偏心块振动式土壤夯实机的结构设计.doc

偏心块振动式土壤夯实机的结构设计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。1.3 打夯机的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传递给减速大带打夯机的工作过程为轮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。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、底板图1-1 蛙式打夯机结构简图2 打夯机的总体设计机械所需冲击能量为 ，冲击次数为120-140（r/min）。已知夯机夯击次数可知偏心块的转动次数，即转动频率。电动机通过皮带、皮带轮带动轴转动，而偏心块是安装在轴上与轴同步转动的。因此可通过偏心块的转速知道轴的转速，又知道打夯机的冲击能量，就知道其做功的多少，通过计算求得偏心块的质量，从而对夯机偏心块的外形进行设计，电动机的选择、轴的设计、大小皮带轮的设计，再根据电动机、大小皮带轮选择皮带，根据轴和轴承选择轴承盖，进行轴承座的设计。通过以上设计夯机座（夯机拖盘、扶手、夯板、电缆搭环和开关、夯架）。方案如下图2-1所示。图2-1 设计流程图3 偏心块设计3.1 偏心块的作用偏心块装在夯击轴的大带轮上，电动机通过皮带带动带轮转动，偏心块随之转动，通过偏心块转动产生离心力，当偏心块处于最高位置时，将夯架抬起，并且带动打夯机往前移，当偏心块处于最低点时，夯架落下，夯击地面起到夯实地面的效果。为了安装方便和使其转动平稳，把偏心块分为偏心块一和偏心块二。其大小形状相同。3.2 确定偏心块的质量在整机设计过程中，由于夯击能量60Kgm，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。只有这样，离心力才能将夯头带起，并使整机前移。根据设计的目的和技术指标：已知夯击次数为120-140次/min，偏心块每转一周，夯架夯击一次，所以可知：取偏心块的转速： (3-1)式中n：偏心块的转速（即夯击轴上带轮的转速）；：偏心块的角速度。令偏心块的厚度为30 mm 其他尺寸如图3-1所示。图3-1 偏心块结构 根据图3-2中尺寸，确定偏心块的重心到到夯击轴中心的距离 B：图3-2 重心计算简图根据偏心计算公式3-1： (3-2)根据图3-1中偏心块的尺寸，计算其质量，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，其特性具有较高的强度，塑性和韧性，成本较低，在重型机械中用于承受较大负荷的零件，如轧钢机机架，水压机底座等。铸钢密度： 因此两块偏心块的质量为m ： (3-3)3.3 跳摆部分质量 已知该打夯机的夯击能量为E=60kgm =600 Nm 经查阅资料蛙式夯实机夯击能量的计算与测试方法1知公式： (3-4):跳摆部分质量； M自由落体势能；:偏心质量； 产生的偏心附加能量；已知该打夯机跳跃高度H=200 mm；偏心块质量=33.7 Kg；跳摆部分质量M： （3-5） 3.4 夯锤对地面的冲击力偏心块做匀速圆周运动，在最高点靠重力和拉力的合力提供向心力，当拉力大小等于电动机连同打夯机摇摆部分的重力时，才能使打夯机底座刚好离开地面。设拉力为T，当拉力大小等于摇摆部分的重力时，才能使摇摆部分刚好离开地面，即 (3-6)对偏心块： (3-7)式中 m：偏心块的质量；M：跳摆部分质量；：偏心块的角速度；r：偏心块重心距夯击轴的距离。当偏心块位于最低点时，根据牛顿第二定律求出偏心块通过最低点位置时，对偏心块的拉力，对打夯机受力分析，求出地面的支持力，从而得知打夯机对地面的夯击力。当偏心块处于最低点时，对偏心块： (3-8) (3-9)对打夯机受力：因此打夯机对地面的冲击力： (3-10)4 电动机的选择4.1 传动装置的总体设计机器通常是由原动机、传动装置和工作机三部分组成。其中传动装置时将原动机的运动和动力传递给工作机的中间装置。它常具备减速（或增速）、改变运动形式或运动方向以及将动力和运动进行传递与分配的作用，所以说传动装置是机器的重要组成部分。传动装置的质量和成本在整部机器中占有很大的比重，整部机器的工作性能、成本费用以及整体尺寸再很大程度上取决于传动装置设计的状况。由于带传动具有运转平稳，噪声小并且有吸振、缓冲作用，过载时带与带轮之间将发生打滑而不致损坏其他零件。带传动结构简单，制造、安装及维护均较方便。所以次打夯机采用二级带传动。传动方案简图如图4-1所示。图4-1 蛙式打夯机传动简图4.2 电动机的概述由于工业上用电一般为三相交流电源，因此除特殊要求以外一般应选取三相异步交流电动机，其中最常见的是笼式异步三相交流电机，它具有高效、节能、起动转矩大,噪声低,振动小,可靠性高,使用维护方便等特点。电动机已经系列化，设计中只需根据工作所需要的功率和工作条件，选择电动机的类型和结构形式、容量、转速，并确定电动机的具体型号。4.2.1 选择电动机容量电动机容量（功率）选得合适与否，对电动机的工作和经济性都有影响，当容量小于工作需要时，电动机不能保证工作机的正常工作，或使电动机因长期过载发热量大而过早损坏，容量过大则电动机价格高，能量不能充分利用，经常处于不满载运行，其效率和功率因数都较低，增加电能消耗，造成很大浪费。电动机容量主要根据电动机运行时的发热条件来决定。电动机的发热与其运行状态有关。对于长期连续运转、载荷不变或变化很小、常温下工作的机械，只要电动机的额定功率等于或略大于所需电动机攻略，即，电动机在工作时就不会过热，而不必校验发热和启动力矩。（1）计算工作机所需功率由于系统的夯击能量E=60Kgm=600Nm，偏心轮每旋转一周，对地面夯击一次，已知夯击次数：n=130r/min,可以求出偏心轮每旋转一周所用时间t： （4-1）因此工作机所需功率： （4-2）式中:工作机所需功率，Kw ；:夯击能量，J；则 （2）确定电动机所需功率电动机所需功率由工作机所需功率和传动装置的总效率按下式计算 （4-3） （4-4）式中 ：电动机工作功率，； ：从电动机到工作机的总效率；：v带传动效率； ：滚动轴承传递效率。查资料机械课程设计简明设计手册2表1-7取， （4-5） （4-6）（3）确定电动机额定功率电动机的额定功率通常按下式计算： （4-7）4.2.2 确定电动机转速容量相同的电动机，其同步转速由3000r/min、1500r/min、1000r/min、750r/min四种。电动机转速越高，则磁极数越少，尺寸和重量越小，价格也越低。但电动机转速与工作机转速相差过多势必造成传动系统的传动比加大，致使传动装置的外轮廓尺寸和重量增加，价格提高。而选用较低转速的电动机，则情况正好相反，即传动装置的外轮廓尺寸和重量减小，而电动机的尺寸和重量增大，价格提高。因此，在确定电动机转速时，应进行分析比较权衡利弊，选择最优方案。已知偏心块的转速n=130r/min查机械课程设计简明手册2表1-8：V带的许用传动比：所以总传动比： （4-8）电动机的转速范围： （4-9）符合这一范围转速的同步带转速有1500r/min、1000r/min、750r/min，查蛙式夯实机夯击能量的计算与测试方法1知公式：表4-1传动比方案比较方案电动机型号额定功率（Kw）电动机转速(r/min)传动比同步满载1Y100L-42.215001430112Y112M-62.210009407.233Y132s-82.27507105.46表10-8查出三种适用的电动机型号，因此有三种传动比方案如表4-1所示。表4-2 Y100L-4型电动机主要性能电动机型号额定功率（Kw）同步转速（r/min）满载转速（r/min）Y100L-42.215001430表4-3 Y100L-4型电动机外形尺寸中心高度H长宽高L2ACHD安装尺寸AB轴伸尺寸平键尺寸1003802872451601402860825综合考虑电动机和传动装置尺寸，机构和传动比，方案1比较合适，故选用Y100L-4型电动机，其主要性能如表4-2和安装尺寸如表4-3所示。4.3 总传动比计算及各级传动比分配（1）传动装置的总传动比的计算电动机选定以后，根据电动机满载转速及工作机转速，计算出传动装置的总传动比为： (4-10)式中：:电动机满载转速，r/min；:偏心轮转速，r/min。 （4-11）式中 ：-轴v带传动的传动比；：-轴v带传动的传动比取。 （4-12）处于v带传动的比2 4之间符合要求。传动比分配为 ，。4.4 传动装置的运动和动力参数的计算（1）各轴转速轴： 轴： 轴： （2）各轴的功率轴： 轴： 轴： (3)各轴转矩轴： 轴： 轴： 计算数值列表如下如表4-4表4-4 蛙式打夯机各轴主要参数计算结果轴号输入功率 P（Kw）转矩T(Nm)转速n（r/min）1.439.514301.3725.165201.395.51305 V带的选择5.1 V带的概述带传动是一种挠性传动。带传动可分为摩擦型传动和啮合型带传动。V带的横截面呈等腰梯形，带轮上也做相应的轮槽。当传动时，V带的两个侧面和轮槽接触，槽面摩擦可以提供更大的摩擦力。另外，V带传动允许的传动比大、结构紧凑，大多数V带已标准化。 v带传动 v带传动也称三角带传动，通过楔形槽与v带之间的楔式作用来调高压紧力，因此在同样的预紧力条件下，v带传动能产生更大的摩擦力，且传动比较大，结构较紧凑。V带多已标准化，其截面尺寸和基准长度均有国家标准，v带轮的基准直径及v带轮的轮槽有标准系列，故v带传动应用广泛。主要用于一般机械来传递中等功率及中等速度的场合。5.2 带传动特点带传动有以下优缺点：1、优点：1） 有弹性，能够承受冲击载荷并具有缓冲及减小振动的作用，运转噪声低。2） 结构简单，尺寸精度要求低。3） 可以不用外罩，不用润滑，维护简单。4） 制造成本低廉，特别是在中心距较大的场合，带轮配置简单。5） 可实现多用途传动6） 过载时带与带轮之间会产生打滑，故具有过载保护作用（齿形带除外）。7） 在工作条件（载荷、摩擦因数）不变的情况下运转精度高。8） 可以用于远距离的传动。2、缺点：1） 体积较大、结构不紧凑。2） 由于预紧力的影响，带传动即便不工作，带和轴也会受力，且轴受到的载荷较大。3） 滑动率通常达1%-3%，对传动比会有少许影响，弹性滑动不可避免，传动比不稳定。4） 只能适用于一定的温度范围，超出时带易失效。5） 通常带不耐酸、碱、油、水蒸气等，易腐蚀。6） 摩擦因数及带的伸长会影响到打滑和承载能力，而这又与灰尘、杂质、油类、温度、适度等有关。7） 不是完全弹性体，预紧力会发生变化，需要经常在张紧或采用自动张紧装置。8） 传动速度低、传递功率小。9） 带的寿命较短，易产生打火花，不宜用以易燃易爆的场合。5.3 轴v带设计已知电动机与轴之间用普通v带传动。选择异步电动机，其额定功率P=2.2 kw，转速，从动轴转速；打夯机工作时有大的冲击，每天工作两班制工作。（1）确定计算功率：根据工作情况，查机械课程设计简明手册2表6-2得工况系数 （5-1）式中 ：工作情况系数； ：电动机的额定功率；（2）选择v带型号根据 和 查机械课程设计简明手册2图6-4 选A型三角带表5-1 普通v带带轮最小基准直径系列（GB/T 10412-2002） /mm型号YZABCDE最小基准直径205075125200355500注：1.基准直径的极限偏差为0.8%2. 普通v带带轮的基准直径系列是：20,22.4,25,28,31.5,35.5,40,45,50,56,63,67,71,75, 80,85，90,95,100,106,112,118,125,132,140,150,160,170,180,200,212,224,236,250,265, 280，300，315,335,355,375,400,425,450,475,500,530,560,600,630,670,710,750,800,900, 1000（3）确定小带轮直径：查表5-1 取。（要大于或等于最小直径，并符合直径系列）（4）确定大带轮直径大带轮直径： （5-2）式中：大带轮直径； ：-轴间传动比 ； ：小带轮直径 ； ：弹性滑动率 取。带入5-2式得：查上表5-1 取 实际传动比： （5-3）从动轮转速： （5-4） 转速误差： （5-5）对于带式输送机装置，转速误差在5%范围内是允许的。（5）验算带速v： （5-6）在规定的5m/sv25m/s范围内，合理（6）初选中心距：取 （7）初选带长 （5-7） （8）选择v带所需基准长度查机械课程设计简明手册2表6-5找到与 相接近的数据取 。（9）实际中心距a （5-8）（10）验算小带轮包角 (5-9）经计算，小带轮包角取值合理。(11)计算单根v带的基本额定功率根据和,查资料机械课程设计简明手册2表6-9用插值法取A型v带的：（12）额定功率的增量根据和 查资料机械课程设计简明手册2表6-9用插值法，取得A型v带的：（13）计算v带根数z根据查资料机械课程设计简明手册2表6-3得包角系数: 根据，查资料机械课程设计简明手册2表6-7得带长修正系数 (5-10)取 （14）确定单根v带的预紧力 （5-11）查资料机械课程设计简明手册2表6-4 A型带每米长度质量 （15）确定带对轴的压力： （5-12）5.4 轴v带设计已知与轴之间用普通v带传动。选择异步电动机，其额定功率P=2.2 kw，转速，从动轴转速；与轴同样采用v带传动。打夯机工作时有大的冲击，每天工作两班制工作。（1）确定计算功率轴上的功率 （5-13）根据工作情况，查机械课程设计简明手册2表6-2得工况系数式中 ：工作情况系数（2）选择v带型号根据 和 查机械课程设计简明手册2图6-4 选A型三角带（3）计算传动比：式中：轴转速 ：轴转速（4）确定轴小带轮直径查下机械课程设计简明手册2表5-1取。（要大于或等于最小直径，并符合直径系列）（5）确定大带轮直径大带轮直径： （5-14）式中 ：大带轮直径 ：-轴间传动比 ：小带轮直径 ：弹性滑动率 带入5-14式得：查机械课程设计简明手册2表5-1 取。实际传动比： 从动轮转速： （5-15） 转速误差： （5-16）对于带式输送机装置，转速误差在5%范围内是允许的。（5）验算带速v （5-17） （6）初选中心距取（7）初选带长 （5-18） （8）选择v带所需基准长度查机械课程设计简明手册2表6-5找到与相接近的数据取。（9）实际中心距 （5-19）（10）验算小带轮包角 （5-20）经计算，小带轮包角取值合理。(11)计算单根v带的基本额定功率根据和查资料机械课程设计简明手册2表6-9用插值法取A型v带的：（12）额定功率的增量根据和 查资料机械课程设计简明手册2表6-9用插值法，取得A型v带的：（13）计算v带根数z根据查资料机械课程设计简明手册2表6-3得包角系数根据，查资料机械课程设计简明手册2表6-7得带长修正系数 (5-21)取 （14）确定单根v带的预紧力: （5-22）查资料机械课程设计简明手册2表6-4 A型带每米长度质量 m=0.10 Kg/m（15）确定带对轴的压力： （5-23）6 带轮设计6.1 带轮1的结构计算由于带轮1基准直径为100mm，查带传动与链传动设计手册3表3-19知采用实心轮结构如图6-1所示。图6-1 带轮1结构尺寸查带传动与链传动设计手册3表3-17，知A型带轮槽尺寸，具体尺寸见表6-1。表6-1 带轮1轮槽截面尺寸名称数值2.758.711159634带轮宽度： （6-1）带轮顶高： （6-2）6.2 带轮2的结构计算由于带轮2基准直径为265mm，查带传动与链传动设计手册3表3-19知采用孔板轮结构如图6-2所示。图6-2带轮2结构查带传动与链传动设计手册3表3-17，知A型带轮槽尺寸，具体尺寸见表6-2所示。表6-2 带轮2轮大轮槽截面尺寸名称数值2.758.71115961638带轮宽度： （6-3）左侧带轮宽度： （6-4）右侧带轮宽度： （6-5）考虑到轴承端盖的安装每侧各留出。左侧带轮顶高： （6-6）右侧带轮顶高： （6-7）内孔尺寸：考虑到轴承6007的外圈的最大安装尺寸中间孔的尺寸：。6.3 带轮3的结构计算图6-3 带轮3结构由于带轮2基准直径为400mm，查带传动与链传动设计手册3表3-19知采用四椭圆辐轮结构如图6-3所示。查带传动与链传动设计手册3表3-17，知A型带轮槽尺寸，具体尺寸见表6-3所示。表6-3 带轮3轮槽截面尺寸名称数值2.758.71115961638带轮宽度： （6-8）带轮顶高： （6-9）辐板宽度： （6-10） ：设计功率， ：带轮转速， ：轮辐数7 轴的设计轴是组成机械的一个重要组成零件，它支撑其他回转并传递转矩，同时它又通过抽成和机架连接。所有轴上零件都围绕轴心做回转做回转运动，形成一个以轴为基准的组合体。7.1 轴的分类根据轴的承载不同，轴可以分为心轴、转轴和传动轴三类。（1）心轴 工作时只承受弯矩而不传递转矩的轴。它又可分为固定心轴和转动心轴两种。不随转动零件一同转动的心轴称为固定心轴，如自行车的前轴和滑轮轴。随转动零件一同转动的心轴称为转动心轴，如火车车轮轴和滑轮轴。（2）转轴 工作时既承受弯矩又传递扭矩的轴，如机床的主轴和减速器中的齿轮轴。它是机器中最常见的轴。（3）传动轴 主要用以传递转矩，不承受弯矩或弯矩很小的轴，如汽车变速器与后桥间的传动轴。分局轴线的形状，轴又可分为直轴，曲轴和挠性钢丝轴，直轴按其外形的不同，可分为光轴和阶梯轴两种。光轴形状简单，加工容易，应力集中源少，但轴上的零件不易装配和定位；阶梯轴上零件的装拆、定位与紧固，在机器中应用广泛。7.2 轴的材料由于轴工作时产生的应力多是循环变应力，所以轴的损坏常为疲劳破坏。而轴是机器中的重要零件，因此轴的材料应具有足够高的强度和韧性，对应力集中敏感性小和具有良好的工艺性，有的轴还有耐磨性要求等。轴的材料主要是碳素钢和合金钢。碳素钢强度虽然较合金钢低，但廉价，预应力集中的敏感性低，故应用较广。轴的常用材料35、45、50优质碳素结构钢，常用的是45钢。，为保证其力学性能，应进行调质或正火处理。对于载荷不大或不重要的轴，也可用Q235、Q255、Q275等普通碳素钢，无需热处理。合金钢比碳素钢具有更高的力学性能和更好的淬火性能，但对应力集中比较敏感，价格较贵。对于受载大并要求尺寸紧凑、重量轻或耐磨性要求高的重要轴，或处于非常温度或腐蚀条件下工作的轴，采用合金钢。常用的合金钢有：20Cr、40Cr、20CrMnTi35CrMo、40MnB等。由于常温下合金钢与碳素钢的弹性模量相差无几，所以当其他条件相同时，用合金钢代替碳素钢并不能提高轴的刚度。轴也可以采用合金铸铁和球墨铸铁。铸铁具有流动性好、易于铸造成形以获得形状复杂的轴、廉价、有良好的吸振性和耐磨性，以及对盈利集中不敏感的优点。但强度和韧性较低，铸造质量不易控制。7.3 轴的设计（1）选择材料，确定许用应力材料选用45钢，正火处理。查资料机械课程设计简明手册2表7-1，估计轴的直径小于100mm，材料强度极限，抗拉强度，屈服点，弯曲疲劳极限，扭转疲劳极限，对称循环许用应力。（2）初估轴的基本直径 （7-1）式中： ：由轴的材料和承载情况确定的常数； C取118107 :轴的传递功率，Kw； ：轴的实际转速。由于最小直径在两端轴承处，取轴承标准直径。（3）绘制结构简图如图7-1所示。图7-1 轴的结构简图（4）各零件装配方案及固定方案如表7-1所示。表7-1 各零件的装备方法及固定方案零件装配方案轴向固定周向固定左右带轮从左端装入锁紧挡圈轴环平键左轴承从左端装入轴承端盖轴肩过盈右轴承从右段装入轴肩轴承端盖过盈图7-2各轴段尺寸（5）确定各轴段长度如图7-2所示。1）确定各轴段直径段：，估算，取轴承标准直径。段：，考虑到轴承（N206E）的最小安装尺寸为36mm以及密封元件和锁紧挡圈的标准尺寸。段：，考虑到带轮的安装方便，因此采用轴肩过度。同时减少加工量段：，采用轴环对带轮进行轴向定位。段：，与2段相同，减少加工量。段：，轴承成对使用，与1段相同。2）确定轴上各轴段长度段：，查资料机械课程设计简明设计手册2表8-24 N206E轴承宽度，1段安装轴承因此1段长度为16mm.段： ，考虑到底板尺寸，取整根轴长度取300m所以带轮宽度：段：，此处安装带轮，轴的尺寸要小于轮毂尺寸23mm，因此3轴段长度：段： ，此处轴环宽度为： ，h为轴环高度10mm段：，考虑到对称性：段：，轴承成对使用，所以与1段长度相同。（6）校核轴的强度1）受力分析当偏心块达到最低点时，此时离心力与偏心块的重力方向都是向下，此时轴受力最大。受力分析图如图7-4 a所示。偏心块受到的离心力： (7-2)偏心块的重力： (7-3)向下的总力: (7-4)同时轴也受到带对轴的压力,此力与水平方向成30夹角。受力如图7-3所示。图7-3 带对轴的力分析带对轴的压力水平方向分力： （7-5）带对轴的压力竖直方向分离： (7-6)2）确定跨距右端支反力作用点至大带轮力作用点间距离为左端支反力作用点至大带轮力作用点距离为3）计算垂直方向支反力和，并作垂直弯矩图如图7-4 b所示。垂直方向总力： （7-7）A、B两处所受的垂直支反力和：由于A、B对称分布所以 （7-8）C处的垂直弯矩： （7-9）4）计算水平方向支反力和，并作垂直弯矩图见图7-4 c所示。A、B两处所受的水平支反力和：由于A、B相对C对称布置所以： (7-10)C处的水平弯矩: （7-11）5）合成弯矩图6-4 d所示。 （7-12）6）强度校核 （7-13）由于C处有键槽，故将轴径增大5%，即,所以，原设计强度足够安全。图7-4 轴的受力分析图7.4 轴的设计（1）选择材料，确定许用应力材料选用45钢，正火处理。查资料机械课程设计简明手册2表7-1，估计轴的直径小于100mm，材料强度极限，抗拉强度，屈服点，弯曲疲劳极限，扭转疲劳极限，对称循环许用应力。（2）初估轴的基本直径 （7-14）式中： ：由轴的材料和承载情况确定的常数，C取118107； :轴的传递功率，； ：轴的实际转速。考虑到此轴受力较多，并且受到冲击，因此初选此轴径时应较大取。图7-5 轴的结构简图（3）绘制结构简图如图7-5所示。（4）各零件装配方式及固定方式如表7-2所示。表7-2 轴各零件的装备方法及固定方案零件装配方案轴向固定周向固定左右左轴承从左端装入轴承端盖轴肩过盈右轴承从右端装入轴肩轴承端盖过盈（5）确定各轴段尺寸如图7-6所示。图7-6 轴各轴段尺寸1、确定各轴段直径段：，估算，考虑到此处装有密封元件，故取标准值。段：，此处安装轴承，取轴承标准直径35mm，初取轴承型号6007。段：，此处轴肩对轴承进行轴向定位，考虑到轴承6007的最小安装尺寸41mm，轴肩变化5-10mm，因此轴径取42mm。段：，轴承成对使用，所以此段轴径与2段相同。段：，保证此轴的平稳安装，所以此轴径与1段相同。2、确定各轴段长度段：，铰接部分中心到小带轮中心距离为142mm，铰接部分宽度为40mm，大带轮宽度33mm，小带轮宽度为63mm，左侧带轮距带轮边缘距离为5mm。所以段：，查机械课程设计简明手册2表8-23 轴承6007轴承宽度为14mm段：，左侧距带轮边缘距离为5mm，右侧距带轮边缘5mm，轴承宽度为14mm所以3段长度：段：，轴承成对安装，所以此处长度为14mm段：，右端铰接中心距小带轮中心距离为142mm，左侧轴承距轴承距带轮边缘距离为5mm，铰接部分的宽度为40mm所以5段的长度为：3、确定各支撑点距离左侧铰接中心距左侧支座中心距离：30mm左侧支座距左侧轴承中心距离：59.5mm两个轴承间距：72mm右侧轴承中心距右侧支座中心距离：92.5mm右侧轴承中心距右侧铰接中心距离：30mm（6）校核轴的强度：1、受力分析如图7-10 a所示。当偏心块与连杆共线时，此时对于连杆对轴受力最大。此时校验轴的弯矩最为准确、安全。图7-7 轴带轮受力简图对于带轮受力(如图7-7)。轴上带对小带轮受力分解，其与水平方向成30因此：水平方向的分力： （7-15）垂直方向的分力： （7-16）A、对于带轮垂直方向受力如图7-8所示。图7-8 轴带轮竖直受力简图 （7-17） （7-18）图7-9 轴带轮水平方向受力图B、对于带轮水平方向受力图如图7-9所示。 （7-19） (7-20) 对于连杆受力分析当偏心块与连杆共线时，此时连杆对轴的受力最大与水平方向成30，由于偏心块安装在中间，且对称分布所以最大力: （7-21）A，连杆对轴水平方向上分力： （7-22）B，连杆对轴垂直方向上分力： (7-23) 对轴求支反力A，求垂直面支反力和 （7-24） （7-25）B，求水平方向支反力、 （7-26） （7-27）2）求危险截面弯矩，并绘制弯矩图 垂直面弯矩如图7-10 b所示。 （7-28） （7-29） (7-30) （7-31） 水平面弯矩如图7-10 c所示。 （7-32） （7-33） （7-34） （7-35）3）合成弯矩如图7-10 d所示。 （7-36） （7-37） （7-38）4）强度校核 （7-39）因为D处安装轴承且轴径为35mm大于最小直径27.1mm，所以，原设计强度足够安全。图7-10 轴的受力分析简图8 轴承的设计8.1 轴承的选择与校验8.1.1 轴承概述轴承分为两类：一类是滚动轴承，一类是滑动轴承。 一般滚动轴承分为四个部分：内圈、外圈、滚珠（针）和保持架。有些轴承还带有侧盖。滚动轴承是依靠主要元件间的滚动接触来支撑转动零件的，滚动轴承具有摩擦阻力小、功率消耗少、启动容易等优点，切绝大多数已经标准化。滚动轴承：在支承负荷和彼此相对运动的零件间作滚动运动的轴承，它包括有滚道的零件和带或不带隔离或引导件的滚动体组。可用于承受径向、轴向或径向与轴向的联合负荷。滚动轴承可以概括地分为向心轴承、推力轴承和向心推力轴承三大类。8.1.2 轴承的载荷轴承所受载荷的大小、方向和性质是选择轴承类型的主要依据。根据载荷的大小选择轴承类型时，由于滚子轴承中主要元件间是线接触，宜用于承受较大的载荷，承载后的变形也较小，而球轴承中则重要为点接触，宜用于承受较轻的或中等的载荷：根据载荷的方向选择轴承类型时，对于纯轴向载荷一般选用推力轴承，较小的纯轴向载荷可选用推力球轴承；较大的纯轴向载荷选用推力滚子轴承或滚针轴承，根据此设计方案可选圆柱滚子轴承。8.1.3 轴轴承的选择与校验轴为夯击轴，考虑到轴承受的载荷较大，所以选择圆柱滚子轴承。拟选圆柱滚子轴承 N 206E如图8-1所示。图8-1 轴承N 206E外形图 轴承基本额定动载荷：当轴承的基本额定寿命为转时，所能承受的载荷。查资料机械课程设计简明手册2表8-24查的N 206E轴承的基本额定动载荷为：，所以轴承寿命为： （8-1）式中：轴的实际转速；：温度系数，查机械设计7表14-4，取；：基本额定动载荷；：寿命指数，滚子轴承取：载荷系数，查机械设计7表14-5，取；：当量动载荷，由于该轴承只承受径向力，因此查资料机械课程设计简明手册2表8-16，知打夯机预期寿命：满足要求故选用N206E轴承合理。8.1.4 轴轴承的选择与校验轴为中间轴，在打夯机运动中起到一个减速作用，轴承承受载荷较小，且几乎没有轴向力，因此初步选择深沟球轴承，拟选深沟球轴承6007如图8-2所示。图8-2 轴承6007外形图轴承基本额定动载荷：当轴承的基本额定寿命为转时，所能承受的载荷。查资料机械课