蛙式打夯机设计【三维PROE】【14张cad图纸+说明书完整资料】
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四川理工学院毕业设计（论文）
蛙式打夯机设计
三号黑体，居中
学 生：X X X
按本科专业目录填写
学 号：X X X
专 业：X X X
班 级：X X X
1、若无专业方向，直接填写班号，如：2010.1
2、若有专业方向，填写专业方向和班号，如：机械设计2010.1
指导教师：X X X
四川理工学院机械工程学院
二O一四年六月
VI
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
<<机构设计>> 曹唯庆 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
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
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。
1.3 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1-2 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2章 蛙式打夯机总体参数的设计
2.1 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
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。
根据已知条件，n=100 r/min,则
假设偏心块厚30mm,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，本设计中假设夯头连杆间距离为900mm，
由公式 P=FRω，首先需要确定离心力的大小，
离心力公式为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，
B==250 mm
夹角取值为22.5度。
图2-2 偏心重心计算图
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，
扇形面积计算公式:1/2×弧长×半径。
体积：面积 X 高
由m=v=7.8[π(40-15)]1000=25.257kg(单位是cm计算)
2.2 确定电机所需功率
故以上得夯头受力为：
F=mR=25.2570.25() （2-2）
=691.7N
计算工作时所需功率：由
P=FRω=π=6.516 KW （2-3）
＝2＝0.962×0.982×0.99＝0.876
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，
为V带的效率,为第一、二对轴承的效率， 为联轴器的效率。
则电机所需功率为P=6.5160.876=7.436KW
查《机械设计课程设计手册》得：
选择，其铭牌如下表2-1：
表2-1 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
Y132M-4
7.5
同步转速1500 r/min,4级
1440
2.2
2.2
81
（a）
（b）
图2-3 电动机的安装及外形尺寸示意图
表2-2 电动机的安装技术参数
中心高/mm
外型尺寸/mm
L×（AC/2+AD）×HD
底脚安装
尺寸A×B
地脚螺栓 孔直径K
轴伸尺
寸D×E
装键部位
尺寸F×GD
132
515× 345× 315
216 ×178
12
38× 80
10 ×43
42
第3章 第一对带轮的计算
3.1 带传动设计
输出功率P=7.5kW,转速n1=1440r/min,n2=500r/min
表3-1 工作情况系数
工作机
原动机
ⅰ类
ⅱ类
一天工作时间/h
10~16
10~16
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；轻型运输机
1.0
1.1
1.2
1.1
1.2
1.3
载荷
变动小
带式运输机（运送砂石、谷物），通风机（）；发电机；旋转式水泵；金属切削机床；剪床；压力机；印刷机；振动筛
1.1
1.2
1.3
1.2
1.3
1.4
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
1.2
1.3
1.4
1.4
1.5
1.6
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
1.3
1.4
1.5
1.5
1.6
1.8
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KA＝1.1。即
3.2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13－11选取。
图3-1 带型图
根据算出的Pd＝8.25kW及小带轮转速n1＝1440r/min ，查图得：dd=80～100可知应选取A型V带。
3.3确定带轮的基准直径并验证带速
由《机械设计》P298表13－7查得，小带轮基准直径为80～100mm
则取dd1=90mm> ddmin.=75 mm（dd1根据P295表13-4查得）
表3-2 V带带轮最小基准直径
槽型
Y
Z
A
B
C
D
E
20
50
75
125
200
355
500
由《机械设计》P295表13-4查“V带轮的基准直径”，得=250mm
① 误差验算传动比： （为弹性滑动率）
误差 符合要求
② 带速
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。
3.7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。
3.8计算压轴力
由《机械设计》P303表13－12查得，A型带的初拉力F0＝133.46N，上面已得到=153.36o，z=8，则
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7-3。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3-5 普通V带轮的轮槽尺寸（摘自GB/T13575.1-92）
项目
符号
槽型
Y
Z
A
B
C
D
E
基准宽度
b p
5.3
8.5
11.0
14.0
19.0
27.0
32.0
基准线上槽深
h amin
1.6
2.0
2.75
3.5
4.8
8.1
9.6
基准线下槽深
h fmin
4.7
7.0
8.7
10.8
14.3
19.9
23.4
槽间距
e
8 ± 0.3
12 ± 0.3
15 ± 0.3
19 ± 0.4
25.5 ± 0.5
37 ± 0.6
44.5 ± 0.7
第一槽对称面至端面的距离
f min
6
7
9
11.5
16
23
28
最小轮缘厚
5
5.5
6
7.5
10
12
15
带轮宽
B
B =( z -1) e + 2 f z —轮槽数
外径
d a
轮 槽 角
32°
对应的基准直径 d d
≤ 60
-
-
-
-
-
-
34°
-
≤ 80
≤ 118
≤ 190
≤ 315
-
-
36°
60
-
-
-
-
≤ 475
≤ 600
38°
-
＞ 80
＞ 118
＞ 190
＞ 315
＞ 475
＞ 600
极限偏差
± 1
± 0.5
V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(dd≤(2.5～3)d时)，如图3-2a。
（2） 腹板带轮：用于中小尺寸的带轮(dd≤ 300mm 时)，如图3-2b。
（3） 孔板带轮：用于尺寸较大的带轮((dd－d)＞ 100 mm 时)，如图3-2c 。
（4） 椭圆轮辐带轮：用于尺寸大的带轮(dd＞ 500mm 时)，如图3-2d。
（a） （b） （c） （d）
图3-2 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）
第4章 第2对带轮的计算
4.1 带传动设计
输入功率P1=＝7.5kW×0.96×0.98×0.99＝6.985kW
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，
为V带的效率,为第一、二对轴承的效率， 为联轴器的效率。
转速n2=500r/min,n3=100r/min
计算设计功率Pd
表4-1 工作情况系数
工作机
原动机
ⅰ类
ⅱ类
一天工作时间/h
10~16
10~16
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；轻型运输机
1.0
1.1
1.2
1.1
1.2
1.3
载荷
变动小
带式运输机（运送砂石、谷物），通风机（）；发电机；旋转式水泵；金属切削机床；剪床；压力机；印刷机；振动筛
1.1
1.2
1.3
1.2
1.3
1.4
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
1.2
1.3
1.4
1.4
1.5
1.6
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
1.3
1.4
1.5
1.5
1.6
1.8
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KA＝1.1。即
4.2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13－11选取。
图4-1 带型图
根据算出的Pd＝7.68kW及小带轮转速n2＝500r/min ，查图得：dd=80～100可知应选取A型V带。
4.3确定带轮的基准直径并验证带速
由《机械设计》P298表13－7查得，小带轮基准直径为80～100mm
则取dd1=100mm> ddmin.=75 mm（dd1根据P295表13-4查得）
表4-2 V带带轮最小基准直径
槽型
Y
Z
A
B
C
D
E
20
50
75
125
200
355
500
由《机械设计》P295表13-4查“V带轮的基准直径”，得=500mm
② 误差验算传动比： （为弹性滑动率）
误差 符合要求
② 带速
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。
4.7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。
4.8计算压轴力
由《机械设计》P303表13－12查得，A型带的初拉力F0＝130.59N，上面已得到=153.36o，z=6，则
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7-3。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4-5 普通V带轮的轮槽尺寸（摘自GB/T13575.1-92）
项目
符号
槽型
Y
Z
A
B
C
D
E
基准宽度
b p
5.3
8.5
11.0
14.0
19.0
27.0
32.0
基准线上槽深
h amin
1.6
2.0
2.75
3.5
4.8
8.1
9.6
基准线下槽深
h fmin
4.7
7.0
8.7
10.8
14.3
19.9
23.4
槽间距
e
8 ± 0.3
12 ± 0.3
15 ± 0.3
19 ± 0.4
25.5 ± 0.5
37 ± 0.6
44.5 ± 0.7
第一槽对称面至端面的距离
f min
6
7
9
11.5
16
23
28
最小轮缘厚
5
5.5
6
7.5
10
12
15
带轮宽
B
B =( z -1) e + 2 f z —轮槽数
外径
d a
轮 槽 角
32°
对应的基准直径 d d
≤ 60
-
-
-
-
-
-
34°
-
≤ 80
≤ 118
≤ 190
≤ 315
-
-
36°
60
-
-
-
-
≤ 475
≤ 600
38°
-
＞ 80
＞ 118
＞ 190
＞ 315
＞ 475
＞ 600
极限偏差
± 1
± 0.5
V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(dd≤(2.5～3)d时)，如图4-2a。
（2） 腹板带轮：用于中小尺寸的带轮(dd≤ 300mm 时)，如图4-2b。
（3） 孔板带轮：用于尺寸较大的带轮((dd－d)＞ 100 mm 时)，如图4-2c 。
（4） 椭圆轮辐带轮：用于尺寸大的带轮(dd＞ 500mm 时)，如图4-2d。
（a） （b） （c） （d）
图4-2 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）
第5章 轴的设计
低速级轴的设计与校核
5.1.1 求作用在带轮上的力
因已知低速级带轮的直径为
＝500
而 F＝＝＝8926.93 N
F＝F＝＝3356.64 N
F＝Ftan＝4348.16×＝2315.31 N
圆周力F，径向力F及轴向力F的方向如图5.1所示。
图5-1 轴的载荷分布图
5.1.2 初步确定轴的最小直径
（1）先按课本式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢,调质处理。根据课本，取，于是得
＝112×＝60.36
（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7.2）。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。
查课本表14-1,考虑到转矩变化很小，故取＝1.3，则：
＝1.3×1495.5×109＝1834.287
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17-4，选用LT10弹性套柱销联轴器（GB/T4323—2002），其公称转矩为2000。半联轴器的孔径d1＝65 mm，故取＝65 mm，半联轴器的长度L＝142 mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1＝107 mm。
5.1.3 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
① 为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,Ⅰ-Ⅱ轴段右端需要制出一轴肩,故取Ⅱ-Ⅲ的直径＝80 mm；左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径D＝85 mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L1＝107 mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上, 故Ⅰ-Ⅱ的长度应比L1略短一些,现取＝105 mm。
② 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＝80 mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承（GB/T 297—1994）30217型，其尺寸为d×D×T＝85 mm×150 mm×30.5 mm，故＝＝85 mm；右端圆锥滚子轴承采用套筒进行轴向定位，取套筒宽为14 mm，则＝44.5 mm。
③ 取安装带轮处的轴段＝90 mm；带轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知带轮的宽度为90 mm，为了使套筒端面可靠地压紧带轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取＝86 mm。带轮的右端采用轴肩定位，轴肩高h＞0.07d，故取h＝7 mm，则＝104 mm。轴环宽度,取b＝12 mm。
④ 轴承端盖的总宽度为37.5 mm(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＝67.5 mm。
至此，已初步确定了低速轴的各段直径和长度。
Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ Ⅵ Ⅶ
图5-2 低速轴的结构设计示意图
表5-1 低速轴结构设计参数
段名
参数
Ⅰ-Ⅱ
Ⅱ-Ⅲ
Ⅲ-Ⅳ
Ⅳ-Ⅴ
Ⅴ-Ⅵ
Ⅵ-Ⅶ
直径/mm
65 H7/k6
80
85 m6
90 H7/n6
104
85 m6
长度/mm
105
67.5
46
86
12
44.5
键b×h×L/mm
20 ×12 ×90
25×14×70
C或R/mm
Ⅰ处
2×45o
Ⅱ处
R2
Ⅲ处R2.5
Ⅳ处R2.5
Ⅴ处R2.5
Ⅵ处R2.5
Ⅶ处
2.5×45o
（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＝90 mm由课本表6-1查得平键截面b×h＝25 mm×14 mm，键槽用键槽铣刀加工，长为70 mm，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，半联轴器与轴的连接，选用平键为20 mm×12 mm×90 mm，半联轴器与轴的配合为。滚动轴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。
（3） 确定轴上圆周和倒角尺寸
参考课本表15-2，取轴左端倒角为2×，右端倒角为2.5×。各轴肩处的圆角半径为:Ⅱ处为R2，其余为R2.5。
5.1.4 求轴上的载荷
首先根据结构图(图7.2）作出轴的计算简图（图7.1）。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a＝29.9 mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距＝57.1+71.6＝128.7 mm。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图（图7.1）。
从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面Ｃ是轴的危险截面。计算步骤如下：
＝57.1+71.6＝128.7 mm
＝＝＝4 966.34 N
＝＝＝3 960.59 N
＝＝＝2 676.96 N
＝＝3 356.64-2 676.96＝679.68 N
＝＝4 966.34×57.1＝283 578.014
＝＝2 676.96×57.1＝152 854.416
＝＝679.68×71.6＝486 65.09
＝＝＝322 150.53
＝＝＝287 723.45
表5-2 低速轴设计受力参数
载 荷
水平面H
垂直面V
支反力
＝4 966.34 N，＝3 960.59 N
＝2 676.96 N，＝679.68 N
弯矩M
＝283 578.014
＝152 854.416
＝486 65.09
总弯矩
＝322 150.53 ,＝287 723.45
扭矩T
1 410 990
5.1.5 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(15-5)及表7.2中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取＝0.6，轴的计算应力
＝＝ MPa＝12.4 MPa
前已选轴材料为45钢，调质处理，查课本表15-1得[]＝60MP。因此〈 []，故此轴安全。
5.1.6 精确校核轴的疲劳强度
（1）判断危险截面
截面A,Ⅱ,Ⅲ,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,Ⅱ,Ⅲ,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Ⅳ和Ⅴ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Ⅴ的应力集中的影响和截面Ⅳ的相近，但是截面Ⅴ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Ⅵ和Ⅶ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Ⅳ左右两侧即可。
（2）截面Ⅳ左侧
抗弯截面系数 W＝0.1＝0.1＝61 412.5
抗扭截面系数 ＝0.2＝0.2＝122 825
截面Ⅶ的右侧的弯矩M为
＝90 834.04
截面Ⅳ上的扭矩为 ＝1 410 990
截面上的弯曲应力
＝1.48 MPa
截面上的扭转切应力
＝11.49 MPa
轴的材料为45钢，调质处理。由课本表15-1查得
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3-2查取。因
，
经插值后查得
＝1.9，＝1.29
又由课本附图3-1可得轴的材料的敏性系数为
，＝0.88
故有效应力集中系数按式(课本附表3-4）为
＝1.756
由课本附图3-2的尺寸系数；由课本附图3-3的扭转尺寸系数。
轴按磨削加工，由课本附图3-4得表面质量系数为
轴为经表面强化处理，即，则按课本式（3-12）及式（3-12a）得综合系数为
又由课本及3-2得碳钢的特性系数
，取
，取
于是，计算安全系数值，按课本式（15-6）(15-8)则得
S＝＝＝65.66
S＝＝＝16.92
＝＝＝16.38≥S＝1.5
故可知其安全。
（3） 截面Ⅳ右侧
抗弯截面系数 W＝0.1＝0.1＝72 900
抗扭截面系数 ＝0.2＝0.2＝145 800
截面Ⅶ的右侧的弯矩M为
＝90 834.04
截面Ⅳ上的扭矩为 ＝1 410 990
截面上的弯曲应力
＝1.25 MPa
截面上的扭转切应力
＝9.68 MPa
过盈配合处的，由课本附表3-8用插值法求出，并取＝0.8，于是得
＝3.24 ＝0.8×3.24＝2.59
轴按磨削加工，由课本附图3-4得表面质量系数为
轴为经表面强化处理，即，则按课本式（3-12）及式（3-12a）得综合系数为
＝3.33
＝2.68
又由课本及3-2得碳钢的特性系数
，取
，取
于是，计算安全系数值，按课本式（15-6）(15-8)则得
S＝＝＝66.07
S＝＝＝16.92
＝＝＝11.73≥S＝1.5
故该轴的截面Ⅳ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。
第6章 键的选择与校核
6.1 带轮1上键的选择与校核
6.1.1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
28
87
8
0
-0.036
0.018
4.0
+0.2
0
3.3
+0.2
0
0.25
0.40
表6-1 带轮1上键的尺寸
6.1.2 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6-1 键剪切受力图
键的剪切受力图如图6-1所示，其中b=8 mm,L=25 mm.键的许用剪切应力为[τ]=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）
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6-2 键挤压受力图
由
（5-2）
=2000 N
又有
（5-3）
8 结构合理
6.2 带轮2上键的选择与校核
6.2.1 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
35
108
10
0
-0.036
0.018
4.0
+0.2
0
3.3
+0.2
0
0.25
0.40
表6-2 带轮2上键的尺寸
6.2.2 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[τ]=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
6.3 带轮3上键的选择与校核
6.3.1 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：
表6-3 带轮3上键的尺寸
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
50
1611
16
0
-0.043
0.025
6.0
+0.2
0
4.3
+0.2
0
0.25
0.40
6.3.2 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[τ]=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
6.4 带轮4上键的选择与校核
6.4.1 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：
表6-4 带轮4上键的尺寸
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
60
1811
18
0
-0.043
0.025
7.0
+0.2
0
4.4
+0.2
0
0.25
0.40
6.4.2 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[τ]=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
6.5 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。
6.5.1 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(90×1.5×50)/1000]+[7.0（13.5×12×4）]+[7.0（4.5×）]
=38+47+4.5+14=103.5 Kg126 Kg 合乎设计要求
6.5.2 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
6.6 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6-3 连杆的截面尺寸
=38.3 mm
=[3333+443556+104167+88445]
=54.58
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