套筒式六角扳手集成式設計【伸縮式結構的設計】【旋轉式伸縮一頭4種規(guī)格節(jié)節(jié)伸出】【集成扳手設計（創(chuàng)新型）】,伸縮式結構的設計,旋轉式伸縮,一頭4種規(guī)格,節(jié)節(jié)伸出,集成扳手設計（創(chuàng)新型）,套筒式六角扳手集成式設計【伸縮式結構的設計】【旋轉式伸縮,一頭4種規(guī)格,節(jié)節(jié)伸出】【集成扳手設計（創(chuàng)新型）】,套筒,六角,扳手 本科畢業(yè)設計開題報告課題名稱：套筒式六角扳手集成式設計一、設計的意義：o用于螺母端或螺栓端完全低于被連接面，且凹孔的直徑不能用于開口扳手或活動扳手及梅花扳手，就用套筒扳手，另外就是螺栓件空間限制，也只能用套筒扳手。二、設計的現狀 多規(guī)格的內、外六角扳手存在數量眾多、攜帶不便且使用不便等缺陷。往往要準備一套套筒扳手，不僅使用不便還會造成購買資金上的浪費。三、創(chuàng)新之處o目前市場上都是不同規(guī)格的套筒扳手，該設計思路為采用伸縮式結構，將不同規(guī)格的扳手集成在一起，根據內、外六角螺紋大小確定其內外表面尺寸，采用兩端伸縮實現眾多規(guī)格，同時也解決單端伸縮造成壁厚過薄，強度、剛度過低的缺陷。四、設計的主要內容和重點：o設計一個套筒式六角集成扳手，其主要結構件包括套筒和扳手。最重要的是伸縮結構的設計。o材料的選擇。o扳手的加工工藝設計包括加工設備選擇和模具設計。o為提高強度而采取的熱處理工藝設計。五、設計思路o伸縮式結構的選擇：旋轉式。研究和設計旋轉伸縮的機構構成，運作原理o計算套筒的整體尺寸大小，每層伸出的長度、口徑大小以及壁厚。o扳手的尺寸。套筒上有一個對穿孔，用于放置扳手進行扭緊和扭松螺栓。o套筒扳手的材料選擇。o設計加工工藝和熱處理工藝。六、存在問題o結構上的可行度。旋轉式伸出的結構設計存在難度，以及卡緊問題。設計為創(chuàng)新型設計，本身存在風險。七、參考文獻o1 孫桓 陳作模 葛文杰主編，機械原理，高等教育出版社，2006o2 濮良貴主編，機械設計，高等教育出版社，2006o3 張有忱主編，機械創(chuàng)新設計，清華大學出版社，2011 o4張俊主編，機械工程材料與熱處理，北京理工大學出版社，2010o5傅水根主編，機械制造工藝基礎，清華大學出版社，2010摘要：套筒扳手廣泛用于機械零件裝配、修理等許多場合, 它主要用于螺母端或螺栓端完全低于被連接面，且凹孔的直徑不能用于開口扳手或活動扳手及梅花扳手，就用套筒扳手。本文設計了一款具有旋轉伸縮式結構的套筒扳手，本文首先研究和設計旋轉伸縮的機構構成，運作原理計算套筒的整體尺寸大小，每層伸出的長度、口徑大小以及壁厚。設計計算每個套筒的尺寸。套筒上設計有一個對穿孔，用于放置扳手進行扭緊和扭松螺栓。為了實現套筒扳手使用的簡便，本文設計了一個套筒扳手的電動系統(tǒng)，即通過電機來帶動套筒轉動實現對螺栓的擰緊和擰松。 關鍵詞：旋轉伸縮式；套筒扳手；結構設計 Abstract: wrenches are widely used in mechanical parts assembly, repair, and many other occasions, it is mainly used for nut or bolt ends are connected end completely below the surface, and the diameter of the recessed hole can not be used or open-end wrench and spanner wrench, on the use of a socket wrench. This design of a telescopic structure having a rotary wrenches, and design paper studies the mechanism of rotation of the telescopic structure, the operation principle of calculating the overall size of the sleeve, each projecting length, diameter size and wall thickness. Design and calculate of the size of each sleeve. Sleeve design has a perforation for placing wrench tightening and loosen bolts. Use a socket wrench in order to achieve simplicity, this paper designed a socket wrench electric system, namely through the motor to drive the rotation of the sleeve to achieve tighten and loosen the bolts. Keywords: rotary telescopic; socket wrenches; structural design 目 錄 摘 要 III Abstract IV 目 錄 V 1 緒論 5 1.1 本文的研究意義 5 1.2 本文的主要內容和要點 6 2 集成式套筒扳手結構設計 7 2.1集成式套筒扳手的總體設計 7 2.2 套筒扳手伸縮機構設計 8 2.2.1 套筒伸縮機構設計 9 2.2.2 旋轉拉手固定裝置設計 11 2.2.3 各個型號套筒長度設計 12 2.3套筒扳手動力系統(tǒng)即電動系統(tǒng)總體設計 13 2.3.1 基本結構的分析與選擇 13 2.3.2 總體方案的擬定 16 3 套筒扳手動力系統(tǒng)詳細設計與分析計算 19 3.1 系統(tǒng)傳動比的確定 19 3.2 各傳動比的確定 19 3.3 諧波齒輪傳動和行星輪系運動分析 20 4電動系統(tǒng)傳動部件的設計與校核 22 4.1定軸輪系的設計 22 4.1.1 按齒面接觸疲勞強度設計 22 4.1.2 按齒根彎曲疲勞強度設計 23 4.1.3 設計計算 24 4.2 諧波齒輪傳動設計 25 4.2.1 諧波齒輪傳動參數的確定 25 4.2.2 柔輪結構形式的選擇 26 4.2.3 諧波齒輪輪齒的耐磨計算 27 4.3 柔輪強度計算 28 4.4 行星齒輪傳動設計 30 4.4.1 齒輪嚙合參數確定 30 4.4.2 齒輪強度計算特點 30 4.5 軸承的選擇與校核 34 4.5.1.1 軸承的選擇 34 4.5.1.2 軸承的校核 35 4.5.1.3 軸承的潤滑方式 35 4.5.2 鍵選擇與校核 36 4.5.2.1 鍵的選擇 36 4.5.2.2 鍵的校核 36 4.5.3 圓柱螺旋壓縮彈簧的設計 37 5 套筒扳手模具設計以及熱處理 42 5.1 膨脹成型模具設計 42 5.2模具的工作過程 43 5.3套筒熱處理以及后續(xù)加工 44 6 結論 45 致 謝 46 參考文獻 47 第一章 緒論 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[1-4]。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[5-6]。 1.1.本文的研究意義 套筒扳手廣泛用于機械零件裝配、修理等許多場合。它主要用于螺母端或螺栓端完全低于被連接面，且凹孔的直徑不能用于開口扳手或活動扳手及梅花扳手，就用套筒扳手，另外就是螺栓件空間限制，也只能用套筒扳手[7-10]。 另一方面，由于多規(guī)格的內、外六角扳手存在數量眾多、攜帶不便且使用不便等缺陷。往往要準備一套套筒扳手，不僅使用不便還會造成購買資金上的浪費。目前市場上都是不同規(guī)格的套筒扳手，該設計思路為采用伸縮式結構，將不同規(guī)格的扳手集成在一起，根據內、外六角螺紋大小確定其內外表面尺寸，采用兩端伸縮實現眾多規(guī)格，同時也解決單端伸縮造成壁厚過薄，強度、剛度過低的缺陷。本論文設計的一款集成式。具有多種規(guī)格、且具有內外六角扳手功用的扳手。 圖為不同型號的套筒扳手 1.2.本文的主要內容和要點 本設計的集成式套筒具有伸縮式結構的選擇：旋轉式，首先研究和設計旋轉伸縮的機構構成，運作原理計算套筒的整體尺寸大小，每層伸出的長度、口徑大小以及壁厚。扳手的尺寸。套筒上有一個對穿孔，用于放置扳手進行扭緊和扭松螺栓。套筒扳手的材料選擇。設計加工工藝和熱處理工藝。 第二章 集成式套筒扳手結構設計 本論文設計的集成式套筒扳手，可以把內、外六角扳手都集成到一塊，簡單實用。本論文設計的套筒扳手總共有8、10、14、17、19、22、24、27八種型號的內外六角扳手[11-12]。本論文設計的套筒扳手不僅可以用作外六角套筒扳手，也可以用作內六角扳手。 本論文設計了一種集成內外六角套筒扳手，包括圓形套筒、外套筒、內套筒、套筒彈簧、和八種規(guī)格的六角扳手本體。本實用新型結構簡單，使用方便，不但能夠拆卸和緊固多種外六角螺栓和螺母，而且能夠拆卸和緊固多種內六角螺釘，省去了攜帶和更換不同規(guī)格套筒扳手的繁瑣過程，降低了施工人員的勞動強度和使用成本，有利于提高工作效率。 2.1.集成式套筒扳手的總體設計 本設計需要的設計八種規(guī)格的內外六角扳手，它們的規(guī)格分別為：8、10、14、17、19、22、24、27，所以集成式的扳手先把這么規(guī)格確定為兩組，一組的規(guī)格為8、14、19、24，另外一組為10、17、22、27，兩組規(guī)格的扳手，一組規(guī)格的扳手設計成一頭，另外一組的設計成一頭。每一組的套筒的設計如圖2-1.如圖2-1，最小的規(guī)格為8的套筒心，這個就是規(guī)格為8的內六角扳手，然后上面套的就是規(guī)格為8的外六角扳手，同時在它的外殼也是規(guī)格為14的內六角扳手。套筒心上面套上上一個規(guī)格的套筒，上一個規(guī)格的套筒套上上上規(guī)格的套筒，使用時，通過套筒之間的伸縮來實現選用哪種規(guī)格的套筒來使用。 這種套筒為正六棱柱體中空結構，而且外套筒的長度大于所述內套筒的長度。 圖2-1.套筒的設計形式 2.2.套筒扳手伸縮機構設計 為了實現各種規(guī)格的內外扳手的集成，本設計使用了伸縮式結構，但是為了扳手能方便地使用各種型號的，而且各種型號的扳手能隨意切換，要達到這樣的效果，必須要有合適的結構相互配合。 為了使扳手能用完后能實現收縮成一個整體，從而使扳手在不使用的時候能大大減少收藏空間。如圖2-2，本設計的扳手給在套筒的另一頭固定一個彈簧，讓套筒有一個回復力。為了使用方便，彈簧的平衡位置設置在套筒心的最低處，這樣有利于當套筒使用時，套筒能很方便地夾緊螺栓。 圖2-2.套筒心端部的結構 2.2.1.套筒伸出機構設計 如圖2-3、2-4為套筒的伸出機構，當需要某一種型號的套筒時，把拉手往下拉，然后套筒心后面的擋板會帶動相應的套筒往下拉，當要使用的套筒拉下來到最下面，且露出相對應的長度，且長度適合，使套筒有足夠的動力和強度來扭動扳手。因為套在上面的套筒比下面的套筒要長，所以下面的套筒不會露出來。只有我們需要用的套筒才會露出來。當拉手往下拉到相應的距離，我們就可以固定拉手，然后就可以使用扳手來扭螺栓了。 為了拉手能自由上下運動，我們在每一個套筒上設計了一個導槽，如圖2-5，導槽有兩個作用，首先導槽可以使拉手自由上下活動；當拉手運動到導槽的最上方時，拉手可以拉著套筒一起上升，可以讓扳手收縮。 圖2-3套筒心擋板結構 圖2-4.套筒伸縮結構圖 圖2-5.套筒導槽 2.2.2.旋轉拉手固定裝置設計 為了能使套筒伸縮固定在一個一位置，我們可以在最外面包裹一個圓形的大套筒，然后圓形套筒可以相對于套筒扳手相對轉動。如圖2-6，圓形套筒上有橫向和徑向的導槽，當拉手向下拉到達圓形套筒徑向導槽時，轉動拉手，使拉手進入徑向導槽最底端，然后由于套筒心一端的彈簧的彈力從而固定了套筒。圓形套筒具有四個徑向導槽，四個徑向導槽分別固定一種規(guī)格的套筒。最前方的為規(guī)格最小的套筒固定的位置，網上依次類推。 為了能讓圓形套筒和套筒扳手能相對轉動，在圓形套筒和套筒扳手的一端固定一個軸承，圓形套筒和軸承的外圈固定，且軸承固定在圓形套筒上，套筒扳手的套筒心和擋板都固定在軸承的內圈上。這樣就可以使套筒扳手和圓形套筒相對轉動。同時，本文采用電動的方式來擰緊螺栓，所以當套筒扳手工作時，套筒扳手和圓形套筒一起轉動。所以在圓形套筒的最后端設計有定位銷，可以固定套筒扳手和圓形套筒，防止套筒扳手擰緊螺栓時，圓形套筒和套筒扳手發(fā)生相對轉動。 圖2-6.圓形套筒外形 圖2-7.圓形套筒底端軸承 2.2.3.各個型號套筒長度設計 首先確定套筒心的長度為75mm，然后根據套筒扳手各個型號的規(guī)格，確定各個套筒的伸出長度為55mm，所以套筒心的長度為60mm，套在套筒心上的套筒長度為115mm，第二個套筒長度為170mm，第三個套筒長度為225mm，第四個套筒長度為280mm。 2.3套筒扳手的動力系統(tǒng)即電動系統(tǒng)總體設計 為了實現套筒扳手的保證每個螺栓的擰緊力都在規(guī)定的范圍內，同時，采用套筒扳手電動系統(tǒng)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，我們在套筒扳手加上一個電動系統(tǒng)來給套筒扳手提供動力。實現套筒扳手使用的自動化和簡便化。 2.3.1基本結構的分析與選擇 套筒扳手電動系統(tǒng)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。 由于套筒扳手電動系統(tǒng)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。 由于套筒扳手電動系統(tǒng)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，因此在套筒扳手電動系統(tǒng)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2-8 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，可用于各種工作條件。但雙聯行星齒輪制造、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[13-16]。 綜合上述分析，在套筒扳手電動系統(tǒng)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。 經調查，可以實現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。所以在套筒扳手電動系統(tǒng)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，易于實現零回差傳動；傳動平穩(wěn)，噪音低。諧波齒輪傳動符合套筒扳手電動系統(tǒng)的設計要求，因此在套筒扳手電動系統(tǒng)設計中選用諧波齒輪傳動[16]。 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2-9 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 套筒扳手電動系統(tǒng)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套筒扳手電動系統(tǒng)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[17-20]。 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）等如果用套筒扳手電動系統(tǒng)，均需多級串聯使用，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，機構件數量少，體積小重量輕，運轉平衡，效率高，無沖擊等優(yōu)點。套筒扳手電動系統(tǒng)斷續(xù)、短時的工作特點恰好克服了柔輪由于變形而易產生疲勞斷裂的不足。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，故不宜將其設計為套筒扳手電動系統(tǒng)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的設計是一種比較全面地、最大限度地滿足套筒扳手電動系統(tǒng)工藝要求的最佳選擇。 2.3.2 總體方案的擬定 從上述分析來看，套筒扳手電動系統(tǒng)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。據此，初步確定套筒扳手電動系統(tǒng)機構方案簡圖如圖2-10所示。套筒扳手電動系統(tǒng)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2-9所示。圖1中的、、是定軸齒輪傳動的齒數；和是諧波傳動剛輪和柔輪的齒數；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、內齒輪和轉臂。這是一種行星輪系與諧波輪系雙差動串聯機構方案，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2-10 套筒扳手電動系統(tǒng)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： ——機構中的低副數； ——機構中的高副數。 鑒于圖2-10套筒扳手電動系統(tǒng)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 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。由此機構組成的套筒扳手電動系統(tǒng)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，套筒扳手電動系統(tǒng)必須具備可手動調節(jié)內、外套筒產生相對角位移，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套筒扳手電動系統(tǒng)，其操作步驟（圖2-9）如下： 1） 高強度螺栓預緊在被緊固件上，如圖2-9a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2-9b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2-9c所示。 第三章 套筒扳手動力系統(tǒng)詳細設計與分析計算 3.1 系統(tǒng)傳動比的確定 根據調查和類比、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 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： 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，使柔剛輪產生相當運動，由于剛輪G和內齒輪b與外套輪連為一體，所以在擰斷螺栓梅花頭時，剛輪是固定的，柔輪輸出。 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的轉向于柔輪2的轉向相反，如圖3-1所示： 圖3-1 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 整機的傳動比 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 （3-1） 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。 行星輪系轉化機構運動關系式（轉化機構傳動比）為 （3-2） 式中、、──分別為太陽輪a、內齒輪b和轉臂H的角速度。 ────b輪和a的齒數。 此外，根據結構條件（圖4）可得 = （3-3） = （3-4） 由式（3-1）~（3-4），經整理后可得 （3-5） 具體將數據帶入有關公式： 將上述數據代人式（3-5），得 （3-6） 推到出的式（3-6）為套筒扳手電動系統(tǒng)諧波齒輪傳動與行星輪系傳動的串聯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。 第四章 電動系統(tǒng)傳動部件的設計與校核 4.1 定軸輪系的設計 根據傳動方案，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Z1=17，大齒輪齒數Z2=58，介輪齒數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 （4-1） 確定公式內的各計算數值 1) 試選載荷系數Kt=1.3 計算小齒輪傳遞的轉矩 2) 由《機械設計》表10-7選得齒寬系數 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 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 KHN=0.9 6) 計算接觸疲勞應力 失效概率取1%安全系數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 4) 計算載荷系數K 已知使用系數=1 根據V=19.84m/s 8級精度 由《機械設計》圖10-8查得動載荷系數=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 5) 按實際得動載荷系數校正所算得分度圓直徑。 6)計算模數 4.1.2 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： （4-3） 確定計算參數 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 3) 計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數得 4) 計算動載荷系數 5) 由《機械設計》表10-5查取齒形系數 6) 由《機械設計》表10-5查取應力校正系數： 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最大[21-22]，因此可取大于此模數的標準模數取1.25 則計算小齒輪取最小齒數Z1=17 則 Z2=58 Z3=48 計算校核后的齒數： 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 諧波齒輪傳動的設計 4.2.1 諧波齒輪傳動參數的確定 根據上述的分析設計，確定了諧波齒輪傳動的基本參數如下： 傳動比 柔輪變形波數U=2 柔輪齒數 剛輪齒數 模數m=0.4mm 柔輪壁厚H=0.5mm 齒寬b=20mm 柔輪的嚙合參數經計算確定如下： 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 剛輪的嚙合參數經計算確定如下： 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 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套筒扳手電動系統(tǒng)中，它扭轉剛性好，傳動精度高，承載能力大，效率高。 圖4-1 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=20mm zv——當量于沿齒廓工作段全嚙合的工作齒數，一般可取zv=（0.075~0.125）zR，本設計取zv=0.075x200=15; K——載荷系數，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。 可見，符合耐磨性要求。 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=（82.88-0.6）mm=81.28mm； E——彈性模量（MPa），本設計E=206x103MPa； ——變形系數（mm），=dG-dR，本設計=（80.8-80）mm=0.8mm 將具體數據代人式（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和切應力安全系數分別為： （4-8） （4-9） 式中 ——正應力有效應力集中系數，=1.7~2.5，本設計取=2.5； ——切應力有效應力集中系數，=（0.8~0.9），本設計取=0.9=0.92.5=2.25。 將具體數據代人式（4-8）和式（4-9）中，得 柔輪的安全系數 （4-10） 將以上具體數據代人上式得 此值大于許用安全系數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齒輪嚙合參數的確定 根據草圖設計和類比，行星齒輪傳動的嚙合參數取定如表1所示。 4.4.2 齒輪強度計算特點 根據套筒扳手電動系統(tǒng)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 參數名稱 代號 太陽輪 行星輪 內齒輪 齒數 模數 分度圓壓力角 行星輪數 變位系數 齒頂高降低系數 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 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) 齒輪強度計算的受力分析 套筒扳手電動系統(tǒng)中的這種NGW行星機構，因齒傾斜角為，并且行星齒數大于2（=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，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。套筒扳手電動系統(tǒng)的行星減速機構正是利用這一點，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 2) 考慮到超載的因素，取驗算的最大轉矩為（N.m），載荷特點為永久單向，太陽輪a為主動輪。 (3) 確定中心齒輪的轉矩 基本運算公式為： （4-11） 式中 ——a輪和b輪的轉矩； ——行星輪系轉化機構的傳動比。 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。由式（4-11）可計算a輪的轉矩Ta。 (4) 確定系數 為載荷在行星輪之間分配不均的系數。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K： K=KjKd （4-12） 式中 Kj——齒面載荷分布不均勻系數， Kj=1+（Q-1）μ 式中Q是齒輪的幾何尺寸有關的系數，μ是系數，一般取μ=0.3,μ值與載荷變化有關。 ——動載系數，=1+2N，N是與結構尺寸及圓周速度有關的系數。(5) 確定太陽輪a和行星輪g的齒形系數 因行星嚙合為角變位，所以齒形系數為 （4-13） 式中 ——標準齒形系數，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）； ——太陽輪a轉矩，由式（4-11）計算而得； ——載荷系數，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（mm）； ——太陽輪a的齒形系數； ——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，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）； ——鋼質齒輪齒根彎曲強度許用安全系數，可取=1.5~2.0 (8) 行星輪g與內齒輪b的齒輪強度 由于內齒輪b采用了經調質處理的38CrMnAl材料，又經表面滲碳處理，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。 4.5.軸承的選擇與校核 4.5.1.1 軸承的選擇 由于行星輪既自轉又公轉，也不會產生軸向載荷，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 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 由于套筒扳手電動系統(tǒng)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 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 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 4.5.1.2 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： （4-18） 實際計算時，用小時數表示壽命比較方便。這時可將式（5-1）改寫為： （4-19） 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，對于球軸承=3； 將數據帶入式（5-2）得： 由此數據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。 4.5.1.3 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，因此在套筒扳手電動系統(tǒng)的設計中軸承都采用二硫化鉬脂潤滑。 4.5.2鍵的選擇與校核 4.5.2.1鍵的選擇 由于直齒輪傳動不會產生軸向力，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，并且平鍵聯接具有結構簡單、裝拆方便、對中性好等優(yōu)點。 在套筒扳手電動系統(tǒng)中所選用的平鍵的尺寸如下： 聯接鍵 軸與小齒輪聯接處： b×h×L=4×4×8 套筒與大齒輪大齒輪 19 34 92 137373737373737373737373737373737373737373737373737373737373737373737373737373737373737373737373737373737373737373737373737373737373737373737373737373737373737373737聯接處： b×h×L=6×6×8 滑移鍵 內套筒與行星輪支架聯接處： b×h×L=6×6×15 4.5.2.2鍵的校核 如圖6所示，當平鍵聯接用于傳遞扭矩時，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(對于靜聯接)或磨損(對于動聯接)和鍵的剪斷。對于實際采用的材料和按標準選用的鍵聯接尺寸來說，工作表面的壓潰或磨損是主要的失效形式。因此，對于平鍵聯接的強度計算，通?？芍贿M行擠壓應力(對于靜聯接)或壓強(對于動聯接)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： （4-20） 式中 T——傳遞轉矩 K——鍵與輪轂槽的接觸高度 B——鍵的工作長度 D——軸的直徑 ——鍵輪轂軸三者中最弱材料的許用擠壓應力 T=0.6446N.m k=0.5×4=2 結論：所選擇的鍵合格。 4.5.3圓柱螺旋壓縮彈簧的設計 在設計時，通常根據彈簧的最大載荷、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、彈簧的螺旋升角和長度等。 具體設計方法和步驟如下： （3） 根據工作情況及具體條件選定材料，并查取其力學性能數據。 （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K值 （5） 根據安裝空間初設彈簧中徑D，根據C值估取彈簧絲直徑d，并根據表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 （4-20） 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，所以計算時需先假設一個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） 根據變形條件求出彈簧的工作圈數。由式和可知： 對于有預應力的拉伸彈簧 對于壓縮彈簧或者無預應力的拉伸彈簧 （8） 求出彈簧的尺寸D2、D1、H0，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（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b<5.3；當一端固定，另一端自由轉動時，取b<3.7；當兩端自由轉動時，取b<2.6。 當b大于上述數值時，要進行穩(wěn)定性計算，并滿足 （4-21） 式中： FC——穩(wěn)定時的臨界載荷； Cu——不穩(wěn)定系數； Fmax——彈簧的最大工作載荷。 如Fmax5 >5~10 >10~18 >18~30 >30~50 >50~80 >80~120 >120~150 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,或者載荷變化的幅度不大時，可只進行靜應力強度驗算）。 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，F1和為安裝載荷和預壓變形量，F2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，則根據公式可得彈簧材料內部所產生的最大和最小切應力為 對應于上述變應力作用下的普通圓柱螺旋壓縮彈簧，疲勞強度安全系數計算值及強度條件可按下式計算 式中：——彈簧材料的脈動循環(huán)剪切疲勞極限，按變載荷作用次數N,由下表查?。? SF——彈簧疲勞強度的設計安全系數，當彈簧的設計計算和材料的力學性能數據精確性高時，取SF=1.3~1.7；當精確性低時，取SF=1..8~2.2。 靜應力強度驗算 靜應力遷都安全系數計算值的計算公式及強度條件為： 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 104 105 106 107 0.45 0.35 0.33 0.3 式中，為彈性材料的剪切屈服極限。靜應力強度的設計安全系數SS的選取與SF相同。 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情況下工作（如內燃機氣缸閥門彈簧）。為了避免引起彈簧的諧振而導致彈簧的破壞，需對彈簧進行振動驗算，以保證其臨界工作頻率（即工作頻率的許用值）遠低于其基本自振頻率。 圓柱螺旋彈簧的基本自振頻率（單位為Hz）為 （4-22） 式中：kF——彈簧的剛度，； Ms——彈簧的質量，Kg。 將kF、Ms的關系式代入上式并取則 式中各符合的意義及單位同前。 彈簧的基本自振頻率fb應不低于其工作頻率fw（單位為Hz）的15~20倍，以避免引起嚴重的振動，即 或 根據GB/T2089-1994選出符合設計要求的彈簧： 圓柱旋壓彈簧 3.5×40×100 1×10×110 3×25×30 第五章 套筒扳手模具設計以及熱處理 套筒扳手的套筒心采用鑄造的方法，套筒上的擋板和拉手通過氬弧焊的方法焊接上去。套筒采用膨脹成型。脹形系數為:K Z = dmax/d0 式中 d m a x 為脹形后的最大內徑, dmax = 25. 4mm d0 為脹形前的內徑, d0 = 16mm 故 KZ = 2 5.4/16= 1.58 。 大端脹形力為: P=1.15σb(2t/Dmax)F 式中σb為材料抗拉強度, σb= 400M Pa F 為脹形面積, F = 11/ cos30°×15× 6=1143mm2 故 P = 82800M Pa。 因為小端脹形力略小于大端脹形力, 忽略其差值, 取大端脹形力 , 故總脹形力P脹=2P =1. 656×105M Pa 。由于凸模在進入工件內孔時與工件內壁產生摩擦,摩擦力取脹形力的 30% , 故總沖壓P總 = P 脹+ 0. 3P 脹= 215 280MPa。 5.1.膨脹成型模具設計 圖5-1為成型模具的結構圖。固定模塊4設計成正方形，上端內孔具有30°的斜角錐孔，并且與5凹模采用非常緊密的過盈配合。為了使凸模能順利進入工件進行膨脹成型，在凸