《机械产品设计》课程设计蛙式打夯机的设计【全套图纸】

1、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。全套图纸，加153893706目 录第一章 机械产品设计任务书

2、 711设计题目 71.1.1机器的功能要求 71.1.2机器工作条件 71.1.3 工作装置技术数据 81.2 设计任务 81.2.1设计工作内容 81.2.2提交设计成品 81.3 工作计划 9第二章 选择电动机的型号及规格 112.1 电动机类型选择 112.2 电动机功率计算 112.2.1确定偏心块质量 112.2.2确定电动机的功率 122.2.3确定电动机的转速 12第三章 传动装置的运动和动力参数计算 133.1传动比的分配 133.2.各轴的动力参数计算 143.2.1各轴转速计算 143.2.2各轴输入功率计算 143.2.3各轴输出功率计算 143.3各轴的转矩计算 15

3、3.3.1轴4的转矩计算 153.3.2轴6的转矩计算 15第四章 打夯机传动带设计 164.1、一级v带及带轮的尺寸 164.1.1第一级v带的尺寸计算 164.1.2确定带轮的基准直径并验算带速 174.1.3确定v带的中心距和基准长度 174.1.4验算一级带传动小带轮的包角 184.1.5计算第一级带传动的根数 184.1.6计算单根v带的张紧力的最小值 184.1.7计算带传动的压轴力 184.1.8、一级带轮结构计算 184.2、二级带轮尺寸的确定 204.2.1确定第二级带传动的中心距和基准长度 214.2.2 验算二级带传动小带轮的包角 214.2.3 计算第二级带传动的根数及

4、单根v带的额定功率 224.2.4计算单根v带的张紧力的最小值 224.2.5计算带传动的压轴力 224.2.6第二级带传动带轮结构示意图 224.3 v带疲劳强度及寿命校核 24第五章 轴的设计计算 265.1轴6的设计 265.1.1初步确定轴6的尺寸 265.1.2、轴6的整体设计 275.1.3、轴6的受力校核 275.2轴4的设计 285.2.1初步确定轴4的尺寸 285.2.2轴4的整体设计 295.3与电动机相连的轴的设计 315.3.1初步确定该轴的尺寸 315.3.2该轴的整体设计 31第六章 联轴器的选择 326.1类型选择 326.2载荷计算 326.3型号的选择 336

5、.4校核最大转速 33第七章 紧固螺栓的选择与强度校核 347.1轴6上轴承座与夯头连接螺栓的选择与校核 347.1.1螺栓的选择 347.1.2螺栓的校核 347.2偏心块与二级大带轮连接螺栓的强度校核 357.2.1螺栓的选择 357.2.2螺栓的校核 35第八章 键的选择与校核 368.1、第一级带传动小带轮键的选择与校核 368.1.1、键的选择 368.1.2、键的校核 378.2、第一级带传动大带轮键的选择与校核 388.2.1、第一级带传动大带轮键的选择 388.2.2、键的校核 388.3、二级小带轮的键的选择与校核 398.3.1、二级小带轮键的选择 398.3.2、二级小带

6、轮的键的校核 408.4、二级大带轮的键的选择与校核 408.4.1、二级大带轮的键的选择 408.4.2、键的校核 41第九章 润滑与密封说明 419.1滑动轴承的润滑 419.1.1润滑方式 419.1.2润滑剂 42参考文献 42课设小结 42第一章机械产品设计任务书1、设计题目：蛙式打夯机1.1、机器的功能要求：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。蛙式打夯机适用于实灰土和素土的地基、地坪以及场地平整，不得夯实坚硬或软硬不一的地面，更不得夯打坚石或混有砖石碎块的杂土。其工作装置的传动示意图参见图1-1。图1-1 带式输送机工作装

7、置传动示意图1.2、机器工作条件（1）工作环境 室外工作，有粉尘；（2）使用寿命 8年，每年350天，每天16小时；（3）动力来源 电动驱动；（4）检修周期 半年小修，二年中修，四年大修；（5）生产条件 中型机械厂，小批量生产。1.3、工作装置技术数据（1）夯击力: 600n；（2）夯架抬升高度：200mm；（3）前进速度: 8-13m/min；（4）打击次数 100次/min2、设计任务2.1、设计工作内容（1）蛙式打夯机方案设计（包括方案构思、比选、决策）；（2）选择电动机型号及规格；（3）传动装置的运动和动力参数计算；（5）带传动选型设计；（6）轴及轴键尺寸设计；（7）绘制装配图和零件工

8、作图；（8）编写设计说明书；（9）设计答辩。2.2、提交设计成品需要提交的设计成品：纸质版、电子版（以班级学号中文姓名作为文件 名）各1份。内容包括：（1）装配图一张；（2）零件图2张 (完成的传动零件、轴和箱体的名称)；（3）设计计算说明书一份。3、工作计划各项工作内容及其日程安排见下表：表1-1工 作 内 容准备工作：资料和用具。总体设计：拟定传动方案，电动机选型，及功率确定，传动比分配，各轴转速、功率、扭矩等参数计算。v带选型及带轮直径的确定传动零件设计：技术参数、主要尺寸、结构参数。装配图设计：按照扭矩估算各轴的直径、轴的跨度确定、轴承的选择、轴的强度校核、键的选择、轴系零件设计、减速

9、器结构设计及其附件的选择、标注尺寸及公差、配合代号、零件编号和明细表、标题栏、减速器特性表、技术要求。零件图：绘图、标注尺寸及公差、标注形位公差、表面粗糙度、特性表和公差、技术要求、标题栏。编写设计计算说明书：传动方案的特点分析、设计计算、结构设计、参考文献。机动时间提交设计成品并准备答辩。拟定传动方案 本设备采用v带传动，电动机输出转矩通过v带3传递给带轮5，在轴承座4上有二级减速带轮，转矩再通过v带传递给带轮6，带轮6与偏心块9一起转动。在离心力作用下将带动夯头做上下冲击运动，从而夯实物料。工作参数：打击次数100下每分钟，夯击力600n.图2-1注释：1、电动机；2、带轮1；3、v带；4

10、轴；5带轮5；6、输出带轮6；7、轴；8、轴承座；9、偏心块；10、夯头支架；11、连接螺栓；12、支撑架；13、张紧螺钉；14、电机支架；15、底板；第二章 选择电动机的型号及规格2.1 电动机类型选择根据工作条件及环境选用y系列封闭式三相异步电动机。2.2 电动机功率计算2.2.1确定偏心块质量偏心块选用铸钢材料，=7.8g/，偏心块为两块，令偏心块厚度d为15mm，圆心角为45，偏心块m=v，m=7.8(37.5-12.5)1.5 /1000=5.74kg，图2-22.2.2确定电动机的功率带轮6转速为100r/min，则=rad/s，又偏心计算公式得：b=194.5 mm，因此产生的向

11、心力f=2mb=352n。计算工作时所需功率:p=fr=3520.7= 2.58kw，有机械设计课程设计手册可得带传动的机械效率为,滚动轴承对传动影响的效率为，总机械效率0.903，使用了两组带传动所以电动机的输出功率p=2.58/0.903=2.856kw。2.2.3、确定电动机的转速由机械设计手册可得电机额定功率应选择3kw。根据机械设计课程设计手册知，电动机转速相对于工作转速过高将使传动装置总传动比加大，导致传动装置结构复杂，外廓尺寸增加，制造成本昂贵。而选用较低转速的电动机时，其优缺点则刚好相反。因此，进行分析比较，优先选用同步转速为1000r/min,1500r/min 电动机。由机

12、械设计课程设计得v带传动比范围为2-4。工作机转速为100r/min，由：n=i；（为工作机转速；i为传动比；n为电动机转速）可得电动机转速为400r/min1600r/min;查机械设计手册电动机的可选范围为1500r/min,1000r/min,750r/min；表2-2 y系列三相异步电动机电动机型号额定功率/kw 电动机转速 r/min堵转转矩/额定转矩最大转矩/额定转矩质量 kg同步转速满载转速y100l2-43150014302.22.338所以选用电动机型号为y100l2-4,所以总传动比=14.3。第三章 传动装置的运动和动力参数计算3.1、传动比的分配=14.3；式中、分别为

13、一级、二级的传动比，为使带传动外轮廓不至于过大，初步选取=3.4；=4.2；3.2.各轴的动力参数计算3.2.1各轴转速计算轴4的转速轴6的转速3.2.2各轴输入功率计算由于轴4经一级带传动和联轴器与电动机相连，且由一对滚动轴承支撑，经查询机械设计课程设计手册知带传动效率为，滚动轴承的对传动影响的效率为，故轴4的输入功率为，由于轴6经过第二级带传动与轴4相连，且由一对滚动轴承支撑，故轴6的输入功率为3.2.3各轴输出功率计算轴4经过第二级带传动输出给轴6，故轴4的输出功率为：轴6由一对滚动轴承支撑，故轴6的输出功率为：3.3各轴的转矩计算3.3.1轴4的转矩计算电动机的输出转距为轴4的输入转距

14、轴4的输出转矩为3.3.2轴6的转矩计算轴6的输入转距为轴6的输出转矩为整理上述计算出的运动和动力参数，如表2-3所示表2-3轴功率/kw转矩转速r/min输入输出输入输出轴42.7142.60562.2561.63420轴62.5392.533248.5246100第四章 打夯机传动带设计4.1、一级v带及带轮的尺寸4.1.1第一级v带的尺寸计算查课本表8-7得工作情况系数为ka=1.1，故传动效率31.1=3.3kw.根据电动机计算功率和电动机满载转速，查表可得，应选用a型普通v带。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

15、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3-1 v带截面尺寸名称bh数值13.011.08.040v带截面示意图如下： 图3-1 带轮截面尺寸4.1.2确定带轮的基准直径并验算带速初选小带轮的基准直径，经查表得小带轮的基准直径=90mm。验算带速v如下：v=6.74m/s;因为带速5m/sv25m/s，故带速符合要求。计算大带轮的基准直径为=306mm，经查表可得，可圆整为=315.4.1.3确定v带的中心距和基准长度经查表，初定中心距为=500mm，v带所需的基准长度为：=2+ =1686.80mm 经上述计算和查表选择一级带传动的基准长度为:=1800mm；计算一级带传动

16、的实际中心距a为：a=+=556.6中心距的变化范围为：=529；4.1.4验算一级带传动小带轮的包角第一级带传动小带轮的包角为：=156.84.1.5计算第一级带传动的根数：z=2.8 计算单根v带的额定功率：4.1.6计算单根v带的张紧力的最小值单根v带张紧力的最小值为：=135.43n因为所计算出的数据是最小张紧力，所以应使该带的实际张紧力值：4.1.7计算带传动的压轴力对轴4的压轴力的最小值为：=780n4.1.8、一级带轮结构计算由机械课程设计简明手册可得一级大带轮采用辐板式带轮结构，绘图基础数据如下表所示表3-2一级大带轮结构数据a型e112.758.71596=-2（+）=285

17、.6mm；=+2=320.5mm=2=80mm=（+）/2=182.8mm=315mm；=40mml=2=80mm辅板圆孔直径r=（-）/2=40mmb=48mm图3-2一级大带轮一级小带轮尺寸计算如下：=+2=95.5mm；d=90mm；b=48mm；l=60mm图3-3一级小带轮4.2、二级带轮尺寸的确定第二级带传动大带轮即带轮六的直径为=450mm，且轴六的转速=100r/min,轴四的转速，所以第二级带传动小带轮的转速为=420r/min，大带轮的转速为=100r/min，第二级带传动小带轮直径为=/=107mm。验算带速v如下：=2.35m/s;4.2.1确定第二级带传动的中心距和基

18、准长度经查表，初定中心距为=650mm，v带所需的基准长度为：=2+ =2220mm 经上述计算和查表选择一级带传动的基准长度为:=2240mm；计算一级带传动的实际中心距a为：=+=660mm中心距的变化范围为：=626.4mm；mm；4.2.2 验算二级带传动小带轮的包角第二级带传动小带轮的包角为：=150.224.2.3 计算第二级带传动的根数及单根v带的额定功率根据，查表可得，根据，=4.2，查表可得，包角修正系数，带长修正系数，所以单根v带的额定功率为第二级v带传动根数为=所以取根数=64.2.4计算单根v带的张紧力的最小值查表得a型普通v带单位长度质量q=0.1kg/m，单根v带张

19、紧力的最小值为：=。因为所计算出的数据是最小张紧力，所以应使该带的实际张紧力值：4.2.5计算带传动的压轴力对轴4的压轴力的最小值为：4.2.6第二级带传动带轮结构示意图由机械课程设计简明手册可得二级大带轮采用轮辐式带轮结构，结构尺寸计算如下：=-2（+）=420.6mm；=450mm=+2=455.5mml=1.5=90mm；=60mm；=2=120mm；图3-4二级大带轮二级小带轮的尺寸计算如下：=+2=112.5mm；d=107mm；b=93mm；l=2*40=80图3-5二级小带轮4.3 v带疲劳强度及寿命校核带在传动过程中，其受力情况如下图所示图3-6 v带受力图根据前面的计算得，带

20、轮1，2的张紧力为=135.43 n，而带轮3，4上的张紧力为=159.2n，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= = =2.353 m/s 根据公式： =1107.1n因为,其中为传动带工作表面的总摩擦力，又因为，所以可得，所以紧边拉力和松边拉力分别是：张紧应力为由于带速10m/s,因此离心力可以忽略不计。取v带的弹性模量为e=300 m ，（v带弹性模量e为250400 m），则带绕在小带轮上引起的弯曲应力为，v带的疲劳强度条件为：第五章 轴的

21、设计计算5.1轴6的设计5.1.1初步确定轴6的尺寸45钢调试后冷热加工性能良好，机械性能较好，价格低廉，来源广泛，所以本设计中轴的材料均选用45钢进行调试使用，查询机械设计书可得45钢调制的切变模量为g=80gpa，剪切疲劳极限=155mpa，许用单位扭转角=1.0/m。由于本设计产品需要人工操作，且工作条件一般较差，同时轴6是连接机体前后部分的重要零件，故应该取较大的安全系数，此处取n=3.8。所以轴的许用剪切应力为=40pa。轴6上的最大转矩为：246n.m由扭转强度条件可得：有扭转刚度条件可得：综合上述结果可得出：初取轴6的直径为60mm5.1.2、轴6的整体设计轴6上主要安装的零件为

22、二级大带轮、夯头架、固定套筒，一对滑动轴承，所以轴6的长度应大于几个零件之和。因为偏心块绕轴6转动，带动夯头夯击地面，故在校核轴的尺寸时，主要考虑轴6的弯曲变形。由轴的直径要求查询jbt2560-1991，选取一对hz050的滑动轴承，其宽度b=75mm，内圈厚度5mm；由机械设计简明手册带轮轮毂长度为l=1.5=90mm，图4-1轴6尺寸设计5.1.3、轴6的受力校核轴6所受的向心力为=352n，打击力f=+g，可得：g=600-352=248n，压轴力则为=1846.25n.根据以上受力简图可得出：图4-2轴6受力图解得：；方向与的方向相反；方向与g的方向相反；5.2轴4的设计5.2.1初

23、步确定轴4的尺寸轴4同样选用45钢调试，所以各许用值与轴6基本相同。轴4上的最大转矩为：61.63由扭转强度条件可得：由扭转刚度条件可得：综合上述计算可得出，初取轴4的直径为。5.2.2轴4的整体设计轴4上安装的主要零件有第一级带传动的大带轮，第二级带传动的小带轮，两对滑动轴承，所以轴4的长度应该大于以上几个零件的宽度之和，查询jbt2560-1991，选取一对hz035的轴承，其宽度b=55mm，第一级带传动大带轮的轮毂长度l1=2d1=80mm，第二级带传动小带轮的轮毂长度为l2=2d1=80mm，故初选轴4的长度为l=445mm,其他尺寸如图所示图4-3 轴4尺寸设计g1=mg=,第二级

24、带传动小带轮的重力为：）55.34n第一级带传动大带轮的重力为：压轴力1846.25n,轴4的受力简图如下图所示：图4-4轴4受力图根据以上受力简图可得出：解得5.3与电动机相连的轴的设计5.3.1初步确定该轴的尺寸该轴材料同样选用45钢调试由于该轴通过联轴器与电动机相连，故该轴的外加转矩为：=19.07由扭转强度条件可得，由扭转刚度条件可得，综合上述计算可得出，,初选该轴的直径为30mm。5.3.2该轴的整体设计该轴上只安装了第一级带传动小带轮b=60mm，加上两个宽度为40mm的轴承座，初选该轴长度为l=252mm。图4-5 联轴器轴尺寸设计第六章 联轴器的选择6.1类型选择由于刚性联轴器

25、具有构造简单，成本低廉，可传递较大转矩，对称性较好等特点，所以优先考虑刚性联轴器中的凸缘联轴器。6.2载荷计算。由机械设计第八版表14-1查得6.3型号的选择表5-1联轴器的规格型号公称转矩/n许用转速/r/min轴孔直径d1,d2轴孔长度/mmdd1b1s转动惯量/kg质量/kgygys42249000308260105554860.0033.156.4校核最大转速被连接轴即第一级带传动的轴的转速为n=1430r/min,所以选用的联轴器符合要求。第七章 紧固螺栓的选择与强度校核7.1轴6上轴承座与夯头连接螺栓的选择与校核7.1.1螺栓的选择本设计中螺栓全部采用价格较低的gb/t5782-2

26、000六角螺栓a级，由于该处螺栓连接轴6轴承座与夯头，该处螺栓在工作时主要受到螺栓轴向拉压的影响。经查询机械设计课程设计手册，现初步选取gb/t5780 m24*90螺栓四个。7.1.2螺栓的校核夯头抬升时，螺栓上的应力由减去轴6的重力和第二级带传动大带轮的重力造成。而当夯头下降时，螺栓上的应力由加上夯头的重力造成，此时应力比上升时的应力大，所以选择此种情况下对螺栓进行校核。此时单个螺栓所受的最大工作拉力为：（f此处为一般连接，工作载荷稳定，查询机械设计取残余预紧力所以单个螺栓的总拉力为：查询机械设计，性能等级为8.8的螺栓抗拉强度极限取安全系数为n=5，则螺栓许用拉应力于是该处螺栓的计算拉伸

27、强度为：=1.112所以该处所选螺栓符合条件。7.2偏心块与二级大带轮连接螺栓的强度校核72.1螺栓的选择在这里同样选择gb/t5782-2000 7.2.2螺栓的校核在工作的过程中，该处螺栓受到的主要力为偏心块在转动过程中对其的剪切力。故在校核其强度时，只需要检验离心力对螺栓的剪切。单个螺栓所受剪切工作力为：352=176n取 取许用剪切力为=所以该处的剪切强度为：=0.56综合上述计算，该处所选螺栓符合条件。第八章 键的选择与校核8.1、第一级带传动小带轮键的选择与校核8.1.1、键的选择第一级带轮传动小带轮键在轴1上，轴的公称直径为30mm，设该带轮上的键为键1，查询机械设计表6-1可得

28、：选用半圆头普通平键 8*7*56，选择正常连接方式，表7-1 键1的规格轴键键槽公称直径d公称直径bh宽度b深度半径r公称尺寸b极限偏差轴槽深t毂槽深t轴n毂js9 公称直径极限公差公称直径极限公差最小最大508*780-0.043+0.0215-0.02154.0+0.2003.3+0.2000.160.258.1.2、键的校核因为普通平键连接，其主要失效方式是工作面被压溃。因此，本设计中只按工作面上的挤压力进行强度校核，平键传递转矩时，连接中个零件的受力情况图：图7-1 零件受力图设载荷在键的工作面上均匀分布，普通平键连接的强度条件为：式中：k为键与轮毂槽的接触高度，l为键的工作长度，l=l-b。经查询机械设计（第八版）取冲击载荷下，钢制普通平键的许用挤压应力为，=7.56,所以键1符合要求。8.2、第一级带传动大带轮键的选择与校核8.2.1、第一级带传动大带轮键的选择第一级带传动大带轮在轴4上，轴4的公称直径40mm，设该带轮上的键为键2。查询机械设计表6-1可得：选择普通平键12*8*70表7-2键2的规格轴键键槽公称直径d公称直径bh宽度b深度半径r公称尺寸b极限偏差轴槽深t毂槽深t轴n毂js9 公称直