蛙式打夯机设计

四川理工学院毕业设计四 川 理 工 学 院毕 业 设 计（论 文）说 明 书题 目 蛙式打夯机设计 学 生 魏先银 系 别 机电工程系 专 业 班 级 机械设计制造及其自动化学 号 2003111016 指 导 教 师 徐绍华 43四 川 理 工 学 院毕业设计（论文）任务书设计（论文）题目： 蛙式打夯机设计 系： 机电系 专业： 机械制造 班级： 03级3班 学号： 2003111016 学生： 魏先银 指导教师： 徐绍华 接受任务时间 2007年3月5日 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2007.03.05-2007.03.252进行方案设计，确定基本结构形式2007.03.26-2007.04.103进行图纸设计和主要的设计计算2007.04.11-2007.05.284完成设计计算说明书的编写2007.05.29-2007.06.055设计图纸与说明书的校对2007.06.06-2007.06.24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。ABSTRACTThe 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, tooKeywords: Ramming Breaststroke Machine, Centrifugal Force, Structure Design. 目 录中文摘要英文摘要第1章 绪论11.1 蛙式打夯机的发展现状11.2 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32.1 确定偏心块质量和工作功率32.1.1 确定偏心块质量32.1.2 确定电机所需功率4第三章 确定V带型号和带轮直径53.1 确定V带选用类型53.1.1 V带尺寸的确定53.2 带疲劳强度及寿命校核53.2.1 带的工作应力计算53.2.2 带的寿命计算73.3 计算一级带轮直径及所受载荷73.3.1 计算带轮D直径并确定带根数73.3.2 求轴上载荷83.3.3 带轮结构83.4 计算二级带轮直径及轴上载荷103.4.1 计算带轮D、D直径并计算载荷103.4.2 求轴上载荷103.4.3 带轮结构11第四章 轴的设计134.1 带轮4上轴的设计134.1.1 初步确定轴的尺寸134.1.2 带轮4上轴的整体设计134.1.3 轴的受力校核144.2 带轮3上轴的设计164.2.1 初步确定轴的尺寸164.2.2 轴的受力校核17四川理工学院毕业设计第五章 键的选择与校核205.1 带轮1上键的选择与校核205.1.1 键的选择205.1.2 键的校核205.2 带轮2上键的选择与校核215.2.1 键的选择215.2.2 键的校核215.3 带轮3上键的选择与校核225.3.1 键的选择225.3.2 键的校核225.4 带轮4上键的选择与校核235.4.1 键的选择235.4.2 键的校核23第六章 紧固螺栓的强度校核246.1 轮4上轴承座与夯头连接螺栓的强度校核246.2 偏心块与轮4连接螺栓的强度校核246.3 离心力大小对整机设计的检验256.3.1 检验整机前移时离心力的大小256.3.2 检验夯头抬升及底板部分抬升时离心力的大小256.4 两轴间连架杆的压杆稳定性校核256.5 轴1上轴承使用寿命校核26-1第七章 带轮加工工艺设计277.1 零件的分析277.1.1 零件的作用277.1.2 零件的工艺分析277.2 工艺规程的设计277.2.1 基准的选择277.2.2 制定工艺路线277.2.3 机械加工余量、工序尺寸及毛坯尺寸的确定287.3 确定切削用量及基本工时287.4 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。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。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= 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,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=可得， （2-1）B=194.5 mm图2-2 重心计算简图根据图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，由m=v=7.8(37.5-12.5)1000=17.4 Kg2.1.2 确定电机所需功率故以上得夯头受力为： F=mR=17.40.1945() （2-2） =371 N计算工作时所需功率：由P=FR=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=0.960.96=0.9216 。则电机所需功率为P=2.720.9216=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 14202.22.238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带截面尺寸名称bh数值11.58409.7 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：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=142.3 N，而带轮3，4上的张紧力为=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= = =2.36 m/s 根据公式： =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： ， （3-1） ， （3-2）联立式（3-1），（3-2）得： ，代入值得=1798 N ，=626 N=26 （其中A 为带截面面积） (3-3) 由于带速V10 m/s,所以离心力可以忽略。 (3-4)在上式中，带的弹性模量E（V带弹性模量E为250400 M）,设计中取E350 M ；y为带的中性层到其最外层的距离，查机械设计得，V带y=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： （3-5） 26+18.5=44.5 3.2.2 带的寿命计算 由带的疲劳强度条件： （3-6） 式中：绕过带轮的数目；总工作时间；V带速，m/s ；m指数，胶帆布平带传动m=56,V带传动m=11。N循环次数，在本设计中N=。 代入数值得： =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D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 =1.4计算功率 =1.43 =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 =85 mm大带轮直径 = 取=236 mm （取滑动率=1%，大带轮转速500r/min） 大带轮实际转速 =506 r/min计算带长求 =160.5 mm求 =75.5 mm 初取中心距 mm 初取中心距=500 mm带长 L=1515.4 mm基准长度 由图11.4得 =1600 mm求中心距和包角中心距 = a=543 mm642 mm合理小带轮包角 = =163.3120 合理求带根数带速 V= V=6.32 m/s传动比 i=1420/500=2.84带根数 Z= Z=3.05 （其中：由表11.9得，P=1.4，包角系数由表11.7得K=0.92，长度系数K=0.93由表11.11得，=0.21） 取Z=3根3.3.2 求轴上载荷张紧力 = =142.3 N （由表11.4得，q=0.07 Kg/m）轴上载荷 = = =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）3.3.3 带轮结构图3-3 带轮1结构尺寸由于带轮2基准直径小于300350mm，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，具体值见下表： 表3-2 带轮2结构尺寸名称数值2422364570631018823189751图3-4 带轮2结构尺寸3.4 计算二级带轮直径及轴上载荷 3.4.1 计算带轮D、D直径并计算载荷按照以上的计算，初取大带轮直径D=450 mm, 根据已知条件：n=500 r/min ,n=100r/min,由i=得 =90 mm计算项目 计算内容 计算结果计算带长求 =270 mm求 =180 mm 初取中心距 mm 初取中心距=700 mm带长 L=2294 mm基准长度 由图11.4得 =2500mm求中心距和包角中心距 = a=806mm1080 mm合理小带轮包角 = =153.2120 合理求带根数带速 V= V=2.36 m/s传动比 i=500/100=5带根数 Z= Z=3.3 （其中：由表11.9得，P=0.8，包角系数由表11.7得K=0.92，长度系数K=1.07由表11.11得，=0.078） 取Z=4根3.4.2 求轴上载荷张紧力 = =273.3 N （由表11.4得，q=0.07 Kg/m）轴上载荷 = = =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）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，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，具体值见下表：表3-3 带轮4结构尺寸名称DBfe数值90965058.53839913.56图3-5 带轮3结构尺寸表3-4 带轮4结构尺寸名称数值6045058.512010818361055442217.6118.8图3-4 带轮4结构尺寸第四章 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，参考材料力学得，G=80 ， ， 。轴上转矩：=264 N/m (4-1)由强度条件： (4-2) =32.3 mm 由刚度条件： (4-3)33.6 mm初取轴的直径为D=60 mm4.1.2 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。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：=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=15.39.8=150 N带轮4受到的重力为： G=Mg= =638 N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 N ；388 N垂直面反力 =525 N ， =-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 =264 许用应力用插值法由机械设计表16.3得：=95 许用应力值 =55 应力校正系数 =0.579画当量弯矩图 见图4-2h当量转矩 =0.579264 =153 Nm当量弯矩 在轮4中间截面处 =162 Nm校核轴径安装轮4处轴径的校核 = =30 mm60 mm4.2 带轮3上轴的设计4.2.1 初步确定轴的尺寸 由于此轴上安装的零件较多，在设计轴时应考虑到使轴的长度轮2宽度+2倍支承宽度+轮3宽度+2倍夯头连杆宽度轴材料选用45钢调质，参考材料力学得，G=80 ， ， 。轴上转矩：=55 N/m 由强度条件： =19.1 mm 由刚度条件： 22.7 mm图4-3 带轮3轴结构尺寸4.2.2 轴的受力校核在此轴上，所受的力有，带轮2对轴的剪切，轴承的支承力，偏心块通过夯头连杆传递的力，带轮3对轴的剪切力。轴的受力如下图所示： 图4-4 带轮3轴受力分析 计算项目 计算内容 计算结果计算支承反力水平面反力 连杆对带轮3轴在水平面受力图中，需要对，（连杆受力）作出特别说明：图4-5 连杆在水平面内的受力在前已述，夯头底板在打击时，其抬升高度为200mm，在图4-5中，即是=200mm,带轮4与带轮3的中心距离为700mm,故可得夹角=16.6。即50N，在计算轴受力时，可以略去。 N； N垂直面反力 N ， =50 N水平面（xy）受力图 见图4-3b垂直面（xz）受力图 见图4-3c画轴弯矩图水平面弯矩图 见图4-3d垂直面弯矩图 见图4-3e合成弯矩图 见图4-3f画轴转矩图 见图4-3g轴受转矩 =95492 =110 N/m许用应力用插值法由机械设计表16.3得：=95 许用应力值 =55 应力校正系数 =0.579画当量弯矩图 见图3-2h当量转矩 =0.579110 =63.7153 Nm当量弯矩 在轮2中间截面处 =65.8 Nm在轮3中间截面处 =126.9 Nm校核轴径安装轮2处轴径的校核 = =22.8 mm35 mm安装轮3处轴径的校核 = =28.5 mm50 mm第五章 键的选择与校核5.1 带轮1上键的选择与校核5.1.1 键的选择在本设计中，所选择的键的类型均为A型圆头普通平键，其材料为45钢，在带轮1上键的尺寸如下表所示：轴键键槽半径r公称直径d公称尺寸bh宽度b深度公称尺寸b极限偏差轴t毂一般键联结轴N9毂9公称尺寸极限偏差公称尺寸极限偏差最小最大288780-0.0360.0184.0+0.203.3+0.200.250.40表5-1 带轮1上键的尺寸5.1.2 键的校核5.1.2.1 键的剪切强度校核键在传递动力的过程中，要受到剪切破坏，其受力如下图所示：图5-6 键剪切受力图键的剪切受力图如图3-6所示，其中b=8 mm,L=25 mm.键的许用剪切应力为=30 ，由前面计算可得，轴上受到的转矩T=55 Nm ，由键的剪切强度条件： （其中D为带轮轮毂直径） （5-1） =10 M30 （结构合理）5.1.2.2 键的挤压强度校核键在传递动力过程中，由于键的上下两部分之间有力偶矩的作用，迫使键的上下部分产生滑移，从而使键的上下两面交界处产生破坏，其受力情况如下图所示：（初取键的许用挤压应力=100 ）图5-7 键挤压受力图由 （5-2） =2000 N又有 （5-3）8 结构合理5.2 带轮2上键的选择与校核5.2.1 键的选择同上所述，带轮2上所选择的键的类型均为A型圆头普通平键，其材料为45钢，键的尺寸如下表所示：轴键键槽半径r公称直径d公称尺寸bh宽度b深度公称尺寸b极限偏差轴t毂一般键联结轴N9毂9公称尺寸极限偏差公称尺寸极限偏差最小最大35108100-0.0360.0184.0+0.203.3+0.200.250.40表5-2 带轮2上键的尺寸5.2.2 键的校核键的剪切受力图如图5-6所示，其中b=10 mm,L=50 mm.键的许用剪切应力为=30 ，由前面计算可得，轴上受到的转矩T=110 Nm ，由键的剪切强度条件： （其中D为带轮轮毂直径） （5-4） =6.3 M30 （结构合理）同理校核键的挤压强度，其受力如图5-7，初取键的许用挤压应力=100 。由 （5-5） =3150 N又有 （5-6）6.3 结构合理5.3 带轮3上键的选择与校核5.3.1 键的选择同上所述，带轮3上所选择的键的类型均为A型圆头普通平键，其材料为45钢，键的尺寸如下表所示：轴键键槽半径r公称直径d公称尺寸bh宽度b深度公称尺寸b极限偏差轴t毂一般键联结轴N9毂9公称尺寸极限偏差公称尺寸极限偏差最小最大501611160-0.0430.0256.0+0.204.3+0.200.250.40表5-2 带轮3上键的尺寸5.3.2 键的校核键的剪切受力图如图5-6所示，其中b=16 mm,L=50 mm.键的许用剪切应力为=30 ，由前面计算可得，轴上受到的转矩T=110 Nm ，由键的剪切强度条件： （其中D为带轮轮毂直径） =5.5 M30 （结构合理）同理校核键的挤压强度，其受力如图3-7，初取键的许用挤压应力=100 。由 =4400 N又有 5.5 结构合理5.4 带轮4上键的选择与校核5.4.1 键的选择同上所述，带轮4上所选择的键的类型均为A型圆头普通平键，其材料为45钢，键的尺寸如下表所示：轴键键槽半径r公称直径d公称尺寸bh宽度b深度公称尺寸b极限偏差轴t毂一般键联结轴N9毂9公称尺寸极限偏差公称尺寸极限偏差最小最大601811180-0.0430.0257.0+0.204.4+0.200.250.40表5-2 带轮4上键的尺寸5.4.2 键的校核键的剪切受力图如图5-6所示，其中b=18 mm,L=70 mm.键的许用剪切应力为=30 ，由前面计算可得，轴上受到的转矩T=264 Nm ，由键的剪切强度条件： （其中D为带轮轮毂直径） =3.5 30 （结构合理）同理校核键的挤压强度，其受力如图5-7，初取键的许用挤压应力=100 。由 =4410 N又有 3.5 结构合理第六章 紧固螺栓的强度校核6.1 轮4上轴承座与夯头连接螺栓的强度校核螺栓的实际拉应力计算：由于夯头联接处的螺栓主要受拉，故在校核时，主要考察其拉伸受力情况，由机械设计螺纹联接章节可得，受拉螺栓的联接，在受冲击载荷时，取=18，螺纹伸出长度为mm，螺栓轴线到被联接件边缘的距离，取e=20 mm,在静载荷下，螺栓的许用应力为： （6-1）上式中，为材料的屈服点强度，查机械设计课程设计手册得，=355；安全系数，由机械设计可得，=4，则 =88.8轮4上轴承座与夯头连接螺栓查机械设计课程设计手册得，采用六角头螺栓A级，并用弹簧垫圈防止滑动。初取螺纹直径16，则其小径为14，取计算长度为L=30 mm,查机械设计课程设计得，钢的弹性模量E=210 ，令在拧紧后在计算长度内产生的总伸长为mm ，则螺栓的应变为： （6-2）由胡克定律求出螺栓横截面上拉应力： （6-3） =70 结构合理螺栓预紧力： （6-4） =10.8 KN6.2 偏心块与轮4连接螺栓的强度校核在机器工作的过程中，该螺栓受到的主要力为偏心块在转动过程中对其的剪切力。故在校核其强度时，只需检验离心力对螺栓杆的剪切。由于螺钉材料为20钢，其抗拉强度为=410。首先确定螺栓杆的剪切强度，由经验公式： （公式来自与互联网）在本设计中，取=205 （其中：F为偏心块的离心力F=326 N）= (6-5) =0.001m=1.4mm16mm 结构合理6.3 离心力大小对整机设计的检验由于打夯机在工作过程中，偏心块产生的离心力将使得夯头底板作往复的上下冲击振动，同时也使得在靠近夯头底板的右端被抬起，从而减小底板与地面的摩擦力作用。在本设计中，取底板与地面的摩擦系数为=0.4。6.3.1 检验整机前移时离心力的大小在以下的计算中，打夯机的工作过程如图1-1所示，令图中位置时打夯机处于原点位置，且偏心块沿逆时针转动，当偏心块转动90时，离心力将使整机前移。由：得， (6-6) =126 Kg初步计算底板及底板上各构件的质量：（下式中，由于电机类型为Y100L2-4型，其质量为M=38 Kg） =38+7.0(901.550)/1000+7.0（13.5124）+7.0（4.5） =38+47+4.5+14=103.5 Kg126 Kg 合乎设计要求6.3.2 检验夯头抬升及底板部分抬升时离心力的大小同上所述，当偏心块转动180时，离心力将使夯头抬升至最高点且底板的右部分被抬起。考虑底板抬起部分应按传动比分配（第一级减速时i=2.7,另i=3）即是底板的1/3右部将被抬起。=25+47/3=40.7 Kg126 Kg 合乎设计要求6.4 两轴间连架杆的压杆稳定性校核有材料力学中欧拉公式得：压杆临界应力： (6-7)（其中，在本设计中，令压杆的一端固定，一端铰支，查压杆的长度因素=0.7，l=700 mm,铸钢的弹性模量E=175 。 ） =1931 KN 合乎要求在上式中，连杆的惯性矩由以下计算得：图6-1 连杆的截面尺寸 =38.3 mm =3333+443556+104167+88445 =54.58第七章 带轮加工工艺设计7.1 零件的分析7.1.1 零件的作用本零件是打夯机的大带轮4，它位于夯头上方的短轴上，主要是在传递动力的过程中起到减速的作用。零件的内孔与轴相配合，其动力通过带传递。短轴的两端支承在轴承座内。7.1.2 零件的工艺分析带轮的制造和加工精度要求都不是很高，其具体的要求先分述如下：（1）内孔的加工。在加工过程中，需要注意的是孔与端面的垂直度要求，由于内孔为配合表面，所以其表面粗糙度要求较高。以及轮毂的左右端面的加工，轮缘的左右端面的加工，倒角。（2）孔的加工，以及偏心块与带轮连接处的长为85的小平面的铣削加工，由于此处只是作为连接作用，所以在加工过程中，其表面粗糙度要求不高。 （3）外圆的加工，以及带论V形槽的加工。带轮的外圆表面粗糙度要求不是很高，其植为12.5，而V形槽的两表面有较高的加工要求，其粗糙度为3.2。（4）键槽的配合表面的加工。由于普通平键是通过键的两侧面传递转矩，所以键的两侧面的加工要求较高，其表面粗糙度为3.2，而键的底部的粗糙度要求仅为6.3。7.2 工艺规程的设计7.2.1 基准的选择带轮的材料为HT200，其生产形式为单件小批量生产。由于零件在工作过程中受到交变载荷的作用，故在加工前应对零件进行时效处理使其硬度达到190-210HBS，在设计工艺规程的时候应充分考虑加工的可行性，并保证各加工表面的精度要求。粗基准的选择：对