = =27.77 取z =30
z =2.33×30=69.9 取z =70
② 初算主要尺寸
计算中心距 a= = =102.234
将中心距圆整为103
修正螺旋角
=arccos
因 值改变不多,故参数 , , 等不必修正
分度圆直径
d = =61.34
d = =143.12
计算齿轮宽度
圆整后取
低速级大齿轮如上图：
齿轮各设计参数附表
1. 各轴转速n
(r/min)
(r/min)
(r/min)
(r/min)
626.09 193.24 84.38 84.38
2. 各轴输入功率 P
（kw）
（kw）
（kw）
(kw)
3.26 3.04 2.83 2.75
3. 各轴输入转矩 T
(kN•m)
(kN•m)
(kN•m)
(kN•m)
49.79 151.77 326.98 307.52
6.传动轴承和传动轴的设计
1. 传动轴承的设计
⑴. 求输出轴上的功率P ，转速 ，转矩
P =2.83KW =84.38r/min
=326.98N．m
⑵. 求作用在齿轮上的力
已知低速级大齿轮的分度圆直径为
=143.21
而 F =
F = F
F = F tan =4348.16×0.246734=1072.84N
圆周力F ，径向力F 及轴向力F 的方向如图示:
⑶. 初步确定轴的最小直径
先按课本15-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,根据课本 取
输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径 ,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号
查课本 ,选取
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以
查《机械设计手册》
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm,半联轴器的孔径
⑷. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
① 为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,Ⅰ-Ⅱ轴段右端需要制出一轴肩,故取Ⅱ-Ⅲ的直径 ;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径 半联轴器与 为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上, 故Ⅰ-Ⅱ的长度应比 略短一些,现取
② 初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列角接触球轴承.参照工作要求并根据 ,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承7010C型.
D B
轴承代号
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. 从动轴的设计
对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 ,故 ;而 .
右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.由手册上查得7010C型轴承定位轴肩高度 mm,
③ 取安装齿轮处的轴段 ;齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮 的宽度为75mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取 . 齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高3.5,取 .轴环宽度 ,取b=8mm.
④ 轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定) .根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 ,故取 .
⑤ 取齿轮距箱体内壁之距离a=16 ,两圆柱齿轮间的距离c=20 .考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离 s,取s=8 ,已知滚动轴承宽度T=16 ,
高速齿轮轮毂长L=50 ,则
至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.
5. 求轴上的载荷
首先根据结构图作出轴的计算简图, 确定顶轴承的支点位置时,
查《机械设计手册》20-149表20.6-7.
对于7010C型的角接触球轴承,a=16.7mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距.
传动轴总体设计结构图:
(从动轴)
(中间轴)
(主动轴)
从动轴的载荷分析图:
6. 按弯曲扭转合成应力校核轴的强度
根据
= =
前已选轴材料为45钢，调质处理。
查表15-1得[ ]=60MP
〈 [ ] 此轴合理安全
7. 精确校核轴的疲劳强度.
⑴. 判断危险截面
截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用。所以A Ⅱ Ⅲ B无需校核.从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面Ⅵ和Ⅶ处过盈配合引起的应力集中最严重,从受载来看,截面C上的应力最大.截面Ⅵ的应力集中的影响和截面Ⅶ的相近,但是截面Ⅵ不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核.截面C上虽然应力最大,但是应力集中不大,而且这里的直径最大,故C截面也不必做强度校核,截面Ⅳ和Ⅴ显然更加不必要做强度校核.由第3章的附录可知,键槽的应力集中较系数比过盈配合的小，因而,该轴只需胶合截面Ⅶ左右两侧需验证即可.
⑵. 截面Ⅶ左侧。
抗弯系数 W=0.1 = 0.1 =12500
抗扭系数 =0.2 =0.2 =25000
截面Ⅶ的右侧的弯矩M为
截面Ⅳ上的扭矩 为 =311.35
截面上的弯曲应力
截面上的扭转应力
= =
轴的材料为45钢。调质处理。
由课本 表15-1查得：
因
经插入后得
2.0 =1.31
轴性系数为
=0.85
K =1+ =1.82
K =1+ （ -1）=1.26
所以
综合系数为： K =2.8
K =1.62
碳钢的特性系数 取0.1
取0.05
安全系数
S = 25.13
S 13.71
≥S=1.5 所以它是安全的
截面Ⅳ右侧
抗弯系数 W=0.1 = 0.1 =12500
抗扭系数 =0.2 =0.2 =25000
截面Ⅳ左侧的弯矩M为 M=133560
截面Ⅳ上的扭矩 为 =295
截面上的弯曲应力
截面上的扭转应力
= = K =
K =
所以
综合系数为：
K =2.8 K =1.62
碳钢的特性系数
取0.1 取0.05
安全系数
S = 25.13
S 13.71
≥S=1.5 所以它是安全的
8.键的设计和计算
①选择键联接的类型和尺寸
一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键.
根据 d =55 d =65
查表6-1取： 键宽 b =16 h =10 =36
b =20 h =12 =50
②校和键联接的强度
查表6-2得 [ ]=110MP
工作长度 36-16=20
50-20=30
③键与轮毂键槽的接触高度
K =0.5 h =5
K =0.5 h =6
由式（6-1）得：
＜[ ]
＜[ ]
两者都合适
取键标记为：
键2：16×36 A GB/T1096-1979
键3：20×50 A GB/T1096-1979
9.箱体结构的设计
减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，
大端盖分机体采用 配合.
1. 机体有足够的刚度
在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度
2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。
因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为40mm
为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为
3. 机体结构有良好的工艺性.
铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便.
4. 对附件设计
A 视孔盖和窥视孔
在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固
B 油螺塞：
放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。
C 油标：
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。
油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.
D 通气孔：
由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡.
E 盖螺钉：
启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。
钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.
F 位销：
为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度.
G 吊钩：
在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体.
减速器机体结构尺寸如下：
名称 符号 计算公式 结果
箱座壁厚
10
箱盖壁厚
9
箱盖凸缘厚度
12
箱座凸缘厚度
15
箱座底凸缘厚度
25
地脚螺钉直径
M24
地脚螺钉数目
查手册 6
轴承旁联接螺栓直径
M12
机盖与机座联接螺栓直径
=（0.5~0.6）
M10
轴承端盖螺钉直径
=（0.4~0.5）
10
视孔盖螺钉直径
=（0.3~0.4）
8
定位销直径
=（0.7~0.8）
8
， ， 至外机壁距离
查机械课程设计指导书表4 34
22
18
， 至凸缘边缘距离
查机械课程设计指导书表4 28
16
外机壁至轴承座端面距离
= + +（8~12）
50
大齿轮顶圆与内机壁距离
>1.2
15
齿轮端面与内机壁距离
>
10
机盖，机座肋厚
9 8.5
轴承端盖外径
+（5~5.5）
120（1轴）125（2轴）
150（3轴）
轴承旁联结螺栓距离
120（1轴）125（2轴）
150（3轴）
10. 润滑密封设计
对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于 ，所以采用脂润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度.
油的深度为H+
H=30 =34
所以H+ =30+34=64
其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。
密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接
凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为
密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太
大，国150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。
11.联轴器设计
1.类型选择.
为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器.
2.载荷计算.
公称转矩：T=9550 9550 333.5
查课本 ,选取
所以转矩
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以
查《机械设计手册》
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm
3. 急求 盘磨机传动装置的设计 课程设计 那位高人有 可否发来供小弟参考下 [email protected] 不胜感激
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4. 机械课程设计盘磨机传动装置
我做的是普通减速机，磨盘机不清楚，我只能复制个样本给你
目 录
一 课程设计书 2
二 设计要求 2
三 设计步骤 2
1. 传动装置总体设计方案 3
2. 电动机的选择 4
3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 5
4. 计算传动装置的运动和动力参数 5
6. 齿轮的设计 8
7. 滚动轴承和传动轴的设计 19
8. 键联接设计 26
9. 箱体结构的设计 27
10.润滑密封设计 30
11.联轴器设计 30
四 设计小结 31
五 参考资料 32
一. 课程设计书
设计课题:
设计一用于带式运输机上的两级齿轮减速器.运输机连续单向运转,载荷有轻微冲击，工作环境多尘，通风良好,空载起动,卷筒效率为0.96(包括其支承轴承效率的损失),减速器小批量生产,使用期限10年(300天/年),三班制工作,滚筒转速容许速度误差为5%,车间有三相交流,电压380/220V。
参数:
皮带有效拉力F（KN） 3.2
皮带运行速度V（m/s） 1.4
滚筒直径D（mm） 400
二. 设计要求
1.减速器装配图1张(0号)。
2.零件工作图2-3张(A2)。
3.设计计算说明书1份。
三. 设计步骤
1. 传动装置总体设计方案
2. 电动机的选择
3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比
4. 计算传动装置的运动和动力参数
5. 齿轮的设计
6. 滚动轴承和传动轴的设计
7. 键联接设计
8. 箱体结构设计
9. 润滑密封设计
10. 联轴器设计
1.传动装置总体设计方案:
1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。
2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，
要求轴有较大的刚度。
3. 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。
其传动方案如下：
图一:(传动装置总体设计图)
初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。
选择V带传动和二级圆柱斜齿轮减速器。
传动装置的总效率
为V带的传动效率, 为轴承的效率，
为对齿轮传动的效率，（齿轮为7级精度，油脂润滑）
为联轴器的效率， 为滚筒的效率
因是薄壁防护罩,采用开式效率计算。
取 =0.96 =0.98 =0.95 =0.99 =0.96
＝0.96× × ×0.99×0.96＝0.760；
2.电动机的选择
电动机所需工作功率为： P ＝P/η ＝3200×1.4/1000×0.760＝3.40kW
滚筒轴工作转速为n＝ = =66.88r/min，
经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i ＝2～4，二级圆柱斜齿轮减速器传动比i ＝8～40，
则总传动比合理范围为i ＝16～160，电动机转速的可选范围为n ＝i ×n＝（16～160）×66.88＝1070.08～10700.8r/min。
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，
选定型号为Y112M—4的三相异步电动机，额定功率为4.0
额定电流8.8A，满载转速 1440 r/min，同步转速1500r/min。
方案 电动机型号 额定功 率
P
kw 电动机转速
电动机重量
N 参考价格
元 传动装置的传动比
同步转速 满载转速 总传动 比 V带传 动 减速器
1 Y112M-4 4 1500 1440 470 230 125.65 3.5 35.90
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比
（1）总传动比
由选定的电动机满载转速n 和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为 ＝n /n＝1440/66.88＝17.05
（2）分配传动装置传动比
＝ ×
式中 分别为带传动和减速器的传动比。
为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取 ＝2.3（实际的传动比要在设计V带传动时，由所选大、小带轮的标准直径之比计算），则减速器传动比为
＝ ＝17.05/2.3＝7.41
根据展开式布置，考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，查图得高速级传动比为 ＝3.24，则 ＝ ＝2.29
4.计算传动装置的运动和动力参数
（1） 各轴转速
＝ ＝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） 各轴输入功率
＝ × ＝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
则各轴的输出功率：
＝ ×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） 各轴输入转矩
= × × N•m
电动机轴的输出转矩 =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
输出转矩： ＝ ×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
运动和动力参数结果如下表
轴名 功率P KW 转矩T Nm 转速r/min
输入 输出 输入 输出
电动机轴 3.40 22.55 1440
1轴 3.26 3.19 49.79 48.79 626.09
2轴 3.04 2.98 151.77 148.73 193.24
3轴 2.83 2.77 326.98 320.44 84.38
4轴 2.75 2.70 307.52 301.37 84.38
5.齿轮的设计
（一）高速级齿轮传动的设计计算
1． 齿轮材料，热处理及精度
考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮
（1）齿轮材料及热处理
① 材料：高速级小齿轮选用45#钢调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数 =24
高速级大齿轮选用45#钢正火，齿面硬度为大齿轮 240HBS Z = ×Z =3.24×24=77.76 取Z =78.
② 齿轮精度
按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。
2．初步设计齿轮传动的主要尺寸
按齿面接触强度设计
确定各参数的值:
①试选 =1.6
查课本 图10-30 选取区域系数 Z =2.433
由课本 图10-26
则
②由课本 公式10-13计算应力值环数
N =60n j =60×626.09×1×（2×8×300×8）
=1.4425×10 h
N = =4.45×10 h #(3.25为齿数比,即3.25= )
③查课本 10-19图得：K =0.93 K =0.96
④齿轮的疲劳强度极限
取失效概率为1%,安全系数S=1,应用 公式10-12得:
[ ] = =0.93×550=511.5
[ ] = =0.96×450=432
许用接触应力
⑤查课本由 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.设计计算
①小齿轮的分度圆直径d
=
②计算圆周速度
③计算齿宽b和模数
计算齿宽b
b= =49.53mm
计算摸数m
初选螺旋角 =14
=
④计算齿宽与高之比
齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50
= =11.01
⑤计算纵向重合度
=0.318 =1.903
⑥计算载荷系数K
使用系数 =1
根据 ,7级精度, 查课本由 表10-8得
动载系数K =1.07,
查课本由 表10-4得K 的计算公式:
K = +0.23×10 ×b
=1.12+0.18(1+0.6 1) ×1+0.23×10 ×49.53=1.42
查课本由 表10-13得: K =1.35
查课本由 表10-3 得: K = =1.2
故载荷系数:
K＝K K K K =1×1.07×1.2×1.42=1.82
⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径
d =d =49.53× =51.73
⑧计算模数
=
4. 齿根弯曲疲劳强度设计
由弯曲强度的设计公式
≥
⑴ 确定公式内各计算数值
① 小齿轮传递的转矩 ＝48.6kN•m
确定齿数z
因为是硬齿面，故取z ＝24，z ＝i z ＝3.24×24＝77.76
传动比误差 i＝u＝z / z ＝78/24＝3.25
Δi＝0.032％ 5％，允许
② 计算当量齿数
z ＝z /cos ＝24/ cos 14 ＝26.27
z ＝z /cos ＝78/ cos 14 ＝85.43
③ 初选齿宽系数
按对称布置，由表查得 ＝1
④ 初选螺旋角
初定螺旋角 ＝14
⑤ 载荷系数K
K＝K K K K =1×1.07×1.2×1.35＝1.73
⑥ 查取齿形系数Y 和应力校正系数Y
查课本由 表10-5得:
齿形系数Y ＝2.592 Y ＝2.211
应力校正系数Y ＝1.596 Y ＝1.774
⑦ 重合度系数Y
端面重合度近似为 ＝[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
因为 ＝ /cos ，则重合度系数为Y ＝0.25+0.75 cos / ＝0.673
⑧ 螺旋角系数Y
轴向重合度 ＝ ＝1.825,
Y ＝1－ ＝0.78
⑨ 计算大小齿轮的
安全系数由表查得S ＝1.25
工作寿命两班制，8年，每年工作300天
小齿轮应力循环次数N1＝60nkt ＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10
大齿轮应力循环次数N2＝N1/u＝6.255×10 /3.24＝1.9305×10
查课本由 表10-20c得到弯曲疲劳强度极限
小齿轮 大齿轮
查课本由 表10-18得弯曲疲劳寿命系数:
K =0.86 K =0.93
取弯曲疲劳安全系数 S=1.4
[ ] =
[ ] =
大齿轮的数值大.选用.
⑵ 设计计算
① 计算模数
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m =2mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d =51.73 来计算应有的齿数.于是由:
z = =25.097 取z =25
那么z =3.24×25=81
② 几何尺寸计算
计算中心距 a= = =109.25
将中心距圆整为110
按圆整后的中心距修正螺旋角
=arccos
因 值改变不多,故参数 , , 等不必修正.
计算大.小齿轮的分度圆直径
d = =51.53
d = =166.97
计算齿轮宽度
B=
圆整的
（二） 低速级齿轮传动的设计计算
⑴ 材料：低速级小齿轮选用45钢调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数 =30
速级大齿轮选用45钢正火，齿面硬度为大齿轮 240HBS z =2.33×30=69.9 圆整取z =70.
⑵ 齿轮精度
按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。
⑶ 按齿面接触强度设计
1. 确定公式内的各计算数值
①试选K =1.6
②查课本由 图10-30选取区域系数Z =2.45
③试选 ,查课本由 图10-26查得
=0.83 =0.88 =0.83+0.88=1.71
应力循环次数
N =60×n ×j×L =60×193.24×1×(2×8×300×8)
=4.45×10
N = 1.91×10
由课本 图10-19查得接触疲劳寿命系数
K =0.94 K = 0.97
查课本由 图10-21d
按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ,
大齿轮的接触疲劳强度极限
取失效概率为1%,安全系数S=1,则接触疲劳许用应力
[ ] = =
[ ] = =0.98×550/1=517
[ 540.5
查课本由 表10-6查材料的弹性影响系数Z =189.8MP
选取齿宽系数
T=95.5×10 × =95.5×10 ×2.90/193.24
=14.33×10 N.m
=65.71
2. 计算圆周速度
0.665
3. 计算齿宽
b= d =1×65.71=65.71
4. 计算齿宽与齿高之比
模数 m =
齿高 h=2.25×m =2.25×2.142=5.4621
=65.71/5.4621=12.03
5. 计算纵向重合度
6. 计算载荷系数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
使用系数K =1
同高速齿轮的设计,查表选取各数值
=1.04 K =1.35 K =K =1.2
故载荷系数
K＝ =1×1.04×1.2×1.4231=1.776
7. 按实际载荷系数校正所算的分度圆直径
d =d =65.71×
计算模数
3. 按齿根弯曲强度设计
m≥
一确定公式内各计算数值
（1） 计算小齿轮传递的转矩 ＝143.3kN•m
（2） 确定齿数z
因为是硬齿面，故取z ＝30，z ＝i ×z ＝2.33×30＝69.9
传动比误差 i＝u＝z / z ＝69.9/30＝2.33
Δi＝0.032％ 5％，允许
（3） 初选齿宽系数
按对称布置，由表查得 ＝1
（4） 初选螺旋角
初定螺旋角 ＝12
（5） 载荷系数K
K＝K K K K =1×1.04×1.2×1.35＝1.6848
（6） 当量齿数
z ＝z /cos ＝30/ cos 12 ＝32.056
z ＝z /cos ＝70/ cos 12 ＝74.797
由课本 表10-5查得齿形系数Y 和应力修正系数Y
（7） 螺旋角系数Y
轴向重合度 ＝ ＝2.03
Y ＝1－ ＝0.797
（8） 计算大小齿轮的
查课本由 图10-20c得齿轮弯曲疲劳强度极限
查课本由 图10-18得弯曲疲劳寿命系数
K =0.90 K =0.93 S=1.4
[ ] =
[ ] =
计算大小齿轮的 ,并加以比较
大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算.
① 计算模数
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m =3mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d =72.91 来计算应有的齿数.
z = =27.77 取z =30
z =2.33×30=69.9 取z =70
② 初算主要尺寸
计算中心距 a= = =102.234
将中心距圆整为103
修正螺旋角
=arccos
因 值改变不多,故参数 , , 等不必修正
分度圆直径
d = =61.34
d = =143.12
计算齿轮宽度
圆整后取
低速级大齿轮如上图：
齿轮各设计参数附表
1. 各轴转速n
(r/min)
(r/min)
(r/min)
(r/min)
626.09 193.24 84.38 84.38
2. 各轴输入功率 P
（kw）
（kw）
（kw）
(kw)
3.26 3.04 2.83 2.75
3. 各轴输入转矩 T
(kN•m)
(kN•m)
(kN•m)
(kN•m)
49.79 151.77 326.98 307.52
6.传动轴承和传动轴的设计
1. 传动轴承的设计
⑴. 求输出轴上的功率P ，转速 ，转矩
P =2.83KW =84.38r/min
=326.98N．m
⑵. 求作用在齿轮上的力
已知低速级大齿轮的分度圆直径为
=143.21
而 F =
F = F
F = F tan =4348.16×0.246734=1072.84N
圆周力F ，径向力F 及轴向力F 的方向如图示:
⑶. 初步确定轴的最小直径
先按课本15-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,根据课本 取
输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径 ,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号
查课本 ,选取
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以
查《机械设计手册》
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm,半联轴器的孔径
⑷. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
① 为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,Ⅰ-Ⅱ轴段右端需要制出一轴肩,故取Ⅱ-Ⅲ的直径 ;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径 半联轴器与 为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上, 故Ⅰ-Ⅱ的长度应比 略短一些,现取
② 初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列角接触球轴承.参照工作要求并根据 ,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承7010C型.
D B
轴承代号
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. 从动轴的设计
对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 ,故 ;而 .
右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.由手册上查得7010C型轴承定位轴肩高度 mm,
③ 取安装齿轮处的轴段 ;齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮 的宽度为75mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取 . 齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高3.5,取 .轴环宽度 ,取b=8mm.
④ 轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定) .根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 ,故取 .
⑤ 取齿轮距箱体内壁之距离a=16 ,两圆柱齿轮间的距离c=20 .考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离 s,取s=8 ,已知滚动轴承宽度T=16 ,
高速齿轮轮毂长L=50 ,则
至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.
5. 求轴上的载荷
首先根据结构图作出轴的计算简图, 确定顶轴承的支点位置时,
查《机械设计手册》20-149表20.6-7.
对于7010C型的角接触球轴承,a=16.7mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距.
传动轴总体设计结构图:
(从动轴)
(中间轴)
(主动轴)
从动轴的载荷分析图:
6. 按弯曲扭转合成应力校核轴的强度
根据
= =
前已选轴材料为45钢，调质处理。
查表15-1得[ ]=60MP
〈 [ ] 此轴合理安全
7. 精确校核轴的疲劳强度.
⑴. 判断危险截面
截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用。所以A Ⅱ Ⅲ B无需校核.从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面Ⅵ和Ⅶ处过盈配合引起的应力集中最严重,从受载来看,截面C上的应力最大.截面Ⅵ的应力集中的影响和截面Ⅶ的相近,但是截面Ⅵ不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核.截面C上虽然应力最大,但是应力集中不大,而且这里的直径最大,故C截面也不必做强度校核,截面Ⅳ和Ⅴ显然更加不必要做强度校核.由第3章的附录可知,键槽的应力集中较系数比过盈配合的小，因而,该轴只需胶合截面Ⅶ左右两侧需验证即可.
⑵. 截面Ⅶ左侧。
抗弯系数 W=0.1 = 0.1 =12500
抗扭系数 =0.2 =0.2 =25000
截面Ⅶ的右侧的弯矩M为
截面Ⅳ上的扭矩 为 =311.35
截面上的弯曲应力
截面上的扭转应力
= =
轴的材料为45钢。调质处理。
由课本 表15-1查得：
因
经插入后得
2.0 =1.31
轴性系数为
=0.85
K =1+ =1.82
K =1+ （ -1）=1.26
所以
综合系数为： K =2.8
K =1.62
碳钢的特性系数 取0.1
取0.05
安全系数
S = 25.13
S 13.71
≥S=1.5 所以它是安全的
截面Ⅳ右侧
抗弯系数 W=0.1 = 0.1 =12500
抗扭系数 =0.2 =0.2 =25000
截面Ⅳ左侧的弯矩M为 M=133560
截面Ⅳ上的扭矩 为 =295
截面上的弯曲应力
截面上的扭转应力
= = K =
K =
所以
综合系数为：
K =2.8 K =1.62
碳钢的特性系数
取0.1 取0.05
安全系数
S = 25.13
S 13.71
≥S=1.5 所以它是安全的
8.键的设计和计算
①选择键联接的类型和尺寸
一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键.
根据 d =55 d =65
查表6-1取： 键宽 b =16 h =10 =36
b =20 h =12 =50
②校和键联接的强度
查表6-2得 [ ]=110MP
工作长度 36-16=20
50-20=30
③键与轮毂键槽的接触高度
K =0.5 h =5
K =0.5 h =6
由式（6-1）得：
＜[ ]
＜[ ]
两者都合适
取键标记为：
键2：16×36 A GB/T1096-1979
键3：20×50 A GB/T1096-1979
9.箱体结构的设计
减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，
大端盖分机体采用 配合.
1. 机体有足够的刚度
在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度
2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。
因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为40mm
为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为
3. 机体结构有良好的工艺性.
铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便.
4. 对附件设计
A 视孔盖和窥视孔
在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固
B 油螺塞：
放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。
C 油标：
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。
油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.
D 通气孔：
由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡.
E 盖螺钉：
启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。
钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.
F 位销：
为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度.
G 吊钩：
在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体.
减速器机体结构尺寸如下：
名称 符号 计算公式 结果
箱座壁厚
10
箱盖壁厚
9
箱盖凸缘厚度
12
箱座凸缘厚度
15
箱座底凸缘厚度
25
地脚螺钉直径
M24
地脚螺钉数目
查手册 6
轴承旁联接螺栓直径
M12
机盖与机座联接螺栓直径
=（0.5~0.6）
M10
轴承端盖螺钉直径
=（0.4~0.5）
10
视孔盖螺钉直径
=（0.3~0.4）
8
定位销直径
=（0.7~0.8）
8
， ， 至外机壁距离
查机械课程设计指导书表4 34
22
18
， 至凸缘边缘距离
查机械课程设计指导书表4 28
16
外机壁至轴承座端面距离
= + +（8~12）
50
大齿轮顶圆与内机壁距离
>1.2
15
齿轮端面与内机壁距离
>
10
机盖，机座肋厚
9 8.5
轴承端盖外径
+（5~5.5）
120（1轴）125（2轴）
150（3轴）
轴承旁联结螺栓距离
120（1轴）125（2轴）
150（3轴）
10. 润滑密封设计
对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于 ，所以采用脂润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度.
油的深度为H+
H=30 =34
所以H+ =30+34=64
其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。
密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接
凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为
密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太
大，国150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。
11.联轴器设计
1.类型选择.
为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器.
2.载荷计算.
公称转矩：T=9550 9550 333.5
查课本 ,选取
所以转矩
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以
查《机械设计手册》
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm
就这样楼
5. 盘磨机研究动态
盘磨机 disc refiner (一)又称圆盘机或圆盘磨浆机。造纸工业中的一种连续打浆设备。包括铸铁机壳和一对或三个表面刻有刀纹的金属或磨石的圆盘。浆料依靠重力或压力进入圆盘间，受到转动圆盘的摩擦、搓碾的打浆作用，并由离心力从磨盘周围排出。可几台串联使用。减速器是盘磨机的主要传动机构。下面是减速器的介绍~~
20世纪70-80年代，世界上减速器技术有了很大的发展，且与新技术革命的发展紧密结合。其主要类型：齿轮减速器；蜗杆减速器；齿轮—蜗杆减速器；行星齿轮减速器。通用减速机的发展趋势如下：
①高水平、高性能。圆柱齿轮普遍采用渗碳淬火、磨齿，承载能力提高4倍以上，体积小、重量轻、噪声低、效率高、可靠性高。
②积木式组合设计。基本参数采用优先数，尺寸规格整齐，零件通用性和互换性强，系列容易扩充和花样翻新，利于组织批量生产和降低成本。
③型式多样化，变型设计多。摆脱了传统的单一的底座安装方式，增添了空心轴悬挂式、浮动支承底座、电动机与减速器一体式联接，多方位安装面等不同型式，扩大使用范围。
为了促使减速器的发展，我们必须提高的主要水平因素有：
①理论知识的日趋完善，更接近实际(如齿轮强度计算方法、修形技术、变形计算、优化设计方法、齿根圆滑过渡、新结构等)。
②采用好的材料，普遍采用各种优质合金钢锻件，材料和热处理质量控制水平提高。
③结构设计更合理。
④加工精度提高到ISO5-6级。
⑤轴承质量和寿命提高。
⑥润滑油质量提高。
行业调研显示，改革开放以来，我国引进一批先进加工装备，通过引进、消化、吸收国外先进技术和科研攻关，逐步掌握了各种高速和低 速重载齿轮装置的设计制造技术。材料和热处理质量及齿轮加工精度均有较大提高，通用圆柱齿轮的制造精度可从JB179-60的8-9级提高到GB10095-88的6级，高速齿轮的制造精度可稳定在4-5级。
部分减速器采用硬齿面后，体积和质量明显减小，承载能力、使用寿命、传动效率有了较大的提高，对节能和提高主机的总体水平起到很大的作用。我国自行设计制造的高速齿轮减(增)速器的功率已达42000kW ，齿轮圆周速度达150m/s以上。但是，我国大多数减速器的技术水平还不高，老产品不可能立即被取代，新老产品并存过渡会经历一段较长的时间。
综上所述，我们知道我国减速机的发展还不是很快，我们不惜要提高减速机的技术水平，不断的更新新的技术才行，但是，总体看来我国减速机的发展趋势还是很不错的，发展空间很大，有很大的进步空间。
6. 机械盘磨机设计
我也在做这个题也 老兄
我只能提供样本给你哈 具体的还是得靠你自己啦
目 录
一 课程设计书 2
二 设计要求 2
三 设计步骤 2
1. 传动装置总体设计方案 3
2. 电动机的选择 4
3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 5
4. 计算传动装置的运动和动力参数 5
6. 齿轮的设计 8
7. 滚动轴承和传动轴的设计 19
8. 键联接设计 26
9. 箱体结构的设计 27
10.润滑密封设计 30
11.联轴器设计 30
四 设计小结 31
五 参考资料 32
其他的内容我给你发邮箱里面了啊
我厂就是供应高压辊磨机球磨机等选矿磨矿设备的以及大离心鼓风机和余热余压发电项目的，具体事宜与我商谈。联系方式见 注册账号····
7. 机械设计课程设计---设计盘磨机传动装置!急用谢谢！
还是静下心来赶紧画吧,按照指导书的步骤,我当时也是熬了5个通宵,最后一个星期赶出来的,每天只谁4个小时,一直在画图,
把这个做好了对你以后也有好处啊,没人能帮你啊,假设以后到了工作岗位你还能让别人帮你做吗?
8. 粉磨工艺及设备
除处理某些砂矿以外的所有选矿厂，几乎都有磨矿作业。在选矿工业中，当有用矿物在矿石中呈细粒嵌布时，为了能把脉石从矿石中除去，并把各种有用矿物相互分开，必须将矿石磨细至 0. 1 ～0. 3 mm，甚至有时磨至 0. 05 ～0. 074 mm 以下。磨矿细度与选矿指标有着密切的关系。在一定程度上，有用矿物的回收率随着磨矿细度的减小而增加。因此，适当减小矿石的磨碎细度能提高有用矿物的回收率和产量。磨矿所消耗的动力占选矿厂动力总消耗的 30%以上。因此，磨矿作业在选矿工艺流程中占有很重要的地位。
磨矿的目的主要有三个: 一是满足后续选矿提纯作业对矿物解离度的要求; 二是直接加工满足塑料、橡胶、陶瓷、玻璃、耐火材料、油漆涂料等相关应用领域细度要求的非金属矿粉体产品; 三是为下述超细粉碎和精细分级作业提供满足其给料粒度要求的粉体原料。
根据作业方式磨矿可分为干法和湿法两种，一般以有用矿物单体解离为目的的磨矿作业大多采用湿法; 而以直接加工粉体产品为目的的磨矿作业大多采用干法，这种作业也常常称之为磨粉。
一、粉磨的工艺流程
粉磨的工艺分为开路粉磨工艺和闭路粉磨工艺。
开路系统的特点是: 流程简单，设备少，投资省，操作维护方便; 缺点是易产生过粉碎和粉包球，效率低，产量低，电耗高，粒度分布较宽。
闭路系统的特点是: 不易过粉碎，效率高，电耗较低，分级方便，粒度易控制，粒度分布较窄，颗粒均匀; 缺点是流程较复杂，投资大，操作维护较复杂。
二、粉磨设备
常用的粉磨设备主要有球磨机、自磨机、棒磨机、砾磨机、立式磨机等类型。
( 一) 球磨机
1. 类型
按长径比: L ∶ D =2 以下为短磨，3 左右为中长磨，4 以上为长磨 ( 管磨) 。
按卸料方式: 尾卸式; 中卸式。
按传动方式: 中心传动式; 边缘传动式。
其他: 干式; 湿式; 间歇式; 连续式。
球磨机类型见图 1 －21。
图 1 －21 球磨机的种类
图 1 －22 磨矿介质的运动轨迹
2. 基本结构
筒体，衬板，进料装置，出料装置，电机及传动机构。
3. 工作原理
在磨矿过程中，磨矿机以一定转速旋转，处在筒体内的研磨介质由于旋转时产生离心力，致使它与简体之间产生一定摩擦力。摩擦力使研磨介质随着筒体旋转，并到达一定的高度。当研磨介质的自身重力 ( 实际上是重力的向心分力) 大于离心力时，研磨介质就脱离筒体抛射下落，从而击碎矿石。同时，在磨矿机转动过程中，研磨介质还会有滑动现象，对矿石产生研磨作用。所以，矿石在研磨介质产生的冲击力和研磨力联合作用下得到粉碎。磨矿介质的运动轨迹见图 1 －22。
4. 特点
对物料适应性强，能连续生产，生产能力大; 粉碎比大，能达 300 以上; 粒度易调整，结构简单，坚固，可靠，密封性好。
缺点是: 工作效率低，电能利用率低;体型笨重，可达几百吨; 钢铁消耗量大 ( 1000 g/t) ; 噪声大。
研磨介质填充系数: 中长磨的填充系数为 25% ～ 35%，长磨的填充系数为 30% ～35% ，短磨的填充系数为 35% ～ 45% 。具体由实验确定。
级配: 两头小中间大，采用 3 ～5 种球径配合。通过实验确定最佳级配。球料比过小，研磨效率低; 球料比过大，增加研磨介质损耗，降低研磨效率。
( 二) 自磨机
自磨机的工作原理与球磨机的工作原理基本相同，不同的仅是它不另外采用研磨介质( 有时为提高其处理能力，也加入少量的钢球，通常只占自磨机有效容积的 2% ～ 3% 左右) ，而是利用矿石本身在筒体内连续不断地相互冲击和磨剥作用来达到粉碎矿石的目的。在破碎和磨碎的同时，空气流以一定的速度通入自磨机中，将粉碎了的矿物从自磨机内吹出，并进行分级，这种磨矿方法的主要优点是粉碎比非常大，能使直径1 m 以上的矿块，在一次磨碎过程中排矿粒度小于 0. 074 mm ( －200 目) 。因此，采用自磨机可以简化破碎流程，并降低选矿厂基本建设的设备投资及其日常维护和管理费用。由于自磨机的过磨现象少，处理后的矿物表面干净，因而能提高精矿品位和回收率。
LM 离心自磨机是一种新型的立轴、锤破、旋风式离心自磨机，这种磨矿机具有粉碎比大 ( 给料粒度 200 mm，产品平均粒度 10 ～30 μm) 、产量高、单位粉体产品能耗较低、操作维护方便等特点。
LM 离心自磨 机 现有 两 种 规 格: LM65 和 LM120，主 机 装 机 容 量 分 别 为 55 kW 和200kW，产量分别为 1 ～ 4. 5 t / h 及 10 ～ 14 t / h。这种磨机适合于中等硬度以下的脆性矿物，如滑石、方解石、高岭土等的粉碎加工。湿式自磨机的结构见图 1 －23。
图 1 －23 5500 ×1800 湿式自磨机
图 1 －24 棒磨过程
( 三) 棒磨机
棒磨机是采用圆棒作为研磨介质，而不像球磨机采用钢球作为研磨介质。棒的直径通常为 40 ～100 mm，棒的长度一般比筒体长度短 25 ～50 mm。棒磨机主要是利用棒滚动时产生磨碎和压碎的作用将矿石破碎的。棒磨过程见图 1 －24。
当棒磨机转动时，棒只是在筒体内互相转移位置。棒磨机不只是用棒的某一点来打碎矿石，而是以棒的全长来压碎矿石。因此，在较大块矿石没有被破碎前，细粒矿石很少受到棒的冲击，矿石过粉碎的可能性小，可以得到粒度比较均匀的磨碎产品。由于棒磨机具有以上工作特性，通常取其转速比球磨机的低一些，约为临界转速的 60% ～ 70%; 充填率一般为 30% ～40%; 给矿粒度不宜大于 25 mm。棒磨机一般在第一段开路磨矿中用于矿石的细碎和粗磨。在钨、锡或其他稀有金属的重选厂或磁选厂，为了防止矿石过粉碎，常采用棒磨机。棒磨机用于开路磨矿，可以代替短头圆锥破碎机作细碎。
( 四) 砾磨机
砾磨机是古老的磨矿设备之一，砾磨机是一种用砾石或卵石作研磨介质的磨矿设备。由于磨矿机的生产率与研磨介质的密度成正比，因此，砾磨机的筒体尺寸 ( D × L) 要比相同生产率的球磨机筒体尺寸大。同时，其衬板一般要求能够夹住研磨介质，形成 “自衬”，以减少衬板磨损，加强提升物料的能力和矿物间的粉碎作用。因此，常采用网状衬板或梯形衬板，或者两者的组合。
砾磨机具有能耗小、生产费用低、节省金属材料 ( 如研磨介质) 、避免金属对被磨碎物料的污染等特点，特别适用于对物料有某些特殊要求的场合。国外将砾磨机用于处理金、银、重晶石等金属和非金属矿石。砾磨机工作时，转速一般比球磨机略高，常为临界转速的 85% ～90%，矿浆浓度一般比球磨机低 5% ～10%。
( 五) 立式磨机类
立式磨机类又可分为盘磨机、旋磨机等。
特点: 入磨物料较大 ( 50 ～ 80 mm) ; 自带选粉装置，物料在磨内停留时间短( 3 min ± ) ，过粉磨现象少; 粉磨效率高，电耗低 ( 为球磨的 40% ～ 60% ) ; 产品粒度易调整，粒度均匀; 结构紧凑，占地小; 噪声小，粉尘少。
缺点: 只适于粉磨中等硬度的物料，制造要求较高，操作要求严格。
1. 盘磨机
盘磨机是利用辊子在圆盘上的快速转动来对物料进行粉碎的磨机。一种是圆盘固定型，即圆盘固定不动而安装辊子的梅花架快速转动的悬辊式盘磨机，又称雷蒙磨 ( Ray-mond Mill) ，按辊数分为 3R 和 4R 两类。另一种是圆盘转动型，即辊子部件不绕机架中心轴转动而是圆盘快速转动。雷蒙磨的结构见图 1 －25。
2. 旋磨机
旋磨机粉碎比大，可直接将 100 mm 左右的给料粉碎到 10 μm 左右; 产品粒度调节范围宽，调整分级参数可生产出 500 ～1250 目 ( 10 μm) ，既可用于细磨，也可以用于超细磨。生产能力 1 ～30 t/h。旋磨机的结构见图 1 －26。
3. 涡轮式粉碎机
这种涡轮式粉碎机主要由加料斗、转子、叶片、筛网、磨块、机壳、主轴、传动装置等组成。工作时，由电动机通过皮带传动，带动主轴及紧固在主轴上的涡轮 ( 转子) 高速旋转。涡轮与筛网圈上的磨块，组成合理、紧凑的结构，使进入机内的物料在旋转气流中受到紧密的摩擦、剪切和强烈的冲击作用而被磨碎。在高速旋转过程中，涡轮吸进大量的空气，起到了冷却机器、传送细粉的目的。产品粒度受筛孔形状、尺寸以及物料通过量控制。
图 1 －25 雷蒙磨结构及外形图
图 1 －26 CLM －2 多级旋磨机
这种粉碎机的特点是结构紧凑，操作维护简单，投资较少，作业灵活、方便，适用于中等硬度以下非金属矿物、化工原料等的粉碎加工。涡轮式粉碎机结构见图 1 －27。
4. 冲击磨
立式冲击磨的外形图见图 1 －28。物料由加料仓加入转盘的上方，直接落入高速旋转的转盘，在离心力的作用下与转盘外周边打击轨道的靶材产生高速度的碰撞，物料相互碰撞实现粉碎。粉碎后的物料经上升气流带入涡轮分级机进行分级，合格的物料被分选出来; 不合格的物料被抛掷到边壁经二次风冲洗后落入转盘中间，继续进行粉碎。其特点是: 无需压缩空气或者磨矿介质，物料相互碰撞实现粉碎，消除了设备的磨损和铁质污染。适用于莫氏硬度 5 以上如碳化硅、刚玉、锆英砂、磨料、耐火材料等高硬度物料的加工。
图 1 －27 涡轮式粉碎机
图 1 －28 立式冲击磨外形图
三、影响粉磨的诸因素
1. 易磨系数
干法开路粉磨时，以一定量物料被磨到一定细度时所需的时间表示。
湿法开路粉磨时，以一定量物料被磨到一定细度时试验磨机的千转数表示。
干法闭路粉磨时，以系统达到平衡时，磨机转一圈能磨得细度合格的产品的质量表示。
2. 易磨性
绝对易磨性: 用工作指数表示，即 907 kg 物料从理论无限大磨碎到 80% 能通过100 μm 方孔筛所消耗的功 ( kW·h) 表示。常见物料的易磨性见表 1 － 2。
表 1 －2 一些物料的易磨性 单位: kW·h
在矿物加工上习惯用普氏硬度系数作为矿石坚固性的标准，普氏硬度系数为抗压强度的百分之一，用符号 f 表示。
非金属矿产加工与开发利用
式中:σp———抗压强度。
也常用“可碎(磨)性系数”来衡量矿石粉碎的难易程度，可碎(磨)性系数的表示如下:
非金属矿产加工与开发利用
实践中常以石英作为标准的中硬矿石，将其可碎性系数定为1，硬矿石的可碎性系数都小于1，而软矿石则大于1。
在矿物加工实践中，常按普氏硬度将岩石分为五个等级，以此来表示岩石破碎的难易程度。详见表1－3。
表1－3 岩石破碎难易程度分类
3.入磨及出磨物料粒度
磨机产量随入磨物料粒度的减小而增加，随出磨物料粒度的减小而减小。
4.粉磨设备
设备的大型化有利于提高劳动生产率和粉磨效率，节约能源。
5.入料的均匀性、入料的温度与水分
入料的均匀性影响出料的均匀性;易磨性随温度的升高而降低，故影响磨机效率。温度越高，研磨能量消耗越大，如入磨物料温度超过50℃，磨机产量将受影响，超过80℃，磨机产量降低10%～15%。
如入磨物料水分过高，使产量降低，甚至黏堵，增加能耗;适量的水分，可以降低磨温，减少静电效应，提高粉磨效率。
6.助磨剂
在粉碎作业中，能够显著提高粉碎效率或降低能耗的化学物质称为助磨剂。按助磨剂添加时的物质状态可分为固体、液体和气体助磨剂;根据物理化学性质可分为有机助磨剂和无机助磨剂。
1)固体助磨剂:如硬脂酸盐类、胶体二氧化硅、碳黑、氧化镁粉、胶体石墨等。
2)液体助磨剂:包括各种表面活性剂、分散剂等。如用于水泥熟料、方解石、石灰石等的三乙醇胺;用于石英等的烷基油酸(钠);用于滑石的聚羧酸盐;用于硅灰石的六偏磷酸钠等。
3)气体助磨剂:如蒸气状态的极性物质(丙酮、硝基甲烷、甲醇、水蒸气)以及非极性物质(四氯化碳等)。
常用助磨剂见表1－4。
表1－4 常用助磨剂
任何一种有助于化学键破裂和阻止表面重新结合并防止微颗粒团聚的药剂都有助于超细粉碎过程。
在非金属矿的湿式超细粉碎中，常用的助磨剂通常是表面活性剂。如:①碱性聚合无机盐，在这类表面活性剂中，除了用于硅酸盐矿物的磨矿外，一般多聚磷酸盐优于多聚硅酸盐;②碱性聚合有机盐，在这类中，最合适的是丙烯酸酯，它受pH的影响最小;③偶极=偶极有机化合物，如烷烃醇胺等。
四、分级设备
分级设备包括机械分级机、细筛、水力分级机和风力分级机等。细筛已在破碎与筛分一节中做了介绍。
1.机械分级机
螺旋分级机
螺旋分级机按分级液面的高低，分为高堰式、低堰式和沉没式三种;根据螺旋数目，又可分为单螺旋和双螺旋分级机。
螺旋分级机有一个倾斜的半圆柱形槽子，槽中装有一个或两个螺旋，它的作用是搅拌矿浆并把沉砂运向斜槽的上端。螺旋叶片与空心轴相连，空心轴支承在上下两端的轴承内。传动装置安在槽子的上端，电动机经伞齿轮使螺旋传动。下端轴承装在提升机构的底部，可转动提升机构使它上升或下降。提升机构由电动机经减速器和一对伞齿轮带动丝杆，使螺旋下端升降。停车时，可将螺旋提起以免沉砂压住螺旋，使开车时不至于过负荷。2400浸入式双螺旋分级机结构及原理见图1－29。
高堰式螺旋分级机的溢流堰比下端轴承高，但低于下端螺旋的上边缘。它适合于分离出0.15～0.20mm的粒级，通常用在第一段磨矿，与磨矿机相配合。沉没式的下端螺旋有4～5圈全部浸在矿浆中，分级面积大，利于分出小于0.15mm的粒级，常用在第二段磨矿与磨机构成机组。低堰式的溢流堰低于下端轴承的中心，液面很小，受搅动作用大，主要用于含泥矿石的洗矿。
图1－29 Ф2400浸入式双螺旋分级机(据胡岳华等，2006)单位:mm
螺旋分级机构造简单，工作平稳，操作方便，返砂含水量低，易于与球磨机自流联结，因此常被采用。它的缺点是，下端轴承易磨损和占地面积大等，因此有被水力旋流器取代的趋势。
2.水力分级机
(1)水力旋流器
水力旋流器其上部是一个中空的圆柱体，下部是一个与圆柱体相通的倒锥体，二者组成水力旋流器的工作筒体。圆柱形筒体上端切向装有给矿管，顶部装有溢流管及溢流导管。在圆锥形筒体底部有沉砂口。各部分之间用法兰盘及螺钉连接。给矿口、筒体和沉砂口通常衬有橡胶、聚氨酯或辉绿岩铸石，以便减少磨损并在磨损后更换。其结构见图1－30。沉砂口还可以制成可调的，根据需要调节其大小。小型水力旋流器还可完全由聚氨酯制成。矿浆以49～245kPa的压力，5～12m/s的高速从给矿管按切线方向进入圆柱形筒体，随即绕轴线高速旋转，产生很大的离心力，形成一个旋涡。矿浆中粒度和密度不同的颗粒，由于受到的离心力不同，所以它们在旋流器中的运动速度、加速度及方向也各不相同，粗而重的颗粒受的离心力大，被抛向筒壁，按螺旋线轨迹下旋到底部，作为沉砂从沉砂口排出。细而轻的颗粒受的离心力小，被带到中心，在锥形筒体中心形成内螺旋矿流向上运动，作为溢流从溢流管排出。水力旋流器的分离粒度范围一般为0.3～0.01mm。
图1－30 水力旋流器结构示意图
与水力旋流器有关的参数很多，而且往往相互关联，相互制约，不易调整和控制，这也是它在我国难以广泛应用的重要原因。
水力旋流器可用作高岭土、石英、长石等非金属矿的分级或脱泥，用作分级设备时，主要用来与磨机组成磨矿－分级系统。
水力旋流器的优点是:构造简单，没有运动部件;设备费用低，维护方便，占地面积小、基建费用少;单位容积处理能力大;分级粒度细，最终可达10μm以下;分级效率较高，最高可达80%左右;矿浆在旋流器中滞留的量和时间少，停机时容易处理。其缺点是:给矿砂泵的动力消耗大且磨损快;给料口和沉砂口容易磨损;给矿浓度、粒度、黏度和压力的微小波动对工作指标有很大影响。
(2)槽形分级机
槽形分级机根据沉降条件不同分为自由沉降和干涉沉降两种。
自由沉降槽形水力分级机俗称分级箱，早在50年代就已在我国各锡矿选厂得到广泛应用。其结构主要由倾斜的箱体，阻砂条和底阀组成。其工作过程是:矿浆由箱体上部矩形溜槽一端给入，细粒物料从溜槽另一端溢出，粗粒物料则经阻砂条沉入角锥形分级室，由底阀的排矿口排出。高压水从底阀进水口给入，形成起分级作用的上升水流。排矿口直径可根据沉砂粒度大小制成不同的尺寸，排矿量可用手轮调节。优点是:构造简单、工作可靠、维修方便、无动力消耗;缺点是:分级效率低，一般为25%～50%。它适用于处理粒度较小和含泥量较多的物料，适宜分级粒度为2～0.074mm，小于0.074mm的物料则分级效果差，给矿浓度宜为18%～25%。
干涉沉降槽形水力分级机结构见图1－31。主要由一个梯形槽，4个角锥形箱体及带有叶片的搅拌器、传动装置以及分级排矿装置组成。4个箱体从给矿端到溢流端逐个增大，呈阶梯形配置。各箱体底部的分级装置包括搅拌室、分级室和压力水室。在分级装置下部有接收分级产品的受料器。各室箱内的垂直空心轴下部装有叶片搅拌器。由涡轮传动空心轴，使搅拌器以约1.5r/min的速度回转，防止产生旋涡和矿砂沉积。
图1－31 干涉沉降水力分级机结构示意图
空心轴内有杆穿过，杆的下端固定有锥形阀，杆的上端悬挂在涡轮上侧的凸轮机构上。当涡轮转动时，与其相连的凸轮机构带动杆上下运动，以启闭锥形阀进行定期排矿，由此保证排出较浓的产品，降低水耗，防止堵塞。砂先集中在受料器中，然后经卸料口排出。通过调节卸料口的大小及气门可控制排矿量。
这种分级机通常有2～5个分级箱，给料粒度一般为2～3mm，最大超过6mm，溢流粒度约为0.25～1mm。给矿浓度约为25%，溢流浓度约10%～15%，沉砂浓度可达50%。平均处理能力为10～25t/h。
这种分级机的特点是分级带内矿浆的固体浓度较高，矿粒在干涉沉降条件下进行分级。其优点是处理能力大、耗水量少、产品浓度大和机体容积较小。
图1－32 圆锥水力分级机
(3)圆锥形分级机
圆锥形分级机外形为倒立的圆锥体。结构见图1－32。主要用于脱泥(分离0.15mm以下的矿粒)。在液面中心设有给矿圆筒，圆筒底部处于液面以下一定深度。矿浆沿切线方向给入中心圆筒，经缓冲后由底部流出。流出的矿浆呈放射状向周边溢流堰流去。在此过程中，沉降速度大于上升分速度的粗颗粒便沉在槽内，并经底部沉砂口排出。细粒随表层矿浆进入溢流槽，作为溢流排出。给料粒度一般小于2mm，分级粒度为74μm以下。
脱泥斗的特点是结构简单、操作方便。缺点是分级效率较低。脱泥斗已在石英砂等非金属矿物的脱泥和分级中得到应用。
3.风力分级机
(1)循环气流及旋风器式分级机
循环气流及旋风器式分级机结构见图1－33。物料经给料部和给料管送至旋转的分散盘上，在离心力作用下甩至分级区。鼓风机将气流送至洒落区，使夹杂于粗粒级中的细粒级有机会随气流向上排至分级区。气流夹带细粒级经排风部排至旋风器。若干个(最多8个)旋风器布置在分级区的圆形机体周围。在分级区，物料在离心力和上升旋转气流作用下分为粗粒级和细粒级。粗粒级经下部机体和粗粒级密闭排出口排出，细粒级随气流向上运动，排至旋流器，自旋流器下部的密闭排料口经输送溜槽最后排出。
图1－33 循环气流旋风器式分级机结构示意图
在旋风器内脱除了细粒级物料的空气，经风管返回鼓风机。鼓风机的风量可由节流阀或叶片调节器通过转动装置调节。这种风力分级机的气流不是由分级机内部的叶轮产生，而是由单独的鼓风机所产生。由于循环气流已经在旋风器内将细粒级分出，从而物料不与鼓风机接触，使鼓风机叶片的磨损大为减轻。鼓风机和节流装置在机座，是通向集尘器的管子接头。
图1－34 叶轮式分级机
分级粒度可通过调节气流量和旋转叶轮转速进行调节，调节范围为2500～7000cm2/g。这种分级机分级效果好，产量大，还可以向机内导入新鲜空气使物料冷却，或导入热气流使物料干燥，操作较灵活。旋风器、排风部、下部机体的内壁有玄武岩铸石衬里，叶轮及周围的机体用硬镍铸铁制造，抗磨损性能很好。
(2)叶轮式分级机
叶轮式分级机结构见图1－34。主要由鼓风叶轮、甩料盘、辅助叶轮、给料管、内筒、叶片、锥体、外筒、排料口等组成。其垂直轴上装有鼓风叶轮、甩料盘，叶轮使气流在内筒和外筒之间的空间循环流动。由于叶片的角度及叶轮的转动，气流呈螺旋形轨迹在内筒上升，甩料盘排出的物料随气流一边旋转、一边向上运动。粗颗粒经排料口排出;细粒物料随气流上升，在经过叶轮和叶片较大及急剧改变运动方向的离心力的作用下与气流分离，经外筒的内壁从细粒物料排出口排出，气流则在机内循环使用。这种分级机可以单独设置，也可与粉碎机设在一起，该分级系统可与各类干式磨粉机，如雷蒙磨、立式磨等组合生产细粉及超细粉产品。