2086 DYS80移动伸缩带式输送机设计(7)

DYS80移动伸缩带式输送机设计

7.1 联动部件

包括大、小齿轮制造形式及主要尺寸，和电动机相联的联轴器，支撑小齿轮的轴承和轴承座，支撑螺杆的轴承和轴承座，大齿轮传动键选用。设计若无法找到匹配的部件还须自行设计。

7.2 小齿轮结构设计

齿轮与轴是否做成一体取决于齿轮直径与轴径之比。 7.2.1初步估算轴径 d?A3p n d——计算剖面处直径，mm

A——按轴许用应力定的系数 p——轴传动额定功率，KW n——轴的转速，r/min

查 A=118～107，取A=115，dmin?11530.75?10.44mm 1000 考虑安装联轴器需要附加安装键，轴径增加5%～10%，再考虑与轴承的配合，方

便选用标准件，取轴的直径d?20mm。

7.2.2 小齿轮外型与制造形式

小齿轮d1?38mm，

d138??1.9?2，按机械设计手册的设计原则，小齿轮直径d20较小，采用锻造方式，而且齿轮与轴做成齿轮轴形式，见齿轮轴示意图，其中一些尺寸是为其他零件安装设计。

图7.1小齿轮示意图

7.3 选用联轴器

固定式刚性联轴器的结构非常简单，零件数量少、重量轻、制造容易。如果装配

式能够保持两轴精确对中，则工作中会有比较满意的传动性能。因此，在一些转速不高，载荷平稳的场合，仍得到广泛的应用。

套筒联轴器是利用一共用套筒以销、键或过盈配合等联接方式与两轴相联，如图

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所示的是平键套筒联轴器。

图7.2 平键套筒联轴器

用固定式刚性联轴器联接的两轴可当作一个刚性的整体，当安装时调整未达到

对中要求或工作过程因轴承磨损等各种原因引起两轴相对位移时，都将使联轴器承受弯矩，产生附加径向力，增加轴和轴承上的作用力，缩短轴承的使用期。为了减轻这种附加载荷的影响，联轴器所联两轴应采用刚性大而且稳定的轴承，同时应调整至所联两轴的相对径向位移在0.002~0.05mm以内，相对角位移在0.05mm/m以内。

套筒常用45钢制造，对于不重要或低速传动轴，也可用铸铁制造，本设计选用

45钢。

已知数据，Y90S电动机转动轴长50mm，直径24mm。键槽宽8mm,为配合联

轴器的使用，设计齿轮轴的直径和电动机一样也是24mm,开键槽宽8mm。

表7.1套筒联轴器主要尺寸 轴直径 许用转矩 D0 L l C C1 紧定螺钉 平键 d(H7) N·m GB71-1985 GB1096-1979 24 125 40 75 20 1.0 1.0 M6×10 8×28 电动机和小齿轮上的扭矩T=7.16N·m<联轴器许用扭矩。故可以认为联轴器使用安全。

7.4 小齿轮用滚动轴承 7.4.1原始数据

2000T2000?7.16??376.8N 已知小齿轮上的圆周力Ft?d38 径向力 Fr?Fttan??376.8?tan20?137.1N

? 小齿轮上的作用力F?376.82?137.12?401N

轴径直径20mm，轴速n?1000r/min，要求轴承寿命大于30000h，可靠性90%。

齿轮采用的是直齿传动形式，可以认为轴仅径向受力作用，不受轴向力作用。

7.4.2轴承选用与寿命计算

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选用深沟球轴承60000型，查GB/T276-1994，小齿轮轴承载轴承的部分直径d?25mm型号61805，mm，外径D?37mm，宽B?7脂润滑极限转速15000r/min，重量W?0.022Kg。

基本额定静载荷Cor?2650N 基本额定动载荷Cr?3700N 单个轴承受支反力Fr'?Fr137.1??68.55N 22径向当量动载荷Pr?Fr' 寿命 Lh106?C????60n?P??

C——基本额定动载荷，N

P——当量动载荷，N

?——寿命指数，球轴承??3 n——轴承转速，r/min

106?3700?64?2.62?10h?3?10h Lh??3?60?10?68.55?所选轴承满足条件。

7.5 小齿轮强度校核

3

图7.2小齿轮受力示意图

受力分析?FZ?0,FAZ?FBZ?1Fr?68.55N 2 ?FY?0,FAY?FBY?1Ft?188.4N 227

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图7.3齿轮轴扭矩弯矩示意图

6?m，MY?0.017Fr? 由6.4.3知，T?7.1NMZ? M?0.0505?68.55?1.73N?m，20.0505Ft?0.02525?188.4?4.75N?m 222MY?MZ?1.732?4.752?5.06N?m

按第三强度理论校核

??1WM2?T2?32225.06?7.16?1.62MPa ?33?(38?10) 45钢许用应力[?]?85MPa，??[?]校核安全。

7.6 螺杆轴承选用

螺杆受轴向力作用，因此需选用可承受轴向力的轴承。选用角接触轴承7000C系列，查GB/T292-1994,螺杆直径42mm，为配合选用标准件，设计螺杆装配轴承的部分即轴颈直径40mm，选择轴承型号7008C，孔径40mm,轴承大径68mm，宽15mm，a=14.7, 基本额定静载荷Cor?15200N,基本额定动载荷Cr?20000N,脂润滑极限转速8000r/min，油润滑极限转速11000r/min，重量W?0.18Kg。 7.6.1已知数据

已知大齿轮上的圆周力Ft?2000T2000?7.16??376.8N d38? 径向力 Fr?Fttan??376.8?tan20?137.1N 大齿轮上的作用力F?376.82?137.12?401N

轴径直径40mm，轴速n?400r/min，要求轴承寿命大于350h，使用不频繁，单

次最长用时45’，可用28000次，假设每天工作10小时，每一小时伸缩一次，一年

3600次，可用7.8年。可靠性90%，

螺杆实际轴向力F?2T2?7.16?2.5??5356N。

d2tan(???T)37tan(10.24?)28

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7.6.2 寿命计算

图7.4螺杆轴零件分布及受力示意图

轴向力Fa?5356N，径向力Fr?137.1N，圆周力Ft?376.8N， 由力学原理，?FZ?0,Fr1?Fr2?Fr'，?M(1)?0,有3250Fr2?125Fr'?0

Fr1?131.83N,Fr2?5.27N。

?FY?0,Ft1?Ft2?Ft'，?M(1)?0,有3250Ft2?125Ft， Ft1?362.3N,Ft2?14.5N

轴承作用反力 Fr1'?385.54N,Fr2?15.43N

'Fa5356??0.352，线形插值求e?0.41，

Cor15200 计算附加力S1?eFr1'?0.41?385.5?185.055N S2?eFr2'?0.41?15.43?6.33N

比较S1?Fa和S2，S1?Fa?185.055?5356?5541N?S2 Fa1?6.33N,Fa2?5541N

Fa16.33??0.017?e?0.41,X1?1,Y1?0 Fr1'385.54Fa25541??359.1?e?0.41,X1?044,Y1?1.35 'Fr215.43'

Pr1?Fr1?385.54N

Pr2?0.44Fr2?1.35Fa?0.44?15.43?1.35?5356

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