蛙式打夯機設計畢業(yè)論文

1、<p>　　×××× 學 院</p><p>　　畢 業(yè) 設 計（論 文）說 明 書</p><p>　　題 目 蛙式打夯機設計 </p><p>　　學 生 </p><p>　　系

2、 別 機電工程系 </p><p>　　專 業(yè) 班 級 機械設計制造及其自動化</p><p>　　學 號 </p><p>　　指 導 教 師 </p><p>&l

3、t;b>　　×××× 學 院</b></p><p>　　畢業(yè)設計（論文）任務書</p><p>　　設計（論文）題目： 蛙式打夯機設計 </p><p>　　系： 機電系 專業(yè)： 機械制造 班級： 學號： </p>

4、<p>　　學生： 指導教師： </p><p>　　接受任務時間 2007年3月5日 </p><p>　　教研室主任 （簽名）　　系主任 （簽名）</p><p>　　畢業(yè)設計（論文）的主要內容及基本

5、要求</p><p><b>　　基本設計參數(shù)：</b></p><p>　　打擊次數(shù)：100次/分，打擊力：約600N</p><p><b>　　主要內容及基本形式</b></p><p>　　按給定的蛙式打夯機主要技術參數(shù)，進行設計計算。確定蛙式打夯機重要</p><p&g

6、t;　　構尺寸和主要零件尺寸，完成總體布置設計和總裝配圖；拆畫主要零件的零件圖，并編制其中一個零件的加工工藝和工裝。編寫設計說明書。</p><p>　　2．指定查閱的主要參考文獻及說明</p><p>　　《機構設計》 曹唯慶 主編 機械工業(yè)出版社 </p><p>　　《機械系統(tǒng)設計》 朱龍根

7、 主編 機械工業(yè)出版社</p><p>　　《機械工程設計手冊》 機械工業(yè)出版社</p><p><b>　　3．進度安排</b></p><p><b>　　摘要 </b></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

8、，從而壓實物料。同時，離心力的作用也使得機體自行前移。</p><p>　　本文完成了蛙式打夯機的設計，具體包括對偏心塊、軸、帶輪、夯頭架的結構設計，并對機器上主要構件(如軸、各主要連接螺栓)進行了強度校核計算。本文設計的蛙式打夯機結構小巧，裝拆方便，在進行小面積薄鋪層的平整和初步壓實加工的過程中，能發(fā)揮較大的作用。</p><p>　　最終完成了蛙式打夯機總裝配圖和主要零部件的零件圖的設

9、計，并完成了輸出大帶輪和心軸的加工工藝及工裝的設計，繪制了專用夾具圖。</p><p>　　關鍵詞：蛙式打夯機，離心力，結構設計。</p><p><b>　　ABSTRACT</b></p><p>　　The working principle of breaststroke ramming machine (BRM) is that th

10、rough the belt transmission, the body of BRM vibrates up and down functioned by the eccentric centrifugal force to compact material. Simultaneously the eccentric centrifugal force is able to make the body of BRM move for

11、ward voluntarily. </p><p>　　In the paper, the design tasks of the BRM include the structure design of eccentric, axis, belt wheel and ramming head. Strength of the major components such as shaft, connecting

12、bolts is calibrated in the thesis. The BRM designed in the paper has features of compact structure and convenience for the assembling and dismantling, so it can play an important role to smooth the small area thin layer

13、and to do the preliminary compaction process.</p><p>　　Finally, an assembling drawing of the BRM and the major part drawings are completed and the technological process of large output pulley and its fixture

14、 are designed, too</p><p>　　Keywords: Ramming Breaststroke Machine, Centrifugal Force, Structure Design. </p><p><b>　　目 錄</b></p><p><b>　　中文摘要Ⅰ</b></p

15、><p><b>　　英文摘要Ⅱ</b></p><p><b>　　第1章 緒論1</b></p><p>　　1.1 蛙式打夯機的發(fā)展現(xiàn)狀1</p><p>　　1.2 本設計的設計目的1</p><p>　　1.3 本設計中的蛙式打夯機結構簡圖2&l

16、t;/p><p>　　第二章 電機功率的確定3</p><p>　　2.1 確定偏心塊質量和工作功率3</p><p>　　2.1.1 確定偏心塊質量3</p><p>　　2.1.2 確定電機所需功率4</p><p>　　第三章 確定V帶型號和帶輪直徑5</p><p>　　3

17、.1 確定V帶選用類型5</p><p>　　3.1.1 V帶尺寸的確定5</p><p>　　3.2 帶疲勞強度及壽命校核5</p><p>　　3.2.1 帶的工作應力計算5</p><p>　　3.2.2 帶的壽命計算7</p><p>　　3.3 計算一級帶輪直徑及所受載荷7</p>

18、<p>　　3.3.1 計算帶輪D直徑并確定帶根數(shù)7</p><p>　　3.3.2 求軸上載荷8</p><p>　　3.3.3 帶輪結構8</p><p>　　3.4 計算二級帶輪直徑及軸上載荷10</p><p>　　3.4.1 計算帶輪D、D直徑并計算載荷10</p><p>　　

19、3.4.2 求軸上載荷10</p><p>　　3.4.3 帶輪結構11</p><p>　　第四章 軸的設計13</p><p>　　4.1 帶輪4上軸的設計13</p><p>　　4.1.1 初步確定軸的尺寸13</p><p>　　4.1.2 帶輪4上軸的整體設計13</p>

20、<p>　　4.1.3 軸的受力校核14</p><p>　　4.2 帶輪3上軸的設計16</p><p>　　4.2.1 初步確定軸的尺寸16</p><p>　　4.2.2 軸的受力校核17</p><p>　　第五章 鍵的選擇與校核20</p><p>　　5.1 帶輪1上鍵的選擇

21、與校核20</p><p>　　5.1.1 鍵的選擇20</p><p>　　5.1.2 鍵的校核20</p><p>　　5.2 帶輪2上鍵的選擇與校核21</p><p>　　5.2.1 鍵的選擇21</p><p>　　5.2.2 鍵的校核21</p><p>　　5

22、.3 帶輪3上鍵的選擇與校核22</p><p>　　5.3.1 鍵的選擇22</p><p>　　5.3.2 鍵的校核22</p><p>　　5.4 帶輪4上鍵的選擇與校核23</p><p>　　5.4.1 鍵的選擇23</p><p>　　5.4.2 鍵的校核23</p>

23、<p>　　第六章 緊固螺栓的強度校核24</p><p>　　6.1 輪4上軸承座與夯頭連接螺栓的強度校核24</p><p>　　6.2 偏心塊與輪4連接螺栓的強度校核24</p><p>　　6.3 離心力大小對整機設計的檢驗25</p><p>　　6.3.1 檢驗整機前移時離心力的大小25</p>

24、<p>　　6.3.2 檢驗夯頭抬升及底板部分抬升時離心力的大小25</p><p>　　6.4 兩軸間連架桿的壓桿穩(wěn)定性校核25</p><p>　　6.5 軸1上軸承使用壽命校核26-1</p><p>　　第七章 帶輪加工工藝設計27</p><p>　　7.1 零件的分析27</p>&

25、lt;p>　　7.1.1 零件的作用27</p><p>　　7.1.2 零件的工藝分析27</p><p>　　7.2 工藝規(guī)程的設計27</p><p>　　7.2.1 基準的選擇27</p><p>　　7.2.2 制定工藝路線27</p><p>　　7.2.3 機械加工余量、工序尺

26、寸及毛坯尺寸的確定28</p><p>　　7.3 確定切削用量及基本工時28</p><p>　　7.4 專用夾具的設計36</p><p>　　第8章 設計總結39</p><p><b>　　參考文獻41</b></p><p><b>　　致謝42</b&

27、gt;</p><p><b>　　緒論</b></p><p>　　1.1 蛙式打夯機的發(fā)展現(xiàn)狀</p><p>　　輕型壓實設備蛙式打夯機是一種簡易壓實施工機械，市場擁有量巨大，但工作效率很低，而且安全性較差，一般只能進行小面積薄鋪層的平整和初步壓實工作。但隨著振動平板夯和振動沖擊夯的日趨成熟，以及在近期內的推廣應用，從而使蛙式打夯機真正

28、退出歷史舞臺。</p><p>　　蛙式打夯機的工作過程是通過帶傳動，在利用偏心塊離心力的作用下使得夯體作上下沖擊振動，從而壓實物料。同時也是利用離心力的作用，使得機體得以自行移動。現(xiàn)階段的蛙式打夯機在整體布局上沒有多大的變化，而改進之處，一是原動機性能的不斷革新，使得整機性能得到了較大的改進；二是對整機的移動和轉動裝置的改進，使得轉向和前移更靈活自如，少與人工的干涉。其中在理論研究方面，西南石油學院有了較大的進

29、展，他們在機體托盤下方安裝了一個軸向轉動裝置，克服了以往機體轉向費力的缺點，使得夯實轉向工作能更輕易地進行。</p><p>　　蛙式打夯機的設計較簡單，其主要結構為大小減速帶輪、支承軸、夯頭體、底板、以及支架等構件構成?，F(xiàn)在市面上出售的打夯機，其主體部分都是通過焊接完成，這在結構造型上顯得很靈活，可以根據(jù)不同的工作環(huán)境改變其構成，同時，焊接操作方便，簡單，也便于以后對機器的改進。其采用的材料也主要以鋼材為主，這

30、在減小機器結構尺寸，增加機體剛性上取得了很好的效果，使得打夯機工作效率有了較大的提高。</p><p>　　1.2 本設計的設計目的 </p><p>　　本次設計的蛙式打夯機在造型上較為傳統(tǒng)，其體積較龐大，主要原因是它的夯頭體和底板分別采用的是整體鑄造成型，而在現(xiàn)有的打夯機中，其結構主要是采用型鋼焊接，這在減小體積、加強機體總體緊湊性上得到了很好的解決。在本設計中，雖然底板和夯頭體采用

31、的是整體造型結構，但它并不影響機器的工作效率和動力特性。這樣做的原因主要是為了能綜合運用所學的知識，通過對它的總體的設計，使我在對知識的互相貫穿、相互鏈接上取得了不小的收益。</p><p>　　雖然本設計的主要任務是蛙式打夯機的整機設計，但在實際的設計過程中，也涉及到了機械加工工藝及工裝的設計，這在知識的結構面上得到了較全面的補充與統(tǒng)一。在本設計中，主要對最終輸出帶輪進行了工藝工裝的設計，在設計夾具的過程中，考

32、慮到帶輪自身結構的特殊要求，所以對加工V形槽的工序進行了專用夾具的設計。</p><p>　　1.3 本設計中的蛙式打夯機結構簡圖</p><p>　　打夯機的工作過程為：電動機1輸出的轉矩通過V帶3傳遞給減速大帶輪5，在大帶輪的支承軸4上有一個二級減速小帶輪，轉矩再通過V帶傳遞給輸出大帶輪6，帶輪6是支承在軸7上的，同時通過螺栓將軸承座8和夯頭架10連接起來，大帶輪在轉動的過程中，將帶

33、動連接在上的偏心塊9一起轉動。在離心力的作用下，將帶動夯頭底板10做上下沖擊震動，從而壓實物料。同時在離心力的作用下，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，從而使整機前移。</p><p>　　圖1-1 蛙式打夯機結構簡圖</p><p>　　圖中各構件名稱如下：</p><p>　　1、電動機；2、出軸帶輪1；3、窄V帶（SPZ）；4、軸；

34、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、電機支架；15、底板</p><p>　　第二章 電機功率的確定</p><p>　　2.1 確定偏心塊質量和工作功率</p><p>　　2.1.1 確定偏心塊質量</p><p>　　在整機設計過

35、程中，由于總打擊力為600N，在次裝置中，由于總力是偏心塊離心和夯頭重力的合力，所以，在分析偏心塊受力時應考慮到：當夯頭被抬升至最高位置時，偏心塊產生的離心力只需要克服夯頭重力，即。只有這樣，離心力才能將夯頭帶起，并使整機前移。</p><p>　　根據(jù)已知條件，n=100 r/min,則ω=π rad/s,令偏心塊厚20mm,其它尺寸如圖2-1中所示。</p><p>　　圖2-1 偏

36、心塊結構</p><p>　　根據(jù)圖中尺寸，確定工作所需功率，本設計中令夯頭連桿間距離為700mm，由公式 P=FRω，首先需要確定離心力的大小，由F=ma=mR,其中R為偏心塊到轉軸中心的距離，在本設計中，其計算過程如下：</p><p>　　由偏心計算公式：B=可得， （2-1）</p><p>　　B==1

37、94.5 mm</p><p>　　圖2-2 重心計算簡圖</p><p>　　根據(jù)圖1-1中偏心塊尺寸，計算其質量，需要說明的是，由于偏心塊受到較大的沖擊載荷，在選擇材料時，選用鑄鋼材料，其密度，</p><p>　　由m=v=7.8[π(37.5-12.5)]1000=17.4 Kg</p><p>　　2.1.2 確定電機所需功率&

38、lt;/p><p>　　故以上得夯頭受力為：</p><p>　　F=mR=17.40.1945(ω) （2-2） </p><p><b>　　=371 N</b></p><p>　　計算工作時所需功率：由</p><p>　　P=FRω

39、=π=2.72 KW （2-3）</p><p>　　由于帶在傳動過程中，存在著功率的損失，查《機械設計課程設計手冊》可得，帶傳動效率為=0.96 ，在本傳動中，使用了兩組帶，故其總效率為=0.960.96=0.9216 。則電機所需功率為P=2.720.9216=2.95 KW</p><p>　　查《機械設計課程設計手冊》得：<

40、;/p><p>　　選擇，其銘牌如下表1-1：</p><p>　　表2-2 Y系列三相異步電動機</p><p>　　第三章 確定V帶型號和帶輪直徑</p><p>　　3.1 確定V帶選用類型</p><p>　　本設計中采用窄V帶其主要原因有：</p><p>　　因設計結構的需要，本設計

41、中的V帶在安裝和拆卸時都存在著不便，因此，在傳動過程中應選用一種耐用的帶。</p><p>　　窄V帶與普通V帶相比，當高度相同時，其寬度比普通V帶小約30%，窄V帶傳遞功率的能力比普通V帶大，允許速度和曲撓次數(shù)高，傳動中心距小，適用于大功率切且結構緊湊的傳動。</p><p><b>　　V帶尺寸的確定</b></p><p>　　要使帶傳動

42、能正常進行，必須保證V帶與帶輪緊密地結合，在V帶傳動中，帶截面夾角必定大于帶輪截面夾角，并保證兩接觸面間有足夠的摩擦力。</p><p>　　在本設計中，V帶截面尺寸如下所示：</p><p>　　表3-1 V帶截面尺寸</p><p>　　V帶截面示意圖如下：</p><p>　　圖3-1 帶輪截面尺寸</p><p

43、>　　V帶疲勞強度及壽命校核</p><p>　　3.2.1 帶的工作應力計算</p><p>　　帶在傳動過程中，其受力情況如下所示：</p><p>　　圖3-2 帶輪工作應力圖</p><p>　　根據(jù)前面的計算得，帶輪1，2的張緊力為=142.3 N，而帶輪3，4上的張緊力為=273.3 N，在計算帶輪壽命的過程中，本設計僅

44、僅對通過帶輪3上的應力及帶的壽命進行了計算。選擇輪3的原因是：輪3比輪4小，帶在其上彎曲的次數(shù)較多，應力循環(huán)次數(shù)也較多，對帶的影響也是最大的。</p><p>　　帶速 V= = =2.36 m/s </p><p>　　根據(jù)公式： =1172</p><p>　　其中為帶輪包角，為帶與帶輪的摩擦系數(shù)，本設計

45、 中，令帶與帶輪的摩擦類型為皮革與鑄鐵類型，其摩擦系數(shù)=0.35 ，得F=1172 N 。</p><p><b>　　又有：</b></p><p>　　， （3-1）</p><p>　　， （3-2）</p><p>　　聯(lián)立式（3-1），（3

46、-2）得：</p><p>　　，代入值得=1798 N ，=626 N</p><p><b>　　==26 </b></p><p>　?。ㄆ渲蠥 為帶截面面積） (3-3)</p><p>　　由于帶速V10 m/s,所以離心力可以忽略。</p><p><b>

47、　　(3-4)</b></p><p>　　在上式中，帶的彈性模量E——（V帶彈性模量E為250400 M）,</p><p>　　設計中取E——350 M ；y為帶的中性層到其最外層的距離，查《機械設計》得，V帶y==3 ,r為曲率半徑，V帶r=D/2 。</p><p>　　帶在工作時，強度條件應滿足下式：</p><p>&

48、lt;b>　?。?-5）</b></p><p>　　26+18.5=44.5 </p><p>　　3.2.2 帶的壽命計算</p><p>　　由帶的疲勞強度條件：</p><p><b>　?。?-6） </b></p><p>　　式中：——繞過帶輪的數(shù)目；——總工作時

49、間；V——帶速，m/s ；</p><p>　　m——指數(shù)，膠帆布平帶傳動m=56,V帶傳動m=11。N——循環(huán)次數(shù)，在本設計中N=。</p><p><b>　　代入數(shù)值得：</b></p><p><b>　　=2.7 年</b></p><p>　　計算一級帶輪直徑及所受載荷</p>

50、;<p>　　3.3.1 計算帶輪D直徑并確定帶根數(shù)</p><p>　　計算項目 計算內容 計算結果</p><p>　　工作情況系數(shù) 查表11.5得 =1.4</p><p>　　計算功率

51、=1.43 =4.2 KW</p><p>　　選帶型號 由表11.16得 選用SPZ型</p><p>　　小帶輪直徑 由表11.16得 =85 mm</p><p>　　大帶輪直徑

52、 = 取=236 mm</p><p>　　（取滑動率=1%，大帶輪轉速500r/min） </p><p>　　大帶輪實際轉速 =506 r/min</p><p><b>　　計算帶長</b></p><p>　　求

53、 =160.5 mm</p><p>　　求 =75.5 mm </p><p><b>　　初取中心距 </b></p><p><b>　　mm</b></p><p>　　初取中心距=500 mm</

54、p><p>　　帶長 </p><p>　　L=1515.4 mm</p><p>　　基準長度 由圖11.4得 =1600 mm</p><p><b>　　求中心距和包角</b></p><p>　　中心距

55、 </p><p><b>　　=</b></p><p>　　a=543 mm642 mm合理</p><p>　　小帶輪包角 = </p><p>　　=163.3120 合理</p><p><b>　　求帶根數(shù)</b></p>

56、<p>　　帶速 V= V=6.32 m/s</p><p>　　傳動比 i==1420/500=2.84</p><p>　　帶根數(shù) Z= Z=3.05</p><p>　?。ㄆ渲校河杀?1.9得，P=1.4，包角

57、系數(shù)</p><p>　　由表11.7得K=0.92，長度系數(shù)K=0.93</p><p>　　由表11.11得，=0.21） 取Z=3根</p><p>　　3.3.2 求軸上載荷</p><p>　　張緊力 </p><p>　　= =142.3 N</

58、p><p>　　（由表11.4得，q=0.07 Kg/m）</p><p>　　軸上載荷 = </p><p>　　= =906 N</p><p>　?。ㄗⅲ阂陨蠋л喼睆郊拜S上載荷計算中引用的公式均來自《機械設計》）</p><p>　　3.3.3 帶輪結構<

59、/p><p>　　圖3-3 帶輪1結構尺寸</p><p>　　由于帶輪2基準直徑小于300～350mm，所以采用腹板式。</p><p>　　以下繪圖中所采用的數(shù)據(jù)，均來自《機械零件設計手冊》，具體值見下表： </p><p>　　表3-2 帶輪2結構尺寸</p><p>　　圖3-4 帶輪2結構尺寸</p&

60、gt;<p>　　計算二級帶輪直徑及軸上載荷 </p><p>　　計算帶輪D、D直徑并計算載荷</p><p>　　按照以上的計算，初取大帶輪直徑D=450 mm, </p><p><b>　　根據(jù)已知條件：</b></p><p>　　n=500 r/min ,n=100r/min,由</p&g

61、t;<p>　　i=得 =90 mm</p><p>　　計算項目 計算內容 計算結果</p><p><b>　　計算帶長</b></p><p>　　求 =270 mm</p><p>　

62、　求 =180 mm </p><p><b>　　初取中心距 </b></p><p><b>　　mm</b></p><p>　　初取中心距=700 mm</p><p>　　帶長 </p>&

63、lt;p><b>　　L=2294 mm</b></p><p>　　基準長度 由圖11.4得 =2500mm</p><p><b>　　求中心距和包角</b></p><p>　　中心距 </p><p>

64、;<b>　　=</b></p><p>　　a=806mm1080 mm合理</p><p>　　小帶輪包角 = </p><p>　　=153.2120 合理</p><p><b>　　求帶根數(shù)</b></p><p>　　帶速

65、 V= V=2.36 m/s</p><p>　　傳動比 i==500/100=5</p><p>　　帶根數(shù) Z= Z=3.3</p><p>　　（其中：由表11.9得，P=0.8，包角系數(shù)</p><p>　　由表11.7得K=

66、0.92，長度系數(shù)K=1.07</p><p>　　由表11.11得，=0.078） 取Z=4根</p><p>　　3.4.2 求軸上載荷</p><p>　　張緊力 </p><p>　　= =273.3 N</p><p>　?。ㄓ杀?1.4得，q=0.07

67、 Kg/m）</p><p>　　軸上載荷 = </p><p>　　= =2127 N</p><p>　?。ㄗⅲ阂陨蠋л喼睆郊拜S上載荷計算中引用的公式均來自《機械設計》）</p><p>　　3.4.3 帶輪結構</p><p>　　以下繪

68、圖所使用的數(shù)據(jù)，均來自《機械零件設計手冊》，由表10.8，小帶輪3采用實心式，大帶輪4采用輪輻式。</p><p>　　以下繪圖中采用的數(shù)據(jù)均來自《機械零件設計手冊》，具體值見下表：</p><p>　　表3-3 帶輪4結構尺寸</p><p>　　圖3-5 帶輪3結構尺寸</p><p>　　表3-4 帶輪4結構尺寸</p>

69、<p>　　圖3-4 帶輪4結構尺寸</p><p><b>　　第四章 軸的設計</b></p><p><b>　　帶輪4上軸的設計</b></p><p><b>　　初步確定軸的尺寸</b></p><p>　　軸材料選用45鋼調質，參考《材料力學》得

70、，G=80 ， ， 。</p><p><b>　　軸上轉矩：</b></p><p>　　=264 N/m (4-1)</p><p><b>　　由強度條件：</b></p><p><b>　　(4-2)</b></p><p>

71、<b>　　=32.3 mm </b></p><p><b>　　由剛度條件：</b></p><p><b>　　(4-3)</b></p><p><b>　　33.6 mm</b></p><p>　　初取軸的直徑為D=60 mm</p>

72、;<p>　　4.1.2 帶輪4上軸的整體設計</p><p>　　帶輪4上主要安裝的零件有，帶輪4，夯頭架，固定套筒。在設計軸時，其長度應該大于這幾個零件寬度之和，在校核軸時，主要應考慮的是軸的受力彎曲變形。</p><p>　　圖4-1 帶輪4軸的結構設計</p><p>　　4.1.3 軸的受力校核</p><p>

73、<b>　　根據(jù)前面計算得：</b></p><p>　　軸上離心力：=326 N ，同時軸上還受到夯頭和帶輪4的重力作用。</p><p><b>　　夯頭受到的重力為：</b></p><p>　　G=Mg=15.39.8=150 N</p><p>　　帶輪4受到的重力為：</p>

74、<p><b>　　G=Mg==</b></p><p><b>　　=638 N</b></p><p>　　圖4-2 帶輪4軸的受力分析</p><p>　　計算項目 計算內容 計算結果</p><p>&

75、lt;b>　　計算支承反力</b></p><p>　　水平面反力 </p><p><b>　　N ；388 N</b></p><p>　　垂直面反力 </p><p>　　=525 N ， =-525 N<

76、;/p><p>　　水平面（xy）受力圖 見圖4-2b</p><p>　　垂直面（xz）受力圖 見圖4-2c</p><p><b>　　畫軸彎矩圖</b></p><p>　　水平面彎矩圖 見圖4-2d</p><p>

77、　　垂直面彎矩圖 見圖4-2e</p><p>　　合成彎矩圖 見圖4-2f</p><p>　　畫軸轉矩圖 見圖4-2g</p><p>　　軸受轉矩 =264 </p>

78、<p><b>　　許用應力</b></p><p>　　用插值法由《機械設計》表16.3得：=95 </p><p>　　許用應力值 =55 </p><p>　　應力校正系數(shù) =0.579</p><p>　　畫當量彎

79、矩圖 見圖4-2h</p><p>　　當量轉矩 =0.579264 =153 Nm</p><p>　　當量彎矩 在輪4中間截面處</p><p><b>　　=162 Nm</b></p><p>&

80、lt;b>　　校核軸徑</b></p><p>　　安裝輪4處軸徑的校核</p><p>　　= =30 mm60 mm</p><p>　　4.2 帶輪3上軸的設計</p><p>　　4.2.1 初步確定軸的尺寸</p><p>　　由于此軸上安裝的零件較多，在設計軸

81、時應考慮到使軸的長度</p><p>　　輪2寬度+2倍支承寬度+輪3寬度+2倍夯頭連桿寬度</p><p>　　軸材料選用45鋼調質，參考《材料力學》得，G=80 ， ， 。</p><p><b>　　軸上轉矩：</b></p><p>　　=55 N/m </p><p>

82、<b>　　由強度條件：</b></p><p><b>　　=19.1 mm </b></p><p><b>　　由剛度條件：</b></p><p><b>　　22.7 mm</b></p><p>　　圖4-3 帶輪3軸結構尺寸</p&g

83、t;<p><b>　　軸的受力校核</b></p><p>　　在此軸上，所受的力有，帶輪2對軸的剪切，軸承的支承力，偏心塊通過夯頭連桿傳遞的力，帶輪3對軸的剪切力。軸的受力如下圖所示：</p><p>　　圖4-4 帶輪3軸受力分析</p><p>　　計算項目 計算內容

84、 計算結果</p><p><b>　　計算支承反力</b></p><p><b>　　水平面反力 </b></p><p>　　連桿對帶輪3軸在水平面受力圖中，需要對，（連桿受力）作出特別說明：</p><p>　　圖4-5 連桿在水平面內的受力</p>&l

85、t;p>　　在前已述，夯頭底板在打擊時，其抬升高度為200mm，在圖4-5中，即是=200mm,帶輪4與帶輪3的中心距離為700mm,故可得夾角=16.6。即50N，在計算軸受力時，可以略去。</p><p><b>　　N；</b></p><p><b>　　N</b></p><p>　　垂直面反力

86、 </p><p><b>　　N ， </b></p><p><b>　　=50 N</b></p><p>　　水平面（xy）受力圖 見圖4-3b</p><p>　　垂直面（xz）受力圖 見圖4-3c</p&

87、gt;<p><b>　　畫軸彎矩圖</b></p><p>　　水平面彎矩圖 見圖4-3d</p><p>　　垂直面彎矩圖 見圖4-3e</p><p>　　合成彎矩圖 見圖4-3f</p><p>

88、;　　畫軸轉矩圖 見圖4-3g</p><p>　　軸受轉矩 =95492 =110 N/m</p><p><b>　　許用應力</b></p><p>　　用插值法由《機械設計》表16.3得：=95 </p><p>　　許用應力

89、值 =55 </p><p>　　應力校正系數(shù) =0.579</p><p>　　畫當量彎矩圖 見圖3-2h</p><p>　　當量轉矩 =0.579110 =63.7153 Nm</p&g

90、t;<p>　　當量彎矩 在輪2中間截面處</p><p><b>　　=65.8 Nm</b></p><p><b>　　在輪3中間截面處</b></p><p><b>　　=126.9 Nm</b></p><p><b

91、>　　校核軸徑</b></p><p>　　安裝輪2處軸徑的校核</p><p>　　= =22.8 mm35 mm</p><p>　　安裝輪3處軸徑的校核</p><p>　　= =28.5 mm50 mm</p><p>　　第五章 鍵的選擇

92、與校核</p><p>　　帶輪1上鍵的選擇與校核</p><p>　　5.1.1 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，在帶輪1上鍵的尺寸如下表所示：</p><p>　　表5-1 帶輪1上鍵的尺寸</p><p>　　5.1.2 鍵的校核</p&

93、gt;<p>　　5.1.2.1 鍵的剪切強度校核</p><p>　　鍵在傳遞動力的過程中，要受到剪切破壞，其受力如下圖所示：</p><p>　　圖5-6 鍵剪切受力圖</p><p>　　鍵的剪切受力圖如圖3-6所示，其中b=8 mm,L=25 mm.鍵的許用剪切應力為[τ]=30 ，由前面計算可得，軸上受到的轉矩T=55 Nm ，由鍵的剪切

94、強度條件：</p><p>　　（其中D為帶輪輪轂直徑） （5-1）</p><p>　　=10 M30 （結構合理）</p><p><b>　　鍵的擠壓強度校核</b></p><p>　　鍵在傳遞動力過程中，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生滑移，從而使鍵的上下兩面

95、交界處產生破壞，其受力情況如下圖所示：（初取鍵的許用擠壓應力=100 ）</p><p>　　圖5-7 鍵擠壓受力圖</p><p><b>　　由</b></p><p><b>　　（5-2）</b></p><p><b>　　=2000 N</b></p>

96、;<p><b>　　又有</b></p><p><b>　　（5-3）</b></p><p><b>　　8 結構合理</b></p><p>　　5.2 帶輪2上鍵的選擇與校核</p><p>　　5.2.1 鍵的選擇</p>&

97、lt;p>　　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：</p><p>　　表5-2 帶輪2上鍵的尺寸</p><p>　　5.2.2 鍵的校核</p><p>　　鍵的剪切受力圖如圖5-6所示，其中b=10 mm,L=50 mm.鍵的許用剪切應力為[τ]=30 ，由前面計算可得，軸上受到的轉矩T=110

98、 Nm ，由鍵的剪切強度條件：</p><p>　　（其中D為帶輪輪轂直徑） （5-4）</p><p>　　=6.3 M30 （結構合理）</p><p>　　同理校核鍵的擠壓強度，其受力如圖5-7，初取鍵的許用擠壓應力=100 。</p><p><b>　　由</b></p>

99、<p><b>　?。?-5）</b></p><p><b>　　=3150 N</b></p><p><b>　　又有</b></p><p><b>　　（5-6）</b></p><p>　　6.3 結構合理</p>

100、<p>　　5.3 帶輪3上鍵的選擇與校核</p><p>　　5.3.1 鍵的選擇</p><p>　　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：</p><p>　　表5-2 帶輪3上鍵的尺寸</p><p>　　5.3.2 鍵的校核</p><p

101、>　　鍵的剪切受力圖如圖5-6所示，其中b=16 mm,L=50 mm.鍵的許用剪切應力為[τ]=30 ，由前面計算可得，軸上受到的轉矩T=110 Nm ，由鍵的剪切強度條件：</p><p>　?。ㄆ渲蠨為帶輪輪轂直徑） </p><p>　　=5.5 M30 （結構合理）</p><p>　　同理校核鍵的擠壓強度，其受力如圖3-7

102、，初取鍵的許用擠壓應力=100 。</p><p><b>　　由</b></p><p><b>　　=4400 N</b></p><p><b>　　又有</b></p><p>　　5.5 結構合理</p><p>　　5.4 帶輪4上鍵

103、的選擇與校核</p><p>　　5.4.1 鍵的選擇</p><p>　　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：</p><p>　　表5-2 帶輪4上鍵的尺寸</p><p>　　5.4.2 鍵的校核</p><p>　　鍵的剪切受力圖如圖5-6所示，其中

104、b=18 mm,L=70 mm.鍵的許用剪切應力為[τ]=30 ，由前面計算可得，軸上受到的轉矩T=264 Nm ，由鍵的剪切強度條件：</p><p>　?。ㄆ渲蠨為帶輪輪轂直徑） </p><p>　　=3.5 30 （結構合理）</p><p>　　同理校核鍵的擠壓強度，其受力如圖5-7，初取鍵的許用擠壓應力=100 。</p&

105、gt;<p><b>　　由</b></p><p><b>　　=4410 N</b></p><p><b>　　又有</b></p><p>　　3.5 結構合理</p><p><b>　　緊固螺栓的強度校核</b></p

106、><p>　　輪4上軸承座與夯頭連接螺栓的強度校核</p><p>　　螺栓的實際拉應力計算：</p><p>　　由于夯頭聯(lián)接處的螺栓主要受拉，故在校核時，主要考察其拉伸受力情況，由《機械設計》螺紋聯(lián)接章節(jié)可得，受拉螺栓的聯(lián)接，在受沖擊載荷時，，取=18，螺紋伸出長度為mm，螺栓軸線到被聯(lián)接件邊緣的距離，，取e=20 mm,在靜載荷下，螺栓的許用應力為：</p&

107、gt;<p><b>　　（6-1）</b></p><p>　　上式中，為材料的屈服點強度，查《機械設計課程設計手冊》得，=355；安全系數(shù)，由《機械設計》可得，=4，</p><p><b>　　則</b></p><p><b>　　=88.8</b></p><

108、;p>　　輪4上軸承座與夯頭連接螺栓查《機械設計課程設計手冊》得，采用六角頭螺栓—A級，并用彈簧墊圈防止滑動。</p><p>　　初取螺紋直徑16，則其小徑為14，取計算長度為L=30 mm,查《機械設計課程設計》得，鋼的彈性模量E=210 ，令在擰緊后在計算長度內產生的總伸長為mm ，則螺栓的應變?yōu)椋?lt;/p><p><b>　　（6-2）</b><

109、/p><p>　　由胡克定律求出螺栓橫截面上拉應力：</p><p><b>　?。?-3）</b></p><p>　　==70 結構合理</p><p><b>　　螺栓預緊力：</b></p><p><b>　?。?-4）</b></p&g

110、t;<p><b>　　=10.8 KN</b></p><p>　　偏心塊與輪4連接螺栓的強度校核</p><p>　　在機器工作的過程中，該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桿的剪切。</p><p>　　由于螺釘材料為20鋼，其抗拉強度為=410。</p>

111、<p>　　首先確定螺栓桿的剪切強度，由經驗公式：</p><p>　?。ü絹碜耘c互聯(lián)網）</p><p>　　在本設計中，取[]==205 </p><p>　?。ㄆ渲校篎為偏心塊的離心力F=326 N）</p><p>　　= (6-5)</p><p>

112、　　=0.001m=1.4mm16mm 結構合理</p><p>　　6.3 離心力大小對整機設計的檢驗</p><p>　　由于打夯機在工作過程中，偏心塊產生的離心力將使得夯頭底板作往復的上下沖擊振動，同時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。在本設計中，取底板與地面的摩擦系數(shù)為=0.4。</p><p>　　6.3.1 檢驗

113、整機前移時離心力的大小</p><p>　　在以下的計算中，打夯機的工作過程如圖1-1所示，令圖中位置時打夯機處于原點位置，且偏心塊沿逆時針轉動，當偏心塊轉動90時，離心力將使整機前移。</p><p>　　由：得， (6-6)</p><p><b>　　=126 Kg</b&g

114、t;</p><p>　　初步計算底板及底板上各構件的質量：（下式中，由于電機類型為Y100L2-4型，其質量為M=38 Kg）</p><p>　　=38+[7.0(90×1.5×50)/1000]+[7.0（13.5×12×4）]+[7.0（4.5×）]</p><p>　　=38+47+4.5+14=103.5

115、 Kg126 Kg 合乎設計要求</p><p>　　6.3.2 檢驗夯頭抬升及底板部分抬升時離心力的大小</p><p>　　同上所述，當偏心塊轉動180時，離心力將使夯頭抬升至最高點且底板的右部分被抬起。考慮底板抬起部分應按傳動比分配（第一級減速時i=2.7,另i=3）即是底板的1/3右部將被抬起。</p><p>　　=25+47/3=40.7

116、 Kg126 Kg 合乎設計要求</p><p>　　6.4 兩軸間連架桿的壓桿穩(wěn)定性校核</p><p>　　有《材料力學》中歐拉公式得：</p><p>　　壓桿臨界應力： (6-7)</p><p>　?。ㄆ渲?，在本設計中，令壓桿的一端固定，一端鉸支，查壓

117、桿的長度因素=0.7，l=700 mm,鑄鋼的彈性模量E=175 。 ）</p><p>　　=1931 KN 合乎要求</p><p>　　在上式中，連桿的慣性矩由以下計算得：</p><p>　　圖6-1 連桿的截面尺寸</p><p><b>　　=38.3 mm</b></p><p>

118、;　　=[3333+443556+104167+88445]</p><p><b>　　=54.58</b></p><p>　　第七章 帶輪加工工藝設計</p><p>　　7.1 零件的分析</p><p>　　7.1.1 零件的作用</p><p>　　本零件是打夯機的大帶輪4，它位

119、于夯頭上方的短軸上，主要是在傳遞動力的過程中起到減速的作用。零件的內孔與軸相配合，其動力通過帶傳遞。短軸的兩端支承在軸承座內。</p><p>　　7.1.2 零件的工藝分析</p><p>　　帶輪的制造和加工精度要求都不是很高，其具體的要求先分述如下：</p><p>　?。?）內孔的加工。在加工過程中，需要注意的是孔與端面的垂直度要求，由于內孔為配合表面，所

120、以其表面粗糙度要求較高。以及輪轂的左右端面的加工，輪緣的左右端面的加工，倒角。</p><p>　　（2）孔的加工，以及偏心塊與帶輪連接處的長為85的小平面的銑削加工，由于此處只是作為連接作用，所以在加工過程中，其表面粗糙度要求不高。 </p><p>　?。?）外圓的加工，以及帶論V形槽的加工。帶輪的外圓表面粗糙度要求不是很高，其植為12.5，而V形槽的兩表面有較高的加工要求，其粗

121、糙度為3.2。</p><p>　　（4）鍵槽的配合表面的加工。由于普通平鍵是通過鍵的兩側面?zhèn)鬟f轉矩，所以鍵的兩側面的加工要求較高，其表面粗糙度為3.2，而鍵的底部的粗糙度要求僅為6.3。</p><p>　　7.2 工藝規(guī)程的設計</p><p>　　7.2.1 基準的選擇</p><p>　　帶輪的材料為HT200，其生產形式為單件小

122、批量生產。由于零件在工作過程中受到交變載荷的作用，故在加工前應對零件進行時效處理使其硬度達到190-210HBS，在設計工藝規(guī)程的時候應充分考慮加工的可行性，并保證各加工表面的精度要求。</p><p><b>　　粗基準的選擇：</b></p><p>　　對于一般的盤類零件而言，主要應考慮其自身較大的表面作為粗基準。由于本零件外圓表面的寬度為58.5mm,在選擇三

123、爪卡盤夾持加工外圓時能滿足加工要求。</p><p><b>　　精基準的選擇：</b></p><p>　　精基準的選擇主要應考慮基準統(tǒng)一的問題，在加工帶輪V形槽的過程中，應選擇已經加工了的內孔作為精基準。</p><p>　　7.2.2 制定工藝路線 </p><p>　　零件在加工過程中，需要對長為85mm的平

124、面進行銑削加工，同時鉆的孔；在加工V形槽時，需要設計專用的夾具，在本設計中，采用的是心軸。</p><p>　　工序1：車內孔，同時加工輪轂的左右端面，輪緣的左右端面，倒角。</p><p>　　工序2：對輪幅上長為85mm深為2mm的平面進行銑削加工，同時鉆的孔；</p><p>　　工序3：外圓表面的車削加工，以及帶輪V形槽的加工。</p><

125、;p>　　工序4：對mm, 寬4mm的鍵槽進行插削加工。</p><p>　　7.2.3 機械加工余量、工序尺寸及毛坯尺寸的確定</p><p>　　內孔的加工余量的選擇：查《機械加工工藝設計手冊》得，灰口鑄鐵CT=13～15，干濕砂型MA為H，本設計中選擇CT=14，處的加工余量為11mm，(單側余量)在長為108mm方向上，其余量為6.0mm，處的方向上，其加工余量為5.0mm

126、,輪緣處余量：其基本尺寸為58.5mm,加工余量為5.0mm，</p><p>　　由于本零件加工型面簡單，加工工序較少，且加工類型為單件小批量生產，在計算工序尺寸的時候采用查表修正法。</p><p>　?。?）內孔毛坯尺寸的確定：由于單邊余量為5mm,則,零件在鑄造時的直徑方向上的毛坯名義尺寸為mm，毛坯的最大尺寸為mm。</p><p>　?。?）長為108m