式中    ——电机轴上的转矩

——轴的直径

——键的高度

——键的工作长度

——许用挤压应力

经计算以及由电动滚筒设计与选用手册可得，式中各参数的值为：

，，，

则把数据代入公式计算可得，键所能传递的转矩为：

所以此键的强度满足要求，键的尺寸合适。

3.2中间轴上键的计算

若中间轴上左侧键连接的部分的轴的直径为，则查机械零件设计手册可知，所选的键的宽度，高度，而又有由轮毂的长度可确定键的长度为。

则经计算以及由电动滚筒设计与选用手册可知式⑴中各参数的值为：

，

把数据代入公式后可得：

所以此键的强度满足要求，键的尺寸选择合适。

若中间轴上右侧(若是齿轮轴，没有键)键连接的部分的轴的直径为45，则查机械零件设计手册可知，所选的键的宽度，高度，而又有由轮毂的长度可确定键的长度为。

则经计算以及由电动滚筒设计与选用手册可知式⑴中各参数的值为：

，

把数据代入公式后可得：

所以此键的强度满足要求，键的尺寸选择合适。

第四章    轴承选择计算

4.1中间轴上的轴承的选择计算

4.1.1中间轴上轴承的选取

中间轴的形状尺寸如图4-1所示。

      图4-1  中间轴结构示意图

经分析可知，中间轴上的轴承不受轴向力，所以所选轴承的类型为深沟球轴承。而此段轴上装轴承的部分为段和段。

对于段轴来说，与其相配合的轴承的代号为，其基本尺寸(查手册)为：

，，

其基本额定动载荷(查手册)为：

对于段轴来说，与其相配合的轴承的代号为，其基本尺寸(查手册)为：

，，

其基本额定动载荷(查手册)为：

4.1.2轴上轴承的校核

由第三章的计算可知，轴的受力图为：

图4-2  轴的受力图

其中，齿轮为标准齿轮，压力角为，则

，所以

又          

则段轴承所受的力为：

段轴承所受的力为：

由于轴承有冲击和振动，为此，轴承的当量动载荷为：

为冲击载荷系数，由于电动滚筒只有轻微冲击，则由电动滚筒设计与选用手册可得：

为轴向力，由于轴承不受轴向载荷，则有：

由于轴向力为零，则，则由电动滚筒设计与选用手册可得：

，

则段轴承所受当量动载荷为：

段轴承所受当量动载荷为：

经分析，电动滚筒的预期的使用时间是每天12h，有公式

因为轴承工作转速为：

对A处的轴承

 天, 62个月

对B处的轴承

天   142个月

由此可知A处的轴承需要29个月更换一次，B处的轴承需要142个月更换一次。

第五章    端盖结构设计

第六章   热平衡计算

结  论

此次毕业设计是我们从大学毕业生走向未来工作中重要的一步。从最初的选题，开题到计算、绘图直到完成设计。期间，查找资料，老师指导，与同学交流，反复修改图纸，每一个过程都是对自己能力的一次检验和充实。

（1）通过这次实践，我了解了油冷式电动滚筒的用途及工作原理，熟悉了油冷式电动滚筒的设计步骤，锻炼了工程设计实践能力，培养了自己独立设计能力。此次毕业设计是对我专业知识和专业基础知识一次实际检验和巩固，同时也是走向工作岗位前的一次热身。

（2）在毕业设计收获很多，比如学会了查找相关资料相关标准，分析数据，提高了自己的绘图能力，懂得了许多经验公式的获得是前人不懈努力的结果。同时，仍有很多课题需要后辈去努力去完善。但是毕业设计也暴露出自己专业基础的很多不足之处。比如缺乏综合应用专业知识的能力，对材料的不了解，等等。这次实践是对自己大学四年所学的一次大检阅，使我明白自己知识还很浅薄，虽然马上要毕业了，但是自己的求学之路还很长，以后更应该在工作中学习，努力使自己 成为一个对社会有所贡献的人。

参考文献

[1] 西北工业大学 机械设计[M].北京，高等教育出版社 2013.5 第9版

[2] 西北工业大学 机械原理[M].北京，高等教育出版社 2013.4 第8版

[3] 机械零件设计手册[M] 上、下册，北京，机械工业出版社，2000

[4] 刘建勋.电动滚筒的设计与选用手册[M].北京，化学工业出版社.1998

[5] 周土根，凌勇坚，钱蔚心，沈钟铭.煤矿用YDB型电动滚筒的优化设计[M].2001

[6]孙传祝,董焕俊,王建磊.油冷式电动滚筒减速装置的改进设计[J].煤矿机械,2008,03:137-140.

[7]王子寒.电动滚筒在带式输送机驱动装置应用中的问题[J].煤矿机械,2007,11:18-20.

[8]王建磊,孙传祝.电动滚筒减速装置的改进设计[J].农业装备技术,2007,06:54-57.

[9]乔洪鹏.油冷式电动滚筒的结构分析与改进[J].现代制造技术与装备,2012,04:38-39.

[10]牛国亮.电动滚筒常见故障分析与传动装置外置式滚筒的设计[J].机械工程师,2011,06:122-124.

[11]韩峰.带式输送机配置电动滚筒的研究[M].鸡西大学.1997

[1] 邵光兰、孙传祝.活齿减速电动滚筒结构设计.山东理工大学工程技术学院.

第一章    传动装置的设计计算

1.1  传动方案设计

电动滚筒要实现把电动机的旋转运动传递给滚筒，使滚筒也转动才能驱动胶带运行。如图1-1所示，电动机由左右法兰轴支撑，当电机转子旋转时，通过电机输出轴带动与其固连的小齿轮7旋转。小齿轮7与大齿轮8为外啮合，由它通过键驱动轴齿轮9转动，并通过内啮合驱动内齿轮10转动。内齿轮10由螺栓固定在滚筒的大端盖上，而端盖又经螺栓固定在滚筒端面上，进而驱动滚筒旋转，从而实现了把电动机的旋转运动转化为滚筒的旋转运动。此即为电动滚筒的工作原理。滚筒由左右两个大端盖通过轴承支撑在左右法兰轴上。

如图1-2所示为传动装置，1和2相互形成外啮合，2和3在同一轴上，3和4是内啮合关系。下图为右法兰轴。

图1-3 右法兰轴

1.2  传动比的计算

1.2.1总的传动比的计算

设电动滚筒总的传动比为，则有：

式中    ——电动机的额定转速，;

——电动滚筒的名义转速，；

——带速，；

——滚筒直径，

1.2.2传动比的分配

经分析，此滚筒采用二级传动，设第一级传动的传动比为，第二级传动传动比为，则有：   

由于两级传动的中心距相等，故两级传动比分配时即要满足总传动比的要求，还要兼顾凑配中心距（中心距定为130mm），(往往需要多次反复计算并采用齿轮变位，最终才能确定两级的各自传动比,注意小齿轮齿数尽量不低于17个齿（避免根切），）滚筒壁厚按8mm考虑，则滚筒内壁直径为500-16=484mm，再留出5mm以避免大齿轮齿顶圆与滚筒内壁发生干涉。

外啮合标准齿轮的中心矩为

内啮合标准齿轮的中心矩为

两级齿轮传动时，中心距相等，故有：

两级传动各级模数m1和m2确定时需要考虑强度要求，齿轮接触应力和齿根弯曲应力不超过允许值。（通常低速级齿轮模数大于高速级，由于结构限制，高、低两级可以选一样，但都必须是标准模数。）

各级模数和齿数确定后分别计算出4个齿轮的几何尺寸。

分度圆直径分别为：

，，，

齿轮的齿根圆直径分别为：

        mm

       mm

       mm

       mm

（该齿轮为内齿轮，故用“+”号）

齿轮的齿顶圆直径分别为：

       mm

       mm

       mm

       mm

 1.2.3验证齿轮尺寸

传动装置因为要装入滚筒内部，所以必须考虑各齿轮的尺寸，以免发生干涉。因此要进行齿轮尺寸的验证。

（1）对于小齿轮Z1，齿根圆与键槽底部之间的距离x不小于模数m1的2倍。

齿轮1的齿根圆直径为：

      mm

电动机外伸轴的直径为，键的厚度h=7m，轮毂上键槽深度是3.3mm，

电动机外伸轴的直径为时，键的厚度h=8m，轮毂上键槽深度也是3.3mm，因此，小齿轮齿根圆直径应该满足如下关系：

（2）对于大齿轮Z2，其齿顶圆不应与滚筒内壁干涉，至少留5mm间距。

中心轴（即小齿轮轴线）到齿轮Z2齿顶圆的距离为：

中心轴到滚筒内壁的距离为：

由以上可知，则齿轮不会和滚筒内壁发生干涉。

（3）对于内齿轮Z4，它不能太大，因其要用螺栓固定在右端盖上，端盖也需要用螺栓固定在滚筒端面上，再考虑齿根需要一定的厚度，故Z4的齿根圆直径不超过400mm。

即：          ≤400mm

根据经验，高速级两个齿轮计算需要返工的可能性较大，或许反复计算需要多次，这是正常的。当然，高速级重新确定，也会引起低速级调整，总之要满足传动比和尺寸要求，这是重要的设计过程。（将来整理设计计算说明书就有内容写了。）

1.3齿轮强度的校核计算

以后的内容作为参考，所有用到的图表、计算公式可以参考使用西北工业大学编的《机械原理》和《机械零件设计》，也可以直接《使用机械零件设计手册》，或课本中没有的技术参数表就查手册。

1.3.1材料选择和许用应力确定

由于闭式传动的齿轮，主要失效形式是接触疲劳磨损、弯曲疲劳折断。所以一般只进行接触疲劳强度和弯曲疲劳强度校核。

1 齿轮材料选择

小功率可选45#钢，大功率选合金钢如40Gr。

齿轮常用材料的力学性能及后面的所有图表参考《机械零件设计基础》和《手册》（记住来源，末尾要列参考文献）

2 材料许用应力[σ]确定

不同材料试验齿轮的疲劳极限如图1-5和1-6所示。。

确定工作循环寿命时，工作制度按每天连续工作16小时，一年300天，10年计算。

图1-5 齿面接触疲劳极限

图1-6 齿根弯曲疲劳极限

1.3.2 齿轮接触疲劳强度的计算（下面用的强度计算公式是简化版）

（接触应力每对齿轮只计算一次，但须同时满足两个齿轮的强度条件。）

(1) 载荷系数K，由于是均匀运输，原动机为电动机，载荷性质是均匀、轻微冲击载荷。

（2）材料弹性系数

(3) 齿宽系数ψd

转矩        

（第二级 ）

1.3.3  齿轮弯曲疲劳强度的计算

    齿根弯曲应力的计算公式为：

式中：b—齿宽；b=ψd×d

YF—标准外齿轮的齿形系数；YS—标准外齿轮的应力修正系数；

表1-7 标准外齿轮的应力修正系数YS

（齿根弯曲应力每个齿轮计算一次，相互啮合的两个齿轮仅仅是后面两个修正系数不同。）

所有齿轮的接触疲劳强度和齿根弯曲疲劳强度都应满足强度要求。

   第二章    轴的设计及计算

2.1中间轴的设计计算

2.1.1中间轴的设计

中间轴是指Z3这根齿轮轴,要确定它的几何尺寸,并进行强度校核.

设中间轴所受的转矩为，电动机外伸轴所受的转矩为，则：

设轴的最小直径为，则有：

1 选择轴的材料，确定许用应力[σ]和[τ]

由已知条件知传动机构传递的功率属中小功率，对材料无特殊要求，故选中间轴的材料为45#钢调质处理（若是轴齿轮，材料应该与3号齿轮的材料相同）。参考机械设计基础（第三版，陈立德主编）表14.7和表14.1。

轴的常用材料及其部分机械性能如下表：

表2-1 轴的许用剪切应力[τ]

45#钢调质处理查表2-2得强度极限， 查表2-3得。查表2-1得[τ]=30~40Mpa（没有特殊要求取中间值）。

2  按扭转强度估算轴径

考虑到轴的最小直径处要安装大齿轮，会有键槽存在，故将估算直径加大，得         mm。圆整为整数，一般为5的倍数。

按设计要求，中间轴上需要安装大齿轮Z2，还有齿轮Z3（可能与轴为一体形成齿轮轴）。且该轴还要与两个轴承相配合，考虑齿轮、轴承需要轴向定位，故为阶梯状，综合分析后，该轴的结构尺寸如图2-1所示示例(各自确定自己齿轮轴的尺寸)。

图2-1  轴的结构示意图

2.1.2中间轴的校核计算

经分析，轴的受力图如图2-2所示：

图2-2  轴的受力示意图

（1）轴在水平面上的受力如图2-3所示：

图2-3  轴在x平面上的受力图

对A点取距，由理论力学的知识可知：

           解方程组求出FHA和FHB。

图2-4  轴平面上的受力示意图

则对A点取距，由理论力学的知识可知：

    解方程组求出FVA和FVB。

（3）在水平面上轴的弯矩图如图2-5所示：

（4）垂直面上轴所受的弯矩图如图2-6所示：

图2-6  轴在垂直面上所受的弯矩图

（5）计算合成弯矩

则轴所受的合成弯矩图如图2-7所示：

图2-7 轴所受的合成弯矩图

（6）轴的扭矩图为：扭矩为前面计算值，位于两个齿轮之间如图2-8所示。

图2-8  轴的转矩图

（7）计算当量弯矩                       修正系数取α=0.6

图2-9 轴所受的当量弯矩图

（8）确定危险截面

由弯矩图可知，轴的危险截面在和两段，应对此两段分别校核。

轴的材料为钢，轴工作在对称循环应力下，许用应力为。

（9）校核轴在危险截面上的强度

轴在危险截面上所受的弯曲应力为：

计算值应该小于许用值，才算满足强度要求。

第三章    键的设计计算

3.1外伸轴上的键的计算

由电动滚筒设计与选用手册可得，电动机外伸轴的直径为，则查机械零件设计手册可知，所选的键的宽度，高度，而又有由轮毂的长度可确定键的长度为。

经分析可知，键的连接的静连接。平键连接通常只需要按工作面上的挤压强度进行设计计算

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