套筒式六角扳手集成式設(shè)計【伸縮式結(jié)構(gòu)的設(shè)計】【旋轉(zhuǎn)式伸縮一頭4種規(guī)格節(jié)節(jié)伸出】【集成扳手設(shè)計（創(chuàng)新型）】

套筒式六角扳手集成式設(shè)計【伸縮式結(jié)構(gòu)的設(shè)計】【旋轉(zhuǎn)式伸縮一頭4種規(guī)格節(jié)節(jié)伸出】【集成扳手設(shè)計（創(chuàng)新型）】,伸縮式結(jié)構(gòu)的設(shè)計,旋轉(zhuǎn)式伸縮,一頭4種規(guī)格,節(jié)節(jié)伸出,集成扳手設(shè)計（創(chuàng)新型）,套筒式六角扳手集成式設(shè)計【伸縮式結(jié)構(gòu)的設(shè)計】【旋轉(zhuǎn)式伸縮,一頭4種規(guī)格,節(jié)節(jié)伸出】【集成扳手設(shè)計（創(chuàng)新型）】,套筒,六角,扳手 本科畢業(yè)設(shè)計開題報告課題名稱：套筒式六角扳手集成式設(shè)計一、設(shè)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(shè)計的現(xiàn)狀 多規(guī)格的內(nèi)、外六角扳手存在數(shù)量眾多、攜帶不便且使用不便等缺陷。往往要準(zhǔn)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(fèi)。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(shè)計思路為采用伸縮式結(jié)構(gòu)，將不同規(guī)格的扳手集成在一起，根據(jù)內(nèi)、外六角螺紋大小確定其內(nèi)外表面尺寸，采用兩端伸縮實現(xiàn)眾多規(guī)格，同時也解決單端伸縮造成壁厚過薄，強(qiáng)度、剛度過低的缺陷。四、設(shè)計的主要內(nèi)容和重點：o設(shè)計一個套筒式六角集成扳手，其主要結(jié)構(gòu)件包括套筒和扳手。最重要的是伸縮結(jié)構(gòu)的設(shè)計。o材料的選擇。o扳手的加工工藝設(shè)計包括加工設(shè)備選擇和模具設(shè)計。o為提高強(qiáng)度而采取的熱處理工藝設(shè)計。五、設(shè)計思路o伸縮式結(jié)構(gòu)的選擇：旋轉(zhuǎn)式。研究和設(shè)計旋轉(zhuǎn)伸縮的機(jī)構(gòu)構(gòu)成，運(yùn)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(jìn)行扭緊和扭松螺栓。o套筒扳手的材料選擇。o設(shè)計加工工藝和熱處理工藝。六、存在問題o結(jié)構(gòu)上的可行度。旋轉(zhuǎn)式伸出的結(jié)構(gòu)設(shè)計存在難度，以及卡緊問題。設(shè)計為創(chuàng)新型設(shè)計，本身存在風(fēng)險。七、參考文獻(xiàn)o1 孫桓 陳作模 葛文杰主編，機(jī)械原理，高等教育出版社，2006o2 濮良貴主編，機(jī)械設(shè)計，高等教育出版社，2006o3 張有忱主編，機(jī)械創(chuàng)新設(shè)計，清華大學(xué)出版社，2011 o4張俊主編，機(jī)械工程材料與熱處理，北京理工大學(xué)出版社，2010o5傅水根主編，機(jī)械制造工藝基礎(chǔ)，清華大學(xué)出版社，2010摘要：套筒扳手廣泛用于機(jī)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(shè)計了一款具有旋轉(zhuǎn)伸縮式結(jié)構(gòu)的套筒扳手，本文首先研究和設(shè)計旋轉(zhuǎn)伸縮的機(jī)構(gòu)構(gòu)成，運(yùn)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(shè)計計算每個套筒的尺寸。套筒上設(shè)計有一個對穿孔，用于放置扳手進(jìn)行扭緊和扭松螺栓。為了實現(xiàn)套筒扳手使用的簡便，本文設(shè)計了一個套筒扳手的電動系統(tǒng)，即通過電機(jī)來帶動套筒轉(zhuǎn)動實現(xiàn)對螺栓的擰緊和擰松。 關(guān)鍵詞：旋轉(zhuǎn)伸縮式；套筒扳手；結(jié)構(gòu)設(shè)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(nèi)容和要點 6 2 集成式套筒扳手結(jié)構(gòu)設(shè)計 7 2.1集成式套筒扳手的總體設(shè)計 7 2.2 套筒扳手伸縮機(jī)構(gòu)設(shè)計 8 2.2.1 套筒伸縮機(jī)構(gòu)設(shè)計 9 2.2.2 旋轉(zhuǎn)拉手固定裝置設(shè)計 11 2.2.3 各個型號套筒長度設(shè)計 12 2.3套筒扳手動力系統(tǒng)即電動系統(tǒng)總體設(shè)計 13 2.3.1 基本結(jié)構(gòu)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(xì)設(shè)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(yùn)動分析 20 4電動系統(tǒng)傳動部件的設(shè)計與校核 22 4.1定軸輪系的設(shè)計 22 4.1.1 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計 22 4.1.2 按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計 23 4.1.3 設(shè)計計算 24 4.2 諧波齒輪傳動設(shè)計 25 4.2.1 諧波齒輪傳動參數(shù)的確定 25 4.2.2 柔輪結(jié)構(gòu)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(qiáng)度計算 28 4.4 行星齒輪傳動設(shè)計 30 4.4.1 齒輪嚙合參數(shù)確定 30 4.4.2 齒輪強(qiáng)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(shè)計 37 5 套筒扳手模具設(shè)計以及熱處理 42 5.1 膨脹成型模具設(shè)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(jié)論 45 致 謝 46 參考文獻(xiàn) 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(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[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(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[5-6]。 1.1.本文的研究意義 套筒扳手廣泛用于機(jī)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(nèi)、外六角扳手存在數(shù)量眾多、攜帶不便且使用不便等缺陷。往往要準(zhǔn)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(fèi)。目前市場上都是不同規(guī)格的套筒扳手，該設(shè)計思路為采用伸縮式結(jié)構(gòu)，將不同規(guī)格的扳手集成在一起，根據(jù)內(nèi)、外六角螺紋大小確定其內(nèi)外表面尺寸，采用兩端伸縮實現(xiàn)眾多規(guī)格，同時也解決單端伸縮造成壁厚過薄，強(qiáng)度、剛度過低的缺陷。本論文設(shè)計的一款集成式。具有多種規(guī)格、且具有內(nèi)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(nèi)容和要點 本設(shè)計的集成式套筒具有伸縮式結(jié)構(gòu)的選擇：旋轉(zhuǎn)式，首先研究和設(shè)計旋轉(zhuǎn)伸縮的機(jī)構(gòu)構(gòu)成，運(yùn)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(jìn)行扭緊和扭松螺栓。套筒扳手的材料選擇。設(shè)計加工工藝和熱處理工藝。 第二章 集成式套筒扳手結(jié)構(gòu)設(shè)計 本論文設(shè)計的集成式套筒扳手，可以把內(nèi)、外六角扳手都集成到一塊，簡單實用。本論文設(shè)計的套筒扳手總共有8、10、14、17、19、22、24、27八種型號的內(nèi)外六角扳手[11-12]。本論文設(shè)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(nèi)六角扳手。 本論文設(shè)計了一種集成內(nèi)外六角套筒扳手，包括圓形套筒、外套筒、內(nèi)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(jié)構(gòu)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(nèi)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(qiáng)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(shè)計 本設(shè)計需要的設(shè)計八種規(guī)格的內(nèi)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(shè)計成一頭，另外一組的設(shè)計成一頭。每一組的套筒的設(shè)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(nèi)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(nèi)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(xiàn)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(jié)構(gòu)，而且外套筒的長度大于所述內(nèi)套筒的長度。 圖2-1.套筒的設(shè)計形式 2.2.套筒扳手伸縮機(jī)構(gòu)設(shè)計 為了實現(xiàn)各種規(guī)格的內(nèi)外扳手的集成，本設(shè)計使用了伸縮式結(jié)構(gòu)，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(dá)到這樣的效果，必須要有合適的結(jié)構(gòu)相互配合。 為了使扳手能用完后能實現(xiàn)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(shè)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(fù)力。為了使用方便，彈簧的平衡位置設(shè)置在套筒心的最低處，這樣有利于當(dāng)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(jié)構(gòu) 2.2.1.套筒伸出機(jī)構(gòu)設(shè)計 如圖2-3、2-4為套筒的伸出機(jī)構(gòu)，當(dāng)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(yīng)的套筒往下拉，當(dāng)要使用的套筒拉下來到最下面，且露出相對應(yīng)的長度，且長度適合，使套筒有足夠的動力和強(qiáng)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(dāng)拉手往下拉到相應(yīng)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(yùn)動，我們在每一個套筒上設(shè)計了一個導(dǎo)槽，如圖2-5，導(dǎo)槽有兩個作用，首先導(dǎo)槽可以使拉手自由上下活動；當(dāng)拉手運(yùn)動到導(dǎo)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(jié)構(gòu) 圖2-4.套筒伸縮結(jié)構(gòu)圖 圖2-5.套筒導(dǎo)槽 2.2.2.旋轉(zhuǎn)拉手固定裝置設(shè)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(zhuǎn)動。如圖2-6，圓形套筒上有橫向和徑向的導(dǎo)槽，當(dāng)拉手向下拉到達(dá)圓形套筒徑向?qū)Р蹠r，轉(zhuǎn)動拉手，使拉手進(jìn)入徑向?qū)Р圩畹锥?，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?qū)Р?，四個徑向?qū)Р鄯謩e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(wǎng)上依次類推。 為了能讓圓形套筒和套筒扳手能相對轉(zhuǎn)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(nèi)圈上。這樣就可以使套筒扳手和圓形套筒相對轉(zhuǎn)動。同時，本文采用電動的方式來擰緊螺栓，所以當(dāng)套筒扳手工作時，套筒扳手和圓形套筒一起轉(zhuǎn)動。所以在圓形套筒的最后端設(shè)計有定位銷，可以固定套筒扳手和圓形套筒，防止套筒扳手?jǐn)Q緊螺栓時，圓形套筒和套筒扳手發(fā)生相對轉(zhuǎn)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(shè)計 首先確定套筒心的長度為75mm，然后根據(jù)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(shè)計 為了實現(xiàn)套筒扳手的保證每個螺栓的擰緊力都在規(guī)定的范圍內(nèi)，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(qiáng)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(xiàn)套筒扳手使用的自動化和簡便化。 2.3.1基本結(jié)構(gòu)的分析與選擇 套筒扳手電動系統(tǒng)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)。 由于套筒扳手電動系統(tǒng)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。 由于套筒扳手電動系統(tǒng)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，因此在套筒扳手電動系統(tǒng)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(dá)到0.97~0.99，它的特點是效率高，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。 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[13-16]。 綜合上述分析，在套筒扳手電動系統(tǒng)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。所以在套筒扳手電動系統(tǒng)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。諧波齒輪傳動符合套筒扳手電動系統(tǒng)的設(shè)計要求，因此在套筒扳手電動系統(tǒng)設(shè)計中選用諧波齒輪傳動[16]。 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2-9 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(nèi)套筒 8-外套筒 9-頂桿 套筒扳手電動系統(tǒng)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套筒扳手電動系統(tǒng)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[17-20]。 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）等如果用套筒扳手電動系統(tǒng)，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。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(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(lián)的設(shè)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(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（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，初步確定套筒扳手電動系統(tǒng)機(jī)構(gòu)方案簡圖如圖2-10所示。套筒扳手電動系統(tǒng)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2-9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2-10 套筒扳手電動系統(tǒng)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2-10套筒扳手電動系統(tǒng)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(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，套筒扳手電動系統(tǒng)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)計的套筒扳手電動系統(tǒng)，其操作步驟（圖2-9）如下： 1） 高強(qiáng)度螺栓預(yù)緊在被緊固件上，如圖2-9a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2-9b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2-9c所示。 第三章 套筒扳手動力系統(tǒng)詳細(xì)設(shè)計與分析計算 3.1 系統(tǒng)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，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(zhuǎn)向于柔輪2的轉(zhuǎn)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(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(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。 第四章 電動系統(tǒng)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[21-22]，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?。築1=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套筒扳手電動系統(tǒng)中，它扭轉(zhuǎn)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(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 根據(jù)套筒扳手電動系統(tǒng)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/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 套筒扳手電動系統(tǒng)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徑向力。套筒扳手電動系統(tǒng)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（GB/T 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(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 （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。 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(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(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 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(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： （4-18） 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： （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(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。 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(hù)費(fèi)用低、使用壽命長，設(shè)計簡單，因此在套筒扳手電動系統(tǒng)的設(shè)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(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。 在套筒扳手電動系統(tǒng)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 137373737373737373737373737373737373737373737373737373737373737373737373737373737373737373737373737373737373737373737373737373737373737373737373737373737373737373737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 4.5.2.2鍵的校核 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(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： （4-20） 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 ——鍵輪轂軸三者中最弱材料的許用擠壓應(yīng)力 T=0.6446N.m k=0.5×4=2 結(jié)論：所選擇的鍵合格。 4.5.3圓柱螺旋壓縮彈簧的設(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=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 （5） 根據(jù)安裝空間初設(shè)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(yīng)力。 （6） 試算彈簧絲的直徑，由公式可得 （4-20） 當(dāng)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(yīng)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(shè)一個d值，然后進(jìn)行試算。最后的d、D、n及H0值符合表16-5所給的標(biāo)準(zhǔn)尺寸系列。 （7） 根據(jù)變形條件求出彈簧的工作圈數(shù)。由式和可知： 對于有預(yù)應(yīng)力的拉伸彈簧 對于壓縮彈簧或者無預(yù)應(yīng)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(yīng)改選有關(guān)參數(shù)（例如C值)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b<5.3；當(dāng)一端固定，另一端自由轉(zhuǎn)動時，取b<3.7；當(dāng)兩端自由轉(zhuǎn)動時，取b<2.6。 當(dāng)b大于上述數(shù)值時，要進(jìn)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(shù)； 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(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),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16-12所示為彈簧在變載荷作用下的應(yīng)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(yù)壓變形量，F(xiàn)2和為工作時的最大載荷和最大變形。當(dāng)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(nèi)部所產(chǎn)生的最大和最小切應(yīng)力為 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)計算值及強(qiáng)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(shù)N,由下表查??； SF——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SF=1.3~1.7；當(dāng)精確性低時，取SF=1..8~2.2。 靜應(yīng)力強(qiáng)度驗算 靜應(yīng)力遷都安全系數(shù)計算值的計算公式及強(qiáng)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(shù) 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(yīng)力強(qiáng)度的設(shè)計安全系數(shù)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(nèi)燃機(jī)氣缸閥門彈簧）。為了避免引起彈簧的諧振而導(dǎo)致彈簧的破壞，需對彈簧進(jìn)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(yuǎn)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(zhì)量，Kg。 將kF、Ms的關(guān)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(yīng)不低于其工作頻率fw（單位為Hz）的15~20倍，以避免引起嚴(yán)重的振動，即 或 根據(jù)GB/T2089-1994選出符合設(shè)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(shè)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(shù)為:K Z = dmax/d0 式中 d m a x 為脹形后的最大內(nèi)徑, dmax = 25. 4mm d0 為脹形前的內(nèi)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(qiáng)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(jìn)入工件內(nèi)孔時與工件內(nèi)壁產(chǎn)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(shè)計 圖5-1為成型模具的結(jié)構(gòu)圖。固定模塊4設(shè)計成正方形，上端內(nèi)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(jìn)入工件進(jìn)行膨脹成型，在凸