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蛙式打夯机设计【三维PROE】【14张cad图纸+毕业论文】

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蛙式 打夯 设计 三维 proe 14 cad 图纸 毕业论文
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摘要


整机结构主要由电动机、机架、传动带、偏心轮构成。由电动机产生动力通过带轮减速器将需要的动力传递到带轮上,带轮带动V带,从而带动整机装置运动

本论文研究内容摘要:

(1) 蛙式打夯机总体结构设计。

(2) 蛙式打夯机工作性能分析。

(3)电动机的选择。

(4)对蛙式打夯机的传动系统、执行部件及机架设计。

(5)对设计零件进行设计计算分析和校核。

(6)运用计算机辅助设计,对设计的零件进行三维建模。

(7)绘制整机装配图及重要部件装配图和设计零件的零件图。 

 

关键词:蛙式打夯机,结构设计,三维建模




Abstract


The structure is mainly composed of a motor, frame, transmission belt, an eccentric wheel. Produced by the motor power through a belt wheel speed reducer will need to transfer the power to the belt wheel, belt wheel drives the V belt, which drives the motion machine device

Abstract this thesis research:

(1) the overall structure design of the frog rammer.

(2) analysis of frog rammer performance.

(3) the choice of motor.

(4) transmission system, execution unit and frame design of the frog rammer.

(5) the design of components for the design calculation and check.

(6) the use of computer aided design, 3D modeling on Design of parts.

(7) to draw the assembly drawing and parts assembly diagram and parts diagram design.


Keywords: frog rammer, structure design, 3D modeling














目    录

摘要 II

Abstract III

第1章 蛙式打夯机的介绍 1

1.1蛙式打夯机的概述 1

1.2 打夯机的分类 2

1.3  蛙式打夯机方案 3

第2章 蛙式打夯机总体参数的设计 4

2.1 确定偏心块质量 4

2.2 确定电机所需功率 5

第3章  第一对带轮的计算 8

3.1 带传动设计 8

3.2选择带型 9

3.3确定带轮的基准直径并验证带速 9

3.4确定中心距离、带的基准长度并验算小轮包角 10

3.5确定带的根数z 11

3.6确定带轮的结构和尺寸 11

3.7确定带的张紧装置 11

第4章 第2对带轮的计算 14

4.1 带传动设计 14

4.2选择带型 15

4.3确定带轮的基准直径并验证带速 15

4.4确定中心距离、带的基准长度并验算小轮包角 16

4.5确定带的根数z 17

4.6确定带轮的结构和尺寸 17

4.7确定带的张紧装置 18

4.8计算压轴力 18

第5章 轴的设计 20

第6章  键的选择与校核 28

6.1 带轮1上键的选择与校核 28

6.2  带轮2上键的选择与校核 29

6.3  带轮3上键的选择与校核 30

6.4  带轮4上键的选择与校核 31

6.5  离心力大小对整机设计的检验 33

6.6  两轴间连架杆的压杆稳定性校核 33

第7章 机械加工工艺规程设计 28

7.1 零件的分析 28

7.2加工的问题和设计所采取措施 28

7.3 轴加工定位基准的选择 28

7.4 轴加工主要工序安排 29

7.5 机械加工余量、工序尺寸及毛坯尺寸的确定 31

7.6 毛坯种类的选择 31

7.7 选择加工设备和工艺装备 31

7.8 机械加工余量、工序尺寸及毛坯尺寸的确定 32

7.9确定加工用量及基本工时(机动时间) 32

第8章 夹具设计 28

8.1 工序尺寸精度分析 28

8.2 定位方案确定 28

8.3 定位元件确定 28

8.4 定位误差分析计算 28

8.5夹紧方案及元件确定 29

8.6 夹具总装草图 30

结 论 39

参考文献 41

致  谢 42



第1章 蛙式打夯机的介绍

1.1蛙式打夯机的概述

蛙式打夯机其原理就是利用物体做圆周运动产生的离心惯性力带动夯架上下振动并且向前运动;打地基用,行动方式好象青蛙行走故此得名;利用旋转惯性力的原理制成,由夯锤、夯架、偏心块、皮带轮和电动机等组成。电动机及传动部分装在橇座上,夯架后端与传动轴铰接,在偏心块离心力作用下,夯架可绕此轴上下摆动。夯架前端装有夯锤,当夯架向下方摆动时就夯击土壤,向上方摆动时使橇座前移。因此,蛙式夯夯锤每冲击一次,机身即向前移动一步。

快速冲击夯又是振动冲击夯的前身。

由电动机经夯锤、夯架、偏心块、皮带轮和电动机机构带动夯锤做快速冲击运动以夯实土壤,夯锤跳离地面时,操作者可推动机械前进,为减轻机体振动,使汽缸竖向轴线朝前偏斜。设缓冲弹簧组。冲击夯实粘性土壤的效果较佳,冲击夯适用于建筑、地面、庭院、路基、桥桩、沟槽、野外、狭窄场地等环境的施工能胜任 大中型机械无法完成的施工任务。该产品具有设计先进、结构紧凑、性能稳定、夯实力大、操作灵活、使用安全、适应范围广、效率高等特点。但其夯锤面积有限, 因此不宜用于大面积土方的夯实作业。对于砂土、砾石则需另选用振动捣固机予以捣实。

振动冲击夯依据JG/T5014标准生产。其具有体积小,质量轻,夯量轻,夯实能力大,生产效率高,贴边性能好,操 作灵活、简便、安全可靠等特点,较我国使用的蛙夯、爆炸夯、平板夯等具有更多的优点。该机不仅适用于砂、三合土和各种砂性土壤的压实,也适用于对沥青砂 石、贫混凝土和粘土的压实,特别适用于室内地板面、庭院和沟槽等狭窄地的施工,可以胜任大中型压实机械无法完成的施工任务。

蛙式打夯机定型耐久 蛙式打夯机方便顾客 蛙式打夯机方便群众 HW系列蛙式打夯机

蛙式打夯机由电动机、传动机构、机架、夯架和电气部分组成,蛙式打夯机工作原理是由电动机通过两级变速将动力传递给安装在夯架 上的前皮带轮,前皮带轮旋转,带动安装在其上面的两个偏心块回转,产生离心力,使夯头抬起、下落,自动前移夯实松土。蛙式夯结构轻巧、操作灵活,夯实能力 强,蛙式打夯机可以广泛用于各类房屋、道路、水利、桥梁等建筑场所,以及一切需要夯实松土的土方工程。


图1-1 蛙式打夯机

1.2 打夯机的分类

  利用冲击和冲击振动作用分层夯实回填土的压实机械。分火力夯、蛙式夯和快速冲击夯等。

  1.火力夯

   按二冲程内燃机原理制成,汽缸内有上、下两个活塞,上活塞是内燃活塞,下活塞是缓冲活塞。汽缸下部套装有倾斜底面的夯锤,使汽缸竖向轴线朝前偏斜。上活 塞杆从汽缸顶盖中间的通孔伸出,下活塞杆从汽缸下端面伸出,并与夯锤联成一体,汽缸与夯锤之间以弹簧拉紧,并设有扶手以控制夯土机的前进方向。火力夯在可 燃混合气的燃爆力作用下,因此,朝前上方跃离地面,并在自重作用下,坠落地面夯击土壤,夯锤一跃一坠,机身就步步前移。 

  2.电动蛙式夯 

  利用旋转惯性力的原理制成,由夯锤、夯架、偏心块、皮带轮和电动机等组成。电动机及传动部分装在橇座上,夯架后端与传动轴铰接,在偏心块离心力作用下,夯架可绕此轴上下摆动。夯架前端装有夯锤,当夯架向下方摆动时就夯击土壤,向上方摆动时使橇座前移。因此,蛙式夯夯锤每冲击一次,机身即向前移动一步。

  3.快速冲击夯

  由电动机经减速器和曲柄连杆机构带动夯锤做快速冲击运动以夯实土壤,夯锤跳离地面时,操作者可推动机械前进,为减轻机体振动,使汽缸竖向轴线朝前偏斜。设缓冲弹簧组。 

  夯土机夯实粘性土壤的效果较佳,但其夯锤面积有限,不宜用于大面积土方的夯实作业。对于砂土、砾石则需另选用振动捣固机予以捣实。 


内容简介:
I四川理工学院毕业设计(论文)蛙式打夯机设计学生XXX学号XXX专业XXX班级XXX指导教师XXX四川理工学院机械工程学院二O一四年六月三号黑体,居中按本科专业目录填写1、若无专业方向,直接填写班号,如201012、若有专业方向,填写专业方向和班号,如机械设计20101I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械系专业机械设计与制造班级学号学生指导教师接受任务时间教研室主任(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)主要内容及基本要求按给定的蛙式打夯机主要技术参数,进行设计计算。确定蛙式打夯机主要结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。完成运动件的三维实体造型和运动仿真;编写设计计算书。2指定查阅的主要参考文献及说明曹唯庆机械工业出版社机械工业出版社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3月5日3月20日2完成打夯机的设计计算,确定基本结构形式3月21日4月10日3进行图纸设计,运动件的实体造型和运动仿真4月11日5月15日4完成设计计算说明书的编写5月16日6月1日5设计图纸与说明书的校对6月2日6月5日II摘要整机结构主要由电动机、机架、传动带、偏心轮构成。由电动机产生动力通过带轮减速器将需要的动力传递到带轮上,带轮带动V带,从而带动整机装置运动本论文研究内容摘要1蛙式打夯机总体结构设计。2蛙式打夯机工作性能分析。3电动机的选择。4对蛙式打夯机的传动系统、执行部件及机架设计。5对设计零件进行设计计算分析和校核。6运用计算机辅助设计,对设计的零件进行三维建模。7绘制整机装配图及重要部件装配图和设计零件的零件图。关键词蛙式打夯机,结构设计,三维建模IIIABSTRACTTHESTRUCTUREISMAINLYCOMPOSEDOFAMOTOR,FRAME,TRANSMISSIONBELT,ANECCENTRICWHEELPRODUCEDBYTHEMOTORPOWERTHROUGHABELTWHEELSPEEDREDUCERWILLNEEDTOTRANSFERTHEPOWERTOTHEBELTWHEEL,BELTWHEELDRIVESTHEVBELT,WHICHDRIVESTHEMOTIONMACHINEDEVICEABSTRACTTHISTHESISRESEARCH1THEOVERALLSTRUCTUREDESIGNOFTHEFROGRAMMER2ANALYSISOFFROGRAMMERPERFORMANCE3THECHOICEOFMOTOR4TRANSMISSIONSYSTEM,EXECUTIONUNITANDFRAMEDESIGNOFTHEFROGRAMMER5THEDESIGNOFCOMPONENTSFORTHEDESIGNCALCULATIONANDCHECK6THEUSEOFCOMPUTERAIDEDDESIGN,3DMODELINGONDESIGNOFPARTS7TODRAWTHEASSEMBLYDRAWINGANDPARTSASSEMBLYDIAGRAMANDPARTSDIAGRAMDESIGNKEYWORDSFROGRAMMER,STRUCTUREDESIGN,3DMODELINGIV目录摘要IIABSTRACTIII第1章蛙式打夯机的介绍111蛙式打夯机的概述112打夯机的分类213蛙式打夯机方案3第2章蛙式打夯机总体参数的设计421确定偏心块质量422确定电机所需功率5第3章第一对带轮的计算831带传动设计832选择带型933确定带轮的基准直径并验证带速934确定中心距离、带的基准长度并验算小轮包角1035确定带的根数Z1136确定带轮的结构和尺寸1137确定带的张紧装置11第4章第2对带轮的计算1441带传动设计1442选择带型1543确定带轮的基准直径并验证带速1544确定中心距离、带的基准长度并验算小轮包角1645确定带的根数Z1746确定带轮的结构和尺寸1747确定带的张紧装置18V48计算压轴力18第5章轴的设计20第6章键的选择与校核2861带轮1上键的选择与校核2862带轮2上键的选择与校核2963带轮3上键的选择与校核3064带轮4上键的选择与校核3165离心力大小对整机设计的检验3366两轴间连架杆的压杆稳定性校核33第7章机械加工工艺规程设计2871零件的分析2872加工的问题和设计所采取措施2873轴加工定位基准的选择2874轴加工主要工序安排2975机械加工余量、工序尺寸及毛坯尺寸的确定3176毛坯种类的选择3177选择加工设备和工艺装备3178机械加工余量、工序尺寸及毛坯尺寸的确定3279确定加工用量及基本工时(机动时间)32第8章夹具设计2881工序尺寸精度分析2882定位方案确定2883定位元件确定2884定位误差分析计算2885夹紧方案及元件确定2986夹具总装草图30VI结论39参考文献41致谢421第1章蛙式打夯机的介绍11蛙式打夯机的概述蛙式打夯机其原理就是利用物体做圆周运动产生的离心惯性力带动夯架上下振动并且向前运动;打地基用,行动方式好象青蛙行走故此得名;利用旋转惯性力的原理制成,由夯锤、夯架、偏心块、皮带轮和电动机等组成。电动机及传动部分装在橇座上,夯架后端与传动轴铰接,在偏心块离心力作用下,夯架可绕此轴上下摆动。夯架前端装有夯锤,当夯架向下方摆动时就夯击土壤,向上方摆动时使橇座前移。因此,蛙式夯夯锤每冲击一次,机身即向前移动一步。快速冲击夯又是振动冲击夯的前身。由电动机经夯锤、夯架、偏心块、皮带轮和电动机机构带动夯锤做快速冲击运动以夯实土壤,夯锤跳离地面时,操作者可推动机械前进,为减轻机体振动,使汽缸竖向轴线朝前偏斜。设缓冲弹簧组。冲击夯实粘性土壤的效果较佳,冲击夯适用于建筑、地面、庭院、路基、桥桩、沟槽、野外、狭窄场地等环境的施工能胜任大中型机械无法完成的施工任务。该产品具有设计先进、结构紧凑、性能稳定、夯实力大、操作灵活、使用安全、适应范围广、效率高等特点。但其夯锤面积有限,因此不宜用于大面积土方的夯实作业。对于砂土、砾石则需另选用振动捣固机予以捣实。振动冲击夯依据JG/T5014标准生产。其具有体积小,质量轻,夯量轻,夯实能力大,生产效率高,贴边性能好,操作灵活、简便、安全可靠等特点,较我国使用的蛙夯、爆炸夯、平板夯等具有更多的优点。该机不仅适用于砂、三合土和各种砂性土壤的压实,也适用于对沥青砂石、贫混凝土和粘土的压实,特别适用于室内地板面、庭院和沟槽等狭窄地的施工,可以胜任大中型压实机械无法完成的施工任务。蛙式打夯机定型耐久蛙式打夯机方便顾客蛙式打夯机方便群众HW系列蛙式打夯机蛙式打夯机由电动机、传动机构、机架、夯架和电气部分组成,蛙式打夯机工作原理是由电动机通过两级变速将动力传递给安装在夯架上的前皮带轮,前皮带轮旋转,带动安装在其上面的两个偏心块回转,产生离心力,使夯头抬起、下落,自动前移夯实松土。蛙式夯结构轻巧、操作灵活,夯实能力强,蛙式打夯机可以广泛用于各类房屋、道路、水利、桥梁等建筑场所,以及一切需要夯实松土的土方工程。2图11蛙式打夯机12打夯机的分类利用冲击和冲击振动作用分层夯实回填土的压实机械。分火力夯、蛙式夯和快速冲击夯等。1火力夯按二冲程内燃机原理制成,汽缸内有上、下两个活塞,上活塞是内燃活塞,下活塞是缓冲活塞。汽缸下部套装有倾斜底面的夯锤,使汽缸竖向轴线朝前偏斜。上活塞杆从汽缸顶盖中间的通孔伸出,下活塞杆从汽缸下端面伸出,并与夯锤联成一体,汽缸与夯锤之间以弹簧拉紧,并设有扶手以控制夯土机的前进方向。火力夯在可燃混合气的燃爆力作用下,因此,朝前上方跃离地面,并在自重作用下,坠落地面夯击土壤,夯锤一跃一坠,机身就步步前移。2电动蛙式夯利用旋转惯性力的原理制成,由夯锤、夯架、偏心块、皮带轮和电动机等组成。电动机及传动部分装在橇座上,夯架后端与传动轴铰接,在偏心块离心力作用下,夯3架可绕此轴上下摆动。夯架前端装有夯锤,当夯架向下方摆动时就夯击土壤,向上方摆动时使橇座前移。因此,蛙式夯夯锤每冲击一次,机身即向前移动一步。3快速冲击夯由电动机经减速器和曲柄连杆机构带动夯锤做快速冲击运动以夯实土壤,夯锤跳离地面时,操作者可推动机械前进,为减轻机体振动,使汽缸竖向轴线朝前偏斜。设缓冲弹簧组。夯土机夯实粘性土壤的效果较佳,但其夯锤面积有限,不宜用于大面积土方的夯实作业。对于砂土、砾石则需另选用振动捣固机予以捣实。13蛙式打夯机方案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12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4第2章蛙式打夯机总体参数的设计21确定偏心块质量根据本课题要求的设计基本参数打击次数100次/分,打击力约600N由于蛙式打夯机工作时的FG重离总总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,只有偏心块产生的离心力只需要克服夯头重力,即。才能将夯头带起,并使整机前移。F离重根据已知条件,N100R/MIN,则102N10/6/3RADSRADS假设偏心块厚30MM,其它尺寸如图21中所示。图21偏心块结构根据图中尺寸,确定工作所需功率,本设计中假设夯头连杆间距离为900MM,由公式PFR,首先需要确定离心力的大小,离心力公式为FMAMR,2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5由偏心计算公式B可得,2SIN3RB250MM2SIN53R夹角取值为225度。图22偏心重心计算图根据图11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,378/GCM扇形面积计算公式1/2弧长半径。体积面积X高由MV784015100025257KG单位是CM计算453602322确定电机所需功率故以上得夯头受力为FMR25257025(22)210326917N计算工作时所需功率由PFR6516KW(23)103697209620982099087613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为V带的效率,为第一、二对轴承的效率,为联轴器的效率。1236则电机所需功率为P651608767436KWO查机械设计课程设计手册得选择,其铭牌如下表21表21Y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KGY132M475同步转速1500R/MIN,4级1440222281(A)7(B)图23电动机的安装及外形尺寸示意图表22电动机的安装技术参数中心高/MM外型尺寸/MML(AC/2AD)HD底脚安装尺寸AB地脚螺栓孔直径K轴伸尺寸DE装键部位尺寸FGD13251534531521617812388010438第3章第一对带轮的计算31带传动设计输出功率P75KW,转速N11440R/MIN,N2500R/MINEDADPK表31工作情况系数AK原动机类类一天工作时间/H工作机101016160101616载荷平稳液体搅拌机;离心式水泵;通风机和鼓风机();离心式压缩机;75KW轻型运输机101112111213载荷变动小带式运输机(运送砂石、谷物),通风机();发电机;旋75K转式水泵;金属切削机床;剪床;压力机;印刷机;振动筛111213121314载荷变动较大螺旋式运输机;斗式上料机;往复式水泵和压缩机;锻锤;磨粉机;锯木机和木工机械;纺织机械121314141516载荷变动很大破碎机(旋转式、颚式等);球磨机;棒磨机;起重机;挖掘机;橡胶辊压机131415151618根据V带的载荷平稳,两班工作制(16小时),查机械设计P296表4,9取KA11。即17582KWDAEDPK32选择带型普通V带的带型根据传动的设计功率PD和小带轮的转速N1按机械设计P297图1311选取。图31带型图根据算出的PD825KW及小带轮转速N11440R/MIN,查图得DD80100可知应选取A型V带。33确定带轮的基准直径并验证带速由机械设计P298表137查得,小带轮基准直径为80100MM则取DD190MMDDMIN75MM(DD1根据P295表134查得)表32V带带轮最小基准直径MIND槽型YZABCDEMIND205075125200355500212408,08525DD所以10由机械设计P295表134查“V带轮的基准直径”,得250MM2D误差验算传动比(为弹性滑动率)215083912DI误误差符合要求1830I误带速19140V679/66DNMS满足5M/S300MM,所以宜选用E型轮辐式带轮。总之,小带轮选H型孔板式结构,大带轮选择E型轮辐式结构。带轮的材料选用灰铸铁,HT200。37确定带的张紧装置选用结构简单,调整方便的定期调整中心距的张紧装置。1238计算压轴力由机械设计P303表1312查得,A型带的初拉力F013346N,上面已得到15336O,Z8,则1A1A15372SIN846SINN2098OOFZ对带轮的主要要求是质量小且分布均匀、工艺性好、与带接触的工作表面加工精度要高,以减少带的磨损。转速高时要进行动平衡,对于铸造和焊接带轮的内应力要小,带轮由轮缘、腹板(轮辐)和轮毂三部分组成。带轮的外圈环形部分称为轮缘,轮缘是带轮的工作部分,用以安装传动带,制有梯形轮槽。由于普通V带两侧面间的夹角是40,为了适应V带在带轮上弯曲时截面变形而使楔角减小,故规定普通V带轮槽角为32、34、36、38(按带的型号及带轮直径确定),轮槽尺寸见表73。装在轴上的筒形部分称为轮毂,是带轮与轴的联接部分。中间部分称为轮幅(腹板),用来联接轮缘与轮毂成一整体。表35普通V带轮的轮槽尺寸(摘自GB/T13575192)槽型项目符号YZABCDE基准宽度BP5385110140190270320基准线上槽深HAMIN162027535488196基准线下槽深HFMIN477087108143199234槽间距E80312031503190425505370644507第一槽对称面至端面的距离FMIN679115162328最小轮缘厚55567510121513带轮宽BBZ1E2FZ轮槽数外径DA32603480118190315366047560038对应的基准直径DD80118190315475600轮槽角极限偏差105V带轮按腹板(轮辐)结构的不同分为以下几种型式(1)实心带轮用于尺寸较小的带轮DD253D时,如图32A。(2)腹板带轮用于中小尺寸的带轮DD300MM时,如图32B。(3)孔板带轮用于尺寸较大的带轮DDD100MM时,如图32C。(4)椭圆轮辐带轮用于尺寸大的带轮DD500MM时,如图32D。(A)(B)(C)(D)图32带轮结构类型根据设计结果,可以得出结论小带轮选择实心带轮,如图(A),大带轮选择腹板带轮如图(B)14第4章第2对带轮的计算41带传动设计输入功率P175KW0960980996985KWP123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为V带的效率,为第一、二对轴承的效率,为联轴器的效率。123转速N2500R/MIN,N3100R/MIN计算设计功率PDEDADPK表41工作情况系数AK原动机类类一天工作时间/H工作机101016160101616载荷平稳液体搅拌机;离心式水泵;通风机和鼓风机();离心式压缩机;75KW轻型运输机101112111213载荷变动小带式运输机(运送砂石、谷物),通风机();发电机;旋75K转式水泵;金属切削机床;剪床;压力机;印刷机;振动筛111213121314载荷变动较大螺旋式运输机;斗式上料机;往复式水泵和压缩机;锻锤;磨粉机;锯木机和12131414151615木工机械;纺织机械载荷变动很大破碎机(旋转式、颚式等);球磨机;棒磨机;起重机;挖掘机;橡胶辊压机131415151618根据V带的载荷平稳,两班工作制(16小时),查机械设计P296表4,取KA11。即169857639KWDAEDPKK42选择带型普通V带的带型根据传动的设计功率PD和小带轮的转速N1按机械设计P297图1311选取。图41带型图根据算出的PD768KW及小带轮转速N2500R/MIN,查图得DD80100可知应选取A型V带。43确定带轮的基准直径并验证带速由机械设计P298表137查得,小带轮基准直径为80100MM则取DD1100MMDDMIN75MM(DD1根据P295表134查得)表42V带带轮最小基准直径MIND16槽型YZABCDEMIND205075125200355500314450,105MDD所以由机械设计P295表134查“V带轮的基准直径”,得500MM2D误差验算传动比(为弹性滑动率)2150102DI误误差符合要求150I误带速114V76/606DNMS满足5M/S300MM,所以宜选用E型轮辐式带轮。总之,小带轮选H型孔板式结构,大带轮选择E型轮辐式结构。带轮的材料选用灰铸铁,HT200。47确定带的张紧装置选用结构简单,调整方便的定期调整中心距的张紧装置。48计算压轴力由机械设计P303表1312查得,A型带的初拉力F013059N,上面已得到15336O,Z6,则1A1A15372SIN609SINN26OOFZ对带轮的主要要求是质量小且分布均匀、工艺性好、与带接触的工作表面加工精度要高,以减少带的磨损。转速高时要进行动平衡,对于铸造和焊接带轮的内应力要小,带轮由轮缘、腹板(轮辐)和轮毂三部分组成。带轮的外圈环形部分称为轮缘,轮缘是带轮的工作部分,用以安装传动带,制有梯形轮槽。由于普通V带两侧面间的夹角是40,为了适应V带在带轮上弯曲时截面变形而使楔角减小,故规定普通V带轮槽角为32、34、36、38(按带的型号及带轮直径确定),轮槽尺寸见表73。装在轴上的筒形部分称为轮毂,是带轮与轴的联接部分。中间部分称为轮幅(腹板),用来联接轮缘与轮毂成一整体。表45普通V带轮的轮槽尺寸(摘自GB/T13575192)项目槽型19符号YZABCDE基准宽度BP5385110140190270320基准线上槽深HAMIN162027535488196基准线下槽深HFMIN477087108143199234槽间距E80312031503190425505370644507第一槽对称面至端面的距离FMIN679115162328最小轮缘厚555675101215带轮宽BBZ1E2FZ轮槽数外径DA32603480118190315366047560038对应的基准直径DD80118190315475600轮槽角极限偏差105V带轮按腹板(轮辐)结构的不同分为以下几种型式(1)实心带轮用于尺寸较小的带轮DD253D时,如图42A。(2)腹板带轮用于中小尺寸的带轮DD300MM时,如图42B。(3)孔板带轮用于尺寸较大的带轮DDD100MM时,如图42C。(4)椭圆轮辐带轮用于尺寸大的带轮DD500MM时,如图42D。(A)(B)(C)(D)图42带轮结构类型根据设计结果,可以得出结论小带轮选择实心带轮,如图(A),大带轮选择腹板带20轮如图(B)第5章轴的设计低速级轴的设计与校核511求作用在带轮上的力因已知低速级带轮的直径为5002DM而F892693NT23T314950FF335664NRTON06138CS2TAN6COSA845FFTAN434816231531NATT圆周力F,径向力F及轴向力F的方向如图51所示。TRA图51轴的载荷分布图21512初步确定轴的最小直径(1)先按课本式(152)初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢,调370P质处理。根据课本,取,于是得156表P12OA1126036MNPD76353MIN84(2)联轴器的选择。输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径(图72)。D为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适,故需同时选取联轴器的型号。D查课本表141,考虑到转矩变化很小,故取13,则351P51AK13149551091834287MNTKAC027463513按照计算转矩TCA应小于联轴器公称转矩的条件,查机械设计手册表17173P4,选用LT10弹性套柱销联轴器(GB/T43232002),其公称转矩为2000。半联NM轴器的孔径D165MM,故取65MM,半联轴器的长度L142MM,半联轴器与D轴配合的毂孔长度L1107MM。513轴的结构设计(1)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,轴段右端需要制出一轴肩,故取的直径80MM;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径D85MD47MM。半联轴器与轴配合的毂孔长度L1107MM,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上,故的长度应比L1略短一些,现取105MM。ML82初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据80MM,由轴承产品目录中初步选取0基本游MD47隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承(GB/T2971994)30217型,其尺寸为DDT85MM150MM305MM,故85MM;右端圆锥滚子轴承采MD508用套筒进行轴向定位,取套筒宽为14MM,则445MM。L16取安装带轮处的轴段90MM;带轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。D已知带轮的宽度为90MM,为了使套筒端面可靠地压紧带轮,此轴段应略短于轮毂毂22宽度,故取86MM。带轮的右端采用轴肩定位,轴肩高H007D,故取H7LMM,则104MM。轴环宽度,取B12MM。MD65H41轴承端盖的总宽度为375MM由减速器及轴承端盖的结构设计而定。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离,故取675MM。L30L50至此,已初步确定了低速轴的各段直径和长度。图52低速轴的结构设计示意图表51低速轴结构设计参数段名参数直径/MM65H7/K68085M690H7/N610485M6长度/MM105675468612445键BHL/MM201290251470C或R/MM处245O处R2处R25处R25处R25处R25处2545O(2)轴上的零件的周向定位带轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按90MM由课本表D106P61查得平键截面BH25MM14MM,键槽用键槽铣刀加工,长为70MM,同时为了保证带轮与轴配合有良好的对中性,故选择带轮毂与轴的配合为;同样,半联轴器H7N6与轴的连接,选用平键为20MM12MM90MM,半联轴器与轴的配合为。滚动轴K承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的,此处选轴的直径尺寸公差为M6。23(3)确定轴上圆周和倒角尺寸参考课本表152,取轴左端倒角为2,右端倒角为25。各轴肩处365P4545的圆角半径为处为R2,其余为R25。514求轴上的载荷首先根据结构图图72)作出轴的计算简图(图71)。在确定轴承的支点位置时,应从手册中查得A值。对于30217型圆锥滚子轴承,由手册中查得A299MM。因此,作为简支梁的轴的支承跨距5717161287MM。根据轴的计算简图做出轴MML61758601432的弯矩图和扭矩图(图71)。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面是轴的危险截面。计算步骤如下5717161287MMMML61758601432496634NFNHT0332923396059NFLT861754832267696N1NVNDAR0932216533566426769667968N2FNVR816496634571283578014MMH8712LM267696571152854416VN297306796871648665092NF84163322150531VH952221250416N287723452M270M表52低速轴设计受力参数载荷水平面H垂直面V24支反力496634N,31FNH2HF96059N267696N,679681NV2VFN弯矩M283578014M8721528544161VMM48665092总弯矩32215053,287723451扭矩T1410990NM515按弯曲扭转合成应力校核轴的强度进行校核时,通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面(即危险截面C)的强度。根据课本式155及表72中的数据,以及轴单向旋转,扭转切应力为脉动循环变37P应力,取06,轴的计算应力MPA124MPACAWTM232122315061409()前已选轴材料为45钢,调质处理,查课本表151得60MP。因此62P1A,故此轴安全。CA1516精确校核轴的疲劳强度(1)判断危险截面截面A,B只受扭矩作用,虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将消弱轴的疲劳强度,但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的,所以截面A,B均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面和处过盈配合引起的应力集中最严重,从受载来看,截面C上的应力最大。截面的应力集中的影响和截面的相近,但是截面不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核。截面C上虽然应力最大,但是应力集中不大(过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端),而且这里轴的直径最大,故截面C也不必校核,截面和显然更不必要校核。由课本第3章的附录可知,键槽的应力集中较系数比过盈配合的小,因而,该轴只需校核截面左右两侧即可。(2)截面左侧25抗弯截面系数W01016141253D3853M抗扭截面系数0202122825TW截面的右侧的弯矩M为908340421L4631437520N截面上的扭矩为14109903T3NM截面上的弯曲应力148MPABMW729056841截面上的扭转切应力1149MPA3T458轴的材料为45钢,调质处理。由课本表151查得362PABMP640AMP71APT15截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按课本附表32查取。因40P,25098RDD85D6经插值后查得19,129又由课本附图31可得轴的材料的敏性系数为41P,088Q084故有效应力集中系数按式课本附表34)为2P1756K119108254Q由课本附图32的尺寸系数;由课本附图33的扭转尺寸系数42P643P。07轴按磨削加工,由课本附图34得表面质量系数为4P09226轴为经表面强化处理,即,则按课本式(312)及式(312A)得综合系1Q25P数为761049KK831522又由课本及32得碳钢的特性系数31,取0101,取55于是,计算安全系数值,按课本式(156)158则得CAS374PS6566MAK12810S1692TAK154949221638S15CA02S615故可知其安全。(3)截面右侧抗弯截面系数W0101729003D3903M抗扭截面系数0202145800TW截面的右侧的弯矩M为908340421L4631437520NM截面上的扭矩为14109903T3NM截面上的弯曲应力125MPABMW72905684截面上的扭转切应力968MPA3T145827过盈配合处的,由课本附表38用插值法求出,并取08,于是得K43PK32408324259K轴按磨削加工,由课本附图34得表面质量系数为4P092轴为经表面强化处理,即,则按课本式(312)及式(312A)得综合系1Q5P数为3337610492KK83268152又由课本及32得碳钢的特性系数31,取0101,取55于是,计算安全系数值,按课本式(156)158则得CAS374PS6607MAK1210S1692TAK15968221173S15CA02S215故该轴的截面右侧的强度也是足够的。本轴因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性,故可略去静强度校核。至此,低速轴的设计计算即告结束。28第6章键的选择与校核61带轮1上键的选择与校核611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宽度B深度极限偏差一般键联结轴T毂1T半径R公称直径D公称尺寸BH公称尺寸B轴N9毂9SJ公称尺寸极限偏差公称尺寸极限偏差最小最大288780003600184002033020025040表61带轮1上键的尺寸612键的校核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61键剪切受力图键的剪切受力图如图61所示,其中B8MM,L25MM键的许用剪切应力为2930,由前面计算可得,轴上受到的转矩T55NM,由键的剪切强度条件AMP(其中D为带轮轮毂直径)(51)2TBLD10M30(结构合理)33581010APA2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)BSAP图62键挤压受力图由(52)SFABL2000N3368102510S又有(53)BSFSA8结构合理32051AMPBS62带轮2上键的选择与校核621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30轴键键槽宽度B深度极限偏差一般键联结轴T毂1T半径R公称直径D公称尺寸BH公称尺寸B轴N9毂9SJ公称尺寸极限偏差公称尺寸极限偏差最小最大35108100003600184002033020025040表62带轮2上键的尺寸622键的校核键的剪切受力图如图56所示,其中B10MM,L50MM键的许用剪切应力为30,由前面计算可得,轴上受到的转矩T110NM,由键的剪切强度条件AMP(其中D为带轮轮毂直径)(54)2TBLD63M30(结构合理)33100
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