【溫馨提示】 dwg后綴的文件為CAD圖，可編輯，無水印，高清圖，，壓縮包內(nèi)文檔可直接點開預覽，需要原稿請自助充值下載，請見壓縮包內(nèi)的文件，所見才能所得，下載可得到【資源目錄】下的所有文件哦--有疑問可咨詢QQ:1304139763 或 414951605
四川理工學院畢業(yè)設計（論文）
蛙式打夯機設計
三號黑體，居中
學 生：X X X
按本科專業(yè)目錄填寫
學 號：X X X
專 業(yè)：X X X
班 級：X X X
1、若無專業(yè)方向，直接填寫班號，如：2010.1
2、若有專業(yè)方向，填寫專業(yè)方向和班號，如：機械設計2010.1
指導教師：X X X
四川理工學院機械工程學院
二O一四年六月
VI
四 川 理 工 學 院
畢業(yè)設計（論文）任務書
設計（論文）題目: 蛙式打夯機設計
系： 機械系 專業(yè)： 機械設計與制造 班級： 學號：
學生： 指導教師：
接受任務時間
教研室主任 （簽名） 系主任 （簽名）
1． 畢業(yè)設計（論文）的主要內(nèi)容及基本要求
（1）基本設計參數(shù)：
打擊次數(shù)： 100次/分 , 打擊力：約600N
（2）主要內(nèi)容及基本要求
按給定的蛙式打夯機主要技術(shù)參數(shù),進行設計計算。確定蛙式打夯機主要結(jié)構(gòu)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。完成運動件的三維實體造型和運動仿真；編寫設計計算書。
2．指定查閱的主要參考文獻及說明
<<機構(gòu)設計>> 曹唯慶 機械工業(yè)出版社
<<機械工程設計手冊>> 機械工業(yè)出版社
3．進度安排
設計（論文）各階段名稱
起 止 日 期
1
查閱資料，學習與設計產(chǎn)品有關(guān)的基本知識
3月5日—3月20日
2
完成打夯機的設計計算，確定基本結(jié)構(gòu)形式
3月21日—4月10日
3
進行圖紙設計，運動件的實體造型和運動仿真
4月11日—5月15日
4
完成設計計算說明書的編寫
5月16日—6月1日
5
設計圖紙與說明書的校對
6月2日—6月5日
摘要
整機結(jié)構(gòu)主要由電動機、機架、傳動帶、偏心輪構(gòu)成。由電動機產(chǎn)生動力通過帶輪減速器將需要的動力傳遞到帶輪上，帶輪帶動V帶，從而帶動整機裝置運動
本論文研究內(nèi)容摘要：
(1) 蛙式打夯機總體結(jié)構(gòu)設計。
(2) 蛙式打夯機工作性能分析。
(3)電動機的選擇。
(4)對蛙式打夯機的傳動系統(tǒng)、執(zhí)行部件及機架設計。
(5)對設計零件進行設計計算分析和校核。
(6)運用計算機輔助設計，對設計的零件進行三維建模。
(7)繪制整機裝配圖及重要部件裝配圖和設計零件的零件圖。?
?
關(guān)鍵詞：蛙式打夯機，結(jié)構(gòu)設計，三維建模
Abstract
The 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 device
Abstract 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 II
Abstract III
第1章 蛙式打夯機的介紹 1
1.1蛙式打夯機的概述 1
1.2 打夯機的分類 2
1.3 蛙式打夯機方案 3
第2章 蛙式打夯機總體參數(shù)的設計 4
2.1 確定偏心塊質(zhì)量 4
2.2 確定電機所需功率 5
第3章 第一對帶輪的計算 8
3.1 帶傳動設計 8
3.2選擇帶型 9
3.3確定帶輪的基準直徑并驗證帶速 9
3.4確定中心距離、帶的基準長度并驗算小輪包角 10
3.5確定帶的根數(shù)z 11
3.6確定帶輪的結(jié)構(gòu)和尺寸 11
3.7確定帶的張緊裝置 11
第4章 第2對帶輪的計算 14
4.1 帶傳動設計 14
4.2選擇帶型 15
4.3確定帶輪的基準直徑并驗證帶速 15
4.4確定中心距離、帶的基準長度并驗算小輪包角 16
4.5確定帶的根數(shù)z 17
4.6確定帶輪的結(jié)構(gòu)和尺寸 17
4.7確定帶的張緊裝置 18
4.8計算壓軸力 18
第5章 軸的設計 20
第6章 鍵的選擇與校核 28
6.1 帶輪1上鍵的選擇與校核 28
6.2 帶輪2上鍵的選擇與校核 29
6.3 帶輪3上鍵的選擇與校核 30
6.4 帶輪4上鍵的選擇與校核 31
6.5 離心力大小對整機設計的檢驗 33
6.6 兩軸間連架桿的壓桿穩(wěn)定性校核 33
第7章 機械加工工藝規(guī)程設計 28
7.1 零件的分析 28
7.2加工的問題和設計所采取措施 28
7.3 軸加工定位基準的選擇 28
7.4 軸加工主要工序安排 29
7.5 機械加工余量、工序尺寸及毛坯尺寸的確定 31
7.6 毛坯種類的選擇 31
7.7 選擇加工設備和工藝裝備 31
7.8 機械加工余量、工序尺寸及毛坯尺寸的確定 32
7.9確定加工用量及基本工時（機動時間） 32
第8章 夾具設計 28
8.1 工序尺寸精度分析 28
8.2 定位方案確定 28
8.3 定位元件確定 28
8.4 定位誤差分析計算 28
8.5夾緊方案及元件確定 29
8.6 夾具總裝草圖 30
結(jié) 論 39
參考文獻 41
致 謝 42
第1章 蛙式打夯機的介紹
1.1蛙式打夯機的概述
蛙式打夯機其原理就是利用物體做圓周運動產(chǎn)生的離心慣性力帶動夯架上下振動并且向前運動；打地基用，行動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、皮帶輪和電動機等組成。電動機及傳動部分裝在橇座上，夯架后端與傳動軸鉸接，在偏心塊離心力作用下，夯架可繞此軸上下擺動。夯架前端裝有夯錘，當夯架向下方擺動時就夯擊土壤，向上方擺動時使橇座前移。因此，蛙式夯夯錘每沖擊一次，機身即向前移動一步。
快速沖擊夯又是振動沖擊夯的前身。
由電動機經(jīng)夯錘、夯架、偏心塊、皮帶輪和電動機機構(gòu)帶動夯錘做快速沖擊運動以夯實土壤，夯錘跳離地面時，操作者可推動機械前進，為減輕機體振動，使汽缸豎向軸線朝前偏斜。設緩沖彈簧組。沖擊夯實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、狹窄場地等環(huán)境的施工能勝任 大中型機械無法完成的施工任務。該產(chǎn)品具有設計先進、結(jié)構(gòu)緊湊、性能穩(wěn)定、夯實力大、操作靈活、使用安全、適應范圍廣、效率高等特點。但其夯錘面積有限， 因此不宜用于大面積土方的夯實作業(yè)。對于砂土、礫石則需另選用振動搗固機予以搗實。
振動沖擊夯依據(jù)JG/T5014標準生產(chǎn)。其具有體積小，質(zhì)量輕，夯量輕，夯實能力大，生產(chǎn)效率高，貼邊性能好，操 作靈活、簡便、安全可靠等特點，較我國使用的蛙夯、爆炸夯、平板夯等具有更多的優(yōu)點。該機不僅適用于砂、三合土和各種砂性土壤的壓實，也適用于對瀝青砂 石、貧混凝土和粘土的壓實，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機械無法完成的施工任務。
蛙式打夯機定型耐久 蛙式打夯機方便顧客 蛙式打夯機方便群眾 HW系列蛙式打夯機
蛙式打夯機由電動機、傳動機構(gòu)、機架、夯架和電氣部分組成，蛙式打夯機工作原理是由電動機通過兩級變速將動力傳遞給安裝在夯架 上的前皮帶輪，前皮帶輪旋轉(zhuǎn)，帶動安裝在其上面的兩個偏心塊回轉(zhuǎn)，產(chǎn)生離心力，使夯頭抬起、下落，自動前移夯實松土。蛙式夯結(jié)構(gòu)輕巧、操作靈活，夯實能力 強，蛙式打夯機可以廣泛用于各類房屋、道路、水利、橋梁等建筑場所，以及一切需要夯實松土的土方工程。
圖1-1 蛙式打夯機
1.2 打夯機的分類
利用沖擊和沖擊振動作用分層夯實回填土的壓實機械。分火力夯、蛙式夯和快速沖擊夯等。
1.火力夯
按二沖程內(nèi)燃機原理制成，汽缸內(nèi)有上、下兩個活塞，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，并設有扶手以控制夯土機的前進方向?；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，機身就步步前移。
2.電動蛙式夯
利用旋轉(zhuǎn)慣性力的原理制成，由夯錘、夯架、偏心塊、皮帶輪和電動機等組成。電動機及傳動部分裝在橇座上，夯架后端與傳動軸鉸接，在偏心塊離心力作用下，夯架可繞此軸上下擺動。夯架前端裝有夯錘，當夯架向下方擺動時就夯擊土壤，向上方擺動時使橇座前移。因此，蛙式夯夯錘每沖擊一次，機身即向前移動一步。
3.快速沖擊夯
由電動機經(jīng)減速器和曲柄連桿機構(gòu)帶動夯錘做快速沖擊運動以夯實土壤，夯錘跳離地面時，操作者可推動機械前進，為減輕機體振動，使汽缸豎向軸線朝前偏斜。設緩沖彈簧組。
夯土機夯實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作業(yè)。對于砂土、礫石則需另選用振動搗固機予以搗實。
1.3 蛙式打夯機方案
打夯機的工作過程為：電動機1輸出的轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(zhuǎn)動的過程中，將帶動連接在上的偏心塊9一起轉(zhuǎn)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。
圖1-2 蛙式打夯機結(jié)構(gòu)簡圖
圖中各構(gòu)件名稱如下：
1、電動機；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、電機支架；15、底板
第2章 蛙式打夯機總體參數(shù)的設計
2.1 確定偏心塊質(zhì)量
根據(jù)本課題要求的設計基本參數(shù)：打擊次數(shù)： 100次/分 , 打擊力：約600N
由于蛙式打夯機工作時的
總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，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，并使整機前移。
根據(jù)已知條件，n=100 r/min,則
假設偏心塊厚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，本設計中假設夯頭連桿間距離為900mm，
由公式 P=FRω，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，在本設計中，其計算過程如下：
由偏心計算公式：B=可得，
B==250 mm
夾角取值為22.5度。
圖2-2 偏心重心計算圖
根據(jù)圖1-1中偏心塊尺寸，計算其質(zhì)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，
扇形面積計算公式:1/2×弧長×半徑。
體積：面積 X 高
由m=v=7.8[π(40-15)]1000=25.257kg(單位是cm計算)
2.2 確定電機所需功率
故以上得夯頭受力為：
F=mR=25.2570.25() （2-2）
=691.7N
計算工作時所需功率：由
P=FRω=π=6.516 KW （2-3）
＝2＝0.962×0.982×0.99＝0.876
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，
為V帶的效率,為第一、二對軸承的效率， 為聯(lián)軸器的效率。
則電機所需功率為P=6.5160.876=7.436KW
查《機械設計課程設計手冊》得：
選擇，其銘牌如下表2-1：
表2-1 Y系列三相異步電動機
電動機型號
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 Kg
Y132M-4
7.5
同步轉(zhuǎn)速1500 r/min,4級
1440
2.2
2.2
81
（a）
（b）
圖2-3 電動機的安裝及外形尺寸示意圖
表2-2 電動機的安裝技術(shù)參數(shù)
中心高/mm
外型尺寸/mm
L×（AC/2+AD）×HD
底腳安裝
尺寸A×B
地腳螺栓 孔直徑K
軸伸尺
寸D×E
裝鍵部位
尺寸F×GD
132
515× 345× 315
216 ×178
12
38× 80
10 ×43
42
第3章 第一對帶輪的計算
3.1 帶傳動設計
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
原動機
ⅰ類
ⅱ類
一天工作時間/h
10~16
10~16
載荷
平穩(wěn)
液體攪拌機；離心式水泵；通風機和鼓風機（）；離心式壓縮機；輕型運輸機
1.0
1.1
1.2
1.1
1.2
1.3
載荷
變動小
帶式運輸機（運送砂石、谷物），通風機（）；發(fā)電機；旋轉(zhuǎn)式水泵；金屬切削機床；剪床；壓力機；印刷機；振動篩
1.1
1.2
1.3
1.2
1.3
1.4
載荷
變動較大
螺旋式運輸機；斗式上料機；往復式水泵和壓縮機；鍛錘；磨粉機；鋸木機和木工機械；紡織機械
1.2
1.3
1.4
1.4
1.5
1.6
載荷
變動很大
破碎機（旋轉(zhuǎn)式、顎式等）；球磨機；棒磨機；起重機；挖掘機；橡膠輥壓機
1.3
1.4
1.5
1.5
1.6
1.8
根據(jù)V帶的載荷平穩(wěn)，兩班工作制（16小時），查《機械設計》P296表4，
取KA＝1.1。即
3.2選擇帶型
普通V帶的帶型根據(jù)傳動的設計功率Pd和小帶輪的轉(zhuǎn)速n1按《機械設計》P297圖13－11選取。
圖3-1 帶型圖
根據(jù)算出的Pd＝8.25kW及小帶輪轉(zhuǎn)速n1＝1440r/min ，查圖得：dd=80～100可知應選取A型V帶。
3.3確定帶輪的基準直徑并驗證帶速
由《機械設計》P298表13－7查得，小帶輪基準直徑為80～100mm
則取dd1=90mm> ddmin.=75 mm（dd1根據(jù)P295表13-4查得）
表3-2 V帶帶輪最小基準直徑
槽型
Y
Z
A
B
C
D
E
20
50
75
125
200
355
500
由《機械設計》P295表13-4查“V帶輪的基準直徑”，得=250mm
① 誤差驗算傳動比： （為彈性滑動率）
誤差 符合要求
② 帶速
滿足5m/s
300mm，所以宜選用E型輪輻式帶輪。
總之，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。
3.7確定帶的張緊裝置
選用結(jié)構(gòu)簡單，調(diào)整方便的定期調(diào)整中心距的張緊裝置。
3.8計算壓軸力
由《機械設計》P303表13－12查得，A型帶的初拉力F0＝133.46N，上面已得到=153.36o，z=8，則
對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)速高時要進行動平衡，對于鑄造和焊接帶輪的內(nèi)應力要小, 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V帶在帶輪上彎曲時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°（按帶的型號及帶輪直徑確定），輪槽尺寸見表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）
項目
符號
槽型
Y
Z
A
B
C
D
E
基準寬度
b p
5.3
8.5
11.0
14.0
19.0
27.0
32.0
基準線上槽深
h amin
1.6
2.0
2.75
3.5
4.8
8.1
9.6
基準線下槽深
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°
對應的基準直徑 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） 實心帶輪：用于尺寸較小的帶輪(dd≤(2.5～3)d時)，如圖3-2a。
（2） 腹板帶輪：用于中小尺寸的帶輪(dd≤ 300mm 時)，如圖3-2b。
（3） 孔板帶輪：用于尺寸較大的帶輪((dd－d)＞ 100 mm 時)，如圖3-2c 。
（4） 橢圓輪輻帶輪：用于尺寸大的帶輪(dd＞ 500mm 時)，如圖3-2d。
（a） （b） （c） （d）
圖3-2 帶輪結(jié)構(gòu)類型
根據(jù)設計結(jié)果，可以得出結(jié)論：小帶輪選擇實心帶輪，如圖（a）,大帶輪選擇腹板帶輪如圖（b）
第4章 第2對帶輪的計算
4.1 帶傳動設計
輸入功率P1=＝7.5kW×0.96×0.98×0.99＝6.985kW
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，
為V帶的效率,為第一、二對軸承的效率， 為聯(lián)軸器的效率。
轉(zhuǎn)速n2=500r/min,n3=100r/min
計算設計功率Pd
表4-1 工作情況系數(shù)
工作機
原動機
ⅰ類
ⅱ類
一天工作時間/h
10~16
10~16
載荷
平穩(wěn)
液體攪拌機；離心式水泵；通風機和鼓風機（）；離心式壓縮機；輕型運輸機
1.0
1.1
1.2
1.1
1.2
1.3
載荷
變動小
帶式運輸機（運送砂石、谷物），通風機（）；發(fā)電機；旋轉(zhuǎn)式水泵；金屬切削機床；剪床；壓力機；印刷機；振動篩
1.1
1.2
1.3
1.2
1.3
1.4
載荷
變動較大
螺旋式運輸機；斗式上料機；往復式水泵和壓縮機；鍛錘；磨粉機；鋸木機和木工機械；紡織機械
1.2
1.3
1.4
1.4
1.5
1.6
載荷
變動很大
破碎機（旋轉(zhuǎn)式、顎式等）；球磨機；棒磨機；起重機；挖掘機；橡膠輥壓機
1.3
1.4
1.5
1.5
1.6
1.8
根據(jù)V帶的載荷平穩(wěn)，兩班工作制（16小時），查《機械設計》P296表4，
取KA＝1.1。即
4.2選擇帶型
普通V帶的帶型根據(jù)傳動的設計功率Pd和小帶輪的轉(zhuǎn)速n1按《機械設計》P297圖13－11選取。
圖4-1 帶型圖
根據(jù)算出的Pd＝7.68kW及小帶輪轉(zhuǎn)速n2＝500r/min ，查圖得：dd=80～100可知應選取A型V帶。
4.3確定帶輪的基準直徑并驗證帶速
由《機械設計》P298表13－7查得，小帶輪基準直徑為80～100mm
則取dd1=100mm> ddmin.=75 mm（dd1根據(jù)P295表13-4查得）
表4-2 V帶帶輪最小基準直徑
槽型
Y
Z
A
B
C
D
E
20
50
75
125
200
355
500
由《機械設計》P295表13-4查“V帶輪的基準直徑”，得=500mm
② 誤差驗算傳動比： （為彈性滑動率）
誤差 符合要求
② 帶速
滿足5m/s300mm，所以宜選用E型輪輻式帶輪。
總之，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)簡單，調(diào)整方便的定期調(diào)整中心距的張緊裝置。
4.8計算壓軸力
由《機械設計》P303表13－12查得，A型帶的初拉力F0＝130.59N，上面已得到=153.36o，z=6，則
對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)速高時要進行動平衡，對于鑄造和焊接帶輪的內(nèi)應力要小, 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V帶在帶輪上彎曲時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°（按帶的型號及帶輪直徑確定），輪槽尺寸見表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）
項目
?
符號
槽型
Y
Z
A
B
C
D
E
基準寬度
b p
5.3
8.5
11.0
14.0
19.0
27.0
32.0
基準線上槽深
h amin
1.6
2.0
2.75
3.5
4.8
8.1
9.6
基準線下槽深
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°
對應的基準直徑 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） 實心帶輪：用于尺寸較小的帶輪(dd≤(2.5～3)d時)，如圖4-2a。
（2） 腹板帶輪：用于中小尺寸的帶輪(dd≤ 300mm 時)，如圖4-2b。
（3） 孔板帶輪：用于尺寸較大的帶輪((dd－d)＞ 100 mm 時)，如圖4-2c 。
（4） 橢圓輪輻帶輪：用于尺寸大的帶輪(dd＞ 500mm 時)，如圖4-2d。
（a） （b） （c） （d）
圖4-2 帶輪結(jié)構(gòu)類型
根據(jù)設計結(jié)果，可以得出結(jié)論：小帶輪選擇實心帶輪，如圖（a）,大帶輪選擇腹板帶輪如圖（b）
第5章 軸的設計
低速級軸的設計與校核
5.1.1 求作用在帶輪上的力
因已知低速級帶輪的直徑為
＝500
而 F＝＝＝8926.93 N
F＝F＝＝3356.64 N
F＝Ftan＝4348.16×＝2315.31 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
＝112×＝60.36
（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,故需同時選取聯(lián)軸器的型號。
查課本表14-1,考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故?。?.3，則：
＝1.3×1495.5×109＝1834.287
按照計算轉(zhuǎn)矩Tca應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查《機械設計手冊》表17-4，選用LT10彈性套柱銷聯(lián)軸器（GB/T4323—2002），其公稱轉(zhuǎn)矩為2000。半聯(lián)軸器的孔徑d1＝65 mm，故?。?5 mm，半聯(lián)軸器的長度L＝142 mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1＝107 mm。
5.1.3 軸的結(jié)構(gòu)設計
（1）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度
① 為了滿足半聯(lián)軸器的要求的軸向定位要求,Ⅰ-Ⅱ軸段右端需要制出一軸肩,故?、?Ⅲ的直徑＝80 mm；左端用軸端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直徑D＝85 mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1＝107 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Ⅰ-Ⅱ的長度應比L1略短一些,現(xiàn)?。?05 mm。
② 初步選擇滾動軸承。因軸承同時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、標準精度級的單列圓錐滾子軸承（GB/T 297—1994）30217型，其尺寸為d×D×T＝85 mm×150 mm×30.5 mm，故＝＝85 mm；右端圓錐滾子軸承采用套筒進行軸向定位，取套筒寬為14 mm，則＝44.5 mm。
③ 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，此軸段應略短于輪轂寬度，故?。?6 mm。帶輪的右端采用軸肩定位，軸肩高h＞0.07d，故取h＝7 mm，則＝104 mm。軸環(huán)寬度,取b＝12 mm。
④ 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)設計而定)。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求,取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離,故?。?7.5 mm。
至此，已初步確定了低速軸的各段直徑和長度。
Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ Ⅵ Ⅶ
圖5-2 低速軸的結(jié)構(gòu)設計示意圖
表5-1 低速軸結(jié)構(gòu)設計參數(shù)
段名
參數(shù)
Ⅰ-Ⅱ
Ⅱ-Ⅲ
Ⅲ-Ⅳ
Ⅳ-Ⅴ
Ⅴ-Ⅵ
Ⅵ-Ⅶ
直徑/mm
65 H7/k6
80
85 m6
90 H7/n6
104
85 m6
長度/mm
105
67.5
46
86
12
44.5
鍵b×h×L/mm
20 ×12 ×90
25×14×70
C或R/mm
Ⅰ處
2×45o
Ⅱ處
R2
Ⅲ處R2.5
Ⅳ處R2.5
Ⅴ處R2.5
Ⅵ處R2.5
Ⅶ處
2.5×45o
（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b×h＝25 mm×14 mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為70 mm，同時為了保證帶輪與軸配合有良好的對中性，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 mm×12 mm×90 mm，半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，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:Ⅱ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）作出軸的計算簡圖（圖7.1）。在確定軸承的支點位置時,應從手冊中查得a值。對于30217型圓錐滾子軸承，由手冊中查得a＝29.9 mm。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距＝57.1+71.6＝128.7 mm。根據(jù)軸的計算簡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Ｃ是軸的危險截面。計算步驟如下：
＝57.1+71.6＝128.7 mm
＝＝＝4 966.34 N
＝＝＝3 960.59 N
＝＝＝2 676.96 N
＝＝3 356.64-2 676.96＝679.68 N
＝＝4 966.34×57.1＝283 578.014
＝＝2 676.96×57.1＝152 854.416
＝＝679.68×71.6＝486 65.09
＝＝＝322 150.53
＝＝＝287 723.45
表5-2 低速軸設計受力參數(shù)
載 荷
水平面H
垂直面V
支反力
＝4 966.34 N，＝3 960.59 N
＝2 676.96 N，＝679.68 N
彎矩M
＝283 578.014
＝152 854.416
＝486 65.09
總彎矩
＝322 150.53 ,＝287 723.45
扭矩T
1 410 990
5.1.5 按彎曲扭轉(zhuǎn)合成應力校核軸的強度
進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面C）的強度。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)切應力為脈動循環(huán)變應力，取＝0.6，軸的計算應力
＝＝ MPa＝12.4 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度
（1）判斷危險截面
截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應力集中均將消弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強度較為寬裕確定的，所以截面A,Ⅱ,Ⅲ,B均無需校核。
從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面Ⅳ和Ⅴ處過盈配合引起的應力集中最嚴重，從受載來看，截面C上的應力最大。截面Ⅴ的應力集中的影響和截面Ⅳ的相近，但是截面Ⅴ不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必做強度校核。截面C上雖然應力最大，但是應力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大,故截面C也不必校核，截面Ⅵ和Ⅶ顯然更不必要校核。由課本第3章的附錄可知，鍵槽的應力集中較系數(shù)比過盈配合的小，因而，該軸只需校核截面Ⅳ左右兩側(cè)即可。
（2）截面Ⅳ左側(cè)
抗彎截面系數(shù) W＝0.1＝0.1＝61 412.5
抗扭截面系數(shù) ＝0.2＝0.2＝122 825
截面Ⅶ的右側(cè)的彎矩M為
＝90 834.04
截面Ⅳ上的扭矩為 ＝1 410 990
截面上的彎曲應力
＝1.48 MPa
截面上的扭轉(zhuǎn)切應力
＝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，計算安全系數(shù)值，按課本式（15-6）(15-8)則得
S＝＝＝65.66
S＝＝＝16.92
＝＝＝16.38≥S＝1.5
故可知其安全。
（3） 截面Ⅳ右側(cè)
抗彎截面系數(shù) W＝0.1＝0.1＝72 900
抗扭截面系數(shù) ＝0.2＝0.2＝145 800
截面Ⅶ的右側(cè)的彎矩M為
＝90 834.04
截面Ⅳ上的扭矩為 ＝1 410 990
截面上的彎曲應力
＝1.25 MPa
截面上的扭轉(zhuǎn)切應力
＝9.68 MPa
過盈配合處的，由課本附表3-8用插值法求出，并?。?.8，于是得
＝3.24 ＝0.8×3.24＝2.59
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)表面強化處理，即，則按課本式（3-12）及式（3-12a）得綜合系數(shù)為
＝3.33
＝2.68
又由課本及3-2得碳鋼的特性系數(shù)
，取
，取
于是，計算安全系數(shù)值，按課本式（15-6）(15-8)則得
S＝＝＝66.07
S＝＝＝16.92
＝＝＝11.73≥S＝1.5
故該軸的截面Ⅳ右側(cè)的強度也是足夠的。本軸因無大的瞬時過載及嚴重的應力循環(huán)不對稱性，故可略去靜強度校核。至此，低速軸的設計計算即告結(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：
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
28
87
8
0
-0.036
0.018
4.0
+0.2
0
3.3
+0.2
0
0.25
0.40
表6-1 帶輪1上鍵的尺寸
6.1.2 鍵的校核
1.鍵的剪切強度校核
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：
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.鍵的許用剪切應力為[τ]=30 ，由前面計算可得，軸上受到的轉(zhuǎn)矩T=55 Nm ，由鍵的剪切強度條件：
（其中D為帶輪輪轂直徑） （5-1）
=10 M30 （結(jié)構(gòu)合理）
2.鍵的擠壓強度校核
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(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
35
108
10
0
-0.036
0.018
4.0
+0.2
0
3.3
+0.2
0
0.25
0.40
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.鍵的許用剪切應力為[τ]=30 ，由前面計算可得，軸上受到的轉(zhuǎn)矩T=110 Nm ，由鍵的剪切強度條件：
（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度，其受力如圖5-7，初取鍵的許用擠壓應力=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
50
1611
16
0
-0.043
0.025
6.0
+0.2
0
4.3
+0.2
0
0.25
0.40
6.3.2 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.鍵的許用剪切應力為[τ]=30 ，由前面計算可得，軸上受到的轉(zhuǎn)矩T=110 Nm ，由鍵的剪切強度條件：
（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度，其受力如圖3-7，初取鍵的許用擠壓應力=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
60
1811
18
0
-0.043
0.025
7.0
+0.2
0
4.4
+0.2
0
0.25
0.40
6.4.2 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.鍵的許用剪切應力為[τ]=30 ，由前面計算可得，軸上受到的轉(zhuǎn)矩T=264 Nm ，由鍵的剪切強度條件：
（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度，其受力如圖5-7，初取鍵的許用擠壓應力=100 。
由
=4410 N
又有
3.5 結(jié)構(gòu)合理
6.5 離心力大小對整機設計的檢驗
由于打夯機在工作過程中，偏心塊產(chǎn)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。
6.5.1 檢驗整機前移時離心力的大小
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(zhuǎn)動，當偏心塊轉(zhuǎn)動90時，離心力將使整機前移。
由：得， (6-6)
=126 Kg
初步計算底板及底板上各構(gòu)件的質(zhì)量：（下式中，由于電機類型為Y100L2-4型，其質(zhì)量為M=38 Kg）
=38+[7.0(90×1.5×50)/1000]+[7.0（13.5×12×4）]+[7.0（4.5×）]
=38+47+4.5+14=103.5 Kg126 Kg 合乎設計要求
6.5.2 檢驗夯頭抬升及底板部分抬升時離心力的大小
同上所述，當偏心塊轉(zhuǎn)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?？紤]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。
=25+47/3=40.7 Kg126 Kg 合乎設計要求
6.6 兩軸間連架桿的壓桿穩(wěn)定性校核
有《材料力學》中歐拉公式得：
壓桿臨界應力： (6-7)
（其中，在本設計中，令壓桿的一端固定，一端鉸支，查壓桿的長度因素=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算得：
圖6-3 連桿的截面尺寸
=38.3 mm
=[3333+443556+104167+88445]
=54.58