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四川理工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）
蛙式打夯機(jī)設(shè)計(jì)
三號(hào)黑體，居中
學(xué) 生：X X X
按本科專業(yè)目錄填寫
學(xué) 號(hào)：X X X
專 業(yè)：X X X
班 級(jí)：X X X
1、若無(wú)專業(yè)方向，直接填寫班號(hào)，如：2010.1
2、若有專業(yè)方向，填寫專業(yè)方向和班號(hào)，如：機(jī)械設(shè)計(jì)2010.1
指導(dǎo)教師：X X X
四川理工學(xué)院機(jī)械工程學(xué)院
二O一四年六月
VI
四 川 理 工 學(xué) 院
畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）任務(wù)書
設(shè)計(jì)（論文）題目: 蛙式打夯機(jī)設(shè)計(jì)
系： 機(jī)械系 專業(yè)： 機(jī)械設(shè)計(jì)與制造 班級(jí)： 學(xué)號(hào)：
學(xué)生： 指導(dǎo)教師：
接受任務(wù)時(shí)間
教研室主任 （簽名） 系主任 （簽名）
1． 畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）的主要內(nèi)容及基本要求
（1）基本設(shè)計(jì)參數(shù)：
打擊次數(shù)： 100次/分 , 打擊力：約600N
（2）主要內(nèi)容及基本要求
按給定的蛙式打夯機(jī)主要技術(shù)參數(shù),進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算。確定蛙式打夯機(jī)主要結(jié)構(gòu)尺寸和主要零件尺寸，完成總體布置設(shè)計(jì)和總裝配圖；拆畫主要零件的零件圖，并編制其中一個(gè)零件的加工工藝和工裝。完成運(yùn)動(dòng)件的三維實(shí)體造型和運(yùn)動(dòng)仿真；編寫設(shè)計(jì)計(jì)算書。
2．指定查閱的主要參考文獻(xiàn)及說明
<<機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)>> 曹唯慶 機(jī)械工業(yè)出版社
<<機(jī)械工程設(shè)計(jì)手冊(cè)>> 機(jī)械工業(yè)出版社
3．進(jìn)度安排
設(shè)計(jì)（論文）各階段名稱
起 止 日 期
1
查閱資料，學(xué)習(xí)與設(shè)計(jì)產(chǎn)品有關(guān)的基本知識(shí)
3月5日—3月20日
2
完成打夯機(jī)的設(shè)計(jì)計(jì)算，確定基本結(jié)構(gòu)形式
3月21日—4月10日
3
進(jìn)行圖紙?jiān)O(shè)計(jì)，運(yùn)動(dòng)件的實(shí)體造型和運(yùn)動(dòng)仿真
4月11日—5月15日
4
完成設(shè)計(jì)計(jì)算說明書的編寫
5月16日—6月1日
5
設(shè)計(jì)圖紙與說明書的校對(duì)
6月2日—6月5日
摘要
整機(jī)結(jié)構(gòu)主要由電動(dòng)機(jī)、機(jī)架、傳動(dòng)帶、偏心輪構(gòu)成。由電動(dòng)機(jī)產(chǎn)生動(dòng)力通過帶輪減速器將需要的動(dòng)力傳遞到帶輪上，帶輪帶動(dòng)V帶，從而帶動(dòng)整機(jī)裝置運(yùn)動(dòng)
本論文研究?jī)?nèi)容摘要：
(1) 蛙式打夯機(jī)總體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)。
(2) 蛙式打夯機(jī)工作性能分析。
(3)電動(dòng)機(jī)的選擇。
(4)對(duì)蛙式打夯機(jī)的傳動(dòng)系統(tǒng)、執(zhí)行部件及機(jī)架設(shè)計(jì)。
(5)對(duì)設(shè)計(jì)零件進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算分析和校核。
(6)運(yùn)用計(jì)算機(jī)輔助設(shè)計(jì)，對(duì)設(shè)計(jì)的零件進(jìn)行三維建模。
(7)繪制整機(jī)裝配圖及重要部件裝配圖和設(shè)計(jì)零件的零件圖。?
?
關(guān)鍵詞：蛙式打夯機(jī)，結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，三維建模
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 錄
摘要 II
Abstract III
第1章 蛙式打夯機(jī)的介紹 1
1.1蛙式打夯機(jī)的概述 1
1.2 打夯機(jī)的分類 2
1.3 蛙式打夯機(jī)方案 3
第2章 蛙式打夯機(jī)總體參數(shù)的設(shè)計(jì) 4
2.1 確定偏心塊質(zhì)量 4
2.2 確定電機(jī)所需功率 5
第3章 第一對(duì)帶輪的計(jì)算 8
3.1 帶傳動(dòng)設(shè)計(jì) 8
3.2選擇帶型 9
3.3確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗(yàn)證帶速 9
3.4確定中心距離、帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度并驗(yàn)算小輪包角 10
3.5確定帶的根數(shù)z 11
3.6確定帶輪的結(jié)構(gòu)和尺寸 11
3.7確定帶的張緊裝置 11
第4章 第2對(duì)帶輪的計(jì)算 14
4.1 帶傳動(dòng)設(shè)計(jì) 14
4.2選擇帶型 15
4.3確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗(yàn)證帶速 15
4.4確定中心距離、帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度并驗(yàn)算小輪包角 16
4.5確定帶的根數(shù)z 17
4.6確定帶輪的結(jié)構(gòu)和尺寸 17
4.7確定帶的張緊裝置 18
4.8計(jì)算壓軸力 18
第5章 軸的設(shè)計(jì) 20
第6章 鍵的選擇與校核 28
6.1 帶輪1上鍵的選擇與校核 28
6.2 帶輪2上鍵的選擇與校核 29
6.3 帶輪3上鍵的選擇與校核 30
6.4 帶輪4上鍵的選擇與校核 31
6.5 離心力大小對(duì)整機(jī)設(shè)計(jì)的檢驗(yàn) 33
6.6 兩軸間連架桿的壓桿穩(wěn)定性校核 33
第7章 機(jī)械加工工藝規(guī)程設(shè)計(jì) 28
7.1 零件的分析 28
7.2加工的問題和設(shè)計(jì)所采取措施 28
7.3 軸加工定位基準(zhǔn)的選擇 28
7.4 軸加工主要工序安排 29
7.5 機(jī)械加工余量、工序尺寸及毛坯尺寸的確定 31
7.6 毛坯種類的選擇 31
7.7 選擇加工設(shè)備和工藝裝備 31
7.8 機(jī)械加工余量、工序尺寸及毛坯尺寸的確定 32
7.9確定加工用量及基本工時(shí)（機(jī)動(dòng)時(shí)間） 32
第8章 夾具設(shè)計(jì) 28
8.1 工序尺寸精度分析 28
8.2 定位方案確定 28
8.3 定位元件確定 28
8.4 定位誤差分析計(jì)算 28
8.5夾緊方案及元件確定 29
8.6 夾具總裝草圖 30
結(jié) 論 39
參考文獻(xiàn) 41
致 謝 42
第1章 蛙式打夯機(jī)的介紹
1.1蛙式打夯機(jī)的概述
蛙式打夯機(jī)其原理就是利用物體做圓周運(yùn)動(dòng)產(chǎn)生的離心慣性力帶動(dòng)夯架上下振動(dòng)并且向前運(yùn)動(dòng)；打地基用，行動(dòng)方式好象青蛙行走故此得名；利用旋轉(zhuǎn)慣性力的原理制成，由夯錘、夯架、偏心塊、皮帶輪和電動(dòng)機(jī)等組成。電動(dòng)機(jī)及傳動(dòng)部分裝在橇座上，夯架后端與傳動(dòng)軸鉸接，在偏心塊離心力作用下，夯架可繞此軸上下擺動(dòng)。夯架前端裝有夯錘，當(dāng)夯架向下方擺動(dòng)時(shí)就夯擊土壤，向上方擺動(dòng)時(shí)使橇座前移。因此，蛙式夯夯錘每沖擊一次，機(jī)身即向前移動(dòng)一步。
快速?zèng)_擊夯又是振動(dòng)沖擊夯的前身。
由電動(dòng)機(jī)經(jīng)夯錘、夯架、偏心塊、皮帶輪和電動(dòng)機(jī)機(jī)構(gòu)帶動(dòng)夯錘做快速?zèng)_擊運(yùn)動(dòng)以夯實(shí)土壤，夯錘跳離地面時(shí)，操作者可推動(dòng)機(jī)械前進(jìn)，為減輕機(jī)體振動(dòng)，使汽缸豎向軸線朝前偏斜。設(shè)緩沖彈簧組。沖擊夯實(shí)粘性土壤的效果較佳，沖擊夯適用于建筑、地面、庭院、路基、橋樁、溝槽、野外、狹窄場(chǎng)地等環(huán)境的施工能勝任 大中型機(jī)械無(wú)法完成的施工任務(wù)。該產(chǎn)品具有設(shè)計(jì)先進(jìn)、結(jié)構(gòu)緊湊、性能穩(wěn)定、夯實(shí)力大、操作靈活、使用安全、適應(yīng)范圍廣、效率高等特點(diǎn)。但其夯錘面積有限， 因此不宜用于大面積土方的夯實(shí)作業(yè)。對(duì)于砂土、礫石則需另選用振動(dòng)搗固機(jī)予以搗實(shí)。
振動(dòng)沖擊夯依據(jù)JG/T5014標(biāo)準(zhǔn)生產(chǎn)。其具有體積小，質(zhì)量輕，夯量輕，夯實(shí)能力大，生產(chǎn)效率高，貼邊性能好，操 作靈活、簡(jiǎn)便、安全可靠等特點(diǎn)，較我國(guó)使用的蛙夯、爆炸夯、平板夯等具有更多的優(yōu)點(diǎn)。該機(jī)不僅適用于砂、三合土和各種砂性土壤的壓實(shí)，也適用于對(duì)瀝青砂 石、貧混凝土和粘土的壓實(shí)，特別適用于室內(nèi)地板面、庭院和溝槽等狹窄地的施工，可以勝任大中型壓實(shí)機(jī)械無(wú)法完成的施工任務(wù)。
蛙式打夯機(jī)定型耐久 蛙式打夯機(jī)方便顧客 蛙式打夯機(jī)方便群眾 HW系列蛙式打夯機(jī)
蛙式打夯機(jī)由電動(dòng)機(jī)、傳動(dòng)機(jī)構(gòu)、機(jī)架、夯架和電氣部分組成，蛙式打夯機(jī)工作原理是由電動(dòng)機(jī)通過兩級(jí)變速將動(dòng)力傳遞給安裝在夯架 上的前皮帶輪，前皮帶輪旋轉(zhuǎn)，帶動(dòng)安裝在其上面的兩個(gè)偏心塊回轉(zhuǎn)，產(chǎn)生離心力，使夯頭抬起、下落，自動(dòng)前移夯實(shí)松土。蛙式夯結(jié)構(gòu)輕巧、操作靈活，夯實(shí)能力 強(qiáng)，蛙式打夯機(jī)可以廣泛用于各類房屋、道路、水利、橋梁等建筑場(chǎng)所，以及一切需要夯實(shí)松土的土方工程。
圖1-1 蛙式打夯機(jī)
1.2 打夯機(jī)的分類
利用沖擊和沖擊振動(dòng)作用分層夯實(shí)回填土的壓實(shí)機(jī)械。分火力夯、蛙式夯和快速?zèng)_擊夯等。
1.火力夯
按二沖程內(nèi)燃機(jī)原理制成，汽缸內(nèi)有上、下兩個(gè)活塞，上活塞是內(nèi)燃活塞，下活塞是緩沖活塞。汽缸下部套裝有傾斜底面的夯錘，使汽缸豎向軸線朝前偏斜。上活 塞桿從汽缸頂蓋中間的通孔伸出，下活塞桿從汽缸下端面伸出，并與夯錘聯(lián)成一體，汽缸與夯錘之間以彈簧拉緊，并設(shè)有扶手以控制夯土機(jī)的前進(jìn)方向。火力夯在可 燃混合氣的燃爆力作用下，因此，朝前上方躍離地面，并在自重作用下，墜落地面夯擊土壤，夯錘一躍一墜，機(jī)身就步步前移。
2.電動(dòng)蛙式夯
利用旋轉(zhuǎn)慣性力的原理制成，由夯錘、夯架、偏心塊、皮帶輪和電動(dòng)機(jī)等組成。電動(dòng)機(jī)及傳動(dòng)部分裝在橇座上，夯架后端與傳動(dòng)軸鉸接，在偏心塊離心力作用下，夯架可繞此軸上下擺動(dòng)。夯架前端裝有夯錘，當(dāng)夯架向下方擺動(dòng)時(shí)就夯擊土壤，向上方擺動(dòng)時(shí)使橇座前移。因此，蛙式夯夯錘每沖擊一次，機(jī)身即向前移動(dòng)一步。
3.快速?zèng)_擊夯
由電動(dòng)機(jī)經(jīng)減速器和曲柄連桿機(jī)構(gòu)帶動(dòng)夯錘做快速?zèng)_擊運(yùn)動(dòng)以夯實(shí)土壤，夯錘跳離地面時(shí)，操作者可推動(dòng)機(jī)械前進(jìn)，為減輕機(jī)體振動(dòng)，使汽缸豎向軸線朝前偏斜。設(shè)緩沖彈簧組。
夯土機(jī)夯實(shí)粘性土壤的效果較佳，但其夯錘面積有限，不宜用于大面積土方的夯實(shí)作業(yè)。對(duì)于砂土、礫石則需另選用振動(dòng)搗固機(jī)予以搗實(shí)。
1.3 蛙式打夯機(jī)方案
打夯機(jī)的工作過程為：電動(dòng)機(jī)1輸出的轉(zhuǎn)矩通過V帶3傳遞給減速大帶輪5，在大帶輪的支承軸4上有一個(gè)二級(jí)減速小帶輪，轉(zhuǎn)矩再通過V帶傳遞給輸出大帶輪6，帶輪6是支承在軸7上的，同時(shí)通過螺栓將軸承座8和夯頭架10連接起來，大帶輪在轉(zhuǎn)動(dòng)的過程中，將帶動(dòng)連接在上的偏心塊9一起轉(zhuǎn)動(dòng)。在離心力的作用下，將帶動(dòng)夯頭底板10做上下沖擊震動(dòng)，從而壓實(shí)物料。同時(shí)在離心力的作用下，將抬起底板15的右部分，起作用是減小底板與地面的摩擦力作用，從而使整機(jī)前移。
圖1-2 蛙式打夯機(jī)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖
圖中各構(gòu)件名稱如下：
1、電動(dòng)機(jī)；2、出軸帶輪1；3、窄V帶（SPZ）；4、軸；5、減速大帶輪2； 6、輸出大帶輪4；7、軸；8、軸承座；9、偏心塊；10、夯頭底板；11、連接螺栓；12、支承架；13、張緊螺釘；14、電機(jī)支架；15、底板
第2章 蛙式打夯機(jī)總體參數(shù)的設(shè)計(jì)
2.1 確定偏心塊質(zhì)量
根據(jù)本課題要求的設(shè)計(jì)基本參數(shù)：打擊次數(shù)： 100次/分 , 打擊力：約600N
由于蛙式打夯機(jī)工作時(shí)的
總在分析偏心塊受力時(shí)應(yīng)考慮到：當(dāng)夯頭被抬升至最高位置時(shí)，只有偏心塊產(chǎn)生的離心力只需要克服夯頭重力，即。才能將夯頭帶起，并使整機(jī)前移。
根據(jù)已知條件，n=100 r/min,則
假設(shè)偏心塊厚30mm,其它尺寸如圖2-1中所示。
圖2-1 偏心塊結(jié)構(gòu)
根據(jù)圖中尺寸，確定工作所需功率，本設(shè)計(jì)中假設(shè)夯頭連桿間距離為900mm，
由公式 P=FRω，首先需要確定離心力的大小，
離心力公式為F=ma=mR,
其中R為偏心塊到轉(zhuǎn)軸中心的距離，在本設(shè)計(jì)中，其計(jì)算過程如下：
由偏心計(jì)算公式：B=可得，
B==250 mm
夾角取值為22.5度。
圖2-2 偏心重心計(jì)算圖
根據(jù)圖1-1中偏心塊尺寸，計(jì)算其質(zhì)量，需要說明的是，由于偏心塊受到較大的沖擊載荷，在選擇材料時(shí)，選用鑄鋼材料，其密度，
扇形面積計(jì)算公式:1/2×弧長(zhǎng)×半徑。
體積：面積 X 高
由m=v=7.8[π(40-15)]1000=25.257kg(單位是cm計(jì)算)
2.2 確定電機(jī)所需功率
故以上得夯頭受力為：
F=mR=25.2570.25() （2-2）
=691.7N
計(jì)算工作時(shí)所需功率：由
P=FRω=π=6.516 KW （2-3）
＝2＝0.962×0.982×0.99＝0.876
由于帶在傳動(dòng)過程中，存在著功率的損失，查《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊(cè)》可得，
為V帶的效率,為第一、二對(duì)軸承的效率， 為聯(lián)軸器的效率。
則電機(jī)所需功率為P=6.5160.876=7.436KW
查《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊(cè)》得：
選擇，其銘牌如下表2-1：
表2-1 Y系列三相異步電動(dòng)機(jī)
電動(dòng)機(jī)型號(hào)
額定功率 KW
滿載轉(zhuǎn)速 r/min
堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩
最大轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩
質(zhì)量 Kg
Y132M-4
7.5
同步轉(zhuǎn)速1500 r/min,4級(jí)
1440
2.2
2.2
81
（a）
（b）
圖2-3 電動(dòng)機(jī)的安裝及外形尺寸示意圖
表2-2 電動(dòng)機(jī)的安裝技術(shù)參數(shù)
中心高/mm
外型尺寸/mm
L×（AC/2+AD）×HD
底腳安裝
尺寸A×B
地腳螺栓 孔直徑K
軸伸尺
寸D×E
裝鍵部位
尺寸F×GD
132
515× 345× 315
216 ×178
12
38× 80
10 ×43
42
第3章 第一對(duì)帶輪的計(jì)算
3.1 帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)
輸出功率P=7.5kW,轉(zhuǎn)速n1=1440r/min,n2=500r/min
表3-1 工作情況系數(shù)
工作機(jī)
原動(dòng)機(jī)
ⅰ類
ⅱ類
一天工作時(shí)間/h
10~16
10~16
載荷
平穩(wěn)
液體攪拌機(jī)；離心式水泵；通風(fēng)機(jī)和鼓風(fēng)機(jī)（）；離心式壓縮機(jī)；輕型運(yùn)輸機(jī)
1.0
1.1
1.2
1.1
1.2
1.3
載荷
變動(dòng)小
帶式運(yùn)輸機(jī)（運(yùn)送砂石、谷物），通風(fēng)機(jī)（）；發(fā)電機(jī)；旋轉(zhuǎn)式水泵；金屬切削機(jī)床；剪床；壓力機(jī)；印刷機(jī)；振動(dòng)篩
1.1
1.2
1.3
1.2
1.3
1.4
載荷
變動(dòng)較大
螺旋式運(yùn)輸機(jī)；斗式上料機(jī)；往復(fù)式水泵和壓縮機(jī)；鍛錘；磨粉機(jī)；鋸木機(jī)和木工機(jī)械；紡織機(jī)械
1.2
1.3
1.4
1.4
1.5
1.6
載荷
變動(dòng)很大
破碎機(jī)（旋轉(zhuǎn)式、顎式等）；球磨機(jī)；棒磨機(jī)；起重機(jī)；挖掘機(jī)；橡膠輥壓機(jī)
1.3
1.4
1.5
1.5
1.6
1.8
根據(jù)V帶的載荷平穩(wěn)，兩班工作制（16小時(shí)），查《機(jī)械設(shè)計(jì)》P296表4，
取KA＝1.1。即
3.2選擇帶型
普通V帶的帶型根據(jù)傳動(dòng)的設(shè)計(jì)功率Pd和小帶輪的轉(zhuǎn)速n1按《機(jī)械設(shè)計(jì)》P297圖13－11選取。
圖3-1 帶型圖
根據(jù)算出的Pd＝8.25kW及小帶輪轉(zhuǎn)速n1＝1440r/min ，查圖得：dd=80～100可知應(yīng)選取A型V帶。
3.3確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗(yàn)證帶速
由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P298表13－7查得，小帶輪基準(zhǔn)直徑為80～100mm
則取dd1=90mm> ddmin.=75 mm（dd1根據(jù)P295表13-4查得）
表3-2 V帶帶輪最小基準(zhǔn)直徑
槽型
Y
Z
A
B
C
D
E
20
50
75
125
200
355
500
由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P295表13-4查“V帶輪的基準(zhǔn)直徑”，得=250mm
① 誤差驗(yàn)算傳動(dòng)比： （為彈性滑動(dòng)率）
誤差 符合要求
② 帶速
滿足5m/s
300mm，所以宜選用E型輪輻式帶輪。
總之，小帶輪選H型孔板式結(jié)構(gòu)，大帶輪選擇E型輪輻式結(jié)構(gòu)。
帶輪的材料：選用灰鑄鐵，HT200。
3.7確定帶的張緊裝置
選用結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，調(diào)整方便的定期調(diào)整中心距的張緊裝置。
3.8計(jì)算壓軸力
由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P303表13－12查得，A型帶的初拉力F0＝133.46N，上面已得到=153.36o，z=8，則
對(duì)帶輪的主要要求是質(zhì)量小且分布均勻、工藝性好、與帶接觸的工作表面加工精度要高，以減少帶的磨損。轉(zhuǎn)速高時(shí)要進(jìn)行動(dòng)平衡，對(duì)于鑄造和焊接帶輪的內(nèi)應(yīng)力要小, 帶輪由輪緣、腹板（輪輻）和輪轂三部分組成。帶輪的外圈環(huán)形部分稱為輪緣，輪緣是帶輪的工作部分，用以安裝傳動(dòng)帶，制有梯形輪槽。由于普通V帶兩側(cè)面間的夾角是40°，為了適應(yīng)V帶在帶輪上彎曲時(shí)截面變形而使楔角減小，故規(guī)定普通V帶輪槽角 為32°、34°、36°、38°（按帶的型號(hào)及帶輪直徑確定），輪槽尺寸見表7-3。裝在軸上的筒形部分稱為輪轂，是帶輪與軸的聯(lián)接部分。中間部分稱為輪幅（腹板），用來聯(lián)接輪緣與輪轂成一整體。
表3-5 普通V帶輪的輪槽尺寸（摘自GB/T13575.1-92）
項(xiàng)目
符號(hào)
槽型
Y
Z
A
B
C
D
E
基準(zhǔn)寬度
b p
5.3
8.5
11.0
14.0
19.0
27.0
32.0
基準(zhǔn)線上槽深
h amin
1.6
2.0
2.75
3.5
4.8
8.1
9.6
基準(zhǔn)線下槽深
h fmin
4.7
7.0
8.7
10.8
14.3
19.9
23.4
槽間距
e
8 ± 0.3
12 ± 0.3
15 ± 0.3
19 ± 0.4
25.5 ± 0.5
37 ± 0.6
44.5 ± 0.7
第一槽對(duì)稱面至端面的距離
f min
6
7
9
11.5
16
23
28
最小輪緣厚
5
5.5
6
7.5
10
12
15
帶輪寬
B
B =( z -1) e + 2 f ? z —輪槽數(shù)
外徑
d a
輪 槽 角
32°
對(duì)應(yīng)的基準(zhǔn)直徑 d d
≤ 60
-
-
-
-
-
-
34°
-
≤ 80
≤ 118
≤ 190
≤ 315
-
-
36°
60
-
-
-
-
≤ 475
≤ 600
38°
-
＞ 80
＞ 118
＞ 190
＞ 315
＞ 475
＞ 600
極限偏差
± 1
± 0.5
V帶輪按腹板（輪輻）結(jié)構(gòu)的不同分為以下幾種型式：
（1） 實(shí)心帶輪：用于尺寸較小的帶輪(dd≤(2.5～3)d時(shí))，如圖3-2a。
（2） 腹板帶輪：用于中小尺寸的帶輪(dd≤ 300mm 時(shí))，如圖3-2b。
（3） 孔板帶輪：用于尺寸較大的帶輪((dd－d)＞ 100 mm 時(shí))，如圖3-2c 。
（4） 橢圓輪輻帶輪：用于尺寸大的帶輪(dd＞ 500mm 時(shí))，如圖3-2d。
（a） （b） （c） （d）
圖3-2 帶輪結(jié)構(gòu)類型
根據(jù)設(shè)計(jì)結(jié)果，可以得出結(jié)論：小帶輪選擇實(shí)心帶輪，如圖（a）,大帶輪選擇腹板帶輪如圖（b）
第4章 第2對(duì)帶輪的計(jì)算
4.1 帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)
輸入功率P1=＝7.5kW×0.96×0.98×0.99＝6.985kW
由于帶在傳動(dòng)過程中，存在著功率的損失，查《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊(cè)》可得，
為V帶的效率,為第一、二對(duì)軸承的效率， 為聯(lián)軸器的效率。
轉(zhuǎn)速n2=500r/min,n3=100r/min
計(jì)算設(shè)計(jì)功率Pd
表4-1 工作情況系數(shù)
工作機(jī)
原動(dòng)機(jī)
ⅰ類
ⅱ類
一天工作時(shí)間/h
10~16
10~16
載荷
平穩(wěn)
液體攪拌機(jī)；離心式水泵；通風(fēng)機(jī)和鼓風(fēng)機(jī)（）；離心式壓縮機(jī)；輕型運(yùn)輸機(jī)
1.0
1.1
1.2
1.1
1.2
1.3
載荷
變動(dòng)小
帶式運(yùn)輸機(jī)（運(yùn)送砂石、谷物），通風(fēng)機(jī)（）；發(fā)電機(jī)；旋轉(zhuǎn)式水泵；金屬切削機(jī)床；剪床；壓力機(jī)；印刷機(jī)；振動(dòng)篩
1.1
1.2
1.3
1.2
1.3
1.4
載荷
變動(dòng)較大
螺旋式運(yùn)輸機(jī)；斗式上料機(jī)；往復(fù)式水泵和壓縮機(jī)；鍛錘；磨粉機(jī)；鋸木機(jī)和木工機(jī)械；紡織機(jī)械
1.2
1.3
1.4
1.4
1.5
1.6
載荷
變動(dòng)很大
破碎機(jī)（旋轉(zhuǎn)式、顎式等）；球磨機(jī)；棒磨機(jī)；起重機(jī)；挖掘機(jī)；橡膠輥壓機(jī)
1.3
1.4
1.5
1.5
1.6
1.8
根據(jù)V帶的載荷平穩(wěn)，兩班工作制（16小時(shí)），查《機(jī)械設(shè)計(jì)》P296表4，
取KA＝1.1。即
4.2選擇帶型
普通V帶的帶型根據(jù)傳動(dòng)的設(shè)計(jì)功率Pd和小帶輪的轉(zhuǎn)速n1按《機(jī)械設(shè)計(jì)》P297圖13－11選取。
圖4-1 帶型圖
根據(jù)算出的Pd＝7.68kW及小帶輪轉(zhuǎn)速n2＝500r/min ，查圖得：dd=80～100可知應(yīng)選取A型V帶。
4.3確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗(yàn)證帶速
由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P298表13－7查得，小帶輪基準(zhǔn)直徑為80～100mm
則取dd1=100mm> ddmin.=75 mm（dd1根據(jù)P295表13-4查得）
表4-2 V帶帶輪最小基準(zhǔn)直徑
槽型
Y
Z
A
B
C
D
E
20
50
75
125
200
355
500
由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P295表13-4查“V帶輪的基準(zhǔn)直徑”，得=500mm
② 誤差驗(yàn)算傳動(dòng)比： （為彈性滑動(dòng)率）
誤差 符合要求
② 帶速
滿足5m/s300mm，所以宜選用E型輪輻式帶輪。
總之，小帶輪選H型孔板式結(jié)構(gòu)，大帶輪選擇E型輪輻式結(jié)構(gòu)。
帶輪的材料：選用灰鑄鐵，HT200。
4.7確定帶的張緊裝置
選用結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，調(diào)整方便的定期調(diào)整中心距的張緊裝置。
4.8計(jì)算壓軸力
由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P303表13－12查得，A型帶的初拉力F0＝130.59N，上面已得到=153.36o，z=6，則
對(duì)帶輪的主要要求是質(zhì)量小且分布均勻、工藝性好、與帶接觸的工作表面加工精度要高，以減少帶的磨損。轉(zhuǎn)速高時(shí)要進(jìn)行動(dòng)平衡，對(duì)于鑄造和焊接帶輪的內(nèi)應(yīng)力要小, 帶輪由輪緣、腹板（輪輻）和輪轂三部分組成。帶輪的外圈環(huán)形部分稱為輪緣，輪緣是帶輪的工作部分，用以安裝傳動(dòng)帶，制有梯形輪槽。由于普通V帶兩側(cè)面間的夾角是40°，為了適應(yīng)V帶在帶輪上彎曲時(shí)截面變形而使楔角減小，故規(guī)定普通V帶輪槽角 為32°、34°、36°、38°（按帶的型號(hào)及帶輪直徑確定），輪槽尺寸見表7-3。裝在軸上的筒形部分稱為輪轂，是帶輪與軸的聯(lián)接部分。中間部分稱為輪幅（腹板），用來聯(lián)接輪緣與輪轂成一整體。
表4-5 普通V帶輪的輪槽尺寸（摘自GB/T13575.1-92）
項(xiàng)目
?
符號(hào)
槽型
Y
Z
A
B
C
D
E
基準(zhǔn)寬度
b p
5.3
8.5
11.0
14.0
19.0
27.0
32.0
基準(zhǔn)線上槽深
h amin
1.6
2.0
2.75
3.5
4.8
8.1
9.6
基準(zhǔn)線下槽深
h fmin
4.7
7.0
8.7
10.8
14.3
19.9
23.4
槽間距
e
8 ± 0.3
12 ± 0.3
15 ± 0.3
19 ± 0.4
25.5 ± 0.5
37 ± 0.6
44.5 ± 0.7
第一槽對(duì)稱面至端面的距離
f min
6
7
9
11.5
16
23
28
最小輪緣厚
5
5.5
6
7.5
10
12
15
帶輪寬
B
B =( z -1) e + 2 f ? z —輪槽數(shù)
外徑
d a
輪 槽 角
32°
對(duì)應(yīng)的基準(zhǔn)直徑 d d
≤ 60
-
-
-
-
-
-
34°
-
≤ 80
≤ 118
≤ 190
≤ 315
-
-
36°
60
-
-
-
-
≤ 475
≤ 600
38°
-
＞ 80
＞ 118
＞ 190
＞ 315
＞ 475
＞ 600
極限偏差
± 1
± 0.5
V帶輪按腹板（輪輻）結(jié)構(gòu)的不同分為以下幾種型式：
（1） 實(shí)心帶輪：用于尺寸較小的帶輪(dd≤(2.5～3)d時(shí))，如圖4-2a。
（2） 腹板帶輪：用于中小尺寸的帶輪(dd≤ 300mm 時(shí))，如圖4-2b。
（3） 孔板帶輪：用于尺寸較大的帶輪((dd－d)＞ 100 mm 時(shí))，如圖4-2c 。
（4） 橢圓輪輻帶輪：用于尺寸大的帶輪(dd＞ 500mm 時(shí))，如圖4-2d。
（a） （b） （c） （d）
圖4-2 帶輪結(jié)構(gòu)類型
根據(jù)設(shè)計(jì)結(jié)果，可以得出結(jié)論：小帶輪選擇實(shí)心帶輪，如圖（a）,大帶輪選擇腹板帶輪如圖（b）
第5章 軸的設(shè)計(jì)
低速級(jí)軸的設(shè)計(jì)與校核
5.1.1 求作用在帶輪上的力
因已知低速級(jí)帶輪的直徑為
＝500
而 F＝＝＝8926.93 N
F＝F＝＝3356.64 N
F＝Ftan＝4348.16×＝2315.31 N
圓周力F，徑向力F及軸向力F的方向如圖5.1所示。
圖5-1 軸的載荷分布圖
5.1.2 初步確定軸的最小直徑
（1）先按課本式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)課本，取，于是得
＝112×＝60.36
（2）聯(lián)軸器的選擇。輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑（圖7.2）。為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適,故需同時(shí)選取聯(lián)軸器的型號(hào)。
查課本表14-1,考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取＝1.3，則：
＝1.3×1495.5×109＝1834.287
按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》表17-4，選用LT10彈性套柱銷聯(lián)軸器（GB/T4323—2002），其公稱轉(zhuǎn)矩為2000。半聯(lián)軸器的孔徑d1＝65 mm，故?。?5 mm，半聯(lián)軸器的長(zhǎng)度L＝142 mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度L1＝107 mm。
5.1.3 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
（1）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度
① 為了滿足半聯(lián)軸器的要求的軸向定位要求,Ⅰ-Ⅱ軸段右端需要制出一軸肩,故取Ⅱ-Ⅲ的直徑＝80 mm；左端用軸端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直徑D＝85 mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度L1＝107 mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸端上, 故Ⅰ-Ⅱ的長(zhǎng)度應(yīng)比L1略短一些,現(xiàn)取＝105 mm。
② 初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用,故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)＝80 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列圓錐滾子軸承（GB/T 297—1994）30217型，其尺寸為d×D×T＝85 mm×150 mm×30.5 mm，故＝＝85 mm；右端圓錐滾子軸承采用套筒進(jìn)行軸向定位，取套筒寬為14 mm，則＝44.5 mm。
③ 取安裝帶輪處的軸段＝90 mm；帶輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知帶輪的寬度為90 mm，為了使套筒端面可靠地壓緊帶輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故?。?6 mm。帶輪的右端采用軸肩定位，軸肩高h(yuǎn)＞0.07d，故取h＝7 mm，則＝104 mm。軸環(huán)寬度,取b＝12 mm。
④ 軸承端蓋的總寬度為37.5 mm(由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)而定)。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對(duì)軸承添加潤(rùn)滑脂的要求,取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離,故?。?7.5 mm。
至此，已初步確定了低速軸的各段直徑和長(zhǎng)度。
Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ Ⅵ Ⅶ
圖5-2 低速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)示意圖
表5-1 低速軸結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)參數(shù)
段名
參數(shù)
Ⅰ-Ⅱ
Ⅱ-Ⅲ
Ⅲ-Ⅳ
Ⅳ-Ⅴ
Ⅴ-Ⅵ
Ⅵ-Ⅶ
直徑/mm
65 H7/k6
80
85 m6
90 H7/n6
104
85 m6
長(zhǎng)度/mm
105
67.5
46
86
12
44.5
鍵b×h×L/mm
20 ×12 ×90
25×14×70
C或R/mm
Ⅰ處
2×45o
Ⅱ處
R2
Ⅲ處R2.5
Ⅳ處R2.5
Ⅴ處R2.5
Ⅵ處R2.5
Ⅶ處
2.5×45o
（2） 軸上的零件的周向定位
帶輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按＝90 mm由課本表6-1查得平鍵截面b×h＝25 mm×14 mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為70 mm，同時(shí)為了保證帶輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇帶輪轂與軸的配合為；同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵為20 mm×12 mm×90 mm，半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。
（3） 確定軸上圓周和倒角尺寸
參考課本表15-2，取軸左端倒角為2×，右端倒角為2.5×。各軸肩處的圓角半徑為:Ⅱ處為R2，其余為R2.5。
5.1.4 求軸上的載荷
首先根據(jù)結(jié)構(gòu)圖(圖7.2）作出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖（圖7.1）。在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí),應(yīng)從手冊(cè)中查得a值。對(duì)于30217型圓錐滾子軸承，由手冊(cè)中查得a＝29.9 mm。因此，作為簡(jiǎn)支梁的軸的支承跨距＝57.1+71.6＝128.7 mm。根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖（圖7.1）。
從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面Ｃ是軸的危險(xiǎn)截面。計(jì)算步驟如下：
＝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 低速軸設(shè)計(jì)受力參數(shù)
載 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
彎矩M
＝283 578.014
＝152 854.416
＝486 65.09
總彎矩
＝322 150.53 ,＝287 723.45
扭矩T
1 410 990
5.1.5 按彎曲扭轉(zhuǎn)合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度
進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面C）的強(qiáng)度。根據(jù)課本式(15-5)及表7.2中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取＝0.6，軸的計(jì)算應(yīng)力
＝＝ MPa＝12.4 MPa
前已選軸材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查課本表15-1得[]＝60MP。因此〈 []，故此軸安全。
5.1.6 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度
（1）判斷危險(xiǎn)截面
截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應(yīng)力集中均將消弱軸的疲勞強(qiáng)度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度較為寬裕確定的，所以截面A,Ⅱ,Ⅲ,B均無(wú)需校核。
從應(yīng)力集中對(duì)軸的疲勞強(qiáng)度的影響來看，截面Ⅳ和Ⅴ處過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重，從受載來看，截面C上的應(yīng)力最大。截面Ⅴ的應(yīng)力集中的影響和截面Ⅳ的相近，但是截面Ⅴ不受扭矩作用，同時(shí)軸徑也較大，故不必做強(qiáng)度校核。截面C上雖然應(yīng)力最大，但是應(yīng)力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應(yīng)力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大,故截面C也不必校核，截面Ⅵ和Ⅶ顯然更不必要校核。由課本第3章的附錄可知，鍵槽的應(yīng)力集中較系數(shù)比過盈配合的小，因而，該軸只需校核截面Ⅳ左右兩側(cè)即可。
（2）截面Ⅳ左側(cè)
抗彎截面系數(shù) W＝0.1＝0.1＝61 412.5
抗扭截面系數(shù) ＝0.2＝0.2＝122 825
截面Ⅶ的右側(cè)的彎矩M為
＝90 834.04
截面Ⅳ上的扭矩為 ＝1 410 990
截面上的彎曲應(yīng)力
＝1.48 MPa
截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力
＝11.49 MPa
軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由課本表15-1查得
截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及按課本附表3-2查取。因
，
經(jīng)插值后查得
＝1.9，＝1.29
又由課本附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為
，＝0.88
故有效應(yīng)力集中系數(shù)按式(課本附表3-4）為
＝1.756
由課本附圖3-2的尺寸系數(shù)；由課本附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。
軸按磨削加工，由課本附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為
軸為經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即，則按課本式（3-12）及式（3-12a）得綜合系數(shù)為
又由課本及3-2得碳鋼的特性系數(shù)
，取
，取
于是，計(jì)算安全系數(shù)值，按課本式（15-6）(15-8)則得
S＝＝＝65.66
S＝＝＝16.92
＝＝＝16.38≥S＝1.5
故可知其安全。
（3） 截面Ⅳ右側(cè)
抗彎截面系數(shù) W＝0.1＝0.1＝72 900
抗扭截面系數(shù) ＝0.2＝0.2＝145 800
截面Ⅶ的右側(cè)的彎矩M為
＝90 834.04
截面Ⅳ上的扭矩為 ＝1 410 990
截面上的彎曲應(yīng)力
＝1.25 MPa
截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力
＝9.68 MPa
過盈配合處的，由課本附表3-8用插值法求出，并?。?.8，于是得
＝3.24 ＝0.8×3.24＝2.59
軸按磨削加工，由課本附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為
軸為經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即，則按課本式（3-12）及式（3-12a）得綜合系數(shù)為
＝3.33
＝2.68
又由課本及3-2得碳鋼的特性系數(shù)
，取
，取
于是，計(jì)算安全系數(shù)值，按課本式（15-6）(15-8)則得
S＝＝＝66.07
S＝＝＝16.92
＝＝＝11.73≥S＝1.5
故該軸的截面Ⅳ右側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的。本軸因無(wú)大的瞬時(shí)過載及嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對(duì)稱性，故可略去靜強(qiáng)度校核。至此，低速軸的設(shè)計(jì)計(jì)算即告結(jié)束。
第6章 鍵的選擇與校核
6.1 帶輪1上鍵的選擇與校核
6.1.1鍵的選擇
在本設(shè)計(jì)中，所選擇的鍵的類型均為A型圓頭普通平鍵，其材料為45鋼，在帶輪1上鍵的尺寸如下表所示：
軸
鍵
鍵
槽
半徑
r
公
稱
直
徑
d
公稱
尺寸
bh
寬度b
深度
公稱
尺寸
b
極限偏差
軸t
轂
一般鍵聯(lián)結(jié)
軸N9
轂9
公稱
尺寸
極限
偏差
公稱尺寸
極限偏差
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 帶輪1上鍵的尺寸
6.1.2 鍵的校核
1.鍵的剪切強(qiáng)度校核
鍵在傳遞動(dòng)力的過程中，要受到剪切破壞，其受力如下圖所示：
圖6-1 鍵剪切受力圖
鍵的剪切受力圖如圖6-1所示，其中b=8 mm,L=25 mm.鍵的許用剪切應(yīng)力為[τ]=30 ，由前面計(jì)算可得，軸上受到的轉(zhuǎn)矩T=55 Nm ，由鍵的剪切強(qiáng)度條件：
（其中D為帶輪輪轂直徑） （5-1）
=10 M30 （結(jié)構(gòu)合理）
2.鍵的擠壓強(qiáng)度校核
鍵在傳遞動(dòng)力過程中，由于鍵的上下兩部分之間有力偶矩的作用，迫使鍵的上下部分產(chǎn)生滑移，從而使鍵的上下兩面交界處產(chǎn)生破壞，其受力情況如下圖所示：（初取鍵的許用擠壓應(yīng)力=100 ）
圖6-2 鍵擠壓受力圖
由
（5-2）
=2000 N
又有
（5-3）
8 結(jié)構(gòu)合理
6.2 帶輪2上鍵的選擇與校核
6.2.1 鍵的選擇
同上所述，帶輪2上所選擇的鍵的類型均為A型圓頭普通平鍵，其材料為45鋼，鍵的尺寸如下表所示：
軸
鍵
鍵
槽
半徑
r
公
稱
直
徑
d
公稱
尺寸
bh
寬度b
深度
公稱
尺寸
b
極限偏差
軸t
轂
一般鍵聯(lián)結(jié)
軸N9
轂9
公稱
尺寸
極限
偏差
公稱尺寸
極限偏差
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 帶輪2上鍵的尺寸
6.2.2 鍵的校核
鍵的剪切受力圖如圖5-6所示，其中b=10 mm,L=50 mm.鍵的許用剪切應(yīng)力為[τ]=30 ，由前面計(jì)算可得，軸上受到的轉(zhuǎn)矩T=110 Nm ，由鍵的剪切強(qiáng)度條件：
（其中D為帶輪輪轂直徑） （5-4）
=6.3 M30 （結(jié)構(gòu)合理）
同理校核鍵的擠壓強(qiáng)度，其受力如圖5-7，初取鍵的許用擠壓應(yīng)力=100 。
由
（5-5）
=3150 N
又有
（5-6）
6.3 結(jié)構(gòu)合理
6.3 帶輪3上鍵的選擇與校核
6.3.1 鍵的選擇
同上所述，帶輪3上所選擇的鍵的類型均為A型圓頭普通平鍵，其材料為45鋼，鍵的尺寸如下表所示：
表6-3 帶輪3上鍵的尺寸
軸
鍵
鍵
槽
半徑
r
公
稱
直
徑
d
公稱
尺寸
bh
寬度b
深度
公稱
尺寸
b
極限偏差
軸t
轂
一般鍵聯(lián)結(jié)
軸N9
轂9
公稱
尺寸
極限
偏差
公稱尺寸
極限偏差
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 鍵的校核
鍵的剪切受力圖如圖5-6所示，其中b=16 mm,L=50 mm.鍵的許用剪切應(yīng)力為[τ]=30 ，由前面計(jì)算可得，軸上受到的轉(zhuǎn)矩T=110 Nm ，由鍵的剪切強(qiáng)度條件：
（其中D為帶輪輪轂直徑）
=5.5 M30 （結(jié)構(gòu)合理）
同理校核鍵的擠壓強(qiáng)度，其受力如圖3-7，初取鍵的許用擠壓應(yīng)力=100 。
由
=4400 N
又有
5.5 結(jié)構(gòu)合理
6.4 帶輪4上鍵的選擇與校核
6.4.1 鍵的選擇
同上所述，帶輪4上所選擇的鍵的類型均為A型圓頭普通平鍵，其材料為45鋼，鍵的尺寸如下表所示：
表6-4 帶輪4上鍵的尺寸
軸
鍵
鍵
槽
半徑
r
公
稱
直
徑
d
公稱
尺寸
bh
寬度b
深度
公稱
尺寸
b
極限偏差
軸t
轂
一般鍵聯(lián)結(jié)
軸N9
轂9
公稱
尺寸
極限
偏差
公稱尺寸
極限偏差
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 鍵的校核
鍵的剪切受力圖如圖5-6所示，其中b=18 mm,L=70 mm.鍵的許用剪切應(yīng)力為[τ]=30 ，由前面計(jì)算可得，軸上受到的轉(zhuǎn)矩T=264 Nm ，由鍵的剪切強(qiáng)度條件：
（其中D為帶輪輪轂直徑）
=3.5 30 （結(jié)構(gòu)合理）
同理校核鍵的擠壓強(qiáng)度，其受力如圖5-7，初取鍵的許用擠壓應(yīng)力=100 。
由
=4410 N
又有
3.5 結(jié)構(gòu)合理
6.5 離心力大小對(duì)整機(jī)設(shè)計(jì)的檢驗(yàn)
由于打夯機(jī)在工作過程中，偏心塊產(chǎn)生的離心力將使得夯頭底板作往復(fù)的上下沖擊振動(dòng)，同時(shí)也使得在靠近夯頭底板的右端被抬起，從而減小底板與地面的摩擦力作用。在本設(shè)計(jì)中，取底板與地面的摩擦系數(shù)為=0.4。
6.5.1 檢驗(yàn)整機(jī)前移時(shí)離心力的大小
在以下的計(jì)算中，打夯機(jī)的工作過程如圖1-1所示，令圖中位置時(shí)打夯機(jī)處于原點(diǎn)位置，且偏心塊沿逆時(shí)針轉(zhuǎn)動(dòng)，當(dāng)偏心塊轉(zhuǎn)動(dòng)90時(shí)，離心力將使整機(jī)前移。
由：得， (6-6)
=126 Kg
初步計(jì)算底板及底板上各構(gòu)件的質(zhì)量：（下式中，由于電機(jī)類型為Y100L2-4型，其質(zhì)量為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 合乎設(shè)計(jì)要求
6.5.2 檢驗(yàn)夯頭抬升及底板部分抬升時(shí)離心力的大小
同上所述，當(dāng)偏心塊轉(zhuǎn)動(dòng)180時(shí)，離心力將使夯頭抬升至最高點(diǎn)且底板的右部分被抬起?？紤]底板抬起部分應(yīng)按傳動(dòng)比分配（第一級(jí)減速時(shí)i=2.7,另i=3）即是底板的1/3右部將被抬起。
=25+47/3=40.7 Kg126 Kg 合乎設(shè)計(jì)要求
6.6 兩軸間連架桿的壓桿穩(wěn)定性校核
有《材料力學(xué)》中歐拉公式得：
壓桿臨界應(yīng)力： (6-7)
（其中，在本設(shè)計(jì)中，令壓桿的一端固定，一端鉸支，查壓桿的長(zhǎng)度因素=0.7，l=700 mm,鑄鋼的彈性模量E=175 。 ）
=1931 KN 合乎要求
在上式中，連桿的慣性矩由以下計(jì)算得：
圖6-3 連桿的截面尺寸
=38.3 mm
=[3333+443556+104167+88445]
=54.58