共 37 頁 第 1 頁電動(dòng)扳手設(shè)計(jì)[摘要] 在大型鋼結(jié)構(gòu)建筑中，廣泛使用高強(qiáng)度螺栓鏈接。這種螺栓連接，在施工中要求用規(guī)定的擰緊力矩鎖緊螺母，以保證鏈接的可靠性。由于高強(qiáng)度螺栓的材料和熱處理是嚴(yán)格控制和檢查的，因此螺栓定力矩切口處的扭剪斷裂力矩能夠控制在一個(gè)比較準(zhǔn)確的范圍，從而能保證螺栓連接的可靠性。當(dāng)擰緊力矩過大時(shí)，不能保證螺栓的強(qiáng)度；當(dāng)擰緊力矩過小時(shí)，又不能保證連接的可靠性。因此這種螺栓連接，在施工中要求用規(guī)定的擰緊力矩鎖緊螺母，以保證鏈接的可靠性。另外，高強(qiáng)度螺栓往往成批使用，并且工作的環(huán)境也比較堅(jiān)苦，如果是用普通扳手進(jìn)行定力矩?cái)Q緊，工人擰緊螺母的過程中會(huì)有很多不便，工作效率也會(huì)很低。綜合以上三點(diǎn)原因，在擰緊高強(qiáng)度螺栓時(shí)，我們采用電動(dòng)扳手代替手從扳手進(jìn)行擰緊。電動(dòng)扳手以220V交流電源為動(dòng)力進(jìn)行工作，可以保證每個(gè)螺栓的擰緊力都在規(guī)定的范圍內(nèi)，同時(shí)，采用電動(dòng)扳手代替手動(dòng)扳手可以大大提高螺栓擰緊的速度，提高工人的工作效率，改善工人的勞動(dòng)強(qiáng)度[關(guān)鍵詞] 電 動(dòng) 扳 手 諧 波 傳 動(dòng) 柔 輪 共 37 頁 第 2 頁Electric Wrench Design[Abstract] In large steel structures, widely used in high strength bolts links. This bolt connection, in accordance with requirements of the construction of torque lock nut and to guarantee the reliability of the link.Due to the high strength bolts of material and heat treatment is strict inspection and control, thus shall the bolt torque incision torshear fracture in a moment can control the accuracy and can guarantee, the reliability of the bolt connection. When large torque, cannot guarantee the strength bolt, When the torque, and after hours cannot guarantee the reliability of the connection. Therefore the bolt connection, in accordance with requirements of the construction of torque lock nut and to guarantee the reliability of the link. Additionally, high strength bolts, and often used to working environment is hard, and if it's used for torque wrench on ordinary workers, tighten lock nut process will have a lot of inconvenience, the working efficiency is also very low. Three reasons, in comprehensive above tighten high strength bolts, we adopt electromotive spanner from wrench to replace hand tighten.Electromotive spanner to ac power for power on 220V work, can guarantee each bolt tightened force within a prescribed scope, at the same time, using electric wrench instead of manual wrench screw bolts can greatly improve the speed, improve work efficiency, improve the worker labor intensity[Key words] Electric wrench Harmonic Drive Flexspline 共 37 頁 第 3 頁目 錄前 言 ……………………………………………………………………………1第 1 章 設(shè)計(jì)任務(wù)分析 ……………………………………………………………21.1 設(shè)計(jì)任務(wù) …………………………………………………………………21.2 設(shè)計(jì)意義 …………………………………………………………………2第 2 章 方案設(shè)計(jì) …………………………………………………………………32.1 基本結(jié)構(gòu)的分析與選擇 …………………………………………………32.2 總體方案的擬定 …………………………………………………………5第 3 章 電動(dòng)扳手的動(dòng)力與運(yùn)動(dòng)分析計(jì)算 ………………………………………83.1 整機(jī)傳動(dòng)比的確定 ………………………………………………………83.2 各傳動(dòng)比的確定 …………………………………………………………83.3 諧波齒輪傳動(dòng)和行星輪系運(yùn)動(dòng)分析 ……………………………………9第 4 章 傳動(dòng)部件的設(shè)計(jì)與校核…………………………………………………114.1 定軸輪系的設(shè)計(jì)…………………………………………………………114.1.1 .按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) ……………………………………114.1.2 按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)………………………………………124.1.3 設(shè)計(jì)計(jì)算…………………………………………………………134.2 諧波齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)……………………………………………………144.2.1 諧波齒輪傳動(dòng)參數(shù)的確定………………………………………144.2.2 柔輪結(jié)構(gòu)形式的選擇……………………………………………154.2.3 諧波齒輪輪齒的耐磨計(jì)算………………………………………154.3 柔輪強(qiáng)度計(jì)算……………………………………………………………164.4 行星齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)……………………………………………………174.4.1 齒輪嚙合參數(shù)的確定……………………………………………174.4.2 齒輪強(qiáng)度計(jì)算特點(diǎn) ……………………………………………17第 5 章 標(biāo)準(zhǔn)件的選擇與校核……………………………………………………215.1 軸承的選擇與校核………………………………………………………215.1.1 軸承的選擇………………………………………………………215.1.2 軸承的校核………………………………………………………225.1.3 軸承的潤(rùn)滑方式…………………………………………………225.2 鍵的選擇與校核…………………………………………………………225.2.1 鍵的選擇…………………………………………………………22共 37 頁 第 4 頁5.2.2 鍵的校核…………………………………………………………225.3 圓柱螺旋壓縮彈簧的設(shè)計(jì)………………………………………………23第 6 章 電動(dòng)扳手中重要零件的材料……………………………………………27結(jié) 論 ………………………………………………………………………………29致 謝 ………………………………………………………………………………30參 考 文 獻(xiàn) ………………………………………………………………………31共 37 頁 第 5 頁前 言螺栓連接是一種普遍可靠的連接方式。其中高強(qiáng)度螺栓鏈接廣泛使用在大型鋼結(jié)構(gòu)建筑中。由于高強(qiáng)度螺栓的材料和熱處理是嚴(yán)格控制和檢查的，因此螺栓定力矩切口處的扭剪斷裂力矩能夠控制在一個(gè)比較準(zhǔn)確的范圍，從而能保證螺栓連接的可靠性。當(dāng)擰緊力矩過大時(shí)，不能保證螺栓的強(qiáng)度；當(dāng)擰緊力矩過小時(shí)，又不能保證連接的可靠性。因此這種螺栓連接，在施工中要求用規(guī)定的擰緊力矩鎖緊螺母，以保證鏈接的可靠性。另外，高強(qiáng)度螺栓往往成批使用，并且工作的環(huán)境也比較堅(jiān)苦，如果是用普通扳手進(jìn)行定力矩?cái)Q緊，工人擰緊螺母的過程中會(huì)有很多不便，工作效率也會(huì)很低。綜合以上三點(diǎn)原因，在擰緊高強(qiáng)度螺栓時(shí)，我們采用電動(dòng)扳手代替手從扳手進(jìn)行擰緊。電動(dòng)扳手以 220V 交流電源為動(dòng)力進(jìn)行工作，可以保證每個(gè)螺栓的擰緊力都在規(guī)定的范圍內(nèi)，同時(shí)，采用電動(dòng)扳手代替手動(dòng)扳手可以大大提高螺栓擰緊的速度，提高工人的工作效率，改善工人的勞動(dòng)強(qiáng)度。在長(zhǎng)期的使用中，電動(dòng)扳手充分發(fā)揮了它的設(shè)計(jì)有點(diǎn)——體積小、重量輕、操作方便快捷、安全可靠，從而使電動(dòng)扳手成為施工現(xiàn)場(chǎng)不可缺少、不可替代的專用工具。從總體上看，電動(dòng)扳手基本上可在設(shè)計(jì)壽命范圍正常工作，無需大修，施工現(xiàn)場(chǎng)也未發(fā)生任何由于漏電等原因引起的安全事故，從而得到使用單位的好評(píng)。個(gè)別的電動(dòng)扳手，在使用中曾發(fā)生柔輪筒體底部斷裂失效的現(xiàn)象，這一事實(shí)驗(yàn)證了柔輪光彈性試驗(yàn)得到的結(jié)論——柔輪工作時(shí)的切應(yīng)力及殼壁內(nèi)的正應(yīng)力的最大值均發(fā)生在柔輪的根部（并有應(yīng)力集中的影響） ，根部是最危險(xiǎn)的截面。因此，改善柔輪根部的結(jié)構(gòu)和加工品質(zhì)是提高強(qiáng)度和使用壽命的關(guān)鍵措施。多年的生產(chǎn)實(shí)踐表明，自行研制的電動(dòng)扳手成功替代了進(jìn)口產(chǎn)品，為國(guó)家節(jié)省了大量外匯，也為生產(chǎn)研制單位帶來了可觀的經(jīng)濟(jì)效益。由于時(shí)間倉(cāng)促和作者的知識(shí)水平有限，論文中的錯(cuò)誤和不足在所難免，請(qǐng)各位老師給予批評(píng)指正。共 37 頁 第 6 頁第 1 章 設(shè)計(jì)任務(wù)分析1.1 設(shè)計(jì)任務(wù)題目：電動(dòng)扳手設(shè)計(jì)參數(shù)：（1）電源電壓：220V；（2）輸出最大力矩：1010N.m；（3）一機(jī)多用：能適用于 M16、M20、M22.和 M24 四種螺栓；（4）每一工作循環(huán)時(shí)間：3~5s；（5）電動(dòng)扳手體積小，重量輕，操作簡(jiǎn)便，工作可靠。具體要求：（1）通過閱讀參考資料，現(xiàn)場(chǎng)調(diào)研，了解現(xiàn)有電動(dòng)扳手的機(jī)構(gòu)、組成及工作情況；了解電動(dòng)扳手的工作原理并撰寫開題報(bào)告；（2）方案設(shè)計(jì)，根據(jù)查閱的資料提出若干解決問題的方案并加以討論；（3）進(jìn)行電動(dòng)扳手的總體設(shè)計(jì)，根據(jù)指導(dǎo)老師的要求做必要的計(jì)算；（4）完成電動(dòng)扳手的總裝配圖及典型零件圖（共四張零號(hào)圖紙） ；（5）完成文獻(xiàn)資料分析報(bào)告（含 1——2 篇外文翻譯） ；（6）撰寫設(shè)計(jì)說明書一份。1.2 設(shè)計(jì)意義在大型鋼結(jié)構(gòu)建筑中，廣泛使用高強(qiáng)度螺栓鏈接。這種螺栓連接，在施工中要求用規(guī)定的擰緊力矩鎖緊螺母，以保證鏈接的可靠性。由于高強(qiáng)度螺栓的材料和熱處理是嚴(yán)格控制和檢查的，因此螺栓定力矩切口處的扭剪斷裂力矩能夠控制在一個(gè)比較準(zhǔn)確的范圍，從而能保證螺栓連接的可靠性。當(dāng)擰緊力矩過大時(shí)，不能保證螺栓的強(qiáng)度；當(dāng)擰緊力矩過小時(shí)，又不能保證連接的可靠性。因此這種螺栓連接，在施工中要求用規(guī)定的擰緊力矩鎖緊螺母，以保證鏈接的可靠性。另外，高強(qiáng)度螺栓往往成批使用，并且工作的環(huán)境也比較堅(jiān)苦，如果是用普通扳手進(jìn)行定力矩?cái)Q緊，工人擰緊螺母的過程中會(huì)有很多不便，工作效率也會(huì)很低。綜合以上三點(diǎn)原因，在擰緊高強(qiáng)度螺栓時(shí)，我們采用電動(dòng)扳手代替手從扳手進(jìn)行擰緊。電動(dòng)扳手以 220V 交流電源為動(dòng)力進(jìn)行工作，可以保證每個(gè)螺栓的擰緊力共 37 頁 第 7 頁都在規(guī)定的范圍內(nèi)，同時(shí)，采用電動(dòng)扳手代替手動(dòng)扳手可以大大提高螺栓擰緊的速度，提高工人的工作效率，改善工人的勞動(dòng)強(qiáng)度。第 2 章 方案設(shè)計(jì)2.1 基本結(jié)構(gòu)的分析與選擇電動(dòng)扳手與機(jī)床、汽車等大型機(jī)器比較起來雖然比較小巧簡(jiǎn)單，但也是一種完整的機(jī)器，它應(yīng)該由動(dòng)力機(jī)、傳動(dòng)機(jī)構(gòu)和工作機(jī)構(gòu)組成。根據(jù)前述設(shè)計(jì)任務(wù)要求，動(dòng)力機(jī)應(yīng)選用電源為 220V 的交流電機(jī)。由于電動(dòng)扳手為人工操作，因此電動(dòng)機(jī)應(yīng)該體積小、重量輕、絕緣好，以便于操作，并保證人身安全。大功率高轉(zhuǎn)速防護(hù)式串激電機(jī)能基本滿足這個(gè)要求。這種電機(jī)在制造中采用滴浸泡轉(zhuǎn)子，電焊整流子等新工藝，外殼采用熱固性工程塑料，電樞為接軸，從而形成雙重絕緣結(jié)構(gòu)，使用電安全有保證。由于電動(dòng)扳手工作時(shí)，需要內(nèi)外套筒反轉(zhuǎn)，因此要選擇一組行星輪系。漸開線行星齒輪傳動(dòng)按齒輪嚙合方式可分為NGW、NW、ZUWGW、NN、WW、NGWN 和 N 等類型。其中 WW、NN、NGWN 這三種類型的傳動(dòng)比可達(dá)到很大，但是傳動(dòng)效率也會(huì)隨著傳動(dòng)比的增加而下降，而 ZUWGW型行星齒輪傳動(dòng)主要用于差動(dòng)裝置，因此在電動(dòng)扳手的設(shè)計(jì)中除去這四種類型而對(duì)其他三種類型進(jìn)行比較。動(dòng)軸輪系的運(yùn)動(dòng)簡(jiǎn)圖如下：1) NGW 2) NW 3) N圖 1 NGW、NW 和 N 型行星輪系簡(jiǎn)圖其中 NGW 型行星齒輪傳動(dòng)的傳動(dòng)比范圍在 1.13~13.7 之間，效率可以達(dá)到共 37 頁 第 8 頁0.97~0.99，它的特點(diǎn)是效率高，體積小，重量輕，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，制作方便，傳動(dòng)功率范圍大，軸向尺寸小，可用于各種工作條件，但單級(jí)傳動(dòng)比范圍較小。NW 型行星齒輪傳動(dòng)的傳動(dòng)比范圍可達(dá)到 1~50，效率也可以達(dá)到0.97~0.99，特點(diǎn)是效率高徑向尺寸比 NGW 型小，傳動(dòng)比范圍比 NGW 型大，可用于各種工作條件。但雙聯(lián)行星齒輪制造、安裝都很復(fù)雜，故 時(shí)不宜采7?baxi用。N 型行星齒輪傳動(dòng)的傳動(dòng)比范圍可達(dá)到 7~100，效率可達(dá)到 0.8~0.94，特點(diǎn)是傳動(dòng)比范圍較大，結(jié)構(gòu)緊湊，體積及重量小，但效率比 NGW 型低，且內(nèi)嚙合變位后徑向力較大，使軸承徑向載荷加大，適用于小功率或短期工作的情況。綜合上述分析，在電動(dòng)扳手的設(shè)計(jì)中選擇了 NGW 型行星齒輪傳動(dòng)。由于所選電機(jī)轉(zhuǎn)速特別高，而輸出轉(zhuǎn)速還很小，傳動(dòng)比很大，而 NGW 型行星齒輪傳動(dòng)的傳動(dòng)比不會(huì)超過 10，因此要選擇一種大降速比的傳動(dòng)方式。經(jīng)調(diào)查，可以實(shí)現(xiàn)大傳動(dòng)比的傳動(dòng)方式有蝸輪蝸桿傳動(dòng)和諧波齒輪。蝸輪蝸桿傳動(dòng)是由蝸桿和蝸輪組成的傳動(dòng)副。傳動(dòng)比大，結(jié)構(gòu)緊湊；傳動(dòng)平穩(wěn)，振動(dòng)和噪聲??；傳動(dòng)效率低，引起發(fā)熱和溫升較高。蝸桿傳動(dòng)用于動(dòng)力傳動(dòng)時(shí)，降速比 i 可達(dá)到 5~80，傳力很小，主要用于傳遞運(yùn)動(dòng)時(shí)，i 可取到500 或更大。并且它用于傳遞量空間交錯(cuò)軸之間的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力。所以在電動(dòng)扳手設(shè)計(jì)中不考慮這種傳動(dòng)方式。諧波齒輪傳動(dòng)傳動(dòng)比大而且范圍寬；同時(shí)參與嚙合的齒數(shù)多，承載能力大，體積小，重量輕；傳動(dòng)效率較高，單級(jí)效率為 65%~90%；傳動(dòng)精度高；回差小，易于實(shí)現(xiàn)零回差傳動(dòng)；傳動(dòng)平穩(wěn)，噪音低。諧波齒輪傳動(dòng)符合電動(dòng)扳手的設(shè)計(jì)要求，因此在電動(dòng)扳手設(shè)計(jì)中選用諧波齒輪傳動(dòng)。綜合上述分析，本設(shè)計(jì)選用諧波齒輪配合 NGW 型行星輪系傳動(dòng)系統(tǒng)，又由于電機(jī)軸不能直接聯(lián)接諧波齒輪，所以在諧波齒輪傳動(dòng)之前，使用一組定軸輪系。共 37 頁 第 9 頁a) b) c)圖 2 扳手工作原理示意圖1-夾緊頭 2-定力矩切口 3-螺栓部分 4-螺母5-墊片 6-被緊固體 7-內(nèi)套筒 8-外套筒 9-頂桿電動(dòng)扳手的工作機(jī)構(gòu)為擰緊螺母的外套筒 8 和擰斷螺栓（在定力矩切口處）的內(nèi)套筒 7，如圖 2 所示。工作時(shí)這兩個(gè)套筒的力矩相等，方向相反。如果利用這個(gè)特點(diǎn)，將傳動(dòng)機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)成封閉系統(tǒng)，兩個(gè)相反的力矩就可以在電動(dòng)扳手內(nèi)部平衡，操作者不受外力的作用，從而使操作變得輕便、簡(jiǎn)單。由于動(dòng)力機(jī)采用了高轉(zhuǎn)速、小轉(zhuǎn)矩的電動(dòng)機(jī)，因此動(dòng)力機(jī)與工作機(jī)構(gòu)（套筒）之間就需要采用大傳動(dòng)比傳動(dòng)機(jī)構(gòu)。行星齒輪傳動(dòng)（NGW 型單機(jī)傳動(dòng)比i=3~12） 、漸開線少齒差齒輪傳動(dòng)（單機(jī)傳動(dòng)比 i=10~100） 、擺線少齒差齒輪傳動(dòng)（單級(jí)傳動(dòng)比 i=11~87）和活齒少齒差齒輪傳動(dòng)（單級(jí)傳動(dòng)比 i=20~80）等如果用電動(dòng)扳手，均需多級(jí)串聯(lián)使用，其結(jié)構(gòu)復(fù)雜，力線較長(zhǎng)，會(huì)引起系統(tǒng)剛度下降、運(yùn)動(dòng)鏈累計(jì)誤差較大，這是不利的。因此，少齒差齒輪傳動(dòng)，其行星輪的軸線做圓周運(yùn)動(dòng)，他們都需要一個(gè)運(yùn)動(dòng)輸出機(jī)構(gòu)，因此結(jié)構(gòu)復(fù)雜，這也是不足之處。諧波齒輪傳動(dòng)通過柔輪的彈性變形，利用了內(nèi)嚙合少齒差傳動(dòng)可獲得大速比的原理，將行星輪系的運(yùn)動(dòng)輸出機(jī)構(gòu)簡(jiǎn)化為低速構(gòu)件具有固定的轉(zhuǎn)動(dòng)軸線，不需要等角速比機(jī)構(gòu)，運(yùn)動(dòng)直接輸出。因此諧波傳動(dòng)具有速比大，機(jī)構(gòu)件數(shù)量少，體積小重量輕，運(yùn)轉(zhuǎn)平衡，效率高，無沖擊等優(yōu)點(diǎn)。電動(dòng)扳手?jǐn)嗬m(xù)、短時(shí)的工作特點(diǎn)恰好克服了柔輪由于變形而易產(chǎn)生疲勞斷裂的不足。諧波齒輪傳動(dòng)機(jī)構(gòu)作為動(dòng)力傳遞時(shí)其輸出轉(zhuǎn)矩的大小受柔輪尺寸的限制，故不宜將其設(shè)計(jì)為電動(dòng)扳手的最終輸出。綜合上述的分析，采用諧波齒輪傳動(dòng)與行星輪系傳動(dòng)串聯(lián)的設(shè)計(jì)是一種比較全面地、最大限度地滿足電動(dòng)扳手工藝要求的最佳選擇。共 37 頁 第 10 頁2.2 總體方案的擬定從上述分析來看，電動(dòng)扳手的設(shè)計(jì)要點(diǎn)集中在電動(dòng)機(jī)的選擇和傳動(dòng)形式的確定。在滿足輸出力矩（1010N.m）要求的前提下，盡量使整機(jī)體積小，重量輕，運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)，安全可靠。據(jù)此，初步確定電動(dòng)扳手機(jī)構(gòu)方案簡(jiǎn)圖如圖 3 所示。電動(dòng)扳手整機(jī)由電動(dòng)機(jī) 1、定軸齒輪傳動(dòng) 2、諧波齒輪傳動(dòng) 3、NGW 行星齒輪傳動(dòng) 4、外套筒 5 和內(nèi)套筒 6 組成。外套筒 5 用來把住螺母 4，內(nèi)套筒用來把住高強(qiáng)度螺栓尾部的梅花頭，如圖 2 所示。圖 1 中的 、 、 是定軸齒輪傳1Z23動(dòng)的齒數(shù)； 和 是諧波傳動(dòng)剛輪和柔輪的齒數(shù)； 是諧波發(fā)生器；GZR fa、g、b 和 H 是 NGW 行星齒輪傳動(dòng)的太陽輪、行星輪、內(nèi)齒輪和轉(zhuǎn)臂。這是一種行星輪系與諧波輪系雙差動(dòng)串聯(lián)機(jī)構(gòu)方案，其原理可作如下分析：諧波齒輪傳動(dòng)輪系的自由度 F 可用下式計(jì)算：??HLpnf???213圖 3 電動(dòng)扳手機(jī)構(gòu)方案簡(jiǎn)圖1-電動(dòng)機(jī) 2-定軸齒輪傳動(dòng) 3-諧波齒輪傳動(dòng)4-NGW 行星齒輪傳動(dòng) 5-外套筒 6-內(nèi)套筒式中 ——平面機(jī)構(gòu)的構(gòu)件數(shù)：n——機(jī)構(gòu)中的低副數(shù)；Lp——機(jī)構(gòu)中的高副數(shù)。H鑒于圖 3 電動(dòng)扳手機(jī)構(gòu)中各構(gòu)件的回轉(zhuǎn)軸均互相平行，因此該機(jī)構(gòu)可視為平面機(jī)構(gòu)。對(duì)于諧波齒輪傳動(dòng)： =4， =3， =1，其自由度為nLpH共 37 頁 第 11 頁??213-43????f對(duì)于行星輪系，其自由度也為 2。因此在無任何約束條件下，兩機(jī)構(gòu)均為自由度等于 2 的差動(dòng)機(jī)構(gòu)。由此機(jī)構(gòu)組成的電動(dòng)扳手?jǐn)Q緊螺栓的過程分兩階段：階段 1：在螺栓、螺母與扳手處于松動(dòng)狀態(tài)時(shí)，系統(tǒng)實(shí)現(xiàn)自由度為 2 的差動(dòng)運(yùn)動(dòng)，即內(nèi)外套筒同時(shí)反向旋轉(zhuǎn)。階段 2：當(dāng)夾緊力增大到一定值后，系統(tǒng)實(shí)現(xiàn)自由度為 1 的 NGW 型行星傳動(dòng)，即外套筒固定，內(nèi)套筒繼續(xù)旋轉(zhuǎn)，直到擰斷螺栓的梅花頭。采用差動(dòng)機(jī)構(gòu)的目的：（1） 、為消除內(nèi)套筒與螺栓梅花頭、外套筒與螺母之間的安裝角度誤差，電動(dòng)扳手必須具備可手動(dòng)調(diào)節(jié)內(nèi)、外套筒產(chǎn)生相對(duì)角位移，確保內(nèi)、外套筒順利地進(jìn)入工作的準(zhǔn)備位置。（2）設(shè)計(jì)時(shí)，為讓出中心頂桿的位置，電機(jī)與傳動(dòng)系統(tǒng)不可“一”字布置。實(shí)際中采用的并列布置造成機(jī)殼形狀復(fù)雜。因此設(shè)計(jì)中將剛輪與內(nèi)齒輪聯(lián)接成整體，構(gòu)成差動(dòng)機(jī)構(gòu)，可使內(nèi)、外套筒及相關(guān)輪系結(jié)構(gòu)之間形成封閉力線，從而機(jī)殼不承受外力矩，則機(jī)殼的加工性能大大改善。按上述機(jī)構(gòu)方案設(shè)計(jì)的電動(dòng)扳手，其操作步驟（圖 2）如下：1） 高強(qiáng)度螺栓預(yù)緊在被緊固件上，如圖 2a 所示；2） 將內(nèi)套筒插人螺栓尾部的梅花頭，然后微轉(zhuǎn)外套筒，使其與螺母套正，并推到螺母根部，如圖 2b 所示；3） 接通電源開關(guān)，內(nèi)外套筒背向旋轉(zhuǎn)將螺栓緊固，待緊固到螺栓達(dá)到設(shè)計(jì)力矩時(shí)，將梅花頭切口扭斷；4） 關(guān)閉電源，將外套筒脫離螺母，用手推動(dòng)開關(guān)上前方的彈射頂桿觸頭 9，將梅花頭從內(nèi)套筒彈出，緊固完畢，如圖 2c 所示。共 37 頁 第 12 頁第 3 章 電動(dòng)扳手的動(dòng)力與運(yùn)動(dòng)分析計(jì)算3.1 整機(jī)傳動(dòng)比的確定根據(jù)調(diào)查和類比、決定選用功率 P=1.35kW，轉(zhuǎn)速 n=20000r/min 的 220v交直流兩用串激電動(dòng)機(jī)。此電動(dòng)機(jī)的輸出轉(zhuǎn)矩 mN64.0235.190nP5T1 ?????取定軸齒輪的傳動(dòng)效率 ，諧波齒輪傳動(dòng)的傳動(dòng)效率 ，98.?9207.??行星齒輪傳動(dòng)的傳動(dòng)效率 ，則整機(jī)的傳動(dòng)效率34.0.927.08321??已知扭斷螺栓切口處的定力矩 。據(jù)此可決定整機(jī)的總傳動(dòng)1T2??比 76843.06.1T12?i3.2 各傳動(dòng)比的確定取定個(gè)輪系的齒數(shù)：定軸輪系 58z173?，諧波齒輪傳動(dòng) 20GR，共 37 頁 第 13 頁行星齒輪傳動(dòng) 17z461zgba??，，整機(jī)的傳動(dòng)路線為：定軸輪系（z 1、z 2、z 3）→諧波傳動(dòng)（f、z R、z G）→行星輪系（a、g、b、H）定軸輪系傳動(dòng)比 4.31758zi312??齒輪 z3帶動(dòng)諧波發(fā)生器 f，使柔剛輪產(chǎn)生相當(dāng)運(yùn)動(dòng)，由于剛輪 G 和內(nèi)齒輪b 與外套輪連為一體（圖 52.3-2） ，所以在擰斷螺栓梅花頭時(shí)，剛輪是固定的，柔輪輸出，如圖（52.3-3）所示。此時(shí)諧波齒輪傳動(dòng)的傳動(dòng)比 1020ziGR2 ????傳動(dòng)比帶符號(hào)，說明波發(fā)生器 1 的轉(zhuǎn)向于柔輪 2 的轉(zhuǎn)向相反，如圖 4 所示：圖 4 諧波傳動(dòng)簡(jiǎn)圖1 - 波發(fā)生器 2 - 柔輪 3 – 剛輪柔輪輸出帶動(dòng)行星傳動(dòng)的太陽輪 a，此時(shí)因內(nèi)齒輪 b 固定，轉(zhuǎn)臂 H 輸出（圖 4） ，行星輪系的傳動(dòng)比 2.5146ziab3???整機(jī)的傳動(dòng)比共 37 頁 第 14 頁17682.5104.3i21 ????）（完全符合由轉(zhuǎn)矩確定的傳動(dòng)比要求。3.3 諧波齒輪傳動(dòng)和行星輪系運(yùn)動(dòng)分析諧波齒輪傳動(dòng)轉(zhuǎn)化機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)關(guān)系式（轉(zhuǎn)化機(jī)構(gòu)傳動(dòng)比）為（3-RGffRGzi???1）式中 、 、 ──分別為柔輪、剛輪和波發(fā)生器的角速度。R?Gf──柔輪和剛輪的齒數(shù)。z行星輪系轉(zhuǎn)化機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)關(guān)系式（轉(zhuǎn)化機(jī)構(gòu)傳動(dòng)比）為（3-abHbazi???2） 式中 、 、 ──分別為太陽輪 a、內(nèi)齒輪 b 和轉(zhuǎn)臂 H 的角速度。a?bH────b 輪和 a 的齒數(shù)。zb此外，根據(jù)結(jié)構(gòu)條件（圖 4）可得= （3-a?R3）= （3-bG4）由式（3-1）~（3-4） ，經(jīng)整理后可得（3-1iifRGRHabfHabf ??????）（）（5）具體將數(shù)據(jù)帶入有關(guān)公式： 01.2ziRGf?.46abHa?將上述數(shù)據(jù)代人式（3-5） ，得（3-RGf5201???6）推到出的式（3-6）為電動(dòng)扳手諧波齒輪傳動(dòng)與行星輪系傳動(dòng)的串聯(lián)差動(dòng)機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)方程式，表達(dá)出輸入與雙輸出之間的運(yùn)動(dòng)關(guān)系。共 37 頁 第 15 頁由式（3-6）可見，當(dāng)外套筒固定時(shí)， 與 旋向相反；當(dāng)內(nèi)套固定時(shí)，f?R與 旋向相同，因此當(dāng)整機(jī)無任何外約束時(shí)， 與 呈旋向相反的雙輸f?R G出運(yùn)動(dòng)。第 4 章 傳動(dòng)部件的設(shè)計(jì)與校核4.1 定軸輪系的設(shè)計(jì)根據(jù)傳動(dòng)方案，選用直齒圓柱齒輪傳動(dòng)；精度等級(jí)選 8 級(jí)精度；為了增加傳動(dòng)件的壽命小齒輪、大齒輪均采用 GCr15。初選小齒輪齒數(shù) Z1=17，大齒輪齒數(shù) Z2=58，介輪齒數(shù) Z3=48。4.1.1 .按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) (1) 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)公式計(jì)算（4-??32112. ）（ HEdt ZuKTd?????共 37 頁 第 16 頁1）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值1) 試選載荷系數(shù) Kt=1.3 計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩mN25.64205.31.91.591 ??????nPT2) 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表 10-7 選得齒寬系數(shù) φd=0.63) 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表 10-6 查表得材料 GCr15 的彈性影響系數(shù) 2189.MPa4) 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖 10-21d 按齒面硬度查表得齒輪得接觸疲勞強(qiáng)度極限為 σ HLim=534MPa5) 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖 10-19 取接觸疲勞壽命系數(shù) K HN=0.96) 計(jì)算接觸疲勞應(yīng)力失效概率取 1%安全系數(shù) S=1 由式（4-??SlimN??2）得 （σ H1）=K HN1σ lim/S=408MPa(2) 計(jì)算1) 計(jì)算小齒輪分度圓直徑 帶入 中較小得值td1??H?= =19.2??32112. ）（ HEdt ZuKTd?????325.10789.32.6054. ????????2) 計(jì)算圓周速度 smsv/.819/106.9???3) 計(jì)算齒寬及模數(shù) nt78.354.2694.52.1.61?????hbmmzdbnttnt4) 計(jì)算載荷系數(shù) K已知使用系數(shù) =1a根據(jù) V=19.84m/s 8 級(jí)精度 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖 10-8 查得動(dòng)載荷系數(shù) =1.35VK直齒輪 1??FH由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表 10-4 用插值法查得 8 級(jí)精度，小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱共 37 頁 第 17 頁布置時(shí)， =1.241?HK由 =1.241 得 =1.268.73hb??FK故動(dòng)載荷系數(shù) 75.6124.35.1A????HV5) 按實(shí)際得動(dòng)載荷系數(shù)校正所算得分度圓直徑。 mkdtl 9.80.6729331?6)計(jì)算模數(shù) .17.801zmn4.1.2 按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)計(jì)算公式為：（4-??321FSnYdzKTm?????3）確定計(jì)算參數(shù)1) 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖 10-20c 查得大、小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度MPa50FE??2) 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖 10-18 查取彎曲疲勞壽命系數(shù)821FNNK3) 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù) 得4.1?S?? MPaFENF 30.57.5011???SK.294.8224) 計(jì)算動(dòng)載荷系數(shù) 51.3.1.??????FVA5) 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表 10-5 查取齒形系數(shù) 2.97.221?FYY6) 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表 10-5 查取應(yīng)力校正系數(shù)：由表 10-5 查得 70.15.1?SS7) 計(jì)算大小齒輪得 并加以比較：??F??共 37 頁 第 18 頁??48701.57.30291???FSY??5.4.2S小齒輪較大4.1.3 設(shè)計(jì)計(jì)算 ?? .17.5302917.602.4522331 ?????FSnYdzKTm???對(duì)此結(jié)果，由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)最大，因此可取大于此模數(shù)的標(biāo)準(zhǔn)模數(shù) 取 1.25n則計(jì)算小齒輪取最小齒數(shù) Z1=17 則 Z 2=58 Z3=48計(jì)算校核后的齒數(shù)： 4851721??nnmdzdz計(jì)算中心距: mzan 5.26.12587.40.3211 ????計(jì)算大小齒輪的分度圓直徑： 1nmzd5758260.43???n齒寬修正后?。築 1=10 ，B 2=10 ，B 3=144.2 諧波齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)4.2.1 諧波齒輪傳動(dòng)參數(shù)的確定根據(jù)上述的分析設(shè)計(jì)，確定了諧波齒輪傳動(dòng)的基本參數(shù)如下：傳動(dòng)比 10i?柔輪變形波數(shù) U=2共 37 頁 第 19 頁柔輪齒數(shù) 201UziR??剛輪齒數(shù) G?模數(shù) m=0.4mm柔輪壁厚 H=0.5mm齒寬 b=20mm柔輪的嚙合參數(shù)經(jīng)計(jì)算確定如下：全齒高 m7.0hR?分度圓直徑 8d齒頂圓直徑 2.3a齒根圓直徑 9fR齒形角 。0?變位系數(shù) 7.x剛輪的嚙合參數(shù)經(jīng)計(jì)算確定如下：全齒高 m2.hG分度圓直徑 80d?齒頂圓直徑 .a齒根圓直徑 4fG齒形角 。2變位系數(shù) 7.3x?柔輪和剛輪均采用漸開線齒形。波發(fā)生器采用控制式發(fā)生器：長(zhǎng)軸 m9.5a2短軸 8b?采用 23 個(gè)直徑為 7.14mm 滾珠的薄壁軸承。4.2.2 柔輪結(jié)構(gòu)形式的選擇柔輪分杯形柔輪、整體式柔輪、具有雙排齒圈的環(huán)形柔輪、齒嚙式聯(lián)接的環(huán)形柔輪、鐘形柔輪、密封柔輪。其中密封柔輪用于密封式諧波齒輪減速裝置；鐘形柔輪的結(jié)構(gòu)形狀保證齒圈變形時(shí)輪齒與柔輪軸線平行，軸向尺寸較小，強(qiáng)度高，壽命長(zhǎng)，但加工復(fù)雜；整體式柔輪結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，扭轉(zhuǎn)剛性好，傳動(dòng)精度和效率較高，但工藝性差，材料利用率低；而具有雙排齒圈的環(huán)形柔輪結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，加工方便，軸向尺寸較小，但與杯形柔輪相比，其傳動(dòng)效率、傳動(dòng)精度有所降低，并且這種柔輪主要用于復(fù)式傳動(dòng)；相比之下杯形柔輪更適合使用在電動(dòng)扳手中，它扭轉(zhuǎn)剛性好，傳動(dòng)精度高，承載能力大，效率高。共 37 頁 第 20 頁圖 5 杯形柔輪的尺寸圖4.2.3 諧波齒輪輪齒的耐磨計(jì)算由于諧波齒輪的柔輪好剛輪的齒數(shù)均很多，兩齒形曲率半徑之差很小，所以齒輪工作時(shí)很接近于面接觸。因此，齒輪工作表面的磨損可由齒面的比壓 p來控制。齒輪工作表面的耐磨損能力可用下式計(jì)算（ 4-PvnRpbzhdTK20p??4）式中 T——作用在柔輪的上的轉(zhuǎn)矩（Nm）,本設(shè)計(jì) T=10Nm；dR——柔輪分度圓直徑（mm） ，本設(shè)計(jì) dR=80mm；hn——最大嚙合深度（mm） ，如不考慮嚙合的空間特性，可近似的hn=（1.4~1.6）m，本設(shè)計(jì) hn=1.4x0.4=0.56mm；b——齒寬（mm） ，b=20mmzv——當(dāng)量于沿齒廓工作段全嚙合的工作齒數(shù)，一般可取zv=（0.075~0.125）z R，本設(shè)計(jì)取 zv=0.075x200=15;K——載荷系數(shù)，取 K=1.3~1.75，本設(shè)計(jì)取 K=1.5；pp——齒面許用比壓，對(duì)于無潤(rùn)滑條件下工作的調(diào)質(zhì)柔輪，可取pp=8MPa。共 37 頁 第 21 頁MPa23.a15206.8.p???可見 ，符合耐磨性要求。P?4.3 柔輪強(qiáng)度計(jì)算諧波齒輪傳動(dòng)工作時(shí)，柔輪筒體處于應(yīng)力狀態(tài)，其正應(yīng)力基本上是對(duì)稱變化的，而切應(yīng)力則呈脈動(dòng)變化。若 分別表示正應(yīng)力和切應(yīng)力的maa??、和、應(yīng)力幅和平均應(yīng)力，則正應(yīng)力的應(yīng)力幅和平均應(yīng)力分別為：（4-0DEh5.32p1a ???，5）由變形和外載荷引起的切應(yīng)力分別為：（4-12p2p1y hT0h5.0??????，6）應(yīng)力幅和平均應(yīng)力為：（4-）（ ?????yma5.07）式中 T——柔輪工作轉(zhuǎn)矩（ ）本設(shè)計(jì) T=10 ;N? mN?——頭論齒根處的壁厚（mm） ，本設(shè)計(jì) =0.6mm;1h 1hDp——計(jì)算平均直徑（mm） ，D p=dfR- h1，本設(shè)計(jì)Dp=（82.88-0.6）mm=81.28mm；E——彈性模量（MPa） ，本設(shè)計(jì) E=206x103MPa；——變形系數(shù)（mm） ， =dG-dR，本設(shè)計(jì) =（80.8-80 ）mm=0.8mm???將具體數(shù)據(jù)代人式（4-5）~式（4-7） ，得 MPa34.51a28.16.0.0533a ????m 8.7.23y??Pa60.1a08.12???? 54.475ma?）（?柔輪的工作條件惡劣，為了使柔輪在額定載下不產(chǎn)生塑性變形和疲勞損壞，并考慮加工工藝較高的要求，決定選用 30CrMnSiA 作為柔輪的材料。30CrMnSiA 的力學(xué)性能如下：共 37 頁 第 22 頁球化處理后硬度為 24~26HRC.MPa90Pa10sb????，取 a495145b??取 2721?柔輪正應(yīng)力安全系數(shù)和切應(yīng)力安全系數(shù)分別為：（4-n1k/n????8）（4-mn12.0???9）式中 ——正應(yīng)力有效應(yīng)力集中系數(shù)， =1.7~2.5，本設(shè)計(jì)取?k?k=2.5； ?k——切應(yīng)力有效應(yīng)力集中系數(shù)， =（0.8~0.9） ，本設(shè)計(jì)取? ?=0.9 =0.9 2.5=2.25。???將具體數(shù)據(jù)代人式（4-8）和式（4-9）中，得 726.314.5.29n???? 96.45.0???柔輪的安全系數(shù)（4-??2n??10）將以上具體數(shù)據(jù)代人上式得 684.39.2476.3n????此值大于許用安全系數(shù) 1.5，故柔輪強(qiáng)度滿足要求。4.4 行星齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)4.4.1 齒輪嚙合參數(shù)的確定根據(jù)草圖設(shè)計(jì)和類比，行星齒輪傳動(dòng)的嚙合參數(shù)取定如表 1 所示。4.4.2 齒輪強(qiáng)度計(jì)算特點(diǎn)根據(jù)電動(dòng)扳手的工作方式和載荷特點(diǎn)，可以認(rèn)為其齒輪傳動(dòng)的強(qiáng)度和承載能力受齒輪彎曲強(qiáng)度的限制，而齒輪的接觸強(qiáng)度是次要的，因此僅需進(jìn)行輪齒共 37 頁 第 23 頁彎曲強(qiáng)度的計(jì)算。表 1 行星齒輪傳動(dòng)嚙合參數(shù)參數(shù)名稱 代號(hào) 太陽輪 行星輪 內(nèi)齒輪齒數(shù)模數(shù)分度圓壓力角行星輪數(shù)變位系數(shù)齒頂高降低系數(shù)實(shí)際中心距離/mm分度圓直徑/mm齒頂圓直徑/mm全齒高/mm嚙合角齒根圓直徑/mm理論中心距/mmm 2 2 2z 11 17 46??0?0?01 1pnX 0.47 0.434 0.713 0.136 0.011y?29.536 29.536'ad 22 34 9227.336 39.192 90.808ah 4.228 4.228 4.522'?'127?142??18.88 30.736 99.85fda 28 19(1) 齒輪強(qiáng)度計(jì)算的受力分析電動(dòng)扳手中的這種 NGW 行星機(jī)構(gòu)，因齒傾斜角為 ，并且行星齒數(shù)大于o02（ =3） ，基本構(gòu)件為三個(gè)，即太陽輪 a、轉(zhuǎn)臂 H 和內(nèi)齒輪 b。在輪距作用下，pn當(dāng)構(gòu)件中各行星齒輪均勻受力時(shí)，各構(gòu)件必然處于平衡狀態(tài)，因此三個(gè)基本構(gòu)件對(duì)于軸承作用的點(diǎn)徑向力 。電動(dòng)扳手的行星減速機(jī)構(gòu)正是利用這一??0R點(diǎn)，采用了將太陽輪、轉(zhuǎn)臂作為浮動(dòng)式的結(jié)構(gòu)，以達(dá)到在工作狀態(tài)中，各構(gòu)件可以自動(dòng)調(diào)整、載荷均勻，從而提高了使用壽命，并且可以降低制造精度。在本機(jī)構(gòu)中，齒輪加工采用的精度為 8 級(jí)（GB/T 10095—1988） 。(2) 強(qiáng)度驗(yàn)算的兩個(gè)初始條件1) 當(dāng)系統(tǒng)輸出到最大轉(zhuǎn)矩是，測(cè)得轉(zhuǎn)臂 H 的轉(zhuǎn)速為 8r/min，此時(shí)太陽輪的轉(zhuǎn)速 min/r6.41i/r2.58ina ???2) 考慮到超載的因素，取驗(yàn)算的最大轉(zhuǎn)矩為 （N.m） ，載荷特點(diǎn)為永m(xù)axT久單向，太陽輪 a 為主動(dòng)輪。(3) 確定中心齒輪的轉(zhuǎn)矩 nT基本運(yùn)算公式為：共 37 頁 第 24 頁（4-Habi1T??11）式中 ——a 輪和 b 輪的轉(zhuǎn)矩；bAT、——行星輪系轉(zhuǎn)化機(jī)構(gòu)的傳動(dòng)比。Hai由式（4-11）可見，作用在基本構(gòu)件上的力矩的帶有反號(hào)的比值，等于這些構(gòu)件相對(duì)于第三個(gè)基本構(gòu)件的角速比的倒數(shù)。由式（4-11）可計(jì)算 a 輪的轉(zhuǎn)矩 Ta。(4) 確定系數(shù)為載荷在行星輪之間分配不均的系數(shù)。當(dāng)基本構(gòu)件 H 游動(dòng)，且 np=3 時(shí)，?對(duì)于計(jì)算彎曲應(yīng)力，取 =1.15。確定載荷系數(shù) K：K=KjKd （4-12）式中 K j——齒面載荷分布不均勻系數(shù)，Kj=1+（Q-1）μ式中 Q 是齒輪的幾何尺寸有關(guān)的系數(shù)，μ 是系數(shù)，一般取 μ=0.3,μ 值與載荷變化有關(guān)?！?jiǎng)虞d系數(shù)， =1+2N，N 是與結(jié)構(gòu)尺寸及圓周速度有關(guān)的系數(shù)。dd(5) 確定太陽輪 a 和行星輪 g 的齒形系數(shù) gaY、因行星嚙合為角變位，所以齒形系數(shù)為（4-hm25.Y'?13）式中 ——標(biāo)準(zhǔn)齒形系數(shù)，一般選取 =0.29， =0.30。'Ya' 'gYH——全齒高， 。28.4hga所以 分別按下式計(jì)算：ga、 aga'hm25.Y.?(6)太陽輪 a 和行星輪 g 的輪齒彎曲強(qiáng)度計(jì)算式太陽輪 a 的輪齒彎曲強(qiáng)度驗(yàn)（4-paabdmYKT2????共 37 頁 第 25 頁14）式中 ——齒根彎曲應(yīng)力（MPa） ；a?——太陽輪 a 轉(zhuǎn)矩，由式（4-11）計(jì)算而得；T——載荷系數(shù)，由式（4-12）計(jì)算而得；Kb——齒寬（mm） ；d——太陽輪 a 的分度圓直徑（mm） ；m——齒輪模數(shù)（mm） ；——太陽輪 a 的齒形系數(shù)；aY——輪齒許用齒根彎曲應(yīng)力（MPa） 。g?行星輪 g 的輪齒彎曲強(qiáng)度驗(yàn)算式為（4-pgagY???15）式中 ——行星輪 g 的齒根彎曲應(yīng)力（MPa） 。g?(7)確定齒輪的許用彎曲應(yīng)力取太陽輪 a 的材料 40Cr，整體淬火，硬度 49~51HRC；作用在輪齒上的載荷的方向不變，輪齒受單向彎曲應(yīng)力。取行星輪 g 的材料為 GCr15，高頻表面淬火，齒面硬度為 51~54HRC；作用在輪齒上的載荷的方向?yàn)樽兿驅(qū)ΨQ，輪齒雙向彎曲應(yīng)力。如果齒根圓角出的表面粗糙度 時(shí)，則輪齒根部的許用彎曲應(yīng)力m?2.3Ra?可用下式計(jì)算對(duì)太陽輪 a （4-pcn6.0?16）對(duì)行星輪 g （4-pc4.17）式中 ——與齒輪的材料、加工精度及熱處理工藝有關(guān)的基本應(yīng)力值c?（MPa） ；——鋼質(zhì)齒輪齒根彎曲強(qiáng)度許用安全系數(shù)，可取 =1.5~2.0pn pn(8)行星輪 g 與內(nèi)齒輪 b 的齒輪強(qiáng)度由于內(nèi)齒輪 b 采用了經(jīng)調(diào)質(zhì)處理的 38CrMnAl 材料，又經(jīng)表面滲碳處理，并且 g、b 齒輪室內(nèi)嚙合，所以齒輪的承載能力要比 a、g 齒輪大得多，其輪齒彎曲強(qiáng)度計(jì)算可以從略。共 37 頁 第 26 頁第 5 章 標(biāo)準(zhǔn)件的選擇與校核5.1 軸承的選擇與校核5.1.1 軸承的選擇由于行星輪既自轉(zhuǎn)又公轉(zhuǎn)，也不會(huì)產(chǎn)生軸向載荷，并且極限轉(zhuǎn)速較低，徑向尺寸小，因此行星輪與行星輪軸之間選用不能承受軸向載荷，不能限制軸向位移，極限轉(zhuǎn)速低的滾針軸承。盡管滾針軸承具有較小的截面軸承仍具有較高的負(fù)載承受能力，可以承受較大的徑向力，特別適用于這種徑向空間受限制的場(chǎng)合。表 2 所選用滾針軸承（GB/T5801）的參數(shù)代號(hào) 基本尺寸（mm）基本額定載荷（kN）極限轉(zhuǎn)速（r/min）d D B Cr Cor 脂潤(rùn)滑 油潤(rùn)滑NA6901 12 24 22 16.2 21.5 13000 19000由于電動(dòng)扳手中定軸輪系均采用直齒圓柱齒輪傳動(dòng)，因此對(duì)于扳手中的其它軸承選用能承受一定的雙向軸向載荷，軸向位移限制在軸向游隙范圍內(nèi)，極限轉(zhuǎn)速較高的深溝球軸承。表 3 所選深溝球軸承（GB/T276 ）的參數(shù)基本尺寸（mm）基本額定載荷（kN）極限轉(zhuǎn)速（r/min）代號(hào)d D B Cr Cor 脂潤(rùn)滑 油潤(rùn)滑61903 17 30 7 4.60 2.6 19000 24000共 37 頁 第 27 頁6201 12 32 10 6.82 3.05 19000 240006200 10 30 9 5.10 2.38 20000 260006004 20 42 12 9.38 5.02 16000 190005.1.2 軸承的校核以代號(hào)為 6201 的深溝球軸承為例，對(duì)軸承進(jìn)行校核。由于軸承受載荷非常小，因此對(duì)軸承的校核只針對(duì)軸承的壽命進(jìn)行校核即可，軸承壽命的校核公式為：（5-?)(10PCL?1）實(shí)際計(jì)算時(shí)，用小時(shí)數(shù)表示壽命比較方便。這時(shí)可將式（5-1）改寫為：（5-?)(601PnLh?2）式中 C——軸承的基本額定動(dòng)載荷；P——軸承所受的載荷；n——軸承轉(zhuǎn)速，在本設(shè)計(jì)中 n=20000r/min；——指數(shù)，對(duì)于球軸承 =3；??將數(shù)據(jù)帶入式（5-2）得： 3106)(rPhFfCnL?h82.??由此數(shù)據(jù)可以看出結(jié)果遠(yuǎn)遠(yuǎn)大于 10 年，對(duì)于其它軸承也是如此，在這里就不一一校核。5.1.3 軸承的潤(rùn)滑方式由于脂潤(rùn)滑可以起到密封作用，且維護(hù)費(fèi)用低、使用壽命長(zhǎng)，設(shè)計(jì)簡(jiǎn)單，因此在電動(dòng)扳手的設(shè)計(jì)中軸承都采用二硫化鉬脂潤(rùn)滑。5.2 鍵的選擇與校核5.2.1 鍵的選擇由于直齒輪傳動(dòng)不會(huì)產(chǎn)生軸向力，因此可以選擇普通平鍵來傳動(dòng)轉(zhuǎn)矩。并且普通平鍵對(duì)軸上的零件不會(huì)起到軸向固定作用，因此也可以做導(dǎo)向鍵。普通共 37 頁 第 28 頁平鍵的工作面是兩側(cè)面，工作時(shí)，靠鍵同鍵槽側(cè)面的擠壓來傳遞轉(zhuǎn)矩，并且平鍵聯(lián)接具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、裝拆方便、對(duì)中性好等優(yōu)點(diǎn)。在電動(dòng)扳手中所選用的平鍵的尺寸如下：聯(lián)接鍵 軸與小齒輪聯(lián)接處： b×h×L=4×4×8 12?套筒與大齒輪聯(lián)接處： b×h×L=6×6×8滑移鍵 內(nèi)套筒與行星輪支架聯(lián)接處： b×h×L=6×6×155.2.2 鍵的校核如圖 6 所示，當(dāng)平鍵聯(lián)接用于傳遞扭矩時(shí)，鍵的側(cè)面受擠壓，截面 a-a 受剪切，可能的失效形式是較弱零件(通常為輪轂)工作面的壓潰(對(duì)于靜聯(lián)接)或磨損(對(duì)于動(dòng)聯(lián)接)和鍵的剪斷。對(duì)于實(shí)際采用的材料和按標(biāo)準(zhǔn)選用的鍵聯(lián)接尺寸來說，工作表面的壓潰或磨損是主要的失效形式。因此，對(duì)于平鍵聯(lián)接的強(qiáng)度計(jì)算，通?？芍贿M(jìn)行擠壓應(yīng)力(對(duì)于靜聯(lián)接)或壓強(qiáng)(對(duì)于動(dòng)聯(lián)接)的校核計(jì)算。圖 6 鍵的受力分析假設(shè)工作面上的作用力沿鍵的長(zhǎng)度和高度均勻分布，普通平鍵連接的強(qiáng)度條件為：（5-??pPkldT?????31023）式中 T——傳遞轉(zhuǎn)矩K——鍵與輪轂槽的接觸高度 hk5.0B——鍵的工作長(zhǎng)度 bLl??D——軸的直徑共 37 頁 第 29 頁——鍵輪轂軸三者中最弱材料的許用擠壓應(yīng)力??P?T=0.6446N.m k=0.5×4=2 482621???Llmd????MPa503.412604.2106.8.3321 ???????pPkldTl ??結(jié)論：所選擇的鍵合格。5.3 圓柱螺旋壓縮彈簧的設(shè)計(jì)在設(shè)計(jì)時(shí)，通常根據(jù)彈簧的最大載荷、最大變形、以及機(jī)構(gòu)要求（例如安裝空間對(duì)彈簧的尺寸限制）等來決定彈簧絲的直徑、彈簧中徑、工作圈數(shù)、彈簧的螺旋升角和長(zhǎng)度等。具體設(shè)計(jì)方法和步驟如下：（3）根據(jù)工作情況及具體條件選定材料，并查取其力學(xué)性能數(shù)據(jù)。（4）選擇旋繞比 C，通常 C=5~89（極限狀態(tài)時(shí)不小于 4 或超過 16） ，并按照下面公式計(jì)算出曲度系數(shù) K 值 C15.604-??（5）根據(jù)安裝空間初設(shè)彈簧中徑 D，根據(jù) C 值估取彈簧絲直徑 d，并根據(jù)表16-2 查取彈簧絲的許用應(yīng)力。（6）試算彈簧絲的直徑 ，由公式 可得d? ???????28dFKT（5-max6.1??4）當(dāng)彈簧材料選用碳素鋼絲或者 65Mn 彈簧鋼絲時(shí)，因鋼絲的許用應(yīng)力決定于其，而 是隨著鋼絲的直徑 d 變化的（見表 16-3） ，所以計(jì)算時(shí)需先假設(shè)一B?個(gè) d 值，然后進(jìn)行試算。最后的 d、D、n 及 H0值符合表 16-5 所給的標(biāo)準(zhǔn)尺寸系列。（7）根據(jù)變形條件求出彈簧的工作圈數(shù)。由式 和GdnCF3maxax8??可知：GdnCF30maxax)8??（?共 37 頁 第 30 頁對(duì)于有預(yù)應(yīng)力的拉伸彈簧 max30max)(8?CFGdn??對(duì)于壓縮彈簧或者無預(yù)應(yīng)力的拉伸彈簧 ax3a8n?（8）求出彈簧的尺寸 D2、D 1、H 0，并檢查其是否符合安裝要求等。如不符合，則應(yīng)改選有關(guān)參數(shù)（例如 C 值)重新設(shè)計(jì)。（9）驗(yàn)算穩(wěn)定性。對(duì)于壓縮彈簧，如其長(zhǎng)度較大時(shí)，則受力后容易失去穩(wěn)定性，這在工作中是不允許的。為了便于制造以及避免失穩(wěn)現(xiàn)象，建議一般壓縮彈簧的長(zhǎng)細(xì)比例 按下列情況選?。寒?dāng)兩端固定時(shí)，取 b5 5~1010~1818~3030~5050~8080~120120~150間隙 c/mm 0.6 1 2 3 4 5 6 7(2)疲勞強(qiáng)度和靜應(yīng)力強(qiáng)度的驗(yàn)算。對(duì)于循環(huán)次數(shù)較多、在變應(yīng)力下工作的重要彈簧，還應(yīng)該進(jìn)一步對(duì)彈簧的疲勞強(qiáng)度和靜應(yīng)力強(qiáng)度進(jìn)行驗(yàn)算（如果變載荷的作用次數(shù) ,或者載荷變化的幅度不大時(shí)，可只進(jìn)行靜應(yīng)力強(qiáng)度驗(yàn)算） 。310?N疲勞強(qiáng)度驗(yàn)算 圖 16-12 所示為彈簧在變載荷作用下的應(yīng)力變化狀態(tài)。圖中 H0為彈簧的自由長(zhǎng)度，F(xiàn) 1和 為安裝載荷和預(yù)壓變形量，F(xiàn) 2和 為工作時(shí)的最大??載荷和最大變形。當(dāng)彈簧受載荷在 F1和 F2之間不斷循環(huán)變化時(shí)，則根據(jù)公式可得彈簧材料內(nèi)部所產(chǎn)生的最大和最小切應(yīng)力為???????28dCKT