1、1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=52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 ，故kwP8.2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
2、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： 4210L同步转速： min/5r额定功率： kwP3满载转速： i/1420堵转转矩/额定转矩： )/(.NTn最大转矩/额定转矩： m质量： kg3.4极数：4 极机座中心高： 10该电动机采用立式安装，机座不带
3、底脚，端盖与凸缘，轴伸向下。32.2 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）机座号 级数 A B C D E F G100L 4 160 140 63 28 60 8 24H K AB AC AD BB HD L -100 12 205 205 180 170 245 380 -4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：； （3-1）73.401ni 分配传动比：取 ；Di齿轮减速器：
4、； （3-2） 58.137.4DLi 高速传动比：； （3-3）5.18.4.12Lii低速传动比：。 （3-2） 0.51.23iL 3.2 运动参数计算3.2.1 各轴转速电机输出轴： min/1420rnD 轴 I：（3-4） i/3.71riD轴 II：5（3-4） min/6.315.4712rin轴 III：（3-4）in/305.123rin3.2.2 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： ，联轴器,97.0,96.021CD 9.03轴承 98.04动载荷系数：K=1 输出功率： kwC2.总传动效率： （3-5）83.04231电动机
5、所需功率： 即,6.kwkCk64.20轴 I： （3-6）4.23101轴 II： k422轴 III： w.333.2.3 转矩计算（3-7）n6105.9mn40607.15.94161 093n5262 17.05.96mn5363 10.7105.93.2.4 参数列表表 3-1 传动系统及其运动参数轴 参数 电机轴 I 轴 II 轴 III 轴功率 P（kw） 64.22.46 2.34 2.2转速 n(r/min) 1420 473.33 315.6 300转矩 T(N.mm) 41075.410963.510297.5103.7第 4 章 带及带轮的设计根据设计方案及结构，该机
6、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 ， 电动机转速 ，粉碎机主kwp0.3min/1420rn轴转速 。min/1275rn4.1.1 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 AK2.1AK计算功率 kwPC6.3. kwPC6.3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 mD801大带轮直径 带传动滑动率 一般为 1%2% 取 =1%（4-1）mn216754089.)(212
7、 取 mD24大带轮转速 （4-2） 241089.0)1(12 Dnmin/948.52r结果在 525m/s 之间，满足要求。84.1.2 确定带长求 （4-3） mDmD15248021求 （4-4）71（4-5）002121 4)( aDL= mam65.702取标准值 Ld1404.1.3 确定中心距 a 初定中心距 0（4-6 ）)(7.0)(22121 DaD4848m.60根据实际确定：初定中心距 a计算实际中心距mLad 175.4621704020 4.1.4 确定带轮包角小带轮包角 （4-7）6018012aDoo 1.23.57.41 ，满足要求120.694.1.5
8、确定带根数 Z 带速 取V smnD/03.660148.3160 smV/03.6传动比 取i 274i 1.i带根数 由表 8.9A 型单根 V 带的基本额定功率 Z 0Pkw9.由图 8.11 小带轮包角系数 取 46.k由机械设计基础（第三版） 表 8.4 查得 .1l由表 8.19 普通 V 带传动比系数 取 70P由式 （4-8）lckpZ)(064.20.194.)17.9(62取 3Z4.1.6 确定轴上载荷单根 V 带张紧力 由式 8.19，由表 11.4 mkgq/10.（4-9）20)5.2(VkVZPFc= 2948.510)946.038. =169.24N 轴上载荷
9、 =1003.08 2.sin.12sin210 oZFQ（4-10）104.1.7 选择带型选用 3 根 A4000GB/T 11544-1997 的 V 带，中心距 a=470mm，带长 1400mm4.2 带轮结构带速 时的带传动，其带轮内一般用 HT200 制造，高速时应使用smV/30钢制造，带轮的速度可达到 。由于该机带速为 ，故带轮材料s/45smV/4.9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：带型号：A
10、型 顶部宽 ：13 节宽 ：11.0 高度 ： Vbpbhm8带轮基本参数：基准宽度 ，基准线上槽深 ，基准线下槽mbd0.1mha75.2in，hf7.8min槽间距 ，槽边距 ，最小轮缘厚 ，e3.5f9min 6min带轮宽度 =48mm（ 轮槽数） ，外径feZB2)1(Zadah211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
11、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 =41，大齿轮齿数16.19247.12i圆
12、整后齿数取 =193。25.2.2 按齿面接触强度设计按照下式试算：（5-1）32112HEdtt ZiTK1.确定公式内的各计算数值12转矩 mN105.961nPT试选载荷系数 1.6由机械设计基础（第三版） 表 10-7 选取齿宽系数 1d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218.9aEMPZ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 ；大齿轮的接触疲劳强度极限aH501lim aHMP3902lim由机械设计基础（第三版） 式 10-13 计算应力循环次数（5-2）812907.346iNjLnh由机械设计基础（第三
13、版） 图 10-19 查得接触疲劳寿命系数 ，90.1HNK97.02HNK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：（5-3）aHNHMPSK7.36249lim22li1因此，许用接触应力 （5-4）aHHMP35.4291由机械设计基础（第三版） 图 10-30 选取区域系数 43.2HZ2.设计计算试算小齿轮分度圆直径 ，由计算公式得：td1mdt59.61计算圆周速度13（5-5）smndvt65.106计算齿宽 b 及模数 nt（5-6）di59.1（5-7）2.cos1inim（5-8）mhni5.2.90b计算纵向重合度 （5-9）903.1ta
14、n318.zd计算载荷系数查机械设计基础（第三版） 表 10-2 得载荷系数 =1AK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 =1.16VK由机械设计基础（第三版） 表 10-4 查得：367.1HB由机械设计基础（第三版） 表 10-13 查得 =1.325FK由机械设计基础（第三版） 表 10-3 查得 = =1.2H因此，载荷系数 （5-10）9.1HVAK按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径（5-11）mKdit93.531计算模数（5-12）mn25.1cos1145.2.3 按齿根弯曲强度设计按下式计算：（5-13）321co
15、sFSadn YzKTm1. 确定公式内的各计算数值1)计算载荷系数 9.1FVAK2)根据纵向重合度 ，从机械设计基础（第三版） 图 10-28 查得螺03.旋角影响系数 8Y3)计算当量齿数（5-14）90.12cos7.6321zv4)查取齿形系数由机械设计基础（第三版） 表 10-5 查得 ，592.1FaY164.FaY5)查取应力校正系数由机械设计基础（第三版） 表 10-5 查得 ，.1Sa79.2Sa6)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；大齿轮的弯曲疲劳强度极限aFEMP501 aFEMP38027)由机械设计基础（第三版） 图 10-1
16、8 查得弯曲疲劳寿命系数 ，85.01FNK8.2FNK8)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：（5-15）aFEKNFMPS86.2357.0211159)计算小、大齿轮的 并加以比较FSaY（5-16）01625.3.21FSaFY大齿轮的数值较大。2.设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 mn 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取 mn=1.25mm 已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径 d1=51.25mm，来计算应有的齿数。于是由：d25.412（5-17）41cos1nm取 ，则
17、，取 。1 6.19243.12i 19325.2.4 几何尺寸计算1. 计算中心距（5-18）man9.145cos21将中心距圆整为 146mm。2. 修正螺旋角（5-19）“12.0542arcos1n因 值改变不多，故参数 、 、 等不必修正。KHZ3.小、大齿轮的分度圆直径（5-20）mzdn25.41cos.21164.计算齿宽mdb4.581圆整后，小齿轮齿宽 ，大齿轮齿宽 。B531mB4.5825.2.5 齿轮的主要几何参数表 5-1 齿轮各主要参数参数名称 小齿轮 大齿轮齿数 Z 41 193模数 m 1.25 1.25齿轮分度圆直径 d mm 51.25 241.25齿轮
18、齿顶圆直径 mma53.75 243.75齿轮基圆直径 mmb48.2 226.7齿宽 b mm 53 58.4齿轮中心距 mda 25.146.25.12125.3 低速级齿轮设计与计算5.3.1 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.精度等级仍选用 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（调质） ，硬度为 280HBS，大齿轮材料为 ZG310-570（正火） ，硬度为240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。4.选小齿轮齿数 ，大齿轮齿数 取438.1436.324i 24
19、175.3.2 按齿面接触强度设计按照下式试算：（5-1）32211HEdtt ZiTK1.确定公式内的各计算数值1)转矩 mN.10478.2532)试选载荷系数 6tK3)由机械设计基础（第三版） 表 10-7 选取齿宽系数 1d4)由机械设计基础（第三版） 表 10-6 查得材料的弹性影响系数218.9aEMPZ5)由图机械设计基础（第三版） 表 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ； 大齿轮的接触疲劳强度极限aHMP603limaHP504lim6)由机械设计基础（第三版） 式 10-13 计算应力循环次数（5-2）821107./926iNjLnh7)由机械设计基础
20、（第三版） 图 10-19 查得接触疲劳寿命系数，94.3HNK9.4HN8)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：（5-3）aHNHMPSK5.364lim443li3因此，许用接触应力 （5-4）aHHMP75.48239)由机械设计基础（第三版） 图 10-30 选取区域系数 45.2HZ1810)由机械设计基础（第三版） 图 10-26 查得 ，83.08.04因此有 71.432.设计计算1)试算小齿轮分度圆直径 ，由计算公式得：td3 mdt 865.40192.71.058263 22)计算圆周速度（5-6）smnvt45.016233)计算齿
21、宽 b 及模数 nt72.18.5092.6.cos73hbmzdmnttnt4)计算纵向重合度 89.1tan318.0zd5)计算载荷系数查机械设计基础（第三版） 表 10-2 得载荷系数 =1AK根据 v=0.96m/s，8 级精度，由图 10-8 查得动载荷数 =1.04VK由机械设计基础（第三版） 表 10-4 查得： 35.1HBK由机械设计基础（第三版） 表 10-13 查得 =1.35F由机械设计基础（第三版） 表 10-3 查得 = =1.2H因此，载荷系数 9.1HVAKK6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径19（5-11）mKdit6.8037)计算模数（5-12）
22、2cos3zmn5.3.3 按齿根弯曲强度设计按下式计算：（5-13 ）323cosFSadn YzKTm1.确定公式内的各计算数值1)计算载荷系数 9.1FVAKK2)根据纵向重合度 ，从机械设计基础（第三版） 图 10-28 查得螺03.2旋角影响系数 。Y3)计算当量齿数（5-14）02.15cos6.334zvv4)查取齿形系数由机械设计基础（第三版） 表 10-5 查得 ，45.23FaY16.24Fa5)查取应力校正系数由机械设计基础（第三版） 表 10-5 查得 ，6.13Sa8.4Sa6)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；大齿轮的弯曲疲劳
23、强度极限aFEMP503 aFEMP047)由机械设计基础（第三版） 图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数 ，9.03FNK2093.04FNK8)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S=1，得：（5-15 ）aFEKNFMPS4.35044339)计算小、大齿轮的 并加以比较FSY（5-16）01.89.43FSaFY大齿轮的数值较大。2.设计计算 74.105.62.14cos80.1023 25 nm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 mn 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取 mn=2mm 已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直
24、径 d3=86mm 来计算应有的齿数。于是由：（5-17）43cos3nmdz则 。12324i5.3.4 几何尺寸计算1.计算中心距（5-18）mzan185cos2432.修正螺旋角21（5-19 ）51.4302arcos43mzn因 值改变不多，故参数 、 、 等不必修正。KHZ3.小、大齿轮的分度圆直径（5-20）mzdn284cos6434.计算齿宽bd6.73圆整后，小齿轮齿宽 ，大齿轮齿宽mB703mB7545.3.5 齿轮的主要几何参数表 5-2 齿轮各主要参数参数名称 小齿轮 大齿轮齿数 Z 43 142模数 m 2 2齿轮分度圆直径 d mm 86 284齿轮齿顶圆直径
25、mma90 288齿轮基圆直径 mmb80.81 266.87齿宽 b mm 79.6 73.6齿轮中心距 mda185246121222第 6 章 传动轴和传动轴承的设计6.1 轴的概述轴是组成机器的重要零件之一，其功用是支撑回转零件及传递运动和动力，因此大多数轴都要承受转矩和弯矩的作用。轴的分类：按照承受弯、扭载荷的不同，轴可以分为转轴、心轴和传动轴三类。轴的材料主要采用碳素钢和合金钢。碳素钢比合金钢廉价，对应力集中的敏感性小，又可以通过热处理提高其耐磨性及疲劳强度，故应以较为广泛，其中最常用的是 45 号优质碳素钢。为保证力学性能，一般应进行调质和正火处理。合金钢具有更高的力学性能和更好
26、的淬火性能，可以再传递大功率并要求减小尺寸与质量和提高轴颈耐磨性时采用。6.2 高速轴的设计及校核6.2.1 选择轴的材料考虑到本轴输入功率不大，转速较低，对材料无特殊要求，因此决定选择使用 45 钢，硬度 217255HBS。查机械设计手册可知 ，MPaB650。MPaS3606.2.2 初估直径查表 14.1 常用材料的 值和 C 值得材料系数 C=112于是（6-1）mnPCd4.193.762131 考虑到轴上有一个键槽，轴径应增加 35%，所以，圆整取 20mm82.9)0.(4.91236.2.3 结构设计I 轴结构及格部分尺寸如下图所示：图 6.1 高速轴6.2.4 强度校核齿轮
27、上作用力：NFt1685(6-2)Nta 430“198tann(6-3)tr 64cos2s如图，计算水平支反力： NFtR67514Rt28224图 6.2 弯矩图如图，计算垂直支反力： NFFraQR 125856146230.901 Nr2绘制水平弯矩图如图，最高点弯矩为 mMR6812绘制垂直弯矩图如图，从左往右折点弯矩分别为： NR0659mN643951638绘制合成弯矩图如图，从左往右点弯矩分别为： 17829注意到 ，由表可得 ， ，MPaB650MPab601Pab5.0225于是， (6-4)59.0.1260MPab当量转矩 mNT2据此，绘制转矩及当量转矩绘图如图所示
28、。求危险截面的当量弯矩并绘制当量弯矩图如图，自左向右折点依次对应以下数据：(6-5)mNTMQQ29502 171 eee 8322 mNT90422确定危险截面校核轴径尺寸，危险截面 I，危险截面校核 II，危险截面校核 III：符合要求MdbQ2017.03 符合要求mb53311符合要求dbee 2082.031; 由此得出结论，用当量弯矩法校核所得结果强度要求。另外，考虑到安装齿轮轴的直径与齿轮齿根圆直径相差约四个模数，因此可以把该轴段做成齿轮轴，其左边定位轴肩不变，轮齿两端角至轴肩。6.3 高速轴轴承校核选择轴承的型号为：角接触球轴承 7207C。其中轴承参数为：D=72mm，B=1
29、7mm，Cr=19.8KN ，Cor=13.5KN。(6-6)NFRR13425846722111 922226NFa430根据公式计算得 可得 e=0.394025.1743oraCF则 NeRs 99.01 NeRFs 602158394.02注意到 ，可知轴承 1 被压紧，轴Fss 50324621承 2 放松。则 ，Nasa121NFsa62对轴承 1， ，取 ，查得eRF79.0344.01X42.1Y对轴承 2， ，取 ，Na.586222由表得冲击载荷系数 1.dfNFYXfPard 263.14320111 r 685.222因为 ，这里仅校核轴承 1 的寿命。1轴承符合强度要
30、hPCLh 150296307267206110 求。6.4 中间轴设计及校核6.4.1 选择轴的材料考虑到本轴输入功率不大，转速较低，对材料无特殊要求，因此决定选择使用调质 45 钢，硬度为 217255HBS。查机械设计手册可知 MPaB650MPaS360276.4.2 初估直径由表可得材料系数 C=112于是 （6-1）mrkwnPCd96.31in/7.10423322 考虑到轴上有键槽，轴径应增加 3%，所以，圆整取 35mmm92.3.96.126.4.3 结构设计II 轴结构尺寸如下图，倒角均为 C1，各轴段过渡处圆角均 R1，齿轮处过渡圆角 R2。图 6.3中间轴6.4.4
31、强度校核齿轮上作用力：（ ）NFt4385NFt1685（ ）(6-2)ta 945“32ann NFa430（ ） (6-3)tr 165cos0tsr628图 6.4 弯矩图如图，计算水平支反力： NFFttR342165.7.0141 Rtt12如图，计算垂直支反力： NFFF raraR 34065.7.05.7203.89594.32 NRr121绘制水平弯矩图如图，从左往右折点弯矩分别为：mMR5.480m7043绘制垂直弯矩图如图，从左往右折点弯矩分别为：29mNMR93765 1698mN2957201绘制合成弯矩图如图，从左往右折点弯矩分别为：28245184mN785注意到
32、 ，有表可得 ， MPab.102PaB650Pab60于是 (6-4)59.120b当量转矩 mNT1460.据此，绘制转矩及当量转矩如图所示。求危险截面的当量弯矩并绘制当量弯矩如图，从左往右折点依次对应以下数据：(6-5) mNTMee 14796309376522221151822ee 82211 mNT16740022确定危险截面校核轴径尺寸，危险截面 I，危险截面 II：符合要求mMdbeee 253.721.031 符合要求beee 06.8.312由此得出结论，用当量弯矩法校核所得结果符合强度要求。6.5 中间轴轴承校核根据表，选择轴承型号为：7207C。其中轴承系数为：D=72
33、mm，B=17mm，Cr=19.8KN ，Cor=13.5KN。(6-6)NFRR3670134222111 4022230（方向同 ）NFaa51aF根据 e=0.4029.7orC则 eRFs 14683.1 NeRFs 1058264.02注意到 ，可知轴承 1 被压紧，轴Nsas 1857302 承 2 放松。则 ，Fasa121Fsa02对轴承 1， ，取 ，eR49.036754.1X.1Y对轴承 2， ，取 ，a.8202由表冲击载荷系数得 0.1dfNFYXfPard38711r264222因为 ，这里仅校核轴承 1 的寿命。1轴承符合强度要求。hPCLh 15026387508067110 6.6 低速轴设计及校核6.6.1 选择轴的材料考虑到本轴输入功率不大，转速较低，对材料无特殊要求，因此决定选择使用调质 45 钢，硬度为 217255HBS。查机械设计手册可知 MPaB650MPaS360
