蛙式打夯機課程設計

1、<p>　　成績：_______</p><p><b>　　《機械產(chǎn)品設計》</b></p><p><b>　　項目設計說明書</b></p><p>　　設計題目： 蛙式打夯機 </p><p>　　專業(yè)班級：

2、 </p><p>　　學生姓名： </p><p>　　學 號： </p><p>　　指導教師： </p><p>　　2013年 1月 7 日</p><p&g

3、t;<b>　　目錄</b></p><p><b>　　緒論4</b></p><p>　　第一章 打夯機傳動系統(tǒng)方案設計5</p><p>　　1.1 初選三種方案并進行比對5</p><p>　　1.2 最終方案確定6</p><p>　　1.3 方案機械簡圖

4、6</p><p>　　第二章 選擇電動機型號及規(guī)格8</p><p>　　2.1 確定偏心塊質(zhì)量和工作功率8</p><p>　　2.1.1 確定偏心塊質(zhì)量8</p><p>　　2.1.2 確定電機所需功率9</p><p>　　2.2電動機類型的選擇10</p><p>　　第三

5、章 傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算11</p><p>　　3.1 傳動裝置傳動比11</p><p>　　3.1.1 確定傳動裝置的總傳動比11</p><p>　　3.1.2 分配傳動裝配傳動比11</p><p>　　3.2 各軸的動力參數(shù)計算11</p><p>　　3.2.1 各軸轉速計算11<

6、;/p><p>　　3.2.2 各軸輸入功率計算11</p><p>　　3.2.3 各軸輸出功率計算12</p><p>　　3.2.4 軸4的轉矩計算12</p><p>　　3.2.5 軸6的轉矩計算12</p><p>　　第四章 打夯機傳動帶設計14</p><p>　　4.1

7、第一級帶傳動設計14</p><p>　　4.1.1 第一級帶傳動計算功率14</p><p>　　4.1.2 選擇V帶類型14</p><p>　　4.1.3 確定帶輪的基準直徑并驗算帶速15</p><p>　　4.1.4 確定V帶的中心距和基準長度15</p><p>　　4.1.5 驗算一級帶傳動小帶

8、輪的包角16</p><p>　　4.1.6 計算第一級帶傳動的根數(shù)Z16</p><p>　　4.1.7 計算單根V帶的張緊力的最小值16</p><p>　　4.1.8 計算壓軸力17</p><p>　　4.1.9 第一級帶傳動帶輪結構設計17</p><p>　　4.2 第二級帶傳動設計17<

9、/p><p>　　4.2.1 帶輪轉速計算17</p><p>　　4.2.2 計算帶速18</p><p>　　4.2.3 確定第二級帶傳動的中心距和基準長度18</p><p>　　4.2.4 驗算小帶輪的包角18</p><p>　　4.2.5 計算第二級帶傳動的根數(shù)19</p><p&

10、gt;　　4.2.6 計算單級V帶的張緊力的最小值19</p><p>　　4.2.7 計算壓軸力19</p><p>　　4.2.8 第二級帶傳動帶輪結構設計20</p><p>　　4.3 V帶疲勞強度及壽命校核20</p><p>　　4.3.1 帶的工作應力計算20</p><p>　　4.3.2 帶

11、的壽命設計21</p><p>　　第五章 軸的設計23</p><p>　　5.1 軸6的設計23</p><p>　　5.1.1 初步確定軸6的尺寸23</p><p>　　5.1.2 軸6的整體設計23</p><p>　　5.1.3 軸6的受力校核24</p><p>　　5

12、.2 軸4的設計27</p><p>　　5.2.1 初步確定軸4的尺寸27</p><p>　　5.2.2 軸4的整體設計27</p><p>　　5.2.3 軸4的受力校核28</p><p>　　5.3 與電動機相連的軸的設計31</p><p>　　5.3.1 初步確定該軸的尺寸31</p&g

13、t;<p>　　5.3.2 該軸的整體設計32</p><p>　　第六章 鍵的選擇與校核33</p><p>　　6.1 第一級帶傳動小帶輪鍵的選擇與校核33</p><p>　　6.1.1 鍵的選擇33</p><p>　　6.1.2 鍵的校核33</p><p>　　6.2 第一級帶傳動大

14、帶輪鍵的選擇與校核35</p><p>　　6.2.1 鍵的選擇35</p><p>　　6.2.2 鍵的校核35</p><p>　　6.3 第二級帶傳動小帶輪鍵的選擇與校核36</p><p>　　6.3.1 鍵的選擇36</p><p>　　6.3.2 鍵的校核36</p><p&

15、gt;　　6.4 第二級帶傳動大帶輪鍵的選擇與校核37</p><p>　　6.4.1 鍵的選擇37</p><p>　　6.4.2 鍵的校核37</p><p>　　第七章 緊固螺栓的選擇與強度校核38</p><p>　　7.1 軸6上軸承座與夯頭連接螺栓的選擇與校核38</p><p>　　7.1.1

16、螺栓的選擇38</p><p>　　7.1.2 螺栓的校核38</p><p>　　7.2 偏心塊與輪4連接螺栓的強度校核39</p><p>　　7.2.1 螺栓的選擇39</p><p>　　7.2.3 螺栓的校核39</p><p>　　第八章 聯(lián)軸器的選擇40</p><p>

17、;　　8.1 類型選擇40</p><p>　　8.2 載荷計算40</p><p>　　8.3 型號參數(shù)40</p><p>　　8.4 校核最大轉速40</p><p>　　第九章 夯頭架及底座的外形設計42</p><p>　　9.1 夯頭架外形尺寸設計42</p><p>　

18、　9.1.1 材料選擇42</p><p>　　9.1.2 外形尺寸設計42</p><p>　　9.1.3 夯頭架的整體尺寸43</p><p>　　9.2 底座設計43</p><p><b>　　參考文獻44</b></p><p><b>　　課程設計心得45<

19、/b></p><p><b>　　緒論</b></p><p>　　1、打夯機的功能要求</p><p>　　蛙式打夯機的工作原理是通過帶傳動，夯機體在偏心塊離心力的作用下做上下沖擊振動，從而壓實物料。利用旋轉慣性力的原理制成，由夯頭、夯架、偏心塊、皮帶輪和電動機等組成。電動機及傳動部分裝在底座上，夯架后端與傳動軸鉸接，在偏心塊離心力作

20、用下，夯架可繞此軸上下擺動。夯架前端裝有夯頭，當夯架向下方擺動時就夯擊土壤，向上方擺動時使底座前移。因此，蛙式夯夯錘每沖擊一次，機身即向前移動一步。主要用于路面工程、地面作業(yè)等領域</p><p><b>　　2、機器工作條件</b></p><p>　?。?）載荷性質(zhì) 沖擊載荷；</p><p>　　（2）工作環(huán)境 適用于夯實灰土和素土的

21、地基，地坪及場地平整；</p><p>　　（3）運動要求 輸送帶運動速度誤差不超過5%；</p><p>　?。?）使用壽命 8年，每年350天，每天16小時；</p><p>　　（5）動力來源 電力拖動，三相交流，電壓380/220V；</p><p>　?。?）檢修周期 半年一次檢修，三年一次大修；</p>&l

22、t;p>　?。?）生產(chǎn)條件 小型機械廠，大批量生產(chǎn)。</p><p>　　3、工作裝置技術數(shù)據(jù)</p><p>　　（1）打夯機能量： J= 70 斤·米；</p><p>　?。?）夯擊頻率： f= 120 次/分；</p><p>　?。?）起跳高度： h= 20 厘米.</p><

23、;p><b>　　4、提交設計成品</b></p><p>　　需要提交的設計成品：紙質(zhì)版、電子版（以班級學號＋中文姓名作為文件名）各1份。內(nèi)容包括：</p><p>　?。?）總裝配圖一張；</p><p>　?。?）主要零部件的零件圖若干張；</p><p>　　（3）設計計算說明書一份。</p>

24、<p>　　第一章 打夯機傳動系統(tǒng)方案設計</p><p>　　1.1 初選三種方案并進行比對</p><p><b>　　圖1-1</b></p><p>　　傳動方案1 鏈傳動，如圖1-1所示。</p><p>　　與帶傳動相比優(yōu)點：1.能保持準確的平均傳動比；2.傳動尺寸相同時，傳動能力較大；3.傳動

25、效率較高；4.張緊力小，壓軸力較?。?可在溫度較高，濕度較大，有油污，腐蝕等惡劣條件下工作；</p><p>　　缺點：1.工作沖擊、噪聲較大，不如帶傳動平穩(wěn)；2.只能平行軸間的傳動</p><p><b>　　圖1-2</b></p><p>　　傳動方案2 帶傳動，如圖1-2所示。</p><p>　　優(yōu)點：1.帶

26、具有彈性，能夠緩沖吸振，噪聲小；2.過載時帶在帶輪上打滑，可以防止其他零件的損壞，起安全保護的作用：3.適用于中心距較大的場合；4.結構簡單，裝拆方便，成本較低。</p><p>　　缺點：1.帶傳動有相對滑動，傳動比不恒定；2.傳動效率低，帶的壽命較短；3.傳動的外輪廓尺寸較大；4.需要張緊，支撐帶輪的軸和軸承所受力較大；5.不宜用在高溫、易燃等場合。</p><p><b>

27、　　圖1-3</b></p><p>　　傳動方案3 齒輪傳動，如圖1-3所示。</p><p>　　優(yōu)點：1.效率高；2.結構緊湊；3.工作可靠，壽命長；3.傳動比穩(wěn)定。</p><p>　　缺點：1.齒輪傳動的制造及安裝精度要求高；2.造價較高；3.不宜傳動距離過大的場合。</p><p>　　1.2 最終方案確定</

28、p><p>　　綜合考慮上述各個方案優(yōu)缺點及實際工作情況，現(xiàn)選取方案2為最佳方案（圖1-2）。</p><p>　　1.3 方案機械簡圖</p><p>　　由以上方案得到機械簡圖如圖1-4所示：</p><p><b>　　圖1-4</b></p><p>　　圖中各構件名稱如下：</p>

29、;<p>　　1、電動機；2、出軸帶輪1；3、V帶；4、軸；5、減速大帶輪2； 6、軸；7、輸出大帶輪4；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、電機支架；15、底板</p><p>　　第二章 選擇電動機型號及規(guī)格</p><p>　　2.1 確定偏心塊質(zhì)量和工作功率</p><p>　　2.1.1

30、 確定偏心塊質(zhì)量</p><p>　　設計要求為打夯機能量J=140斤米，所以打擊力F=700N 。打擊力由夯頭重力和偏心塊離心力組成。但當夯頭抬升時，離心力應該大于夯頭重力，這樣才能實現(xiàn)夯頭上升與機體前移。</p><p>　　①根據(jù)已知條件 夯擊頻率f= 100-120 次/分，所以取大帶輪6的轉速為n=120r/min, </p><p>　　為使軸7徑

31、向與軸向空間布置合理，先選取偏心塊厚度為20mm，其他尺寸如圖2-1所示：</p><p><b>　　圖2-1</b></p><p>　　圖中直徑400mm為大帶輪6的直徑。</p><p>　?、谟墒酱_定離心力的大小，其中R為偏心塊質(zhì)心到軸7中心的距離。計算過程如下：</p><p>　　偏心塊近似形狀如圖2-2所

32、示：</p><p><b>　　圖2-2</b></p><p>　　由扇形形心計算公式得選用鑄鋼材料，其密度為ρ=7.8kg/cm ³，由圖2-1中尺寸計算偏心塊質(zhì)量為：</p><p><b>　　離心力為：</b></p><p>　　2.1.2 確定電機所需功率</p>

33、;<p>　　為控制機體長度，現(xiàn)選取軸4到軸7距離為L=600mm。計算工作時所需的功率為：</p><p>　　因為所選方案包括二級帶傳動，兩對滾動軸承和凸緣聯(lián)軸器，查《機械設計課程設計手冊（第三版）》得，，，，所以傳動裝置的總效率為:</p><p><b>　　電動機所需功率為：</b></p><p>　　2.2電動機類型

34、的選擇</p><p>　　電動機的類型根據(jù)動力源和工作條件，選用Y系列三相異步電動機。</p><p>　　選用常用的同步轉速為1500r/min 和 1000r/min 兩種。</p><p>　　根據(jù)電動機所需的功率和同步轉速可初步選取兩種電動機方案如下：</p><p><b>　　表2-1</b></p&

35、gt;<p>　　由上表可知，方案1傳動比大，為了能合理地分配傳動比，使傳動裝置結構緊湊，所以選則方案2，即選用電動機Y112M-4。</p><p>　　第三章 傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算</p><p>　　3.1 傳動裝置傳動比</p><p>　　3.1.1 確定傳動裝置的總傳動比</p><p>　　由選定的電動機滿

36、載轉速和工作機主動軸轉速,可得傳動裝置的總傳動比。</p><p>　　3.1.2 分配傳動裝配傳動比</p><p>　　式中、分別為一級、二級帶傳動的傳動比，為使帶傳動外輪廓尺寸不至于過大，初步選取，故。</p><p>　　3.2 各軸的動力參數(shù)計算</p><p>　　3.2.1 各軸轉速計算</p><p>

37、<b>　　軸4的轉速為：</b></p><p><b>　　軸6的轉速為：</b></p><p>　　3.2.2 各軸輸入功率計算</p><p>　　由于軸4經(jīng)一級帶傳動和聯(lián)軸器與電動機相連，且由一對滾動軸承支撐，經(jīng)查詢《機械設計課程設計手冊（第三版）》得帶傳動效率，滾動軸承對傳動影響的效率為，聯(lián)軸器的傳動效率，故

38、軸4的輸入功率為：</p><p>　　由于軸6經(jīng)第二級帶傳動與軸4相連，且由一對滾動軸承支撐，故軸6的輸入功率為：</p><p>　　3.2.3 各軸輸出功率計算</p><p>　　軸4經(jīng)第二級帶傳動將動力輸出給軸6，故軸4的輸出功率為：</p><p>　　軸6由一對滾動軸承支撐，故軸6的輸出功率為：</p><p

39、>　　3.2.4 軸4的轉矩計算</p><p>　　電動機軸的輸出轉矩為：</p><p><b>　　軸4的輸入轉矩為：</b></p><p><b>　　軸4的輸出轉矩為：</b></p><p>　　3.2.5 軸6的轉矩計算</p><p><b>

40、;　　軸6的輸入轉矩為：</b></p><p><b>　　軸6的輸出轉矩為：</b></p><p>　　整理上述計算出的運動和動力參數(shù)，如表3-1所示：</p><p><b>　　表3-1</b></p><p>　　第四章 打夯機傳動帶設計</p><p&g

41、t;　　4.1 第一級帶傳動設計</p><p>　　4.1.1 第一級帶傳動計算功率</p><p>　　經(jīng)查詢得工作情況系數(shù)=1.1，故傳動功率為：</p><p>　　=P=1.1×4=4.4kW</p><p>　　4.1.2 選擇V帶類型</p><p>　　根據(jù)計算功率，電動機滿載轉速，經(jīng)查表得，

42、應選用A型普通V帶,截面如圖4-1所示，各尺寸值如表4-1所示。</p><p><b>　　圖4-1</b></p><p><b>　　表4-1</b></p><p>　　4.1.3 確定帶輪的基準直徑并驗算帶速</p><p>　?、俪踹x小帶輪的基準直徑，經(jīng)查表得小帶輪的基準直徑=90mm。

43、</p><p><b>　　②驗算帶速V如下：</b></p><p>　　因為 5m/s<V<30m/s ，故帶速符合要求。</p><p>　?、塾嬎愦髱л喌幕鶞手睆綖椋?lt;/p><p>　　經(jīng)查表可得，可圓整為=280mm 。</p><p>　　4.1.4 確定V帶的中心距和

44、基準長度</p><p>　　①經(jīng)查表，初定中心距為=500mm。</p><p>　　②V帶所需的基準長度為：</p><p>　　經(jīng)以上計算和查表選擇一級帶傳動的基準長度為=1600mm</p><p>　?、塾嬎阋患墡鲃拥膶嶋H中心距為：</p><p>　　中心距的變化范圍計算為：</p><

45、;p>　　所以中心距的變化范圍為476~548mm。</p><p>　　4.1.5 驗算一級帶傳動小帶輪的包角</p><p>　　第一級帶傳動小帶輪的包角為：</p><p>　　4.1.6 計算第一級帶傳動的根數(shù)Z</p><p>　?、儆嬎銌胃鵙帶的額定功率</p><p>　　根據(jù)，查表可得；根據(jù)，，且

46、選用A型普通帶，查表可得；查表可得，。所以單根V帶的額定功率為：</p><p>　?、诘谝患塚帶傳動根數(shù)為：</p><p>　　所以應取根數(shù)Z=4 。</p><p>　　4.1.7 計算單根V帶的張緊力的最小值</p><p>　　單根V帶的張緊力的最小值為：</p><p>　　因為所計算出的數(shù)據(jù)是最小張緊力值

47、，所以應使該帶的實際張緊力值 。</p><p>　　4.1.8 計算壓軸力</p><p>　　對軸4的壓軸力的最小值為：</p><p>　　因為所計算出的數(shù)據(jù)是最小壓軸力值，所以應使該帶的實際壓軸力值 。</p><p>　　4.1.9 第一級帶傳動帶輪結構設計</p><p>　　如附圖：零件編號為1001和1

48、002。</p><p>　　4.2 第二級帶傳動設計</p><p>　　4.2.1 帶輪轉速計算</p><p>　　根據(jù)圖2-1中所設，第二級帶傳動大帶輪即帶輪6的直徑為，且軸6的轉速，軸4的轉速，所以第二級帶傳動小帶輪的轉速為，大帶輪的轉速為。第二級帶傳動小帶輪直徑為：</p><p>　　4.2.2 計算帶速</p>

49、<p>　　第二級帶傳動的帶速為：</p><p>　　4.2.3 確定第二級帶傳動的中心距和基準長度</p><p>　?、俪踹x帶所需的中心距為。</p><p>　?、谟嬎愕诙墡Щ鶞书L度為：</p><p>　　經(jīng)查表可選第二級帶傳動的基準帶長為。</p><p>　　③計算第二級帶傳動實際中心距為：&

50、lt;/p><p>　　中心距的變化范圍為：</p><p>　　所以中心距的變化范圍為。</p><p>　　4.2.4 驗算小帶輪的包角</p><p>　　第二級帶傳動小帶輪的包角為：</p><p>　　所以該小帶輪包角符合條件。</p><p>　　4.2.5 計算第二級帶傳動的根數(shù)<

51、;/p><p>　?、儆嬎銌胃鵙帶的額定功率</p><p>　　根據(jù)，查表可得；根據(jù)，，且選用A型普通帶，查表可得；查表可得，。所以單根V帶的額定功率為：</p><p>　?、诘诙塚帶傳動的根數(shù)為：</p><p><b>　　所以取根數(shù)為。</b></p><p>　　4.2.6 計算單級V帶

52、的張緊力的最小值</p><p>　　查表得A型普通V帶的單位長度質(zhì)量，所以第二級帶傳動單級V帶的張緊力的最小值為：</p><p>　　4.2.7 計算壓軸力</p><p>　　第二級帶傳動的壓軸力最小值為：</p><p>　　4.2.8 第二級帶傳動帶輪結構設計</p><p>　　如附圖，零件編號為2001和

53、2002。</p><p>　　4.3 V帶疲勞強度及壽命校核</p><p>　　4.3.1 帶的工作應力計算</p><p>　　帶在傳動過程中，其工作應力情況如圖4-2所示。</p><p><b>　　圖4-2</b></p><p>　　根據(jù)前面的計算得，第一級帶傳動的大小帶輪張緊力為，

54、而第二級帶傳動大小帶輪上的張緊力為，在計算帶輪壽命的過程中，本設計僅對通過對第二級帶傳動小帶輪上的應力及帶的壽命進行計算。選擇此帶輪的原因是：第二級帶傳動的張緊力比第一級的張緊力大，且其上的小帶輪直徑比大帶輪小，帶在小帶輪上的應力循環(huán)次數(shù)較多，對帶的影響也較為明顯。</p><p>　　第二級帶傳動的帶速已經(jīng)由4.2.2中計算出，為。所以帶傳動的有效圓周力為：</p><p>　　因為，其

55、中為傳動帶工作表面上的總摩擦力，又因為，所以可得：</p><p>　　所以緊邊拉力和松邊拉力：</p><p><b>　　張緊應力為：</b></p><p>　　由于帶速，因此離心力可以忽略不計。</p><p>　　取普通V帶的彈性模量為E=300MPa，則帶繞在小帶輪上引起的彎曲應力為：</p>

56、<p>　　V帶的疲勞強度條件為：</p><p>　　4.3.2 帶的壽命設計</p><p>　　帶的許用疲勞強度為：</p><p><b>　　第五章 軸的設計</b></p><p><b>　　5.1 軸6的設計</b></p><p>　　5.1.1

57、初步確定軸6的尺寸</p><p>　　45鋼調(diào)制后冷熱加工性能優(yōu)良，機械性能較好，價格低廉，來源廣泛，所以本設計中軸的材料選用均選用45鋼調(diào)制使用。查詢《機械設計（第八版）》可得45鋼調(diào)制的切變模量，剪切疲勞極限，許用單位扭轉角[θ]=1.0°/m。由于本設計產(chǎn)品需要人工操作，且工作條件一般較差，同時軸6是連接機體前后部分的重要零件，故應該取較大的安全系數(shù)，此處取。所以軸的許用剪切應力為。</p

58、><p>　　軸6上的最大轉矩為：</p><p>　　由扭轉強度條件可得：</p><p>　　由扭轉剛度條件可得：</p><p>　　綜合上述計算可得出：。初取軸6的直徑為。</p><p>　　5.1.2 軸6的整體設計</p><p>　　軸6上主要安裝的零件有第二級帶傳動大帶輪、夯頭架，

59、固定套筒，一對滑動軸承。所以軸6的長度應該大于以上幾個零件寬度之和。因為工作時偏心塊繞軸6轉動，帶動夯頭夯擊地面，故在校核軸的尺寸時，主要考慮軸6彎曲變形。</p><p>　　查詢GBT2560-1991，選取一對HZ050的滑動軸承，其寬度B=75mm；大帶輪輪轂長度L=80mm，故初選軸6長度，其他尺寸如圖5-1所示。</p><p><b>　　圖5-1</b>

60、;</p><p>　　5.1.3 軸6的受力校核</p><p>　　由2.1.1可得軸6上所受的離心力，同時外加夯頭和第二級帶傳動大帶輪的重力合力G。</p><p><b>　　壓軸力</b></p><p>　　軸6的受力簡圖如圖5-2所示。</p><p><b>　　圖5-2

61、</b></p><p>　　根據(jù)以上受力簡圖可得出：</p><p><b>　　解得： </b></p><p>　　由以上計算可以得出軸6所受彎矩圖如圖5-3所示。</p><p><b>　　圖5-3</b></p><p>　　參考《機械設計（第八版）》

62、，由于軸6只承受單向轉矩，為脈動循環(huán)變應力，故折合系數(shù)應取，則軸6所受的當量彎矩為：</p><p>　　軸6所受的外加轉矩圖如圖5-4所示。</p><p><b>　　圖5-4</b></p><p>　　軸6所受的當量彎矩如圖5-5所示。</p><p><b>　　圖5-5</b></

63、p><p>　　查詢《機械設計（第八版）》可得45鋼調(diào)制在對稱循環(huán)變應力時軸的許用彎曲應力。軸6的計算應力為：</p><p>　　軸的彎扭合成強度條件為：</p><p>　　所以軸6強度符合條件，即軸6所選尺寸合適。</p><p><b>　　5.2 軸4的設計</b></p><p>　　5.

64、2.1 初步確定軸4的尺寸</p><p>　　軸4同樣選用45鋼調(diào)制，所以各許用值與軸6基本相同。</p><p>　　軸4上的最大轉矩為：</p><p>　　由扭轉強度條件可得：</p><p>　　由扭轉剛度條件可得：</p><p>　　綜合上述計算可得出：。初取軸4的直徑為。</p><

65、p>　　5.2.2 軸4的整體設計</p><p>　　軸4上安裝的主要零件有第一級帶傳動的大帶輪、第二級帶傳動的小帶輪、兩對滑動 軸承，所以軸4的長度應該大于以上幾個零件寬度之和。查詢GBT2560-1991，選取一對HZ045的滑動軸承，其寬度B=70mm；第一級帶傳動大帶輪輪轂長度L=65mm，第二級帶傳動小帶輪輪轂長度L=故初選軸4長度，其他尺寸如圖5-6所示。</p><p&

66、gt;<b>　　圖5-6</b></p><p>　　5.2.3 軸4的受力校核</p><p>　　查詢手冊可得45鋼的密度為，所以軸4的重力為：</p><p>　　第二級帶傳動小帶輪的重力為：</p><p>　　第一級帶傳動大帶輪的重力為：</p><p><b>　　壓軸力&

67、lt;/b></p><p>　　軸4的受力簡圖如圖5-7所示。</p><p><b>　　圖5-7</b></p><p>　　根據(jù)以上受力簡圖可得出：</p><p><b>　　解得： </b></p><p>　　由以上計算可以得出軸4所受彎矩圖如圖5-8所

68、示。</p><p><b>　　圖5-8</b></p><p>　　參考《機械設計（第八版）》，由于軸4只承受單向轉矩，為脈動循環(huán)變應力，故折合系數(shù)應取，則軸4所受的當量彎矩為：</p><p>　　軸4所受的外加轉矩圖如圖5-9所示。</p><p><b>　　圖5-9</b></p&

69、gt;<p>　　軸4所受的當量彎矩如圖5-10所示。</p><p><b>　　圖5-10</b></p><p>　　查詢《機械設計（第八版）》可得45鋼調(diào)制在對稱循環(huán)變應力時軸的許用彎曲應力。軸4的計算應力為：</p><p>　　軸4的彎扭合成強度條件為：</p><p>　　所以軸4強度符合條件

70、，即軸4所選尺寸合適。</p><p>　　5.3 與電動機相連的軸的設計</p><p>　　5.3.1 初步確定該軸的尺寸</p><p>　　該軸材料同樣選用45鋼調(diào)制。</p><p>　　由于該軸通過聯(lián)軸器與電動機相連，故該軸上的外加轉矩為：</p><p>　　由扭轉強度條件可得：</p>&

71、lt;p>　　由扭轉剛度條件可得：</p><p>　　綜合上述計算可得出：。初取該軸的直徑為。</p><p>　　5.3.2 該軸的整體設計</p><p>　　該軸上只安裝了第一級帶傳動小帶輪，初選該軸長度為，其他尺寸如圖5-11所示。</p><p><b>　　圖5-11</b></p>&

72、lt;p>　　第六章 鍵的選擇與校核</p><p>　　6.1 第一級帶傳動小帶輪鍵的選擇與校核</p><p>　　6.1.1 鍵的選擇</p><p>　　在本設計中，所選擇的鍵的類型均為A型圓頭普通平鍵，其材料為45鋼。因為預計其強度符合要求，且成本低廉。</p><p>　　第一級帶傳動小帶輪所在軸為與電動機通過聯(lián)軸器相聯(lián)的軸

73、，其公稱直徑，設其上的鍵為鍵1。查詢《機械設計課程設計手冊（第三版）》，選擇選擇正常連接方式，鍵長，可得鍵1及其鍵槽的尺寸如表6-1所示。</p><p><b>　　表6-1</b></p><p>　　6.1.2 鍵的校核</p><p>　　因為普通平鍵連接，其主要失效形式是工作面被壓潰。除非有嚴重過載，一般不會出現(xiàn)鍵的剪斷。因此，本設計

74、中 只按工作面上的擠壓力進行強度校核計算。平鍵連接傳遞轉矩時，連接中各零件的受力情況如圖6-1所示。</p><p><b>　　圖6-1</b></p><p>　　假定載荷在鍵的工作面上均勻分布，普通平鍵連接的強度條件為：</p><p>　　式中：k為鍵與輪轂鍵槽的接觸高度，k=0.5h。</p><p>　　l為

75、鍵的工作長度，l=L-b。</p><p>　　經(jīng)查詢《機械設計（第八版）》取沖擊載荷下，鋼制普通平鍵的許用擠壓應力為。</p><p><b>　　鍵1的強度校核為：</b></p><p><b>　　所以鍵1符合要求。</b></p><p>　　6.2 第一級帶傳動大帶輪鍵的選擇與校核<

76、;/p><p>　　6.2.1 鍵的選擇</p><p>　　第一級帶傳動大帶輪在軸4上，軸4公稱直徑，設該帶輪上的鍵為鍵2。查詢《機械設計課程設計手冊（第三版）》，選擇，選擇正常連接方式，鍵長，可得鍵2及其鍵槽的尺寸如表6-2所示。</p><p><b>　　表6-2</b></p><p>　　6.2.2 鍵的校核&l

77、t;/p><p><b>　　鍵2的強度校核為：</b></p><p><b>　　所以鍵2符合要求。</b></p><p>　　6.3 第二級帶傳動小帶輪鍵的選擇與校核</p><p>　　6.3.1 鍵的選擇</p><p>　　第二級帶傳動小帶輪在軸4上，軸4公稱直徑，

78、設該帶輪上的鍵為鍵3。查詢《機械設計課程設計手冊（第三版）》，選擇，選擇正常連接方式，鍵長，可得鍵3及其鍵槽的尺寸如表6-3所示。</p><p><b>　　表6-3</b></p><p>　　6.3.2 鍵的校核</p><p><b>　　鍵3的強度校核為：</b></p><p><

79、b>　　所以鍵3符合要求。</b></p><p>　　6.4 第二級帶傳動大帶輪鍵的選擇與校核</p><p>　　6.4.1 鍵的選擇</p><p>　　第二級帶傳動大帶輪在軸6上，軸6公稱直徑，設該帶輪上的鍵為鍵4。查詢《機械設計課程設計手冊（第三版）》，選擇，選擇正常連接方式，鍵長，可得鍵4及其鍵槽的尺寸如表6-4所示。</p>

80、;<p><b>　　表6-4</b></p><p>　　6.4.2 鍵的校核</p><p><b>　　鍵4的強度校核為：</b></p><p><b>　　所以鍵4符合要求。</b></p><p>　　第七章 緊固螺栓的選擇與強度校核</p>

81、;<p>　　7.1 軸6上軸承座與夯頭連接螺栓的選擇與校核</p><p>　　7.1.1 螺栓的選擇</p><p>　　本設計中的螺栓全部采用價格較低的GB/T5782-2000六角頭螺栓A級。由于該處螺栓連接軸6軸承座與夯頭，該處螺栓在工作時主要受到螺栓軸向拉壓的影響。經(jīng)查詢《機械設計課程設計手冊（第三版）》，現(xiàn)初步選取GB/T 5780 M24×90螺栓四

82、個。</p><p>　　7.1.2 螺栓的校核</p><p>　　夯頭抬升時，螺栓上的應力由減去軸6的重力和第二級帶傳動大帶輪的重力造成。而當夯頭下降時，螺栓上的應力由夯頭的重力造成，此時應力比上升時的應力大，所以選擇此種情況下對螺栓進行校核。</p><p>　　此時單個螺栓所受的最大工作拉力為：</p><p>　　此處為一搬連接，工

83、作載荷穩(wěn)定，查詢《機械設計（第八版）》取殘余預緊力，所以單個螺栓的總拉力為：</p><p>　　查詢《機械設計（第八版）》，性能等級為8.8的螺栓抗拉強度極限，取安全系數(shù)為n=5，則螺栓許用拉應力，于是該處螺栓的計算拉伸強度為：</p><p>　　所以該處所選螺栓符合條件。</p><p>　　7.2 偏心塊與輪4連接螺栓的強度校核</p><

84、;p>　　7.2.1 螺栓的選擇</p><p>　　此處同樣選擇GB/T 5780—2000 M20×120螺栓兩個。</p><p>　　7.2.3 螺栓的校核</p><p>　　在工作的過程中，該處螺栓受到的主要力為偏心塊在轉動過程中對其的剪切力。故在校核其強度時，只需檢驗離心力對螺栓的剪切。</p><p>　　

85、單個螺栓所受剪切工作力為：</p><p>　　取，許用擠壓應力，所以該處螺栓的擠壓強度為：</p><p>　　取許用剪切應力，所以該處的剪切強度為：</p><p>　　綜合上述計算，該處所選螺栓符合條件。</p><p>　　第八章 聯(lián)軸器的選擇</p><p><b>　　8.1 類型選擇</b

86、></p><p>　　由于剛性聯(lián)軸器具有構造簡單，成本低廉，可傳遞較大轉矩，對稱性較好等特點。所以優(yōu)先考慮剛性聯(lián)軸器中的凸緣聯(lián)軸器。</p><p><b>　　8.2 載荷計算</b></p><p><b>　　公稱轉矩為：</b></p><p>　　查詢《機械設計（第八版）》，得工作

87、情況系數(shù)。所以計算轉矩為：</p><p><b>　　8.3 型號參數(shù)</b></p><p>　　型凸緣聯(lián)軸器的主要參數(shù)如 表9-1所示。</p><p>　　8.4 校核最大轉速</p><p><b>　　被連接軸的轉速為：</b></p><p>　　所以選用次聯(lián)軸

88、器符合要求。</p><p>　　第九章 夯頭架及底座的外形設計</p><p>　　9.1 夯頭架外形尺寸設計</p><p>　　9.1.1 材料選擇</p><p>　　本設計中夯頭架選用鑄造加焊接制作。因為夯頭架受</p><p>　　.3沖擊力，查詢《機械設計課程設計手冊（第三版）》，選用焊接性能良好且塑性高

89、于鑄鐵的牌號為ZG230-450的鑄造碳鋼。其抗拉強度，屈服強度為。</p><p>　　9.1.2 外形尺寸設計</p><p>　　夯頭架示意圖如圖9-1所示，其中夯頭架與夯頭之間為焊接。</p><p><b>　　圖9-1</b></p><p>　　圖9-1中，夯頭架各部分橫截面全部為矩形。選用矩形的原因是矩形

90、截面制造方便，且便于焊接與其他零件的安裝。</p><p>　?、儆捎诤活^架與軸4相連，此處取夯頭架的厚度為B=20mm。夯頭架尺寸截面處的主要受力為離心力。取安全系數(shù)為，取許用拉應力為。所以此處計算為：</p><p><b>　　取。</b></p><p>　　②尺寸處截面的主要受力為總力F。所以此處計算為：</p><

91、;p><b>　　取。</b></p><p>　　9.1.3 夯頭架的整體尺寸</p><p>　　夯頭架的整體尺寸如附圖所示。</p><p><b>　　9.2 底座設計</b></p><p>　　查詢《課程設計機械設計手冊（第三版）》，底座上的各數(shù)據(jù)如表9-1所示。</p>

92、;<p><b>　　表9-1</b></p><p><b>　　參考文獻</b></p><p><b>　　參考資料：</b></p><p>　　[1] 《機械設計（第八版）》，高等教育出版社，濮良貴 紀名剛主編，2006年5月第八版；</p><p>　

93、　[2] 《機械設計課程設計》，北京大學出版社，許瑛主編，2008年8月第1版；</p><p>　　[3] 《機械設計課程設計》，科學出版社，鞏云鵬，田萬祿，張偉華，黃秋波主編，2008年3月第一版；</p><p>　　[4] 《機械設計綜合課程設計》，機械工業(yè)出版社，王之櫟 王大康主編，2009年1月第二版；</p><p>　　[5] 《機械設計課程設計》，

94、高等教育出版社，李育錫主編，2008年6月第1版；</p><p>　　[6] 《機械原理（第七版）》，高等教育出版社，孫桓，陳作模，葛文杰主編，2006年5月第七版；</p><p>　　[7] 《機械制圖（第2版）》，機械工業(yè)出版社，馬希青主編，2004年9月第2版；</p><p>　　[8] 《互換性與技術測量》，中國計量出版社，廖念釗 莫雨松 李碩根 楊興

95、駿編著，2005年8月第1版。</p><p><b>　　課程設計心得</b></p><p>　　經(jīng)過近一個多月的努力,我們終于將機械設計課程設計做完了.在這次課程設計的過程中,我們遇到了許多困難,一遍又一遍的計算,一次又一次的設計方案修改，這都暴露出了之前我在這方面的知識欠缺和經(jīng)驗不足，計算出現(xiàn)了很多小問題，令我們非?？鄲?后來在同學的幫助和我們的深入研究之下,

96、我們找到了問題所在之處,并將之解決。同時我們對所學的機械設計的相關知識也有了進一步的了解。</p><p>　　盡管這次作業(yè)的時間是漫長的,過程是曲折的,但收獲是頗豐的。我們不僅僅掌握了設計一個完整機械的步驟與方法；也對機械制圖、CAXA、PS、Pro/E 等軟件有了更進一步的掌握。對我們來說,收獲最大的是方法和能力。那些分析和解決問題的方法與能力，在整個過程中，我們發(fā)現(xiàn)我們這些學生最缺少的是經(jīng)驗，沒有感性的認識

97、，空有理論知識，有些東西很可能與實際脫節(jié)。在設計的過程中還培養(yǎng)出了我們的團隊精神，大家共同解決了許多個人無法解決的問題，在這些過程中我們深刻地認識到了自己在知識的理解和接受應用方面的不足，在今后的學習過程中我們會更加努力和團結。最后感謝我的好搭檔尚楷勇同學，很高興能有機會能與你合作，也從你的身上學到了很多優(yōu)點。因為有你，繁重的課程設計變得簡單起來。</p><p>　　總體來說,我們覺得做這種類型的作業(yè)對我們的幫