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1、機械/機電/模具/數(shù)控畢業(yè)、課程設計QQ_2947387549 現(xiàn)成資料CAD/Proe/Solidworks圖，另可定制 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

2、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(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

3、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(nèi)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(zhì)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。 第1章 設計任務分析 1.1 設計任務 題目：電動扳手

4、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(diào)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

5、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

6、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(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

7、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(zhuǎn)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(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構，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

8、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

9、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(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，在電動扳手的設計中選擇了NGW型行星齒輪傳動。 由于所選電機轉(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

10、大，結構緊湊；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)

11、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(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(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

12、機采用了高轉(zhuǎn)速、小轉(zhuǎn)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(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

13、機構簡化為低速構件具有固定的轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(zhuǎn)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。 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，

14、盡量使整機體積小，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(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： 圖3 電動扳手機構方案簡圖 1-電動機 2-定軸齒輪傳動 3

15、-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 ——平面機構的構件數(shù)： ——機構中的低副數(shù)； ——機構中的高副數(shù)。 鑒于圖3電動扳手機構中各構件的回轉(zhuǎn)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 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(nèi)外套筒同時反向旋轉(zhuǎn)。 階段2：當夾緊力增大到一定值后，系統(tǒng)實現(xiàn)自由度為

16、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。 采用差動機構的目的： （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(nèi)齒輪聯(lián)接成整體，構成差動機構，可使內(nèi)、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

17、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，內(nèi)外套筒背向旋轉(zhuǎn)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(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動分析計算 3.1 整機傳動比的確定 根據(jù)調(diào)查和類比、決定選用功率P=1.35kW，轉(zhuǎn)速n=20000r/min

18、的220v交直流兩用串激電動機。此電動機的輸出轉(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)生相當運動，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（5

19、2.3-3）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動分析 諧波齒輪傳動轉(zhuǎn)化機構運動關系式（轉(zhuǎn)化機構傳動比）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

20、輪系轉(zhuǎn)化機構運動關系式（轉(zhuǎn)化機構傳動比）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)結構條件（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

21、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。 由式（3-6）可見，當外套筒固定時，與旋向相反；當內(nèi)套固定時，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

22、面接觸疲勞強度設計公式計算 （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《機械設計》表10-7選得齒寬系數(shù) φd=0.6 3) 由《機械設計》表10-6查表得材料GCr15的彈性影響系數(shù) 4) 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σHLim=534MPa 5) 由《機械設計》圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù) KHN=0.9 6) 計算接觸疲勞應力 失效概率取1%安全系數(shù)S=1由式 （4-2） 得 （

23、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《機械設計》圖10-8查得動載荷系數(shù)=1.35 直齒輪 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布置時， =1.241 由 =1.241得=1.26 故動載荷系數(shù) 5) 按實際得動載荷系數(shù)校正所算得分度圓直徑。 6)計算模數(shù) 4.1.2 按齒根彎曲疲勞強度設計 齒根彎

24、曲疲勞強度設計計算公式為： （4-3） 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 2) 由《機械設計》圖10-18查取彎曲疲勞壽命系數(shù) 3) 計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù)得 4) 計算動載荷系數(shù) 5) 由《機械設計》表10-5查取齒形系數(shù) 6) 由《機械設計》表10-5查取應力校正系數(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 設計計算 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)

25、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?。築1=10 ，B2=10 ，B3=14 4.2 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 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)

26、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(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)形柔輪結構簡單，加工

27、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(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）,本設計T=10Nm； dR——柔輪分度圓直徑

28、（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=20mm zv——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）zR，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(diào)質(zhì)柔輪，可取pp=8MPa。 可見，符合耐磨性要求。 4.3 柔輪強度計算 諧波齒輪傳動

29、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： （4-5） 由變形和外載荷引起的切應力分別為： （4-6） 應力幅和平均應力為： （4-7） 式中 T——柔輪工作轉(zhuǎn)矩（）本設計T=10; ——頭論齒根處的壁厚（mm），本設計=0.6mm; Dp——計算平均直徑（mm），Dp=dfR-h1，本設計 Dp=（82.88-

30、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 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： 球化處理后硬度為24~26HRC. 取 取 柔輪正應力安全系數(shù)和切應力安全系數(shù)分別為： （4-8）

31、 （4-9） 式中 ——正應力有效應力集中系數(shù)，=1.7~2.5，本設計取=2.5； ——切應力有效應力集中系數(shù)，=（0.8~0.9），本設計取=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

32、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(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/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

33、 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

34、.808 h 4.228 4.228 4.522 18.88 30.736 99.85 a 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2（=3），基本構件為三個，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點，采用了將

35、太陽輪、轉(zhuǎn)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(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(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，取驗算的最大轉(zhuǎn)矩為（N.m），載荷特點為永久單向，太陽輪a為主動輪。 (3) 確定中心齒輪的轉(zhuǎn)矩 基本運算公式為： （4-11） 式

36、中 ——a輪和b輪的轉(zhuǎn)矩； ——行星輪系轉(zhuǎn)化機構的傳動比。 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(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 Kj——齒面載荷分布不均勻系數(shù)， Kj=1+（Q-1）μ 式中Q是

37、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。 ——動載系數(shù)，=1+2N，N是與結構尺寸及圓周速度有關的系數(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 ——標準齒形系數(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的輪齒彎曲強度計算式 太陽輪a的輪齒彎曲強度驗 （4-14） 式中 ——齒根彎曲應力（MPa）； ——

38、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力（MPa）。 行星輪g的輪齒彎曲強度驗算式為 （4-15） 式中 ——行星輪g的齒根彎曲應力（MPa）。 (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，

39、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?qū)ΨQ，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的基本應力值（MPa）； ——鋼質(zhì)齒輪齒根彎曲強度許用安全系數(shù)，可取=1.5~2.0 (8) 行星輪g與內(nèi)齒輪b的齒輪強度 由于內(nèi)

40、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，其輪齒彎曲強度計算可以從略。 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(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/T

41、5801）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 C

42、or 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

43、-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： （5-2） 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

44、 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： bhL=448 套筒與大齒輪大齒輪 19 34 92 1