電動扳手設計【含CAD高清圖紙和說明書】

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（節(jié)距），B組，（偏航）和Z -（料）軸。這是一個具有獨特的保持工件平整度功能的機器，它減少和亞表面損傷工件表面光潔度并且提高了磨削力。這扭曲影響磨削主軸workhead路線，而當時生產非平坦表面。按照常規(guī)機械通過機械調整對齊和依靠力量和撓度一般可以均衡。然而，如果在這臺機器的工藝條件變化時，將會自動校準補償。這可以通過優(yōu)化以適應材料和車輪條件在控制系統軟件的變化。 如圖4.所示為Z軸伺服控制功能框圖 超精密磨床641工作面 圖2. 面對磨床圖3. 軸的名稱圖4 Z軸功能框圖4.2 砂輪 粗加工和精加工的車輪是通過對一個軸的專利系統同心安裝,其中包括一前進/收回機制的粗加工輪，如圖5.所示 。為了最大限度地組成生產量， 將運用第一輪來獲得高的材料去除率。進行細粒度砂輪整理，然后用獲得成品尺寸和表面完整性。圖5單軸雙滾輪系統 4.3 檢測砂輪聯系 聲波放射（AE）傳感器用于建立初始 砂輪之間的接觸和組件。由于建立第一個接觸到非常精細的限制的重要性，當完成磨削，環(huán)傳感器是用于workhead 和磨削主軸。這些都非常敏感，在主軸的正對面，靠近信號源。對機砂輪修整裝置主軸也是以使聲波放射傳感器“觸摸衣”磨輪。 4.4 磨削力自動測量 通過磨削力測量傳感器內放置力循環(huán)以遠離外部力量，例如絲杠螺母，及其相關的摩擦。測量研磨力度給出了砂輪磨損很好的體現。4.5 測量砂輪磨損以及構件厚度 砂輪磨損監(jiān)測組件一起的厚度。一個特別設計的鐵砧和LVDT探頭集會用來衡量組成部分的厚度。這是所做的最初基準到鐵砧和探針的多孔陶瓷真空吸盤面臨哪些組件是固定的。 在測量元件厚度時，砧是在同一滑道為探針，接觸卡盤基準與LVDT的探頭使得與面對面接觸組成部分，從而使一厚度測量。磨削車輪磨損，可讀出的位置 Z軸以及與這夾頭面對基準的地位并且熱增長是衡量渦流探頭對安裝在工作砂輪和磨削主軸。任何增長都會由自動補償調整相對兩錠的位置。 4.6 輔助功能 本機還具有對機械零件和設施夾頭清洗也是從workhead主軸上自控裝卸能力來進行自動加載和卸載部件。 5 機器調試機器的服務包括空氣供給、研磨液供應和電機冷卻供給以及三相電供給?？諝庥梢粋€高性能的供應空調系統,它提供清潔干燥的空氣在13條超過5000 l min-1。內面磨床耗氣量約為二零零零升每分鐘，其余為各種空氣凈化和清洗系統。這個超精密空氣軸承運行所需要求空氣過濾和零下40攝氏度的溫度。循環(huán)冷卻水的供應是由壓力泵提供的。由循環(huán)水冷卻供應。這是泵45條在流率達100磅min/1。冷卻劑是分配給各冷卻液噴嘴單個控制下,機械加工的要求。用于冷卻收集,然后送入主要冷卻水箱,通過一個未燃盡的泵。有些水性碎片(工件和砂輪的殘留)解決下,其余的是在這里拆卸過濾到不同的階段。服務提供過程中需要一種控制流體分布,連同適當的安全聯鎖和監(jiān)控系統。5.1 控制系統控制系統分兩部分,基于一個行業(yè)標準可編程序控制器(PLC)和精密數控系統。機器的I / O在一個分布式系統伺服器里。雙絞信號電纜控制了一個光纖環(huán)。采用的PLC程序需要小修改調試,大部分調試集中在進一步發(fā)展的數控程序中,特別是磨感應,打磨維修及研磨作業(yè)。5.2 機器研磨前準備在研磨作業(yè)中評估系統能力的重要參數：1.機器的系列2.平衡的主軸3.車輪的條件4.冷卻劑的應用5.控制機器的運動這是解決對磨削表面粗糙度最主要的因素。5.3 機器運行路線在機床制造商已經對大多數機器系列進行了精確計量檢定，這些是已經證實的。然而,臨界對齊數據(對齊軸和磨輪主軸軸心)已經丟失,自從磨輪主軸被刪除后,這臺機器已經被搬離精密工程實驗室。這個對齊數據必須重新利用微型車，用電渦流探測器(測量范圍廣大約6微米)安裝在磨輪主軸的面罩上。一個特殊目的是，把對齊的工作軸裝在跳面板上。測量距離變化的探針從功能上調整,這兩個軸連接的紡錘都獨立的旋轉,允許角對齊的兩錠軸,采用最小二乘法利用多參數診斷法。圖6 磨床主軸受橫向外力的時振幅圖7磨床主軸受縱向外力時的振幅5.4 車輪平衡本機配置使這個磨輪主軸自動平衡。這包括使機器適應自動選擇磨輪。對這個磨輪主軸進行分割,包括兩個同心圓粗糙度和細粒度、讓粗糙的輪子有稍大點的直徑。粗輪子可以自動選擇平行滑動的主軸軸心,在空中由活塞控制,包括兩聯軸器。這兩種結構,用粗、細輪選中,在稍微不同的失衡的時刻,通過自動平衡來補償。圖6和圖7數據顯示的是振幅和相位發(fā)生反應平衡(位移）傳感器在水平方向,位于磨輪主軸的軸頸,沿X軸顯示,包括位移磨輪主軸轉動速率。在Y軸代表了當時實際峰峰值位移和研磨主軸的轉速。獲得這些數據后，機床可以自動調整主軸平衡。在1200轉左右（或20赫茲）時可以看到機床有一個很強有力的共振響應。圖8振幅的反應平衡，在位移傳感器的垂直方向，完全沒有了共振峰。隨后的數據顯示，該共振源是在“B”傾斜砂輪軸上（垂直軸），如圖3所示，這只是一個水平方向的傳感器。這個圖說明車輪平衡也是至關重要的。圖8 磨床主軸垂直方向的平衡力的振幅 圖9調整主軸受橫向平衡力的振幅圖9所示的是水平的響應,主軸精細的平衡。在轉速達到4000轉（或者67赫茲）是，在水平方向同樣有一個明顯的振動。這個主軸安裝在X軸上，而振動也發(fā)生在X軸上。再一次說明這是源于運動系統驅動方向。雖然修正了主軸的外觀，但是對于磨削主軸平衡性能來說還是有一定得影響。平衡運動要將一個小規(guī)模的循環(huán)對應砂輪,而這也就會反過來影響研磨質量。5.5 車輪條件這臺機器上，輪子的形式是通過整形傳授操作的，條件是保持車輪的狀態(tài)，通過以后的敷料，在修整業(yè)務之間的操作相對較少。5.6 冷卻劑的應用把相當大的力集中對準冷卻液噴嘴，是為了提供足夠的冷卻劑進入磨削界面。在這里，磨削弧的接觸是那么長，大約在200毫米一個200毫米晶圓，這是個特別重要的地方。5.7 運動控制通過新磨例程和復雜的運動剖面，來制定磨削。一個完整的周期包括晶圓研磨粗略的初步研磨，由每個研磨階段研磨完成后，工作和磨削主軸被設置為旋轉，然后應，冷卻液。磨削主軸在檢測工作結束后，迅速進入到聲發(fā)射傳感器觸摸。然后迅速減速，此外主軸，在三個階段，保持較低的進給速度。最后，經過一?。ɑ鸹ǔ觯r，磨削主軸收回。這種材料的加工序列很復雜，同時促使運動的A和B軸傾斜。完全平面磨削下，跌可能會導致的結果是非平面研磨。為了實現在完成平面的表面上看來，小角度之間必須是主軸的第一次接觸軸，而且這個角度在逐漸減少到零（名義上）。進一步修改議案的進料來實行這三個點測量結果，其中監(jiān)視器，在進程中，高靜磨削力會撓度本機。該測量儀測量，要求整個研磨過程修改主軸之間的角度。6 初步磨削試驗初步磨削試驗是在單晶硅上進行的，使用直徑為200毫米的圓片。初步磨削試驗中所用的參數是依據大范圍的硅磨削研究實驗而選定的。車輪速度是依據所產生的機械共振最小而選定的（如圖6和9所示），即砂輪轉速2000轉每分，修整輪轉速5100轉每分，同時仍保持足夠的磨削效率。對于粗磨而言，總磨削深度的要求是根據消除晶片上任何沖濺的需要而設定的，而對于修整而言，則是根據消除在粗磨過程中產生的亞表面損傷的需要而設定的。相對修整輪速也相應設定，以便避免一個非整數比。修整，粗磨和精磨的參數如表1-3所示。一個輪廓形式跟蹤表明，在粗磨操作中獲得的的表面粗糙度約200納米。其他測量表明亞表面損傷深度約5微米，正是這種亞表面損傷深度支配著精磨操作的加工磨削量的總額。 在這些初步加工試驗中，表面加工完成后晶片表面的外觀十分好（圖10）。非常微弱的“殘影”弧形線條是可辨別的，盡管它們在輪廓追蹤中不明顯，在照片中也不可見。 然而，他們所做的顯示了一種循環(huán)模式，這是砂輪旋轉速度和工件的旋轉率的一種結果，即它們的結果是任何一次失衡都會擴大磨輪主軸的影響。在磨削的過程中，外觀的保養(yǎng)是通過最大限度的增大晶圓旋轉速率來優(yōu)化的，即使這會稍微加重所測量的表面的粗糙度。以上所表了一種妥協；使用現在的配置和工具，最好的表面粗糙度大約是10納米Ra，它能夠在非常低的工件旋轉率( 1 rpm)條件下獲得，即使這樣做會使外觀的保養(yǎng)更糟糕，這都是因為要突出外觀的循環(huán)模式。圖10 200毫米晶圓的表面 - 15納米RA。超精密磨床645工作面表1.修整參數修整輪型鍍輪 ZD107N200g修整輪直徑 180 mm修整輪轉速 5100 RPM (48.05 m s_1)供給速度為 40 微米每秒首先磨削進給速度 5 微米每秒第二磨削進給速度 0.3微米每秒共有加工深度 20微米砂輪轉速 2000 rpm表2 粗磨參數輪式46米樹脂 VD46-C75-B117車輪直徑 370 mm輪速 2000 rpm (38.75微米每秒)進給速度 150微米每秒首先磨削進給速度 2微米每秒第二磨削進給速度 1微米每秒第三磨削進給速度 0.5微米每秒共有加工深度 15微米工作速度 10 rpm表3 精細研磨參數輪式6 / 12，樹脂結合劑 AD6/12-C75-B118車輪直徑 305 mm輪速 1800 rpm (28.75微米每秒進給速度 80微米每秒第一磨削進給速度 1微米每秒_1第二磨削進給速度 0.2微米每秒_1第三磨削進給速度 0.05微米每秒1共有加工深度 8微米每秒工作速度 200 rpm7 機器的評估 晶圓端面磨床產生了一些令人印象深刻的結果，由于該方案的時間短，進程的發(fā)展很有限。8 方案的研究這臺機器目前正在克蘭菲爾德大學精密工程實驗室進行最后的調試，包括下面列出的一些方案的研究，已確定這將有利于從研磨機直接加工的可行性。8.1 微加工與壓電陶瓷例如鉛壓電陶瓷的鋯基鈦酸系統提所供的能力，和高精度高剛度能力所產生的耦合運動高力。8.2 監(jiān)測過程中磨削表面的完整性這項計劃的目的是優(yōu)化磨削參數材料而使切除率最大化，同時為了確保韌性材料去除機制占主導地位。8.3 高效精密磨削的硬質合金這些材料中加工最困難的是硬質合金，它是需要一種特殊的耐磨性和韌性的結合工具來加工。9 結論先進材料和元器件廣泛的應用提高了一個先進的機械工具的廣泛可用性，機器的過程監(jiān)控和自動監(jiān)控功能將優(yōu)化工藝開發(fā)模型。參考資料1. 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A. Goat and S. A. Impey, “Ductile mode machining of ferroelectric materials”, Proceedings, American Society for Precision Engineering18, pp. 598-601. (Presented at the 13th Annual Meeting of the American Society for Precision Engineering St. Louis, Missouri, October 1998.)7. C. A. Goat and R. W. Whatmore, “The effect of grinding conditions on lead zirconate titanate machinability”, Journal of the European Ceramics Society 19, pp. 13111313 (Proceedings Electroceramics 5, Montreux, Switzerland, August 1998).8. P. A. Beltrao, A. E. Gee, J. Corbett and R. W. Whatmore, “The use of the ELID method to assist in the ductile machining of ferroelectric ceramics”, Proceedings, 1st International Conference and general Meeting of the European Society for Precision Engineering and Nanotechnology, pp. 470473, 1999.9. P. A. Beltrao, A. E. Gee, J. Corbett, R. W. Whatmore, C. A.Goat and S. A. Impey, “Ductile mode machining of commercial PZT ceramics”, Annals of the CIRP 48 (1), pp. 43440, 1998.10. G. F. Archer and D. J. Stephenson, “Surfacing of twin-screw extruder barrels”, Surface Engineering, 10(4), p. 221, 1994.11. Metals Handbook, Volume 16, Machining, ASM, 1989.12. A. P. V. Baker, private communication.13. M. C. Shaw, Principles of Abrasive Processing, Oxford University Press, New York. 1996.共 14 頁 第 14 頁裝訂線長 春 大 學 畢業(yè)設計（論文）紙電動扳手設計摘要 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 Electric Wrench DesignAbstract 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 its 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 intensityKey words Electric wrench Harmonic Drive Flexspline 裝訂線長 春 大 學 畢業(yè)設計（論文）紙前 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。多年的生產實踐表明，自行研制的電動扳手成功替代了進口產品，為國家節(jié)省了大量外匯，也為生產研制單位帶來了可觀的經濟效益。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：電動扳手設計參數：（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：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，現場調研，了解現有電動扳手的機構、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12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1.1313.7之間，效率可以達到0.970.99，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150，效率也可以達到0.970.99，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7100，效率可達到0.80.94，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?。粋鲃有实?，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580，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，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 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，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=312）、漸開線少齒差齒輪傳動（單機傳動比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，均需多級串聯使用，其結構復雜，力線較長，會引起系統剛度下降、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。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，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： 機構中的低副數； 機構中的高副數。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，電動扳手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。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（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）為電動扳手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4章 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 d=0.63) 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HLim=534MPa5) 由機械設計圖10-19取接觸疲勞壽命系數 KHN=0.96) 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 （H1）=KHN1lim/S=408MPa(2) 計算1) 計算小齒輪分度圓直徑帶入中較小得值=19.22) 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，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?。築1=10 ，B2=10 ，B3=144.2 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電動扳手中，它扭轉剛性好，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=（1.41.6）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=（0.0750.125）zR，本設計取zv=0.075x200=15; K載荷系數，取K=1.31.75，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?？梢姡夏湍バ砸?。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2426HRC.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，=1.72.5，本設計取=2.5； 切應力有效應力集中系數，=（0.80.9），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/mmm 2 2 2z 11 17 46 1 1X 0.47 0.434 0.713 0.136 0.011 29.536 29.536d 22 34 92 27.336 39.192 90.808h 4.228 4.228 4.522 18.88 30.736 99.85a 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。電動扳手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 100951988）。(2) 強度驗算的兩個初始條件 1) 當系統輸出到最大轉矩是，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）式中Q是齒輪的幾何尺寸有關的系數，是系數，一般取=0.3,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4951HRC；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5154HRC；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=1.52.0(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。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）dDBCrCor脂潤滑油潤滑NA690112242216.221.51300019000 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）的參數代號基本尺寸（mm）基本額定載荷（kN）極限轉速（r/min）dDBCrCor脂潤滑油潤滑61903173074.602.6190002400062011232106.823.0519000240006200103095.102.38200002600060042042129.385.0216000190005.1.2 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： （5-1）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： （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。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。在電動扳手中所選用的平鍵的尺寸如下：聯接鍵 軸與小齒輪聯接處： bhL=448 套筒與大齒輪大齒輪 19 34 92 1聯接處： bhL=668滑移鍵 內套筒與行星輪支架聯接處： bhL=66155.2.2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，通常可只進行擠壓應力(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： （5-3）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=0.54=2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=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 （5-4）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b5.3；當一端固定，另一端自由轉動時，取b3.7；當兩端自由轉動時，取b2.6。當b大于上述數值時，要進行穩(wěn)定性計算，并滿足 （5-5）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Fmax5510101818303050508080120120150間隙c/mm0.61234567(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,由下表查取； 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=1.31.7；當精確性低時，取SF=1.82.2。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1041051061070.450.350.330.3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 （5-6）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1520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 3.540100 110110 32530第6章 電動扳手中重要零件的材料圖7 電動扳手總裝配圖1 柔輪 2 空心軸 3 浮動軸承蓋 4 聯軸器 5 十字接頭6 發(fā)生器 7 剛輪 8 聯接銷 9 小齒輪 10 介輪 11 小軸12 大齒輪 13 后蓋 14 軸承支座 15 外殼 16 太陽輪 17 內齒輪 18 行星輪軸 19 行星齒輪 20 輸出套 21 行星輪架22 頂桿 23 頂桿螺母 24 外套筒 25 小頂桿 26 內套筒 27 小螺母根據電動扳手的機構方案設計和強度計算結果，在考慮加工、裝配、拆卸、維修和使用的合理、方便，新設計的電動扳手整體裝配圖（見A0大圖）由于電動扳手是一種手提式工具（常用于高空作業(yè)），要求盡量減輕重量，因此扳手的外殼、后蓋、軸承支架、左右把手蓋、等零件的材料均采用鑄造鋁合金ZAlSi7Cu4（ZL107），而聯軸器、十字接頭等均采用高強度的硬鋁LY12制造。電動扳手的所有嚙合傳動件、軸承和其他有相對運動的摩擦副均采用二硫化鉬脂潤滑。為了增加傳動件的壽命，小齒輪、介輪、大齒輪、行星輪、行星輪軸，均采用GCr15制造。選擇柔輪材料的技術指標應根據強度、耐疲勞性、彈性變形性能及加工特性、熱處理規(guī)范綜合確定。經調查30CrMnSiA可以作為柔輪的材料。這種中淬透性調質鋼的優(yōu)點是在調質狀態(tài)下具備較高的強度、韌性及耐磨性。作為旋壓工藝上的要求，材料的碳硅含量不宜過高。因為碳和硅是提高固溶體冷作硬化率最明顯的元素，它可使固溶體的強度和硬度增加而使伸長率下降。30CrMnSiA的碳硅含量低于其他幾種常用柔輪材料，因此調質處理后，既可達到細化晶粒的目的，又便于旋壓加工。手提式工具的用電安全是要有保證得，為此在電纜的固定、絕緣、護套和電動開關等方面做了考慮。結 論在電動扳手的設計中，選用了220V交直流兩用的串激電動機作為動力源；選用定軸輪系帶動諧波齒輪傳動再帶動NGW型行星輪系傳動的傳動方案。由于選用了行星輪系傳動，剛好滿足電動扳手工作時內外套筒反轉的要求；選用了諧波齒輪傳動，由于它傳動比可以達到很大，正好彌補了行星輪系的不足；還使用了一組定軸輪系，在電動扳手的整體布局上，發(fā)揮了很大的作用。由于交直流兩用的串激電動機可以滿足電動扳手在正常的工作環(huán)境下可以使用220V交流電源工作，而在沒有交流電的情況下也可以使用直流電池的正常工作的需要，并且這種電機體積小重量輕，行星輪系和諧波齒輪傳動都是體積小重量輕的傳動方式，也可以滿足電動扳手要求體積小重量輕的設計要求。致 謝在本次設計中得到了許多老師的導和同學的幫助，在此深表感謝。特別感謝于淼老師、于相慧老師。特別由衷的感謝我的指導老師：李占國教授。在李占國老師的悉心指導下，我順利的完成了畢業(yè)設計。導師在整體結構分析、論文組織等方面進行了細心的指導，對電動扳手的裝配圖、零件圖和論文都進行了多次細致的審改。設計中每一點成績都與老師的悉心指導和諄諄教誨分不開，在此，我對導師在這短短2個月的時間里對我的精心的培養(yǎng)與無微不至的關懷表示由衷的感謝。參考文獻1 錢中主編.列車牽引計算.第一版. 北京：中國鐵道出版社.19962 張文質等主編.起重機設計手冊. 北京：第一版.中國鐵道出版社.19983 馬鞍山鋼鐵設計院等編.中小型軋鋼機設計計算. 北京：冶金出版社，19794 陳立周.飛剪機剪切機構的合理設計. 北京：鋼鐵學院學報 1980年1月5 Simon，J.M.Computerized Synthesis of Straight Line Four-Bar Linkages from Inflection Circle Properties . 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