蛙式打夯机设计设计说明书

毕业设计（论文）任务书 设计（论文）题目： 蛙式打夯机设计 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： 100 次 /分，打击力：约 600N （ 2） 主要内容及基本形式 按给定的蛙式打夯机主要技术参数，进行设计计算。确定蛙式打夯机重要 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。编写设计说明书 。 2指定查阅的主要参考文献及说明 机构设计 曹唯庆 主编 机械工业出版社 机械系统设计 朱龙根 主编 机械工业出版社 机械工程设计手册 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 2007.03.05-2007.03.25 2 进行方案设计，确定基本结构形式 2007.03.26-2007.04.10 3 进行图纸设计和主要的设计计算 2007.04.11-2007.05.28 4 完成设计计算说明书的编写 2007.05.29-2007.06.05 5 设计图纸与说明书的校对 2007.06.06-2007.06.24 I 摘要 蛙式打夯机的工作原理是通过带传动，夯机体在偏心块离心力的作用下做上下冲击振动，从而压实物料。同时，离心力的作用也使得机体自行前移。 本文完成了蛙式打夯机的设计，具体包括对偏心块、轴、带轮、夯头架的结构设计，并对机器上主要构件 (如轴、各主要连接螺栓 )进 行了强度校核计算。本文设计的蛙式打夯机结构小巧，装拆方便，在 进行小面积薄铺层的平整和初步压实加工的过程中，能发挥较大的作用。 最终完成了蛙式打夯机总装配图和主要零部件的零件图的设计，并完成了输出大带轮和心轴的加工工艺及工装的设计，绘制了专用夹具图。 关键词： 蛙式打夯机， 离心力 ，结构设计。 I ABSTRACT The working principle of breaststroke ramming machine (BRM) is that through 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 forward voluntarily. 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 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 and to do the preliminary compaction process. 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 are designed, too Keywords: Ramming Breaststroke Machine, Centrifugal Force, Structure Design. 目 录 中文摘要 . 英文摘要 . 第 1章 绪论 . 1 1.1 蛙式打夯机的发展现状 . 1 1.2 本设计的设计目的 . 1 1.3 本设计中的蛙式打夯机结构简图 . 2 第二章 电机功率的确定 . 3 2.1 确定偏心块质量和工作功率 . 3 2.1.1 确定偏心块质量 . 3 2.1.2 确定电机所需功率 . 4 第三章 确定 V带型号和带轮直径 . 5 3.1 确定 V带选用类型 . 5 3.1.1 V带尺寸的确定 . 5 3.2 带疲劳强度及寿命校核 . 5 3.2.1 带的工作应力计算 . 5 3.2.2 带的寿命计算 . 7 3.3 计算一级带轮直径及所受载荷 . 7 3.3.1 计算带轮 D2 直径并确定 带根数 . 7 3.3.2 求轴上载荷 . 8 3.3.3 带轮结构 . 8 3.4 计算二级带轮直径及轴上载荷 . 10 3.4.1 计算带轮 D3 、 D4 直径并计算载荷 . 10 3.4.2 求轴上载荷 . 10 3.4.3 带轮结构 . 11 第四章 轴的设计 . 13 4.1 带轮 4上轴的设计 . 13 4.1.1 初步确定轴的尺寸 . 13 4.1.2 带轮 4上轴的整体设计 . 13 4.1.3 轴的受力校核 . 14 4.2 带轮 3 上轴的设计 . 16 4.2.1 初步确定轴的尺寸 . 16 4.2.2 轴的受力校核 . 17 四川理工学院毕业设计 1 第五章 键的选择与校核 . 20 5.1 带轮 1上键的选择与校核 . 20 5.1.1 键的选择 . 20 5.1.2 键的校核 . 20 5.2 带轮 2 上键的选择与校核 . 21 5.2.1 键的选择 . 21 5.2.2 键的校核 . 21 5.3 带轮 3 上键的选择与校核 . 22 5.3.1 键的选择 . 22 5.3.2 键的校核 . 22 5.4 带轮 4 上键的选择与校核 . 23 5.4.1 键的选择 . 23 5.4.2 键的校核 . 23 第六章 紧固螺栓的强度校核 . 24 6.1 轮 4上轴承座与夯头连接螺栓的强度校核 . 24 6.2 偏心块与轮 4 连接螺栓的强度校核 . 24 6.3 离心力大小对整机设计的检验 . 25 6.3.1 检验整机前移时离心力的大小 . 25 6.3.2 检验夯头抬升及底板部分抬升时离心力的大小 . 25 6.4 两轴间连架杆的压杆稳定性校核 . 25 6.5 轴 1上轴承使用寿命校核 . 26-1 第七章 带轮加工工艺设计 . 27 7.1 零件的分析 . 27 7.1.1 零件的作用 . 27 7.1.2 零件的工艺分 析 . 27 7.2 工艺规程的设计 . 27 7.2.1 基准的选择 . 27 7.2.2 制定工艺路线 . 27 7.2.3 机械加工余量、工序尺寸及毛坯尺寸的确定 . 28 7.3 确定切削用量及基本工时 . 28 7.4 专用夹具的设计 . 36 第 8章 设计总结 . 39 参考文献 . 41 致谢 . 42 第一章 绪论 2 绪论 1.1 蛙式打夯机的发展现状 轻型压实设备蛙式打夯机是一种简易压实施工机械，市场拥有量巨大，但工作效率很低，而且安全性较差，一般只能进行小面积薄铺层的平整和初步压实工作。但随着振动平板夯和振动冲击夯 的日趋成熟，以及在近期内的推广应用，从而使蛙式打夯机真正退出历史舞台。 蛙式打夯机的工作过程是通过带传动，在利用偏心块离心力的作用下使得夯体作上下冲击振动，从而压实物料。同时也是利用离心力的作用，使得机体得以自行移动。现阶段的蛙式打夯机在整体布局上没有多大的变化，而改进之处，一是原动机性能的不断革新，使得整机性能得到了较大的改进；二是对整机的移动和转动装置的改进，使得转向和前移更灵活自如，少与人工的干涉。其中在理论研究方面，西南石油学院有了较大的进展，他们在机体托盘下方安装了一个轴向转动装置，克服了以往机体 转向费力的缺点，使得夯实转向工作能更轻易地进行。 蛙式打夯机的设计较简单，其主要结构为大小减速带轮、支承轴、夯头体、底板、以及支架等构件构成。现在市面上出售的打夯机，其主体部分都是通过焊接完成，这在结构造型上显得很灵活，可以根据不同的工作环境改变其构成，同时，焊接操作方便，简单，也便于以后对机器的改进。其采用的材料也主要以钢材为主，这在减小机器结构尺寸，增加机体刚性上取得了很好的效果，使得打夯机工作效率有了较大的提高。 1.2 本设计的设计目的 本次设计的蛙式打夯机在造型上较为传统，其体积较庞大，主要原 因是它的夯头体和底板分别采用的是整体铸造成型，而在现有的打夯机中，其结构主要是采用型钢焊接，这在减小体积、加强机体总体紧凑性上得到了很好的解决。在本设计中，虽然底板和夯头体采用的是整体造型结构，但它并不影响机器的工作效率和动力特性。这样做的原因主要是为了能综合运用所学的知识，通过对它的总体的设计，使我在对知识的互相贯穿、相互链接上取得了不小的收益。 虽然本设计的主要任务是蛙式打夯机的整机设计，但在实际的设计过程中，也涉及到了机械加工工艺及工装的设计，这在知识的结构面上得到了较全面的补充与统一。在本设计中，主 要对最终输出带轮进行了工艺工装的设计，在设计夹具的过程中，考虑到带轮自身结构的特殊要求，所以对加工 V形槽的工序进行了专用夹具的设计。第一章 绪论 2 1.3 本设计中的蛙式打夯机结构简图 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 1-1 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； 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 四川理工学院毕业设计 3 第二章 电机功率的确定 2.1 确定偏心块质量和工作功率 2.1.1 确定偏心块质量 在整机设计过程中 ，由于总打击力为 600N，在次装置中，由于总力是偏心块离心和夯头重力的合力，所以，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，偏心块产生的离心力只需要克服夯头重力，即 F 离 重G。只有这样，离心力才能将夯头带起，并使整机前移。 根据已知条件， n=100 r/min,则 =310 rad/s,令偏心块 厚 20mm,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，本设计中令夯头连杆 间距离为 700mm，由公式 P=FR， 首先需要确定离心力的大小，由 F=ma=mR 2 ,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=2 sin3R 可得， （ 2-1） B= 2 sin22.53 22.5R =194.5 mm 图 2-2 重心计算简图 第二章 电机功率的确定 4 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 37 .8 /g cm ， 由 m= v=7.8 60360 (37.52 -12.52 ) 22 1000=17.4 Kg 2.1.2 确定电机所需功率 故以上得夯头受力为： F=mR 2 =17.4 0.1945 (103 )2 （ 2-2） =371 N 计算工作时所需功率：由 P=FR = 1033 7 1 0 .7 =2.72 KW （ 2-3） 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 1 可得，带传动效率为 =0.96 ， 在 本 传 动 中 ， 使 用 了 两 组 带 ， 故 其 总 效 率 为总 =0.96 0.96=0.9216 。则电机所需功率为 Po =2.72 0.9216=2.95 KW 查机械设计课程设计手册得： 选择，其铭牌如下表 1-1： 表 2-2 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 Kg 同步转速 1500 r/min,4 级 Y100L1-4 3 1420 2.2 2.2 38 四川理工学院毕业设计 5 第三章 确定 V 带型号和带轮直径 3.1 确定 V 带选用类型 本设计中采用窄 V带其主要原因有： 1、 因设计结构的需要，本设计中的 V 带在安装和拆卸时都存在着不便，因此，在传动过程中应选用一种耐用的带。 2、 窄 V 带与普通 V 带相比，当高度相同时，其宽度比普通 V 带小约 30%，窄 V 带传递功率的能力比普通 V带大，允许速度和曲挠次数高，传动中心距小，适用于大功率切且结构紧凑的传动。 3.1.1 V 带尺寸的确定 要使带传动能正常进行，必须保证 V带与带轮紧密地结合，在 V 带传动中，带截面夹角必 定大于带轮截面夹角，并保证两接触面间有足够的摩擦力。 在本设计中， V 带截面尺寸如下所示： 表 3-1 V 带截面尺寸 V带截面示意图如下： 图 3-1 带轮截面尺寸 3.2 V 带疲劳强度及寿命校核 3.2.1 带的工作应力计算 带在传动过程中，其受力情况如下所示： 名称 b h pb数值 11.5 8 40 9.7 第三章 确定 V 带型号及带轮直径 6 图 3-2 带轮工作应力图 根据前面的 计算得，带轮 1， 2的张紧力为 0F =142.3 N，而带轮 3， 4上的张紧力为 0F =273.3 N，在计算带轮寿命的过程中，本设计仅仅对通过带轮 3上的应力及带的寿命进行了计算。选择轮 3的原因是：轮 3 比轮 4小，带在其上弯曲的次数较多，应力循环次数也较多，对带的影响也是最大的。 带速 V= 33601000Dn = 90 50060 1000 =2.36 m/s 根据公式： 1 0 0 0 1 0 0 0 3 0 . 9 2 1 62 . 3 6PvF =1172 其中 为带轮包角， 为带与带轮的摩擦系数，本设计 中，令带与带轮的摩擦类型为皮革与铸铁类型，其摩擦系数 =0.35 ，得 F=1172 N 。 又有： 12F F F ， （ 3-1） 1 0 0 2F F F F ， （ 3-2） 联立式（ 3-1），（ 3-2）得： 1 0 12F F F F ，代入值得 1F =1798 N ， 2F =626 N 11 FA = 6179868.8 10 =26 aMP （其中 A 为带截面面积） (3-3) 2 66262 6 8 . 8 1 0 9 . 1FA aMP 0 62 7 3 . 30 6 8 . 8 1 0 4FA aMP 由于带速 V 10 m/s,所以离心力可以忽略。 2 . 3 7 51 9 0 / 23 5 0 1 8 . 5yb rE aMP (3-4) 在上式中，带的弹性模量 E （ V带弹性模量 E为 250: 400 M aP ） , 设计中取 E 350 M aP ； y 为带的中性层到其最外层的距离，查机械设计得， V四川理工学院毕业设计 7 带 y= ah =3 ,r为曲率半径， V带 r=D/2 。 带在工作时，强度条件应满足下式： m a x 1 1b （ 3-5） m a x 1 1b 26+18.5=44.5 aMP 3.2.2 带的寿命计算 由带的疲劳强度条件： 3600 vPh L dCCm mN Zt （ 3-6） 式中：pZ 绕过带轮的数目； ht 总工作时间； V 带速， m/s ； m 指数，胶帆布平带传动 m=5: 6,V带传动 m=11。 N 循环次数，在本设计中 N= 610 。 代入数值得： 1 1 611726 66 8 . 8 1 02 . 3 6 2 . 3 62 5 0 0 2 5 0 0( ) 1 0( ) 1 0 11113 6 0 0 4 3 6 0 0 4mhhtt 1 1 81172 66 8 . 8 1 0 112 . 3 62500( ) 1 03 6 0 0 4 hh tt =2.7 年 3.3 计算一级带轮直径及所受载荷 3.3.1 计算带轮 D2 直径并确定带根数 计算项目 计算内容 计算结果 工作情况系数 查表 11.5得 AK =1.4 计算功率 .CAP K P =1.4 3 CP =4.2 KW 选带型号 由表 11.16得 选用 SPZ型 小带轮直径 由表 11.16得 1D =85 mm 大带轮直径 2D = 112 8 5 1 4 2 0500( 1 ) ( 1 0 . 0 1 )Dnn 取 2D =236 mm （取滑动率 =1%，大带轮转速 500r/min） 大带轮实际转速 112 8 5 1 4 2 02 236( 1 ) ( 1 0 . 0 1 )DnDn 2n =506 r/min 计算带长 求 mD 12 8 5 2 3 622DDmD mD =160.5 mm 求 21 2 3 6 8 522DD =75.5 mm 初取中心距 1 2 1 22 ( ) 0 . 5 5 ( )D D a D D h 6 4 2 1 8 5a mm 初取中心距 a =500 mm 带长 22m aL D a 2755001 6 0 . 5 2 5 0 0 第三章 确定 V 带型号及带轮直径 8 L=1515.4 mm 基准长度 由图 11.4得 dL =1600 mm 求中心距和包角 中心距 22144 ( ) 8mLD ma L D = 221 6 0 0 1 6 0 . 5 144 ( 1 6 0 0 1 6 0 . 5 ) 8 7 5 . 5 a=543 mm 642 mm合理 小带轮包角 211 1 8 0 6 0DDaa 。 。= 2 3 6 8 55431 8 0 6 0。 。 =163.3。 120。 合理 求带根数 带速 V= 11 8 5 1 4 2 06 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0Dn V=6.32 m/s 传动比 i=12nn =1420/500=2.84 带根数 Z=0()c aLPP P K K 3 .0 1 .4(1 .4 0 .2 1 ) 0 .9 2 0 .9 3 Z=3.05 （其中：由表 11.9得， P0 =1.4，包角系数 由表 11.7得 Ka =0.92，长度系数 KL =0.93 由表 11.11得， 0P =0.21） 取 Z=3根 3.3.2 求轴上载荷 张紧力 2 . 5 20 5 0 0 ( )caaPKv z KF q v= 23 . 0 8 2 . 5 0 . 9 26 . 3 2 3 0 . 9 25 0 0 ( ) 0 . 0 7 6 . 3 2 0F =142.3 N （由表 11.4得， q=0.07 Kg/m） 轴上载荷 QF= 1 4 9 . 60 22 . 2 s i nzF = 1 4 9 . 60 22 . 2 3 s i nF QF=906 N （注：以上带轮直径及轴上载荷计算中引用的公式均来自机械设计 2 ） 3.3.3 带轮结构 四川理工学院毕业设计 9 图 3-3 带轮 1 结构尺寸 由于 带轮 2 基准直径小于 300 350mm，所以采用腹板式。 以下绘图中所采用的数据，均来自机械零件设计手册 3，具体值见下表： 表 3-2 带轮 2 结构尺寸 名称 0d D B 1d L S S1 2S 1h 2h 1a 2a 1f 2f 数值 242 236 45 70 63 10 18 8 23 18 9 7 5 1 图 3-4 带轮 2 结构尺寸 第三章 确定 V 带型号及带轮直径 10 3.4 计算二级带轮直径及轴上载荷 3.4.1 计算带轮 D3 、 D4 直径 并计算载荷 按照以上的计算，初取大带轮直径 D4 =450 mm, 根据已知条件： n3 =500 r/min ,n4 =100r/min,由 i= 3 443n DnD 得 4433nDnD 100 4500500 =90 mm 计算项目 计算内容 计算结果 计算带长 求 mD 34 9 0 4 5 022DDmD mD =270 mm 求 43 4 5 0 9 022DD =180 mm 初取中心距 3 4 3 42 ( ) 0 . 5 5 ( )D D a D D h 1 0 8 0 3 0 5a mm 初取中心距 a =700 mm 带长 22m aL D a 21807002 7 0 2 7 0 0 L=2294 mm 基准长度 由图 11.4得 dL =2500mm 求中心距和包角 中心距 22144 ( ) 8mLD ma L D = 222 5 0 0 2 7 0 144 ( 2 5 0 0 2 7 0 ) 8 1 8 0 a=806mm 1080 mm 合理 小带轮包角 211 1 8 0 6 0DDaa 。 。= 4 5 0 9 08061 8 0 6 0。 。 =153.2。 120。 合理 求带根数 带速 V= 33 9 0 5 0 06 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0Dn V=2.36 m/s 传动比 i=12nn =500/100=5 带根数 Z=0()c aLPP P K K 3 .0 0 .9 6( 0 .8 0 .0 7 8 ) 1 .0 7 0 .9 2 Z=3.3 （其中：由表 11.9得， P0 =0.8，包角系数 由表 11.7得 Ka =0.92，长度系数 KL =1.07 由表 11.11得， 0P =0.078） 取 Z=4根 3.4.2 求轴上载荷 四川理工学院毕业设计 11 张紧力 2 . 5 20 5 0 0 ( )caaPKv z KF q v= 23 2 . 5 0 . 9 22 . 3 6 4 0 . 9 25 0 0 ( ) 0 . 0 7 2 . 3 6 0F =273.3 N （由表 11.4得， q=0.07 Kg/m） 轴上载荷 QF= 1 4 9 . 60 22 . 2 s i nzF = 1 5 3 . 20 22 . 2 4 s i nF QF=2127 N （注：以上带轮直径及轴上载荷计算中引用的公式均来自机械设计 2 ） 3.4.3 带轮结构 以下绘图所使用的数据，均来自机械零件设计手册 3，由表 10.8，小带轮 3采用实心式，大带轮 4 采用轮辐式。 以下绘图中采用的数据均来自机械零件设计手册 3，具体值见下表： 表 3-3 带轮 4 结构尺寸 名称 D 0D 0d B ahfhf e 数值 90 96 50 58.5 38 3 9 9 13.5 6 图 3-5 带轮 3 结构尺寸 表 3-4 带轮 4 结构尺寸 名称 0d D B 1d L S S1 2S 1h 2h 1a 2a 1f 2f 数值 60 450 58.5 120 108 18 36 10 55 44 22 17.6 11 8.8 第三章 确定 V 带型号及带轮直径 12 图 3-4 带轮 4 结构尺寸 四川理工学院毕业设计 13 第四章 轴的设计 4.1 带轮 4 上轴的设计 4.1.1 初步确定轴的尺寸 轴材料选用 45 钢调质，参考材料力学 4 得， G=80 aGP ， 4 0 aGP ， 1 .5 / m 。 。 轴上转矩： 3 0 . 9 2 1 91 1009 5 4 9 9 5 4 9PnT =264 N/m (4-1) 由强度条件： m a x m a x3316 tTTD (4-2) m a x 616 1 6 2 6 43 33 4 0 1 0 TD =32.3 mm 由刚度条件： m a x m a x 43321 8 0 1 8 0m a x DpTTGIG 。 。(4-3) m a x23 2 1 8 043 TGD 。33.6 mm 初取轴的直径为 D=60 mm 4.1.2 带轮 4 上轴的整体设计 带轮 4 上主要安装的零件有，带轮 4，夯头架，固定套筒。在设计轴时，其长度应该大于这几个零件宽度之和，在校核轴时，主要应考虑的是轴的受力弯曲变形。 第四章 轴的设计 14 图 4-1 带轮 4 轴的结构设计 4.1.3 轴的受力校核 根据前面 计算得： 轴上离心力： F离=326 N ，同时轴上还受到夯头和带轮 4的重力作用。 夯头受到的重力为： G=Mg=15.3 9.8=150 N 带轮 4受到的重力为： G=Mg= vg = 2 7 . 0 ( 2 2 . 5 ) 5 . 8 5 / 1 0 0 0 9 . 8 =638 N 四川理工学院毕业设计 15 图 4-2 带轮 4 轴的受力分析 计算项目 计算内容 计算结果 计算支承反力 水平面反力 1 8 2 4 8 2174 388RF N ；2RF 388 N 垂直面反力 1RF=525 N ， 2RF=-525 N 水平面（ xy）受力图 见图 4-2b 垂直面（ xz）受力图 见图 4-2c 画轴弯矩图 水平面弯矩图 见图 4-2d 垂直面弯矩图 见图 4-2e 合成弯矩图 见图 4-2f 画轴转矩图 见图 4-2g 轴受转矩 1TT T =264 第四章 轴的设计 16 许用应力 用插值法由机械设计表 16.3得： 0b =95 aMP 许用应力值 1b