小型球磨机结构设计

1绪论

1.1课题的背景及目的

自第一台球磨机产生以后，已有相当长的时间了，经历时间的变迁，球磨机发生了

很大的变化。使各种不同类型的球磨机相继发展出来了，有球磨机，也有排出物料粒度

比较均匀的棒磨机，还有可以不用研磨介质的自磨机，当然还有其他各种不同形式的球

磨机。但就不同的分类方式而言就会有不同的类型。如果按照操作方式的不同可以把球

磨机分为间歇式及连续式球磨机两种；按研磨介质体分有球磨机、棒磨机、砾石磨机；

按传动方式分类有中心传动磨机、边缘传动磨机、周边传动磨机；当然还有按按卸料方

式与生产方式分类等等，但就球磨机的功能作用而言，它的功能基本上都是在磨罐内对

物料进行撞击粉碎，研磨以及混合均匀等。而且在相当多的行业中都得到了相当广泛的

应用，如现在的水泥行业、化工与冶金行业以及国防行业等等相多的行业中而目前看

来，球磨机在世界各国的发展各不相同，主要由于各国的经济发展水平不同，但是我国

的球磨机发展研究就国外的研究水平而言相对落后了许多。但是近年来随着我国加快对

国外技术水平的追赶，使我国的球磨机的技术改进与创新方面得到了促进，很大程上缩

短了与国外的差距。而近儿年来，世界各国矿山工业都面临着一个严峻问题就是如何降

低成本以及提高矿料的利用率，最大限度的利用矿石，获得高利润，为解决这一严峻问

题矿山工业公司采用高效的大型机械设备已成为主要倾向。以至于球磨机的大型化发展

越来越成为未来技术的发展方向，而世界各国也都在各自的大型化发展道路上不断探索

-刖AJL.进t11.。

虽然世界各国的球磨机研究都在大型化的道路上探索前进，但是小型球磨机的设计

发展也是不容忽视的，在大学生活中我见过一次小型球磨机的工作，它的工作情况让我

很感兴趣，而且它对物料的研磨速度非常快，而且把物料弄得非常碎。而本次的课题就

是主要通过对行星式球磨机的结构进行设计，一方面使人们能够比较深入的认识到行星

式球磨机的工作原理,并对小型星式球磨机进一步加深了解，以进一步合理利用球磨机。

另一方面就是提高小型球磨机的研磨效率，以制备出所需要的研磨材料•。总的说来，经

过本次小型球磨机的结构设计使我很清楚它的工作情形以及它的各种优点及缺点，为以

后改进缺点优化工作效率有很大的好处。

1.2国内外研究现状

随着近年来现在工业对小型球磨机出料粒度要求的品质越来越苛刻，在某种下直接

促进了小型球磨机的不断进步发展与更新换代。而行星式球磨机在耗能和效率都比较有

优势。而且通过行星式高能球磨机的自身的高效研磨作用，一方面不仅可以使某些材料

相互结合甚至有可能发生某些化学反应，并且可以实现非晶体化，甚至某些不相容的化

合物,但通过球磨机可以在液态下也可以实现较宽成分范围的固溶；而另一方面则可以

实现物料高效研磨混合，目前球磨机的国内外的研究发展现状各不相同。在国外其球磨

机的技术水平比较先进，有美国公司生产的振动磨，高强度离心磨等。但是在国内的发

展却是相较于国外落后许多，但几年来却发展不错。其中的最新技术是南京大学仪器厂

研究出来的一种新式的小型卧式行星轮球磨机。该球磨机有四只球磨罐，可以同时研磨

不同材料与相同物料。通过球磨罐的自转与公转，从而使罐内物料与研磨介质受到三种

作用力，故从而使研磨效率大大的提高。同时，也可以避免了一部分材料的垢底现象。

1.3课题研究方法

本次设计根据任务书的要求，查找所需要的设计技术参数，然后根据已知的设计参

数要求进行小型球磨机的结构设计。而我依据的球磨机设计技术参数具体如下：

1）工作方式：两个或四个球磨罐可以同时工作

2）进料粒度：不大于4Tomm；出料程度:最小可达0.lum；

3）球磨机额定转速：公转50-400转/分，自转100-800转/分；

4）电动机额定功率：0.75千瓦,220伏,50赫兹。

5）转速比（公转：自转）：1：2o

6）最大装样量：球磨罐容积的三分之二。

根据以上的技术参数，构思自己所需要画的结构图形，而我构思的是小型卧式行星

轮球磨机。而具体的结构图形见图1.1。

究其原因主要是卧式行星球磨机的优点：一是由于卧式行星球磨机在运转工作时时

没有固定底而，因而不出现磨料沉底的问题：二是卧式行星球磨机工作时，其磨罐的各

个面都将是研磨面，故卧式行星球磨机的工作研磨效率必然优越于立式行星球磨机。三

是卧式球磨机工作时，具有超细磨，噪音低，低能耗，而且密封性能很好，而且装料与

卸料都比较方便。

有上述数据选用自己所需要的磨罐转速以及所需要的电动机。现在以小型球磨机的

球磨罐自转为800r/min,罐体容积为2L进行设计计算。然后研究计算齿轮和带轮的机

构形状，计算轴的结构以及校核轴的强度。再一边设计一边用CAD画取装配图，在画

图过程中要参考各种书籍。如有不合的地方要及时的进行修改，然后把所需要的零件图

通过装配图一件一件的拆取下来。

1.4论文构成及研究内容

本论文研究构成主要包括电动机的正确选择，带轮的设计与计算，齿轮的计算与校

核其中包括大齿轮与小齿轮的设计计算与校核，轴的设计计算与校核其中包括主轴与行

星轴的设计计算与校核，轴承的选择与寿命校核，最后是箱体的铸造要求。

本次论文设计内容包含摘要、绪论、电动机的确定、带轮的设计、齿轮的设计、轴

的结构设计、轴承的校核、其他结构的设计、致谢、参考文献等几部分的内容。而其中

的带轮的设计、齿轮的设计、轴的设计则是重中之重。

2电机的确定

电机的选择要合适不可以太大也不可以太小，而本次设计的小型球磨机的结构外形

比较小而且电机所需功率不是很大，在没有特殊需求的情况要求下，通常一般选用Y系

列三相异步电动机。就该三相异步电动机的特点而言其结构相对比较简单，而且工作中

比较靠谱，气动性能好，价格比较便宜且维修方便。

电动机功率的正确选择与否通常会直接影响到电动机的工作性能以及经济性的好

坏。为了保证电动机功率能保证机械能够正常安全的工作下去，故需要在正常工作下电

动机的额定功率要比电动机工作时的功率要大，这样的话可以让电动机在工作时不会发

热过度，这样就不需要校验电动机的启动转矩和发热。有查找到的结构设计参数已知了

电机功率，还要选择电机系列型号，除了选择合适的电动机系列之外，还要选择合适的

电动机转速。在额定功率相同的情况下，一般有四种电机转速可以供大家选择，即

3(XX)r/min,1500/7min,1000r/min,750/7min,这四种电机转速都是大家比较常见

的以及用的可能是最多的。就比较这四种转速而言，如果电动机转速相对越高的话，电

动机的尺寸和质量就比较小，价格也便宜得多，价格便宜以至于人们大多情况下选用这

一种，但速度过大的话，可能导致电动机的结构尺寸增大，从而使成本增加C选用低转

速的电机则情况相反。查找了相关的资料内容我了解到一些情况一般如果没有特殊情况

卜选转速为1500/7min,l(XX)r/min的电动机。

根据上述论述可以先选用同步转速15(X)〃/min的电动机，后续经过设计计算合适，

可以应用。有参考设计技术参数可以知道电动机的功率为P=0.75kw,查取资料表我选

用电动机型号为Y802-4,其满载转速为1390r/mino

3带轮的设计

根据上述设计参数要求已知了球磨罐的自转为8()()r/min,而转速比为2:1,所以可

以知道主轴的转速为％=4()0r/min。有根据电机的选择又知道电动机满载转速为

1390

“i=1390r/min,故可知带传动彳=———=3.475°

400

1).确定计算功率P

P\=K,、xP

查表［1］表8-8工作情况系数KA=1.2

^=1.2x0.75=0.9kw

2).选择V带的带型

根据4，吗。由［1］图8-11选用Z型。

3).确定带轮的基准直径4并验算带速y

初算小带轮的基准直径4o由机械设计书表8-7和8-9选取小带轮的基准直径

4=71mmo

乃44_x71x1390

验算带速i，。V===5.2m1s

60x10060x1000

因为5m/s<5.2mls<30mls

计算大带轮的基准直径《。4=汉4=3.475x71=247

根据［1］表8-9o取标准值d2=250mm

4).计算带的根数Z

根据式子0.7(4+%)«%42(4+d2)

先最先选定中心距旬=350mm

由式子4/0=2%+\(4+4)+(-数J

根据上边式子计算其基准长度(=1227〃?〃?

由［1］表8-2确定带的基准长度4=1330〃?，〃

计算实际中心距

L(，L</(l1330-1227

axa.+-=350+=401.5

°22

中心距的变化范围为330390mm

5).验算小带轮的的包角四

S7

4=180。-(4-4)=154.5°>120°

6).计算带的根数Z

计算单根V带的额定功率4

由4=71mm和%=1390r/min。查表8-4得［)=().30kw

根据々=1390r7min,彳=3.475和带型Z查表8-5得△%=().03kw

查表8-6,8-7得K「0.93,KL-1.13

于是E=(《+M)xKaXKA=0.346

计算根数z,Z'=2.6取3根。

7).计算单根V带的初拉力与

由表8-3得Z型带的单位长度质量0.060kg/irlo

所以6=5()0(25一K、)H+/二52N

K&Zv

8).计算压轴力厅

R=2ZE,sin^=304N

•u2

9).带轮的结构图见零件图

综上计算：选用Z型V带3根，带基准K度1330〃，/〃，带轮基准直径&-71〃//〃.

d2=250mm0中心距控制在330390〃〃九，单根带初拉力与二52N。

4齿轮的设计

4.1.选择齿轮材料、精度等级、齿轮齿数

根据条件可以选用斜齿圆柱齿轮传动，压力角为20°,小型球磨机为一般机械，故

可选用7级精度，小齿轮材料为400,调质处理，而大齿轮材料可以选用45钢，一般

也通过调质处理。选小齿轮齿数4=27,根据已知条件齿传动比为2,故大齿轮齿数Z2=54.

4.2.初步计算传动的主要尺寸

1).按齿面接触疲劳强度计算设计，

其公式为4,>.2^3#彳彳小

V以“I[%])

试选载荷系数K〃产1.3

由图10-20查取区域系数Z〃=2.433

查取齿宽系数为=0.3

初选螺旋角£=14°

6

计算小齿轮传递的转速Z=9.55xl0x—xZ/1x/4x%

n2

式中：7为带传动的效率

%为轴承传递效率

小为齿轮传递效率

代入已知所得数据解得7；=7690N

查取区域系数ZF=189.8MP*

端面重合度1.88—3.25"十^-1]cos夕

代入数据解得4=1.652

轴向重合度为=0.318%Z,tanp

代入数据解得勿=0.643

代入已知数据解得Z/0.5

螺旋角系数ZR=Jcos/7=0.985

查取图表可以得到小齿轮接触疲劳强度极限为=600%地，

而大齿轮的接触疲劳强度极限为0ml2=550Mpa。

应力循环系数乂=6()R4=60x800x1x(2x8x300x15)=3.456x1()9

N2=1.728x1()9

查取接触疲劳寿命系数=090,KllN2=0.95

[o-]..-MPa

Hts

[a]==523MPa

H2s

所以4,2匹工四乂仔彳个[=27mm

V%〃I9〃j)

由表10-2查得使用系数K八二1.5

由八乃《〃2查取得载荷系数四-1.05,而内间载荷分配系数储-1.4,

60x1()0()

齿向载荷分配系数K”=1.15().

则载荷系数KH=/2.536

要对4,进行修正

K

4=4,;--=33.74mm

VKHt

_4COSP/

而相应的模数叫二/z.

代入己知数据解得：町尸I?而加

2).按齿根弯曲疲劳强度设计

计算齿轮模数，即,5也巴山丝”x

V内XZ；

初选载荷系数K&=1.3.

计算弯曲疲劳强度的重合度系数％

r.=0.25+—

%、，

a

2

cosph

Ph=aictan(tan0tanaJ

a=arctantanaJ

t/cos/J

代入已知数据，所以有匕.=0.687

计算弯曲疲劳强度的螺旋角度系数〃

Ya=1-J-=0.9

B^120°

查图10・17,,1・18得齿形系数片尸2.55,%2=2.31

查得应力修正系数右,尸1.63,yVfl2=1.68

所以必孕=0.0137,号*2=001

63

回］2

取数0.0163

试算齿轮模数『七X4；：=0.954

计算实际载荷系数K〃

4=m^/A,u=小2=1.11m/s.查得动载系数K『L04

'/cos/60x10001

查表得K&,=1.1,0产1.150,,KFp=\.Z2

代入上述已知数据，所以七.二K.xKvxKFUxKFfi=2.094

I-----

修正模数mt>=叫个~^~=1.12

综上所述，取标准值？=3.

修正螺旋角£=arccos国土辿殳，〃=色士叫L。

2a2xcos140

解得夕=13.591°«=125mm

分度圆直径4=S2£=85mm,4=卫5=17()mm

COSp-COSp

计算齿宽〃=°/♦4=25mm,取8尸25mm,B2=31mm

4.3.齿面接触疲劳强度校核

由以上所得数据，K”=2.536,7；=7690N,为=0.3,d}=85mm,u=2

ZH=2.433,Z£=189.8,Zc=0.5,Z,尸0.985.

分=栏小巫区”

VM"

代入数据解得分=134.7Mpa<[(Tw]o

满足齿面接触疲劳强度条件，故齿轮比较安全。

4.4.齿根弯曲疲劳强度校核

由以上所得数据，7；=7690N,K产2.094,%,尸2.55,YFa2=2.3\

%n=L63,匕12T68,r.=0.687,〃=0.9,%=0.3,%=3.,z,=27

2K"%U%cos2/?

z：

2K/.Z%2%2%〃cos2尸

a"z：

<cr

代入以上数据解得，crfl=13.24Mpa<[crr]1,crf2[/]2

满足齿根弯曲疲劳强度校核条件，安全可靠。

大小齿轮的结构设计见零件图如图4.1与图4.2

图4.1大齿轮零件图

技术要求

1、锐边倒钝，去毛刺;

2、2最4

3、渗喔后齿面硬度

56-62HRC;

图4.2小齿轮零件图

5轴的结构设计

5.1主轴的设计

1).轴的材料的选择

轴的材料可以优先选40Cr,通过进行渗碳处理，cr,=735MPa,crv=540MPa,

o-_1=355MPa,［b_J=70MPa

2).初步确定轴的最小直径

输出轴的功率＜。R=Px小=0.75x0.96=0.72kwo

〃3=400r/min,7；=9.55xlO6x-3-=17190N-mm

%

由表15-3取4=110mm

确定轴的最小直径：

%二4后="mm

输出轴的最小直径是是安装大带轮的，为了考虑到与螺母连接可以加强大轮辐的紧

固性要求，同时要考虑键槽对轴强度削弱的影响，一般轴颈增加5婷7%。4_「］=50mm,

L=40mm。

3.确定轴各段直径和长度。

为了固定大带轮下一段要有轴肩，同时该段安装轴承，选择角接触轴承7311B,

通过查找知基本尺寸dxDxB=55/72/7?x120mmx29mmo同时安装轴承端盖，所以取

4］皿=55mm,L=70mmo

下一段是固定两个轴承的轴肩，便于轴承的装卸，取4HM=72mm,1V=60mm。

下一段有轴承，选择角接触轴承73UB,查找书籍得基本尺寸dxDxB=55mmx

120mmx29mm。该轴上还要安装固定齿轮,取J,v_v=55mm,L(v_v=88mm。

在下一段是这根轴比较主要的部位，同大轮盘的轴套连接的部位，这里用的是犍连

接。规格.取6/V-vi=50mm,LV.VI=65mmo

最后一段，包括退刀槽，这段也要加工螺纹，是为了固定与大轮盘连接的轴套，而

这段轴上需要有键槽，通过键使得大轮盘与轴比较固定的安装在一起，通过上述论述设

计已经可以初步确定轴各段直径和长度了。

3).轴上零件的轴向定位

大轮槽的轴向定位采用A型普通圆形平键连接，同时为了保证大轮槽与轴能够有更

好的对中性，以及在运行过程中不出现偏心导致的震动的情况，故配合采用H8/h7。

4).轴的校核

计算齿轮的轴向力£二々迺二61.52N

250

么34右Ctan&tan20°

径向力"”'姿352、嬴时=23.04N

轴向力优="-tan/?=61.52xtanl3.591°=14.87N

根据轴所在的位置及具体的结构作出力的分析图，画出扭矩图形及相对的弯矩图形

其具体的分析图像见如组5.1

求水平支座反力

FF

FNH\+NH2=,

/；X(L1+L2)=FNmxL2

代入数据解得：心〃尸87.8N,FNH2=26.28N

求垂直支座反力：

FNVI+FNV2=Fr+F

ZXx

乙x二^+工乂(44-Z24-L3)=F/VV|(£24-£3)+FNV2k

代入数据解得：FW1=583.3N,FVV2=263.06NO

水平弯矩：MH=F,XL.=61.52x38=2337.76%•加〃

垂直弯矩：M=FxL+=23.04x38+=2734.27N,mm

vrx22

扭矩；T=耳x&=61.52x125=7690Mmm

2

图5.1主轴受力分析图

由图可知危险截面在B面

总弯矩图：M+='2337.762+2734.272=3597.4N•板2

在机械设计书查得要按照转矩按脉动循环变化计算，取a=0.6

J/+（夕7『_J3597.42+（0.6x7690）2

轴的计算应力外,

~w—0.1x553=0AMPa

有已知[=70MPa,,故G<[j]。满足条件要求，可以比较安全的工作。

5.2小轴的设计

1).轴的材料的选择

轴的材料可以选用40Cr,通过渗碳处理，％=735Mpa,q=540MPa,二355Mpa,

[cr_,]=70MPao

2).初步确定轴的最小直径

由表15-3取4=1l()mm

初选轴的最小直径"mm==10.5mm

输出轴的最小直径是安装小齿轮，并考虑键槽对轴强度削弱的影响，轴颈增加

5%~7%。选择=3()mm,L=25mmo

3).确定轴的各段直径和长度

下一段要有轴肩，为了更好的固定小齿轮，同时在该段安装一对角接触轴承，并由

轴承端盖固定。角接触轴承型号选7307B,其规格dxLxh=35x80x21,取4川=35mm,

L=81mm。

下一段是固定两个轴承的，故应该有轴肩，该段还安装轴承端盖，取该段

L=35mnu

最后一段与箱体相连，"v1M=52mm,L=10mmo

4).轴的校核

计算齿轮的轴向力”=2x7690=6152N

250

尸尸tana”-tan200”八…

径向力5=耳---^=61.52x---------=23.O4N

r'cos〃cos13.591°

轴向力工=4-tan夕=61.52xtan13.591°=14.87N

根据轴的位置及具体的结构可以作出力的受力分析图像，弯矩及扭矩图形也可以做

出，具体参照图5.2

图5.2行星轴受力分析图

如上图所示：L,=26mm,L2=56.5mm

求水平支座反力：£加+瓜,”2=E•4(4+%)=F.XI、

解得FNH广6152x82.5=195.21N,FW1=133.69N.,

26

^NV\+工=FNV?

求垂直支座反力,、&

友工(♦+乙)+4寸

解得：W7.41N,FN\，2=7437N

水平弯矩；MH=FNVixL,=74.37x26=1933.62N-mmo

x《=23.04x56.5+14.87x—=1933.74N.mm

垂直弯矩：Mv=FrxL2+F(l

22

合弯矩：M=JMR"；=Jl933.622+1933.74-=2734.64Mmm

QC

扭矩：T=Fx-^-=61.52x—=2614.6^ww

'22

由所画的弯矩图和扭矩图可知判断计算的危险截面为B面

要根据转矩按脉动循环变化进行计算，取a=0.6得：

J2734.642+(0.6x2614.6)2

二().74Mpa

0.1x353

有已知9_J=70MPa,,故强度满足条件要求，可以能比较安全的工作

下去。

6轴承的校核

6.1.中心轴轴承校核

已知中心轴上的轴承选用的型号为7311B的角接触轴承，查《现代机械设计手册》

第一版，可知其基本额定动载荷C=78.XAN,基本额定静载荷C0=56.5kN。

通过轴的设计可知“加二87.8N,FNH2=26.28N,F)VV1=583.3N/FW2=263.06No

1).故可以计算得两轴承总支承反力“与02

FR=小面+F/=J87.82+583.3-=589.9N

22

FK2=+F—=A/26.28+263.06=264.47V

则轴承内部轴向力分别为加和S?

S1=0.4FR=0.4x589.9=236N

S2=0.4FR2=0.4x264.4=106N

外部轴向力工=丹4an£=61.52xtan13.591°=14.87N

S2+F=106+1487<s尸236N

所以死产236N,F2=Fq1-6=236-14.87=221.13N

2).计算当量动载荷

由E"C0=23%650G=().0(M2,查表13-5得e=().38。因二=^-=0.4>e,

FR[589.9

故X=0.44,Y=1.47o

则轴承1的当量载荷6==0.44x589.9+1.47x236=606.5N

由匕力=221.1%=().0039,查表13-5得-0.38。因

=22，-%64.4=()-84>-故X《44,丫二⑷。

则轴承2的当量载荷鸟=XFR2+YFal=0.44x264.4+1.47x221.13=441.4^

3).轴承寿命的校核

因为<>鸟，因此只需轴承1寿命条件大于所要求的条件要求，P=P10

轴承的寿命为

1Lh=60nl7;

式中，e是指数，对于球轴承，E对于滚子轴承・彳

106rcY_106r38200\

所以4=砺U-60x8001208.9J>L；

故轴承寿命足够，满足要求。

6.2行星轴轴承校核

已知行星轴上的轴承选用的型号为7307B的角接触轴承，查《现代机械设计手册》

第二版，可知其基本额定动载荷C=38.2kN,基本额定静载荷G,=24.5AN.

通过行星轴的设计可知FNH2=6152x82.5=1952|N>“加二133.69N.,

26

FVVI=97.4W,FVV2=74.37^o

1).故可以计算得两轴承总支承反力及与62

FR、=gi+Fw：=4133.692+97.4F=1654^

22

FR2=+*=V195.21+74.37=208.9N

则轴承内部轴向力分别为S।和S2

S、=0.4%=0.4x165.4=66.2N

S?=0.4FR2=0Ax208.9=83.6N

外部轴向力F,=£・tanp=61.52xtan13.591°=14.87N.

S}+Fa=66.2+14.87=81.07N<S2

所以工产83.6N,Fa2=Fa=83.6-14.87=68.73N。

2).计算当量动载荷

由为/=83.%0.0034,查表13-5得e=0.38。因为与4=83.%。夕兀

/Cn/Z4OUU/rPI/102).4

故X=0.44,Y=1.47o

则轴承1的当量载荷4：PX=XFM-¥YFa]=0.44X165.4+1.47x83.6=195.7^

由%=68.7%450G=0.0028,查表13-5得e=0.38,因为

?=68.73/-033＜e,查机械书籍表13-5得,X=L，=0。

则轴承2的当量载荷P2=XFR2+YFI2=1x208.9=208.9/V。

3).轴承寿命的校核

因为鸟＞匕因此只需要校核轴承2的寿命大于要求的寿命条件要求，则P二八.

吗2丫

轴承2的寿命L/j=60〃1尸/

式中，£是指数，对于球轴承，£=3;对于滚子轴承£二1

3

106rcY_IO6f38200?

所以,经过计算L,=赤⑺60x8001208.9；＞小

故轴承寿命足够，满足要求。

7其他结构的设计

7.1箱体的设计

箱体是铸件，材料应选用铸铁。其材料性能而言综合力学性能低，抗压强度较高;

而铸铁的抗拉强度相比校而言就显得很低；而且其消震能力远远优越于钢的能力以及其

阻尼因子比例也远大于钢，铸铁弹性模数较低，塑性、韧性低，但其耐磨性远优于钢；

缺口敏感性对其疲劳强度的影响比钢小很多；铸造流动性好，体和线收缩率很小。冷却

速度的敏感性很大。

因此铸件的特殊性，一般要能够承受较大的应力，故在设计时，要按照国家标准的

铸件要求来进行铸造，但是在浇铸成型时不允许有气孔、沙眼、裂缝，冒口设置要合理。

此铸件要进行热处理，进行正火处理后，在有导轨处要进行铳削处理，粗糙度达到

1.6,使得导轨在其上运行时要平稳。

7.2键的选择

键连接一般是用键来实现零件的固定及通过挤压键来传递运动与转矩的，根据安装

情况它工作时是需要依靠两个侧面。一般情况下靠的是键与键槽之间的挤压来传递转矩

和固定的。而键的选择主要包括尺寸和长度两个方面要求。

由于键是标准件，不需要计算得到，只要根据与键配合的轴的直径查表就可以比较

方便确定所需键的尺寸，

通常使用的键有平健，半圆键等，而本设计是小型球磨机的结构设计，可以采用平

键链接，使用平键比较方便，其结构比较简单，在拆卸与安装方面都比较方便，而且对

中性能也比较好，选用平键就可以了