打夯机的三维建模含全套CAD图纸和三维建模和WORD说明书

1、 陕西理工学院本科毕业论文（设计）任务书院(系) 机械工程学院 专业班级 机自 学生姓名 一、毕业设计题目 打夯机的三维设计 二、毕业设计工作自_2015_年_3_ _月_1_ _日 起至_ 2015_年 6 月_5_日止 三、毕业设计进行地点: 校 内 四、毕业论文（设计）应完成内容及相关要求： 1. 了解蛙式打夯机的工作原理及主要设计参数及设计过程； 2. 该蛙式打夯机的的输出转数为60r/min，适用于夯实灰土和黄土地基； 3. 进行传动系统所有零部件的结构设计及三维建模工作 ；并进行运动仿真工作。在装配体结构的基础之上 ，绘制装配图、装配爆破图， 两张A4。 4.进行有限元分析。利用有

2、限元分析软件（如：ANSYS软件）对其中一个零件进行静应力分析，确定该其应力应变特性，并能满足设计条件。 5.联系实际进行现代设计方法的训练，完成设计性论文的撰写工作，整个设计说明书内容要连贯，是整体一致；说明书阐述应段落之间有连贯性，语句之间有逻辑性；说明书摘要要反映所做主要内容。 6.外文参考文献不少2篇，其中一篇附原文（PDF格式），并对该外文资料进行翻译，英文翻译要与原文内容一致，通顺，符合学校的相关规定。 五、毕业论文（设计）应收集资料及参考文献： 利用寒假找到蛙式打夯机实体观察，结合机械设计基础课程弄明白它的工作原理，熟练三维建模。可查找关于结构设计及有限元分析方面的文献资料；并了

3、解打夯机分类，现状。参考文献不能都是教材，应该至少有一半是近几年发表的期刊，硕博士论文，内容应该与你的毕设内容相关。 六、毕业论文（设计）的进度安排： 1）寒假收集相关参考文献并阅读，收集相应有用信息，明确本课题的主要工作 ； 2）3月5号左右提交开题报告； 3）5月中旬完成课题所有工作； 4）5月底完成论文撰写工作； 5）6月初答辩； 指导教师签名 系（教研室)主任签名 专业负责人签名 批准日期 31 / 38文档可自由编辑打印蛙式打夯机的三维设计000（陕理工机械工程学院机械设计制造及及自动化专业000班，陕西 汉中723003）指导老师：000 摘要CAE技术因其设计效率高、周期短，能快

4、速占领市场而被越来越多的应用到现代机械设计过程中。蛙式打夯机主要由偏心块、夯架、夯锤、皮带轮、电机等组成，通过偏心块离心力带动夯架工作，本次设计主要采用CAD技术进行打夯机的三维设计及运动仿真，并在此基础之上进行偏心块的动态特性分析。 关键词：蛙式打夯机，结构设计，三维建模，有限元分析3D design of tamping machine000(Grade00,Class0,Major Mechanical Design and Manufacture and automation,Mechanical Enginieering Dept,Shaanxi Univetsity of Tech

5、nology,Hanzhong 723000,Shaanxi)Tutor:000Abstract: CAE technology have more and more applied to the modern mechanical design process, because of its high efficiency, short cycle and can quickly occupy the market.Frog hammer is mainly composed of eccentric block, tamper, rammer, pulley, motor and so o

6、n, through the frame work of eccentric block centrifugal force to drive ram, this design mainly adopts CAD technology for 3D design and motion simulation of tamping machine, and on this basis to analyze dynamic characteristics of eccentric block.Keywords: frog rammer, structure design, 3D modeling,f

7、inite element analysis目 录1绪论1 1.1CAE技术的发展1 1.2蛙式打夯机的概述1 1.3本课题的主要工作22蛙式打夯机总体参数设计计算3 2.1确定偏心块质量3 2.2确定电动机功率3 2.3第一对带轮的设计4 2.3.1带传动设计4 2.3.2选取带型4 2.3.3确定带轮的基准直径并验证带速4 2.3.4确定中心距离、带的基准长度并验算小轮包角5 2.3.5确定带的根数z5 2.3.6确定带轮的结构和尺寸5 2.3.7计算压轴力5 2.4第二对带轮的设计计算7 2.4.1带传动设计7 2.4.2选取带型7 2.4.3确定带轮的基准直径并验证带速7 2.4.4确

8、定中心距离、带的基准长度并验算小轮包角8 2.4.5确定带的根数z8 2.4.6确定带轮的结构和尺寸9 2.4.7计算压轴力93轴的设计计算键的选择10 3.1轴1的设计与校核10 3.1.1求作用在带轮上的力10 3.1.2 初步确定轴的最小直径10 3.1.3 轴的结构设计11 3.1.4 求轴上的载荷12 3.1.5 按弯曲扭转合成应力校核轴的强度13 3.1.6 精确校核轴的疲劳强度13 3.2 轴2的设计17 3.2.1初步确定轴的尺寸17 3.2.2 带轮4上轴的整体设计174蛙式打夯机的三维建模及运动仿真22 4.1零件建模20 4.1.1偏心块建模20 4.1.2带轮的三维建模

9、21 4.1.3夯头体的三维建模22 4.1.4 其余零件建模23 4.2蛙式打夯机的三维装配24 4.3 蛙式打夯机的运动仿真275 ANSYS有限元分析28 5.1有限元分析软件简介28 5.2分析步骤28 5.2.1 导入模型28 5.2.2 网格划分28 5.2.3 建立约束条件29 5.2.4 施加载荷29 5.2.5 分析求解30 5.2.6 结果分析311绪论1.1CAE技术的发展 “CAE即计算机辅助工程是用计算机辅助求解复杂丁程和产品结构强度、刚度、屈曲稳定性、动力响应、热传导、三维多体接触、弹塑性等力学性能的分析计算以及结构性能的优化设计等问题的一种近似数值分析方法” 1。

10、它的特点是以工程和科学问题为背景，建立计算模型并进行计算机仿真分析。一方面，CAE技术的应用，使许多过去受条件限制无法分析的复杂问题，通过计算机数值模拟得到满意的解答；另一方面，计算机辅助分析使大量繁杂的方程分析问题简单化，使复杂的过程层次化，节省了大量的时间，避免了低水平重复的工作，使工程分析更快、更准确。在产品的设计、分析、新产品的开发等方面发挥了重要作用，同时CAE这一新兴的数值模拟分析技术在国外得到了迅猛发展，又推动了许多相关的基础学科和应用科学的进步。 随着计算机技术的普及和不断提高，CAE系统的功能和计算精度都有很大提高，各种基于产品数字建模的CAE系统应运而生，并已成为结构分析和

11、结构优化的重要工具，同时也是计算机辅助4c系统(CAD，CAE，CAPPCAM)的重要环节。CAD(计算机辅助设计)、CAM(计算机辅助制造)和CAPP(计算机辅助工艺)等都属于计算机辅助工程(CAE)，而计算流体动力学CFD和有限元分析(FEA)等则是支撑CAE的分析工具和手段。采用CAD技术来建立CAE的几何模型和物理模型。完成分析数据的输入，通常称此过程为CAE的前处理。同样，CAE的结果也需要用CAD技术生成形象的图形输出，如生成位移图、应力、温度、压力分布的等值线图，表示应力、温度、压力分布的彩色明暗图，以及随机械载荷和温度载荷变化生成位移、应力、温度、压力等分布的动态显示图。这一过

12、程叫做CAE的后处理。CAE的理论基础有限元法：20世纪40年代起源于土木工程和航空工程中的弹性和结构分析问题的研究。它的发展可以追溯到Alexander Hrennikoff(1941)和Richard courant(1942)的工作，他们的方法具有共同的本质特征：利用网格离散化将一个连续区域转化为一族离散的子区域，通常叫做元。HrenfIikofr的丁作离散用类似于格子的网格离散区域；Courant的方法将区域分解为有限个三角形的子区域，用于求解来源于圆柱体转矩问题的二阶椭圆偏。Courant的贡献推动了有限元的发展。1963至1964年Besseling等确认了有限元法是处理连续介质问

13、题的一种普遍方法。而后，随着计算机技术的广泛应用和发展，有限元技术依靠数值计算方法，才迅速发展起来。近10年来，有限元法的应用范围有了大幅度的提高，已由简单的弹性力学的平面问题扩展到空间问题、板壳问题，由静力问题扩展到稳定性问题、动力学问题和波动问题；分析对象从弹性材料扩展到塑性、粘塑性和复合材料，从固体力学扩展到流体力学、传热学、电磁学等连续介质力学领域。将有限元分析技术逐渐由传统的分析和校核扩展到优化设计，并与计算机辅助设计(CAD)和计算机辅助制造(CAM)密切结合，形成了现在CAE技术框架。1.2蛙式打夯机的概述 轻型压实设备蛙式打夯机是一种简易压实施工机械，其原理就是利用偏心块做圆周

14、运动产生的离心惯性力带动夯架上下振动并且向前运动；建筑行业中打地基用，因其行动方式一步一跳，好象青蛙行走故此得名；其主要部件包括夯锤、夯架、偏心块、皮带轮和电动机等。电动机及传动部分装在底座上，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。 由于蛙式打夯机的整体工作效率低下，而且安全性较差，一般只能进行小面积薄铺层的平整和初步压实工作，并且随着振动平板夯和振动冲击夯技术的日趋成熟，蛙式打夯机也渐渐的被它们所替代，仅在民用小型建筑中发挥着它的余热。 蛙式打夯

15、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。 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

16、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。如图1.1所示，“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”2。 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

17、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、底板图1.1 蛙式打夯机结构简图1.3本课题的主要工作 本课题为打夯机的三维设计，在设计过程中需要完成的工作主要包括：蛙式打夯机总体结构设计，电动机的选择，对蛙式打夯机的传动系统、执行部件及机架设计，对设计零件进行设计计算分析和校核，运用计算机辅助设计软件对设计的零件进行三维建模，运用计算机辅助设计软件对打夯机夯架进行静应力分析，绘制整机装配图及零件图。2蛙式打夯机总体参数设计计算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60次/分 , 打击力：约600

18、N 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=60 r/min,则假设偏心块厚度为30mm，其他尺寸如图2.1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=FR，首先需要确定离心力的大小， 离心力公式为F=ma=mR2，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：有偏心块计算公式:可得：=250mm夹角值取22.5度。 根据图2.1中偏心块尺寸，计算其质量，需要说明的是，由于偏心块受到

19、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：面积高由2.2确定电动机功率故以上得夯头受力为：F=mR2=25.2570.25(2)2=249.3N计算工作时所需功率：由 0.962×0.982×0.990.876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3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=1.4090.876=1.608KW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

20、r/min堵转转矩/额定转矩最大转矩/额定转矩质量 Kg Y112M-6 2.2同步转速1000r/min,6级 9402.0 2.0 452.3第一对带轮的设计 2.3.1带传动设计输出功率P=2.2kW,转速n1=940r/min,n2=300r/min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=2.42KW 2.3.2选取带型普通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4中数据选取。根据算出的Pd2.42kW及小带轮转速n1940r/min ，查图得：=80100可知应选取A型V带。2.3.3确定带轮的基准直径并验证带速由机

21、械设计P298表137查得，小带轮基准直径为80100mm则取dd1=90mm> ddmin.=75 mm，如表2.2（dd1根据P295表13-4查得）表2.2 V带带轮最小基准直径槽型 Y Z ABCDE 20 50 75125200355500由机械设计P295表13-4查“V带轮的基准直径”，得=250mm误差验算传动比： （为弹性滑动率）误差 符合要求带速 满足4m/s<v<2530m/s的要求，故验算带速合适。2.3.4确定中心距离、带的基准长度并验算小轮包角由式可得0.7（90+250）2（90+250）即238680，选取=340mm 所以有：由机械设计P29

22、3表132查得Ld1250mm实际中心距符合要求。2.3.5确定带的根数z根据三角带根数式中：N1为根三角带传动的功率，N0为单根三角带在、特定长度、平稳工作情况下传递的功率，查表得N0=0.56 C1包角系数，查表得C1=0.98三角带传递的功率N1=2.2 KW将所查数据代入可得所以，所需带轮的根数为4根2.3.6确定带轮的结构和尺寸根据V带轮结构的选择条件，电机的主轴直径为d=28mm；由机械设计P293 ，“V带轮的结构”判断：当3ddd1(90mm)300mm，可采用实心式带轮作为小带轮。由于dd2=250mm，所以宜选用孔板式带轮。总之，小带轮选实心式结构，大带轮选择孔板式结构。带

23、轮的材料：选用灰铸铁，HT200。2.3.7计算压轴力由机械设计P303表1312查得，A型带的初拉力F0133.46N，上面已得到，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

24、6;（按带的型号及带轮直径确定），。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。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(2.53)d时)，如图2.3a。 （2） 腹板带轮：用于中小尺寸的带轮(dd 300mm 时)，如图2.3b。（3） 孔板带轮：用于尺寸较大的带轮(ddd) 100 mm 时)，如图2.3c 。（4） 椭圆轮辐带轮：用于尺寸大的带轮(dd 500mm 时)，如图2.3d。 （a） （b） （c） （d）图2.3 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

25、带轮，如图（a）,大带轮选择孔板带轮如图（c）。大带轮结构尺寸如图2.4所示： 图2.4 带轮2.4第二对带轮的设计计算2.4.1带传动设计输入功率=2.2kW×0.96×0.98×0.992.04kW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=300r/min,n3=60r/min计算设计功率根据V带的载荷平稳，两班工作制（16小时），查机械设计P296表4，取KA1.1。即2.4.2选取带型普通V带的带型根据传动的设计功率Pd和小带轮的转速n1按机械设计中查的。根据算出的P

26、d2.224kW及小带轮转速n2300r/min ，查图得：dd=80100可知应选取A型V带。2.4.3确定带轮的基准直径并验证带速由机械设计查得，小带轮基准直径为80100mm则取dd1=100mm> ddmin.=75 mm，如表2.3：表2.3 V带带轮最小基准直径槽型 Y Z ABCDE 20 50 75125200355500由机械设计P295表13-4查“V带轮的基准直径”，得=500mm误差验算传动比： （为弹性滑动率）误差 符合要求带速 满足4m/s<v<2530m/s的要求，故验算带速合适。2.4.4确定中心距离、带的基准长度并验算小轮包角由式可得0.7（

27、100+500）2（100+500）即4201200，选取=700mm 所以有： 由机械设计P293表132查得Ld2400mm实际中心距符合要求。2.4.5确定带的根数z根据三角带根数式中：N1为根三角带传动的功率，N0为单根三角带在、特定长度、平稳工作情况下传递的功率，查表得N0=0.50 C1包角系数，查表得C1=0.98三角带传递的功率N1=2.04 KW将所查数据代入可得所以，所需带轮的根数为4根2.4.6确定带轮的结构和尺寸根据V带轮结构的选择条件，电机的主轴直径为d=28mm；由机械设计P293 ，“V带轮的结构”判断：当3ddd1(90mm)300mm，可采用孔板式或者实心式带

28、轮，这次选择实心式作为小带轮。由于dd=500mm，所以宜选用轮辐式带轮。总之，小带轮选实心式结构，大带轮选择轮辐式结构。带轮的材料：选用灰铸铁，HT200。2.4.7计算压轴力由机械设计P303表1312查得，A型带的初拉力F0130.59N，上面已得到，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

29、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），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。根据设计结果，可以得出结论：小带轮选择实心带轮，大带轮选择轮辐式带轮。3轴的设计计算键的选择3.1轴1的设计与校核3.1.1求作用在带轮上的力因已知低速级带轮的直径为500 而 F8926.93 N FF3356.64 N FFtan4348.16×2315.31 N圆周力F，径向力F及轴向力F的方向如图3.1所示。图3.1

30、轴1的载荷分布图3.1.2 初步确定轴的最小直径（1）先按机械设计式（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。根据机械设计查表取取，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3-2）。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：1.3×1495.5×1091834.287 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/T43232002），其公称转矩为2000。

31、半联轴器的孔径d165 mm，故取65 mm，半联轴器的长度L142 mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1107 mm。3.1.3 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 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80 mm；左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径D85 mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L1107 mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上, 现取105 mm。 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

32、度级的单列圆锥滚子轴承（GB/T 2971994）30217型，其尺寸为d×D×T85 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。 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。已知带轮的毂宽度为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，故取该段长度为86 mm。带轮的右端采用轴肩定位，轴肩高h0.07d，故取h7 mm，则104 mm。轴环宽度,取b12 mm。 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

33、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，已初步确定了轴1的结构如图3.2，轴1各段直径和长度如表3.1。 图3.2 轴1的结构设计示意图带轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按90 mm由机械设计表6-1查得平键截面b×h25 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

34、配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6 段名 参数 -直径/mm65 H7/k6 80 85 m6 90 H7/n6 10485 m6长度/mm105 67.5 4686 12 44.5键b×h×L/mm20 ×12 ×9025×14×70C或R/mm处2×45o处 R2处R2.5处R2.5处R2.5处R2.5处2.5×45o 表3.1 轴1结构设计参数参考机械设计表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:处为R2，其余为R2.5。3.1.4 求轴上的载荷 首

35、先根据结构图(图3.2）作出轴的计算简图(表3.1）。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a29.9 mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距57.1+71.6128.7 mm。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图（图3.1）。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：首先根据结构图(图3.2）作出轴的计算简图(表3.1）。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a29.9 mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距57.1+71.6128.7 mm。根据轴的计算简图做出轴的弯

36、矩图和扭矩图（图3.1）。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：57.1+71.6128.7 mm4 966.34 N3 960.59 N2 676.96 N3 356.64-2 676.96679.68 N4 966.34×57.1283 578.014 2 676.96×57.1152 854.416 679.68×71.6486 65.09 322 150.53 2 287 723.45 3.1.5 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)

37、及表3.2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。3.1.6 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

38、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。由机械设计第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）截面左侧抗弯截面系数 W0.10.161 412.5 抗扭截面系数 0.20.2122 825 截面的右侧的弯矩M为 截面上的扭矩为 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

39、.29又由机械设计附图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(机械设计附表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S65.66S16.9216.38S1.5 故可知其安全。截面右侧抗弯截面系数 W0.10.172 900 抗扭截面系数 0.20.2145 800 截面的右侧的弯矩M为 90 834.04 截面上的

40、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 0.8×3.242.59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3.332.68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S66.07S16.92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对称性，故可略去静强度校核。至此，轴1的设计计算即告结束。轴1的结构

41、尺寸如图3.3所示： 图3.3 轴13.2 轴2的设计3.2.1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=80 ， ， 。轴上转矩：=264 N/m 由强度条件： =32.3 mm 由刚度条件： 33.6 mm初取轴的直径为D=60 mm3.2.2 轴2的整体设计轴2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，如图3.4，在校核轴时，主要应考虑的是轴的受力弯曲变形。 图3.4 轴2至此主要传动件的设计计算已经全部完毕，其余部件如底座，支架的结构尺寸由网上现有的数据查的，在此不一一列出。主要传动部件的计算已经全部结束，其余配件的尺寸

42、及设计方法借鉴于网上现有的数据。夯头体结构尺寸如图3.4所示： 图3.4 夯头体蛙式打夯机的整体装配图如图3.5（转下页）。 图3.5 蛙式打夯机装配图4蛙式打夯机的三维建模及运动仿真Pro/E是一个基于特征的建模器，整个机器模型都是由一系列特征构成的。三维实体建模，实际上是以“搭积木”的方式依次将各种特征添加到已有的特征之上，从而构成具有清晰结构的实际结果。利用Pro/E进行建模的时候，首先要完成各个零部件的设计，再把零部件按照装配关系组装在一起。零部件的设计命令由草绘、拉伸、旋转、扫描和其他基础命令组成。通过重复这些基本命令，设计出符合要求的零件三维图。所有的零件三维图绘制完毕后，则要进行

43、组装。零件的装配是在组件模式下进行的，导入首个要装配的部件，以此为基础导入其他部件，设置约束条件，确定部件的位置关系进行装配即可。本次三维建模主要有以下图形：电动机，出轴带轮，窄V带（SPZ），低速轴，减速大带轮2，输出大带轮4，高速轴，轴承座，偏心块，夯头底板，连接螺栓，支承架，电机支架，底板。4.1零件建模4.1.1偏心块建模进入pro/E草绘界面，绘制零件轮廓如4.4图4.4 偏心块初次草绘绘制完成后，对草图进行初次拉伸得图4.5图4.5 偏心块初次拉伸重复草绘拉伸，镜像，倒角得到最终偏心块三维图4.6图4.6 偏心块三维模型4.1.2带轮的三维建模绘制带轮1的零件轮廓，如图4.7图4.

44、7 带轮1的第一次草绘图形将草绘图形旋转得图4.8图4.8 带轮1旋转后零件图继续草绘，拉伸，阵列，旋转得带轮1三维模型图4.9图4.9 带轮1三维模型带轮2，3，4的建模方法与带轮1 的方法相同，只是草绘尺寸不同，一下不做过多的赘述。4.1.3夯头体的三维建模绘制夯头体零件轮廓如图4.10图4.10 夯头体的初次草绘初次拉伸得图4.11图4.11 夯头体的初次拉伸重复草绘拉伸，镜像等命令得夯头体最终三维模型图4.12图4.12 夯头体4.1.4 其余零件建模其余零件的建模方法与上述方法基本相同，不做过多描述，仅将三维模型展示如下。 图4.13 带轮2 图4.14 带轮4 图4.15 底板 图

45、4.16 轴2 图4.17 轴1 图4.18 电机 图4.19 支架 图4.20 带轮34.2蛙式打夯机的三维装配所有的零件三维图绘制完毕后，则要进行组装。零件的装配是在组件模式下进行的，导入首个要装配的部件，以此为基础导入其他部件，设置约束条件，确定部件的位置关系进行装配即可。具体装配步骤为下：图4.21 选择装配模块再单击元件添加到组件按钮，之后选取和导入要进行装配的部件，如图4.22图4.22 插入元件设置好约束关系之后，一一导入元件，进行装配，如图4.23。图4.23设置约束蛙式打夯机的主要装配过程如下：由底板开始装配，先装入扶手，扶手柱的中心线与底板上孔的中心线重合，故将他们两个的位

46、置关系进行约束，装入扶手后，如图4.24。图4.24 装入扶手支撑架与底板为螺钉连接，需将它们上的孔的位置关系一一对应，将中心线的位置进行约束，电机与支架同理，装入电机与支架后如图4.25。图4.25装入支架与电机带轮与轴之间为销钉连接，轴与带轮孔的中心线同轴，故将其的位置关系进行约束后，在装入轴承座，如图4.26。图4.26 装入带轮与轴V带与带轮之间表面有接触，故将带轮的表面与V带的表面的位置关系约束，进而将V带的弯曲处的圆心与轴的中心线放在同一处，在装入螺栓以及剩余部件整机装配完成，如图4.27。图4.27 装配完成4.3 蛙式打夯机的运动仿真运动仿真的前提是基于装配图的，在装配是必须保

47、留所需的自由度才能进行仿真运动。保留所需自由度后进入机构页面进行仿真。三维模型如图4.28。图4.28 打夯机三维模型模型中电机带轮与电机轴为销钉联接，带轮2与带轮3与高速轴为销钉联接，带轮4与低速轴为销钉联接，定义电动机选择运动轴，定义电动机为力矩，然后各零件的运动关系都被定义好了以后，就可以进行仿真运动了，运动仿真用Pro/E软件上的分析功能，通过设计运动时间，运动方向，然后进行运动分析，分析完成后使用回放功能查看仿真结果。动画即可生成，点击“捕获”，将动画保存为MPEG格式，即可生成蛙式打夯机的仿真动画，将其“确定”即可保存。具体情况见光盘。5 ANSYS有限元分析5.1有限元分析软件简

48、介Ansys一个融结构、热、流体、电、磁、声学于一体的大型通用有限元软件，作为目前最流行的有限元软件之一，它具备功能强大、兼容性好、使用方便、计算速度快等优点，成为工程师们开发设计的首选，广泛应用于一般工业及科学研究领域，而在机械结构系统中，主要在于分析机械结构系统收到附在后产生的反应，如位移、应力、变形等，根据该反应判断是否符合设计要求。对于实体建模,ANSYS提供了两种基本方法,即“自顶向下的建模法”和“自底向上的建模法”。“自顶向下的建模法”就是在确定的坐标系下直接定义实体体素结构,然后对这些实体体素求“交”、“并”、“差”等布尔运算生成所需的几何体。“自底向上的建模法”就是在确定的坐标

49、系下,依次定义点、线、面,最后由面生成体的一个完整的建模过程。对于其中的一些具体定义操作,ANSYS还提供了直接定义、拉伸、扫描、旋转、复制等操作特征以供选用。本课题中偏心块的实体模型从Pro/E软件中导入。5.2分析步骤5.2.1 导入模型在ansysworkbench运行环境中，导入已经建立好的夯头体的模型。单击到模型文件夹导入模型。如下如图5.1所示：图5.1 导入夯头体模型5.2.2 网格划分单击/preprocessor/meshing/meshtool/,在弹出的对话框meshtool中选择smartsize,6级精度，定义材料属性中弹性模量EX=2.0，泊松比PRXY=0.3，精度为三级精度。如图5.2所示：图5.2 定义材料及网格精度单击mesh,选择所要划分的夯头体，结果如图5.3所示：图5.3 夯头体模型进行网格划分5.2.3 建立约束条件单击select entities,选择轴孔内表面以及两侧面对夯头体进行自由度约束，限制其除UY以外的所有自由度，如图5.4所示：图5.4 对夯头体进行约束5.2.4 施加载荷单击点击solution ，选择difine loads ，单击apply 选择structural,displacement ,选择on node