电动式震动平板夯的结构设计VIP

I 摘 要 在道路和建筑施工中都要对基础和路面进行压实，压实作业是施工中的一个重要组成部分。有效的压实能显著提高基础或路面的承载能力和稳定性，提高不渗透性，消除沉陷。压实质量如何，对道路和建筑的安全和寿命有着决定性的影响。如何有效的提高压实度已经成为一个需要迫切解决的问题。压实机械有多种分类方法，按工作装置的外形可分为：圆柱形，平板型，多边形，凸块形，羊角形等；按载荷可分为：静作用，振动作用，冲击作用等；按驱动方式可分为：自行驱动式，拖动式等；按压实原理课分为：静力压实，振动压实，震荡压实，真空压实，夯实， 冲击压实等；振动平板夯主要用于夯实颗粒之间的粘结力及摩擦力较小的材料，如河沙、碎石、沥青等。其主要工作参数有：工作平板底面面积、整机质量、激振力、激振频率的影响 。 关键词 ： 激振器 ； 轴； 齿轮； 带轮 n be on is an of of or of a on of to of a to a of to s be so to be of to be to is as a of of of 录 摘 要 . I . 一章 振动平板夯的分类、作用及特点 . 1 板夯的分类 . 1 板夯的作用及工作原理 . 1 板夯的特点 . 1 第二章 平板夯带和带轮设计 . 2 . 2 动机的选择 . 2 V 带设计 . 2 定计算功率 . 2 择带型 . 2 定带轮基准直径1v。 . 2 定 V 带中心距 a 和基准长度 . 3 算小带轮上包角 1. 3 算带根数 z . 3 带初拉力最小值 F. 3 压力 . 4 轮设计 . 4 轮材料 . 4 轮基本尺寸 . 4 第三章 激振器设计 . 5 的设计 . 5 定最小轴径 . 5 各段直径和长度 . 5 强度校核 . 5 轮设计 . 7 择齿轮类型、精度等级、材料、齿数、 . 7 面接触强度计算 . 7 根弯曲强度 . 8 承的选择与校核 . 9 承的选择 . 9 承校核 . 10 承的润滑与密封 . 11 的选择与校核 . 11 轮与轴键的选择与校核 . 11 轮与轴键的选择与校核 . 12 第四章 激振器的工作原理及振幅的调节 . 13 作原理 . 13 迫振动 . 13 迫振动规律 . 13 幅的调节 . 15 心块的设计 . 15 第五章 振动平板夯的隔振装置 . 17 第六章 结 论 . 18 结 . 18 束语 . 18 致 谢 . 20 参 考 文 献 . 21 1 第一章 振动平板夯的分类、作用及特点 板夯的分类 压实机械有多种分类方法，按工作装置的外形可分为：圆柱形，平板型，多边形，凸块形，羊角形等；按载荷可分为：静作用，振动作用，冲击作用等；按驱动方式可分为：自行驱动式，拖动式，自移式等；按压实原理课分为：静力压实，振动压实，震荡压实，真空压实，夯实，冲击压实等；按质量和作用力大小可分为：定向振动，圆周振动，多频振动，混沌振 动等。 板夯的作用及工作原理 振动平板夯利用激振器产生的振动能量进行压实作业，其对地面产生强烈的冲击力形成冲击波向地表内层传播，使被压层永久变形，激振力引起被压层颗粒振动或产生共振，减小土壤微粒之间的内摩擦力并产生位移，冲击振动相结合使之处于最密实状态，打倒压实效果。 振动平板夯主要适用于夯实颗粒之间的粘结力及摩擦力较小的材料，如河砂、碎石及沥青等。振动平板夯的主要工作参数有：工作平板底面面积、整机质量、激振力及激振频率。一般情 况下，同一种规格的平板的底板面积都差不多，所以平板冲击夯的性能主要受整机质量、激振力及激振频率的影响。激振力主要是用来维持被夯实材料的受迫振动；而激振频率则影响夯实效率及夯实程度，即在同样的激振力作用下，激振频率越高，夯实效率及密实度越高。 板夯的特点 本设计将采用双偏心块回转振动发生器，针对之前的蛙式夯实机自身体积大、质量大使用和转移不方便；偏心块外漏违反安全要求；噪音大工作时影响附近居民生活；夯头架连续冲击金属结构部分应以出现断裂；夯头架上的联接螺栓也在连续冲击下容易松动，如不经常检查容易造成偏心块飞出伤人事故；灵位蛙式打夯机在使用中操纵人员劳动强度大、传动带受偏心块激振力周期变化的影响容易失效，需要不 是更换；而且夯实效果也差。从上述情况看，工程施工场所需要一种小型压实机械，要求性能：质量较轻，体积小，结构紧凑，外观新颖，便于移动场地，操作轻便，压实作用大，压实效果好，价格低廉，适合我国国情。市面上最为常见的平板夯分为内燃式和电动式振动平板夯，而按照振源可分为单振动质量型和双振动质量型；单质量的是全部质量参加振动运动；而双质量的是下部质量与上部质量之间有隔振装置。 2 第二章 平板夯带和带轮设计 结构简图 动机的选择 根据工作条件和激振器的要求，选择 Y 系列三相异步电动机，由于电动机转速越高，相应激振力越大，初步选择 动机，额定功率 p=3载转速 n=2870r/量 m=33V 带设计 定计算功率 表 8得工作状况系数 = 选择带型 根据 1择 A 型。 定带轮基准直径1v。 1）初选小带轮基准直径1d。由表 8 810 2）验算带速 v。按公式（ 8 s/60 287 080100 060 1d 3 30/5 ，带速合适。 3）计算大带轮基准直径2 i=2 2dd=60 确定 V 带中心距 a 和基准长度 ）根据式（ 8初定中心距 0023 0048001 608023 002）（）（）（）（000 2）实际中心距 a 2002 m 算 小带轮上包角 190165309 002 ）（）（合适。 算带根数 z 查表 8本额定功率 0r （V z=3. 带初拉力最小值 A 型单位长度质量 q=m. KF 00)00) 22m （应使带的实际拉力 4 压力 0021650p 轮设计 轮材料 由于转速s/不大，选择带轮材料 d 选择腹板式 轮基本尺寸 基准宽度带轮宽48 ）（）（ 5 第三章 激振器设计 的设计 定最小轴径 因为轴有相应振动载荷，冲击要就较高，因此选用 40制处理 查表 15拉强度极限P屈服强度 极限P剪切疲劳强度极限P许用弯曲应力 查表 150A=112 00043 52287 考虑皮带轮和齿轮需要加键槽和螺栓对轴的强度削弱，故最小轴径相应增大1015%,则最小轴径选择 d=30 各段直径和长度 轴最小直径,1右端需要制出轴间，故， 1要安装带轮，则4822衔接轴承端盖，故2532L， 3受到轴向力较小忽略，主要是径向力，选用深沟球轴承 6008，40d 4，L，齿轮键连接在 4，齿宽 b=37轴径 ， 5 ， 6承处 ，强度校核 1） 轴受力分析 根据图中对轴进行受力分析，和弯矩图可以看出，危险截面在 E 出，其在平板夯振动时所受到的弯矩最大，同时也最危险 6 图 ） 计算轴所受到力的大小和弯矩 水平面 H 的计算： 980()998038(038)998038(0)()(95012 的计算： 7 432 8099800 0)9980(101)998038(0)8038(38101)998038(0-)()(-)(41421N/ , 40000 N/ 200 40 000)( 2222321 由表 15得材料 - 1 强度合格。 轮设计 择齿轮类型、精度等级、材料、齿数、 根据传动方案选用直齿圆柱齿轮传动；因为其转速不是跟高，故精度等级 7级；有表 10择齿轮材料为 40制表面淬火，硬度 280齿轮相对称分布，故取齿数 z=40. 面接触强度计算 1）分度圆直径 3 2d 1u （2）式中个值计算 载荷系数 A使用系数 载荷系数间载荷分布系数3） 材料弹性影响系数 4） 齿轮转动转矩 8 51151 查表 10得齿轮接触疲劳强度0016） 应力循环次数 9 ）（接触疲劳许用应力 % 安全系数 S=1 由 1） 7）计算齿轮分度圆直径 248） 圆周速度 v s/60 143 60 9） 齿宽 b ，10） 齿宽与齿高比 ，t 11） 实际分度圆直径 312) 模数 m 根弯曲强度 3 F 9 上式计算数值 1） 弯曲疲劳强度极限2） 安全系数 S=） 弯曲疲劳许用应力 5）齿形系数 算 013 F Y 7)由 1） 6） 4 综上所述取 m=3） ，则 z=43 9） 齿轮几何尺寸 模数 m=3数 z=43 压力角 018分度圆直径 d=329心距 1 齿宽 d 齿顶圆直径 齿根高 齿根圆直径 承的选择与校核 承的选择 激振器在实际运转过程在红要受到强烈的振动和冲击，一般径向会受到比较打的载荷，尽管偏心轴 在运转过程中也会受到一定的轴向力，但其比较微小，一般可以忽略不计。而深沟球轴承主要承受径向载荷，同时也可同时承受小的轴向载荷，当量摩擦系数最小。在高速时，可用来承受纯轴向载荷。工作中允许内，外圈轴线偏斜量小于等于 8 166，大量生产，价格最低。上述特点较符合本次设计，所以选用深沟球轴承 6008. 10 d D B 润滑 408571500r、 轴承校核 1） 校核轴承额定 动负荷 轴承的寿命与所受到载荷的大小有关，工作载荷越大，引起的接触应力越大，因为在发生点蚀破坏前所受到的应力变化次数也就越少，也就是轴承寿命越短所谓轴承的基本额定动载荷就是轴承的基本额定寿命恰好为610r 时，轴承所能承受的载荷，基本额定动载荷指的是纯径向的载荷，称为径向基本额定动载荷。不同型号的轴承有不同的基本额定动载荷值，它表征可不同型号轴承的载荷特性。 滚动轴承的基本额定动载荷是在一定的运转条件下群定的，如载荷条件：向心轴承仅 承受纯径向载荷 力轴承仅承受纯轴向载荷 际上，轴承的许多应用场合，常常同时承受径向载荷和轴向载荷。因此，在进行轴承寿命计算时，必须把实际载荷转换为确定基本额定动载荷的载荷条件相一致的当量动载荷。当量动载荷 P 的一般计算公式为 X,Y 分别为径向动载荷系数和轴向动载荷系数，其值查表 13于偏心轴在旋转过程当中一般不受到轴向力，受到也只是摩擦作用的一个反力了，在实际计算中 可以忽略的，因而0r 3得 X=1， Y=0. 则01r P=101N 求 出来的当量动负荷只是一个假象载荷的定义。实际上由于机器的惯性，零件的不准确性及其他因素的影响，轴承上的景象载荷和在轴向载荷与实际上往往有差别，而这种差别在理论上式很难精确求出的，为了计算这么影响，计算当量动载荷时需要乘上 2 一个根据经验而定的载荷系数，这些系数包括温度系数、速度系数、寿命系数、负荷系数。 查表可得 负荷系数 1T（轴承运转是温度一般低于 120 度） 速度系数 （轴承按工作 5000h） 11 实际额定动负荷63 9ff C小于 C，所以满足动负荷要求。 2） 校核额定静负荷 计算基本公式000 0则有101r0 X=1， Y=0 000=202N 00 C，,则额定静负荷符合要求。 3） 计算轴承寿命 391 70001 4356010 10h 所以轴承寿命符合要求。 承的润滑与密封 轴承的密封和润滑对轴承的影响很大，轴承中的润 滑剂不仅可以降低摩擦阻力，还可以起着散热、减小接触应力、吸收振动、防止锈蚀等作用。工作过程中轴承的损失大部分都是因为润滑不良或者润滑剂流失轴承干转造成的，需高度重视密封和润滑。 激振器的转速为 1435r/速相对较低，则选用脂润滑，满足轴承极限转速要求。润滑脂形成的润滑膜强度高，能承受较大的载荷，不易流失，容易密封，一次加脂可以维持很久。选用 2 号锂基润滑脂作为润滑剂，该润滑脂具有良好的机械安全性能、防水性、防腐蚀性、抗磨性，使用温度一般不超多 120 度。 使用脂润滑，轴承盖与轴承室之间采用橡胶垫片进行 密封；偏心轴与轴承端盖之间采用毡圈密封，毡圈密封机构简单紧凑，制造容易，同时具有良好的密封性，而且此激振器转速不是很高。 的选择与校核 轮与轴键的选择与校核 1） 齿轮与轴的联接键选用圆头平键 A 型 2） 根据 d=44择键尺寸812L=3212 3） 强度校核 查表许用挤压应力，去平均值 75的工作长度 l=L P20触高度 k=1/2h=1/2=9550435=20N、 m 轮与轴键的选择与校核 1） 选用单圆头普通平键 C 行 2）， L=40） 强度校核 查表许用挤压应力 P键的工作长度 l=00 13 第四章 激振器的工作原理及振幅的调节 作原理 迫振动 强迫振动：就是由外界持续激振所引起的振动，一般是外界不断获得能量补偿阻尼所消耗的能量，使系统得以维持持续的等幅振动。外界激振所引起的振动状态称为相应。对应于不同的外界激振，系统将具有不同的相应。系统的相应一般以唯一的形式表达，又是也可以速度或者加速度形式表达。外界激振来源有两类情况：一类是持续的激振力， 激振力可能是直接作用在质量块上的；更多的可能是由于系统运动的部件不平衡离心惯性力引起的。另一类是持续的支撑运动，本次设计的激振器产生的激振力是通过偏心块离心力引起的振动。 迫振动规律 从一个阻尼的质量 出由此引起的强迫振动规律。以电磁式振动台为例： 图 电磁线圈通直流电时，振动线圈有交流电流通过时，受到交变电磁力作用，使支撑在平板弹簧上的导杆以及连在一起的 台面在磁场中振动。由于振动器供给的交流电是正弦波，长生的电磁力也是简谐力，可用表示。频率 0 都可以调节，从而使台面能以不同的频率和振幅做上下振动。将振动线圈、导杆、台面等简化为集中质量 m，平板弹簧为具有刚度 K 的弹性元件，考虑各部分结构的阻尼作用，以 r 表示相应的粘性阻尼系数，振动台就简化成简谐激振力。 建立系统振动微分方程。以静平衡位置 为坐标原点，质量块 m 在任意瞬时的受力情况如歌，则微分方程式 14 si nw 0）则，设 个通解和一个特解。 1 齐次方程0 可以得出齐次方程的通解是 ) （式中常数 c 决定 雨振动的初始条件， 式中性质决定于22 进一个量，称为相对阻尼系数 22 式时，或当 是实数，称为强阻尼状态 22 当 是虚数，称为弱阻尼状态 在两者之间有个过渡状态，称为临界阻尼 弱阻尼状态是衰减振动，只在振动开始后一段时间内才有意义，所以称它为瞬态振动，一般情况不考虑。特解表示系统在简谐力激振下产生的强迫振动。一种等幅振动称为稳态振动。从微分方程非齐次项是正弦函数这一性质，可知特解形式为简写函数，它的频率与激振力频率一致。 以 B 和为未知量建立一组二元一次方程，其解为 1） 简谐激振力，强迫振动的简谐振动，振动的频率与激振力的频率相同。 2） 强迫振动的振幅 B 和相位差都决定于系统本身的物理性质和激振力的大小和频率，与初始条件无关。 3） 强迫振动的振幅大小，在实际工作中具有十分重要的意义，如果振幅超过允许的限度，构件中会产生过大的交变应力，而招致疲劳破话，或影响机器及仪表的精度。 15 幅的调节 心块的设计 设激振器总体质量 M ,偏心块质量 m，偏心距 e，产生的离心惯性力0 F，以坐标 x 表示激振器离开静平衡位置的垂直位移。振动系统 刚度 K，阻尼系数 r，则系统振动微分方程： 2 始终振幅 B 为 222222222221 和偏心距 e 成正比 222221 1） 偏心块质量m偏心块的密度 =mm/- KA 偏心部分截面积 = 322 RL 偏心块长度 =160偏心块连接处 图 16 则 m=- K2） 偏心轴转速：s/150 r 43 3） 偏心距 e=） 单个偏心块离心惯性力：220 5） 系统固有频率： s/0006） 7） 阻尼90 0m2 8） 由以上公式计算振幅 222 7 第五章 振动 平板夯的隔振装置 振动平板夯用四个橡胶减震器安装在上机架两侧，共同完成支撑上机架及电机的重量并起到隔振效果，减少机器振动对操作人员身体伤害。 橡胶减震器的优点有： 1） 橡胶材料的内摩擦大，因而阻尼大，当工作频率通过共振区时，比较安全。 2） 橡胶减震器吸收高频振动的能量高。 3） 橡胶减震器弹性模量小，在工作时允许较大的变形。 4） 橡胶减震器在工作时没有相对滑动部分，不需要使用润滑剂，易于保养维护。 5） 橡胶减震器重量轻，便于拆卸。 但使用时应该注意： 1）由于橡胶材料耐油性和耐日照行差，应避免长期在日照下工作，避免接触油类。 2）橡胶减震器对应力集中敏感，因而要有较大的过渡圆角。 18 第六章 结 论 结 1） 偏心轴式一般采用不同精度等级 G 级打游隙深沟球轴承。 2） 轴承外圈一般选用 配合，内圈一般选用 配合。润滑一般用锂基 2 号润滑脂，采用毡圈式密封。 3） 一般情况下激振器的运动情况很负载，地板的运动常常通过改变偏心轴的偏心距或者更换电机改变输入转速来改变偏心力，从而可以改变激振器的频率。 4） 不论是激振器的偏心距还是电机的转速发生改变，均是整个激振器的振动频率发生改变，因而可以单独利用偏心距或者电机的转杜 的改变来完成激振器的运动情况，进而可以调整平板夯的工艺参数。一些诸如振动筛或者压路机之类实际莹莹的机器的动力学和激振器是紧密相关的。 5） 通过理论分析在粘性阻尼系数 r 为 7900，刚度 k 为 2625000m/N 的沥青路面上的振动平板夯的影响振幅的参数，进而可以得出平板夯不会发生共振，所以符合要求。 束语 四年的大学生活就快走入尾声，我们的校园生活就要划上句号，心中是无尽的难舍与眷恋。从这里走出，对我的人生来说，将是踏上一个新的征程，要把所学的知识应用到实际工作中去。回首四年，取得了些许成绩，生活中有快乐 也有艰辛。感谢老师四年来对我孜孜不倦的教诲，对我成长的关心和爱护。学友情深，情同兄妹。 四 年的风风雨雨，我们一同走过，充满着关爱，给我留下了值得珍藏的最美好的记忆 。 大学生喜欢的都在这里在我的十几年求学历程里，离不开父母的鼓励和支持，是他们辛勤的劳作，无私的付出，为我创造良好的学习条件，我才能顺利完成完成学业，感激他们一直以来对我的抚养与培育 。 最后，我要特别感谢 刘德庸 老师 ， 是 老师 在我毕业的最后关头给了我们巨大的帮助与鼓励 ,使我能够顺利完成毕业设计，在此表示衷心的感激 .。刘 老师认真负责的工作态度，严谨的治学精神和 深厚的理论水平都使我收益匪浅。他无论在理论上还是在实践中，都给与我很大的帮助，使我得到不少的提高这对于我以后的工作和学习都有一种巨大的帮助，感谢 他 耐心的辅导。 虽然我的论文作品不是很成熟，还有很多不足之处，但我可以自豪的说，这里面的 每一个设计 ，都有我的劳动。当看着自己的 设计 ，自己成天相伴的 产品 能 19 够 顺利生产 ，真是莫大的幸福和欣慰。我相信其中的酸甜苦辣最终都会化为甜美的甘泉 。 20 致 谢 合上漫溢墨香的设计论文，已是夜凉如水，遥望夜空，星光灿烂。历时半载的毕业设计撰写工作，终于告了一个段落，掩卷而思，心中却惶恐 不安，唯恐这份代表我四年本科学习成果的毕业论文有负师长与亲友的厚望。我深知前进的每一步，都凝聚着众多的关怀与爱护。在此，我只能借本文一隅表达自己内心的感激之情。 感谢我的导师，他将我收入门下，不弃粗砺，悉心教诲。从他那里我不仅学到了许多知识，而且也被他严谨的治学态度、广博的学识、敏捷的洞察力与谦和的人格魅力深深的感染。指导老师对我的论文倾注