【正文】 1＝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, 現(xiàn)取＝105 mm。半聯(lián)軸器的孔徑d1＝65 mm，故?。?5 mm，半聯(lián)軸器的長度L＝142 mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1＝107 mm。為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適,故需同時選取聯(lián)軸器的型號。根據(jù)《機械設計》查表取取，于是得＝112＝（2）聯(lián)軸器的選擇。 軸1的載荷分布圖 初步確定軸的最小直徑（1）先按《機械設計》式（152）初步估算軸的最小直徑。根據(jù)設計結(jié)果，可以得出結(jié)論：小帶輪選擇實心帶輪，大帶輪選擇輪輻式帶輪。（按帶的型號及帶輪直徑確定），裝在軸上的筒形部分稱為輪轂，是帶輪與軸的聯(lián)接部分。、36176。為了適應V帶在帶輪上彎曲時截面變形而使楔角減小，故規(guī)定普通V帶輪槽角 為32176。帶輪的外圈環(huán)形部分稱為輪緣，輪緣是帶輪的工作部分，用以安裝傳動帶，制有梯形輪槽。由《機械設計》P303表13－12查得，A型帶的初拉力F0＝，上面已得到，z=6，則對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?？傊л嗊x實心式結(jié)構(gòu)，大帶輪選擇輪輻式結(jié)構(gòu)。根據(jù)三角帶根數(shù)式中：N1為—根三角帶傳動的功率，N0為單根三角帶在、特定長度、平穩(wěn)工作情況下傳遞的功率，查表得N0= C1—包角系數(shù)，查表得C1=三角帶傳遞的功率N1= KW將所查數(shù)據(jù)代入可得所以，所需帶輪的根數(shù)為4根根據(jù)V帶輪結(jié)構(gòu)的選擇條件，電機的主軸直徑為d=28mm；由《機械設計》P293 ，“V帶輪的結(jié)構(gòu)”判斷：當3d＜dd1(90mm)＜300mm，可采用孔板式或者實心式帶輪，這次選擇實心式作為小帶輪。由《機械設計》查得，小帶輪基準直徑為80～100mm則取dd1=100mm ddmin.=75 mm，： V帶帶輪最小基準直徑槽型 Y Z ABCDE 20 50 75125200355500由《機械設計》P295表134查“V帶輪的基準直徑”，得=500mm誤差驗算傳動比： （為彈性滑動率）誤差 符合要求帶速 滿足4m/sv25~30m/s的要求，故驗算帶速合適。即普通V帶的帶型根據(jù)傳動的設計功率Pd和小帶輪的轉(zhuǎn)速n1按《機械設計》中查的。： 帶輪輸入功率=＝＝由于帶在傳動過程中，存在著功率的損失，查《機械設計課程設計手冊》可得，為V帶的效率,為第一、二對軸承的效率， 為聯(lián)軸器的效率。（4） 橢圓輪輻帶輪：用于尺寸大的帶輪(dd＞ 500mm 時)。 （2） 腹板帶輪：用于中小尺寸的帶輪(dd≤ 300mm 時)。中間部分稱為輪幅（腹板），用來聯(lián)接輪緣與輪轂成一整體。（按帶的型號及帶輪直徑確定）。、36176。為了適應V帶在帶輪上彎曲時截面變形而使楔角減小，故規(guī)定普通V帶輪槽角 為32176。帶輪的外圈環(huán)形部分稱為輪緣，輪緣是帶輪的工作部分，用以安裝傳動帶，制有梯形輪槽。由《機械設計》P303表13－12查得，A型帶的初拉力F0＝，上面已得到，z=8，則對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。總之，小帶輪選實心式結(jié)構(gòu)，大帶輪選擇孔板式結(jié)構(gòu)。根據(jù)三角帶根數(shù)式中：N1為—根三角帶傳動的功率，N0為單根三角帶在、特定長度、平穩(wěn)工作情況下傳遞的功率，查表得N0= C1—包角系數(shù)，查表得C1=三角帶傳遞的功率N1= KW將所查數(shù)據(jù)代入可得所以，所需帶輪的根數(shù)為4根根據(jù)V帶輪結(jié)構(gòu)的選擇條件，電機的主軸直徑為d=28mm；由《機械設計》P293 ，“V帶輪的結(jié)構(gòu)”判斷：當3d＜dd1(90mm)＜300mm，可采用實心式帶輪作為小帶輪。由《機械設計》P298表13－7查得，小帶輪基準直徑為80～100mm則取dd1=90mm ddmin.=75 mm，（dd1根據(jù)P295表134查得） V帶帶輪最小基準直徑槽型 Y Z ABCDE 20 50 75125200355500由《機械設計》P295表134查“V帶輪的基準直徑”，得=250mm誤差驗算傳動比： （為彈性滑動率）誤差 符合要求帶速 滿足4m/sv25~30m/s的要求，故驗算帶速合適。即= 普通V帶的帶型根據(jù)傳動的設計功率Pd和小帶輪的轉(zhuǎn)速n1按《機械設計》[4]中數(shù)據(jù)選取。體積：面積高由故以上得夯頭受力為：F=mR2=(2)2=計算工作時所需功率：由 ＝＝＝由于帶在傳動過程中，存在著功率的損失，查《機械設計課程設計手冊》[3]可得，為V帶的效率,為第一、二對軸承的效率， 為聯(lián)軸器的效率。根據(jù)已知條件，n=60 r/min,則假設偏心塊厚度為30mm，： 根據(jù)圖中尺寸，確定工作所需功率，本設計中假設夯頭連桿間距離為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=mR2，其中R為偏心塊到轉(zhuǎn)軸中心的距離，在本設計中，其計算過程如下：有偏心塊計算公式:可得：=250mm。2蛙式打夯機總體參數(shù)設計計算 根據(jù)本課題要求的設計基本參數(shù)：打擊次數(shù)60次/分 , 打擊力：約600N 由于蛙式打夯機工作時的總在分析偏心塊受力時應考慮到：當夯頭被抬升至最高位置時，只有偏心塊產(chǎn)生的離心力只需要克服夯頭重力，即。同時在離心力的作用下，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，從而使整機前移”[2]。，“打夯機的工作過程為：電動機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上有一個二級減速小帶輪，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)動的過程中，將帶動連接在上的偏心塊9一起轉(zhuǎn)動。 本次設計的蛙式打夯機在造型上較為傳統(tǒng)，其體積較龐大，主要原因是它的夯頭體和底板分別采用的是整體鑄造成型，而在現(xiàn)有的打夯機中，其結(jié)構(gòu)主要是采用型鋼焊接，這在減小體積、加強機體總體緊湊性上得到了很好的解決?，F(xiàn)在市面上出售的打夯機，其主體部分都是通過焊接完成，這在結(jié)構(gòu)造型上顯得很靈活，可以根據(jù)不同的工作環(huán)境改變其構(gòu)成，同時，焊接操作方便，簡單，也便于以后對機器的改進。 由于蛙式打夯機的整體工作效率低下，而且安全性較差，一般只