蛙式打夯机设计.docx

1、任务书设计（论文）题目：蛙式打夯机设计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60ON（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3.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2进行方案设计，确定基本结构形式3进

2、行图纸设计和主要的设计计算4完成设计计算说明书的编写5设计图纸与说明书的校对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

3、结构设计。ABSTRACTTheworkingprincipleofbreaststrokerammingmachine(BRM)isthatthroughthebelttransmission,thebodyofBRMvibratesupanddownfunctionedbytheeccentriccentrifugalforcetocompactmaterial.SimultaneouslytheeccentriccentrifugalforceisabletomakethebodyofBRMmoveforwardvoluntarily.Inthepaper,thedesigntasks

4、oftheBRMincludethestructuredesignofeccentric,axis,beltwheelandramminghead.Strengthofthemajorcomponentssuchasshaft,connectingboltsiscalibratedinthethesis.TheBRMdesignedinthepaperhasfeaturesofcompactstructureandconveniencefortheassemblinganddismantling,soitcanplayanimportantroletosmooththesmallareathi

5、nlayerandtodothepreliminarycompactionprocess.Finally,anassemblingdrawingoftheBRMandthemajorpartdrawingsarecompletedandthetechnologicalprocessoflargeoutputpulleyanditsfixturearedesigned,tooKeywords:RammingBreaststrokeMachine,CentrifugalForce,StructureDesign.中文摘要I英文摘要II第1章绪论1蛙式打夯机的发展现状11.2.本设t*的设f*目61

6、1L3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321确定偏JQ块质量和工作功32. 1.1确定偏心块质量33. 1.2确定电机所需功率4.i确定V带型号和带轮直径53.1确定V带选用类型53. 1.1V带尺寸的确定532疲劳强53. 2,1带的工作应力计算53. 2.2带的寿命计算733.t*算级带$径及所受73. 3.1计算带轮D2直径并确定带根数74. 3.2求轴上载荷8333，；|：；木勾83.4计算二级带轮直径及轴上载荷103.4.1计算带轮D3、D4直径并计算载荷103424103.4.3带轮结构11第四章轴的设计134.14134.1.1初步确定轴的尺寸134.1.2带轮

7、4上轴的整体设计1341.3本由白勺)J144.2带轮3上轴的设计164.2.1初步确定轴的尺寸164.2.2/由白勺.X,)J17第五章键的选择与校核205.1带轮1上键的选择与校核20511205. 1.2键的校核205.2带轮2上键的选择与校核215215. 2.2键的校核215.3 带轮3上键的选择与校核225. 3.2键的校核225.4 带轮4上键的选择与校核235 .4.1236 .4.2键的校核23第六章紧固螺栓的强度校核246L轮4上轴承座与夯头连接螺栓的强度校核246.2 偏心块与轮4连接螺栓的强度校核246.3 离心力大小对整机设计的检验256. 3.1检验整机前移时离心力

8、的大小257. 3.2检验夯头抬升及底板部分抬升时离心力的大小256.4两轴间连架杆的压杆稳定性校核2565轴1上轴承用寿命校核26-1.第七章带轮加工工艺设计277. 7.1零件的分析278. 1.1彳白勺彳乍JIJ278. 1.2零件的工艺分析277.2工艺规程的设计271. 2.1H勺Sk277. 2.2制定工艺路线278. 2.3机械加工余量、工序尺寸及毛坯尺寸的确定2873.定切削用量及基本工时287.4专用夹具的设计36第8章设计总结39参考文献41致谢42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，

9、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，

10、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

11、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。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

12、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IT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；

13、12、支承架；13、张紧螺钉；14、电机支架；15、底板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国Gm。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=100rmin,则3=号rads,令偏心块厚20mm,其它尺寸如图2T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，本设计中令夯头连杆间距离为700mm,由公式P=FRa,首先需要确定离心

14、力的大小，由F=i三=11iRg2,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二可得，（2-1）B=2笑哈$=194.5mm图2-2 重心计算简图根据图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0=7.8ga/,m=pv=7.8(37.52-12.5)221000=17.4Kg2.1.2 确定电机所需功率故以上得夯头受力为：F=mR2=17.40.1945()2(2-2)=371N计算工作时所需功率：由P=FR=37Ix0.7=2.72KW(2-3)由于带在传动过程中，存在着功率的损失，查机

15、械设计课程设计手册川可得，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/2.72+0.9216=2.95KW查机械设计课程设计手册得：选择，其铭牌如下表1-1：表2-2Y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1500rmin,4级Y100L1-4314202.22.2381图33.2 V带疲劳强度及寿命校核 i-1带轮截面尺寸 b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

16、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。1 .1.1V带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37V带截面尺寸名称bhbn数值11.58409.7V带截面示意图如下：3 .2.1带的工作应力计算带在传动过程中，其受力情况如下所示:根据前面的计算得，带轮1,2的张紧力为E)

17、I42.3N,而带轮3,4上的张紧力为E)=273.3N,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=二嗡需=2.36m/s根据公式：=啜=J峰懿善Ja=1172其中为带轮包角，4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=035,得F=1172N。又有：F=FF?,(3-1)耳一FO=K)-F?，(3-2)联立式(3-1),(3-2)得：Fi=2F0-FF,代入值得E=I798N,Q=626Nc.=4=-=26MP1

18、11A68.8I(,(其中A为带截面面积)(3-3)S=今=626=9.1MP2A68.8106ao=4=4MPa由于带速V10m/s,所以离心力可以忽略。%1=E*=350=18.5MPa(3-4)在上式中，带的弹性模量E(V带弹性模量E为250400M),设计中取E350；y为带的中性层到其最外层的距离，查机械设计得，V带y=a=3,r为曲率半径，V带r=D2。带在工作时，强度条件应满足下式：b11三=5+*b（3-5）0.55(Di+D2)+A6424Z185mm初取中心距Q=500mm带长L=2+2+与=l60.5+2500+嘉7L=1515.4mm基准长度由图11.4得Lef=160

19、0mm求中心距和包角中心距a+N(L“)28尺=+(1600-60.5)2-875.52a=543mm120合理求带根数带速U-_.5l42QV=QOmsv60l00060l0005Q乙b传动比工4=1420/500=2.84n2带根数rJ-L3.0L47=rCR(P+M)KKl(1.4+0.21)0.920.93ou(其中：由表11.9得，P0=I.4,包角系数由表11.7得Ka=0.92,长度系数K/=0.93由表ILll得，A弓=0.21)取Z=3根3.3.2求轴上载荷张紧力4=500&管)+伏2二50OX趣(得著)+0.07X6.32?/7=142.3N(由表IL4得，q=0.07Kg

20、m)轴上载荷二2.2XZXKSin=2.2x3x玲Sin譬4=906N（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）3.3.3带轮结构图3-3带轮1结构尺寸由于带轮2基准直径小于300350mm,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:表3-2带轮2结构尺寸名称4)DBdLSS?%h2%a2f数值242236457063IO18823189751图3-4带轮2结构尺寸3.4 计算二级带轮直径及轴上载荷3.4.1 计算带轮D3、D4直径并计算载荷按照以上的计算，初取大带轮直径=450mm,根据已知条件：n3=500r/min,n4=100rmi

21、n,W盗得计算项目%。_ IoOX4500500=90 mm计算内容计算结果计算带长求么Dm =符245090-2-90+4502Dm =27Q mm=180 mm初取中心距2( Q + D4)a 0.55(4 + 2)+ 力1080tz305mm带长初取中心距Q =700 mmL = 4 + 2 + 4 = r270 + 2700f180-7(X)L=2294 mm基准长度由图11.4得4=2500mm求中心距和包角中心距6Z = -7(I-)2-822500-乃270T J(2500 - 万270)2 - 8 X18()2a=806mm120 合理求带根数带速601000 601000V=

22、2. 36 m/s传动比i二F=500/100二 5 r12带根数rj-土乙(P+M)KaKL3.OO.96(0.8+0.078)1.070.92Z=3. 3（其中：由表IL9得，Po=0.8,包角系数取z=4根由表11.7得Ka=O.92,长度系数KLLO7由表ILIl得，AB=O.078)3.4.2 求轴上载荷张紧力FO=500(*)+qv2=500(三)+0.072.362R=273.3N(由表IL4得，q=0.07Kgm)轴上载荷4=2.2XZXKSin竽二2.2x4XKSinl=2127N(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)3.4.3带轮结构以下绘图所使用的数

23、据，均来自机械零件设计手册，由表10.8,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，具体值见下表：表3-3带轮4结构尺寸名称DDo4B%hffe数值90965058.53839913.56表3-4带轮4结构尺寸名称doDBdLSSlS?hIi26a21数值6045058.512010818361()55442217.6118.8图3-4带轮4结构尺寸第四章轴的设计4.1 带轮4上轴的设计4.1.1 初步确定轴的尺寸轴材料选用45钢调质，参考材料力学得，g=80GPu,r=40G,=1.5o/mo轴上转矩：Tx=9549?=9549嘴=264N/m(4-

24、1)由强度条件：r=-=lr(4-2)DjDIM2=?/麻264=32.3mm3V-4()106由刚度条件：2e翳=336un初取轴的直径为D=60mm4.1.2 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。其余WW24技术要求I、百点处理E表面?限22IM50HBS；2、未注三S角半卷R2；图4-1带轮4轴的结构设计4.1.3 轴的受力校核根据前面计算得：轴上离心力：=326N,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=Mg=15.39.8=150N带轮4受

25、到的重力为：G=Mg=pvg=7.0(-22.52)5.85l000X9.8=638Nh)当量弯矩图计算项目d)水平面弯花图睚直面弯隹图f)合成弯能留g)三EtyNV11162图4-2带轮4轴的受力分析计算内容计算结果计算支承反力水平面反力4=388N；Fk=388N垂直面反力水平面(xy)受力图垂直面(xz)受力图说二525N,以二-525N见图4-2b见图4-2c画轴弯矩图水平面弯矩图垂直面弯矩图合成弯矩图画轴转矩图轴受转矩见图4-2d见图4-2e见图4-2f见图4-2gT=T1T=264许用应力用插值法由机械设计表16.3得：b(J=95MPa许用应力值,J=55MPa应力校正系数=i0

26、二0-579画当量弯矩图当量转矩当量弯矩见图4-2haT=0.579264aT=153Nm在轮4中间截面处M,=4M2+aT2=53.62+1532.162Nm校核轴径安装轮4处轴径的校核=d4=d4=30mm65.8Nm在轮3中间截面处M=yM32+aT2=1102+63.72M126.9Nm校核轴径安装轮2处轴径的校核4=yd二%=癖J4=22.8mm35mm安装轮3处轴径的校核4-JO.I|CT.,fc二4=癖W=28.5mm50mm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

27、下表所示：轴键键槽半径公称直径d公称尺寸bh宽度b深度公称尺寸b极限偏差轴I毂彳一般键联结轴N9毅Js9公称尺寸极限偏差公称尺寸极限偏差最小最大288780-0.0360.0184.0+0.203.3+0.200.250.40表57带轮1上键的尺寸5.1.2 键的校核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=8mm,L=25mm.键的许用剪切应力为=30MPQ由前面计算可得，轴上受到的转矩T=55N.m,由键的剪切强度条件：=r（其中D为带轮轮毂直径）（5-1）前而篇b= 130MPa,由前面

28、计算可得，轴上受到的转矩T=IloNm,由键的剪切强度条件：T=釜Wg（其中D为带轮轮毂直径）（5-4）T=标端既丽N330MP1（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。历二100MPa.由Fs=Ar=bl（5-5）Fs=10103501036.3IO6=3150N又有%=土。加（5-6）3150l()l()35()l()3= 6.3 MPahs结构合理5.3 带轮3上键的选择与校核5 .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：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

29、毂4一般键联结轴N9毂49公称尺寸极限偏差公称尺寸极限偏差最小最大5016X11160-0.0430.0256.0+0.204.3+0.200.250.40表5-2带轮3上键的尺寸6 .3.2键的校核键的剪切受力图如图5-6所示,其中b=16mm,L=50mm.键的许用剪切应力为=30MPaf由前面计算可得，轴上受到的转矩T=IlONm,由键的剪切强度条件：r=r（其中D为带轮轮毂直径）2x11016x107 x50xl o-35Ol O3=5.530 MPa（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匕加=10MP&。Fs=A=blFs=16103501035.5

30、XIO6=4400N又有%=云。加%=再舞而=5.5M2%结构合理5.4 带轮4上键的选择与校核5.4.1 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：轴键键槽半径r公称II.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49公称尺寸极限偏差公称尺寸极限偏差最小最大6018X11180-0.0430.0257.0+0.204.4+0.200.250.40表5-2带轮4上键的尺寸5.4.2 键的校核键的剪切受力图如图5-6所示,其中b=18mm,L=70mm.键的许用剪切应力为=30MPQ由前面计算可得，轴上受到的转

31、矩T=264N.m,由键的剪切强度条件:=j（其中D为带轮轮毂直径）2x26418x10-37010-312010-3=3.5 MBV 30 MPa（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。历二100MP0。Fs=A=blFs=S103701033.5IO6=4410N又有%=以%=k=35结构合理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，ld,取/尸18,螺纹仰出长度为=4mm,螺栓轴线到被联接件边缘的距离，e=d+(36),取e=20mm,在静载荷下，螺栓的许用应力为：=T(6T)上式中，区为材料的屈服点强度，查机械设计课程设计手册得，