電動扳手設(shè)計【電動擰緊機(jī)】

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個別的電動扳手，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，自行研制的電動扳手成功替代了進(jìn)口產(chǎn)品，為國家節(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。 由于時間倉促和作者的知識水平有限，論文中的錯誤和不足在所難免，請各位老師給予批評指正。 第1章 設(shè)計任務(wù)分析 1.1 設(shè)計任務(wù) 題目：電動扳手設(shè)計 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)時間：3~5s； （5）電動扳手體積小，重量輕，操作簡便，工作可靠。 具體要求：（1）通過閱讀參考資料，現(xiàn)場調(diào)研，了解現(xiàn)有電動扳手的機(jī)構(gòu)、組成及工作情況；了解電動扳手的工作原理并撰寫開題報告； （2）方案設(shè)計，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)行電動扳手的總體設(shè)計，根據(jù)指導(dǎo)老師的要求做必要的計算； （4）完成電動扳手的總裝配圖及典型零件圖（共四張零號圖紙）； （5）完成文獻(xiàn)資料分析報告（含1——2篇外文翻譯）； （6）撰寫設(shè)計說明書一份。 1.2 設(shè)計意義 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，不能保證螺栓的強(qiáng)度；當(dāng)擰緊力矩過小時，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)境也比較堅苦，如果是用普通扳手進(jìn)行定力矩擰緊，工人擰緊螺母的過程中會有很多不便，工作效率也會很低。綜合以上三點(diǎn)原因，在擰緊高強(qiáng)度螺栓時，我們采用電動扳手代替手從扳手進(jìn)行擰緊。 電動扳手以220V交流電源為動力進(jìn)行工作，可以保證每個螺栓的擰緊力都在規(guī)定的范圍內(nèi)，同時，采用電動扳手代替手動扳手可以大大提高螺栓擰緊的速度，提高工人的工作效率，改善工人的勞動強(qiáng)度。 第2章 方案設(shè)計 2.1 基本結(jié)構(gòu)的分析與選擇 電動扳手與機(jī)床、汽車等大型機(jī)器比較起來雖然比較小巧簡單，但也是一種完整的機(jī)器，它應(yīng)該由動力機(jī)、傳動機(jī)構(gòu)和工作機(jī)構(gòu)組成。 根據(jù)前述設(shè)計任務(wù)要求，動力機(jī)應(yīng)選用電源為220V的交流電機(jī)。 由于電動扳手為人工操作，因此電動機(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。 由于電動扳手工作時，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這三種類型的傳動比可達(dá)到很大，但是傳動效率也會隨著傳動比的增加而下降，而ZUWGW型行星齒輪傳動主要用于差動裝置，因此在電動扳手的設(shè)計中除去這四種類型而對其他三種類型進(jìn)行比較。 動軸輪系的運(yùn)動簡圖如下： 1) NGW 2) NW 3) N 圖1 NGW、NW和N型行星輪系簡圖 其中NGW型行星齒輪傳動的傳動比范圍在1.13~13.7之間，效率可以達(dá)到0.97~0.99，它的特點(diǎn)是效率高，體積小，重量輕，結(jié)構(gòu)簡單，制作方便，傳動功率范圍大，軸向尺寸小，可用于各種工作條件，但單級傳動比范圍較小。 NW型行星齒輪傳動的傳動比范圍可達(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，故時不宜采用。 N型行星齒輪傳動的傳動比范圍可達(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，在電動扳手的設(shè)計中選擇了NGW型行星齒輪傳動。 由于所選電機(jī)轉(zhuǎn)速特別高，而輸出轉(zhuǎn)速還很小，傳動比很大，而NGW型行星齒輪傳動的傳動比不會超過10，因此要選擇一種大降速比的傳動方式。 經(jīng)調(diào)查，可以實(shí)現(xiàn)大傳動比的傳動方式有蝸輪蝸桿傳動和諧波齒輪。 蝸輪蝸桿傳動是由蝸桿和蝸輪組成的傳動副。傳動比大，結(jié)構(gòu)緊湊；傳動平穩(wěn)，振動和噪聲小；傳動效率低，引起發(fā)熱和溫升較高。蝸桿傳動用于動力傳動時，降速比i可達(dá)到5~80，傳力很小，主要用于傳遞運(yùn)動時，i可取到500或更大。并且它用于傳遞量空間交錯軸之間的運(yùn)動和動力。所以在電動扳手設(shè)計中不考慮這種傳動方式。 諧波齒輪傳動傳動比大而且范圍寬；同時參與嚙合的齒數(shù)多，承載能力大，體積小，重量輕；傳動效率較高，單級效率為65%~90%；傳動精度高；回差小，易于實(shí)現(xiàn)零回差傳動；傳動平穩(wěn)，噪音低。諧波齒輪傳動符合電動扳手的設(shè)計要求，因此在電動扳手設(shè)計中選用諧波齒輪傳動。 綜合上述分析，本設(shè)計選用諧波齒輪配合NGW型行星輪系傳動系統(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之前，使用一組定軸輪系。 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。工作時這兩個套筒的力矩相等，方向相反。如果利用這個特點(diǎn)，將傳動機(jī)構(gòu)設(shè)計成封閉系統(tǒng)，兩個相反的力矩就可以在電動扳手內(nèi)部平衡，操作者不受外力的作用，從而使操作變得輕便、簡單。 由于動力機(jī)采用了高轉(zhuǎn)速、小轉(zhuǎn)矩的電動機(jī)，因此動力機(jī)與工作機(jī)構(gòu)（套筒）之間就需要采用大傳動比傳動機(jī)構(gòu)。行星齒輪傳動（NGW型單機(jī)傳動比i=3~12）、漸開線少齒差齒輪傳動（單機(jī)傳動比i=10~100）、擺線少齒差齒輪傳動（單級傳動比i=11~87）和活齒少齒差齒輪傳動（單級傳動比i=20~80）等如果用電動扳手，均需多級串聯(lián)使用，其結(jié)構(gòu)復(fù)雜，力線較長，會引起系統(tǒng)剛度下降、運(yùn)動鏈累計誤差較大，這是不利的。因此，少齒差齒輪傳動，其行星輪的軸線做圓周運(yùn)動，他們都需要一個運(yùn)動輸出機(jī)構(gòu)，因此結(jié)構(gòu)復(fù)雜，這也是不足之處。 諧波齒輪傳動通過柔輪的彈性變形，利用了內(nèi)嚙合少齒差傳動可獲得大速比的原理，將行星輪系的運(yùn)動輸出機(jī)構(gòu)簡化為低速構(gòu)件具有固定的轉(zhuǎn)動軸線，不需要等角速比機(jī)構(gòu)，運(yùn)動直接輸出。因此諧波傳動具有速比大，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)。電動扳手?jǐn)嗬m(xù)、短時的工作特點(diǎn)恰好克服了柔輪由于變形而易產(chǎn)生疲勞斷裂的不足。諧波齒輪傳動機(jī)構(gòu)作為動力傳遞時其輸出轉(zhuǎn)矩的大小受柔輪尺寸的限制，故不宜將其設(shè)計為電動扳手的最終輸出。 綜合上述的分析，采用諧波齒輪傳動與行星輪系傳動串聯(lián)的設(shè)計是一種比較全面地、最大限度地滿足電動扳手工藝要求的最佳選擇。 2.2 總體方案的擬定 從上述分析來看，電動扳手的設(shè)計要點(diǎn)集中在電動機(jī)的選擇和傳動形式的確定。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，初步確定電動扳手機(jī)構(gòu)方案簡圖如圖3所示。電動扳手整機(jī)由電動機(jī)1、定軸齒輪傳動2、諧波齒輪傳動3、NGW行星齒輪傳動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、、是定軸齒輪傳動的齒數(shù)；和是諧波傳動剛輪和柔輪的齒數(shù)；是諧波發(fā)生器；a、g、b和H是NGW行星齒輪傳動的太陽輪、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串聯(lián)機(jī)構(gòu)方案，其原理可作如下分析： 諧波齒輪傳動輪系的自由度F可用下式計算： 圖3 電動扳手機(jī)構(gòu)方案簡圖 1-電動機(jī) 2-定軸齒輪傳動 3-諧波齒輪傳動 4-NGW行星齒輪傳動 5-外套筒6-內(nèi)套筒 式中 ——平面機(jī)構(gòu)的構(gòu)件數(shù)： ——機(jī)構(gòu)中的低副數(shù)； ——機(jī)構(gòu)中的高副數(shù)。 鑒于圖3電動扳手機(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)。 對于諧波齒輪傳動：=4，=3，=1，其自由度為 對于行星輪系，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的差動機(jī)構(gòu)。由此機(jī)構(gòu)組成的電動扳手?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狀態(tài)時，系統(tǒng)實(shí)現(xiàn)自由度為2的差動運(yùn)動，即內(nèi)外套筒同時反向旋轉(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，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，電動扳手必須具備可手動調(diào)節(jié)內(nèi)、外套筒產(chǎn)生相對角位移，確保內(nèi)、外套筒順利地進(jìn)入工作的準(zhǔn)備位置。 （2）設(shè)計時，為讓出中心頂桿的位置，電機(jī)與傳動系統(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)計中將剛輪與內(nèi)齒輪聯(lián)接成整體，構(gòu)成差動機(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)計的電動扳手，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)計力矩時，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。 第3章 電動扳手的動力與運(yùn)動分析計算 3.1 整機(jī)傳動比的確定 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機(jī)。此電動機(jī)的輸出轉(zhuǎn)矩 取定軸齒輪的傳動效率，諧波齒輪傳動的傳動效率，行星齒輪傳動的傳動效率，則整機(jī)的傳動效率 已知扭斷螺栓切口處的定力矩。據(jù)此可決定整機(jī)的總傳動比 3.2 各傳動比的確定 取定個輪系的齒數(shù)： 定軸輪系 諧波齒輪傳動 行星齒輪傳動 整機(jī)的傳動路線為：定軸輪系（z1、z2、z3）→諧波傳動（f、zR、zG）→行星輪系（a、g、b、H） 定軸輪系傳動比 齒輪z3帶動諧波發(fā)生器f，使柔剛輪產(chǎn)生相當(dāng)運(yùn)動，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，剛輪是固定的，柔輪輸出，如圖（52.3-3）所示。 此時諧波齒輪傳動的傳動比 傳動比帶符號，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 諧波傳動簡圖 1 - 波發(fā)生器 2 - 柔輪 3 – 剛輪 柔輪輸出帶動行星傳動的太陽輪a，此時因內(nèi)齒輪b固定，轉(zhuǎn)臂H輸出（圖4），行星輪系的傳動比 整機(jī)的傳動比 完全符合由轉(zhuǎn)矩確定的傳動比要求。 3.3 諧波齒輪傳動和行星輪系運(yùn)動分析 諧波齒輪傳動轉(zhuǎn)化機(jī)構(gòu)運(yùn)動關(guān)系式（轉(zhuǎn)化機(jī)構(gòu)傳動比）為 （3-1） 式中、、──分別為柔輪、剛輪和波發(fā)生器的角速度。 ──柔輪和剛輪的齒數(shù)。 行星輪系轉(zhuǎn)化機(jī)構(gòu)運(yùn)動關(guān)系式（轉(zhuǎn)化機(jī)構(gòu)傳動比）為 （3-2） 式中、、──分別為太陽輪a、內(nèi)齒輪b和轉(zhuǎn)臂H的角速度。 ────b輪和a的齒數(shù)。 此外，根據(jù)結(jié)構(gòu)條件（圖4）可得 = （3-3） = （3-4） 由式（3-1）~（3-4），經(jīng)整理后可得 （3-5） 具體將數(shù)據(jù)帶入有關(guān)公式： 將上述數(shù)據(jù)代人式（3-5），得 （3-6） 推到出的式（3-6）為電動扳手諧波齒輪傳動與行星輪系傳動的串聯(lián)差動機(jī)構(gòu)的運(yùn)動方程式，表達(dá)出輸入與雙輸出之間的運(yùn)動關(guān)系。 由式（3-6）可見，當(dāng)外套筒固定時，與旋向相反；當(dāng)內(nèi)套固定時，與旋向相同，因此當(dāng)整機(jī)無任何外約束時，與呈旋向相反的雙輸出運(yùn)動。 第4章 傳動部件的設(shè)計與校核 4.1 定軸輪系的設(shè)計 根據(jù)傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動；精度等級選8級精度；為了增加傳動件的壽命小齒輪、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 (1) 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計公式計算 （4-1） 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1) 試選載荷系數(shù)Kt=1.3 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 2) 由《機(jī)械設(shè)計》表10-7選得齒寬系數(shù) φd=0.6 3) 由《機(jī)械設(shè)計》表10-6查表得材料GCr15的彈性影響系數(shù) 4) 由《機(jī)械設(shè)計》圖10-21d按齒面硬度查表得齒輪得接觸疲勞強(qiáng)度極限為σHLim=534MPa 5) 由《機(jī)械設(shè)計》圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù) KHN=0.9 6) 計算接觸疲勞應(yīng)力 失效概率取1%安全系數(shù)S=1由式 （4-2） 得 （σH1）=KHN1σlim/S=408MPa (2) 計算 1) 計算小齒輪分度圓直徑帶入中較小得值 ==19.2 2) 計算圓周速度 3) 計算齒寬及模數(shù) 4) 計算載荷系數(shù)K 已知使用系數(shù)=1 根據(jù)V=19.84m/s 8級精度 由《機(jī)械設(shè)計》圖10-8查得動載荷系數(shù)=1.35 直齒輪 由《機(jī)械設(shè)計》表10-4用插值法查得8級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時， =1.241 由 =1.241得=1.26 故動載荷系數(shù) 5) 按實(shí)際得動載荷系數(shù)校正所算得分度圓直徑。 6)計算模數(shù) 4.1.2 按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計計算公式為： （4-3） 確定計算參數(shù) 1) 由《機(jī)械設(shè)計》圖10-20c查得大、小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度 2) 由《機(jī)械設(shè)計》圖10-18查取彎曲疲勞壽命系數(shù) 3) 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù)得 4) 計算動載荷系數(shù) 5) 由《機(jī)械設(shè)計》表10-5查取齒形系數(shù) 6) 由《機(jī)械設(shè)計》表10-5查取應(yīng)力校正系數(shù)： 由表10-5查得 7) 計算大小齒輪得并加以比較： 小齒輪較大 4.1.3 設(shè)計計算 對此結(jié)果，由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)最大，因此可取大于此模數(shù)的標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)取1.25 則計算小齒輪取最小齒數(shù)Z1=17 則 Z2=58 Z3=48 計算校核后的齒數(shù)： 計算中心距: 計算大小齒輪的分度圓直徑： 齒寬修正后取：B1=10 ，B2=10 ，B3=14 4.2 諧波齒輪傳動的設(shè)計 4.2.1 諧波齒輪傳動參數(shù)的確定 根據(jù)上述的分析設(shè)計，確定了諧波齒輪傳動的基本參數(shù)如下： 傳動比 柔輪變形波數(shù)U=2 柔輪齒數(shù) 剛輪齒數(shù) 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)計算確定如下： 全齒高 分度圓直徑 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 齒形角 變位系數(shù) 剛輪的嚙合參數(shù)經(jīng)計算確定如下： 全齒高 分度圓直徑 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 齒形角 變位系數(shù) 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： 長軸 短軸 采用23個直徑為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輪齒與柔輪軸線平行，軸向尺寸較小，強(qiáng)度高，壽命長，但加工復(fù)雜；整體式柔輪結(jié)構(gòu)簡單，扭轉(zhuǎn)剛性好，傳動精度和效率較高，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)簡單，加工方便，軸向尺寸較小，但與杯形柔輪相比，其傳動效率、傳動精度有所降低，并且這種柔輪主要用于復(fù)式傳動；相比之下杯形柔輪更適合使用在電動扳手中，它扭轉(zhuǎn)剛性好，傳動精度高，承載能力大，效率高。 圖5 杯形柔輪的尺寸圖 4.2.3 諧波齒輪輪齒的耐磨計算 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算 （4-4） 式中 T——作用在柔輪的上的轉(zhuǎn)矩（Nm）,本設(shè)計T=10Nm； dR——柔輪分度圓直徑（mm），本設(shè)計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hn=1.4x0.4=0.56mm； b——齒寬（mm），b=20mm zv——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）zR，本設(shè)計取zv=0.075x200=15; K——載荷系數(shù)，取K=1.3~1.75，本設(shè)計取K=1.5； pp——齒面許用比壓，對于無潤滑條件下工作的調(diào)質(zhì)柔輪，可取pp=8MPa。 可見，符合耐磨性要求。 4.3 柔輪強(qiáng)度計算 諧波齒輪傳動工作時，柔輪筒體處于應(yīng)力狀態(tài)，其正應(yīng)力基本上是對稱變化的，而切應(yīng)力則呈脈動變化。若分別表示正應(yīng)力和切應(yīng)力的應(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： （4-5） 由變形和外載荷引起的切應(yīng)力分別為： （4-6） 應(yīng)力幅和平均應(yīng)力為： （4-7） 式中 T——柔輪工作轉(zhuǎn)矩（）本設(shè)計T=10; ——頭論齒根處的壁厚（mm），本設(shè)計=0.6mm; Dp——計算平均直徑（mm），Dp=dfR-h1，本設(shè)計 Dp=（82.88-0.6）mm=81.28mm； E——彈性模量（MPa），本設(shè)計E=206x103MPa； ——變形系數(shù)（mm），=dG-dR，本設(shè)計=（80.8-80）mm=0.8mm 將具體數(shù)據(jù)代人式（4-5）~式（4-7），得 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： 球化處理后硬度為24~26HRC. 取 取 柔輪正應(yīng)力安全系數(shù)和切應(yīng)力安全系數(shù)分別為： （4-8） （4-9） 式中 ——正應(yīng)力有效應(yīng)力集中系數(shù)，=1.7~2.5，本設(shè)計取=2.5； ——切應(yīng)力有效應(yīng)力集中系數(shù)，=（0.8~0.9），本設(shè)計取=0.9=0.92.5=2.25。 將具體數(shù)據(jù)代人式（4-8）和式（4-9）中，得 柔輪的安全系數(shù) （4-10） 將以上具體數(shù)據(jù)代人上式得 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 行星齒輪傳動的設(shè)計 4.4.1齒輪嚙合參數(shù)的確定 根據(jù)草圖設(shè)計和類比，行星齒輪傳動的嚙合參數(shù)取定如表1所示。 4.4.2 齒輪強(qiáng)度計算特點(diǎn) 根據(jù)電動扳手的工作方式和載荷特點(diǎn)，可以認(rèn)為其齒輪傳動的強(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)行輪齒彎曲強(qiáng)度的計算。 表 1 行星齒輪傳動嚙合參數(shù) 參數(shù)名稱 代號 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/mm m 2 2 2 z 11 17 46 1 1 X 0.47 0.434 0.713 0.136 0.011 29.536 29.536 d 22 34 92 27.336 39.192 90.808 h 4.228 4.228 4.522 18.88 30.736 99.85 a 28 19 (1) 齒輪強(qiáng)度計算的受力分析 電動扳手中的這種NGW行星機(jī)構(gòu)，因齒傾斜角為，并且行星齒數(shù)大于2（=3），基本構(gòu)件為三個，即太陽輪a、轉(zhuǎn)臂H和內(nèi)齒輪b。在輪距作用下，當(dāng)構(gòu)件中各行星齒輪均勻受力時，各構(gòu)件必然處于平衡狀態(tài)，因此三個基本構(gòu)件對于軸承作用的點(diǎn)徑向力。電動扳手的行星減速機(jī)構(gòu)正是利用這一點(diǎn)，采用了將太陽輪、轉(zhuǎn)臂作為浮動式的結(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（GB/T 10095—1988）。 (2) 強(qiáng)度驗(yàn)算的兩個初始條件 1) 當(dāng)系統(tǒng)輸出到最大轉(zhuǎn)矩是，測得轉(zhuǎn)臂H的轉(zhuǎn)速為8r/min，此時太陽輪的轉(zhuǎn)速 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)為永久單向，太陽輪a為主動輪。 (3) 確定中心齒輪的轉(zhuǎn)矩 基本運(yùn)算公式為： （4-11） 式中 ——a輪和b輪的轉(zhuǎn)矩； ——行星輪系轉(zhuǎn)化機(jī)構(gòu)的傳動比。 由式（4-11）可見，作用在基本構(gòu)件上的力矩的帶有反號的比值，等于這些構(gòu)件相對于第三個基本構(gòu)件的角速比的倒數(shù)。由式（4-11）可計算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，且np=3時，對于計算彎曲應(yīng)力，取=1.15。 確定載荷系數(shù)K： K=KjKd （4-12） 式中 Kj——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)。 ——動載系數(shù)，=1+2N，N是與結(jié)構(gòu)尺寸及圓周速度有關(guān)的系數(shù)。(5) 確定太陽輪a和行星輪g的齒形系數(shù) 因行星嚙合為角變位，所以齒形系數(shù)為 （4-13） 式中 ——標(biāo)準(zhǔn)齒形系數(shù)，一般選取=0.29，=0.30。 H——全齒高，。 所以分別按下式計算： (6) 太陽輪a和行星輪g的輪齒彎曲強(qiáng)度計算式 太陽輪a的輪齒彎曲強(qiáng)度驗(yàn) （4-14） 式中 ——齒根彎曲應(yīng)力（MPa）； ——太陽輪a轉(zhuǎn)矩，由式（4-11）計算而得； ——載荷系數(shù)，由式（4-12）計算而得； b——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)； ——輪齒許用齒根彎曲應(yīng)力（MPa）。 行星輪g的輪齒彎曲強(qiáng)度驗(yàn)算式為 （4-15） 式中 ——行星輪g的齒根彎曲應(yīng)力（MPa）。 (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，則輪齒根部的許用彎曲應(yīng)力可用下式計算 對太陽輪a （4-16） 對行星輪g （4-17） 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（MPa）； ——鋼質(zhì)齒輪齒根彎曲強(qiáng)度許用安全系數(shù)，可取=1.5~2.0 (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)度計算可以從略。 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合。 表2 所選用滾針軸承（GB/T5801）的參數(shù) 代號 基本尺寸 （mm） 基本額定載荷（kN） 極限轉(zhuǎn)速 （r/min） d D B Cr Cor 脂潤滑 油潤滑 NA6901 12 24 22 16.2 21.5 13000 19000 由于電動扳手中定軸輪系均采用直齒圓柱齒輪傳動，因此對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) 代號 基本尺寸 （mm） 基本額定載荷 （kN） 極限轉(zhuǎn)速 （r/min） d D B Cr Cor 脂潤滑 油潤滑 61903 17 30 7 4.60 2.6 19000 24000 6201 12 32 10 6.82 3.05 19000 24000 6200 10 30 9 5.10 2.38 20000 26000 6004 20 42 12 9.38 5.02 16000 19000 5.1.2 軸承的校核 以代號為6201的深溝球軸承為例，對軸承進(jìn)行校核。由于軸承受載荷非常小，因此對軸承的校核只針對軸承的壽命進(jìn)行校核即可，軸承壽命的校核公式為： （5-1） 實(shí)際計算時，用小時數(shù)表示壽命比較方便。這時可將式（5-1）改寫為： （5-2） 式中 C——軸承的基本額定動載荷； P——軸承所受的載荷； n——軸承轉(zhuǎn)速，在本設(shè)計中n=20000r/min； ——指數(shù)，對于球軸承=3； 將數(shù)據(jù)帶入式（5-2）得： 由此數(shù)據(jù)可以看出結(jié)果遠(yuǎn)遠(yuǎn)大于10年，對于其它軸承也是如此，在這里就不一一校核。 5.1.3 軸承的潤滑方式 由于脂潤滑可以起到密封作用，且維護(hù)費(fèi)用低、使用壽命長，設(shè)計簡單，因此在電動扳手的設(shè)計中軸承都采用二硫化鉬脂潤滑。 5.2鍵的選擇與校核 5.2.1鍵的選擇 由于直齒輪傳動不會產(chǎn)生軸向力，因此可以選擇普通平鍵來傳動轉(zhuǎn)矩。并且普通平鍵對軸上的零件不會起到軸向固定作用，因此也可以做導(dǎo)向鍵。普通平鍵的工作面是兩側(cè)面，工作時，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)簡單、裝拆方便、對中性好等優(yōu)點(diǎn)。 在電動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 套筒與大齒輪大齒輪 19 34 92 1五月丁香婷婷狠狠色,亚洲日韩欧美精品久久久不卡,欧美日韩国产黄片三级,手机在线观看成人国产亚洲