机械毕业设计（论文）蛙式打夯机设计（全套图纸三维） .doc

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1、四川理工学院毕业设计（论文） 蛙式打夯机设计三号黑体，居中学 生：X X X按本科专业目录填写学 号：X X X专 业：X X X班 级：X X X1、若无专业方向，直接填写班号，如：2010.12、若有专业方向，填写专业方向和班号，如：机械设计2010.1指导教师：X X X 四川理工学院机械工程学院二O一四年六月VI四 川 理 工 学 院毕业设计（论文）任务书设计（论文）题目: 蛙式打夯机设计 系： 机械系 专业： 机械设计与制造 班级： 学号： 学生： 指导教师： 接受任务时间 教研室主任 （签名）系主任 （签名）1 毕业设计（论文）的主要内容及基本要求（1）基本设计参数：打击次数： 1

2、00次/分 , 打击力：约600N （2）主要内容及基本要求按给定的蛙式打夯机主要技术参数,进行设计计算。确定蛙式打夯机主要结构尺寸和主要零件尺寸，完成总体布置设计和总装配图；拆画主要零件的零件图，并编制其中一个零件的加工工艺和工装。完成运动件的三维实体造型和运动仿真；编写设计计算书。 2指定查阅的主要参考文献及说明 曹唯庆 机械工业出版社 机械工业出版社 3进度安排设计（论文）各阶段名称起 止 日 期1查阅资料，学习与设计产品有关的基本知识3月5日3月20日2完成打夯机的设计计算，确定基本结构形式3月21日4月10日3进行图纸设计，运动件的实体造型和运动仿真4月11日5月15日4完成设计计算

3、说明书的编写5月16日6月1日5设计图纸与说明书的校对6月2日6月5日摘要整机结构主要由电动机、机架、传动带、偏心轮构成。由电动机产生动力通过带轮减速器将需要的动力传递到带轮上，带轮带动V带，从而带动整机装置运动本论文研究内容摘要：(1) 蛙式打夯机总体结构设计。(2) 蛙式打夯机工作性能分析。(3)电动机的选择。(4)对蛙式打夯机的传动系统、执行部件及机架设计。(5)对设计零件进行设计计算分析和校核。(6)运用计算机辅助设计，对设计的零件进行三维建模。(7)绘制整机装配图及重要部件装配图和设计零件的零件图。关键词：蛙式打夯机，结构设计，三维建模全套图纸，三维加153893706Abstrac

4、tThe structure is mainly composed of a motor, frame, transmission belt, an eccentric wheel. 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 resea

5、rch:(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,

6、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 录摘要IIAbstractIII第1章 蛙式打夯机的介绍11.1蛙式打夯机的概述11.2 打夯机的分类21.3 蛙式打夯机方案3第2章 蛙式打夯机总体参数的设计42.1 确定偏心块质量42.2 确定电机所需功率5第3章 第一对带轮的计算83.1 带传动设计83

7、.2选择带型93.3确定带轮的基准直径并验证带速93.4确定中心距离、带的基准长度并验算小轮包角103.5确定带的根数z113.6确定带轮的结构和尺寸113.7确定带的张紧装置11第4章 第2对带轮的计算144.1 带传动设计144.2选择带型154.3确定带轮的基准直径并验证带速154.4确定中心距离、带的基准长度并验算小轮包角164.5确定带的根数z174.6确定带轮的结构和尺寸174.7确定带的张紧装置184.8计算压轴力18第5章 轴的设计20第6章 键的选择与校核286.1 带轮1上键的选择与校核286.2 带轮2上键的选择与校核296.3 带轮3上键的选择与校核306.4 带轮4上

8、键的选择与校核316.5 离心力大小对整机设计的检验336.6 两轴间连架杆的压杆稳定性校核33第7章 机械加工工艺规程设计287.1 零件的分析287.2加工的问题和设计所采取措施287.3 轴加工定位基准的选择287.4 轴加工主要工序安排297.5 机械加工余量、工序尺寸及毛坯尺寸的确定317.6 毛坯种类的选择317.7 选择加工设备和工艺装备317.8 机械加工余量、工序尺寸及毛坯尺寸的确定327.9确定加工用量及基本工时（机动时间）32第8章 夹具设计288.1 工序尺寸精度分析288.2 定位方案确定288.3 定位元件确定288.4 定位误差分析计算288.5夹紧方案及元件确定

9、298.6 夹具总装草图30结 论39参考文献41致 谢42第1章 蛙式打夯机的介绍1.1蛙式打夯机的概述蛙式打夯机其原理就是利用物体做圆周运动产生的离心惯性力带动夯架上下振动并且向前运动；打地基用，行动方式好象青蛙行走故此得名；利用旋转惯性力的原理制成，由夯锤、夯架、偏心块、皮带轮和电动机等组成。电动机及传动部分装在橇座上，夯架后端与传动轴铰接，在偏心块离心力作用下，夯架可绕此轴上下摆动。夯架前端装有夯锤，当夯架向下方摆动时就夯击土壤，向上方摆动时使橇座前移。因此，蛙式夯夯锤每冲击一次，机身即向前移动一步。快速冲击夯又是振动冲击夯的前身。由电动机经夯锤、夯架、偏心块、皮带轮和电动机机构带动夯

10、锤做快速冲击运动以夯实土壤，夯锤跳离地面时，操作者可推动机械前进，为减轻机体振动，使汽缸竖向轴线朝前偏斜。设缓冲弹簧组。冲击夯实粘性土壤的效果较佳，冲击夯适用于建筑、地面、庭院、路基、桥桩、沟槽、野外、狭窄场地等环境的施工能胜任 大中型机械无法完成的施工任务。该产品具有设计先进、结构紧凑、性能稳定、夯实力大、操作灵活、使用安全、适应范围广、效率高等特点。但其夯锤面积有限， 因此不宜用于大面积土方的夯实作业。对于砂土、砾石则需另选用振动捣固机予以捣实。振动冲击夯依据JG/T5014标准生产。其具有体积小，质量轻，夯量轻，夯实能力大，生产效率高，贴边性能好，操 作灵活、简便、安全可靠等特点，较我国

11、使用的蛙夯、爆炸夯、平板夯等具有更多的优点。该机不仅适用于砂、三合土和各种砂性土壤的压实，也适用于对沥青砂 石、贫混凝土和粘土的压实，特别适用于室内地板面、庭院和沟槽等狭窄地的施工，可以胜任大中型压实机械无法完成的施工任务。蛙式打夯机定型耐久 蛙式打夯机方便顾客 蛙式打夯机方便群众 HW系列蛙式打夯机蛙式打夯机由电动机、传动机构、机架、夯架和电气部分组成，蛙式打夯机工作原理是由电动机通过两级变速将动力传递给安装在夯架 上的前皮带轮，前皮带轮旋转，带动安装在其上面的两个偏心块回转，产生离心力，使夯头抬起、下落，自动前移夯实松土。蛙式夯结构轻巧、操作灵活，夯实能力 强，蛙式打夯机可以广泛用于各类房

12、屋、道路、水利、桥梁等建筑场所，以及一切需要夯实松土的土方工程。图1-1 蛙式打夯机1.2 打夯机的分类利用冲击和冲击振动作用分层夯实回填土的压实机械。分火力夯、蛙式夯和快速冲击夯等。1.火力夯 按二冲程内燃机原理制成，汽缸内有上、下两个活塞，上活塞是内燃活塞，下活塞是缓冲活塞。汽缸下部套装有倾斜底面的夯锤，使汽缸竖向轴线朝前偏斜。上活 塞杆从汽缸顶盖中间的通孔伸出，下活塞杆从汽缸下端面伸出，并与夯锤联成一体，汽缸与夯锤之间以弹簧拉紧，并设有扶手以控制夯土机的前进方向。火力夯在可 燃混合气的燃爆力作用下，因此，朝前上方跃离地面，并在自重作用下，坠落地面夯击土壤，夯锤一跃一坠，机身就步步前移。

13、2.电动蛙式夯 利用旋转惯性力的原理制成，由夯锤、夯架、偏心块、皮带轮和电动机等组成。电动机及传动部分装在橇座上，夯架后端与传动轴铰接，在偏心块离心力作用下，夯架可绕此轴上下摆动。夯架前端装有夯锤，当夯架向下方摆动时就夯击土壤，向上方摆动时使橇座前移。因此，蛙式夯夯锤每冲击一次，机身即向前移动一步。3.快速冲击夯由电动机经减速器和曲柄连杆机构带动夯锤做快速冲击运动以夯实土壤，夯锤跳离地面时，操作者可推动机械前进，为减轻机体振动，使汽缸竖向轴线朝前偏斜。设缓冲弹簧组。 夯土机夯实粘性土壤的效果较佳，但其夯锤面积有限，不宜用于大面积土方的夯实作业。对于砂土、砾石则需另选用振动捣固机予以捣实。 1.

14、3 蛙式打夯机方案打夯机的工作过程为：电动机1输出的转矩通过V带3传递给减速大带轮5，在大带轮的支承轴4上有一个二级减速小带轮，转矩再通过V带传递给输出大带轮6，带轮6是支承在轴7上的，同时通过螺栓将轴承座8和夯头架10连接起来，大带轮在转动的过程中，将带动连接在上的偏心块9一起转动。在离心力的作用下，将带动夯头底板10做上下冲击震动，从而压实物料。同时在离心力的作用下，将抬起底板15的右部分，起作用是减小底板与地面的摩擦力作用，从而使整机前移。图1-2 蛙式打夯机结构简图图中各构件名称如下：1、电动机；2、出轴带轮1；3、窄V带（SPZ）；4、轴；5、减速大带轮2； 6、输出大带轮4；7、轴

15、；8、轴承座；9、偏心块；10、夯头底板；11、连接螺栓；12、支承架；13、张紧螺钉；14、电机支架；15、底板第2章 蛙式打夯机总体参数的设计 2.1 确定偏心块质量根据本课题要求的设计基本参数：打击次数： 100次/分 , 打击力：约600N 由于蛙式打夯机工作时的总在分析偏心块受力时应考虑到：当夯头被抬升至最高位置时，只有偏心块产生的离心力只需要克服夯头重力，即。才能将夯头带起，并使整机前移。根据已知条件，n=100 r/min,则假设偏心块厚30mm,其它尺寸如图2-1中所示。图2-1 偏心块结构根据图中尺寸，确定工作所需功率，本设计中假设夯头连杆间距离为900mm，由公式 P=FR

16、，首先需要确定离心力的大小，离心力公式为F=ma=mR,其中R为偏心块到转轴中心的距离，在本设计中，其计算过程如下：由偏心计算公式：B=可得， B=250 mm夹角取值为22.5度。图2-2 偏心重心计算图根据图1-1中偏心块尺寸，计算其质量，需要说明的是，由于偏心块受到较大的冲击载荷，在选择材料时，选用铸钢材料，其密度，扇形面积计算公式:1/2弧长半径。 体积：面积 X 高由m=v=7.8(40-15)1000=25.257kg(单位是cm计算)2.2 确定电机所需功率故以上得夯头受力为： F=mR=25.2570.25() （2-2） =691.7N计算工作时所需功率：由P=FR=6.51

17、6 KW （2-3）20.9620.9820.990.876由于带在传动过程中，存在着功率的损失，查机械设计课程设计手册可得，为V带的效率,为第一、二对轴承的效率， 为联轴器的效率。则电机所需功率为P=6.5160.876=7.436KW查机械设计课程设计手册得：选择，其铭牌如下表2-1：表2-1 Y系列三相异步电动机 电动机型号额定功率 KW满载转速 r/min堵转转矩/额定转矩最大转矩/额定转矩质量 KgY132M-4 7.5同步转速1500 r/min,4级 14402.22.281（a）（b） 图2-3 电动机的安装及外形尺寸示意图表2-2 电动机的安装技术参数中心高/mm 外型尺寸/

18、mm L（AC/2+AD）HD 底脚安装 尺寸AB地脚螺栓 孔直径K 轴伸尺 寸DE 装键部位 尺寸FGD132515 345 315216 1781238 8010 4354第3章 第一对带轮的计算3.1 带传动设计输出功率P=7.5kW,转速n1=1440r/min,n2=500r/min表3-1 工作情况系数工作机原动机类类一天工作时间/h10161016载荷平稳液体搅拌机；离心式水泵；通风机和鼓风机（）；离心式压缩机；轻型运输机1.01.11.21.11.21.3载荷变动小带式运输机（运送砂石、谷物），通风机（）；发电机；旋转式水泵；金属切削机床；剪床；压力机；印刷机；振动筛1.11.

19、21.31.21.31.4载荷变动较大螺旋式运输机；斗式上料机；往复式水泵和压缩机；锻锤；磨粉机；锯木机和木工机械；纺织机械1.21.31.41.41.51.6载荷变动很大破碎机（旋转式、颚式等）；球磨机；棒磨机；起重机；挖掘机；橡胶辊压机1.31.41.51.51.61.8根据V带的载荷平稳，两班工作制（16小时），查机械设计P296表4，取KA1.1。即3.2选择带型普通V带的带型根据传动的设计功率Pd和小带轮的转速n1按机械设计P297图1311选取。图3-1 带型图根据算出的Pd8.25kW及小带轮转速n11440r/min ，查图得：dd=80100可知应选取A型V带。3.3确定带轮

20、的基准直径并验证带速由机械设计P298表137查得，小带轮基准直径为80100mm则取dd1=90mm ddmin.=75 mm（dd1根据P295表13-4查得）表3-2 V带带轮最小基准直径槽型YZABCDE205075125200355500由机械设计P295表13-4查“V带轮的基准直径”，得=250mm 误差验算传动比： （为弹性滑动率）误差 符合要求 带速 满足5m/sv300mm，所以宜选用E型轮辐式带轮。总之，小带轮选H型孔板式结构，大带轮选择E型轮辐式结构。带轮的材料：选用灰铸铁，HT200。3.7确定带的张紧装置 选用结构简单，调整方便的定期调整中心距的张紧装置。3.8计算

21、压轴力由机械设计P303表1312查得，A型带的初拉力F0133.46N，上面已得到=153.36o，z=8，则对带轮的主要要求是质量小且分布均匀、工艺性好、与带接触的工作表面加工精度要高，以减少带的磨损。转速高时要进行动平衡，对于铸造和焊接带轮的内应力要小, 带轮由轮缘、腹板（轮辐）和轮毂三部分组成。带轮的外圈环形部分称为轮缘，轮缘是带轮的工作部分，用以安装传动带，制有梯形轮槽。由于普通V带两侧面间的夹角是40，为了适应V带在带轮上弯曲时截面变形而使楔角减小，故规定普通V带轮槽角 为32、34、36、38（按带的型号及带轮直径确定），轮槽尺寸见表7-3。装在轴上的筒形部分称为轮毂，是带轮与轴

22、的联接部分。中间部分称为轮幅（腹板），用来联接轮缘与轮毂成一整体。表3-5 普通V带轮的轮槽尺寸（摘自GB/T13575.1-92）项目 符号 槽型 Y Z A B C D E 基准宽度 b p 5.3 8.5 11.0 14.0 19.0 27.0 32.0 基准线上槽深 h amin 1.6 2.0 2.75 3.5 4.8 8.1 9.6 基准线下槽深 h fmin 4.7 7.0 8.7 10.8 14.3 19.9 23.4 槽间距 e 8 0.3 12 0.3 15 0.3 19 0.4 25.5 0.5 37 0.6 44.5 0.7 第一槽对称面至端面的距离 f min 6 7

23、 9 11.5 16 23 28 最小轮缘厚 5 5.5 67.5 10 12 15 带轮宽 B B =( z -1) e + 2 f z 轮槽数 外径 d a 轮 槽 角 32 对应的基准直径 d d 60 - - - - - - 34 - 80 118 190 315 - - 36 60 - - - - 475 600 38 - 80 118 190 315 475 600 极限偏差 1 0.5 V带轮按腹板（轮辐）结构的不同分为以下几种型式： （1） 实心带轮：用于尺寸较小的带轮(dd(2.53)d时)，如图3-2a。 （2） 腹板带轮：用于中小尺寸的带轮(dd 300mm 时)，如图3

24、-2b。 （3） 孔板带轮：用于尺寸较大的带轮(ddd) 100 mm 时)，如图3-2c 。 （4） 椭圆轮辐带轮：用于尺寸大的带轮(dd 500mm 时)，如图3-2d。（a） （b） （c） （d）图3-2 带轮结构类型根据设计结果，可以得出结论：小带轮选择实心带轮，如图（a）,大带轮选择腹板带轮如图（b）第4章 第2对带轮的计算4.1 带传动设计输入功率P1=7.5kW0.960.980.996.985kW由于带在传动过程中，存在着功率的损失，查机械设计课程设计手册可得，为V带的效率,为第一、二对轴承的效率， 为联轴器的效率。转速n2=500r/min,n3=100r/min计算设计功

25、率Pd表4-1 工作情况系数工作机原动机类类一天工作时间/h10161016载荷平稳液体搅拌机；离心式水泵；通风机和鼓风机（）；离心式压缩机；轻型运输机1.01.11.21.11.21.3载荷变动小带式运输机（运送砂石、谷物），通风机（）；发电机；旋转式水泵；金属切削机床；剪床；压力机；印刷机；振动筛1.11.21.31.21.31.4载荷变动较大螺旋式运输机；斗式上料机；往复式水泵和压缩机；锻锤；磨粉机；锯木机和木工机械；纺织机械1.21.31.41.41.51.6载荷变动很大破碎机（旋转式、颚式等）；球磨机；棒磨机；起重机；挖掘机；橡胶辊压机1.31.41.51.51.61.8根据V带的载

26、荷平稳，两班工作制（16小时），查机械设计P296表4，取KA1.1。即4.2选择带型普通V带的带型根据传动的设计功率Pd和小带轮的转速n1按机械设计P297图1311选取。图4-1 带型图根据算出的Pd7.68kW及小带轮转速n2500r/min ，查图得：dd=80100可知应选取A型V带。4.3确定带轮的基准直径并验证带速由机械设计P298表137查得，小带轮基准直径为80100mm则取dd1=100mm ddmin.=75 mm（dd1根据P295表13-4查得）表4-2 V带带轮最小基准直径槽型YZABCDE205075125200355500由机械设计P295表13-4查“V带轮的

27、基准直径”，得=500mm 误差验算传动比： （为弹性滑动率）误差 符合要求 带速 满足5m/sv300mm，所以宜选用E型轮辐式带轮。总之，小带轮选H型孔板式结构，大带轮选择E型轮辐式结构。带轮的材料：选用灰铸铁，HT200。4.7确定带的张紧装置 选用结构简单，调整方便的定期调整中心距的张紧装置。4.8计算压轴力 由机械设计P303表1312查得，A型带的初拉力F0130.59N，上面已得到=153.36o，z=6，则对带轮的主要要求是质量小且分布均匀、工艺性好、与带接触的工作表面加工精度要高，以减少带的磨损。转速高时要进行动平衡，对于铸造和焊接带轮的内应力要小, 带轮由轮缘、腹板（轮辐）

28、和轮毂三部分组成。带轮的外圈环形部分称为轮缘，轮缘是带轮的工作部分，用以安装传动带，制有梯形轮槽。由于普通V带两侧面间的夹角是40，为了适应V带在带轮上弯曲时截面变形而使楔角减小，故规定普通V带轮槽角 为32、34、36、38（按带的型号及带轮直径确定），轮槽尺寸见表7-3。装在轴上的筒形部分称为轮毂，是带轮与轴的联接部分。中间部分称为轮幅（腹板），用来联接轮缘与轮毂成一整体。表4-5 普通V带轮的轮槽尺寸（摘自GB/T13575.1-92）项目 符号 槽型 Y Z A B C D E 基准宽度 b p 5.3 8.5 11.0 14.0 19.0 27.0 32.0 基准线上槽深 h ami

29、n 1.6 2.0 2.75 3.5 4.8 8.1 9.6 基准线下槽深 h fmin 4.7 7.0 8.7 10.8 14.3 19.9 23.4 槽间距 e 8 0.3 12 0.3 15 0.3 19 0.4 25.5 0.5 37 0.6 44.5 0.7 第一槽对称面至端面的距离 f min 6 7 9 11.5 16 23 28 最小轮缘厚 5 5.5 6 7.5 10 12 15 带轮宽 B B =( z -1) e + 2 f z 轮槽数 外径 d a 轮 槽 角 32 对应的基准直径 d d 60 - - - - - - 34 - 80 118 190 315 - - 3

30、6 60 - - - - 475 600 38 - 80 118 190 315 475 600 极限偏差 1 0.5 V带轮按腹板（轮辐）结构的不同分为以下几种型式： （1） 实心带轮：用于尺寸较小的带轮(dd(2.53)d时)，如图4-2a。 （2） 腹板带轮：用于中小尺寸的带轮(dd 300mm 时)，如图4-2b。 （3） 孔板带轮：用于尺寸较大的带轮(ddd) 100 mm 时)，如图4-2c 。 （4） 椭圆轮辐带轮：用于尺寸大的带轮(dd 500mm 时)，如图4-2d。（a） （b） （c） （d）图4-2 带轮结构类型根据设计结果，可以得出结论：小带轮选择实心带轮，如图（a）

31、,大带轮选择腹板带轮如图（b）第5章 轴的设计低速级轴的设计与校核 5.1.1 求作用在带轮上的力因已知低速级带轮的直径为500 而 F8926.93 N FF3356.64 N FFtan4348.162315.31 N圆周力F，径向力F及轴向力F的方向如图5.1所示。图5-1 轴的载荷分布图5.1.2 初步确定轴的最小直径（1）先按课本式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢,调质处理。根据课本，取，于是得11260.36（2）联轴器的选择。输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径（图7.2）。为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适,故需同时选取联轴器的型号。查课本表14-1

32、,考虑到转矩变化很小，故取1.3，则：1.31495.51091834.287 按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查机械设计手册表17-4，选用LT10弹性套柱销联轴器（GB/T43232002），其公称转矩为2000。半联轴器的孔径d165 mm，故取65 mm，半联轴器的长度L142 mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1107 mm。5.1.3 轴的结构设计（1）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,-轴段右端需要制出一轴肩,故取-的直径80 mm；左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径D85 mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L110

33、7 mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上, 故-的长度应比L1略短一些,现取105 mm。 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据80 mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承（GB/T 2971994）30217型，其尺寸为dDT85 mm150 mm30.5 mm，故85 mm；右端圆锥滚子轴承采用套筒进行轴向定位，取套筒宽为14 mm，则44.5 mm。 取安装带轮处的轴段90 mm；带轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知带轮的宽度为90 mm，为了使套筒端面可靠地压紧带轮，此轴段

34、应略短于轮毂宽度，故取86 mm。带轮的右端采用轴肩定位，轴肩高h0.07d，故取h7 mm，则104 mm。轴环宽度,取b12 mm。 轴承端盖的总宽度为37.5 mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定)。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离,故取67.5 mm。至此，已初步确定了低速轴的各段直径和长度。 图5-2 低速轴的结构设计示意图表5-1 低速轴结构设计参数 段名参数-直径/mm65 H7/k68085 m690 H7/n610485 m6长度/mm10567.546861244.5键bhL/mm20 12 90251470C或R/m

35、m处245o处R2处R2.5处R2.5处R2.5处R2.5处2.545o（2） 轴上的零件的周向定位带轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按90 mm由课本表6-1查得平键截面bh25 mm14 mm，键槽用键槽铣刀加工，长为70 mm，同时为了保证带轮与轴配合有良好的对中性，故选择带轮毂与轴的配合为；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为20 mm12 mm90 mm，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。（3） 确定轴上圆周和倒角尺寸参考课本表15-2，取轴左端倒角为2，右端倒角为2.5。各轴肩处的圆角半径为:处为R2，其余为R

36、2.5。5.1.4 求轴上的载荷 首先根据结构图(图7.2）作出轴的计算简图（图7.1）。在确定轴承的支点位置时,应从手册中查得a值。对于30217型圆锥滚子轴承，由手册中查得a29.9 mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距57.1+71.6128.7 mm。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图（图7.1）。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面是轴的危险截面。计算步骤如下：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 2 676.9657.1

37、152 854.416 679.6871.6486 65.09 322 150.53 287 723.45 表5-2 低速轴设计受力参数 载 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弯矩M283 578.014 152 854.416 486 65.09 总弯矩322 150.53 ,287 723.45扭矩T1 410 990 5.1.5 按弯曲扭转合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。根据课本式(15-5)及表7.2中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取

38、0.6，轴的计算应力 MPa12.4 MPa前已选轴材料为45钢，调质处理，查课本表15-1得60MP。因此 ，故此轴安全。5.1.6 精确校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面截面A,B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将消弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面A,B均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和处过盈配合引起的应力集中最严重，从受载来看，截面C上的应力最大。截面的应力集中的影响和截面的相近，但是截面不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面C上虽然应力最大，但是应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在

39、两端），而且这里轴的直径最大,故截面C也不必校核，截面和显然更不必要校核。由课本第3章的附录可知，键槽的应力集中较系数比过盈配合的小，因而，该轴只需校核截面左右两侧即可。（2）截面左侧抗弯截面系数 W0.10.161 412.5 抗扭截面系数 0.20.2122 825 截面的右侧的弯矩M为 90 834.04 截面上的扭矩为 1 410 990 截面上的弯曲应力1.48 MPa截面上的扭转切应力 11.49 MPa轴的材料为45钢，调质处理。由课本表15-1查得 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按课本附表3-2查取。因，经插值后查得1.9，1.29又由课本附图3-1可得轴的材料的敏性

40、系数为，0.88故有效应力集中系数按式(课本附表3-4）为1.756由课本附图3-2的尺寸系数；由课本附图3-3的扭转尺寸系数。轴按磨削加工，由课本附图3-4得表面质量系数为轴为经表面强化处理，即，则按课本式（3-12）及式（3-12a）得综合系数为又由课本及3-2得碳钢的特性系数，取，取于是，计算安全系数值，按课本式（15-6）(15-8)则得S65.66S16.9216.38S1.5 故可知其安全。（3） 截面右侧抗弯截面系数 W0.10.172 900 抗扭截面系数 0.20.2145 800 截面的右侧的弯矩M为 90 834.04 截面上的扭矩为 1 410 990 截面上的弯曲应力

41、1.25 MPa截面上的扭转切应力 9.68 MPa过盈配合处的，由课本附表3-8用插值法求出，并取0.8，于是得3.24 0.83.242.59轴按磨削加工，由课本附图3-4得表面质量系数为轴为经表面强化处理，即，则按课本式（3-12）及式（3-12a）得综合系数为3.332.68又由课本及3-2得碳钢的特性系数，取，取于是，计算安全系数值，按课本式（15-6）(15-8)则得S66.07S16.9211.73S1.5 故该轴的截面右侧的强度也是足够的。本轴因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。至此，低速轴的设计计算即告结束。第6章 键的选择与校核6.1 带轮1上键的

42、选择与校核6.1.1键的选择在本设计中，所选择的键的类型均为A型圆头普通平键，其材料为45钢，在带轮1上键的尺寸如下表所示：轴键键槽半径r公称直径d公称尺寸bh宽度b深度公称尺寸b极限偏差轴t毂一般键联结轴N9毂9公称尺寸极限偏差公称尺寸极限偏差最小最大288780-0.0360.0184.0+0.203.3+0.200.250.40表6-1 带轮1上键的尺寸6.1.2 键的校核1.键的剪切强度校核键在传递动力的过程中，要受到剪切破坏，其受力如下图所示：图6-1 键剪切受力图键的剪切受力图如图6-1所示，其中b=8 mm,L=25 mm.键的许用剪切应力为=30 ，由前面计算可得，轴上受到的转

43、矩T=55 Nm ，由键的剪切强度条件： （其中D为带轮轮毂直径） （5-1） =10 M30 （结构合理）2.键的挤压强度校核键在传递动力过程中，由于键的上下两部分之间有力偶矩的作用，迫使键的上下部分产生滑移，从而使键的上下两面交界处产生破坏，其受力情况如下图所示：（初取键的许用挤压应力=100 ）图6-2 键挤压受力图由 （5-2） =2000 N又有 （5-3）8 结构合理6.2 带轮2上键的选择与校核6.2.1 键的选择同上所述，带轮2上所选择的键的类型均为A型圆头普通平键，其材料为45钢，键的尺寸如下表所示：轴键键槽半径r公称直径d公称尺寸bh宽度b深度公称尺寸b极限偏差轴t毂一般键

44、联结轴N9毂9公称尺寸极限偏差公称尺寸极限偏差最小最大35108100-0.0360.0184.0+0.203.3+0.200.250.40表6-2 带轮2上键的尺寸6.2.2 键的校核键的剪切受力图如图5-6所示，其中b=10 mm,L=50 mm.键的许用剪切应力为=30 ，由前面计算可得，轴上受到的转矩T=110 Nm ，由键的剪切强度条件： （其中D为带轮轮毂直径） （5-4） =6.3 M30 （结构合理）同理校核键的挤压强度，其受力如图5-7，初取键的许用挤压应力=100 。由 （5-5） =3150 N又有 （5-6）6.3 结构合理6.3 带轮3上键的选择与校核6.3.1 键的

45、选择同上所述，带轮3上所选择的键的类型均为A型圆头普通平键，其材料为45钢，键的尺寸如下表所示：表6-3 带轮3上键的尺寸轴键键槽半径r公称直径d公称尺寸bh宽度b深度公称尺寸b极限偏差轴t毂一般键联结轴N9毂9公称尺寸极限偏差公称尺寸极限偏差最小最大501611160-0.0430.0256.0+0.204.3+0.200.250.406.3.2 键的校核键的剪切受力图如图5-6所示，其中b=16 mm,L=50 mm.键的许用剪切应力为=30 ，由前面计算可得，轴上受到的转矩T=110 Nm ，由键的剪切强度条件： （其中D为带轮轮毂直径） =5.5 M30 （结构合理）同理校核键的挤压强

46、度，其受力如图3-7，初取键的许用挤压应力=100 。由 =4400 N又有 5.5 结构合理6.4 带轮4上键的选择与校核6.4.1 键的选择同上所述，带轮4上所选择的键的类型均为A型圆头普通平键，其材料为45钢，键的尺寸如下表所示：表6-4 带轮4上键的尺寸轴键键槽半径r公称直径d公称尺寸bh宽度b深度公称尺寸b极限偏差轴t毂一般键联结轴N9毂9公称尺寸极限偏差公称尺寸极限偏差最小最大601811180-0.0430.0257.0+0.204.4+0.200.250.406.4.2 键的校核键的剪切受力图如图5-6所示，其中b=18 mm,L=70 mm.键的许用剪切应力为=30 ，由前面

47、计算可得，轴上受到的转矩T=264 Nm ，由键的剪切强度条件： （其中D为带轮轮毂直径） =3.5 30 （结构合理）同理校核键的挤压强度，其受力如图5-7，初取键的许用挤压应力=100 。由 =4410 N又有 3.5 结构合理6.5 离心力大小对整机设计的检验由于打夯机在工作过程中，偏心块产生的离心力将使得夯头底板作往复的上下冲击振动，同时也使得在靠近夯头底板的右端被抬起，从而减小底板与地面的摩擦力作用。在本设计中，取底板与地面的摩擦系数为=0.4。6.5.1 检验整机前移时离心力的大小在以下的计算中，打夯机的工作过程如图1-1所示，令图中位置时打夯机处于原点位置，且偏心块沿逆时针转动，

48、当偏心块转动90时，离心力将使整机前移。由：得， (6-6) =126 Kg初步计算底板及底板上各构件的质量：（下式中，由于电机类型为Y100L2-4型，其质量为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 合乎设计要求6.5.2 检验夯头抬升及底板部分抬升时离心力的大小同上所述，当偏心块转动180时，离心力将使夯头抬升至最高点且底板的右部分被抬起。考虑底板抬起部分应按传动比分配（第一级减速时i=2.7,另i=3）即是底板的1/3右部将被抬起。=25+47/3=40.7 Kg126 Kg 合乎设计要求6.6 两轴间连架杆的压杆稳定性校核有材料力学中欧拉公式得：压杆临界应力： (6-7)（其中，在本设计中，令压杆的一端固定，一端铰支，查压杆的长度因素=0.7，l=700 mm,铸钢的弹性模量E=175 。 ） =1931 KN 合乎要求在上式中，连杆的惯性矩由以下计算得：图6-3 连杆的截面尺寸 =38.3 mm =3333+443556+10416