1、摘 要蛙式打夯機的工作原理是通過帶傳動，夯機體在偏心塊離心力的作用下做上下沖擊振動，從而壓實物料。同時，離心力的作用也使得機體自行前移。本文完成了蛙式打夯機的設計，具體包括對偏心塊、軸、帶輪、夯頭架的結構設計，并對機器上主要構件(如軸、各主要連接螺栓)進行了強度校核計算。本文設計的蛙式打夯機結構小巧，裝拆方便，在進行小面積薄鋪層的平整和初步壓實加工的過程中，能發(fā)揮較大的作用。最終完成了蛙式打夯機總裝配圖和主要零部件的零件圖的設計，并完成了輸出大帶輪和心軸的加工工藝及工裝的設計，繪制了專用夾具圖。關鍵詞：蛙式打夯機，離心力，結構設計。全套圖紙，加153893706目 錄第一章 機械產(chǎn)品設計任務書

2、 711設計題目 71.1.1機器的功能要求 71.1.2機器工作條件 71.1.3 工作裝置技術數(shù)據(jù) 81.2 設計任務 81.2.1設計工作內容 81.2.2提交設計成品 81.3 工作計劃 9第二章 選擇電動機的型號及規(guī)格 112.1 電動機類型選擇 112.2 電動機功率計算 112.2.1確定偏心塊質量 112.2.2確定電動機的功率 122.2.3確定電動機的轉速 12第三章 傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算 133.1傳動比的分配 133.2.各軸的動力參數(shù)計算 143.2.1各軸轉速計算 143.2.2各軸輸入功率計算 143.2.3各軸輸出功率計算 143.3各軸的轉矩計算 15

3、3.3.1軸4的轉矩計算 153.3.2軸6的轉矩計算 15第四章 打夯機傳動帶設計 164.1、一級v帶及帶輪的尺寸 164.1.1第一級v帶的尺寸計算 164.1.2確定帶輪的基準直徑并驗算帶速 174.1.3確定v帶的中心距和基準長度 174.1.4驗算一級帶傳動小帶輪的包角 184.1.5計算第一級帶傳動的根數(shù) 184.1.6計算單根v帶的張緊力的最小值 184.1.7計算帶傳動的壓軸力 184.1.8、一級帶輪結構計算 184.2、二級帶輪尺寸的確定 204.2.1確定第二級帶傳動的中心距和基準長度 214.2.2 驗算二級帶傳動小帶輪的包角 214.2.3 計算第二級帶傳動的根數(shù)及

4、單根v帶的額定功率 224.2.4計算單根v帶的張緊力的最小值 224.2.5計算帶傳動的壓軸力 224.2.6第二級帶傳動帶輪結構示意圖 224.3 v帶疲勞強度及壽命校核 24第五章 軸的設計計算 265.1軸6的設計 265.1.1初步確定軸6的尺寸 265.1.2、軸6的整體設計 275.1.3、軸6的受力校核 275.2軸4的設計 285.2.1初步確定軸4的尺寸 285.2.2軸4的整體設計 295.3與電動機相連的軸的設計 315.3.1初步確定該軸的尺寸 315.3.2該軸的整體設計 31第六章 聯(lián)軸器的選擇 326.1類型選擇 326.2載荷計算 326.3型號的選擇 336

5、.4校核最大轉速 33第七章 緊固螺栓的選擇與強度校核 347.1軸6上軸承座與夯頭連接螺栓的選擇與校核 347.1.1螺栓的選擇 347.1.2螺栓的校核 347.2偏心塊與二級大帶輪連接螺栓的強度校核 357.2.1螺栓的選擇 357.2.2螺栓的校核 35第八章 鍵的選擇與校核 368.1、第一級帶傳動小帶輪鍵的選擇與校核 368.1.1、鍵的選擇 368.1.2、鍵的校核 378.2、第一級帶傳動大帶輪鍵的選擇與校核 388.2.1、第一級帶傳動大帶輪鍵的選擇 388.2.2、鍵的校核 388.3、二級小帶輪的鍵的選擇與校核 398.3.1、二級小帶輪鍵的選擇 398.3.2、二級小帶

6、輪的鍵的校核 408.4、二級大帶輪的鍵的選擇與校核 408.4.1、二級大帶輪的鍵的選擇 408.4.2、鍵的校核 41第九章 潤滑與密封說明 419.1滑動軸承的潤滑 419.1.1潤滑方式 419.1.2潤滑劑 42參考文獻 42課設小結 42第一章機械產(chǎn)品設計任務書1、設計題目：蛙式打夯機1.1、機器的功能要求：蛙式打夯機結構小巧，裝拆方便，在進行小面積薄鋪層的平整和初步壓實加工的過程中，能發(fā)揮較大的作用。蛙式打夯機適用于實灰土和素土的地基、地坪以及場地平整，不得夯實堅硬或軟硬不一的地面，更不得夯打堅石或混有磚石碎塊的雜土。其工作裝置的傳動示意圖參見圖1-1。圖1-1 帶式輸送機工作裝

7、置傳動示意圖1.2、機器工作條件（1）工作環(huán)境 室外工作，有粉塵；（2）使用壽命 8年，每年350天，每天16小時；（3）動力來源 電動驅動；（4）檢修周期 半年小修，二年中修，四年大修；（5）生產(chǎn)條件 中型機械廠，小批量生產(chǎn)。1.3、工作裝置技術數(shù)據(jù)（1）夯擊力: 600n；（2）夯架抬升高度：200mm；（3）前進速度: 8-13m/min；（4）打擊次數(shù) 100次/min2、設計任務2.1、設計工作內容（1）蛙式打夯機方案設計（包括方案構思、比選、決策）；（2）選擇電動機型號及規(guī)格；（3）傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算；（5）帶傳動選型設計；（6）軸及軸鍵尺寸設計；（7）繪制裝配圖和零件工

8、作圖；（8）編寫設計說明書；（9）設計答辯。2.2、提交設計成品需要提交的設計成品：紙質版、電子版（以班級學號中文姓名作為文件 名）各1份。內容包括：（1）裝配圖一張；（2）零件圖2張 (完成的傳動零件、軸和箱體的名稱)；（3）設計計算說明書一份。3、工作計劃各項工作內容及其日程安排見下表：表1-1工 作 內 容準備工作：資料和用具?？傮w設計：擬定傳動方案，電動機選型，及功率確定，傳動比分配，各軸轉速、功率、扭矩等參數(shù)計算。v帶選型及帶輪直徑的確定傳動零件設計：技術參數(shù)、主要尺寸、結構參數(shù)。裝配圖設計：按照扭矩估算各軸的直徑、軸的跨度確定、軸承的選擇、軸的強度校核、鍵的選擇、軸系零件設計、減速

9、器結構設計及其附件的選擇、標注尺寸及公差、配合代號、零件編號和明細表、標題欄、減速器特性表、技術要求。零件圖：繪圖、標注尺寸及公差、標注形位公差、表面粗糙度、特性表和公差、技術要求、標題欄。編寫設計計算說明書：傳動方案的特點分析、設計計算、結構設計、參考文獻。機動時間提交設計成品并準備答辯。擬定傳動方案 本設備采用v帶傳動，電動機輸出轉矩通過v帶3傳遞給帶輪5，在軸承座4上有二級減速帶輪，轉矩再通過v帶傳遞給帶輪6，帶輪6與偏心塊9一起轉動。在離心力作用下將帶動夯頭做上下沖擊運動，從而夯實物料。工作參數(shù)：打擊次數(shù)100下每分鐘，夯擊力600n.圖2-1注釋：1、電動機；2、帶輪1；3、v帶；4

10、軸；5帶輪5；6、輸出帶輪6；7、軸；8、軸承座；9、偏心塊；10、夯頭支架；11、連接螺栓；12、支撐架；13、張緊螺釘；14、電機支架；15、底板；第二章 選擇電動機的型號及規(guī)格2.1 電動機類型選擇根據(jù)工作條件及環(huán)境選用y系列封閉式三相異步電動機。2.2 電動機功率計算2.2.1確定偏心塊質量偏心塊選用鑄鋼材料，=7.8g/，偏心塊為兩塊，令偏心塊厚度d為15mm，圓心角為45，偏心塊m=v，m=7.8(37.5-12.5)1.5 /1000=5.74kg，圖2-22.2.2確定電動機的功率帶輪6轉速為100r/min，則=rad/s，又偏心計算公式得：b=194.5 mm，因此產(chǎn)生的向

11、心力f=2mb=352n。計算工作時所需功率:p=fr=3520.7= 2.58kw，有機械設計課程設計手冊可得帶傳動的機械效率為,滾動軸承對傳動影響的效率為，總機械效率0.903，使用了兩組帶傳動所以電動機的輸出功率p=2.58/0.903=2.856kw。2.2.3、確定電動機的轉速由機械設計手冊可得電機額定功率應選擇3kw。根據(jù)機械設計課程設計手冊知，電動機轉速相對于工作轉速過高將使傳動裝置總傳動比加大，導致傳動裝置結構復雜，外廓尺寸增加，制造成本昂貴。而選用較低轉速的電動機時，其優(yōu)缺點則剛好相反。因此，進行分析比較，優(yōu)先選用同步轉速為1000r/min,1500r/min 電動機。由機

12、械設計課程設計得v帶傳動比范圍為2-4。工作機轉速為100r/min，由：n=i；（為工作機轉速；i為傳動比；n為電動機轉速）可得電動機轉速為400r/min1600r/min;查機械設計手冊電動機的可選范圍為1500r/min,1000r/min,750r/min；表2-2 y系列三相異步電動機電動機型號額定功率/kw 電動機轉速 r/min堵轉轉矩/額定轉矩最大轉矩/額定轉矩質量 kg同步轉速滿載轉速y100l2-43150014302.22.338所以選用電動機型號為y100l2-4,所以總傳動比=14.3。第三章 傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算3.1、傳動比的分配=14.3；式中、分別為

13、一級、二級的傳動比，為使帶傳動外輪廓不至于過大，初步選取=3.4；=4.2；3.2.各軸的動力參數(shù)計算3.2.1各軸轉速計算軸4的轉速軸6的轉速3.2.2各軸輸入功率計算由于軸4經(jīng)一級帶傳動和聯(lián)軸器與電動機相連，且由一對滾動軸承支撐，經(jīng)查詢機械設計課程設計手冊知帶傳動效率為，滾動軸承的對傳動影響的效率為，故軸4的輸入功率為，由于軸6經(jīng)過第二級帶傳動與軸4相連，且由一對滾動軸承支撐，故軸6的輸入功率為3.2.3各軸輸出功率計算軸4經(jīng)過第二級帶傳動輸出給軸6，故軸4的輸出功率為：軸6由一對滾動軸承支撐，故軸6的輸出功率為：3.3各軸的轉矩計算3.3.1軸4的轉矩計算電動機的輸出轉距為軸4的輸入轉距

14、軸4的輸出轉矩為3.3.2軸6的轉矩計算軸6的輸入轉距為軸6的輸出轉矩為整理上述計算出的運動和動力參數(shù)，如表2-3所示表2-3軸功率/kw轉矩轉速r/min輸入輸出輸入輸出軸42.7142.60562.2561.63420軸62.5392.533248.5246100第四章 打夯機傳動帶設計4.1、一級v帶及帶輪的尺寸4.1.1第一級v帶的尺寸計算查課本表8-7得工作情況系數(shù)為ka=1.1，故傳動效率31.1=3.3kw.根據(jù)電動機計算功率和電動機滿載轉速，查表可得，應選用a型普通v帶。要使帶傳動能正常進行，必須保證v帶與帶輪緊密地結合，在v帶傳動中，帶截面夾角必定大于帶輪截面夾角，并保證兩接

15、觸面間有足夠的摩擦力。在本設計中，v帶截面尺寸如下所示：表3-1 v帶截面尺寸名稱bh數(shù)值13.011.08.040v帶截面示意圖如下： 圖3-1 帶輪截面尺寸4.1.2確定帶輪的基準直徑并驗算帶速初選小帶輪的基準直徑，經(jīng)查表得小帶輪的基準直徑=90mm。驗算帶速v如下：v=6.74m/s;因為帶速5m/sv25m/s，故帶速符合要求。計算大帶輪的基準直徑為=306mm，經(jīng)查表可得，可圓整為=315.4.1.3確定v帶的中心距和基準長度經(jīng)查表，初定中心距為=500mm，v帶所需的基準長度為：=2+ =1686.80mm 經(jīng)上述計算和查表選擇一級帶傳動的基準長度為:=1800mm；計算一級帶傳動

16、的實際中心距a為：a=+=556.6中心距的變化范圍為：=529；4.1.4驗算一級帶傳動小帶輪的包角第一級帶傳動小帶輪的包角為：=156.84.1.5計算第一級帶傳動的根數(shù)：z=2.8 計算單根v帶的額定功率：4.1.6計算單根v帶的張緊力的最小值單根v帶張緊力的最小值為：=135.43n因為所計算出的數(shù)據(jù)是最小張緊力，所以應使該帶的實際張緊力值：4.1.7計算帶傳動的壓軸力對軸4的壓軸力的最小值為：=780n4.1.8、一級帶輪結構計算由機械課程設計簡明手冊可得一級大帶輪采用輻板式帶輪結構，繪圖基礎數(shù)據(jù)如下表所示表3-2一級大帶輪結構數(shù)據(jù)a型e112.758.71596=-2（+）=285

17、.6mm；=+2=320.5mm=2=80mm=（+）/2=182.8mm=315mm；=40mml=2=80mm輔板圓孔直徑r=（-）/2=40mmb=48mm圖3-2一級大帶輪一級小帶輪尺寸計算如下：=+2=95.5mm；d=90mm；b=48mm；l=60mm圖3-3一級小帶輪4.2、二級帶輪尺寸的確定第二級帶傳動大帶輪即帶輪六的直徑為=450mm，且軸六的轉速=100r/min,軸四的轉速，所以第二級帶傳動小帶輪的轉速為=420r/min，大帶輪的轉速為=100r/min，第二級帶傳動小帶輪直徑為=/=107mm。驗算帶速v如下：=2.35m/s;4.2.1確定第二級帶傳動的中心距和基

18、準長度經(jīng)查表，初定中心距為=650mm，v帶所需的基準長度為：=2+ =2220mm 經(jīng)上述計算和查表選擇一級帶傳動的基準長度為:=2240mm；計算一級帶傳動的實際中心距a為：=+=660mm中心距的變化范圍為：=626.4mm；mm；4.2.2 驗算二級帶傳動小帶輪的包角第二級帶傳動小帶輪的包角為：=150.224.2.3 計算第二級帶傳動的根數(shù)及單根v帶的額定功率根據(jù)，查表可得，根據(jù)，=4.2，查表可得，包角修正系數(shù)，帶長修正系數(shù)，所以單根v帶的額定功率為第二級v帶傳動根數(shù)為=所以取根數(shù)=64.2.4計算單根v帶的張緊力的最小值查表得a型普通v帶單位長度質量q=0.1kg/m，單根v帶張

19、緊力的最小值為：=。因為所計算出的數(shù)據(jù)是最小張緊力，所以應使該帶的實際張緊力值：4.2.5計算帶傳動的壓軸力對軸4的壓軸力的最小值為：4.2.6第二級帶傳動帶輪結構示意圖由機械課程設計簡明手冊可得二級大帶輪采用輪輻式帶輪結構，結構尺寸計算如下：=-2（+）=420.6mm；=450mm=+2=455.5mml=1.5=90mm；=60mm；=2=120mm；圖3-4二級大帶輪二級小帶輪的尺寸計算如下：=+2=112.5mm；d=107mm；b=93mm；l=2*40=80圖3-5二級小帶輪4.3 v帶疲勞強度及壽命校核帶在傳動過程中，其受力情況如下圖所示圖3-6 v帶受力圖根據(jù)前面的計算得，帶

20、輪1，2的張緊力為=135.43 n，而帶輪3，4上的張緊力為=159.2n，在計算帶輪壽命的過程中，本設計僅僅對通過帶輪3上的應力及帶的壽命進行了計算。選擇輪3的原因是：輪3比輪4小，帶在其上彎曲的次數(shù)較多，應力循環(huán)次數(shù)也較多，對帶的影響也是最大的。帶速 v= = =2.353 m/s 根據(jù)公式： =1107.1n因為,其中為傳動帶工作表面的總摩擦力，又因為，所以可得，所以緊邊拉力和松邊拉力分別是：張緊應力為由于帶速10m/s,因此離心力可以忽略不計。取v帶的彈性模量為e=300 m ，（v帶彈性模量e為250400 m），則帶繞在小帶輪上引起的彎曲應力為，v帶的疲勞強度條件為：第五章 軸的

21、設計計算5.1軸6的設計5.1.1初步確定軸6的尺寸45鋼調試后冷熱加工性能良好，機械性能較好，價格低廉，來源廣泛，所以本設計中軸的材料均選用45鋼進行調試使用，查詢機械設計書可得45鋼調制的切變模量為g=80gpa，剪切疲勞極限=155mpa，許用單位扭轉角=1.0/m。由于本設計產(chǎn)品需要人工操作，且工作條件一般較差，同時軸6是連接機體前后部分的重要零件，故應該取較大的安全系數(shù)，此處取n=3.8。所以軸的許用剪切應力為=40pa。軸6上的最大轉矩為：246n.m由扭轉強度條件可得：有扭轉剛度條件可得：綜合上述結果可得出：初取軸6的直徑為60mm5.1.2、軸6的整體設計軸6上主要安裝的零件為

22、二級大帶輪、夯頭架、固定套筒，一對滑動軸承，所以軸6的長度應大于幾個零件之和。因為偏心塊繞軸6轉動，帶動夯頭夯擊地面，故在校核軸的尺寸時，主要考慮軸6的彎曲變形。由軸的直徑要求查詢jbt2560-1991，選取一對hz050的滑動軸承，其寬度b=75mm，內圈厚度5mm；由機械設計簡明手冊帶輪輪轂長度為l=1.5=90mm，圖4-1軸6尺寸設計5.1.3、軸6的受力校核軸6所受的向心力為=352n，打擊力f=+g，可得：g=600-352=248n，壓軸力則為=1846.25n.根據(jù)以上受力簡圖可得出：圖4-2軸6受力圖解得：；方向與的方向相反；方向與g的方向相反；5.2軸4的設計5.2.1初

23、步確定軸4的尺寸軸4同樣選用45鋼調試，所以各許用值與軸6基本相同。軸4上的最大轉矩為：61.63由扭轉強度條件可得：由扭轉剛度條件可得：綜合上述計算可得出，初取軸4的直徑為。5.2.2軸4的整體設計軸4上安裝的主要零件有第一級帶傳動的大帶輪，第二級帶傳動的小帶輪，兩對滑動軸承，所以軸4的長度應該大于以上幾個零件的寬度之和，查詢jbt2560-1991，選取一對hz035的軸承，其寬度b=55mm，第一級帶傳動大帶輪的輪轂長度l1=2d1=80mm，第二級帶傳動小帶輪的輪轂長度為l2=2d1=80mm，故初選軸4的長度為l=445mm,其他尺寸如圖所示圖4-3 軸4尺寸設計g1=mg=,第二級

24、帶傳動小帶輪的重力為：）55.34n第一級帶傳動大帶輪的重力為：壓軸力1846.25n,軸4的受力簡圖如下圖所示：圖4-4軸4受力圖根據(jù)以上受力簡圖可得出：解得5.3與電動機相連的軸的設計5.3.1初步確定該軸的尺寸該軸材料同樣選用45鋼調試由于該軸通過聯(lián)軸器與電動機相連，故該軸的外加轉矩為：=19.07由扭轉強度條件可得，由扭轉剛度條件可得，綜合上述計算可得出，,初選該軸的直徑為30mm。5.3.2該軸的整體設計該軸上只安裝了第一級帶傳動小帶輪b=60mm，加上兩個寬度為40mm的軸承座，初選該軸長度為l=252mm。圖4-5 聯(lián)軸器軸尺寸設計第六章 聯(lián)軸器的選擇6.1類型選擇由于剛性聯(lián)軸器

25、具有構造簡單，成本低廉，可傳遞較大轉矩，對稱性較好等特點，所以優(yōu)先考慮剛性聯(lián)軸器中的凸緣聯(lián)軸器。6.2載荷計算。由機械設計第八版表14-1查得6.3型號的選擇表5-1聯(lián)軸器的規(guī)格型號公稱轉矩/n許用轉速/r/min軸孔直徑d1,d2軸孔長度/mmdd1b1s轉動慣量/kg質量/kgygys42249000308260105554860.0033.156.4校核最大轉速被連接軸即第一級帶傳動的軸的轉速為n=1430r/min,所以選用的聯(lián)軸器符合要求。第七章 緊固螺栓的選擇與強度校核7.1軸6上軸承座與夯頭連接螺栓的選擇與校核7.1.1螺栓的選擇本設計中螺栓全部采用價格較低的gb/t5782-2

26、000六角螺栓a級，由于該處螺栓連接軸6軸承座與夯頭，該處螺栓在工作時主要受到螺栓軸向拉壓的影響。經(jīng)查詢機械設計課程設計手冊，現(xiàn)初步選取gb/t5780 m24*90螺栓四個。7.1.2螺栓的校核夯頭抬升時，螺栓上的應力由減去軸6的重力和第二級帶傳動大帶輪的重力造成。而當夯頭下降時，螺栓上的應力由加上夯頭的重力造成，此時應力比上升時的應力大，所以選擇此種情況下對螺栓進行校核。此時單個螺栓所受的最大工作拉力為：（f此處為一般連接，工作載荷穩(wěn)定，查詢機械設計取殘余預緊力所以單個螺栓的總拉力為：查詢機械設計，性能等級為8.8的螺栓抗拉強度極限取安全系數(shù)為n=5，則螺栓許用拉應力于是該處螺栓的計算拉伸

27、強度為：=1.112所以該處所選螺栓符合條件。7.2偏心塊與二級大帶輪連接螺栓的強度校核72.1螺栓的選擇在這里同樣選擇gb/t5782-2000 7.2.2螺栓的校核在工作的過程中，該處螺栓受到的主要力為偏心塊在轉動過程中對其的剪切力。故在校核其強度時，只需要檢驗離心力對螺栓的剪切。單個螺栓所受剪切工作力為：352=176n取 取許用剪切力為=所以該處的剪切強度為：=0.56綜合上述計算，該處所選螺栓符合條件。第八章 鍵的選擇與校核8.1、第一級帶傳動小帶輪鍵的選擇與校核8.1.1、鍵的選擇第一級帶輪傳動小帶輪鍵在軸1上，軸的公稱直徑為30mm，設該帶輪上的鍵為鍵1，查詢機械設計表6-1可得

28、：選用半圓頭普通平鍵 8*7*56，選擇正常連接方式，表7-1 鍵1的規(guī)格軸鍵鍵槽公稱直徑d公稱直徑bh寬度b深度半徑r公稱尺寸b極限偏差軸槽深t轂槽深t軸n轂js9 公稱直徑極限公差公稱直徑極限公差最小最大508*780-0.043+0.0215-0.02154.0+0.2003.3+0.2000.160.258.1.2、鍵的校核因為普通平鍵連接，其主要失效方式是工作面被壓潰。因此，本設計中只按工作面上的擠壓力進行強度校核，平鍵傳遞轉矩時，連接中個零件的受力情況圖：圖7-1 零件受力圖設載荷在鍵的工作面上均勻分布，普通平鍵連接的強度條件為：式中：k為鍵與輪轂槽的接觸高度，l為鍵的工作長度，l=l-b。經(jīng)查詢機械設計（第八版）取沖擊載荷下，鋼制普通平鍵的許用擠壓應力為，=7.56,所以鍵1符合要求。8.2、第一級帶傳動大帶輪鍵的選擇與校核8.2.1、第一級帶傳動大帶輪鍵的選擇第一級帶傳動大帶輪在軸4上，軸4的公稱直徑40mm，設該帶輪上的鍵為鍵2。查詢機械設計表6-1可得：選擇普通平鍵12*8*70表7-2鍵2的規(guī)格軸鍵鍵槽公稱直徑d公稱直徑bh寬度b深度半徑r公稱尺寸b極限偏差軸槽深t轂槽深t軸n轂js9 公稱直