第1章初始参数及其设计要求保证机构件强度前提下，注意外形美观，各部分比例协调。

初始参数：功率P=，总传动比i=5第2章 电动机电动机的选择根据粉碎机的工作条件及生产要求，在电动机能够满足使用要求的前提下，尽可能选用价格较低的电动机，以降低制造成本。

由于额定功率相同的电动机，如果转速越低，则尺寸越大，价格越贵。

粉碎机所需要的功率为kw P 8.2=，故选用Y 系列（Y100L2-4）型三相笼型异步电动机。

Y 系列三相笼型异步电动机是按照国际电工委员会（IEO ）标准设计的，具有国际互换性的特点。

其中Y 系列（Y100L2-4）电动机为全封闭的自扇冷式笼型三相异步电动机，具有防灰尘、铁屑或其它杂务物侵入电动机内部之特点,B 级绝缘,工作环境不超过＋40℃,相对温度不超过95%,海拔高度不超过1000m,额定电压为380V,频率50HZ,适用于无特殊要求的机械上，如农业机械。

Y 系列三相笼型异步电动具有效率高、启动转矩大、且提高了防护等级为IP54、提高了绝缘等级、噪音低、结构合理产品先进、应用很广泛。

其主要技术参数如下：型号：42100-L Y 同步转速：min /1500r 额定功率：kw P 3= 满载转速：min /1420r堵转转矩/额定转矩：)/(2.2m N T n ⋅ 最大转矩/额定转矩：)/(2.2m N T n ⋅ 质量：kg 3.4 极数：4极机座中心高：mm 100该电动机采用立式安装，机座不带底脚，端盖与凸缘，轴伸向下。

电机机座的选择表2-1机座带底脚、端盖无凸缘Y系列电动机的安装及外型尺寸（mm）第3章 传动比及其相关参数计算传动比及其相关参数的分配根据设计要求，电动机型号为Y100L2-4，功率P=3kw ，转速n=1420r/min 。

输出端转速为n=300r/min 。

总传动比： 73.430014401===n n i ； （3-1）分配传动比：取3=D i ； 齿轮减速器：58.1373.4===D L i i i ； （3-2） 高速传动比：5.158.14.14.112=⨯==L i i ； （3-3）低速传动比：05.15.158.11223===i i i L 。

（3-2） 运动参数计算3.2.1 各轴转速电机输出轴： min /1420r n n D == 轴I ：min /33.473314201r i n n D ===（3-4） 轴II ：min /6.3155.133.4731212r i n n ===（3-4） 轴III ：min /30005.16.3152323r i n n ===（3-4） 3.2.2 功率计算Y 型三相异步电动机，额定电压380伏，闭式。

查手册取机械效率：,97.0,96.021====ηηηηC D ，联轴器99.03==ηη 轴承98.04==ηη动载荷系数：K=1 输出功率：kw C 2.2=P总传动效率：833.03423221=⨯⨯⨯=ηηηηη （3-5）电动机所需功率： ,64.2kw k C=P ⨯=P η即kw 64.20=P轴I ：kw 46.243101=⨯⨯⨯P =P ηηη （3-6） 轴II ：kw 34.24212=⨯⨯P =P ηη 轴III ：kw 2.243223=⨯⨯⨯P =P ηηη 3.2.3 转矩计算nP⨯=T 61055.9 （3-7） 3.2.4 参数列表表3-1传动系统及其运动参数第4章 带及带轮的设计根据设计方案及结构，该机选用普通V 带传动。

它具有缓和载荷冲击、运行平稳、无噪音、中心距变化范围较大、结构简单、制造成本低、使用安全等优点。

普通V 带传动的计算已知：电动机功率 kw p 0.3=， 电动机转速min /1420r n = ，粉碎机主轴转速m in /12752r n =。

4.1.1 确定V 带型号和带轮直径工作情况系数 由《机械设计基础（第三版）》表工作情况A K 计算功率 kw P K P A C 6.332.1=⨯=⋅= kw P C 6.3= 选带型号 由图普通V 带选型图 A 型普通V 带 小带轮直径 取mm D 801=大带轮直径 带传动滑动率ε一般为1%～2% 取ε=1% mm n n D D 216127514408099.0)1(2112=⨯⨯=-=ε （4-1） 取mm D 2242=大带轮转速 22414408099.0)1(1112⨯⨯=-=D n D n ε （4-2） 结果在5—25m/s 之间，满足要求。

4.1.2 确定带长求m D mm D D D m 152222480212=+=+=（4-3） 求∆ mm D D 72280224212=-=-=∆ （4-4）()0021221'242)(a a D D D D L +-++=π （4-5）=mm a a D m 65.127742020=∆++π取标准值mm L d 1400= 4.1.3 确定中心距a 初定中心距0a)(7.0)(221021D D a D D +≥≥+ （4-6）根据实际确定：初定中心距mm a 4000= 计算实际中心距 4.1.4 确定带轮包角小带轮包角 60180121⨯--=aD D α （4-7） o o 1.1623.57175.461802241801=⨯--=α︒≥︒1201.162，满足要求4.1.5 确定带根数Z带速V s m n D V /03.66000014408014.310006011=⨯⨯=⨯=π 取s m V /03.6=传动比i 13.186.1272144021===n n i 取13.1=i 带根数Z 由表8.9A 型单根V 带的基本额定功率0P kw P 9.00= 由图小带轮包角系数 取946.0=αk 由《机械设计基础（第三版）》表查得 04.1=l k由表普通V 带传动比系数 取117.00=∆P 由式 lck k p p p Z ⨯∆+=α)(00 （4-8）64.204.1946.0)117.09.0(64.2=⨯⨯+=取3=Z4.1.6 确定轴上载荷单根V 带张紧力 由式，由表 m kg q /10.0= 20)5.2(500qV k k VZ P F c +-=αα（4-9） =2948.510.0)946.0946.05.2(3948.564.2500⨯+-⨯⨯=轴上载荷 21.162sin 24.169322sin 210o⨯⨯⨯==αZF F Q =（4-10）4.1.7 选择带型选用3根A —4000GB/T 11544-1997的V 带，中心距a=470mm ，带长1400mm带轮结构带速s m V /300≤时的带传动，其带轮内一般用HT200制造，高速时应使用钢制造，带轮的速度可达到s m /45。

由于该机带速为s m V /4.9=，故带轮材料选用HT200。

在设计带轮结构时，应使带轮易于制造，能避免因制造而产生过大的内应力，重量要轻。

根据结构设计，大带轮选用腹板式结构；小直径的带轮可以制造为圆柱形。

故该机小带轮制造为圆柱形。

带截面尺寸和带轮轮缘尺寸：V 带型号：A 型 顶部宽b ：13㎜ 节宽p b ：㎜ 高度h ：mm 8 V 带轮基本参数：基准宽度mm b d 0.11=，基准线上槽深mm h a 75.2min =，基准线下槽mm h f 7.8min =，槽间距mm e 3.015±=，槽边距mm f 9min =，最小轮缘厚mm 6min =δ， 带轮宽度f e Z B 2)1(+-==48mm （Z —轮槽数），外径ad a h d d 2+=第5章 齿轮传动的设计齿轮传动概述齿轮传动是机械传动中应用最广泛的一种传动形式。

其主要优点是传动效率高，传动比准确，结构紧凑，工作可靠，寿命长；主要缺点是制造成本高，不适宜于远距离两轴之间的传动。

按照工作条件，齿轮传动可分为开式传动和闭式传动两种。

开式传动：齿轮外露，不能保证良好的润滑，且易于落入灰尘、异物等，齿轮面易磨损。

闭式传动：齿轮被密封在刚性的箱体内，密封润滑条件好，安装精度高。

重要的齿轮传动大多数采用闭式传动。

高速级齿轮设计与计算5.2.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1.根据传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。

2.运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度（GB10095-88）。

3.材料选择。

由《机械设计基础（第三版）》表10-1选择小齿轮材料为45钢（调质），硬度为280HBS ，大齿轮材料为ZG310-570（正火），硬度为235HBS ，二者材料硬度差为45HBS 。

4.选小齿轮齿数1Z =41，大齿轮齿数6.192417.4112=⨯=Z =Z i圆整后齿数取2Z =193。

5.2.2 按齿面接触强度设计 按照下式试算：[]321112⎪⎪⎭⎫⎝⎛+⋅≥H EH d t t Z Z i i T K d σεφα （5-1） 1.确定公式内的各计算数值 ①转矩mm N 1055.91161⋅⨯=n P T②试选载荷系数③由《机械设计基础（第三版）》表10-7选取齿宽系数1=d φ④由表《机械设计基础（第三版）》表10-6查得材料的弹性影响系数218.189aE MP Z =⑤由《机械设计基础（第三版）》图10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限a H MP 5501lim =σ；大齿轮的接触疲劳强度极限a H MP 3902lim =σ ⑥由《机械设计基础（第三版）》式10-13计算应力循环次数8129111079.31048.160⨯==⨯==iNN jL n N h （5-2）⑦由《机械设计基础（第三版）》图10-19查得接触疲劳寿命系数90.01=HN K ，97.02=HN K⑧计算接触疲劳应力取失效概率为1％，安全系数S=1，由式10-12得：[][]aH HN H aH HN H MP SK MP SK 7.3624962lim 221lim 11====σσσσ （5-3）因此，许用接触应力[][][]a H H H MP 35.429221=+=σσσ （5-4）⑨由《机械设计基础（第三版）》图10-30选取区域系数433.2=H Z 2.设计计算①试算小齿轮分度圆直径t d 1，由计算公式得： ②计算圆周速度s m n d v t 65.110006011=⨯=π （5-5）③计算齿宽b 及模数nt mmm d b i d 59.561=⨯=φ （5-6）29.2cos 11=Z =βi ni d m （5-7） mm m h ni 15.525.2== （5-8）④计算纵向重合度βε903.1tan 318.01==βφεβz d （5-9） ⑤计算载荷系数查《机械设计基础（第三版）》表10-2得载荷系数A K =1根据V=s ，8级精度，由《机械设计基础（第三版）》图10-8查得动载荷系数V K =由《机械设计基础（第三版）》表10-4查得： 由《机械设计基础（第三版）》表10-13查得βF K = 由《机械设计基础（第三版）》表10-3查得αH K = αF K = 因此，载荷系数9.1=⨯⨯⨯=βαH H V A K K K K K （5-10） ⑥按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径mm K Kd d it 93.59311== （5-11） ⑦计算模数mm d m n 25.1cos 11=Z =β（5-12） 5.2.3 按齿根弯曲强度设计 按下式计算：[]32121cos 2F SaFa d n Y Y z Y KT m σεφβαβ⋅≥ （5-13） 1. 确定公式内的各计算数值 1)计算载荷系数2)根据纵向重合度903.1=βε，从《机械设计基础（第三版）》图10-28查得螺旋角影响系数88.0=βY 3)计算当量齿数90.102cos 27.26cos 322311==Z ==Z ββz z v v （5-14） 4)查取齿形系数由《机械设计基础（第三版）》表10-5查得592.21=Fa Y ，164.22=Fa Y 5)查取应力校正系数由《机械设计基础（第三版）》表 10-5查得596.11=Sa Y ，794.12=Sa Y 6)由《机械设计基础（第三版）》图10-20C 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限a FE MP 5001=σ；大齿轮的弯曲疲劳强度极限a FE MP 3802=σ7)由《机械设计基础（第三版）》图10-18查得弯曲疲劳寿命系数85.01=FN K ，88.02=FN K8)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=，由式10-12得：[][]aFE KN F aFE KN F MP SF MP SF 86.23857.303222111====σσσσ （5-15）9)计算小、大齿轮的[]F SaFa Y Y σ并加以比较[][]01625.001363.0222111==F Sa Fa F Sa Fa Y Y Y Y σσ （5-16）大齿轮的数值较大。