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蛙式 打夯 设计

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该方案是蛙式打夯机设计，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。

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。该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，及含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。

内容简介：

四 川 理 工 学 院 专 业 机械加工工艺过程卡 产品型号 零（部）件图号 2页 机械制造 03级 3班 产品名称 打夯机 零（部）件名称 带轮 第 1页 材料牌号 坯种类 铸件 毛坯外形尺寸 456毛坯件数 1000 每台件数 1 备 注 工 序 号 工序 名称 工 序 内 容 车 间 工 段 设 备 工 艺 装 备 工 时 准 终 单 件 0 铸 铸造、清砂、时效处理 铸造 1 车 粗、精车 60内孔，粗车、半精车轮毂左右端面，粗车 机加 G8、90 右偏刀，其型号为 轮缘左右端面，倒角。 45 外， 其型号为 规； 00 钢直尺； 50 游标卡 尺； 2 铣 粗铣长为 85工深度为 2 18通孔 机加 18 合金端铣刀； 50 深度游标卡 3 车 粗车 456、精车带轮 V 形槽 机加 G8、45 硬质合金外圆车 其型号为 描 图 合金切断刀；刀头长 16宽 400 钢直尺； 50 游 描 校 标卡尺；车夹具。 底图号 编制日期 审核日期 会签日期 班 级 姓 名 装订号 2007年 5月 先银 标记 处数 更改文件号 签字 日期 标记 处数 更改文件号 签字 日期 四 川 理 工 学 院 专 业 机械加工工艺过程卡 产品型号 零（部）件图号 2页 机械制造 03级 3班 产品名称 打夯机 零（部）件名称 带轮 第 1页 材料牌号 坯种类 铸件 毛坯外形尺寸 456毛坯件数 1000 每台件数 1 备 注 工 序 号 工序 名称 工 序 内 容 车 间 工 段 设 备 工 艺 装 备 工 时 准 终 单 件 4 插 粗、精插宽为 18为 4机加 8 4 V 插刀，刀宽为 12刀体高 20长 250 50 游标；卡尺专用夹具。 检 终检入库 描 图 描 校 底图号 编制日期 审核日期 会签日期 班 级 姓 名 装订号 2007年 5月 先银 标记 处数 更改文件号 签字 日期 标记 处数 更改文件号 签字 日期 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 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 进行方案设计，确定基本结构形式 进行图纸设计和主要的设计计算 完成设计计算说明书的编写 设计图纸与说明书的校对 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 he of is RM up by to is to RM In of RM of of as is in RM in of so it an to to do an of RM of 目 录 中文摘要 . 英文摘要 . 第 1章 绪论 . 1 蛙式打夯机的发展现状 . 1 本设计的设计目的 . 1 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 . 3 定偏心块质量和工作功率 . 3 定偏心块质量 . 3 定电机所需功率 . 4 第三章 确定 . 5 定 . 5 带尺寸的确定 . 5 疲劳强度及寿命校核 . 5 带的工作应力计算 . 5 带的寿命计算 . 7 算一级带轮直径及所受载荷 . 7 计算带轮 径并确定带根数 . 7 求轴上载荷 . 8 带轮结构 . 8 算二级带轮直径及轴上载荷 . 10 算带轮 径并计算载荷 . 10 求轴上载荷 . 10 带轮结构 . 11 第四章 轴的设计 . 13 轮 4上轴的设计 . 13 初步确定轴的尺寸 . 13 带轮 4上轴的整体设计 . 13 轴的受力校核 . 14 带轮 3 上轴的设计 . 16 初步确定轴的尺寸 . 16 轴的受力校核 . 17 四川理工学院毕业设计 1 第五章 键的选择与校核 . 20 轮 1上键的选择与校核 . 20 键的选择 . 20 键的校核 . 20 带轮 2 上键的选择与校核 . 21 键的选择 . 21 键的校核 . 21 带轮 3 上键的选择与校核 . 22 键的选择 . 22 键的校核 . 22 带轮 4 上键的选择与校核 . 23 键的选择 . 23 键的校核 . 23 第六章 紧固螺栓的强度校核 . 24 4上轴承座与夯头连接螺栓的强度校核 . 24 心块与轮 4 连接螺栓的强度校核 . 24 离心力大小对整机设计的检验 . 25 检验整机前移时离心力的大小 . 25 检验夯头抬升及底板部分抬升时离心力的大小 . 25 两轴间连架杆的压杆稳定性校核 . 25 轴 1上轴 承使用寿命校核 . 26七章 带轮加工工艺设计 . 27 零件的分析 . 27 零件的作用 . 27 零件的工艺分析 . 27 工艺规程的设计 . 27 基准的选择 . 27 制定工艺路线 . 27 机械加工余量、工序尺寸及毛坯尺寸的确定 . 28 确定切削用量及基本工时 . 28 专用夹具的设计 . 36 第 8章 设计总结 . 39 参考文献 . 41 致谢 . 42 第一章 绪论 2 绪论 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 。 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 工序进行了专用夹具的设计 。第一章 绪论 2 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 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 四川理工学院毕业设计 3 第 二 章 电机功率的确定 定偏心块质量和工作功率 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 F 离 重G。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/ =310 s,令偏心 块 厚 20它尺寸如 图 2 图 2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 700公式 P=首先需要确定离心力的大小， 由 F=ma= ,其中 在本设计中，其计算过程如下： 由偏心计算公式： B=2 可得， （ 2 B= 2 =194.5 2 重心计算简图 第二章 电机功率的确定 4 根据图 1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 37 g ， 由 m= v=60360 ( 22 1000=g 定电机所需功率 故 以上得 夯头受力为： F= =(103 )2 （ 2 =371 N 计算工作时所需功率：由 P= 1033 7 1 0 =W （ 2 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，带传动效率为 = 在 本 传 动 中 ， 使 用 了 两 组 带 ， 故 其 总 效 率 为总 = 则电机所需功率为 W 查机械设计课程设计手册得： 选择，其铭牌如下 表 1 表 2Y 系列三相异步电动机 电动机型号 额定功率 载转速 r/转转矩 /额定转矩 最大转矩 /额定转矩 质量 步转速 1500 r/ 级 3 1420 8 四川理工学院毕业设计 5 第三 章 确定 V 带型号和带轮直径 定 V 带 选用类 型 本设计中采用窄 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 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。 带尺寸的确定 要使带 传动 能正常进行，必须保证 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 3V 带截面尺寸 意图如下： 图 3带轮截面尺寸 带 疲劳强度 及寿命 校核 带的工作应力计算 带在传动过程中， 其受力情况如下所示： 名称 b h 40 三章 确定 V 带型号及带轮直径 6 图 3带轮工作应力图 根据前面的计算得 ，带轮 1， 2的张紧力为 0F =，而带轮 3， 4上的张紧力为 0F =，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= 33601000 = 90 50060 1000 =m/s 根据公式 ： 1 0 0 0 1 0 0 0 3 0 . 9 2 1 62 . 3 6 =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 =得 F=1172 N 。 又 有： 12F F F ， （ 3 1 0 0 2F F F F ， （ 3 联立式（ 3（ 3： 1 0 12F F F F ，代入值得 1F =1798 N ， 2F =626 N 11 = 0 =26 （其中 A 为带截面面积） (32 66262 6 8 . 8 1 0 9 . 1 0 62 7 3 . 30 6 8 . 8 1 0 4 由于带速 V 10 m/s,所以 离心力 可以忽略。 2 . 3 7 51 9 0 / 23 5 0 1 8 . 5yb (3在上式中，带的弹性模量 E （ 为 250 400 M , 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， 7 带 y= 3 ,V带 r=D/2 。 带在工作时，强度条件应满足下式： m a x 1 1b （ 3 m a x 1 1b 26+4.5 带的寿命计算 由 带的疲劳强度条件： 3600 t （ 3 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=5 6,m=11。 N 循环次数，在本设 计中 N= 610 。 代入数值得： 1 1 611726 66 8 . 8 1 02 . 3 6 2 . 3 62 5 0 0 2 5 0 0( ) 1 0( ) 1 0 11113 6 0 0 4 3 6 0 0 4 1 1 81172 66 8 . 8 1 0 112 . 3 62500( ) 1 03 6 0 0 4 hh = 算 一级 带轮直径及所受载荷 计算带轮 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 算功率 P =3 W 选带型号 由表 选用 小带轮直径 由表 1D =85 带轮直径 2D = 112 8 5 1 4 2 0500( 1 ) ( 1 0 . 0 1 ) 取 2D =236 取滑动率 =1%，大带轮转速 500r/ 大带轮实际转速 112 8 5 1 4 2 02 236( 1 ) ( 1 0 . 0 1 ) 2n =506 r/算带长 求 12 8 5 2 3 622 160.5 21 2 3 6 8 522 =75.5 初取中心距 1 2 1 22 ( ) 0 . 5 5 ( )D D a D D h 6 4 2 1 8 5a 取中心距 a =500 长 22m a 2755001 6 0 . 5 2 5 0 0 第三章 确定 V 带型号及带轮直径 8 L=1515.4 准长度 由图 1600 中心距和包角 中心距 22144 ( ) 8 D = 221 6 0 0 1 6 0 . 5 144 ( 1 6 0 0 1 6 0 . 5 ) 8 7 5 . 5 a=543 642 小带轮包角 211 1 8 0 6 0 。 。= 2 3 6 8 55431 8 0 6 0。 。 = 120。 合理 求带根数 带速 V= 11 8 5 1 4 2 06 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0 V=m/s 传动比 i=121420/500=根数 Z=0()c K K 3 ) 0 0 Z=其中：由表 角系数 由表 a =度系数 表 0P = 取 Z=3根 求轴上载荷 张紧力 2 . 5 20 5 0 0 ( )z KF q v= 23 . 0 8 2 . 5 0 . 9 26 . 3 2 3 0 . 9 25 0 0 ( ) 0 . 0 7 6 . 3 2 0F = （由表 q=g/m） 轴上载荷 1 4 9 . 60 22 . 2 s i = 1 4 9 . 60 22 . 2 3 s i 06 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 2 ） 带轮结构 四川理工学院毕业设计 9 图 3带轮 1 结构尺寸 由于 带轮 2 基准直径小于 300 350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 3，具体值见下表： 表 3带轮 2 结构尺寸 名称 0d D B 1d L S 2S 1h 2h 1a 2a 1f 2f 数值 242 236 45 70 63 10 18 8 23 18 9 7 5 1 图 3带轮 2 结构尺寸 第三章 确定 V 带型号及带轮直径 10 算二级带轮直 径及轴上载荷 计算带轮 径并计算载荷 按照以上的计算， 初取大 带轮直径 450 根据已知条件： 500 r/100r/ i= 3 443n 得 4433 100 4500500 =90 算项目 计算内容 计算结果 计算带长 求 34 9 0 4 5 022 270 43 4 5 0 9 022 =180 初取中心距 3 4 3 42 ( ) 0 . 5 5 ( )D D a D D h 1 0 8 0 3 0 5a 取中心距 a =700 长 22m a 21807002 7 0 2 7 0 0 L=2294 准长度 由图 2500中心距和包角 中心距 22144 ( ) 8 D = 222 5 0 0 2 7 0 144 ( 2 5 0 0 2 7 0 ) 8 1 8 0 a=8061080 小带轮包角 211 1 8 0 6 0 。 。= 4 5 0 9 08061 8 0 6 0。 。 = 120。 合理 求带根数 带速 V= 33 9 0 5 0 06 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0 V=m/s 传动比 i=12500/100=5 带根数 Z=0()c K K 3 ( 0 8 ) 1 0 Z=其中：由表 角系数 由表 a =度系数 表 0P = 取 Z=4根 求轴上载荷 四川理工学院毕业设计 11 张紧力 2 . 5 20 5 0 0 ( )z KF q v= 23 2 . 5 0 . 9 22 . 3 6 4 0 . 9 25 0 0 ( ) 0 . 0 7 2 . 3 6 0F = （由表 q=g/m） 轴上载荷 1 4 9 . 60 22 . 2 s i = 1 5 3 . 20 22 . 2 4 s i 127 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 2 ） 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 3， 由 表 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 3，具体值见下表： 表 3带轮 4 结构尺寸 名称 D 0D 0d B f e 数值 90 96 50 8 3 9 9 图 3带轮 3 结构尺寸 表 3轮 4 结构尺寸 名称 0d D B 1d L S 2S 1h 2h 1a 2a 1f 2f 数值 60 450 20 108 18 36 10 55 44 22 1 三章 确定 V 带型号及带轮直径 12 图 3带轮 4 结构尺寸 四川理工学院毕业设计 13 第四 章 轴的设 计 轮 4 上轴的设计 步确定轴的尺寸 轴材料选用 45 钢调质，参考材料力学 4 得， G=80 ， 4 0 ， 1 m 。 。 轴上转矩： 3 0 . 9 2 1 91 1009 5 4 9 9 5 4 9 =264 N/m (4由强度条件： m a x m a (4m a x 616 1 6 2 6 43 33 4 0 1 0 =32.3 由刚度条件： m a x m a x 43321 8 0 1 8 0m a x 。 。(4m a 1 8 043 。33.6 取轴的直径为 D=60 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。 第四章 轴的设计 14 图 4带轮 4 轴的 结构 设计 轴的受力校核 根据前面计算得： 轴上离心力： 26 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=50 N 带轮 4受到的重力为： G= 2 7 . 0 ( 2 2 . 5 ) 5 . 8 5 / 1 0 0 0 9 . 8 =638 N 四川理工学院毕业设计 15 图 4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 1 8 2 4 8 2174 388 N ；2388 N 垂直面反力 1=525 N ， 2= 水平面（ 力图 见图 4直面（ 力图 见图 4轴弯矩图 水平面弯矩图 见图 4直面弯矩图 见图 4 成弯矩图 见图 4轴转矩图 见图 4受转矩 1 T =264 第四章 轴的设计 16 许用应力 用插值法由机械设