机械毕业设计（论文）-蛙式打夯机设计（全套图纸三维） .pdf

i 四川理工学院毕业设计（论文） 蛙式打夯机设计 学 生：x x x 学 号：x x x 专 业：x x x 班 级：x x x 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 三号黑体，居中 按本科专业目录填写 1、若无专业方向，直接填写班号， 如：2010.1 2、若有专业方向，填写专业方向和 班号，如：机械设计 2010.1 i 四四 川川 理理 工工 学学 院院 毕业设计（论文）任务书毕业设计（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： 100 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 ii 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 153893706 iii 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 iv 目 录 摘要摘要 ii abstract iii 第第 1 章章 蛙式打夯机的介绍蛙式打夯机的介绍 1 1.1 蛙式打夯机的概述 1 1.2 打夯机的分类 2 1.3 蛙式打夯机方案 3 第第 2 章章 蛙式打夯机总体参数的设计蛙式打夯机总体参数的设计 4 2.1 确定偏心块质量 4 2.2 确定电机所需功率 5 第第 3 章章 第一对带轮的计算第一对带轮的计算 8 3.1 带传动设计 8 3.2 选择带型 9 3.3 确定带轮的基准直径并验证带速 9 3.4 确定中心距离、带的基准长度并验算小轮包角 10 3.5 确定带的根数 z 11 3.6 确定带轮的结构和尺寸 11 3.7 确定带的张紧装置 11 第第 4 章章 第第 2 对带轮的计算对带轮的计算 14 4.1 带传动设计 14 4.2 选择带型 15 4.3 确定带轮的基准直径并验证带速 15 4.4 确定中心距离、带的基准长度并验算小轮包角 16 4.5 确定带的根数 z 17 4.6 确定带轮的结构和尺寸 17 4.7 确定带的张紧装置 18 v 4.8 计算压轴力 18 第第 5 章章 轴的设计轴的设计 20 第第 6 章章 键的选择与校核键的选择与校核 28 6.1 带轮 1 上键的选择与校核 28 6.2 带轮 2 上键的选择与校核 29 6.3 带轮 3 上键的选择与校核 30 6.4 带轮 4 上键的选择与校核 31 6.5 离心力大小对整机设计的检验 33 6.6 两轴间连架杆的压杆稳定性校核 33 第第 7 章章 机械加工工艺规程设计机械加工工艺规程设计 42 7.1 零件的分析 42 7.2 加工的问题和设计所采取措施 42 7.3 轴加工定位基准的选择 42 7.4 轴加工主要工序安排 43 7.5 机械加工余量、工序尺寸及毛坯尺寸的确定 45 7.6 毛坯种类的选择 45 7.7 选择加工设备和工艺装备 45 7.8 机械加工余量、工序尺寸及毛坯尺寸的确定 46 7.9 确定加工用量及基本工时（机动时间） 46 第第 8 章章 夹具设计夹具设计 错误！未定义书签。错误！未定义书签。 8.1 工序尺寸精度分析 错误！未定义书签。错误！未定义书签。 8.2 定位方案确定 错误！未定义书签。错误！未定义书签。 8.3 定位元件确定 错误！未定义书签。错误！未定义书签。 8.4 定位误差分析计算 错误！未定义书签。错误！未定义书签。 8.5 夹紧方案及元件确定 错误！未定义书签。错误！未定义书签。 8.6 夹具总装草图 错误！未定义书签。错误！未定义书签。 vi 结结 论论 错误！未定义书签。错误！未定义书签。 参考文献参考文献 错误！未定义书签。错误！未定义书签。 致致 谢谢 错误！未定义书签。错误！未定义书签。 1 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。 2 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。 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 3 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。 1.3 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；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 4 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 +f =f g重 离总 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f 离重g 。才能将夯头带起，并使整机前移。 根据已知条件，n=100 r/min,则 10 =2 n=2100/60/ 3 rad srad s= 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，首先需要确定离心力的大小， 离心力公式为 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： 5 由偏心计算公式：b= 2sin 3 r 可得， b= 2sin22.5 3 22.5 r =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 3 7.8 /g cm =， 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 45 360 (40 2 -15 2 )2 3 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 2 =25.2570.25( 10 3 ) 2 （2-2） =691.7n 计算工作时所需功率：由 p=fr= 10 3 691.70.9=6.516 kw （2-3） 2 1 2 2 3 0.96 20.9820.990.876 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 1可得， 1 为 v 带的效率, 2 为第一、二对轴承的效率， 3 为联轴器的效率。 则电机所需功率为 po=6.5160.876=7.436kw 6 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 kg y132m-4 7.5 同步转速 1500 r/min,4 级 1440 2.2 2.2 81 （a） 7 （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/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 f gd 132 515 345 315 216 178 12 38 80 10 43 8 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 edad pkp = 表 3- 1 工作情况系数 a k 工作机 原动机 类 类 一天工作时间/h 10 10 载荷 平稳 液体搅拌机；离心式水泵； 通风机和鼓风机 （7.5kw） ；离心式压缩 机；轻型运输机 1.0 1.1 1.2 1.1 1.2 1.3 载荷 变动小 带式运输机（运送砂石、谷 物） ，通风机（ 7.5kw ） ； 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 1.1 1.2 1.3 1.2 1.3 1.4 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 1.2 1.3 1.4 1.4 1.5 1.6 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 1.3 1.4 1.5 1.5 1.6 1.8 根据 v 带的载荷平稳，两班工作制（16 小时） ，查机械设计p296表表 4， 取 ka1.1。即1.1 7.58.25kw daed pk pkw= 9 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 13 11 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 mind d 槽型 y z a b c d e mind d 20 50 75 125 200 355 500 2 12 1 1440 =2.88,=90 2.88=259.2mm 500 d d d d id d =所以 由机械设计p295表 13-4 查“v 带轮的基准直径” ，得 2d d=250mm 10 误差验算传动比： 2 1 250 =2.83 (1)90 (12%) d d d i d = 误 （ 为弹性滑动率） 误差 1 1 2.832.88 100%100%1.58%5% 2.88 ii i i = 误 符合要求 带速 1 90 1440 v=6.79/ 60 100060 1000 d d n m s = 满足 5m/s300mm，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 计算压轴力 12 由机械设计p303 表 1312 查得，a 型带的初拉力 f0133.46n，上面已得到 1 a =153.36o，z=8，则 1 a153.7 2sin=2 8 133.46 sinn=2079.28n 22 o o fzf = 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 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 13 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 3-2b。 （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） 14 第 4 章 第 2 对带轮的计算 4.1 带传动设计 输入功率 p1=p 1 2 3 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 1可得， 1 为 v 带的效率, 2 为第一、二对轴承的效率， 3 为联轴器的效率。 转速 n2=500r/min,n3=100r/min 计算设计功率 pd edad pkp = 表表 4- 1 工作情况系数 a k 工作机 原动机 类 类 一天工作时间/h 10 10 载荷 平稳 液体搅拌机；离心式水泵； 通风机和鼓风机 （7.5kw） ；离心式压缩 机；轻型运输机 1.0 1.1 1.2 1.1 1.2 1.3 载荷 变动小 带式运输机（运送砂石、谷 物） ，通风机（ 7.5kw ） ； 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 1.1 1.2 1.3 1.2 1.3 1.4 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 1.2 1.3 1.4 1.4 1.5 1.6 载荷 破碎机（旋转式、颚式等） ； 1.3 1.4 1.5 1.5 1.6 1.8 15 变动很 大 球磨机；棒磨机；起重机； 挖掘机；橡胶辊压机 根据 v 带的载荷平稳，两班工作制（16 小时） ，查机械设计p296表表 4， 取 ka1.1。即1.1 6.9857.6839kw daed pk pkw= 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 13 11 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 mind d 槽型 y z a b c d e 16 mind d 20 50 75 125 200 355 500 3 14 4 500 =5,=100 5=500mm 100 d d d d id d =所以 由机械设计p295表 13-4 查“v 带轮的基准直径” ，得 2d d=500mm 误差验算传动比： 2 1 500 =5.1020 (1)100 (12%) d d d i d = 误 （ 为弹性滑动率） 误差 1 1 5.105 100%100%2%5% 5 ii i i = 误 符合要求 带速 1 100 1440 v=7.46/ 60 100060 1000 d d n m s = 满足 5m/s300mm，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 1 a =153.36o，z=6，则 1 a153.7 2sin=2 6 130.59 sinn=1526n 22 o o fzf = 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 19 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 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 - - 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）,大带轮选择腹板带轮 如图（b） 20 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 2 d 500 mm 而 ft 2 3 2 d t 3 2 1495.5 10 500 8926.93 n frft n cos tan 8926.93 54.13cos 20tan 3356.64 n fafttan 4348.1654.13tan2315.31 n 圆周力 ft，径向力 fr及轴向力 fa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 21 （1）先按课本 370 p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 370 p315表，取112= o a，于是得 n p ad o 3 3 3 min =1123 68.43 84 . 6 60.36 （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 d（图 7.2） 。 为了使所选的轴直径 d与联轴器的孔径相适,故需同时选取联轴器的型号。 查课本 351 p表 14-1,考虑到转矩变化很小，故取 a k 1.3，则： tkt aca = 31.31495.510 91834.287 n mmg 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 173 p表 17-4， 选用 lt10 弹性套柱销联轴器（gb/t43232002） ，其公称转矩为 2000n mg。半联轴器 的孔径 d165 mm，故取 d65 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d 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 l1107 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l 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d 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 mm 150 mm30.5 mm，故d = d 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l 44.5 mm。 取安装带轮处的轴段d-90 mm；带轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已 知带轮毂的宽度为 90 mm， 为了使套筒端面可靠地压紧带轮， 此轴段应略短于轮毂宽度， 故取l-86 mm。带轮的右端采用轴肩定位，轴肩高 h0.07d，故取 h7 mm，则d 104 mm。轴环宽度hb4 . 1,取 b12 mm。 22 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mml30=,故取l 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/mm 65 h7/k6 80 85 m6 90 h7/n6 104 85 m6 长度/mm 105 67.5 46 86 12 44.5 键 bh l/mm 20 12 90 251470 c 或 r/mm 处 245 o 处 r2 处 r2.5 处 r2.5 处 r2.5 处 r2.5 处 2.545 o （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d-90 mm 由课本 106 p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 h7 n6 ；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 h7 k6 。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 365 p表 15-2，取轴左端倒角为 245o，右端倒角为 2.545o。各轴肩处 的圆角半径为:处为 r2，其余为 r2.5。 23 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ll 32 +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： ll 32 +57.1+71.6128.7 mm 1 fnhf ll l t 32 3 + 71.6 8926.93 57.1 71.6 + 4 966.34 n 2nh f f ll l t 32 2 + 57.1 8926.93 57.1 71.6 + 3 960.59 n 1nv f ll df lf a r 2 32 3 + + 2315.31 316.125 3356.64 71.6 2 57.171.6 + + 2 676.96 n 2nv f ff nvr2 3 356.64-2 676.96679.68 n mh 1 fnh 2 l 4 966.3457.1283 578.014 n mmg 1v m lfnv 21 2 676.9657.1152 854.416 n mmg 2v m lfnv 32 679.6871.6486 65.09 n mmg 1 m mm vh + 2 1 2 22 283578.014152854.416+322 150.53 n mmg 2 m 22 2hv mm+ 22 283578.01448665.09+287 723.45 n mmg 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 1 fnh4 966.34 n， 2nh f3 960.59 n 1nv f2 676.96 n， 2nv f679.68 n 弯矩 m mh 283 578.014 n mmg 1v m152 854.416 n mmg 2v m486 65.09 n