蛙式打夯机设计

学学 院院 毕毕 业业 设设 计 论计 论 文 说文 说 明明 书书 题 目 蛙式打夯机设计 学 生 系 别 机电工程系 专 业 班 级 机械设计制造及其自动化 学 号 指 导 教 师 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 机电系 专业 机械制造 班级 学号 学生 指导教师 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 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 中文摘要中文摘要 英文摘要英文摘要 第第 1 1 章章 绪论绪论 1 1 11 1 蛙式打夯机的发展现状蛙式打夯机的发展现状 1 1 21 2 本设计的设计目的本设计的设计目的 1 1 31 3 本设计中的蛙式打夯机结构简图本设计中的蛙式打夯机结构简图 2 第二章第二章 电机功率的确定电机功率的确定 3 2 12 1 确定偏心块质量和工作功率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 第三章第三章 确定确定 V V 带型号和带轮直径带型号和带轮直径 5 3 13 1 确定确定 V V 带选用类型带选用类型 5 3 1 1 V 带尺寸的确定 5 3 23 2 带疲劳强度及寿命校核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 33 3 计算一级带轮直径及所受载荷计算一级带轮直径及所受载荷 7 3 3 1 计算带轮 D 直径并确定带根数 7 2 3 3 2 求轴上载荷 8 3 3 3 带轮结构 8 3 43 4 计算二级带轮直径及轴上载荷计算二级带轮直径及轴上载荷 10 3 4 1 计算带轮 D D 直径并计算载荷 103 4 3 4 2 求轴上载荷 10 3 4 3 带轮结构 11 第四章第四章 轴的设计轴的设计 13 4 14 1 带轮带轮 4 4 上轴的设计上轴的设计 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 24 2 带轮带轮 3 3 上轴的设计上轴的设计 16 4 2 1 初步确定轴的尺寸 16 4 2 2 轴的受力校核 17 学院毕业设计 1 第五章第五章 键的选择与校核键的选择与校核 20 5 15 1 带轮带轮 1 1 上键的选择与校核上键的选择与校核 20 5 1 1 键的选择 20 5 1 2 键的校核 20 5 25 2 带轮带轮 2 2 上键的选择与校核上键的选择与校核 21 5 2 1 键的选择 21 5 2 2 键的校核 21 5 35 3 带轮带轮 3 3 上键的选择与校核上键的选择与校核 22 5 3 1 键的选择 22 5 3 2 键的校核 22 5 45 4 带轮带轮 4 4 上键的选择与校核上键的选择与校核 23 5 4 1 键的选择 23 5 4 2 键的校核 23 第六章第六章 紧固螺栓的强度校核紧固螺栓的强度校核 24 6 16 1 轮轮 4 4 上轴承座与夯头连接螺栓的强度校核上轴承座与夯头连接螺栓的强度校核 24 6 26 2 偏心块与轮偏心块与轮 4 4 连接螺栓的强度校核连接螺栓的强度校核 24 6 36 3 离心力大小对整机设计的检验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 46 4 两轴间连架杆的压杆稳定性校核两轴间连架杆的压杆稳定性校核 25 6 56 5 轴轴 1 1 上轴承使用寿命校核上轴承使用寿命校核 26 1 第七章第七章 带轮加工工艺设计带轮加工工艺设计 27 7 17 1 零件的分析零件的分析 27 7 1 1 零件的作用 27 7 1 2 零件的工艺分析 27 7 27 2 工艺规程的设计工艺规程的设计 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 37 3 确定切削用量及基本工时确定切削用量及基本工时 28 7 47 4 专用夹具的设计专用夹具的设计 36 第第 8 8 章章 设计总结设计总结 39 参考文献参考文献 41 致谢致谢 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 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 确定偏心确定偏心块质块质量量 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 F 离重G 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 3 10 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 2 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 2sin 3 R B 194 5 mm 2sin22 5 3 22 5 R 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 3 7 8 g cm 由 m v 7 8 37 5 12 5 1000 17 4 Kg 60 360 2 2 22 2 1 2 确定确定电电机所需功率机所需功率 故以上得夯头受力为 F mR 17 40 1945 2 2 2 10 3 2 371 N 计算工作时所需功率 由 P FR 2 72 KW 2 3 10 3 371 0 7 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 1 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 总 o 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 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 带带尺寸的确定尺寸的确定 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 2V 带疲劳强度及寿命校核 3 2 1 带带的工作的工作应应力力计计算算 带在传动过程中 其受力情况如下所示 名称bh p b 数值11 58409 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 142 3 N 而带轮 3 4 上的张紧力 0 F 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 0 F 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 3 3 60 1000 D n 90 500 60 1000 根据公式 1172 10001000 3 0 9216 2 36 P v F 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 12 FFF 3 2 1002 FFFF 联立式 3 1 3 2 得 代入值得 1798 N 626 N 101 2FFFF 1 F 2 F 26 1 1 F A 6 1798 68 8 10 a MP 其中 A 为带截面面积 3 3 2 6 626 2 68 8 10 9 1 F A a MP 0 6 273 3 0 68 8 10 4 F A a MP 由于带速 V10 m s 所以离心力可以忽略 3 4 2 375 190 2 35018 5 y br E a MP 在上式中 带的弹性模量 E V 带弹性模量 E 为 250400 M a P 设计中取 E 350 M y 为带的中性层到其最外层的距离 查 机械设计 得 V a P 学院毕业设计 7 带 y 3 r 为曲率半径 V 带 r D 2 a h 带在工作时 强度条件应满足下式 3 5 max11b 26 18 5 44 5 max11b a MP 3 2 2 带带的寿命的寿命计计算算 由带的疲劳强度条件 3 6 3600 v P hLd CC m m N Z t 式中 绕过带轮的数目 总工作时间 V 带速 m s p Z h t 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 6 10 代入数值得 116 1172 6 6 68 8 10 2 362 36 25002500 10 10 11 11 3600 43600 4 m hh tt 2 7 年 118 1172 6 68 8 10 11 2 36 2500 10 3600 4 h h t t 3 3计算一级带轮直径及所受载荷 3 3 1 计计算算带轮带轮 D 直径并确定直径并确定带带根数根数 2 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 A K 计算功率 1 43 4 2 KW CA PK P C P 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 1 D 大带轮直径 取 236 mm 2 D 1 1 2 85 1420 500 1 10 01 D n n 2 D 取滑动率 1 大带轮转速 500r min 大带轮实际转速 506 r min 1 1 2 85 1420 2236 1 10 01 D n D n 2 n 计算带长 求 160 5 mm m D 1285 236 22 DD m D m D 求 75 5 mm 21236 85 22 DD 初取中心距 1212 2 0 55 DDaDDh mm642185a 初取中心距 500 mma 第三章 确定 V 带型号及带轮直径 8 带长 2 2 ma LDa 2 75 500 160 52 500 L 1515 4 mm 基准长度 由图 11 4 得 1600 mm d L 求中心距和包角 中心距 22 1 44 8 m LD m aLD 22 1600160 51 44 1600160 5 8 75 5 a 543 mm642 mm 合理 小带轮包角 21 1 18060 DD a a 236 85 543 18060 163 3120 合理 求带根数 带速 V V 6 32 m s 1 185 1420 60 100060 1000 D n 传动比 i 1420 500 2 84 1 2 n n 带根数 Z Z 3 05 0 c aL P PP K K 3 0 1 4 1 4 0 21 0 92 0 93 其中 由表 11 9 得 P 1 4 包角系数 0 由表 11 7 得 K 0 92 长度系数 K 0 93 aL 由表 11 11 得 0 21 取 Z 3 根 0 P 3 3 2 求求轴轴上上载载荷荷 张紧力 2 52 0 500 ca a PK vzK Fqv 142 3 N 2 3 082 5 0 92 6 32 30 92 500 0 076 32 0 F 由表 11 4 得 q 0 07 Kg m 轴上载荷 Q F 149 6 02 2 2sinzF 906 N 149 6 02 2 2 3sinF Q F 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 带轮结带轮结构构 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 具体值见下表 3 表 3 2 带轮 2 结构尺寸 名称 0 d DB 1 d LS S1 2 S 1 h 2 h 1 a 2 a 1 f 2 f 数值2422364570631018823189751 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 计计算算带轮带轮 D D 直径并直径并计计算算载载荷荷3 4 按照以上的计算 初取大带轮直径 D 450 mm 4 根据已知条件 n 500 r min n 100r min 由 34 i 得 90 mm 34 43 nD nD 44 3 3 n D n D 100 4500 500 计算项目 计算内容 计算结果 计算带长 求 270 mm m D 3490 450 22 DD m D m D 求 180 mm 43450 90 22 DD 初取中心距 3434 2 0 55 DDaDDh mm1080305a 初取中心距 700 mma 带长 2 2 ma LDa 2 180 700 2702700 L 2294 mm 基准长度 由图 11 4 得 2500mm d L 求中心距和包角 中心距 22 1 44 8 m LD m aLD 22 25002701 44 2500270 8 180 a 806mm1080 mm 合理 小带轮包角 21 1 18060 DD a a 450 90 806 18060 153 2120 合理 求带根数 带速 V V 2 36 m s 3 390 500 60 100060 1000 D n 传动比 i 500 100 5 1 2 n n 带根数 Z Z 3 3 0 c aL P PP K K 3 0 0 96 0 8 0 078 1 07 0 92 其中 由表 11 9 得 P 0 8 包角系数 0 由表 11 7 得 K 0 92 长度系数 K 1 07 aL 由表 11 11 得 0 078 取 Z 4 根 0 P 3 4 2 求求轴轴上上载载荷荷 学院毕业设计 11 张紧力 2 52 0 500 ca a PK vzK Fqv 273 3 N 2 32 5 0 92 2 36 40 92 500 0 072 36 0 F 由表 11 4 得 q 0 07 Kg m 轴上载荷 Q F 149 6 02 2 2sinzF 2127 N 153 2 02 2 24sinF Q F 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 带轮结带轮结构构 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 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 3 表 3 3 带轮 4 结构尺寸 名称D 0 D 0 dB a h f h fe 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 0 d DB 1 d LS S1 2 S 1 h 2 h 1 a 2 a 1 f 2 f 数 值 6045058 512010818361055442217 6118 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 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 初步确定初步确定轴轴的尺寸的尺寸 轴材料选用 45 钢调质 参考 材料力学 得 G 80 4 a GP 40 a GP 1 5 m 轴上转矩 264 N m 4 1 3 0 9219 1100 95499549 P n T 由强度条件 4 2 maxmax 3 3 16 t TT D 32 3 mm max 6 16 16 264 3 3 3 40 10 T D 由刚度条件 4 3 maxmax 4 3 32 180180 max D p TT GI G 33 6 mm max 2 32180 4 3 T G D 初取轴的直径为 D 60 mm 4 1 2 带轮带轮 4 上上轴轴的整体的整体设计设计 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 轴轴的受力校核的受力校核 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 F离 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 vg 2 7 0 22 5 5 85 1000 9 8 638 N 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 N 388 N 1 824 82 174 388 R F 2 R F 垂直面反力 525 N 525 N 1 R F 2 R F 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 1 TT T 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 95 0 b a MP 许用应力值 55 1 b a MP 应力校正系数 0 579 1 0 55 95 b b 画当量弯矩图 见图 4 2h 当量转矩 0 579264 153 N mT T 当量弯矩 在轮 4 中间截面处 22 MMT 162 N m 22 53 6153 M 校核轴径 安装轮 4 处轴径的校核 1 3 40 1 b M d 30 mm60 mm 162 3 40 1 55 d 4 d 4 2 带轮 3 上轴的设计 4 2 1 初步确定初步确定轴轴的尺寸的尺寸 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L 轴材料选用 45 钢调质 参考 材料力学 得 G 80 a GP 40 a GP 1 5 m 轴上转矩 55 N m 3 0 96 1500 95499549 P n T 由强度条件 maxmax 3 3 16 t TT D 19 1 mm max 6 16 16 55 3 3 3 40 10 T D 由刚度条件 maxmax 4 3 32 180180 max D p TT GI G 22 7 mm max 2 32180 4 3 T G D 学院毕业设计 17 图 4 3 带轮 3 轴结构尺寸 4 2 2 轴轴的受力校核的受力校核 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 第四章 轴的设计 18 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 y F x F 图 4 5 连杆在水平面内的受力 2 sin F Z F 2 cos F y F 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 Z F Z F 在计算轴受力时 可以略去 N 326326 22 1 824 308219 2127 12745 261 102 R F N 2 R F 326326 22 824 4742 2127 124206 261 1004 垂直面反力 N 1 50 209 50 45 253 50 R F 学院毕业设计 19 50 N 21 RR FF 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 23 TTT P n T 许用应力 用插值法由 机械设计 表 16 3 得 95 0 b a MP 许用应力值 55 1 b a MP 应力校正系数 0 579 1 0 55 95 b b 画当量弯矩图 见图 3 2h 当量转矩 0 579110 63 7153 N mT T 当量弯矩 在轮 2 中间截面处 22 22 MMT 65 8 N m 22 16 563 7 2 M 在轮 3 中间截面处 22 33 MMT 126 9 N m 22 11063 7 2 M 校核轴径 安装轮 2 处轴径的校核 2 1 3 20 1 b M d 22 8 mm35 mm 65 8 3 20 1 55 d 4 d 安装轮 3 处轴径的校核 3 1 3 30 1 b M d 28 5 mm50 mm 126 9 3 30 1 55 d 4 d 第五章 键的选择与校核 20 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 键键的的选择选择 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 宽度 b深度 极限偏差 一般键联结 轴 t毂 1 t 半径 r 公 称 直 径 d 公 称 尺 寸 bh 公 称 尺 寸 b 轴 N9毂9 s J 公称 尺寸 极限 偏差 公称 尺寸 极限 偏差 最小最 大 2887 8 0 0 036 0 018 4 0 0 2 0 3 3 0 2 0 0 25 0 4 0 表 5 1 带轮 1 上键的尺寸 5 1 2 键键的校核的校核 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 N m 由键的剪切强度条件 a MP 其中 D 为带轮轮毂直径 5 1 2 T blD 10 M30 结构合理 333 2 55 8 1025 1055 10 a P a MP 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 学院毕业设计 21 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 bs a MP 图 5 7 键挤压受力图 由 5 2 S FAbl 2000 N 336 8 1025 1010 10 s F 又有 5 3 bs F bsbsA 8 结构合理 33 2000 25 1010 10 bs a MP bs 5 2 带轮 2 上键的选择与校核 5 2 1 键键的的选择选择 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 宽度 b深度 极限偏差 一般键联结 轴 t毂 1 t 半径 r 公 称 直 径 d 公 称 尺 寸 bh 公 称 尺 寸 b 轴 N9毂9 s J 公称 尺寸 极限 偏差 公称 尺寸 极限 偏差 最小最大 35 10 8 10 0 0 036 0 01 8 4 0 0 2 0 3 3 0 2 0 0 250 40 表 5 2 带轮 2 上键的尺寸 5 2 2 键键的校核的校核 第五章 键的选择与校核 22 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 N m 由键的剪切强度条件 a MP 其中 D 为带轮轮毂直径 5 4 2 T blD 6 3 M30 结构合理 333 2 110 10 1050 1070 10 a P a MP 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 bs a MP 由 5 5 S FAbl 3150 N 336 10 1050 106 3 10 s F 又有 5 6 bs F bsbsA 6 3 结构合理 33 3150 10 1050 10 bs a MP bs 5 3 带轮 3 上键的选择与校核 5 3 1 键键的的选择选择 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 宽度 b深度 极限偏差 一般键联结 轴 t毂 1 t 半径 r 公 称 直 径 d 公 称 尺 寸 bh 公 称 尺 寸 b 轴 N9毂9 s J 公称 尺寸 极限 偏差 公称 尺寸 极限 偏差 最小最大 50 16 11 16 0 0 043 0 02 5 6 0 0 2 0 4 3 0 2 0 0 250 40 表 5 2 带轮 3 上键的尺寸 5 3 2 键键的校核的校核 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 N m 由键的剪切强度条件 a MP 其中 D 为带轮轮毂直径 2 T blD 5 5 M30 结构合理 333 2 110 16 1050 1050 10 a P a MP 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 bs 学院毕业设计 23 a MP 由 S FAbl 4400 N 336 16 1050 105 5 10 s F 又有 bs F bsbsA 5 5 结构合理 33 4400 16 1050 10 bs a MP bs 5 4 带轮 4 上键的选择与校核 5 4 1 键键的的选择选择 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 宽度 b深度 极限偏差 一般键联结 轴 t毂 1 t 半径 r 公 称 直 径 d 公 称 尺 寸 bh 公 称 尺 寸 b 轴 N9毂9 s J 公称 尺寸 极限 偏差 公称 尺寸 极限 偏差 最小最大 60 18 11 18 0 0 043 0 02 5 7 0 0 2 0 4 4 0 2 0 0 250 40 表 5 2 带轮 4 上键的尺寸 5 4 2 键键的校核的校核 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 N m 由键的剪切强度条件 a MP 其中 D 为带轮轮毂直径 2 T blD 3 5 30 结构合理 333 2 264 18 1070 10120 10 a MP a MP 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 bs a MP 由 S FAbl 4410 N 336 18 1070 103 5 10 s F 又有 第五章 键的选择与校核 24 bs F bsbsA 3 5 结构合理 33 4410 18 1070 10 bs a MP bs 第六章 紧固螺栓的强度校核 24 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 1 ld 18 螺纹伸出长度为mm 螺栓轴线到被联接件边缘的距离 1 l4 取 e 20 mm 在静载荷下 螺栓的许用应力为 36 ed 6 1 s s s 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 s s 安全系数 由 机械设计 可得 4 a MP s s s s 则 88 8 355 4 a MP 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 a GP mm 则螺栓的应变为 0 01l 6 2 4 0 01 30 3 33 10 l l 由胡克定律求出螺栓横截面上拉应力 6 3 E 70 结构合理 94 210 103 33 10 a MP 螺栓预紧力 6 4 3 26 4 14 10 70 10FA 10 8 KN 6 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 b a MP 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 0 40 7 bs 学院毕业设计 25 在本设计中 取 205 0 5 bs a MP F A 其中 F 为偏心块的离心力 F 326 N 6 5 4 F d 6 4 326 3 14 205 10 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 检验检验整机前移整机前移时时离心力的大小离心力的大小 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 FNmg 126 Kg 371 0 4 9 8 F g m 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 MMMMM 总底板支架电机带轮 38 7 0 90 1 5 50 1000 7 0 13 5 12 4 7 0 4 5 2 12 38 47 4 5 14 103 5 Kg126 Kg 合乎设计要求 6 3 2 检验检验夯夯头头抬升及底板部分抬升抬升及底板部分抬升时时离心力的大小离心力的大小 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 3 M MM 底板 总夯头体 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 2 2 EI cr l F 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 第六章 紧固螺栓的强度校核 26 0 7 l 700 mm 铸钢的弹性模量 E 175 a GP 1931 KN 合乎要求 298 2 175 1054 58 10 0 7 0 7 cr F F离 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 10 2 40 10 50 10 50 25 40 10 50 10 y 下 38 3 mm 33 2 40 101010 50 12212 40 10 38 3 z I 212 10 50 38 325 10 3333 443556 104167 88445 12 10 54 58 84 10 m 学院毕业设计 27 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60 承在轴承座内 7 1 2 零件的工零件的工艺艺分析分析 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 18 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456 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180 0215 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 基准的基准的选择选择 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 对于一般的盘类零件而言 主要应考虑其自身较大的表面作为粗基准 由于本零 件外圆表面的宽度为 58 5mm 在选择三爪卡盘夹持加工外圆时能满足加456 0 02 0 60 工要求 精基准的选择 精基准的选择主要应考虑基准统一的问题 在加工带轮 V 形槽的过程中 应选择 第六章 紧固螺栓的强度校核 28 已经加工了的内孔作为精基准 7 2 2 制定工制定工艺艺路路线线 第七章 带轮加工工艺设计 28 零件在加工过程中 需要对长为 85mm 的平面进行铣削加工 同时钻的孔 在18 加工 V 形槽时 需要设计专用的夹具 在本设计中 采用的是心轴 工序 1 车内孔 同时加工轮毂的左右端面 轮缘的左右端面 倒角 0 02 0 60 工序 2 对轮幅上长为 85mm 深为 2mm 的平面进行铣削加工 同时钻的孔 18 工序 3 外圆表面的车削加工 以及带轮 V 形槽的加工 456 工序 4 对mm 宽 4mm 的键槽进行插削加工 180 0215 7 2 3 机械加工余量 工序尺寸及毛坯尺寸的确定机械加工余量 工序尺寸及毛坯尺寸的确定 内孔的加工余量的选择 查 机械加工工艺设计手册 得 灰口铸铁 0 02 0 60 5 CT 13 15 干湿砂型 MA 为 H 本设计中选择 CT 14 处的加工余量为456 11mm 单侧余量 在长为 108mm 方向上 其余量为 6 0mm 处的方向上 其加 0 02 0 60 工余量为 5 0mm 轮缘处余量 其基本尺寸为 58 5mm 加工余量为 5 0mm 由于本零件加工型面简单 加工工序较少 且加工类型为单件小批量生产 在计 算工序尺寸的时候采用查表修正法 1 内孔毛坯尺寸的确定 由于单边余量为 5mm 则 零件在铸造时的直 0 02