蛙式打夯機(jī)設(shè)計(jì)【三維PROE】【14張cad圖紙】【原稿可編輯】

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Produced by the motor power through a belt wheel speed reducer will need to transfer the power to the belt wheel, belt wheel drives the V belt, which drives the motion machine deviceAbstract this thesis research:(1) the overall structure design of the frog rammer.(2) analysis of frog rammer performance.(3) the choice of motor.(4) transmission system, execution unit and frame design of the frog rammer.(5) the design of components for the design calculation and check.(6) the use of computer aided design, 3D modeling on Design of parts.(7) to draw the assembly drawing and parts assembly diagram and parts diagram design.Keywords: frog rammer, structure design, 3D modeling目 錄摘要IIAbstractIII第1章 蛙式打夯機(jī)的介紹11.1蛙式打夯機(jī)的概述11.2 打夯機(jī)的分類21.3 蛙式打夯機(jī)方案3第2章 蛙式打夯機(jī)總體參數(shù)的設(shè)計(jì)42.1 確定偏心塊質(zhì)量42.2 確定電機(jī)所需功率5第3章 第一對(duì)帶輪的計(jì)算83.1 帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)83.2選擇帶型93.3確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗(yàn)證帶速93.4確定中心距離、帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度并驗(yàn)算小輪包角103.5確定帶的根數(shù)z113.6確定帶輪的結(jié)構(gòu)和尺寸113.7確定帶的張緊裝置11第4章 第2對(duì)帶輪的計(jì)算144.1 帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)144.2選擇帶型154.3確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗(yàn)證帶速154.4確定中心距離、帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度并驗(yàn)算小輪包角164.5確定帶的根數(shù)z174.6確定帶輪的結(jié)構(gòu)和尺寸174.7確定帶的張緊裝置184.8計(jì)算壓軸力18第5章 軸的設(shè)計(jì)20第6章 鍵的選擇與校核286.1 帶輪1上鍵的選擇與校核286.2 帶輪2上鍵的選擇與校核296.3 帶輪3上鍵的選擇與校核306.4 帶輪4上鍵的選擇與校核316.5 離心力大小對(duì)整機(jī)設(shè)計(jì)的檢驗(yàn)336.6 兩軸間連架桿的壓桿穩(wěn)定性校核33第7章 機(jī)械加工工藝規(guī)程設(shè)計(jì)287.1 零件的分析287.2加工的問(wèn)題和設(shè)計(jì)所采取措施287.3 軸加工定位基準(zhǔn)的選擇287.4 軸加工主要工序安排297.5 機(jī)械加工余量、工序尺寸及毛坯尺寸的確定317.6 毛坯種類的選擇317.7 選擇加工設(shè)備和工藝裝備317.8 機(jī)械加工余量、工序尺寸及毛坯尺寸的確定327.9確定加工用量及基本工時(shí)（機(jī)動(dòng)時(shí)間）32第8章 夾具設(shè)計(jì)288.1 工序尺寸精度分析288.2 定位方案確定288.3 定位元件確定288.4 定位誤差分析計(jì)算288.5夾緊方案及元件確定298.6 夾具總裝草圖30結(jié) 論39參考文獻(xiàn)41致 謝42第1章 蛙式打夯機(jī)的介紹1.1蛙式打夯機(jī)的概述蛙式打夯機(jī)其原理就是利用物體做圓周運(yùn)動(dòng)產(chǎn)生的離心慣性力帶動(dòng)夯架上下振動(dòng)并且向前運(yùn)動(dòng)；打地基用，行動(dòng)方式好象青蛙行走故此得名；利用旋轉(zhuǎn)慣性力的原理制成，由夯錘、夯架、偏心塊、皮帶輪和電動(dòng)機(jī)等組成。電動(dòng)機(jī)及傳動(dòng)部分裝在橇座上，夯架后端與傳動(dòng)軸鉸接，在偏心塊離心力作用下，夯架可繞此軸上下擺動(dòng)。夯架前端裝有夯錘，當(dāng)夯架向下方擺動(dòng)時(shí)就夯擊土壤，向上方擺動(dòng)時(shí)使橇座前移。因此，蛙式夯夯錘每沖擊一次，機(jī)身即向前移動(dòng)一步。快速?zèng)_擊夯又是振動(dòng)沖擊夯的前身。由電動(dòng)機(jī)經(jīng)夯錘、夯架、偏心塊、皮帶輪和電動(dòng)機(jī)機(jī)構(gòu)帶動(dòng)夯錘做快速?zèng)_擊運(yùn)動(dòng)以夯實(shí)土壤，夯錘跳離地面時(shí)，操作者可推動(dòng)機(jī)械前進(jìn)，為減輕機(jī)體振動(dòng)，使汽缸豎向軸線朝前偏斜。設(shè)緩沖彈簧組。沖擊夯實(shí)粘性土壤的效果較佳，沖擊夯適用于建筑、地面、庭院、路基、橋樁、溝槽、野外、狹窄場(chǎng)地等環(huán)境的施工能勝任 大中型機(jī)械無(wú)法完成的施工任務(wù)。該產(chǎn)品具有設(shè)計(jì)先進(jìn)、結(jié)構(gòu)緊湊、性能穩(wěn)定、夯實(shí)力大、操作靈活、使用安全、適應(yīng)范圍廣、效率高等特點(diǎn)。但其夯錘面積有限， 因此不宜用于大面積土方的夯實(shí)作業(yè)。對(duì)于砂土、礫石則需另選用振動(dòng)搗固機(jī)予以搗實(shí)。振動(dòng)沖擊夯依據(jù)JG/T5014標(biāo)準(zhǔn)生產(chǎn)。其具有體積小，質(zhì)量輕，夯量輕，夯實(shí)能力大，生產(chǎn)效率高，貼邊性能好，操 作靈活、簡(jiǎn)便、安全可靠等特點(diǎn)，較我國(guó)使用的蛙夯、爆炸夯、平板夯等具有更多的優(yōu)點(diǎn)。該機(jī)不僅適用于砂、三合土和各種砂性土壤的壓實(shí)，也適用于對(duì)瀝青砂 石、貧混凝土和粘土的壓實(shí)，特別適用于室內(nèi)地板面、庭院和溝槽等狹窄地的施工，可以勝任大中型壓實(shí)機(jī)械無(wú)法完成的施工任務(wù)。蛙式打夯機(jī)定型耐久 蛙式打夯機(jī)方便顧客 蛙式打夯機(jī)方便群眾 HW系列蛙式打夯機(jī)蛙式打夯機(jī)由電動(dòng)機(jī)、傳動(dòng)機(jī)構(gòu)、機(jī)架、夯架和電氣部分組成，蛙式打夯機(jī)工作原理是由電動(dòng)機(jī)通過(guò)兩級(jí)變速將動(dòng)力傳遞給安裝在夯架 上的前皮帶輪，前皮帶輪旋轉(zhuǎn)，帶動(dòng)安裝在其上面的兩個(gè)偏心塊回轉(zhuǎn)，產(chǎn)生離心力，使夯頭抬起、下落，自動(dòng)前移夯實(shí)松土。蛙式夯結(jié)構(gòu)輕巧、操作靈活，夯實(shí)能力 強(qiáng)，蛙式打夯機(jī)可以廣泛用于各類房屋、道路、水利、橋梁等建筑場(chǎng)所，以及一切需要夯實(shí)松土的土方工程。圖1-1 蛙式打夯機(jī)1.2 打夯機(jī)的分類利用沖擊和沖擊振動(dòng)作用分層夯實(shí)回填土的壓實(shí)機(jī)械。分火力夯、蛙式夯和快速?zèng)_擊夯等。1.火力夯 按二沖程內(nèi)燃機(jī)原理制成，汽缸內(nèi)有上、下兩個(gè)活塞，上活塞是內(nèi)燃活塞，下活塞是緩沖活塞。汽缸下部套裝有傾斜底面的夯錘，使汽缸豎向軸線朝前偏斜。上活 塞桿從汽缸頂蓋中間的通孔伸出，下活塞桿從汽缸下端面伸出，并與夯錘聯(lián)成一體，汽缸與夯錘之間以彈簧拉緊，并設(shè)有扶手以控制夯土機(jī)的前進(jìn)方向?；鹆辉诳?燃混合氣的燃爆力作用下，因此，朝前上方躍離地面，并在自重作用下，墜落地面夯擊土壤，夯錘一躍一墜，機(jī)身就步步前移。 2.電動(dòng)蛙式夯 利用旋轉(zhuǎn)慣性力的原理制成，由夯錘、夯架、偏心塊、皮帶輪和電動(dòng)機(jī)等組成。電動(dòng)機(jī)及傳動(dòng)部分裝在橇座上，夯架后端與傳動(dòng)軸鉸接，在偏心塊離心力作用下，夯架可繞此軸上下擺動(dòng)。夯架前端裝有夯錘，當(dāng)夯架向下方擺動(dòng)時(shí)就夯擊土壤，向上方擺動(dòng)時(shí)使橇座前移。因此，蛙式夯夯錘每沖擊一次，機(jī)身即向前移動(dòng)一步。3.快速?zèng)_擊夯由電動(dòng)機(jī)經(jīng)減速器和曲柄連桿機(jī)構(gòu)帶動(dòng)夯錘做快速?zèng)_擊運(yùn)動(dòng)以夯實(shí)土壤，夯錘跳離地面時(shí)，操作者可推動(dòng)機(jī)械前進(jìn)，為減輕機(jī)體振動(dòng)，使汽缸豎向軸線朝前偏斜。設(shè)緩沖彈簧組。 夯土機(jī)夯實(shí)粘性土壤的效果較佳，但其夯錘面積有限，不宜用于大面積土方的夯實(shí)作業(yè)。對(duì)于砂土、礫石則需另選用振動(dòng)搗固機(jī)予以搗實(shí)。 1.3 蛙式打夯機(jī)方案打夯機(jī)的工作過(guò)程為：電動(dòng)機(jī)1輸出的轉(zhuǎn)矩通過(guò)V帶3傳遞給減速大帶輪5，在大帶輪的支承軸4上有一個(gè)二級(jí)減速小帶輪，轉(zhuǎn)矩再通過(guò)V帶傳遞給輸出大帶輪6，帶輪6是支承在軸7上的，同時(shí)通過(guò)螺栓將軸承座8和夯頭架10連接起來(lái)，大帶輪在轉(zhuǎn)動(dòng)的過(guò)程中，將帶動(dòng)連接在上的偏心塊9一起轉(zhuǎn)動(dòng)。在離心力的作用下，將帶動(dòng)夯頭底板10做上下沖擊震動(dòng)，從而壓實(shí)物料。同時(shí)在離心力的作用下，將抬起底板15的右部分，起作用是減小底板與地面的摩擦力作用，從而使整機(jī)前移。圖1-2 蛙式打夯機(jī)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖圖中各構(gòu)件名稱如下：1、電動(dòng)機(jī)；2、出軸帶輪1；3、窄V帶（SPZ）；4、軸；5、減速大帶輪2； 6、輸出大帶輪4；7、軸；8、軸承座；9、偏心塊；10、夯頭底板；11、連接螺栓；12、支承架；13、張緊螺釘；14、電機(jī)支架；15、底板第2章 蛙式打夯機(jī)總體參數(shù)的設(shè)計(jì) 2.1 確定偏心塊質(zhì)量根據(jù)本課題要求的設(shè)計(jì)基本參數(shù)：打擊次數(shù)： 100次/分 , 打擊力：約600N 由于蛙式打夯機(jī)工作時(shí)的總在分析偏心塊受力時(shí)應(yīng)考慮到：當(dāng)夯頭被抬升至最高位置時(shí)，只有偏心塊產(chǎn)生的離心力只需要克服夯頭重力，即。才能將夯頭帶起，并使整機(jī)前移。根據(jù)已知條件，n=100 r/min,則假設(shè)偏心塊厚30mm,其它尺寸如圖2-1中所示。圖2-1 偏心塊結(jié)構(gòu)根據(jù)圖中尺寸，確定工作所需功率，本設(shè)計(jì)中假設(shè)夯頭連桿間距離為900mm，由公式 P=FR，首先需要確定離心力的大小，離心力公式為F=ma=mR,其中R為偏心塊到轉(zhuǎn)軸中心的距離，在本設(shè)計(jì)中，其計(jì)算過(guò)程如下：由偏心計(jì)算公式：B=可得， B=250 mm夾角取值為22.5度。圖2-2 偏心重心計(jì)算圖根據(jù)圖1-1中偏心塊尺寸，計(jì)算其質(zhì)量，需要說(shuō)明的是，由于偏心塊受到較大的沖擊載荷，在選擇材料時(shí)，選用鑄鋼材料，其密度，扇形面積計(jì)算公式:1/2弧長(zhǎng)半徑。 體積：面積 X 高由m=v=7.8(40-15)1000=25.257kg(單位是cm計(jì)算)2.2 確定電機(jī)所需功率故以上得夯頭受力為： F=mR=25.2570.25() （2-2） =691.7N計(jì)算工作時(shí)所需功率：由P=FR=6.516 KW （2-3）20.9620.9820.990.876由于帶在傳動(dòng)過(guò)程中，存在著功率的損失，查機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊(cè)可得，為V帶的效率,為第一、二對(duì)軸承的效率， 為聯(lián)軸器的效率。則電機(jī)所需功率為P=6.5160.876=7.436KW查機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊(cè)得：選擇，其銘牌如下表2-1：表2-1 Y系列三相異步電動(dòng)機(jī) 電動(dòng)機(jī)型號(hào)額定功率 KW滿載轉(zhuǎn)速 r/min堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩質(zhì)量 KgY132M-4 7.5同步轉(zhuǎn)速1500 r/min,4級(jí) 14402.22.281（a）（b） 圖2-3 電動(dòng)機(jī)的安裝及外形尺寸示意圖表2-2 電動(dòng)機(jī)的安裝技術(shù)參數(shù)中心高/mm 外型尺寸/mm L（AC/2+AD）HD 底腳安裝 尺寸AB地腳螺栓 孔直徑K 軸伸尺 寸DE 裝鍵部位 尺寸FGD132515 345 315216 1781238 8010 4342第3章 第一對(duì)帶輪的計(jì)算3.1 帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)輸出功率P=7.5kW,轉(zhuǎn)速n1=1440r/min,n2=500r/min表3-1 工作情況系數(shù)工作機(jī)原動(dòng)機(jī)類類一天工作時(shí)間/h10161016載荷平穩(wěn)液體攪拌機(jī)；離心式水泵；通風(fēng)機(jī)和鼓風(fēng)機(jī)（）；離心式壓縮機(jī)；輕型運(yùn)輸機(jī)1.01.11.21.11.21.3載荷變動(dòng)小帶式運(yùn)輸機(jī)（運(yùn)送砂石、谷物），通風(fēng)機(jī)（）；發(fā)電機(jī)；旋轉(zhuǎn)式水泵；金屬切削機(jī)床；剪床；壓力機(jī)；印刷機(jī)；振動(dòng)篩1.11.21.31.21.31.4載荷變動(dòng)較大螺旋式運(yùn)輸機(jī)；斗式上料機(jī)；往復(fù)式水泵和壓縮機(jī)；鍛錘；磨粉機(jī)；鋸木機(jī)和木工機(jī)械；紡織機(jī)械1.21.31.41.41.51.6載荷變動(dòng)很大破碎機(jī)（旋轉(zhuǎn)式、顎式等）；球磨機(jī)；棒磨機(jī)；起重機(jī)；挖掘機(jī)；橡膠輥壓機(jī)1.31.41.51.51.61.8根據(jù)V帶的載荷平穩(wěn)，兩班工作制（16小時(shí)），查機(jī)械設(shè)計(jì)P296表4，取KA1.1。即3.2選擇帶型普通V帶的帶型根據(jù)傳動(dòng)的設(shè)計(jì)功率Pd和小帶輪的轉(zhuǎn)速n1按機(jī)械設(shè)計(jì)P297圖1311選取。圖3-1 帶型圖根據(jù)算出的Pd8.25kW及小帶輪轉(zhuǎn)速n11440r/min ，查圖得：dd=80100可知應(yīng)選取A型V帶。3.3確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗(yàn)證帶速由機(jī)械設(shè)計(jì)P298表137查得，小帶輪基準(zhǔn)直徑為80100mm則取dd1=90mm ddmin.=75 mm（dd1根據(jù)P295表13-4查得）表3-2 V帶帶輪最小基準(zhǔn)直徑槽型YZABCDE205075125200355500由機(jī)械設(shè)計(jì)P295表13-4查“V帶輪的基準(zhǔn)直徑”，得=250mm 誤差驗(yàn)算傳動(dòng)比： （為彈性滑動(dòng)率）誤差 符合要求 帶速 滿足5m/sv300mm，所以宜選用E型輪輻式帶輪?？傊л嗊xH型孔板式結(jié)構(gòu)，大帶輪選擇E型輪輻式結(jié)構(gòu)。帶輪的材料：選用灰鑄鐵，HT200。3.7確定帶的張緊裝置 選用結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，調(diào)整方便的定期調(diào)整中心距的張緊裝置。3.8計(jì)算壓軸力由機(jī)械設(shè)計(jì)P303表1312查得，A型帶的初拉力F0133.46N，上面已得到=153.36o，z=8，則對(duì)帶輪的主要要求是質(zhì)量小且分布均勻、工藝性好、與帶接觸的工作表面加工精度要高，以減少帶的磨損。轉(zhuǎn)速高時(shí)要進(jìn)行動(dòng)平衡，對(duì)于鑄造和焊接帶輪的內(nèi)應(yīng)力要小, 帶輪由輪緣、腹板（輪輻）和輪轂三部分組成。帶輪的外圈環(huán)形部分稱為輪緣，輪緣是帶輪的工作部分，用以安裝傳動(dòng)帶，制有梯形輪槽。由于普通V帶兩側(cè)面間的夾角是40，為了適應(yīng)V帶在帶輪上彎曲時(shí)截面變形而使楔角減小，故規(guī)定普通V帶輪槽角 為32、34、36、38（按帶的型號(hào)及帶輪直徑確定），輪槽尺寸見(jiàn)表7-3。裝在軸上的筒形部分稱為輪轂，是帶輪與軸的聯(lián)接部分。中間部分稱為輪幅（腹板），用來(lái)聯(lián)接輪緣與輪轂成一整體。表3-5 普通V帶輪的輪槽尺寸（摘自GB/T13575.1-92）項(xiàng)目 符號(hào) 槽型 Y Z A B C D E 基準(zhǔn)寬度 b p 5.3 8.5 11.0 14.0 19.0 27.0 32.0 基準(zhǔn)線上槽深 h amin 1.6 2.0 2.75 3.5 4.8 8.1 9.6 基準(zhǔn)線下槽深 h fmin 4.7 7.0 8.7 10.8 14.3 19.9 23.4 槽間距 e 8 0.3 12 0.3 15 0.3 19 0.4 25.5 0.5 37 0.6 44.5 0.7 第一槽對(duì)稱面至端面的距離 f min 6 7 9 11.5 16 23 28 最小輪緣厚 5 5.5 67.5 10 12 15 帶輪寬 B B =( z -1) e + 2 f z 輪槽數(shù) 外徑 d a 輪 槽 角 32 對(duì)應(yīng)的基準(zhǔn)直徑 d d 60 - - - - - - 34 - 80 118 190 315 - - 36 60 - - - - 475 600 38 - 80 118 190 315 475 600 極限偏差 1 0.5 V帶輪按腹板（輪輻）結(jié)構(gòu)的不同分為以下幾種型式： （1） 實(shí)心帶輪：用于尺寸較小的帶輪(dd(2.53)d時(shí))，如圖3-2a。 （2） 腹板帶輪：用于中小尺寸的帶輪(dd 300mm 時(shí))，如圖3-2b。 （3） 孔板帶輪：用于尺寸較大的帶輪(ddd) 100 mm 時(shí))，如圖3-2c 。 （4） 橢圓輪輻帶輪：用于尺寸大的帶輪(dd 500mm 時(shí))，如圖3-2d。（a） （b） （c） （d）圖3-2 帶輪結(jié)構(gòu)類型根據(jù)設(shè)計(jì)結(jié)果，可以得出結(jié)論：小帶輪選擇實(shí)心帶輪，如圖（a）,大帶輪選擇腹板帶輪如圖（b）第4章 第2對(duì)帶輪的計(jì)算4.1 帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)輸入功率P1=7.5kW0.960.980.996.985kW由于帶在傳動(dòng)過(guò)程中，存在著功率的損失，查機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊(cè)可得，為V帶的效率,為第一、二對(duì)軸承的效率， 為聯(lián)軸器的效率。轉(zhuǎn)速n2=500r/min,n3=100r/min計(jì)算設(shè)計(jì)功率Pd表4-1 工作情況系數(shù)工作機(jī)原動(dòng)機(jī)類類一天工作時(shí)間/h10161016載荷平穩(wěn)液體攪拌機(jī)；離心式水泵；通風(fēng)機(jī)和鼓風(fēng)機(jī)（）；離心式壓縮機(jī)；輕型運(yùn)輸機(jī)1.01.11.21.11.21.3載荷變動(dòng)小帶式運(yùn)輸機(jī)（運(yùn)送砂石、谷物），通風(fēng)機(jī)（）；發(fā)電機(jī)；旋轉(zhuǎn)式水泵；金屬切削機(jī)床；剪床；壓力機(jī)；印刷機(jī)；振動(dòng)篩1.11.21.31.21.31.4載荷變動(dòng)較大螺旋式運(yùn)輸機(jī)；斗式上料機(jī)；往復(fù)式水泵和壓縮機(jī)；鍛錘；磨粉機(jī)；鋸木機(jī)和木工機(jī)械；紡織機(jī)械1.21.31.41.41.51.6載荷變動(dòng)很大破碎機(jī)（旋轉(zhuǎn)式、顎式等）；球磨機(jī)；棒磨機(jī)；起重機(jī)；挖掘機(jī)；橡膠輥壓機(jī)1.31.41.51.51.61.8根據(jù)V帶的載荷平穩(wěn)，兩班工作制（16小時(shí)），查機(jī)械設(shè)計(jì)P296表4，取KA1.1。即4.2選擇帶型普通V帶的帶型根據(jù)傳動(dòng)的設(shè)計(jì)功率Pd和小帶輪的轉(zhuǎn)速n1按機(jī)械設(shè)計(jì)P297圖1311選取。圖4-1 帶型圖根據(jù)算出的Pd7.68kW及小帶輪轉(zhuǎn)速n2500r/min ，查圖得：dd=80100可知應(yīng)選取A型V帶。4.3確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗(yàn)證帶速由機(jī)械設(shè)計(jì)P298表137查得，小帶輪基準(zhǔn)直徑為80100mm則取dd1=100mm ddmin.=75 mm（dd1根據(jù)P295表13-4查得）表4-2 V帶帶輪最小基準(zhǔn)直徑槽型YZABCDE205075125200355500由機(jī)械設(shè)計(jì)P295表13-4查“V帶輪的基準(zhǔn)直徑”，得=500mm 誤差驗(yàn)算傳動(dòng)比： （為彈性滑動(dòng)率）誤差 符合要求 帶速 滿足5m/sv300mm，所以宜選用E型輪輻式帶輪?？傊?，小帶輪選H型孔板式結(jié)構(gòu)，大帶輪選擇E型輪輻式結(jié)構(gòu)。帶輪的材料：選用灰鑄鐵，HT200。4.7確定帶的張緊裝置 選用結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，調(diào)整方便的定期調(diào)整中心距的張緊裝置。4.8計(jì)算壓軸力 由機(jī)械設(shè)計(jì)P303表1312查得，A型帶的初拉力F0130.59N，上面已得到=153.36o，z=6，則對(duì)帶輪的主要要求是質(zhì)量小且分布均勻、工藝性好、與帶接觸的工作表面加工精度要高，以減少帶的磨損。轉(zhuǎn)速高時(shí)要進(jìn)行動(dòng)平衡，對(duì)于鑄造和焊接帶輪的內(nèi)應(yīng)力要小, 帶輪由輪緣、腹板（輪輻）和輪轂三部分組成。帶輪的外圈環(huán)形部分稱為輪緣，輪緣是帶輪的工作部分，用以安裝傳動(dòng)帶，制有梯形輪槽。由于普通V帶兩側(cè)面間的夾角是40，為了適應(yīng)V帶在帶輪上彎曲時(shí)截面變形而使楔角減小，故規(guī)定普通V帶輪槽角 為32、34、36、38（按帶的型號(hào)及帶輪直徑確定），輪槽尺寸見(jiàn)表7-3。裝在軸上的筒形部分稱為輪轂，是帶輪與軸的聯(lián)接部分。中間部分稱為輪幅（腹板），用來(lái)聯(lián)接輪緣與輪轂成一整體。表4-5 普通V帶輪的輪槽尺寸（摘自GB/T13575.1-92）項(xiàng)目 符號(hào) 槽型 Y Z A B C D E 基準(zhǔn)寬度 b p 5.3 8.5 11.0 14.0 19.0 27.0 32.0 基準(zhǔn)線上槽深 h amin 1.6 2.0 2.75 3.5 4.8 8.1 9.6 基準(zhǔn)線下槽深 h fmin 4.7 7.0 8.7 10.8 14.3 19.9 23.4 槽間距 e 8 0.3 12 0.3 15 0.3 19 0.4 25.5 0.5 37 0.6 44.5 0.7 第一槽對(duì)稱面至端面的距離 f min 6 7 9 11.5 16 23 28 最小輪緣厚 5 5.5 6 7.5 10 12 15 帶輪寬 B B =( z -1) e + 2 f z 輪槽數(shù) 外徑 d a 輪 槽 角 32 對(duì)應(yīng)的基準(zhǔn)直徑 d d 60 - - - - - - 34 - 80 118 190 315 - - 36 60 - - - - 475 600 38 - 80 118 190 315 475 600 極限偏差 1 0.5 V帶輪按腹板（輪輻）結(jié)構(gòu)的不同分為以下幾種型式： （1） 實(shí)心帶輪：用于尺寸較小的帶輪(dd(2.53)d時(shí))，如圖4-2a。 （2） 腹板帶輪：用于中小尺寸的帶輪(dd 300mm 時(shí))，如圖4-2b。 （3） 孔板帶輪：用于尺寸較大的帶輪(ddd) 100 mm 時(shí))，如圖4-2c 。 （4） 橢圓輪輻帶輪：用于尺寸大的帶輪(dd 500mm 時(shí))，如圖4-2d。（a） （b） （c） （d）圖4-2 帶輪結(jié)構(gòu)類型根據(jù)設(shè)計(jì)結(jié)果，可以得出結(jié)論：小帶輪選擇實(shí)心帶輪，如圖（a）,大帶輪選擇腹板帶輪如圖（b）第5章 軸的設(shè)計(jì)低速級(jí)軸的設(shè)計(jì)與校核 5.1.1 求作用在帶輪上的力因已知低速級(jí)帶輪的直徑為500 而 F8926.93 N FF3356.64 N FFtan4348.162315.31 N圓周力F，徑向力F及軸向力F的方向如圖5.1所示。圖5-1 軸的載荷分布圖5.1.2 初步確定軸的最小直徑（1）先按課本式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)課本，取，于是得11260.36（2）聯(lián)軸器的選擇。輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑（圖7.2）。為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適,故需同時(shí)選取聯(lián)軸器的型號(hào)。查課本表14-1,考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取1.3，則：1.31495.51091834.287 按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)表17-4，選用LT10彈性套柱銷聯(lián)軸器（GB/T43232002），其公稱轉(zhuǎn)矩為2000。半聯(lián)軸器的孔徑d165 mm，故取65 mm，半聯(lián)軸器的長(zhǎng)度L142 mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度L1107 mm。5.1.3 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度 為了滿足半聯(lián)軸器的要求的軸向定位要求,-軸段右端需要制出一軸肩,故取-的直徑80 mm；左端用軸端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直徑D85 mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度L1107 mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸端上, 故-的長(zhǎng)度應(yīng)比L1略短一些,現(xiàn)取105 mm。 初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用,故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)80 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列圓錐滾子軸承（GB/T 2971994）30217型，其尺寸為dDT85 mm150 mm30.5 mm，故85 mm；右端圓錐滾子軸承采用套筒進(jìn)行軸向定位，取套筒寬為14 mm，則44.5 mm。 取安裝帶輪處的軸段90 mm；帶輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知帶輪的寬度為90 mm，為了使套筒端面可靠地壓緊帶輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取86 mm。帶輪的右端采用軸肩定位，軸肩高h(yuǎn)0.07d，故取h7 mm，則104 mm。軸環(huán)寬度,取b12 mm。 軸承端蓋的總寬度為37.5 mm(由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)而定)。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對(duì)軸承添加潤(rùn)滑脂的要求,取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離,故取67.5 mm。至此，已初步確定了低速軸的各段直徑和長(zhǎng)度。 圖5-2 低速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)示意圖表5-1 低速軸結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)參數(shù) 段名參數(shù)-直徑/mm65 H7/k68085 m690 H7/n610485 m6長(zhǎng)度/mm10567.546861244.5鍵bhL/mm20 12 90251470C或R/mm處245o處R2處R2.5處R2.5處R2.5處R2.5處2.545o（2） 軸上的零件的周向定位帶輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按90 mm由課本表6-1查得平鍵截面bh25 mm14 mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為70 mm，同時(shí)為了保證帶輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇帶輪轂與軸的配合為；同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵為20 mm12 mm90 mm，半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過(guò)渡配合來(lái)保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。（3） 確定軸上圓周和倒角尺寸參考課本表15-2，取軸左端倒角為2，右端倒角為2.5。各軸肩處的圓角半徑為:處為R2，其余為R2.5。5.1.4 求軸上的載荷 首先根據(jù)結(jié)構(gòu)圖(圖7.2）作出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖（圖7.1）。在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí),應(yīng)從手冊(cè)中查得a值。對(duì)于30217型圓錐滾子軸承，由手冊(cè)中查得a29.9 mm。因此，作為簡(jiǎn)支梁的軸的支承跨距57.1+71.6128.7 mm。根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖（圖7.1）。從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面是軸的危險(xiǎn)截面。計(jì)算步驟如下：57.1+71.6128.7 mm4 966.34 N3 960.59 N2 676.96 N3 356.64-2 676.96679.68 N4 966.3457.1283 578.014 2 676.9657.1152 854.416 679.6871.6486 65.09 322 150.53 287 723.45 表5-2 低速軸設(shè)計(jì)受力參數(shù) 載 荷水平面H垂直面V支反力4 966.34 N，3 960.59 N2 676.96 N，679.68 N彎矩M283 578.014 152 854.416 486 65.09 總彎矩322 150.53 ,287 723.45扭矩T1 410 990 5.1.5 按彎曲扭轉(zhuǎn)合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面C）的強(qiáng)度。根據(jù)課本式(15-5)及表7.2中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取0.6，軸的計(jì)算應(yīng)力 MPa12.4 MPa前已選軸材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查課本表15-1得60MP。因此 ，故此軸安全。5.1.6 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度（1）判斷危險(xiǎn)截面截面A,B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過(guò)渡配合所引起的應(yīng)力集中均將消弱軸的疲勞強(qiáng)度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度較為寬裕確定的，所以截面A,B均無(wú)需校核。從應(yīng)力集中對(duì)軸的疲勞強(qiáng)度的影響來(lái)看，截面和處過(guò)盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重，從受載來(lái)看，截面C上的應(yīng)力最大。截面的應(yīng)力集中的影響和截面的相近，但是截面不受扭矩作用，同時(shí)軸徑也較大，故不必做強(qiáng)度校核。截面C上雖然應(yīng)力最大，但是應(yīng)力集中不大（過(guò)盈配合及鍵槽引起的應(yīng)力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大,故截面C也不必校核，截面和顯然更不必要校核。由課本第3章的附錄可知，鍵槽的應(yīng)力集中較系數(shù)比過(guò)盈配合的小，因而，該軸只需校核截面左右兩側(cè)即可。（2）截面左側(cè)抗彎截面系數(shù) W0.10.161 412.5 抗扭截面系數(shù) 0.20.2122 825 截面的右側(cè)的彎矩M為 90 834.04 截面上的扭矩為 1 410 990 截面上的彎曲應(yīng)力1.48 MPa截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 11.49 MPa軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由課本表15-1查得 截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及按課本附表3-2查取。因，經(jīng)插值后查得1.9，1.29又由課本附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為，0.88故有效應(yīng)力集中系數(shù)按式(課本附表3-4）為1.756由課本附圖3-2的尺寸系數(shù)；由課本附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。軸按磨削加工，由課本附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為軸為經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即，則按課本式（3-12）及式（3-12a）得綜合系數(shù)為又由課本及3-2得碳鋼的特性系數(shù)，取，取于是，計(jì)算安全系數(shù)值，按課本式（15-6）(15-8)則得S65.66S16.9216.38S1.5 故可知其安全。（3） 截面右側(cè)抗彎截面系數(shù) W0.10.172 900 抗扭截面系數(shù) 0.20.2145 800 截面的右側(cè)的彎矩M為 90 834.04 截面上的扭矩為 1 410 990 截面上的彎曲應(yīng)力1.25 MPa截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 9.68 MPa過(guò)盈配合處的，由課本附表3-8用插值法求出，并取0.8，于是得3.24 0.83.242.59軸按磨削加工，由課本附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為軸為經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即，則按課本式（3-12）及式（3-12a）得綜合系數(shù)為3.332.68又由課本及3-2得碳鋼的特性系數(shù)，取，取于是，計(jì)算安全系數(shù)值，按課本式（15-6）(15-8)則得S66.07S16.9211.73S1.5 故該軸的截面右側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的。本軸因無(wú)大的瞬時(shí)過(guò)載及嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對(duì)稱性，故可略去靜強(qiáng)度校核。至此，低速軸的設(shè)計(jì)計(jì)算即告結(jié)束。第6章 鍵的選擇與校核6.1 帶輪1上鍵的選擇與校核6.1.1鍵的選擇在本設(shè)計(jì)中，所選擇的鍵的類型均為A型圓頭普通平鍵，其材料為45鋼，在帶輪1上鍵的尺寸如下表所示：軸鍵鍵槽半徑r公稱直徑d公稱尺寸bh寬度b深度公稱尺寸b極限偏差軸t轂一般鍵聯(lián)結(jié)軸N9轂9公稱尺寸極限偏差公稱尺寸極限偏差最小最大288780-0.0360.0184.0+0.203.3+0.200.250.40表6-1 帶輪1上鍵的尺寸6.1.2 鍵的校核1.鍵的剪切強(qiáng)度校核鍵在傳遞動(dòng)力的過(guò)程中，要受到剪切破壞，其受力如下圖所示：圖6-1 鍵剪切受力圖鍵的剪切受力圖如圖6-1所示，其中b=8 mm,L=25 mm.鍵的許用剪切應(yīng)力為=30 ，由前面計(jì)算可得，軸上受到的轉(zhuǎn)矩T=55 Nm ，由鍵的剪切強(qiáng)度條件： （其中D為帶輪輪轂直徑） （5-1） =10 M30 （結(jié)構(gòu)合理）2.鍵的擠壓強(qiáng)度校核鍵在傳遞動(dòng)力過(guò)程中，由于鍵的上下兩部分之間有力偶矩的作用，迫使鍵的上下部分產(chǎn)生滑移，從而使鍵的上下兩面交界處產(chǎn)生破壞，其受力情況如下圖所示：（初取鍵的許用擠壓應(yīng)力=100 ）圖6-2 鍵擠壓受力圖由 （5-2） =2000 N又有 （5-3）8 結(jié)構(gòu)合理6.2 帶輪2上鍵的選擇與校核6.2.1 鍵的選擇同上所述，帶輪2上所選擇的鍵的類型均為A型圓頭普通平鍵，其材料為45鋼，鍵的尺寸如下表所示：軸鍵鍵槽半徑r公稱直徑d公稱尺寸bh寬度b深度公稱尺寸b極限偏差軸t轂一般鍵聯(lián)結(jié)軸N9轂9公稱尺寸極限偏差公稱尺寸極限偏差最小最大35108100-0.0360.0184.0+0.203.3+0.200.250.40表6-2 帶輪2上鍵的尺寸6.2.2 鍵的校核鍵的剪切受力圖如圖5-6所示，其中b=10 mm,L=50 mm.鍵的許用剪切應(yīng)力為=30 ，由前面計(jì)算可得，軸上受到的轉(zhuǎn)矩T=110 Nm ，由鍵的剪切強(qiáng)度條件： （其中D為帶輪輪轂直徑） （5-4） =6.3 M30 （結(jié)構(gòu)合理）同理校核鍵的擠壓強(qiáng)度，其受力如圖5-7，初取鍵的許用擠壓應(yīng)力=100 。由 （5-5） =3150 N又有 （5-6）6.3 結(jié)構(gòu)合理6.3 帶輪3上鍵的選擇與校核6.3.1 鍵的選擇同上所述，帶輪3上所選擇的鍵的類型均為A型圓頭普通平鍵，其材料為45鋼，鍵的尺寸如下表所示：表6-3 帶輪3上鍵的尺寸軸鍵鍵槽半徑r公稱直徑d公稱尺寸bh寬度b深度公稱尺寸b極限偏差軸t轂一般鍵聯(lián)結(jié)軸N9轂9公稱尺寸極限偏差公稱尺寸極限偏差最小最大501611160-0.0430.0256.0+0.204.3+0.200.250.406.3.2 鍵的校核鍵的剪切受力圖如圖5-6所示，其中b=16 mm,L=50 mm.鍵的許用剪切應(yīng)力為=30 ，由前面計(jì)算可得，軸上受到的轉(zhuǎn)矩T=110 Nm ，由鍵的剪切強(qiáng)度條件： （其中D為帶輪輪轂直徑） =5.5 M30 （結(jié)構(gòu)合理）同理校核鍵的擠壓強(qiáng)度，其受力如圖3-7，初取鍵的許用擠壓應(yīng)力=100 。由 =4400 N又有 5.5 結(jié)構(gòu)合理6.4 帶輪4上鍵的選擇與校核6.4.1 鍵的選擇同上所述，帶輪4上所選擇的鍵的類型均為A型圓頭普通平鍵，其材料為45鋼，鍵的尺寸如下表所示：表6-4 帶輪4上鍵的尺寸軸鍵鍵槽半徑r公稱直徑d公稱尺寸bh寬度b深度公稱尺寸b極限偏差軸t轂一般鍵聯(lián)結(jié)軸N9轂9公稱尺寸極限偏差公稱尺寸極限偏差最小最大601811180-0.0430.0257.0+0.204.4+0.200.250.406.4.2 鍵的校核鍵的剪切受力圖如圖5-6所示，其中b=18 mm,L=70 mm.鍵的許用剪切應(yīng)力為=30 ，由前面計(jì)算可得，軸上受到的轉(zhuǎn)矩T=264 Nm ，由鍵的剪切強(qiáng)度條件： （其中D為帶輪輪轂直徑） =3.5 30 （結(jié)構(gòu)合理）同理校核鍵的擠壓強(qiáng)度，其受力如圖5-7，初取鍵的許用擠壓應(yīng)力=100 。由 =4410 N又有 3.5 結(jié)構(gòu)合理6.5 離心力大小對(duì)整機(jī)設(shè)計(jì)的檢驗(yàn)由于打夯機(jī)在工作過(guò)程中，偏心塊產(chǎn)生的離心力將使得夯頭底板作往復(fù)的上下沖擊振動(dòng)，同時(shí)也使得在靠近夯頭底板的右端被抬起，從而減小底板與地面的摩擦力作用。在本設(shè)計(jì)中，取底板與地面的摩擦系數(shù)為=0.4。6.5.1 檢驗(yàn)整機(jī)前移時(shí)離心力的大小在以下的計(jì)算中，打夯機(jī)的工作過(guò)程如圖1-1所示，令圖中位置時(shí)打夯機(jī)處于原點(diǎn)位置，且偏心塊沿逆時(shí)針轉(zhuǎn)動(dòng)，當(dāng)偏心塊轉(zhuǎn)動(dòng)90時(shí)，離心力將使整機(jī)前移。由：得， (6-6) =126 Kg初步計(jì)算底板及底板上各構(gòu)件的質(zhì)量：（下式中，由于電機(jī)類型為Y100L2-4型，其質(zhì)量為M=38 Kg） =38+7.0(901.550)/1000+7.0（13.5124）+7.0（4.5） =38+47+4.5+14=103.5 Kg126 Kg 合乎設(shè)計(jì)要求6.5.2 檢驗(yàn)夯頭抬升及底板部分抬升時(shí)離心力的大小同上所述，當(dāng)偏心塊轉(zhuǎn)動(dòng)180時(shí)，離心力將使夯頭抬升至最高點(diǎn)且底板的右部分被抬起?？紤]底板抬起部分應(yīng)按傳動(dòng)比分配（第一級(jí)減速時(shí)i=2.7,另i=3）即是底板的1/3右部將被抬起。=25+47/3=40.7 Kg126 Kg 合乎設(shè)計(jì)要求6.6 兩軸間連架桿的壓桿穩(wěn)定性校核有材料力學(xué)中歐拉公式得：壓桿臨界應(yīng)力： (6-7)（其中，在本設(shè)計(jì)中，令壓桿的一端固定，一端鉸支，查壓桿的長(zhǎng)度因素=0.7，l=700 mm,鑄鋼的彈性模量E=175 。 ） =1931 KN 合乎要求在上式中，連桿的慣性矩由以下計(jì)算得：圖6-3 連桿的截面尺寸 =38.3 mm =3333+443556+104167+88445 =54.58