共 37 頁 第 1 頁電動扳手設計[摘要] 在大型鋼結構建筑中，廣泛使用高強度螺栓鏈接。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。由于高強度螺栓的材料和熱處理是嚴格控制和檢查的，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確的范圍，從而能保證螺栓連接的可靠性。當擰緊力矩過大時，不能保證螺栓的強度；當擰緊力矩過小時，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，在擰緊高強度螺栓時，我們采用電動扳手代替手從扳手進行擰緊。電動扳手以220V交流電源為動力進行工作，可以保證每個螺栓的擰緊力都在規(guī)定的范圍內，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，改善工人的勞動強度[關鍵詞] 電 動 扳 手 諧 波 傳 動 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 設計任務分析 ……………………………………………………………21.1 設計任務 …………………………………………………………………21.2 設計意義 …………………………………………………………………2第 2 章 方案設計 …………………………………………………………………32.1 基本結構的分析與選擇 …………………………………………………32.2 總體方案的擬定 …………………………………………………………5第 3 章 電動扳手的動力與運動分析計算 ………………………………………83.1 整機傳動比的確定 ………………………………………………………83.2 各傳動比的確定 …………………………………………………………83.3 諧波齒輪傳動和行星輪系運動分析 ……………………………………9第 4 章 傳動部件的設計與校核…………………………………………………114.1 定軸輪系的設計…………………………………………………………114.1.1 .按齒面接觸疲勞強度設計 ……………………………………114.1.2 按齒根彎曲疲勞強度設計………………………………………124.1.3 設計計算…………………………………………………………134.2 諧波齒輪傳動的設計……………………………………………………144.2.1 諧波齒輪傳動參數(shù)的確定………………………………………144.2.2 柔輪結構形式的選擇……………………………………………154.2.3 諧波齒輪輪齒的耐磨計算………………………………………154.3 柔輪強度計算……………………………………………………………164.4 行星齒輪傳動的設計……………………………………………………174.4.1 齒輪嚙合參數(shù)的確定……………………………………………174.4.2 齒輪強度計算特點 ……………………………………………17第 5 章 標準件的選擇與校核……………………………………………………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計………………………………………………23第 6 章 電動扳手中重要零件的材料……………………………………………27結 論 ………………………………………………………………………………29致 謝 ………………………………………………………………………………30參 考 文 獻 ………………………………………………………………………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。其中高強度螺栓鏈接廣泛使用在大型鋼結構建筑中。由于高強度螺栓的材料和熱處理是嚴格控制和檢查的，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確的范圍，從而能保證螺栓連接的可靠性。當擰緊力矩過大時，不能保證螺栓的強度；當擰緊力矩過小時，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，在擰緊高強度螺栓時，我們采用電動扳手代替手從扳手進行擰緊。電動扳手以 220V 交流電源為動力進行工作，可以保證每個螺栓的擰緊力都在規(guī)定的范圍內，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，改善工人的勞動強度。在長期的使用中，電動扳手充分發(fā)揮了它的設計有點——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論——柔輪工作時的切應力及殼壁內的正應力的最大值均發(fā)生在柔輪的根部（并有應力集中的影響） ，根部是最危險的截面。因此，改善柔輪根部的結構和加工品質是提高強度和使用壽命的關鍵措施。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。共 37 頁 第 6 頁第 1 章 設計任務分析1.1 設計任務題目：電動扳手設計參數(shù)：（1）電源電壓：220V；（2）輸出最大力矩：1010N.m；（3）一機多用：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)場調研，了解現(xiàn)有電動扳手的機構、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）進行電動扳手的總體設計，根據(jù)指導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）完成文獻資料分析報告（含 1——2 篇外文翻譯） ；（6）撰寫設計說明書一份。1.2 設計意義在大型鋼結構建筑中，廣泛使用高強度螺栓鏈接。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。由于高強度螺栓的材料和熱處理是嚴格控制和檢查的，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確的范圍，從而能保證螺栓連接的可靠性。當擰緊力矩過大時，不能保證螺栓的強度；當擰緊力矩過小時，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，在擰緊高強度螺栓時，我們采用電動扳手代替手從扳手進行擰緊。電動扳手以 220V 交流電源為動力進行工作，可以保證每個螺栓的擰緊力共 37 頁 第 7 頁都在規(guī)定的范圍內，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，改善工人的勞動強度。第 2 章 方案設計2.1 基本結構的分析與選擇電動扳手與機床、汽車等大型機器比較起來雖然比較小巧簡單，但也是一種完整的機器，它應該由動力機、傳動機構和工作機構組成。根據(jù)前述設計任務要求，動力機應選用電源為 220V 的交流電機。由于電動扳手為人工操作，因此電動機應該體積小、重量輕、絕緣好，以便于操作，并保證人身安全。大功率高轉速防護式串激電機能基本滿足這個要求。這種電機在制造中采用滴浸泡轉子，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構，使用電安全有保證。由于電動扳手工作時，需要內外套筒反轉，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計中除去這四種類型而對其他三種類型進行比較。動軸輪系的運動簡圖如下：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，效率可以達到共 37 頁 第 8 頁0.97~0.99，它的特點是效率高，體積小，重量輕，結構簡單，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到 1~50，效率也可以達到0.97~0.99，特點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、安裝都很復雜，故 時不宜采7?baxi用。N 型行星齒輪傳動的傳動比范圍可達到 7~100，效率可達到 0.8~0.94，特點是傳動比范圍較大，結構緊湊，體積及重量小，但效率比 NGW 型低，且內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，在電動扳手的設計中選擇了 NGW 型行星齒輪傳動。由于所選電機轉速特別高，而輸出轉速還很小，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，結構緊湊；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 可達到 5~80，傳力很小，主要用于傳遞運動時，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動和動力。所以在電動扳手設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計要求，因此在電動扳手設計中選用諧波齒輪傳動。綜合上述分析，本設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。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-內套筒 8-外套筒 9-頂桿電動扳手的工作機構為擰緊螺母的外套筒 8 和擰斷螺栓（在定力矩切口處）的內套筒 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，將傳動機構設計成封閉系統(tǒng)，兩個相反的力矩就可以在電動扳手內部平衡，操作者不受外力的作用，從而使操作變得輕便、簡單。由于動力機采用了高轉速、小轉矩的電動機，因此動力機與工作機構（套筒）之間就需要采用大傳動比傳動機構。行星齒輪傳動（NGW 型單機傳動比i=3~12） 、漸開線少齒差齒輪傳動（單機傳動比 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，其結構復雜，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構，因此結構復雜，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構簡化為低速構件具有固定的轉動軸線，不需要等角速比機構，運動直接輸出。因此諧波傳動具有速比大，機構件數(shù)量少，體積小重量輕，運轉平衡，效率高，無沖擊等優(yōu)點。電動扳手斷續(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。諧波齒輪傳動機構作為動力傳遞時其輸出轉矩的大小受柔輪尺寸的限制，故不宜將其設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。共 37 頁 第 10 頁2.2 總體方案的擬定從上述分析來看，電動扳手的設計要點集中在電動機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，盡量使整機體積小，重量輕，運轉平穩(wěn)，安全可靠。據(jù)此，初步確定電動扳手機構方案簡圖如圖 3 所示。電動扳手整機由電動機 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 和內套筒 6 組成。外套筒 5 用來把住螺母 4，內套筒用來把住高強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；GZR fa、g、b 和 H 是 NGW 行星齒輪傳動的太陽輪、行星輪、內齒輪和轉臂。這是一種行星輪系與諧波輪系雙差動串聯(lián)機構方案，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：??HLpnf???213圖 3 電動扳手機構方案簡圖1-電動機 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-內套筒式中 ——平面機構的構件數(shù)：n——機構中的低副數(shù)；Lp——機構中的高副數(shù)。H鑒于圖 3 電動扳手機構中各構件的回轉軸均互相平行，因此該機構可視為平面機構。對于諧波齒輪傳動： =4， =3， =1，其自由度為nLpH共 37 頁 第 11 頁??213-43????f對于行星輪系，其自由度也為 2。因此在無任何約束條件下，兩機構均為自由度等于 2 的差動機構。由此機構組成的電動扳手擰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，即內外套筒同時反向旋轉。階段 2：當夾緊力增大到一定值后，系統(tǒng)實現(xiàn)自由度為 1 的 NGW 型行星傳動，即外套筒固定，內套筒繼續(xù)旋轉，直到擰斷螺栓的梅花頭。采用差動機構的目的：（1） 、為消除內套筒與螺栓梅花頭、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節(jié)內、外套筒產(chǎn)生相對角位移，確保內、外套筒順利地進入工作的準備位置。（2）設計時，為讓出中心頂桿的位置，電機與傳動系統(tǒng)不可“一”字布置。實際中采用的并列布置造成機殼形狀復雜。因此設計中將剛輪與內齒輪聯(lián)接成整體，構成差動機構，可使內、外套筒及相關輪系結構之間形成封閉力線，從而機殼不承受外力矩，則機殼的加工性能大大改善。按上述機構方案設計的電動扳手，其操作步驟（圖 2）如下：1） 高強度螺栓預緊在被緊固件上，如圖 2a 所示；2） 將內套筒插人螺栓尾部的梅花頭，然后微轉外套筒，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，內外套筒背向旋轉將螺栓緊固，待緊固到螺栓達到設計力矩時，將梅花頭切口扭斷；4） 關閉電源，將外套筒脫離螺母，用手推動開關上前方的彈射頂桿觸頭 9，將梅花頭從內套筒彈出，緊固完畢，如圖 2c 所示。共 37 頁 第 12 頁第 3 章 電動扳手的動力與運動分析計算3.1 整機傳動比的確定根據(jù)調查和類比、決定選用功率 P=1.35kW，轉速 n=20000r/min 的 220v交直流兩用串激電動機。此電動機的輸出轉矩 mN64.0235.190nP5T1 ?????取定軸齒輪的傳動效率 ，諧波齒輪傳動的傳動效率 ，98.?9207.??行星齒輪傳動的傳動效率 ，則整機的傳動效率34.0.927.08321??已知扭斷螺栓切口處的定力矩 。據(jù)此可決定整機的總傳動1T2??比 76843.06.1T12?i3.2 各傳動比的確定取定個輪系的齒數(shù)：定軸輪系 58z173?，諧波齒輪傳動 20GR，共 37 頁 第 13 頁行星齒輪傳動 17z461zgba??，，整機的傳動路線為：定軸輪系（z 1、z 2、z 3）→諧波傳動（f、z R、z G）→行星輪系（a、g、b、H）定軸輪系傳動比 4.31758zi312??齒輪 z3帶動諧波發(fā)生器 f，使柔剛輪產(chǎn)生相當運動，由于剛輪 G 和內齒輪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 1020ziGR2 ????傳動比帶符號，說明波發(fā)生器 1 的轉向于柔輪 2 的轉向相反，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，此時因內齒輪 b 固定，轉臂 H 輸出（圖 4） ，行星輪系的傳動比 2.5146ziab3???整機的傳動比共 37 頁 第 14 頁17682.5104.3i21 ????）（完全符合由轉矩確定的傳動比要求。3.3 諧波齒輪傳動和行星輪系運動分析諧波齒輪傳動轉化機構運動關系式（轉化機構傳動比）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行星輪系轉化機構運動關系式（轉化機構傳動比）為（3-abHbazi???2） 式中 、 、 ──分別為太陽輪 a、內齒輪 b 和轉臂 H 的角速度。a?bH────b 輪和 a 的齒數(shù)。zb此外，根據(jù)結構條件（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）為電動扳手諧波齒輪傳動與行星輪系傳動的串聯(lián)差動機構的運動方程式，表達出輸入與雙輸出之間的運動關系。共 37 頁 第 15 頁由式（3-6）可見，當外套筒固定時， 與 旋向相反；當內套固定時，f?R與 旋向相同，因此當整機無任何外約束時， 與 呈旋向相反的雙輸f?R G出運動。第 4 章 傳動部件的設計與校核4.1 定軸輪系的設計根據(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 .按齒面接觸疲勞強度設計 (1) 按齒面接觸疲勞強度設計公式計算（4-??32112. ）（ HEdt ZuKTd?????共 37 頁 第 16 頁1）確定公式內的各計算數(shù)值1) 試選載荷系數(shù) Kt=1.3 計算小齒輪傳遞的轉矩mN25.64205.31.91.591 ??????nPT2) 由《機械設計》表 10-7 選得齒寬系數(shù) φd=0.63) 由《機械設計》表 10-6 查表得材料 GCr15 的彈性影響系數(shù) 2189.MPa4) 由《機械設計》圖 10-21d 按齒面硬度查表得齒輪得接觸疲勞強度極限為 σ HLim=534MPa5) 由《機械設計》圖 10-19 取接觸疲勞壽命系數(shù) K HN=0.96) 計算接觸疲勞應力失效概率取 1%安全系數(shù) S=1 由式（4-??SlimN??2）得 （σ H1）=K HN1σ lim/S=408MPa(2) 計算1) 計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) 計算圓周速度 smsv/.819/106.9???3) 計算齒寬及模數(shù) nt78.354.2694.52.1.61?????hbmmzdbnttnt4) 計算載荷系數(shù) K已知使用系數(shù) =1a根據(jù) V=19.84m/s 8 級精度 由《機械設計》圖 10-8 查得動載荷系數(shù) =1.35VK直齒輪 1??FH由《機械設計》表 10-4 用插值法查得 8 級精度，小齒輪相對支承非對稱共 37 頁 第 17 頁布置時， =1.241?HK由 =1.241 得 =1.268.73hb??FK故動載荷系數(shù) 75.6124.35.1A????HV5) 按實際得動載荷系數(shù)校正所算得分度圓直徑。 mkdtl 9.80.6729331?6)計算模數(shù) .17.801zmn4.1.2 按齒根彎曲疲勞強度設計齒根彎曲疲勞強度設計計算公式為：（4-??321FSnYdzKTm?????3）確定計算參數(shù)1) 由《機械設計》圖 10-20c 查得大、小齒輪的彎曲疲勞強度MPa50FE??2) 由《機械設計》圖 10-18 查取彎曲疲勞壽命系數(shù)821FNNK3) 計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù) 得4.1?S?? MPaFENF 30.57.5011???SK.294.8224) 計算動載荷系數(shù) 51.3.1.??????FVA5) 由《機械設計》表 10-5 查取齒形系數(shù) 2.97.221?FYY6) 由《機械設計》表 10-5 查取應力校正系數(shù)：由表 10-5 查得 70.15.1?SS7) 計算大小齒輪得 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 設計計算 ?? .17.5302917.602.4522331 ?????FSnYdzKTm???對此結果，由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)最大，因此可取大于此模數(shù)的標準模數(shù) 取 1.25n則計算小齒輪取最小齒數(shù) Z1=17 則 Z 2=58 Z3=48計算校核后的齒數(shù)： 4851721??nnmdzdz計算中心距: mzan 5.26.12587.40.3211 ????計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 諧波齒輪傳動的設計4.2.1 諧波齒輪傳動參數(shù)的確定根據(jù)上述的分析設計，確定了諧波齒輪傳動的基本參數(shù)如下：傳動比 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：長軸 m9.5a2短軸 8b?采用 23 個直徑為 7.14mm 滾珠的薄壁軸承。4.2.2 柔輪結構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；鐘形柔輪的結構形狀保證齒圈變形時輪齒與柔輪軸線平行，軸向尺寸較小，強度高，壽命長，但加工復雜；整體式柔輪結構簡單，扭轉剛性好，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)形柔輪結構簡單，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，它扭轉剛性好，傳動精度高，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-PvnRpbzhdTK20p??4）式中 T——作用在柔輪的上的轉矩（Nm）,本設計 T=10Nm；dR——柔輪分度圓直徑（mm） ，本設計 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，本設計 hn=1.4x0.4=0.56mm；b——齒寬（mm） ，b=20mmzv——當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，本設計取 zv=0.075x200=15;K——載荷系數(shù)，取 K=1.3~1.75，本設計取 K=1.5；pp——齒面許用比壓，對于無潤滑條件下工作的調質柔輪，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 柔輪強度計算諧波齒輪傳動工作時，柔輪筒體處于應力狀態(tài)，其正應力基本上是對稱變化的，而切應力則呈脈動變化。若 分別表示正應力和切應力的maa??、和、應力幅和平均應力，則正應力的應力幅和平均應力分別為：（4-0DEh5.32p1a ???，5）由變形和外載荷引起的切應力分別為：（4-12p2p1y hT0h5.0??????，6）應力幅和平均應力為：（4-）（ ?????yma5.07）式中 T——柔輪工作轉矩（ ）本設計 T=10 ;N? mN?——頭論齒根處的壁厚（mm） ，本設計 =0.6mm;1h 1hDp——計算平均直徑（mm） ，D p=dfR- h1，本設計Dp=（82.88-0.6）mm=81.28mm；E——彈性模量（MPa） ，本設計 E=206x103MPa；——變形系數(shù)（mm） ， =dG-dR，本設計 =（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?柔輪正應力安全系數(shù)和切應力安全系數(shù)分別為：（4-n1k/n????8）（4-mn12.0???9）式中 ——正應力有效應力集中系數(shù)， =1.7~2.5，本設計取?k?k=2.5； ?k——切應力有效應力集中系數(shù)， =（0.8~0.9） ，本設計取? ?=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，故柔輪強度滿足要求。4.4 行星齒輪傳動的設計4.4.1 齒輪嚙合參數(shù)的確定根據(jù)草圖設計和類比，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，可以認為其齒輪傳動的強度和承載能力受齒輪彎曲強度的限制，而齒輪的接觸強度是次要的，因此僅需進行輪齒共 37 頁 第 23 頁彎曲強度的計算。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/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) 齒輪強度計算的受力分析電動扳手中的這種 NGW 行星機構，因齒傾斜角為 ，并且行星齒數(shù)大于o02（ =3） ，基本構件為三個，即太陽輪 a、轉臂 H 和內齒輪 b。在輪距作用下，pn當構件中各行星齒輪均勻受力時，各構件必然處于平衡狀態(tài)，因此三個基本構件對于軸承作用的點徑向力 。電動扳手的行星減速機構正是利用這一??0R點，采用了將太陽輪、轉臂作為浮動式的結構，以達到在工作狀態(tài)中，各構件可以自動調整、載荷均勻，從而提高了使用壽命，并且可以降低制造精度。在本機構中，齒輪加工采用的精度為 8 級（GB/T 10095—1988） 。(2) 強度驗算的兩個初始條件1) 當系統(tǒng)輸出到最大轉矩是，測得轉臂 H 的轉速為 8r/min，此時太陽輪的轉速 min/r6.41i/r2.58ina ???2) 考慮到超載的因素，取驗算的最大轉矩為 （N.m） ，載荷特點為永m(xù)axT久單向，太陽輪 a 為主動輪。(3) 確定中心齒輪的轉矩 nT基本運算公式為：共 37 頁 第 24 頁（4-Habi1T??11）式中 ——a 輪和 b 輪的轉矩；bAT、——行星輪系轉化機構的傳動比。Hai由式（4-11）可見，作用在基本構件上的力矩的帶有反號的比值，等于這些構件相對于第三個基本構件的角速比的倒數(shù)。由式（4-11）可計算 a 輪的轉矩 Ta。(4) 確定系數(shù)為載荷在行星輪之間分配不均的系數(shù)。當基本構件 H 游動，且 np=3 時，?對于計算彎曲應力，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的系數(shù)，μ 是系數(shù)，一般取 μ=0.3,μ 值與載荷變化有關?！獎虞d系數(shù)， =1+2N，N 是與結構尺寸及圓周速度有關的系數(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 ——標準齒形系數(shù)，一般選取 =0.29， =0.30。'Ya' 'gYH——全齒高， 。28.4hga所以 分別按下式計算：ga、 aga'hm25.Y.?(6)太陽輪 a 和行星輪 g 的輪齒彎曲強度計算式太陽輪 a 的輪齒彎曲強度驗（4-paabdmYKT2????共 37 頁 第 25 頁14）式中 ——齒根彎曲應力（MPa） ；a?——太陽輪 a 轉矩，由式（4-11）計算而得；T——載荷系數(shù)，由式（4-12）計算而得；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力（MPa） 。g?行星輪 g 的輪齒彎曲強度驗算式為（4-pgagY???15）式中 ——行星輪 g 的齒根彎曲應力（MPa） 。g?(7)確定齒輪的許用彎曲應力取太陽輪 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為變向對稱，輪齒雙向彎曲應力。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力m?2.3Ra?可用下式計算對太陽輪 a （4-pcn6.0?16）對行星輪 g （4-pc4.17）式中 ——與齒輪的材料、加工精度及熱處理工藝有關的基本應力值c?（MPa） ；——鋼質齒輪齒根彎曲強度許用安全系數(shù)，可取 =1.5~2.0pn pn(8)行星輪 g 與內齒輪 b 的齒輪強度由于內齒輪 b 采用了經(jīng)調質處理的 38CrMnAl 材料，又經(jīng)表面滲碳處理，并且 g、b 齒輪室內嚙合，所以齒輪的承載能力要比 a、g 齒輪大得多，其輪齒彎曲強度計算可以從略。共 37 頁 第 26 頁第 5 章 標準件的選擇與校核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又公轉，也不會產(chǎn)生軸向載荷，并且極限轉速較低，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，極限轉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）極限轉速（r/min）代號d D B Cr Cor 脂潤滑 油潤滑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 軸承的校核以代號為 6201 的深溝球軸承為例，對軸承進行校核。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行校核即可，軸承壽命的校核公式為：（5-?)(10PCL?1）實際計算時，用小時數(shù)表示壽命比較方便。這時可將式（5-1）改寫為：（5-?)(601PnLh?2）式中 C——軸承的基本額定動載荷；P——軸承所受的載荷；n——軸承轉速，在本設計中 n=20000r/min；——指數(shù)，對于球軸承 =3；??將數(shù)據(jù)帶入式（5-2）得： 3106)(rPhFfCnL?h82.??由此數(shù)據(jù)可以看出結果遠遠大于 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，且維護費用低、使用壽命長，設計簡單，因此在電動扳手的設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，因此也可以做導向鍵。普通共 37 頁 第 28 頁平鍵的工作面是兩側面，工作時，靠鍵同鍵槽側面的擠壓來傳遞轉矩，并且平鍵聯(lián)接具有結構簡單、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 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，當平鍵聯(lián)接用于傳遞扭矩時，鍵的側面受擠壓，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準選用的鍵聯(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)接的強度計算，通?？芍贿M行擠壓應力(對于靜聯(lián)接)或壓強(對于動聯(lián)接)的校核計算。圖 6 鍵的受力分析假設工作面上的作用力沿鍵的長度和高度均勻分布，普通平鍵連接的強度條件為：（5-??pPkldT?????31023）式中 T——傳遞轉矩K——鍵與輪轂槽的接觸高度 hk5.0B——鍵的工作長度 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力??P?T=0.6446N.m k=0.5×4=2 482621???Llmd????MPa503.412604.2106.8.3321 ???????pPkldTl ??結論：所選擇的鍵合格。5.3 圓柱螺旋壓縮彈簧的設計在設計時，通常根據(jù)彈簧的最大載荷、最大變形、以及機構要求（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，并查取其力學性能數(shù)據(jù)。（4）選擇旋繞比 C，通常 C=5~89（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) K 值 C15.604-??（5）根據(jù)安裝空間初設彈簧中徑 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力。（6）試算彈簧絲的直徑 ，由公式 可得d? ???????28dFKT（5-max6.1??4）當彈簧材料選用碳素鋼絲或者 65Mn 彈簧鋼絲時，因鋼絲的許用應力決定于其，而 是隨著鋼絲的直徑 d 變化的（見表 16-3） ，所以計算時需先假設一B?個 d 值，然后進行試算。最后的 d、D、n 及 H0值符合表 16-5 所給的標準尺寸系列。（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 頁對于有預應力的拉伸彈簧 max30max)(8?CFGdn??對于壓縮彈簧或者無預應力的拉伸彈簧 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，則應改選有關參數(shù)（例如 C 值)重新設計。（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比例 按下列情況選?。寒攦啥斯潭〞r，取 b5 5~1010~1818~3030~5050~8080~120120~150間隙 c/mm 0.6 1 2 3 4 5 6 7(2)疲勞強度和靜應力強度的驗算。對于循環(huán)次數(shù)較多、在變應力下工作的重要彈簧，還應該進一步對彈簧的疲勞強度和靜應力強度進行驗算（如果變載荷的作用次數(shù) ,或者載荷變化的幅度不大時，可只進行靜應力強度驗算） 。310?N疲勞強度驗算 圖 16-12 所示為彈簧在變載荷作用下的應力變化狀態(tài)。圖中 H0為彈簧的自由長度，F(xiàn) 1和 為安裝載荷和預壓變形量，F(xiàn) 2和 為工作時的最大??載荷和最大變形。當彈簧受載荷在 F1和 F2之間不斷循環(huán)變化時，則根據(jù)公式可得彈簧材料內部所產(chǎn)生的最大和最小切應力為???????28dCKT