DYS80移动伸缩带式输送机设计
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
25
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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 226
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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)27
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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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?7237N
106?15200? 计算寿命，Lh????386h?350h，满足条件。
60?400?7237? 7.7 轴承座
根据设计特点可自行设计轴承座，也可以选用标准件。小齿轮用轴承较小，需要自
行设计轴承座，螺杆轴可以选用标准件。查GB/T7813-1987,选用SN型，代号为SN 208,重量W=2.6Kg。推荐自行设计，方便其他零件安装。
7.8 传动键设计
选用平键联接，普通圆头平键，验算挤压强度。轴径d?40mm，大齿轮齿宽
B?40mm。查机械设计手册，由轴径d?40mm，查得键的截面尺寸b?h?12?8，查GB/T1567-2003,齿轮宽选取B?40mm，选取键的长度L?36mm。键的工作长度
l?L?b?36?12?24mm，许用挤压应力[?p]?110MPa。
34T4?17.9?103??9.3MPa?[?p]。设计用键满足要求，代号 校核强度，??dhl40?8?24GB/T1567 键12×8×36，轴深5mm，毂深3.3mm。
7.9 重新校核螺杆强度
因为选取的电机功率稍大于计算功率，所以作用在螺杆上的圆周力也会有所增加，
因此需要重新校核螺杆的强度。
由7.6.1知螺杆实际轴向力F?5356N，由5.4.2知螺杆直径和受轴向力的关系
为d2??F，把F?5356N带入可得螺杆最小直径d2?14mm，设计选用的螺杆直?[p]径d2?37mm，满足设计要求，相关参数由F推导出，亦在许用范围内，校核安全。
8、 输送机机架设计
8.1 机架的要求
输送机机架应该满足输送机其他部件装载的要求。有足够的强度，能够支撑所有部件的重量；有足够的空间，装下所有部件，不会发生运动干涉。在此基础上考虑造型美观、用量合适。
一般移动输送机的机架没有相关标准，需要设计人员自行设计，市场上见得比较多的形式是焊接式、整体式。DTⅡ型通用带式输送机提供了参考的机架供设计者选用，其基本形式是就是焊接式，如图8.1，图8.2所示。
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