電動扳手設(shè)計【含CAD圖紙全套+畢業(yè)答辯論文】

購買文檔就送對應(yīng) 紙 咨詢 14951605 下載文檔送全套 紙 14951605 或 1304139763 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 220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。 在長期的使用中，電動扳手充分發(fā)揮了它的設(shè)計有點 體積小、重量輕、操作方便快捷、安全可靠，從而使電動扳手成為施工現(xiàn)場不可缺少、不可替代的專用工具。從總體上看，電動扳手基本上可在設(shè)計壽命范圍正常工作，無需大修，施工現(xiàn)場也未發(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。 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，這一事實驗證了柔輪光彈性試驗得到的結(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。 購買文檔就送對應(yīng) 紙 咨詢 14951605 下載文檔送全套 紙 14951605 或 1304139763 第 1 章 設(shè)計 任務(wù) 分析 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： （ 3）一機(jī)多用：能適用于 24四種螺栓； （ 4）每一工作循環(huán)時間： 35s； （ 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。 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 220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。 購買文檔就送對應(yīng) 紙 咨詢 14951605 下載文檔送全套 紙 14951605 或 1304139763 第 2 章 方案設(shè)計 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 220 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 等類型。其中 是傳動效率也會隨著傳動比的增加而下降，而 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。 動軸輪系的運動簡圖如下： 1) 2) 3) N 圖 1 型 行星 輪系簡圖 其中 行星齒輪傳動的傳動比范圍在 間，的特點是效率高，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。 50，效率也可以達(dá)到 買文檔就送對應(yīng) 紙 咨詢 14951605 下載文檔送全套 紙 14951605 或 1304139763 特點是效率高徑向尺寸比 小，傳動比范圍比 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 7 100，效率可達(dá)到 點是傳動比范圍較大，結(jié)構(gòu)緊湊，體積及重量小，但效率比 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 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 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??；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 80，傳力很小，主要用于傳遞運動時， 00或更大。并且 它用于傳遞量空間交錯軸之間的運動和動力。 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 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 2 3 45 6 7 8 9購買文檔就送對應(yīng) 紙 咨詢 14951605 下載文檔送全套 紙 14951605 或 1304139763 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，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（ 單機(jī)傳動比i=312）、漸開線少齒差齒輪傳動（單機(jī)傳動比 i=10100）、擺線少齒差齒輪傳動（單級傳動比 i=1187）和活齒少齒差齒輪傳動（單級傳動比 i=2080）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動，他們都需要一個運動輸出機(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，運轉(zhuǎn)平衡，效率高，無沖擊等優(yōu)點。電動扳手?jǐn)嗬m(xù)、短時的工作特點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。 體方案的擬定 從上述 分 析 來看，電動扳手的設(shè)計要點集中在電動機(jī)的選擇和傳動形式的確定。在滿足輸出力矩（ 求的前提下，盡量使整機(jī)體積小，重量輕，運轉(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、 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 1Z 、 2Z 、3軸齒輪傳動的齒數(shù)；Z 是諧波傳動剛輪和柔輪的齒數(shù)； f 是諧波發(fā)生器； a、 g、 是 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 HL 213 購買文檔就送對應(yīng) 紙 咨詢 14951605 下載文檔送全套 紙 14951605 或 1304139763 圖 3 電動扳手機(jī)構(gòu)方案簡圖 1 2 34動 5式中 n 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： n =4， 3， 1，其自由度為 21321f 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)實現(xiàn)自由度為 2的差動運動，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)實現(xiàn)自由度為 1 的 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”字布購買文檔就送對應(yīng) 紙 咨詢 14951605 下載文檔送全套 紙 14951605 或 1304139763 置。實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 2 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 2 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 2 購買文檔就送對應(yīng) 紙 咨詢 14951605 下載文檔送全套 紙 14951605 或 1304139763 第 3 章 電動扳手的動力與運動分析計算 機(jī)傳動比的確定 根據(jù)調(diào)查和類比、決定選用功率 P=速 n=20000r/ 220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8 8 4 0 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 1 7 6 88 8 4 4 0 1 0 傳動比的確定 取定個輪系的齒數(shù)： 定軸輪 系 58 ，諧波齒輪傳動 202 ，行星齒輪傳動 17 ，整機(jī)的傳動路線為 ： 定軸輪系（ 諧波傳動（ f、 行星輪系（ a、 g、 b、 H） 定軸輪系傳動比 齒輪 生器 f，使柔剛輪產(chǎn)生相當(dāng)運動，由于剛輪 所以在擰斷螺栓梅花頭時，剛輪是固定的，柔輪輸出，如圖（ 示。 此時諧波齒輪傳動的傳動比 1 0 02 0 12 0 0 2 0 0zz 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： 購買文檔就送對應(yīng) 紙 咨詢 14951605 下載文檔送全套 紙 14951605 或 1304139763 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 臂 4），行星輪系的傳動比 整機(jī)的傳動比 1 7 6 21 ）（ 完全符合由轉(zhuǎn)矩確定的傳動比要求。 波齒輪傳動和行星輪系運動分析 諧波齒輪傳動轉(zhuǎn)化機(jī)構(gòu)運動關(guān)系式（轉(zhuǎn)化機(jī)構(gòu)傳動比）為 （ 3 式中 R 、G、 f 分別為柔輪、剛輪和波發(fā)生器的角速度。 z 柔輪和剛輪的齒數(shù)。 行星輪系轉(zhuǎn)化機(jī)構(gòu)運動關(guān)系式（轉(zhuǎn)化機(jī)構(gòu)傳動比）為 （ 3 式中a、b、 H 分別為太陽輪 a、內(nèi)齒輪 的角速度。 az b 輪和 購買文檔就送對應(yīng) 紙 咨詢 14951605 下載文檔送全套 紙 14951605 或 1304139763 此外，根據(jù)結(jié)構(gòu)條件（圖 4）可得 a= R （ 3 b=G（ 3 由式（ 3（ 3經(jīng)整理后可得 1 ）（）（ （ 3 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得 20521 （ 3 推到出的式（ 3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)的運動方程式，表達(dá)出輸入與雙輸出之間的運動關(guān)系。 由式（ 3見，當(dāng)外套筒固定時， f 與 R 旋向相反；當(dāng)內(nèi)套固定時， f與 R 旋向相同，因此當(dāng)整機(jī)無任何外約束時，G與 R 呈旋向相反的雙輸出運動。 購買文檔就送對應(yīng) 紙 咨詢 14951605 下載文檔送全套 紙 14951605 或 1304139763 第 4 章 傳動部件的 設(shè)計 與校核 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 初選小齒輪齒數(shù) 7， 大齒輪齒數(shù) 8， 介輪齒數(shù) 8。 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 3 211 （ （ 4 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1) 試選載荷系數(shù) 算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 1151 n 由機(jī)械設(shè)計 表 10齒寬系數(shù) d=) 由機(jī)械設(shè)計表 10 4) 由機(jī)械設(shè)計圖 10齒面硬度查表得齒輪得接觸疲勞強(qiáng)度極限為 34) 由機(jī)械設(shè)計圖 10) 計算接觸疲勞應(yīng)力 失效概率取 1%安全系數(shù) S=1由式 SK （ 4 得 （ =4082) 計算 1) 計算小齒輪分度圓直徑 H 中較小得值 3 211 （ = =) 計算圓周速 度 00060 購買文檔就送對應(yīng) 紙 咨詢 14951605 下載文檔送全套 紙 14951605 或 1304139763 3) 計算載荷系數(shù) K 已知使用系數(shù) 根據(jù) V=s 8 級精度 由機(jī)械設(shè)計圖 10齒輪 1 械設(shè)計表 10得 8級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時， 動載荷系數(shù) 5) 按實際得動載荷系數(shù)校正所算得分度圓直徑。 31 6)計算模數(shù) 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： 3 2112 （ 4 確定計算參數(shù) 1) 由 機(jī)械設(shè)計 圖 10得大、小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度 2) 由 機(jī)械設(shè)計 圖 10 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù) 得 M P 0 3 . 5 0 購買文檔就送對應(yīng) 紙 咨詢 14951605 下載文檔送全套 紙 14951605 或 1304139763 M P 14 . 4) 計算動載荷系數(shù) 5 1 5) 由 機(jī)械設(shè)計表 101 Y 6) 由 機(jī)械設(shè)計表 10 由表 10得 計算大小齒輪得 Y 并加以比較 ： 4 8 3 F Y 1 2 5 4 3 22 F Y 小齒輪較大 計計算 303 23 21 1 F 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)計算小齒輪取最小齒數(shù) 7 則 8 8 計算校核后的齒數(shù) ： 485817222211 計算大小齒輪的分度圓直徑 ： 購買文檔就送對應(yīng) 紙 咨詢 14951605 下載文檔送全套 紙 14951605 或 1304139763 齒寬修正后取 ： 0 ， 0 ， 4 波齒輪傳動的設(shè)計 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 100i 柔輪變形波數(shù) U=2 柔輪齒數(shù) 2001002Uz 剛輪齒數(shù) 2 0 222 0 0模數(shù) m=輪壁厚 H=寬 b=20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 。20 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 。20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 購買文檔就送對應(yīng) 紙 咨詢 14951605 下載文檔送全套 紙 14951605 或 1304139763 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 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 輪工作表面的耐磨損能力可用下式計算 （ 4 式中 T 作用在柔輪的上的轉(zhuǎn)矩（ ,本設(shè)計 T=10 柔輪分度圓直徑（ 本設(shè)計 0 購買文檔就送對應(yīng) 紙 咨詢 14951605 下載文檔送全套 紙 14951605 或 1304139763 最大嚙合深度（ 如不 考慮嚙合的空間特性，可近似的 m，本設(shè)計 = b 齒寬（ b=20mm 當(dāng)量于沿齒廓工作段全嚙合的工作齒數(shù)，一般可取 設(shè)計取 5; K 載荷系數(shù)，取 K=設(shè)計取 K= 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 M P 00p 可見 ，符合耐磨性要求。 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 、和、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： 0 ， （ 4 由變形和外載荷引起的切應(yīng)力分別為： 122 0 0 ，（ 4 應(yīng)力幅和平均應(yīng)力為： ）（ 4 式中 T 柔輪工作轉(zhuǎn)矩（ ）本設(shè)計 T=10 ; 1h 頭論齒根處的壁厚（ 本設(shè)計 1h = 計算平均直徑（ Dp=設(shè)計 E 彈性模量（ 本設(shè)計 E=206 變形系數(shù)（ =設(shè)計 =（ 具體數(shù)據(jù)代人式（ 4式（ 4得 M P 3a 0m M P 3y 購買文檔就送對應(yīng) 紙 咨詢 14951605 下載文檔送全套 紙 14951605 或 1304139763 M P 02 0 00 2 M P ）（ 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 3030 M P 0M P 0 0 ，球化處理后硬度為 2426取 M P 0 取 2 7 5 M P 0 柔輪正應(yīng)力安全系數(shù)和切應(yīng)力安全系數(shù)分別為： n1 k/n （ 4 （ 4 式中 k 正應(yīng)力有效應(yīng)力集中 系數(shù)，k=設(shè)計取k= k 切應(yīng)力有效應(yīng)力集中系數(shù)，k=（ k，本設(shè)計取k=0.9k= 將具體數(shù)據(jù)代人式（ 4式（ 4，得 7 2 9 5n 75n 柔輪的安全系數(shù) 22 （ 4 將以上具體數(shù)據(jù)代人上式得 6 8 9 2 此值大于許用安全系數(shù) 柔輪強(qiáng)度滿足要求。 星齒輪傳動的設(shè)計 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 。 輪強(qiáng)度計算特點 根據(jù)電動扳 手的工作方式和載荷特點，可以認(rèn)為其齒輪傳動的強(qiáng)度和承載購買文檔就送對應(yīng) 紙 咨詢 14951605 下載文檔送全套 紙 14951605 或 1304139763 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) 實際中心距離 /度圓直徑 /頂圓直徑 /齒高 /合角 齒根圓直徑 /論中心距 /mm m 2 2 2 z 11 17 46 20 20 20 1 1 X y a d 22 34 92 h 127 1422 a 28 19 (1) 齒輪強(qiáng)度計算的受力分析 電動扳手中的這種 星機(jī)構(gòu)，因齒傾斜角為 并且行星齒數(shù)大于 2（），基本構(gòu)件為三個，即太陽輪 a、轉(zhuǎn)臂 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徑向力 0R 。電動扳手的行星減速機(jī)構(gòu)正是利用這一點，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（ 10095 1988）。 (2) 強(qiáng)度驗算的兩個初始條件 1) 當(dāng)系統(tǒng)輸出到最大轉(zhuǎn)矩是，測得轉(zhuǎn)臂 r/時太陽輪的轉(zhuǎn)速 m in/in/2) 考慮到超載的因素，取驗算的最大轉(zhuǎn)矩為載荷特點為永久單向，太陽輪 (3) 確定中心齒輪的轉(zhuǎn)矩 購買文檔就送對應(yīng) 紙 咨詢 14951605 下載文檔送全套 紙 14951605 或 1304139763 基本運算公式為 ： （ 4 式中 T、 行星輪系轉(zhuǎn)化機(jī)構(gòu)的傳動比。 由式（ 4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計算 a 輪的轉(zhuǎn)矩 (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 時，對于計算彎曲應(yīng)力，取 = 確定載荷系數(shù) K： K= （ 4 式中 齒面載荷分布不均勻系數(shù)， +（ 式中 是系數(shù)，一般取 =值與載荷變化有關(guān)。 動載系數(shù)，+2N， 的系數(shù)。(5) 確定太陽輪 Y、因行星嚙合為角變位，所以齒形系數(shù)為 h （ 4 式中 Y 標(biāo)準(zhǔn)齒形系數(shù)，一般選取 aY = H 全齒高， 。 所以Y、分別按下式計算 ： (6)太陽輪 太陽輪 a 的輪齒彎曲強(qiáng)度驗 b d （ 4 式中 a 齒根彎曲應(yīng)力（ 太陽輪 式（ 4算而得； 購買文檔就送對應(yīng) 紙 咨詢 14951605 下載文檔送全套 紙 14951605 或 1304139763 K 載荷系數(shù)，由式（ 4算而得； b 齒寬（ d 太陽輪 m 齒輪模數(shù)（ 太陽輪 g 輪齒許用齒根彎曲應(yīng)力（ 行星輪 Y （ 4 式中 g 行星輪 (7)確定齒輪的許用彎曲應(yīng)力 取太陽輪 0體淬火，硬度 4951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 頻表面淬火，齒面硬度為 5154用在輪齒上的載荷的方向為變向?qū)ΨQ，輪齒雙向彎曲應(yīng)力。 如果齒根圓角出的表面粗糙度 m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 對行星輪 g （ 4 式中 c 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（ 鋼質(zhì)齒輪齒根彎曲強(qiáng)度許用安全系數(shù)，可取8)行星輪 由于內(nèi)齒輪 8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。 購買文檔就送對應(yīng) 紙 咨詢 14951605 下載文檔送全套 紙 14951605 或 1304139763 第 5 章 標(biāo)準(zhǔn) 件的 選擇 與校核 承的選擇與 校核 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（ 5801）的參數(shù) 代號 基本尺寸 （ 基本額定載荷（ 極限轉(zhuǎn)速 （ r/ d D B 潤滑 油潤滑 2 24 22 3000 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（ 276）的參數(shù) 代號 基本尺寸 （ 基本額定載荷 （ 極限轉(zhuǎn)速 （ r/ d D B 潤滑 油潤滑 61903 17 30 7 9000 24000 6201 12 32 10 9000 24000 6200 10 30 9 0000 26000 6004 20 42 12 6000 19000 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，購買文檔就送對應(yīng) 紙 咨詢 14951605 下載文檔送全套 紙 14951605 或 1304139763 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： )(10 （ 5 實際計算時，用 小時 數(shù)表示壽命比較方便。這時可將式（ 5寫為： )(6010 6h （ 5 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/ 指數(shù)，對于球軸承 =3； 將數(shù)據(jù)帶入式（ 5： 3106 )(6010 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。 承的潤滑方式 由于脂潤滑可以起到密封作用，且維護(hù)費用低、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 。 擇與校核 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。 在電動扳手中所選用的平鍵的尺寸如 下： 聯(lián)接鍵 12 軸與 小 齒輪 聯(lián)接 處： b× h× L=4× 4× 8 21 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× 15 購買文檔就送對應(yīng) 紙 咨詢 14951605 下載文檔送全套 紙 14951605 或 1304139763 如 圖 6 所示，當(dāng)平鍵聯(lián)接用 于傳遞扭矩時，鍵的側(cè)面受擠壓，截面 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 (對于靜聯(lián)接 )或磨損 (對于動聯(lián)接 )和鍵的剪斷。對于實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，對于平鍵聯(lián)接的強(qiáng)度計算，通常可只進(jìn)行擠壓應(yīng)力 (對于靜聯(lián)接 )或壓強(qiáng) (對于動聯(lián)接 )的校核計算。 圖 6 鍵的受力分析 假設(shè)工作面上的作用力沿鍵的長度和高度 均勻分布，普通平鍵連接的強(qiáng)度條件為 ： pP 3102 （ 5 式中 T 傳遞轉(zhuǎn)矩 K 鍵與輪轂槽的接觸高度 B 鍵的工作長度 D 軸的直徑 P 鍵輪轂軸三者中最弱材料的許用擠壓應(yīng)力 T= k=4=2 4484246421 l 2 M P l l 購買文檔就送對應(yīng) 紙 咨詢 14951605 下載文檔送全套 紙 14951605 或 1304139763 結(jié)論： 所選擇的鍵合格。 簧的設(shè)計 在設(shè)計時，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度等。 具體設(shè)計方法和步驟如下： （ 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=589（極限狀態(tài)時不小于 4或超過 16），并按照下面公式計算出曲度系數(shù) （ 5） 根據(jù)安裝空間初設(shè)彈簧中徑 D，根據(jù) d，并根據(jù)表 16 （ 6） 試算彈簧絲的直徑 d ，由公式 28 可得 m a （ 5 當(dāng)彈簧材料選用碳素鋼絲或者 65簧鋼絲時，因鋼絲的許用應(yīng)力決定于其B ，而 B 是隨著鋼絲的直徑 表 16所以計算時需先假設(shè)一個后進(jìn)行試算。最后的 d、 D、 0值符合表 16 （ 7） 根據(jù)變形條件求 出 彈 簧 的 工 作 圈 數(shù) 。 由 式Gd 和Gd a xm a x)8 （ 可知： 對于有預(yù)應(yīng)力的拉伸彈簧m a a x )(8 對于壓縮彈簧或者無預(yù)應(yīng)力的拉伸彈簧m （ 8） 求出彈簧的尺寸 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 重新設(shè)計。 （ 9） 驗算穩(wěn)定性。對于壓縮彈簧，如其長度較大時，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細(xì)比例按下列情況選?。寒?dāng)兩端固定時，取 510 >1018 >1830 >3050 >5080 >80120 >120150 間隙 c/ 2 3 4 5 6 7 (2)疲勞強(qiáng)度和靜應(yīng)力強(qiáng)度的驗算。對于循環(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)一步對彈簧的疲勞強(qiáng)度和靜應(yīng)力強(qiáng)度進(jìn)行驗算（如果變載荷的作用次數(shù) 310N ,或者載荷變化的幅度不大時，可只進(jìn)行靜應(yīng)力強(qiáng)度驗算）。 疲勞強(qiáng)度驗算 圖 16示為彈簧在變載荷作用下的應(yīng)力變化狀態(tài)。圖中 1 為安裝載荷和預(yù)壓變形量， 2 為工作時的最大載荷和最大變形。當(dāng)彈簧受載荷在 間不斷循環(huán)變化時，則根據(jù)公式 28 可得彈簧材料內(nèi)部所產(chǎn)生的最大和最小切應(yīng)力為 23 13 對應(yīng)于上述變應(yīng)力作用下的普通圓柱螺旋壓縮彈簧，疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)計算值S m a xm 式中：0 彈簧材料的脈動循環(huán)剪切疲勞極限，按變載荷作用次數(shù) N,由下表查??； 彈簧疲勞強(qiáng)度的設(shè)計安全系數(shù)，當(dāng)彈簧的設(shè)計計算和材料的力學(xué)性能數(shù)據(jù)精確性高時，取 精確性低時，取 . 靜應(yīng)力強(qiáng)度驗算 靜應(yīng)力遷都安全系數(shù)計算值 購買文檔就送對應(yīng) 紙 咨詢 14951605 下載文檔送全套 紙 14951605 或 1304139763 表 5彈簧材料的脈動循環(huán)剪切疲勞極限 變載荷作用次數(shù) 104 105 106 107 0 S m 式中，s為彈性材料的剪切屈服極限。靜應(yīng)力強(qiáng)度的設(shè)計安全系數(shù) 1） 振動驗算。承受變載荷的圓柱螺旋彈簧常是在加載頻率很高的