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=2.8kW，总传动比i=5第2章电动机2.1 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=，故P8.2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：4YL2100-同步转速：min1500r/额定功率：kw=P3满载转速：min1420r/堵转转矩/额定转矩：)⋅TN/(2.2mn最大转矩/额定转矩：)/(T⋅N2.2mn质量：kg3.4极数：4极机座中心高：mm100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。
2.2电机机座的选择第3章 传动比及其相关参数计算3.1 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） 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） mm n⋅N ⨯=P ⨯=T 4060107755.11055.9 mm n ⋅N ⨯=P ⨯=T 41161109633.41055.9 mm n ⋅N ⨯=P ⨯=T 522621021917.21055.9mm n ⋅N ⨯=P ⨯=T 53363100033.71055.9 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。
4.1 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min /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8.21工作情况A K 2.1=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8.12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） min /948.52r n =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∆ m m 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） )22480(7.0)22480(20+≥≥+amm a mm 8.2216080≥≥ 根据实际确定：初定中心距mm a 4000= 计算实际中心距mm L L a a d 175.461212770651400400200=-+=-+≈ 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8.11小带轮包角系数 取946.0=αk 由《机械设计基础（第三版）》表8.4查得 04.1=l k 由表8.19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8.19，由表11.4 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⨯+-⨯⨯=169.24N轴上载荷 21.162sin 24.169322sin 210o⨯⨯⨯==αZF F Q =1003.08 （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1400mm4.2 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 ：11.0㎜ 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a d a h d d 2+=第5章 齿轮传动的设计5.1 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。
5.2 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 E H 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 T ②试选载荷系数1.6 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⨯==⨯==i N N 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 S K MP S K 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 Z2.设计计算①试算小齿轮分度圆直径t d 1，由计算公式得：mm d t 59.561≥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）99.10=hb 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=3.28m/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 =1.16由《机械设计基础（第三版）》表10-4查得：367.1=HB K由《机械设计基础（第三版）》表10-13查得βF K =1.325由《机械设计基础（第三版）》表10-3查得αH K = αF K =1.2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 K d 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 Sa Fa 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9.1==βαF F V A K K K K K2)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=βY3)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 Y5)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 Y6)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=1.4，由式10-12得：[][]a FE KN F aFE KN F MP S F MP S F 86.23857.303222111====σσσσ （5-15）9)计算小、大齿轮的[]F Sa Fa 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。
