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目 錄 摘要： I Abstract：. II 第1章 緒 論 1 1.1 引言 1 1.2 設計背景和意義 1 1.3 課題設計的基本思路和關鍵技術 1 第2章 總體方案設計 2 2.1 攬桶機的功能分析 2 2.2 各部分方案的選擇與分析 2 2.2.1 提升部分 2 2.2.2 夾緊部分 3 2.2.3 翻轉部分 3 第3章 力和運動的分析計算 5 3.1 翻轉速度的計算 5 3.2 工作時受力的分析 5 3.3 提升力的計算 6 3.4 翻轉力的計算 7 第4章 提升部分的機構設計 8 4.1 腳踏桿的結構設計 8 4.2 液壓裝置的設計 9 4.2.1 明確系統(tǒng)設計要求 9 4.2.2 分析系統(tǒng)工況 9 4.3 提升架的結構設計 13 第5章 翻轉部分的機構設計 16 5.1 蝸桿蝸輪的形成 16 5.2 蝸桿傳動的特點 16 5.3 蝸輪蝸桿機構的分類 17 5.4 蝸桿蝸輪機構的正確嚙合條件 17 5.5 蝸桿蝸輪機構的主要參數(shù)及幾何尺寸 17 5.6 蝸桿蝸輪減速器的設計 19 5.6.1 傳動參數(shù) 19 5.6.2 蝸桿蝸輪材料 20 5.6.3 蝸桿蝸輪設計計算 20 5.6.4 確定傳動主要尺寸 20 5.7 蝸桿蝸輪減速器裝配圖設計的特點 21 第6章 夾緊部分的機構設計 23 6.1 螺旋夾緊裝置 23 6.2 偏心夾緊裝置 23 6.3 桶夾的機構設計 23 第7章 其它機構設計 25 7.1 機架的設計 25 7.2 起重鏈條的設計 25 7.3 腳輪的設計 26 7.3.1 前輪的設計 26 7.3.2 后輪的設計 27 結 論 28 參考文獻 29 致 謝 30 附 錄 32 i 攬桶機設計 摘要：攬桶機又叫油桶翻轉車，是一種小型液壓起重機器。它適用于油桶的搬運、提升、翻轉、裝卸作業(yè)。該機器人力操作，行走穩(wěn)定，操作靈活、方便，外觀優(yōu)美，操作簡單，并具有1800翻轉倒油功能，是一種典型的人機化產品。本設計依據(jù)簡單的液壓千斤頂原理，參考一些資料，對攬桶機進行了力學分析與計算及結構的設計，將提升、夾緊、翻轉三部分作為核心設計內容，不拘一格。 關鍵詞：油桶翻轉車；液壓起重；倒油；千斤頂。 Getting barrel machine Abstract：Getting barrel machine is also known as oil turned machine,which is a kind of small hydraulic crane device. It is suitable for tank removal, promotion, turnover, loading and unloading.Even human power can operate the it, which also has running stability, operation flexibility, convenience, beautiful appearance, simple operation, and has turned down a 180-degree oil, is a typical product of the man-machine. The simple design based on the principle of hydraulic jacks, refer to some information, get a barrel of a machine analysis and calculation of mechanical and structural design, will enhance, clamping, flip the three parts of the design as the core content of all kinds. Keywords: Oil turned machine; Hydraulic Lifting; Oil down; Jack. 30 第1章 緒 論 1.1 引言 攬桶機即手動油桶翻轉機，是一種小型液壓起重工具。它依靠人力能實現(xiàn)油桶的夾緊，提升，空中翻轉等功能，完成倒油工作。它的工作程序是：夾緊油桶，豎直向上提升一定高度，在空中將油桶翻轉倒油，待倒完油然后反向翻轉使油桶口水平，最后卸載油桶使油桶回到地面并松開夾具。由此可見，攬桶機是一種間歇動作的機械且各運動相對獨立。基于這個特點，本課題可分為幾大模塊進行設計。 1.2 設計背景和意義 液壓技術近幾年發(fā)展的速度是非常迅猛的,其應用范圍極為廣泛，其中液壓起重極為常見，運用于各個生產部門。特別是小型液壓起重設備的設計技術日趨成熟，其地位愈顯重要?？v觀近年國內液壓起重行業(yè)，僅制造方面就存在配套產品技術水平落后，設備不能滿足加工要求等不足。突出表現(xiàn)在零件的平面度、光潔度及軸線的垂直度達不到設計要求。 因此，對小型起重設備（如本課題攬桶機設計）設計問題進行研究，對提高其使用效率和使用質量具有重大實用意義。 1.3 課題設計的基本思路和關鍵技術 本課題的設計思路是：將課題化整為零，分為夾緊，提升，翻轉三大模塊，分別進行設計。然后將三個部分設計出的機構連接在機架上，就完成了攬桶機的設計。 本課題設計的關鍵技術是：夾緊裝置采用螺桿夾緊，利用杠桿原理及油桶的自重實現(xiàn)夾緊；提升裝置采用活塞缸及單向閥，運用千斤頂液壓原理，實現(xiàn)油桶的提升；翻轉裝置采用蝸桿蝸輪減速器，實現(xiàn)扭矩的交叉?zhèn)鬟f，并要求選定的導程角小于等于當量摩擦角以達到自鎖，從而實現(xiàn)油桶的翻轉。 第2章 總體方案設計 2.1 攬桶機的功能分析 攬桶機是一種利用人力操縱的起重工具。它能實現(xiàn)利用人力將油桶夾緊并提起，在空中實現(xiàn)翻轉運動以完成倒油，再將油桶放下并松開等功能。 2.2 各部分方案的選擇與分析 2.2.1 提升部分 提升力主要由液壓力提供，根據(jù)千斤頂原理，采用一大一小兩個油缸和兩個單向閥就能實現(xiàn)油桶的間歇提升。雖然油桶依靠液壓力實現(xiàn)提升，由于攬桶機是實行人力操縱的，考慮到工人連續(xù)操作的勞動強度問題，故工人的操縱力不宜過大，并且以腳踏式為佳。而要是攬桶機能提起200kg的圓柱形油桶，光靠工人的體力操作是不可能實現(xiàn)的，必須設置省力機構，如杠桿等。示意圖如下： 圖2.1 機構原理圖 1-腳踏桿；2-小活塞；3-小油缸；4-油箱；5、6-單向閥； 7-回油開關；8-大油缸；9-大活塞 2.2.2 夾緊部分 要實現(xiàn)油桶的夾緊，可采用彈簧夾緊，偏心輪夾緊，螺旋夾緊，液壓夾緊等方式。但考慮到油桶和旋轉部分的自重較大，靠彈簧力夾緊不可靠。而采用液壓夾緊則繁瑣，提高了制造成本。故選用偏心輪夾緊較佳。通過轉動裝有偏心輪的軸使其轉動，從而帶動偏心輪轉動把夾緊桿一端頂起，利用杠桿原理使其另一段下壓并夾緊油桶。該軸的一段車有螺紋，在轉動的過程中也軸向旋入車有螺紋的孔中，該螺紋可固定住軸即使偏心輪不會隨意轉動，保證夾緊。該方案具有鎖緊功能可以防止松動。同時為了省力，將軸套上一個小手輪，工人即可輕松方便地轉動手輪從而帶動軸轉動。能以小的回轉輸入獲得有功效的夾緊力，能通過手動操作獲得足夠的夾緊力。同時，在螺紋軸旋如孔口處擰上一個螺母，防止螺紋松動，更加保證油桶的夾緊。示意圖如下： 圖2.2 夾緊裝置圖 1-手輪；2-鍵；3-偏心輪；4-夾緊桿；5-螺栓螺母；6-支架； 7-底架桿；8-螺紋桿；9-防松螺母；10-鍵；11-螺釘 2.2.3 翻轉部分 促使油桶的翻轉運動實現(xiàn)，可采用蝸桿蝸輪減速器。具體方法如下：采用一個具有自鎖功能的蝸桿蝸輪減速器。通過搖動蝸桿手柄使蝸桿轉動，進而帶動蝸輪轉動。蝸輪軸連接油桶的夾緊架，即軸的轉動使得油桶翻轉。由于自鎖功能，油桶不會自行翻轉回去。示意圖如下： 圖2.3 翻轉裝置圖 1-手輪；2-軸；3-蝸桿蝸輪減速器；4-支架；5-夾緊裝置；6-油桶 第3章 力和運動的分析計算 3.1 翻轉速度的計算 選定實現(xiàn)翻轉機構為蝸桿蝸輪減速器，考慮工人的勞動強度問題，設定工人手搖蝸桿轉速為30r/min，選定蝸桿蝸輪傳動比為40，根據(jù)公式n輪=n桿i,則蝸輪轉速為0.75r/min，即油桶的翻轉速度。 事實上并不需要持續(xù)轉動蝸輪，當油桶能以適當?shù)牧髁康褂图纯赏Ｖ罐D動，防止油的流量過大。所以選定的轉速比較合適。 3.2 工作時受力的分析 當機器工作時，受力情況如下圖所示： 已知整個機器自重G=1500N,油桶重G=2000N,各受力點間距離如上圖所示。 若要保證工作時機器不會翻到，應有 G430+ G1030F1230 帶入數(shù)據(jù)解得： F1674.8N 又FG+ G=3500N 所以當F滿足1674.8NF3500N時，機器不會翻到。 而F顯然能滿足這個條件，所以機器可以正常工作。 3.3 提升力的計算 示意圖如下： 圖3.1 提升示意圖 已知：D=40mm，d=18mm，L=300mm，l=60mm，M=200kg。 設人的腳踏力為F=200N，根據(jù)杠桿原理，則有FL= Fl, 帶入數(shù)據(jù)解得 F= F（L/l）=200(300/60) N=1000 N 根據(jù)壓強相等，應有G/[(D)]=F/[(d)]，帶入數(shù)據(jù)解得 G= F(D/d)=1000 (40/18) N4930.27 N >Mg=20010 N=2000 N 即使考慮到提升架等機構的重量，所施加的力F也能滿足條件，實現(xiàn)油桶的提升。 3.4 翻轉力的計算 示意圖如下： 圖3.2 翻轉示意圖 已知油桶重心偏移蝸輪軸線距離l=20mm,油桶重G=2000N,i=40,=0.82設人手的轉動力為15N，而手輪直徑長為100mm,則人施加于蝸桿的轉矩為 T=15100 Nmm=1500 Nmm 根據(jù)公式T= Ti=1500400.82 Nmm =49200 Nmm >Gl=200020 Nmm=40000 Nmm 所以，所施加的轉動力能滿足要求，能實現(xiàn)油桶的翻轉運動。  第4章 提升部分的機構設計 4.1 腳踏桿的結構設計 考慮到人的勞動強度，為了更加省力，不直接把力施加到小液壓缸活塞桿上，而采用杠桿機構。人的腳踏力施加在踏桿的一端，則踏桿壓活塞桿的力增大。考慮到空間問題，腳踏桿設計成如下的結構比較合適，能使壓活塞桿的力增大5倍。示意圖如下： 圖4.1 腳踏桿結構圖 1-踏桿；2-螺栓；3-連架桿；4-彈性擋圈；5-螺母； 6-彈簧墊圈；7-圓柱銷；8-壓輪 整個腳踏桿用45鋼焊接而成，踏桿與連架桿用螺栓螺母連接。壓輪和支點部分用圓柱銷和彈性擋圈固定，能實現(xiàn)踏桿的靈活轉動。由于小油缸外套有彈簧并帶有一定預緊力，應在大油箱外壁的適當位置焊接一個鐵塊，擋住腳踏桿，使其不被彈簧彈上去，保持水平位置。 4.2 液壓裝置的設計 液壓系統(tǒng)是整機設計的一個重要的組成部分，液壓傳動系統(tǒng)和主機的設計是緊密聯(lián)系，二者往往是同時進行，互相協(xié)調。進行液壓系統(tǒng)設計時，必須從實際情況出發(fā)，結合各種傳動形式，借鑒前人的設計經驗，充分發(fā)揮液壓傳動的優(yōu)點，設計出結構簡單、操作方便、工作可靠、成本低、效率高、維修方便的液壓傳動系統(tǒng)。 液壓系統(tǒng)的設計步驟大致如下： 1．明確系統(tǒng)設計要求； 2．分析系統(tǒng)工況； 3．確定執(zhí)行元件主要參數(shù)； 4．計算和選擇液壓元件； 5．驗算液壓系統(tǒng)的主要性能。 各步驟之間是相互關聯(lián)，常常須穿插進行，經反復修改才能完成。 4.2.1 明確系統(tǒng)設計要求 液壓機械對液壓傳動系統(tǒng)的要求是完成液壓傳動系統(tǒng)設計的主要根據(jù)，是設計中必須達到的要求。主要包括以下幾個方面： 1．主機的用途、性能指標、工藝流程、工作特點、總體布局，主機對液壓系統(tǒng)執(zhí)行元件在位置和空間尺寸的限制； 2．主機的工作循環(huán)、系統(tǒng)須完成的動作形式、工作范圍、動作順序、動作間的互鎖關系、負載和運動速度的大小、變化范圍； 3．執(zhí)行元件動作控制方式、控制精度要求； 4．綜合考慮主機的總體設計，滿足系統(tǒng)各方面的要求； 5．液壓系統(tǒng)的工作環(huán)境和條件； 6．經濟性和成本、效率等方面的要求。 4.2.2 分析系統(tǒng)工況 液壓系統(tǒng)工況分析是分析主機在工作過程中各液壓系統(tǒng)執(zhí)行元件的負載和運動速度的變化規(guī)律，它包括運動分析和負載分析。 運動分析是按工作要求和執(zhí)行元件的運動規(guī)律，繪制執(zhí)行元件的工作循環(huán)圖和速度循環(huán)圖。為此必須先確定執(zhí)行元件的類型。液壓系統(tǒng)執(zhí)行元件的類型可按表5.1進行確定。 表5.1 液壓執(zhí)行元件的形式、特點和應用場合 型式 特點 應用場合 液壓缸 活塞缸 雙桿 兩桿直徑相等時，往返速度和輸出力相等，直徑不等時，往返速度和輸出力不等 雙向往返直線運動 單桿 一般連接時往返速度和輸出力不等，差動連接時可實現(xiàn)快速運動；d=0.707D差動連接，往返速度相等 雙向往返直線運動 柱塞缸 結構簡單，制造容易 長行程，單向工作 伸縮式 行程是缸長的數(shù)倍，節(jié)省安裝空間 長行程 擺動缸 單葉片缸轉角小于300 °，雙葉片缸轉角小于150° 往復擺動運動 負載分析是確定各液壓執(zhí)行元件的負載大小和方向，并分析各執(zhí)行元件運動過程中的振動、沖擊及過載能力等情況。液壓系統(tǒng)承受的負載可由主機的規(guī)格確定，可由樣機通過實驗測定，也可由理論分析確定。在分析負載組成時，必須做到理論分析與實際相吻合。 一般來說，液壓缸承受的負載包括：工作負載Fw，導向摩擦負載F，慣性負載，重力負載Fg，密封負載Fs和背壓負載F。 1．工作負載FW 不同的機器有不同的工作負載。工作負載與液壓缸運動方向相反時為正值，方向相同時為負值。 2. 摩擦負載F 摩擦負載是指液壓缸驅動運動部件時所受的摩擦阻力，分動、靜摩擦阻力。 3．慣性負載 慣性負載是運動部件在啟動加速或制動減速時的慣性力，其值可按牛頓第二定求出。 4．重力負載Fg 向上運動為正負載，向下運動為負負載。 5．密封負載 Fs 密封負載是指液壓缸密封裝置的摩擦力，一般通過液壓缸的機械效率加以考慮，常取機械效率值為。 6．背壓負載Fb 背壓負載Fb是指液壓缸回油腔壓力所造成的阻力。需在缸結構及液壓系統(tǒng)方案確定后才算出Fb，因此在負載計算時可暫不考慮。 4.2.2.1 大液壓缸的工作壓力的確定 選定液壓缸安裝形式為軸線固定式。由于此液壓系統(tǒng)簡單且為間歇工作，考慮到部件重量及桶夾與桶的摩擦力，就將工作載荷定為1350N。 4.2.3 確定執(zhí)行元件主要參數(shù) 執(zhí)行元件的主要參數(shù)包括壓力、流量和功率。通常，首先選擇執(zhí)行元件工作壓力（也稱設計壓力或系統(tǒng)壓力）并按最大負載和選定的工作壓力計算執(zhí)行元件的主要幾何參數(shù)，然后根據(jù)對執(zhí)行元件的速度（或轉速）要求，確定其流量。 4.2.3.1 初選執(zhí)行元件工作壓力 執(zhí)行元件的工作壓力可根據(jù)載荷大小和設備類型而定，還要考慮執(zhí)行元件的裝配空間、經濟條件及元件供應情況等的限制。在載荷一定的情況下，工作壓力低。勢必要加大執(zhí)行元件的結構尺寸，對某些設備來說，尺寸要受到限制，從材料消耗角度看也不經濟；反之，壓力選得過高，對泵、缸、閥等元件的材質、密封、制造精度也要求高，必然要提高設備的成本。一般來說，對于固定的尺寸不太受限制的設備，壓力可以選低一些，行走機械重載設備壓力要選得高一些。具體可根據(jù)負載圖中的最大負載來選?。ㄒ姳?.2），也可根據(jù)主機的類型來選?。ㄒ姳?.3）。 表5.2 按負載選擇液壓執(zhí)行元件的工作壓力 負載F/(kN) ＜5 5~10 10~20 20~30 30~50 ＞50 工作壓力p/(MPa） ＜0.8~1 1.5~2 2.5~3 3~4 4~5 ＞5~7 表5.3 按主機類型選擇液壓執(zhí)行元件的工作壓力 主機類型 機床 農業(yè)機械小型工程機械工程機械輔助機構 塑料機械 液壓機中、大型工程機械起重運輸機械 磨床 組合機床 龍門刨床 拉床 工作壓力p/(MPa） ≤2 3~5 ≤8 8~10 10~16 6~25 20~32 4.2.3.2 執(zhí)行元件主要參數(shù)的確定 液壓缸缸筒內徑、活塞桿直徑及有效面積是其主要結構參數(shù)。根據(jù)最大負載和初選壓力及估取的機械效率算出有效面積或排量。 1.計算大液壓缸的主要結構尺寸 選定為單桿缸，查手冊公式 式中：—執(zhí)行元件工作壓力； —液壓缸回油腔壓力，即背壓力。其值根據(jù)回路的具體情況而定，初算時可參照表9-4取值，差動連接時要另行考慮； —缸筒內徑； —活塞桿直徑； 根據(jù)表5.2、5.3，分析實際情況選定的參數(shù)=1350N，P=1MPa,P=0。將數(shù)據(jù)帶入公式解得：D=41.61mm,按GB/T2348-1993規(guī)定的液壓缸內徑尺寸系列圓整成標準值。取D=40mm。 表5.4 執(zhí)行元件背壓力 系統(tǒng)類型 背壓力 簡單系統(tǒng)或輕載節(jié)流調速系統(tǒng) 0.2~0.5 回油路帶節(jié)流閥的系統(tǒng) 0.4~0.6 回油路設置有背壓閥系統(tǒng) 0.5~1.5 帶補油泵的閉式系統(tǒng) 0.8~1.5 回路較復雜的工程機械液壓系統(tǒng) 1.2~3 回油路較短，且直接接回油箱 初算時背壓可以忽略不計 2.活塞桿直徑的確定 根據(jù)表5.5，結合實際情況，取活塞桿直徑d=28mm。 表5.5 按工作壓力選取 液壓缸工作壓力 ≤5 5~7 ≥7 0.5~0.55 0.62~0.7 0.7 3.小液壓缸主要參數(shù)的確定 選定液壓缸內徑為18mm,選擇活塞桿直接與缸內壁接觸，用橡膠圈密封。如下圖所示： 圖4.2 腳踏桿結構圖 1-活塞桿；2-防塵密封圈；3-油缸；4-O型橡膠密封圈 4.3 提升架的結構設計 示意圖如下： 圖4.3 提升架結構圖 圖4.4 提升裝置圖 1-提升架；2-鉸鏈；3-滾輪；4-彈性擋圈；5-銷；6-螺栓螺母 將一個鏈輪機構安裝在活塞桿上，當活塞桿被頂起時，鏈輪架也被頂起。由于鉸鏈長度一定，鉸鏈一端固定在機架上，另一端固定在提升架上。在向上升起的過程中，鏈輪會轉動，將連接提升架的一邊的鉸鏈轉到另一邊，這樣這邊的鉸鏈就越來越短，就把提升架向上拉起，從而實現(xiàn)油桶的上升運動。 整個提升架焊接而成，上面可以安裝蝸桿蝸輪減速器，并且安裝有滾輪。當提升架上下移動時，滾輪在立柱導軌內滾動，減小摩擦力，同時是提升油桶時不會發(fā)生搖晃，保證穩(wěn)定提升。  第5章 翻轉部分的機構設計 翻轉部分采用蝸桿蝸輪減速器裝置，人力手搖實現(xiàn)。 5.1 蝸桿蝸輪的形成 蝸桿蝸輪機構實質上時交錯軸斜齒輪機構的正交傳動，其蝸桿可認為是一個齒數(shù)少、直徑小、且軸向長度較長、螺旋角β很大的斜齒輪，看上去很像螺桿，故稱為蝸桿；而蝸輪的齒數(shù)很多、直徑大、螺旋角β很小，可視為一個寬度不大的斜齒輪，稱為蝸輪。這樣的交錯軸斜齒輪機構傳動時，其齒廓間仍應為點接觸。為了改善嚙合狀況，把蝸輪的分度圓柱面的母線改成圓弧形使之將蝸桿部分包住，并用于蝸桿形狀和參數(shù)相同的滾刀（兩者的差別僅在于蝸桿滾刀的外徑比標準蝸桿外徑稍大，以便加工出頂隙）范成加工蝸輪，并用徑向進刀，這樣加工出來的蝸桿與蝸輪傳動時，其齒廓間為線接觸，可傳遞較大的動力。這樣的傳動機構稱為蝸桿蝸輪機構，它既是一種齒輪傳動，又具有螺旋傳動的某些特點。 5.2 蝸桿傳動的特點 蝸桿傳動式用來傳遞空間交錯軸之間的運動和動力的，它由蝸桿、蝸輪和機架組成。蝸桿軸與蝸輪軸交錯的夾角Σ可以是任意角度，但常用Σ=90°。該傳動廣泛引用于各種機器和儀器設備中，通常用作減速傳動（蝸桿為主動件），傳動功率一般應在50kW以下（最大可達1000kW左右），齒面間相對滑動速度v應在15m/s以下（最高達35m/s）。 蝸桿傳動的主要優(yōu)點有：（1）傳動比大，結構緊湊。傳遞動力時，一般i=8-100；傳遞運動或分度機構中，i可達1000；（2）蝸桿傳動相當于螺旋傳動，多為齒嚙合傳動，故傳動平穩(wěn)、振動小、噪聲低；（3）當蝸桿的導程角小于當量摩擦角時，可以實現(xiàn)反向自鎖，即具有自鎖性。 其主要缺點有：(1)因傳動時嚙合齒面間相對滑動速度大，故摩擦損失大，效率低。一般效率為η=0.7-0.9；具有自鎖性時，其效率η<0.5。所以不宜用于大功率傳動；（2）為減輕齒面的磨損及防止膠合，蝸輪一般使用貴重的減摩材料制造，故成本高；（3）對制造和安裝誤差很敏感，安裝時對中心距地尺寸精度要求較高。 5.3 蝸輪蝸桿機構的分類 根據(jù)蝸桿形狀的不同，蝸桿蝸輪機構可分為三大類：圓柱蝸桿機構、環(huán)面蝸桿機構和圓錐蝸桿機構。圓柱蝸桿機構又可分普通圓柱蝸桿機構和圓弧圓柱蝸桿機構兩類。 普通圓柱蝸桿機構用直線刀刃加工，兩側刀刃夾角一般為40°。由于刀具安裝位置的不同，普通圓柱蝸桿又有阿基米德蝸桿、法向直廓蝸桿和漸開線蝸桿三種。 阿基米德蝸桿加工最容易，故應用最廣泛。并有左旋、右旋及單頭（z=1）、多頭（z=2-4）之分。工程中通常多用右旋蝸桿。 5.4 蝸桿蝸輪機構的正確嚙合條件 過蝸桿軸線并垂直于蝸輪軸線作一平面，該平面稱為蝸桿傳動的中間平面。由于蝸輪加工的特點，在中間平面內，蝸桿蝸輪傳動相當于齒輪齒條傳動。而中間平面對蝸桿來說是軸面，對蝸輪來說是端面。故蝸桿傳動的正確嚙合條件為：在中間平面內蝸桿蝸輪的模數(shù)和壓力角應分別相等，且等于標準值，即： m=m=m == 式中m、分別為蝸桿的軸面模數(shù)和壓力角；m、分別為蝸輪的端面模數(shù)和壓力角。 當交錯角Σ=90°時，還必須滿足=，且蝸輪與蝸桿旋向相同。 5.5 蝸桿蝸輪機構的主要參數(shù)及幾何尺寸 （1）壓力角和模數(shù) 國標GB10087-88規(guī)定，阿基米德蝸桿的壓力角α=20°。在動力傳動中，允許增大壓力角，推薦用α=25°；在分度傳動中，允許減小壓力角，推薦用α=15°或12°。蝸桿模數(shù)系列與齒輪模數(shù)系列有所不同，蝸桿模數(shù)m見表5.1。 表5.1 蝸桿模數(shù)m 第一系列 1；1.25；1.6；2；2.5；3.15；4；5；6.3；8；10；12.5；16；20；；25；31.5；40 第二系列 1.5；3；3.5；4.5；5.5；6；7；12；14 （2）蝸桿導程角 設蝸桿的頭數(shù)為z,分度圓直徑為d,軸向齒距為p?，F(xiàn)將分度圓柱展開，可求得蝸桿的導程角為 tan=== 傳遞動力時=15°-30°采用多頭蝸桿，要求自鎖時（嚙合齒輪間當量摩擦角），采用單頭蝸桿。 （3）蝸桿直徑系數(shù)q 在上式中若模數(shù)m、導程角 一定時，齒數(shù)z不同則蝸桿d也就不同，因而加工蝸輪的刀具尺寸就不同，這樣蝸輪滾刀的數(shù)目將增多。為了限制滾刀數(shù)量，對每一個模數(shù)，規(guī)定了標準分度圓直徑d（見表5.2），而將直徑d與模數(shù)m的比值用q表示，q稱為蝸桿的直徑系數(shù)，則 Q== 當模數(shù)m一定時，直徑系數(shù)q增大、蝸桿直徑d增大、蝸桿剛度增大，另外直徑系數(shù)q增大、導程角增大、效率η降低，故設計時應全面考慮。 表5.2 蝸桿分度圓直徑與其模數(shù)的匹配標準系列 m 1 1.25 1.6 2 2.5 3.15 4 5 6.3 8 10 d 18 20 22.4 20 28 (18) 22.4 (28) 35.5 (22.4) 28 (35.5) 45 (28) 35.5 (45) 56 (31.5) 40 (50) 71 (40) 50 (63) 90 (50) 63 (80) 112 (63) 80 (100) 140 (71) 90 (112) 160 （4）蝸輪齒數(shù)z和蝸桿頭數(shù)z 一般取蝸桿頭數(shù)z=1-10，推薦z=1-6。當要求傳動比i大且要求自鎖時，蝸桿頭數(shù)z取小值；當要求效率η高時，則蝸桿頭數(shù)z取大值。而蝸桿齒數(shù)一般根據(jù)傳動比來定，其z= i z，一般取z=29-70。具體可參考表5.3。 表5.3 蝸桿頭數(shù)和蝸輪齒數(shù)的薦用值 7-8 4 28-32 25-27 2-3 50-81 9-13 3-4 27-52 28-40 1-2 28-80 14-24 2-3 28-72 1 （5）蝸桿蝸輪機構的幾何尺寸計算 蝸桿分度圓直徑d根據(jù)其模數(shù)m由表5.2選定，其余幾何尺寸計算見表5.4。 表5.4 蝸桿蝸輪機構的幾何尺寸計算 名稱 符號 公式 蝸桿 蝸輪 分度圓直徑 d d=mq d 齒頂圓直徑 d =1 齒根圓直徑 d =0.25 齒頂高 齒根高 h 中心距 a A= 傳動比 i 5.6 蝸桿蝸輪減速器的設計 5.6.1 傳動參數(shù) 蝸桿類型：根據(jù)GB/T?10085-1988的推存，采用漸開線蝸桿（ZA）。 蝸桿轉速n1：30r/min 蝸輪轉速n2：0.75r/min 使用壽命：46080小時 蝸桿頭數(shù)z1：1 蝸輪齒數(shù)z2：40 傳動比i：40 5.6.2 蝸桿蝸輪材料 蝸桿材料：根據(jù)庫存材料的情況，并考慮到蝸桿傳動傳遞的功率不大，速度只是中等，故蝸桿用45鋼；因希望效率高些，耐磨性好些，故蝸桿螺旋齒面要求淬火，硬度為45~55HRC。 蝸輪材料：根據(jù)滑動速度蝸輪用鑄錫磷青銅ZCuSn10P1，金屬模鑄造。 5.6.3 蝸桿蝸輪設計計算 1、按接觸疲勞強度設計 （1）蝸輪轉矩T2 初估η=0.82，由前章節(jié)可知，T2=49200 Nmm （2）載荷系數(shù)K 查手冊，取K=1.1 （3）材料系數(shù)ZE=155 （5）許用接觸應力[σ0H] 查手冊，[σ0H]=220MPa N=6072112000=540000 ZN===1.44 [σH]= ZN[σ0H]=1.44220 MPa=316.86 MPa （6）md1 md KT2,帶入數(shù)據(jù)解得：md57 mm （7）初選m、d 查手冊，取m=1.6，d=28，md=71.68 mm>57 mm （8）導程角γ tanγ=mz/d=1.61/28=0.057 γ=arctan0.057=3.27°(滿足自鎖條件) 5.6.4 確定傳動主要尺寸 查手冊，將已知數(shù)據(jù)帶入公式可得： 實際中心距a：46mm 齒根高系數(shù)ha*：1 齒根高系數(shù)c*：0.2 蝸桿模數(shù)m：1.6 蝸桿直徑系數(shù)：17.5 蝸桿分度圓直徑d1：28mm 蝸桿齒頂圓直徑d：31.2mm 蝸桿齒根圓直徑df1：24.16mm 蝸輪分度圓直徑d2：64mm 蝸輪齒根圓直徑df2：60.16mm 蝸輪齒頂圓直徑d：67.2mm 蝸輪變位系數(shù)x2：-2.5 蝸桿導程角γ：3.27°（右旋） 蝸桿輪齒部分長b1：25mm 蝸輪齒寬b2：42mm 5.7 蝸桿蝸輪減速器裝配圖設計的特點 蝸桿蝸輪減速器裝配圖的設計與圓柱齒輪減速器基本相同。蝸桿與蝸輪的軸線呈空間交錯，因此繪制轉配圖需在主視圖和側視圖上同時進行。在設計時，應仔細閱讀《機械設計課程設計》的相關設計內容。 減速器裝配圖如下所示： 圖5.1 蝸桿蝸輪減速器裝配圖 1-通氣器；2-箱體；3、14-螺釘；4、15-軸承蓋；5-蝸桿；6、19-氈圈；7、13-調整墊片；8-油塞；9-墊圈；10、17-軸承；11-鍵；12-游標；16-蝸輪；18-蝸輪軸  第6章 夾緊部分的機構設計 6.1 螺旋夾緊裝置 采用螺旋直接夾緊或采用螺旋與其他元件組合實現(xiàn)夾緊的機構，稱為螺旋夾緊裝置。 螺旋夾緊裝置不僅結構簡單，容易制造，而且由于螺旋相當于平面斜楔纏繞在圓柱表面形成的，且螺旋線長、升角小，所以，螺旋夾緊裝置自鎖性能好、夾緊力和夾緊行程大，是應用最廣泛的一種夾緊裝置。其缺點是夾緊動作慢。 6.2 偏心夾緊裝置 用偏心件直接或間接夾緊工件的機構，稱為偏心夾緊裝置。常用的偏心件是偏心輪和偏心軸。 偏心夾緊裝置的特點是結構簡單、操作方便、夾緊迅速，缺點是夾緊力和夾緊行程小。 6.3 桶夾的機構設計 整個夾緊裝置如下圖所示： 圖6.1 夾緊裝置圖 1-夾緊裝置；2-油桶；3-支架 整個夾緊機構由夾緊裝置和支架構成，夾緊裝置通過螺栓連接到支架上。操作時，先將油桶的下邊緣輕輕移上支架，使支架上下部能夠鉤住油桶的下邊緣。然后擰開手輪，將夾緊桿壓住油桶的上邊緣，再旋緊手輪，偏心輪就將夾緊桿頂起，根據(jù)杠桿原理，夾緊桿就將油桶夾緊了。此外，夾緊裝置中有防松螺母保證防松。 該設計方案最大的特征就是綜合運用了螺旋夾緊和偏心夾緊。方案簡單易行，能較好的保證工作性能在提升和翻轉過程中均能有足夠的夾緊力保持油桶的夾緊。  第7章 其它機構設計 7.1 機架的設計 合理的選擇機架的材料和正確設計其結構形式及尺寸，是減小機器質量、節(jié)約金屬材料、提高工作精度、增強機器剛度及耐磨性等的重要途徑。 機架鋼材全部采用焊接方式聯(lián)接，焊接具有強度高、工藝簡單，聯(lián)接所增加的質量小、人工勞動條件較好等優(yōu)點，以焊代鑄可以大量節(jié)約金屬，采用焊接制造機架一般比較經濟。 機架結構如下圖所示： 圖7.1 機架結構圖 7.2 起重鏈條的設計 按用途鏈可分為傳動鏈、起重鏈和輸送鏈3種。本機器由于是低速傳動，所以可用滾子鏈起重，并可以設當加大節(jié)距。 滾子鏈結構如下圖所示： 圖7.2 滾子鏈示意圖 1-滾子；2-套筒；3-銷軸；4-內鏈板；5-外鏈板 它由滾子1、套筒2、銷軸3、內鏈板4和外鏈板5所組成。內鏈板和套筒之間、外鏈板和銷軸之間分別用過盈配合固聯(lián)。滾子和套筒之間，套筒和銷軸之間均為間隙配合。當內、外鏈板相對繞曲時，套筒可繞銷軸自由轉動。滾子是活套在套筒上的，工作時，滾子沿鏈輪齒廓滾動，這樣就可減輕齒廓的磨損。鏈的磨損主要發(fā)生在銷軸與套筒的接觸面上。因此，內外鏈板間應留少許間隙，以便潤滑油滲入銷軸和套筒的摩擦面間。鏈板一般制成8字形，以便它的各個橫截面具有接近相等的抗拉強度，同時也減小了鏈的質量。 此外，為了減輕鏈條鉸鏈的磨損，延長其使用壽命，應采用油刷或油壺人工定期潤滑。 7.3 腳輪的設計 7.3.1 前輪的設計 前輪與機架連接方式如下圖所示： 圖7.3 前輪裝配圖 1-機架；2-輪；3-螺母；4-彈簧墊圈；5-彈性擋圈；6-螺栓 該實芯橡膠輪的輪胎由天然橡膠或合成橡膠制成，鐵芯材料為灰鑄鐵。螺栓與車架、螺栓與前腳輪均為間隙配合。 7.3.2 后輪的設計 后輪與機架連接方式如下圖所示： 圖7.4 后輪裝配圖 1、8-螺母；2、7-彈簧墊圈；3、6-螺栓；4-套筒；5-彈性擋圈；9-機架；10-輪 后輪材料及與機架連接方式均與前輪相同。  結 論 畢業(yè)設計是機械設計制造及其自動化專業(yè)教學計劃的一個重要組成部分，是各教學環(huán)節(jié)的繼續(xù)深化和檢驗，其實踐性和綜合性是其他教學環(huán)節(jié)所不能替代的，通過畢業(yè)設計使學生獲得綜合訓練，對培養(yǎng)學生的實際工作能力具有十分重要的作用。 畢業(yè)設計還是高等學校工科學院學生畢業(yè)前進行的全面綜合訓練，是培養(yǎng)學生綜合運用所學知識與技能解決實際問題的教學環(huán)節(jié)，是學生在校獲得的最后訓練機會，也是對學生在校期間所獲得知識的體驗。 這次設計貫穿了所學的專業(yè)知識，綜合運用了各科專業(yè)知識，從中使我學習了很多平時在課本中未學到的或未深入的內容.我相信這次設計對以后的工作學習都會有很大的幫助。 由于自己所學知識有限，而機械設計又是一門非常深奧的學科，設計中肯定存在許多的不足和需要改進的地方，希望老師指出，在以后的學習工作中去完善它們。  參考文獻 [1]　王以倫.液壓傳動.哈爾濱：哈爾濱工業(yè)大學出版社，2005. 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Engin Kili?，An intelligent process planning system for prismatic parts using STEP features[J]，Int J Adv Manuf Technol，15 February 2006.  附 錄 附錄1：攬桶機整體裝配圖(LTJ00) 附錄2：機架焊接圖(LTJ01) 附錄3：桶夾裝配圖(LTJ02) 附錄4：液壓提升裝置裝配圖(LTJ03) 附錄5：腳踏裝置裝配圖(LTJ04) 附錄6：后輪裝置裝配圖(LTJ05) 附錄7：前輪裝置裝配圖(LTJ06) 附錄8：導軌滾輪裝置裝配圖(LTJ07) 附錄9：提升架焊接圖(LTJ08) 附錄10：蝸桿蝸輪減速器裝配圖(LTJ09)