机械毕业设计1242球磨机设计说明书_最终版
收藏
资源目录
压缩包内文档预览：(预览前20页/共24页)
编号：536493
类型：共享资源
大小：651.73KB
格式：ZIP
上传时间：2015-11-28
上传人：QQ28****1120
认证信息
个人认证
孙**（实名认证）
辽宁
IP属地：辽宁
6
积分
- 关 键 词：
-
机械毕业设计论文
- 资源描述：
-
机械毕业设计1242球磨机设计说明书_最终版,机械毕业设计论文
- 内容简介：
-
1 目录 一、设计任务书 1.设计目的 2.设计内容 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.支撑辊及其轴系的设计计算 五、设 计联接螺栓 六、设计开启门 nts 2 七、设计总结 八、参考资料 nts 3 一、设计任务书 1.设计目的 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，了解和掌握常用机械零件、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。 2.设计 内容 1） 设计题目：设计供实验室使用的球磨机（如图 1所示）。 1.电机 2.带传动 3.齿轮传动 4.滚轮 5.球磨机筒体 6.轴承 电机、小带轮轴 I轴：大带轮轴 II轴：大齿轮、筒体轴心 nts 4 2） 使用要求： 球磨机研磨物料 80kg； 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 b. 传动件的设计及计算 c. 球磨罐体设计及轴系设计 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 小齿轮轴系部件草图 f. 编写设计说明书 nts 5 二、传动 方案 的总体设计及初步计算 1.球磨机的基本参数 计算项目 计算内容 结果 1.1 研磨介质的合理载量 G0 1.2计算罐体体积 V 1.3计算罐体内径 D 1.4 计算电机有利工作转速 nw 01 G 0.14G 式中： G1：研磨物料（ kg），已知条件可知 G1=80kg； G0：研磨介质（钢球）的合理装载量（ kg）。 kgG 43.57114.0/8014.0/10 VG0 式中： V：罐体容积（ m3） ：研磨介质（钢球）的比重， 取4800kg/m3 ：研磨介质的填充系数，对于干 式球磨机 取 0.3。 300.39 683m 480 0)3571 .43/(0.)/(GV LD4V 2 式中： D：球磨机内径（ m）； L：球磨罐长度， L取 1.2D（ m）。 0.7497m2.143 Vr/m in 54.150.4737.2/w nr/m in 42.950.7537.2/w n571.43kgG 0 30.39683mV0.7497mD 900mmL r/m in 42.95w n2.总体 方案确定 从球磨机的基本参数计算可知，球磨机转速为 42.95r/min,电动机的转速一般有nts 6 1500r/min、 1000r/min、 750r/min 三种，由此可算出本设计的传动比 i=23.28,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 电动机通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。 电动机通过 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 电动机通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。 电动机通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，既可以降低制造维修费用，又可以得到预期的效果。 nts 7 3.选择电动机 计算项目 计算内容 结果 3.1 球磨机所需功率 wp(kw)D0.222VP )(8.0ww KnVG 式中： V：球磨机的有效容积， V=0.397m3; D:球磨机的内径， D=0.75m； G ： 球 磨 机 的 装 载 量 ，G=G1+G0=571.43+80=651.43kg=0.651t K：电动机的储备系数， K取 1.1； ：粉碎效率，已知 =90%。 a= 带 齿轮 轴承=0.95 0.96 0.99=0.90288（见手册 P44） 5.65kw/P awd P 由 手册表 8-5： 电动机选用： Y132M2-6 5.155kwP w 5.65kwP d选取电动机： Y132M2-6 表 2 主要性能 型号 电机功率 (kw) 同步 (满载）转速(r/min) 最大转矩（ Nm） 电机重量（ kg） Y132M2-6 5.5 1000（ 960） 107.92 84 表 3 外型尺寸（ mm） 中心高 H 外廓尺寸 L (AC/2） AD 安装尺寸 A B 轴伸尺寸 C E 平键尺寸 F G 132 515 (270/2) 210 216 178 89 80 10 33 5.15 5kw(1.1/0.9)97)(0.651 /0.342.9 60.750.39 70.22 20. 8 nts 8 图 2 电动机外型尺寸 4.确定总传动比，分配各级传动比 计算项目 计算内容 计算结果 4.1总传动比 4.2分配传动比 4.3传动装置的运动和动力参数的计算 A.各轴转速： I轴转速 n1 II轴转速 n2 B.各轴功率： I轴功率 p1 II轴功率 p2 34.2295.42/96 0n/ni wd 齿轮带 iii 采用 b种传动方案，考虑到：（ 1）罐体尺寸较大，大齿轮需做成齿轮圈和罐体连接，为留出足够的装配、连接空间，齿轮i可取大一些；（ 2）齿轮传动的传动比较带传动大，因此取5i 齿轮，故： 齿轮带 i/ii =22.34/5=4.468 min/r8.214468.4/960i/nn d1 带min/r96.425/8.21 4/n 12 齿轮ikw424.596.065.5pp d1 带34.22i 468.4带i214.8r/m inn 1 min/r96.42n 2 kw424.5p 1 nts 9 C.各轴转矩： I轴转矩 T1 II轴转矩 T2 kw101.599.095.0424.5 pp 12 轴承齿轮 mn d N2.5696065.59550 /p9550T ddm25 2.5N0.964.46856 . 2iTT d1 带带 m11 87.4N0.990.95525 2.5iTT 12 轴承齿轮齿轮 kw1015p 2 m252.5NT 1 mN4.11 87T 2 5.计算传动装置的运动和动力参数 表 4 各轴的动力参数 轴号 传动比 i 效率 功率 (kW) 转速 (r/min)扭矩T(N.m)电机 4.468 0.96 5.65 960 56.2 I 轴 5.424 214.8 252.5 5 0.94 II轴 5.101 42.96 1187.4 0.99 nts 10 三、传动装置的运动和动力参数及传动件的设计计算 1.带传动设计计算 计算项目 计算内容 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 )验算带速 (三 )确定中心距和带长 1.初定中心距和带长 2.带的基准长度 3.包角 3.1确 定中心距 由教材 P262-表 11-3 kw21 5.665.51.1PKaPc 由教材 P73-图 11-7选取 由图 11-7及表 11-10，选取 d1=140mm 624.4m m1404.468did2 1 带故4.5630/140/ddi 12 带实5%0.67 %4.47|4.5-4.47|10 0%i/|i-i|i 理实理5m/s7.03 4m /s100 0)960 /( 6 01403.14100 0/(60ndV d1 ）由式）（）（ 21021 dd2add7.0 可得中心距 a0：即539 a0 1540 初取 a0=540mm a a a 590 m m /2240 0-(2500540 )/2LLaa250 0mmL7-11240 0mm540 /4140 )-(630630 )(140/25402a/4)d-(d)d(d/2a2L7537 .5-0. 030 LdLd01 5.0-dd0d20212210d00即调节范围为：）（，选取查表Ka=1.1 Pc=6.215kw A型 取 d1=140mm 取 d2=630mm 5m/s7.034m/sV 选 Ld=2500mm a=590mm nts 11 3.2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 ）K)KP/(PPZ12013257.3590/）140-630（-180 57.3)/ad-(d-180L11c121表 11-4 表 11-5 表 11-2 表 11-7 3 . 7 4 6 1 . 0 90 . 8 60 . 1 2 )56 . 2 1 5 / ( 1 . 6 KP 1 ) K/ ( PPz L1c 5m/s7 . 0 3 4 m / s1 0 0 0 ) / ( 6 0nd(v 11 表 11-1 N5.21 59.60.100.86 ) /0 . 8 6-(2.54)/(7.03421 5.650 0mv)/KK-z)(2.5/(vP50 0F22c0 1 5 7 4 . 9 5 N / 2 )s i n ( 1 3 22 1 5 . 542 6)-11式( / 2 )s i n (Fz2F 10Q 根据 P78表 11-8，表 11-9确定带轮型号为 A型 B=(z-1) e+2 f=63mm e=15 0.3 f=9 =38 bp=11.0mm hamin=2.75mm hfmin=8.7mm min=6mm da1=d1+2ha=145.5mm da2=d2+2ha=635.5mm 1201321 P1=1.65kw P1=0.12kw K =0.86 KL=1.09 取 z=4根 5m/s7.03 4m /svm=0.10kg/m F0=215.5N FQ=1574.95N A 型 da1=145.5mm da2=635.5mm nts 12 (七）张紧装置 重力张紧 3.开式齿轮的设计计算 计算项目 计算内容 主要结果 3.1选择齿轮材料 3.2确定许用应力 3.3确定齿数 3.4 强度计算确定模数 m 由表 12-11 选择齿轮材料如下： 小齿轮： 45 ，调质 HB217 286,HBS=250 大齿轮：铸铁， ZG310 570 正火， HB163207 HBS=185 flimflim/ S Flim1=0.7HBS+275 0.7x250+275=450 Flim2=0.6HBS+220=0.6x185+220=331 由（表 12-11） ，安全系数取 SF=1.5 所以 ， F1=450/1.5=300MPa, F2=331/1.5 =220.67MPa 取小齿轮齿数 Z1=20 则大齿轮齿数 Z2=Z1 i 齿 =20 5=100 考虑到螺栓扳手空间及互质，取 Z2=103 所以， i 齿实 =Z2/Z1=5.15 小齿轮 3 2 2221 12 F Fasad YYZkTm 式中： K=KAKVK 由表 12-8 小齿轮： 45，调质HB217 286,HBS=250 大 齿 轮 ： 铸 铁 ZG310 570，正火 HB163 207 HBS=185 SFlim=1.5 F1=300MPa, F2=220.67MPa Z1=20 Z2=103 i 齿实 =5.15 KA=1 KV=1.2 0.1d nts 13 3.5小齿轮转矩 3.6计算齿轮模数 3.7 确定齿轮的主要参数及几何尺寸 所以 K=1.51 由 12-10： Z1=20 Z2=103 T1=9550 P1/n1=9550 5.424/214.8 mmN1015.241 3 考虑到磨损，将模数增大 10%15%，则 m=2.98（ 1+0.15） =3.43mm 由表 12-1，取 m=4 考虑到齿轮的结构和安装方便，大齿轮分度圆直径取至 900mm 取 d2=900mm， m=d2/d1=8.74 取标准模数 m=10mm 小齿轮分度圆直径 d1=mZ1=200 大齿轮分度圆直径 d2=mZ2=1030 大齿轮齿宽 b2= d d1=200 小齿轮齿宽 b1=b2+5=205 两齿轮的中心距 a=（ d1+d2） /2=615 传动比发生改变 i=3%，合理 K 1.05 YFS1=4.36 YFS2=3.98 mmN1015.241T31 取 m=4 取标准模数 m=10mm d1=200 d2=1030 b2=200 b1=205 a=615 4.验算传动装置和动力参数 计算项目 计算内容 计算结果 4.1 各轴转速 4.2 各轴功率 4.3 各轴转 矩 n1=nd/i 带 =960/4.5=213.3 n2=n1/i 齿 =213.3/5.15=41.42 P1=Pd 带 =5.424kw P2=P1 带 轴承 =5.10kw T1=Tdi 带 带 =56.24.50.96=242.8Nm T2=T1i 齿 齿轮 轴=242.85.150.950.99 =1175.9Nm n1=nd/i 带 =213.3 n2=n1/i 齿 =41.42 P1=5.424kw P2=5.10kw T1=242.8Nm T2=1175.9Nm 98.223 2 2221 1 F Fasad YYZkTm 26.067.220 96.333 2 22 F Fasa YY 24.030036.433 1 11 F Fasa YY nts 14 修改各轴的运动和动力参数 表 5 修改各轴的参数 四、球磨机罐体及轴系设计 1.罐体结构设计 计算项目 计算内容 计算结果 1.1罐体内径 D 1.2箍厚 1.3罐体壁厚 1.4箍宽 b 1.5罐体外径 D2 1.6箍外径 D3 1.7罐体总长 l2 D=750mm =20mm =10mm b=20mm D2=D+2=770mm D3=D+2（ +） =810mm L=900mm D=750mm =20mm =10mm b=20mm D2=770mm D3=810mm L=900mm 轴号 传动比 i 效率功率(kW)转速(r/min)扭矩T(N.m)电机 5.15 0.96 5.65 960 56.2 I轴5.52 213.3 242.8 4.5 0.94 II轴5.10 41.2 1175.9 0.99 nts 15 2.支撑辊的设计计算 计算项目 计算内容 计算结果 2.1 竖直方向 2.2 摩擦力矩 cos4/FN FNcos4 其中： F 为支撑总重量：kchg10 GGGGGF 1121T/FfRcosTNfR其中： f 摩擦系数， f=0.15; G0： 研磨介质重量； G1： 研磨物料重量 ; Gg： 罐体重量 ; Gd：齿圈重量； Gk： 箍重量。 T2： 旋转罐体的扭矩。 查表手册 8-1 有3cm/g8.7取罐体壁厚mm10有： 罐体外径mm770102750D 外则： 23 53.3Ng.D42LD-D4Gg 222 外外 ）（ g41 40.3Ng.D)1.0( D4b1.0(D-d4G222222dLg外外外）151 .7N2g.D-D4G 22K 箍外箍 ）（则 G0=571.439.8 =5626.2N G1=809.8 =784N nts 16 N5.130 557.1513.414 03.235 37842.562 6GGGGGF kdg1067 4.011 7610)20277 0(15.05.13 055T/FfRcos311 486.47N4.4842674.04 5.13055N N5.13 055F 48N4.48423.支撑辊轴的设计计算 计算项目 计算内容 计算结果 3.1固定心轴的选取 辊轮轴为固定心轴，垂直平面内受力平衡： N6.7226.025.48422L2NM轴径设计为长 60mm，材料为45号钢，调制处理 查表得：MPa600b nts 17 五小齿轮轴系的设计计算 3.2轴承的强度校核（按一天工作 8小时，一年工作 250天） mmmb4.1501 54.01020 01.06.721.0Md 3641 由教材 P226表 16-6有静循环轴的许用弯曲应力： MPab 200 1 考虑到安装结构的问题，取 mm30d 查手册 12-4，选用 6306型号，材料 Cr，双支点单向固定， C=27kN，3N4.266 32N1.1FrfP pmin/r5.3355040542.41RRnn212g年）（）（8.25h4.51 7326 63.4102733 5.56010PCn6010L3366h MPab 200 1 mm30d 选 6306型轴承 31.1fp N4.2663P min/r5.335n g 年8.25L h nts 18 计算项目 计算内容 计算结果 小齿轮轴受力分析 轴上作用力 转速 转矩 齿轮切向力 齿轮径向力 带轮径向力 最小轴径 见上图 mN8.242TN3.213n11N242 8dT2F1tN95.157 4FN7.88320tan242 8tanFFQntr 选 45 号钢，调制处理，强度极限 MPa600b mmnPAd24.353.21 34.512 033110由表 16-5 有 A=135120，最小轴径段有弯矩和扭矩的作用，取较大值既 120. 考虑到键的削弱，轴径增大 5% mN8.242TN3.213n11N2428F t N95.1574N7.883FQrMPa600b nts 19 轴的结构设计 A.轴承的型号选择 B.具体参数 C.轴径的确定 D.轴段长度的确定 E.计算支反力 F.轴的强度校核 3799.3605.0124.350 ）（d选 6308（教材上册表 2-22） d=40mm D=90mm B=23mm 38mmd44mmd37mmd40mmd44mmd40mmd65432110mml12mmlmm27lmm04lmm032lmm52l654321N12142FtFByFAy 对 A 点取矩有 M=0 0212 9.0F-05 85.0212 9.0F12 9.0FrBZQ）（有N9.2373FBZ 由力平衡有： N75.84F-FFrF BZQAZ危险截面验算，由剪力弯矩图（ A3复印图纸上）可以看出，危险截面在 c 点（合成弯矩最大）， D 点（轴径最小）。 对 C 点： mmd 370 选 6308 d=40mm D=90mm B=23mm 38 md44 md37 md40 md44 md40 md65432138mmd44mmd37mmd40mmd44mmd40mmd654321N1214FByFAy N9.2373FBZ N75.84FAZ nts 20 4.轴的寿命计算 5.选择键并验算键的强度： A.选择键 B.键的校核 安全点：对安全mmmmbb46.32551.01018 8.11.0MdD45.35551.01024 4.91.0Md3331d3331c查表 16-6有： MPa55 1 b考虑到键槽 ，加大 5%，仍足够安全 因选择 6308号轴承，故 C=29.5kN N29.26 119.23 731.1FfP ma xrp年）（）（3.56h12.1126572611.291029.5213.36010PCn6010L33616h 安装带轮处： 72m ml 37m md 44 选平键，其尺寸参数为 b=12mm，h=8mm L=56mm 安装齿轮处： 203m ml 44m md 22 选平键，其尺寸参数为 b=12mm，h=8mm L=180mm 带轮键： MPa80MPa59.5856437108.2422dklT2p3p其中mm42hk安全 N29.2611P 年3.56h12.11 2657L h选平键 b=12mm， h=8mm， L=56mm 选平键： b=12mmh=8mm L=180mm MPa80MPa59.58p MPa10 0MPa44.23 nts 21 MPa100MPa44.23561037108.2422dblT2 3齿轮键： 80MPa33.15180444108.2422dklT2p3pMPa10 0MPa11.518 0444108.24 22db lT2 3满足强度要求 MPa80MPa33.15p MPa100MPa11.5 满足强度要求 五、联接螺栓的校核 计算项目 计算内容 计算结果 1.设计螺栓 （ 1）滚轮支架上： 因机器有较重的罐体做旋转动功，所以用铰制孔螺栓连接，一共 6个， 3对， M8分布于d0=8500mm的圆周上 F=Gtan/（ 44） =（ 2242.81000） /16 =906.3N 查表可知 s=185235MPa， 6 个 M8 铰制孔螺栓分布于 d0=8500mm的圆周上 F=906.3N nts 22 （ 2）滚椅上的螺栓 b=370500MPa 查表 9-6得 = s/SS=80MPa P= s/SP=32
- 温馨提示:
1: 本站所有资源如无特殊说明，都需要本地电脑安装OFFICE2007和PDF阅读器。图纸软件为CAD,CAXA,PROE,UG,SolidWorks等.压缩文件请下载最新的WinRAR软件解压。
2: 本站的文档不包含任何第三方提供的附件图纸等，如果需要附件，请联系上传者。文件的所有权益归上传用户所有。
3.本站RAR压缩包中若带图纸，网页内容里面会有图纸预览，若没有图纸预览就没有图纸。
4. 未经权益所有人同意不得将文件中的内容挪作商业或盈利用途。
5. 人人文库网仅提供信息存储空间，仅对用户上传内容的表现方式做保护处理，对用户上传分享的文档内容本身不做任何修改或编辑，并不能对任何下载内容负责。
6. 下载文件中如有侵权或不适当内容，请与我们联系，我们立即纠正。
7. 本站不保证下载资源的准确性、安全性和完整性, 同时也不承担用户因使用这些下载资源对自己和他人造成任何形式的伤害或损失。
人人文库网所有资源均是用户自行上传分享，仅供网友学习交流，未经上传用户书面授权，请勿作他用。
川公网安备: 51019002004831号