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球磨机设计说明书参考版其数据仅供参考

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2020年4月19日
文档仅供参考
目录
一、设计任务书 1
1.设计目的
2.设计内容（包括：题目、简图、使用要求、已知条件、设计任务）
二、传动装置的总体设计及初步计算
1.球磨机的基本参数
2.总体方案确定
3.选择电动机
4.确定传动装置总传动比，分配各级传动比
5.传动装置的运动和动力参数
三、传动件的设计计算及修改传动装置的运动和动力参数
1.带传动的设计计算
2.第一次修改各轴的运动和动力参数
3.开式齿轮传动的设计计算
4.验算工作转速
5.第二次修订各轴的运动和动力参数
四、球磨机罐体及轴系设计
1.罐体结构设计
2.小齿轮轴系的设计计算
3.支撑辊及其轴系（或改进工作罐体轴系）的设计计算
五、设计联接螺栓
六、设计开启门
七、设计总结
八、参考资料
一、设计任务书
设计目的（参考《手册》P1）
1） 总结和综合运用已经学过的有关知识，分析和解决工程实际问题。
2） 学习机械设计的一般方法，了解和掌握常见机械零件、机械传动装置和简单机械的设计过程。
3） 进行基本技能的训练，例如计算、绘制方案草图、运用设计资料、查阅机械设计手册、标准、规范以及运用经验数据进行经验估算等。
4） 运用绘图软件（Autodesk Inventor）进行计算机辅助设计绘图。

设计内容（参考《手册》PP18-19）
1） 设计题目：设计供实验室使用的球磨机（如图1所示）。(参考《手册》P18-图7-1)

1.电机 2.带传动 3.齿轮传动 4.滚轮 5.球磨机筒体 6.轴承
a.电机、小带轮轴 b.大带轮轴 c.大齿轮、筒体轴心

2） 使用要求：
球磨机研磨物料20kg；
每天工作8小时；
要求工作平稳（允许有轻微冲击）。
3） 已知条件：
周边及粉碎效率90%；
制造方式：单件生产。
4） 应完成的设计工作：
a. 球磨机总体方案设计：
方案比较并确定最佳方案；
球磨机基本参数的计算；
选择电动机；
确定各传动件的传动比；
传动装置的运动和动力参数计算。
b. 传动件的设计及计算：
带传动的设计计算
第一次修改各轴的运动和动力参数
开式齿轮的传动设计计算；
第二次修改各轴的运动和动力参数
c. 球磨罐体设计及轴系设计：
罐体结构设计
小齿轮轴系的设计计算
支撑辊及其轴系（或改进工作罐体轴系）的设计计算。
d. 设计联接螺栓。
e. 计算机或手工绘制工作图：
球磨机总体图（附《手册》P39-图7－23）；
罐体部件图（A2，表示出：罐体结构；大齿圈连接结构；开启门结构）；
小齿轮轴系部件草图（3#复印纸，还包括轴系3D、2D受力图；弯矩图；扭矩图）
主要零件的零件工作图（A3－小带轮；A3－小齿轮；A4/A3－小齿轮轴）。
f. 编写设计说明书（按目录要求内容：大小标题、内容过程及出处、结论、讨论；一定有辅助说明图；表格。注意，公式、图、表排好顺序）。
二、传动方案的总体设计及初步计算
球磨机的基本参数（参考《手册》P19）
计算内容
结果
1）研磨介质的合理载量G0

式中：G1：研磨物料（kg），已知条件可知G1=20kg；
G0：研磨介质（钢球）的合理装载量（kg）。

2）计算罐体体积V

式中：V：罐体容积（m3）
γ：研磨介质（钢球）的比重，γ取4800kg/m3
φ：研磨介质的填充系数，对于干式球磨机φ取0.3。

3）计算罐体内径D

式中：D：球磨机内径（m）；
L：球磨罐长度，L取1.2D（m）。

4）计算电机有利工作转速N2

总体方案确定
（参考《手册》PP19-20, 参考教材PP425-426/PP428-431）
从球磨机的基本参数计算可知，球磨机转速为54.15r/min,电动机的转速一般有1500r/min、1000r/min、750r/min三种，由此可算出本设计的传动比i=18.098,在15到30的范围之内，初步拟订以下四种方案进行选择（都是2级传动）：

表1 各种传动方案论证
简图
优、缺点
简图
优、缺点

电动机经过蜗轮蜗杆传动带动开式齿轮。该传动方案结构紧凑，占地面积小，但传动效率低，价格昂贵。

电动机经过V带传动装置带动一对开式齿轮。皮带具有减震、平稳、制造简单、价格便宜等优点，但缺点是带传动效率低，占地面积大。
简图
优、缺点
简图
优、缺点

电动机经过圆柱减速器带动一对开式齿轮。优点是结构紧凑、传动可靠，缺点是机械构造较复杂、制造费用高。

电动机经过圆锥齿轮减速器带动一对开式齿轮。它和图c的情况相似。
结论：根据球磨机的工作要求并考虑经济条件，选用方案b比较合适，既能够降低制造维修费用，又能够得到预期的效果。
选择电动机（参考《手册》P5/P20, 参考教材PP427-428）

计算内容
结果
球磨机所需功率：

式中：V：球磨机的有效容积，V=0.0992m3;
D:球磨机的内径，D=0.472m；
G：球磨机的装载量，G=G1+G0=142.857+20=162.857kg=0.163t；
K：电动机的储备系数，K取1.1；
η：粉碎效率，已知η=90%。

η总=η带×η齿轮×η轴承=0.95×0.96×0.99=0.90288（见《手册》P44）

• 由《手册》PP151-152：
• 电动机选用：Y100L-6-B3

参考《手册》P5、《教材》PP427-428，选择电动机

=0.222*0.0992*0.472*54.15*(0.163/0.0992)0.8*(1.1/0.9)

表2 主要性能
型号
电机功率(kw)
同步转速(r/min)
最大转矩（N•m）
90L
1.133
1000
11.04

表3 外型尺寸（mm）
中心距
H
外廓尺寸
L×(AC/2+AD)×HD
安装尺寸
A×B
轴伸尺寸
D×E
平键尺寸
F×G
900-0.5
335×(175/2+155) ×190
140×125
24j6×50
8×20

图2 电动机外型尺寸
确定总传动比，分配各级传动比（参考教材PP428-431）

图3 大齿圈与罐体连接结构

又有
采用第二种传动方案，即带传动和一对开式齿轮传动。考虑到：①罐体尺寸较大，大齿轮须做成齿圈和罐体连接，为留出足够的装配、连接空间，i齿轮可取大一些；②齿轮传动的传动比较带传动大，则取 i齿轮=6
那么就有：

计算传动装置的运动和动力参数
• （1）各轴转速

（2）各轴功率

（3） 各轴转矩

表4 各轴的动力参数

电机

2.89

0.96

I轴

1.07

350.25

31.3

6

0.97

II轴

轴号

传动比i

效率h

功率(kW)

转速(r/min)

扭矩T(N.m)

1.11

940

11.28

1.03

54.15

180.34

1

0.99

三、传动装置的运动和动力参数及传动件的设计计算
带传动设计计算（参见《手册》PP8-9）、参考教材第11章）

计算项目
计算与根据
计算结果
（一）定V带型号和带轮直径
1.工况系数
2.计算功率

3.带型

4.小带轮直径
5.大带轮直径

(二)计算带长
1初定带长
2带的基准长度

（三）中心距和包角
1中心距

2小带轮包角

（四）V带根数
1．基本额定功率
2．功率增量
3．包角系数
4．带修正系数
5．V带根数

（五）轴上载荷
1．带速

2．V带单位长度质量
3．初拉力

4．作用在轴上的力

（六）带轮结构设计
1.小带轮结构及其尺寸
2.大带轮结构及其尺寸

由教材P262-表11-3

由Pc、n1由教材P267-图11-5选取
由图11-5及表11-10，选取 d1

故
根据教材P268式11-16及场地条件，
初定a0=600mm

a调节 564.43+54-27

表11-4
表11-5
表11-2
表11-7

表11-1

根据P271表11-9，《手册》P9-图2-1
根据P271表11-9，《手册》P9-图2-1
B=(z-1)×e+2×f
=(2-1)×15+2×10=35mm
e=15±0.3 f=10+2-1
φ1=34° φ2=38° bp=11.0mm
hamin=2.75mm hfmin=8.7mm
δmin=6mm da1=d1+2ha=105.5mm
da2=d2+2ha=320.5mm

Ka=1.1

Pc=1.246kw

A型
取d1=100mm
取d2=315mm

选Ld=1800mm

a=564.43mm

α1=158.2°≥120°
P1=0.97kw
ΔP1=0.11kw
Kα=0.9446
KL=1.01

取z=2根

ν=5.13m/s ≥5m/s
m=0.10kg/m

F0=103.22N

FQ=405.82N

（注意，大、小带轮轮毂结构尺寸――附上带轮毂的小图）
第一次修改各轴的运动和动力参数
表5 第一次修改各轴的参数

电机

2.84
(2.81)

0.96

I轴

1.07

330.99
(334.52)

30.75
(30.43)

6.11
(6.18)

0.97

II轴

轴号

传动比i

效率h

功率(kW)

转速(r/min)

扭矩T(N.m)

1.11

940

11.28

1.03

54.15

180.43
(180.59)

0.99

开式齿轮的设计计算（参见《手册》PP9-10，参考教材第12章）
计算与说明
主要结果
（1）选择齿轮材料（《机械设计制图（第三版）》PP304-305）
• 小齿轮：建议选45#，调质HB217～286,取齿面平均硬度250，应比大齿轮高
• 大齿轮：做成一个齿圈（见《手册》 P21-图），直径不能太小，建议选铸钢ZG310～570，取齿面平均硬度HB185
• (选45#，正火HB162～217,取齿面平均硬度190)。
（2）确定许用应力（ 《机械设计制图（第三版）》PP304-305 ）
极限应力（表12-11） ：
=0.7HBS+275＝0.7x250+275=450
=0.6HBS+220=0.6x185+220=331 （=0.7HBS+275＝0.7x190+275=408）
由（表12-11） ，安全系数取SF=1.5
[σF1]=450/1.5=300(MPa),
[σF2]=331/1.5=220.67(MPa)（=408/1.5=272(MPa) ）
（3）确定齿数
• 罐体内径：D=472mm ;
• 罐壁厚度：δ=10mm ;
• 外径D2=D+2×δ=492;
• 连接螺栓：M10
• d2:估计630mm（见下图及书图12－53、手册参考图）

• 由《手册》图：d2=600～650 如取 630mm，
• i齿＝i总/i带＝17.359/2.84（2.81）=6.11(6.18)，
• 对于开式齿轮：Z1=17～20，若取 Z1=23
• 则 Z2=Z1·i齿＝ 23×6.11≈143（考虑到两齿数互为质数）
• m=630/143=4.4,取m=5
• 因此i齿＝143/23=6.217
（4）强度计算确定模数m（开式齿轮应计算模数m，再增大m以考虑磨损的影响）
• KA=1（表12－8）、KV=1.2、φd＝0.8（表12－9），Kβ＝1.03（图12－26）, YFS1=4.36、YFS2=3.98（表12－10；手册P364），

• m=1.62＋1.62x0.1=1.8，
• m取5(工程中m不能太小，给加工制造带来不便且开式也应取大些,也可类比参考图
（5）确定几何尺寸
• d1=5x23=115,d2=5x143=715,
• da1= ,da2=
• df1= ,df2= （此为关心所在）
• 为了解决在安装时的误差：
• b1=b2+（5～10）＝90,
• b2=d1·φd=100×0.8=80
• 罐体长 L=1.2D=570mm

[σF1]=300MPa
[σF2]=221MPa

m=1.65

取m=5

第二次修改各轴的运动和动力参数
表6 第二次修改各轴的参数

电机

2.84

0.96

I轴

1.07

330.99

30.75

6.15

0.97

II轴

轴号

传动比i

效率h

功率(kW)

转速(r/min)

扭矩T(N.m)

1.11

940

11.28

1.03

53.82

181.60

0.99

核算实际转速与传动比
i带=315/100=3.15 ; i齿轮′=240/41=5.85;i总′=i带×i齿轮=18.44
∴ Δi=(i总′-i总)/i总=1.88% < 5%
n2实=n电/i总′=980/18.44=53.145r/min
∴ Δn2=|n2实-n2|/n2=|53.145-53.15|/53.15=0.0094% < 5%

四、球磨机罐体及轴系设计
罐体结构设计
• 制造方法：
• ①铸造
• ②钢板卷曲后焊接或钢管（∵是单件生产，∴用此）
• 参见《手册》P21－图7－3
• 结构：
罐体内径：D=472mm ; 罐壁厚度：δ=10mm ; 外径D2=D+2×δ=492;
箍的外径：D3=D+2×(δ+δ′)=532mm ; 箍宽度：b=30mm;
罐体总长：L2=L+10+10+20=566+40=606mm ; ∴ 4l=606mm,l=151.5mm,2l=303mm。

支撑辊的设计计算

由,得：
由,得：
因此：

辊轮轴的设计计算

取d高=20mm；d头=25mm;
d≥10=16.53mm
轴承寿命：n辊=nⅡ×R1/R2==282.92r/min
轴承选用6205，C=10.8kN,P=fP×Fr=1.2×1169.59=1394N
Ln==27394.8h≈13.7年
或球磨机罐体轴系改进设计：

小齿轮轴系的设计计算

90
￠30
￠20
￠25
￠25
￠38
10
55
55
87.5
87.5
65.5

1． 轴受力分析如上图

2． 确定轴上作用力
转速nⅠ=311.11r/min;功率P1=1.075kw;转距：T1=33.01 N•m;
齿轮圆周力
齿轮径向力 Fr=Ft×=644×tan20°=234.4N
带轮径向力 FQ=405.82N

3.估算最小轴径
选45号钢，调质处理，σb=600MPa

因有键槽，增大4%，d1=1.04×17.69=18.4mm
4.轴的结构设计
轴承类型选择：6207深沟球轴承，
轴径的确定：d1=35mm, d2=42mm, d3=60mm, d4=42mm, d5=35mm, d6=25mm,
确定轴承型号：d=35mm, D=72mm, B=17mm, rsmin=1.1min, damin=42mm, Damax=65mm, C=19.8kN, C0=13.5kN
轴段长度的确定：L1=17mm;L2=13mm;L3=5mm;L4=85mm;L5=66.5mm;L6=38mm
计算支反力：xA=xB=Ft/2=322.05N
-Fr×70+YB×140-FQ×200=0, ∴YB=696.9N YA=Fr+FQ-YB=-56.68N
轴的强度校核：危险截面在B处，Md==26.29N·m
d≥10=16.85mm,考虑键槽，dmin≈1.04×16.85=17.52mm,可知此轴安全
5．选择轴承计算寿命
选6205，查表：C=10800N、fp=1.2、P=fp·RB=(919.2)
算寿命：Lh=85142小时＝43年
6．选择键并验算键的强度
• 只算带轮处的键强度（最细）
键的确定
安装带轮处，由L=40mm,L6=38mm,d6=25mm,选平键。
B=8mm,h=7mm,L=30mm,t=,t1=
安装齿轮处，由d4=42mm,L4=85mm,选平键。
B=12mm,h=8mm,L=7,t=,t1=
键的校核
齿轮键： ===8.58MPa [] =50MPa
τ===2.76MPa[τ] =125MPa
带轮键： ===25.15MPa [] =50MPa
τ===2.76MPa[τ] =125MPa
五、联接螺栓的校核

用普通螺栓，一共6个，3对，M10分布于d0=550mm的圆周上
F××10-3=T1, ∴
FQ0= ==173.33
[]= ,Ss=5,45号钢的=360MPa
∴[]=360/5=72MPa,d1=0.85d=8.5mm,
∵= =3.97MPa≤72MPa
∴螺栓安全

六、设计开启门

七、设计总结
这次的实习，虽然只有短短的十几天，可是我的收获可是很不少，留下了深刻的印象。
我学会了如何在实际生活生产中应用自己以前学过的知识，思考更加全面了，知道了事物之间的联系在实际之中的作用。
而且，我还学会了如何现学现用各种崭新的工程软件，例如Autodesk Inventer。它在机械设计的过程之中有很强的实用功能，利用平面去制作立体图，再将立体的实物投影出来，就又成了平面工程图。这样具有很强的视觉感染力，能给我们一个十分直观，非常接近现实事物的认识。可是，我还在不断学习、运用此软件的时候学会了一些对于其它事情也很有帮助的心得，例如说，它能够自动检查到各个零部件运动过程之中，相互之间有没有抵触。这样就能够在成品出来之前尽量避免不合格的可能。
对于机械设计来说，其中最重要的要算是设计标准了，俗话说的好，无规矩不成方圆。没有标准的话一切都会变混乱，特别是不利于以后对于机械零部件的维护和修理，每一个零部件都各有各自标准的话，制作生产上的不利是难以想象的。因此我们以后不论设计一个什么样的机械，都要尽量按照公共标准来处理。
我们不能仅仅把机械零件看作是没有生命的物体，而要象对待一个有灵性的活生生的生命一样来对待。用老师的一句话就是不但仅要把它当作一件设计作品，而要把它当作一件艺术品一样，要做到尽可能的完美。
在这里我还要感谢老师和同学对我的帮助，使我能够及时完成这次实习设计。
参考资料
《球磨机设计指导书》 尹常治 杨 皓 编 北京科技大学
《机械设计制图》 马香峰 徐凤禄 编 高等教育出版社
《简明机械零件设计手册》 朱龙根 编 机械工业出版社

附图
（总装配零部件阵列图）