2512 电动扳手设计

2512 电动扳手设计,电动,扳手,设计 序号（学号）：010640502长 春 大 学毕 业 设 计（论 文）开题报告电动扳手设计姓 名 李楠学 院 机械工程学院专 业 机械工程及自动化班 级 0106405指导教师 李占国 教授2010 年 03 月 20 日序号（学号）：010640502长 春 大 学毕 业 设 计（论 文）译文An Advanced Ultraprecision Face Grinding Machine姓 名 李楠学 院 机械工程学院专 业 机械工程及自动化班 级 0106405指导教师 李占国 教授2010 年 03 月 15 日序号（学号）：010640502长 春 大 学毕 业 设 计（论 文）说明书电动扳手设计姓 名 李楠学 院 机械工程学院专 业 机械工程及自动化班 级 0106405指导教师 李占国 教授2010 年 06 月 12 日长 春 大 学 毕业设计（论文）译文纸共 14 页 第 1 页装订线一种先进的超精密磨床兰迪斯.隆德公司的生产精密机械的克兰菲尔德部门，最近生产了一种超精密的端面磨床，该机床拥有几个自动监控功能。该公司免费给克兰菲尔德大学的精密工程小组提供机床，以便他们进行研究，特别是里外都完整的无损害的端面区部分。本文论述了机械的设计、初加工试验以及可能的研究项目。这些项目将因为这种先进的机械系统的应用而受益，系统结合了最先进的自动检测功能与控制加工过程功能。关键词：自动检测 磨削 机械设计 精密机器1 绪论生产精密机械的克兰菲尔德是 UNOVA 的一个子公司，它的专长是用先进的原料生产和制造出价格合理的机器元件，包括陶瓷、玻璃、金属互化物及硬质合金钢。克兰菲尔德大学是以工业和制造业著称的大学，它重视与工业界的密切联系，而且现在正在开展超精密的、超高速加工的机械研究项目，包括超硬材料加工、脆性材料的韧性加工以及汽车产业的精密加工。这两个团体互补的研究兴趣导致了生产精密机械的克兰菲尔德公司设计和生产了一种先进的超精密端面磨床给属于 SIMS 的精密工程研究小组。这使得该小组拥有一系列的研究项目，特别是对于里外都完整的无损害的端面区部分。原料的纳米分散加工及控制被看作是一种中期至长期解决成本和时间问题的方法，这两个问题折磨着电光学与其它精密零件的制造。例如：易碎原料的延展抛光能够提供光滑的表面，事实上，它比一般的材料拥有较高的平滑度和外形精确度1 。更重要的是 ,一个球表面很少或没有经历表面下的损伤,因此消除了联合传统抛光进行后续抛光的步骤。许多的“微小精密”产品(如半导体、光纤通信系统、计算机辅助系统等),以及较大的被航空、汽车等应用的元件的性能越来越依赖于更高的几何精度和微-纳米表面。最近,汽车工业已经显示了未来对元件表面的要求，它需要具有几个关键的传输元件，这种传输性能属于光学性质,它的目标是用 10 纳米的 Ra 表面经济地完成对硬钢的直接机械加工，而且无需对硬钢进行抛光。玻璃和陶瓷有无损害的表面，硬钢有光学性质表面，这种条件是非常严格的，它需要(a)一系列的机械工具，它们不是一般的最好的长 春 大 学 毕业设计（论文）译文纸共 14 页 第 2 页装订线生产工具，例如，精度高、运动顺畅、环硬度高2；(b)辅助设备的加入，人、特别是为了适应特殊的应用，例如砂轮的打磨维修和调节；以及(c) 使用正确的磨削技术（许多的变量车轮的型号；冷冻剂；速度；供给等） 。所有的条件都必须被满足，现在能够满足这些条件的晶圆磨机器已经生产出来。2 目标为了满足上面所提及的表面完整性和生产率的要求,这些要求适用于一系列的元件,主要的发展目标包括:1） 一个有高标准（上表面和下表面）完整性的较大的元件产品的机械加工效率2）对易碎材料(眼镜、陶瓷)优先选择柔软的方式进行机械加工3）一个只有一个设置的单一过程来取代典型的三级研磨、腐蚀和抛光过程，能够实现更高的生产率。3 过程这个过程的一个主要要求是它应该能够在 350 毫米直径元件上进行极度平滑表面加工的能力。而且,表面应该是光滑的(小于 50Ra)以及有最小的表面损伤。理论上，其表面的性质应接近于抛光表面的性质。为了满足这些严格的要求，旋转磨削已被应用。旋转磨削的特性是它不像传统的表面抛光，它有一个恒接触长度和恒切削力。如图 1 所示的磨削原理。砂轮、工件的旋转以及砂轮的轴供给去除工件的表面余量，直到达到它的最后几何厚度。4 本机 该进程和组件的较高要求需要质量非常高的环刚度机。 研磨机（图 2）面的设计目标是： 长 春 大 学 毕业设计（论文）译文纸共 14 页 第 3 页装订线图 1 关于研磨作业问题 1. 要求为达到亚微米亚表面损伤，环刚度应该优于 200 N /m_1 具有良好的动态阻尼。 2. 要实现总厚度 变化（TTV）的 0.5 m 公差，控制间距（轮部件的表面）应该大于 0.333 弧秒。 3. 要实现亚微米亚表面损伤，切深度控制应该优于 0.1 m。 4. 需要轴向误差议案实现亚微米亚表面损伤,锭数应该优于 0.1 m。5. 测量与反馈元件厚度为 0.5 m，以达到微米的厚度公差。在地面几何平面取决于相对位置的砂轮和旋转轴工件。图 3 显示的相对运动和机轴。共有 11 个轴，再加上三个数字遥控加载项（未显示） ，随动控制下的所有驱动。它们是： S1 磨削主轴 C Workhead 主轴 Z 进料 X 砂轮 S2 修整主轴 W 轴修整 A 倾斜间距 B 倾斜偏航 S3 驱动洗刷 P 探头厚度 洗刷臂如下所述，平面精确度可以由旋转轴加上旋转的叠加有适当的主轴路线方法实现。此外，这原型研究纳入机受益于以下国家的最先进的自动功能 监督和加工过程的控制。长 春 大 学 毕业设计（论文）译文纸共 14 页 第 4 页装订线4.1 调整工件和磨削 转动平衡性 因为地面几何表面可描述几何方程，这两个旋转轴 S1 和 C 中一相对对齐（图 3）已进行简化。研磨进程需要平面砂轮和工件的平面要保持作为 Z 轴进给的应用之间的特定角度。这是典型的多角度小于 1 度，使得工件和车轮接近于平行。这个角度是由三个测量 LVDT 的监测传感器，测量位移之间的磨主轴防护外罩，并就精密加工表面外罩。该测量传感器放置在磨削主轴外罩周围，大约从中心等距离轮子的主轴在车轮平面轴，处于已知的分离位置。从这些传感器的信息是返回到控制系统修改控制的 A - （节距） ，B 组， （偏航）和 Z -（料）轴。这是一个具有独特的保持工件平整度功能的机器，它减少和亚表面损伤工件表面光洁度并且提高了磨削力。这扭曲影响磨削主轴 workhead 路线，而当时生产非平坦表面。按照常规机械通过机械调整对齐和依靠力量和挠度一般可以均衡。然而，如果在这台机器的工艺条件变化时，将会自动校准补偿。这可以通过优化以适应材料和车轮条件在控制系统软件的变化。 如图 4.所示为 Z 轴伺服控制功能框图 超精密磨床 641 工作面 图 2. 面对磨床长 春 大 学 毕业设计（论文）译文纸共 14 页 第 5 页装订线图 3. 轴的名称图 4 Z 轴功能框图4.2 砂轮 粗加工和精加工的车轮是通过对一个轴的专利系统同心安装,其中包括一前进/收回机制的粗加工轮，如图 5.所示 。为了最大限度地组成生产量， 将运用第一轮来获得高的材料去除率。进行细粒度砂轮整理，然后用获得成品尺寸和表面完整性。长 春 大 学 毕业设计（论文）译文纸共 14 页 第 6 页装订线图 5 单轴双滚轮系统4.3 检测砂轮联系 声波放射（AE）传感器用于建立初始 砂轮之间的接触和组件。由于建立第一个接触到非常精细的限制的重要性，当完成磨削，环传感器是用于workhead 和磨削主轴。这些都非常敏感，在主轴的正对面，靠近信号源。对机砂轮修整装置主轴也是以使声波放射传感器“触摸衣”磨轮。 4.4 磨削力自动测量 通过磨削力测量传感器内放置力循环以远离外部力量，例如丝杠螺母，及其相关的摩擦。测量研磨力度给出了砂轮磨损很好的体现。4.5 测量砂轮磨损以及构件厚度 砂轮磨损监测组件一起的厚度。一个特别设计的铁砧和 LVDT 探头集会用来衡量组成部分的厚度。这是所做的最初基准到铁砧和探针的多孔陶瓷真空吸盘面临哪些组件是固定的。 在测量元件厚度时，砧是在同一滑道为探针，接触卡盘基准与 LVDT 的探头使得与面对面接触组成部分，从而使一厚度测量。磨削车轮磨损，可读出的位置 Z 轴以及与这夹头面对基准的地位并且热增长是衡量涡流探头对安装在工作砂轮和磨削主轴。任何增长都会由自动补偿调整相对两锭的位置。 4.6 辅助功能 本机还具有对机械零件和设施夹头清洗也是从 workhead 主轴上自控装卸长 春 大 学 毕业设计（论文）译文纸共 14 页 第 7 页装订线能力来进行自动加载和卸载部件。 5 机器调试机器的服务包括空气供给、研磨液供应和电机冷却供给以及三相电供给。空气由一个高性能的供应空调系统,它提供清洁干燥的空气在 13 条超过 5000 l min-1。内面磨床耗气量约为二零零零升每分钟，其余为各种空气净化和清洗系统。这个超精密空气轴承运行所需要求空气过滤和零下 40 摄氏度的温度。循环冷却水的供应是由压力泵提供的。由循环水冷却供应。这是泵 45 条在流率达 100 磅 min/1。冷却剂是分配给各冷却液喷嘴单个控制下,机械加工的要求。用于冷却收集,然后送入主要冷却水箱,通过一个未燃尽的泵。有些水性碎片(工件和砂轮的残留)解决下,其余的是在这里拆卸过滤到不同的阶段。服务提供过程中需要一种控制流体分布,连同适当的安全联锁和监控系统。5.1 控制系统控制系统分两部分,基于一个行业标准可编程序控制器(PLC)和精密数控系统。机器的 I / O 在一个分布式系统伺服器里。双绞信号电缆控制了一个光纤环。采用的 PLC 程序需要小修改调试,大部分调试集中在进一步发展的数控程序中,特别是磨感应,打磨维修及研磨作业。5.2 机器研磨前准备在研磨作业中评估系统能力的重要参数：1.机器的系列2.平衡的主轴3.车轮的条件4.冷却剂的应用5.控制机器的运动这是解决对磨削表面粗糙度最主要的因素。5.3 机器运行路线在机床制造商已经对大多数机器系列进行了精确计量检定，这些是已经证实的。然而,临界对齐数据(对齐轴和磨轮主轴轴心)已经丢失,自从磨轮主轴被删除后,这台机器已经被搬离精密工程实验室。这个对齐数据必须重新利用微长 春 大 学 毕业设计（论文）译文纸共 14 页 第 8 页装订线型车，用电涡流探测器(测量范围广大约 6 微米)安装在磨轮主轴的面罩上。一个特殊目的是，把对齐的工作轴装在跳面板上。测量距离变化的探针从功能上调整,这两个轴连接的纺锤都独立的旋转,允许角对齐的两锭轴,采用最小二乘法利用多参数诊断法。图6 磨床主轴受横向外力的时振幅图 7 磨床主轴受纵向外力时的振幅5.4 车轮平衡本机配置使这个磨轮主轴自动平衡。这包括使机器适应自动选择磨轮。对这个磨轮主轴进行分割,包括两个同心圆粗糙度和细粒度、让粗糙的轮子有稍大点的直径。粗轮子可以自动选择平行滑动的主轴轴心,在空中由活塞控制,包括两联轴器。这两种结构,用粗、细轮选中,在稍微不同的失衡的时刻,通过自动平衡来补偿。图 6 和图 7 数据显示的是振幅和相位发生反应平衡(位移）传感器在水平方向,位于磨轮主轴的轴颈,沿 X 轴显示,包括位移磨轮主轴转动速率。在 Y 轴长 春 大 学 毕业设计（论文）译文纸共 14 页 第 9 页装订线代表了当时实际峰峰值位移和研磨主轴的转速。获得这些数据后，机床可以自动调整主轴平衡。在 1200 转左右（或 20 赫兹）时可以看到机床有一个很强有力的共振响应。图 8 振幅的反应平衡，在位移传感器的垂直方向，完全没有了共振峰。随后的数据显示，该共振源是在“B”倾斜砂轮轴上（垂直轴） ，如图3 所示，这只是一个水平方向的传感器。这个图说明车轮平衡也是至关重要的。图8 磨床主轴垂直方向的平衡力的振幅 图9调整主轴受横向平衡力的振幅图 9 所示的是水平的响应,主轴精细的平衡。在转速达到 4000 转（或者 67赫兹）是，在水平方向同样有一个明显的振动。这个主轴安装在 X 轴上，而振动也发生在 X 轴上。再一次说明这是源于运动系统驱动方向。虽然修正了主轴的外观，但是对于磨削主轴平衡性能来说还是有一定得影响。平衡运动要将一个小规模的循环对应砂轮,而这也就会反过来影响研磨质量。5.5 车轮条件这台机器上，轮子的形式是通过整形传授操作的，条件是保持车轮的状态，通过以后的敷料，在修整业务之间的操作相对较少。5.6 冷却剂的应用把相当大的力集中对准冷却液喷嘴，是为了提供足够的冷却剂进入磨削界面。在这里，磨削弧的接触是那么长，大约在 200 毫米一个 200 毫米晶圆，这是个特别重要的地方。5.7 运动控制通过新磨例程和复杂的运动剖面，来制定磨削。一个完整的周期包括晶圆研磨粗略的初步研磨，由每个研磨阶段研磨完成后，工作和磨削主轴被设置为长 春 大 学 毕业设计（论文）译文纸共 14 页 第 10 页装订线旋转，然后应，冷却液。磨削主轴在检测工作结束后，迅速进入到声发射传感器触摸。然后迅速减速，此外主轴，在三个阶段，保持较低的进给速度。最后，经过一住（火花出）时，磨削主轴收回。这种材料的加工序列很复杂，同时促使运动的 A 和 B 轴倾斜。完全平面磨削下，跌可能会导致的结果是非平面研磨。为了实现在完成平面的表面上看来，小角度之间必须是主轴的第一次接触轴，而且这个角度在逐渐减少到零（名义上） 。进一步修改议案的进料来实行这三个点测量结果，其中监视器，在进程中，高静磨削力会挠度本机。该测量仪测量，要求整个研磨过程修改主轴之间的角度。6 初步磨削试验初步磨削试验是在单晶硅上进行的，使用直径为 200 毫米的圆片。初步磨削试验中所用的参数是依据大范围的硅磨削研究实验而选定的。车轮速度是依据所产生的机械共振最小而选定的（如图 6 和 9 所示） ，即砂轮转速 2000 转每分，修整轮转速 5100 转每分，同时仍保持足够的磨削效率。对于粗磨而言，总磨削深度的要求是根据消除晶片上任何冲溅的需要而设定的，而对于修整而言，则是根据消除在粗磨过程中产生的亚表面损伤的需要而设定的。相对修整轮速也相应设定，以便避免一个非整数比。修整，粗磨和精磨的参数如表 1-3所示。一个轮廓形式跟踪表明，在粗磨操作中获得的的表面粗糙度约 200 纳米。其他测量表明亚表面损伤深度约 5 微米，正是这种亚表面损伤深度支配着精磨操作的加工磨削量的总额。 在这些初步加工试验中，表面加工完成后晶片表面的外观十分好（图 10） 。非常微弱的“残影”弧形线条是可辨别的，尽管它们在轮廓追踪中不明显，在照片中也不可见。 然而，他们所做的显示了一种循环模式，这是砂轮旋转速度和工件的旋转率的一种结果，即它们的结果是任何一次失衡都会扩大磨轮主轴的影响。在磨削的过程中，外观的保养是通过最大限度的增大晶圆旋转速率来优化的，即使这会稍微加重所测量的表面的粗糙度。以上所表了一种妥协；使用现在的配置和工具，最好的表面粗糙度大约是 10 纳米 Ra，它能够在非常低的工件旋转率( 1 rpm)条件下获得，即使这样做会使外观的保养更糟糕，这都是因为要突出外观的循环模式。长 春 大 学 毕业设计（论文）译文纸共 14 页 第 11 页装订线图 10 200 毫米晶圆的表面 - 15 纳米 RA。超精密磨床 645 工作面表 1.修整参数修整轮型镀轮 ZD107N200g修整轮直径 180 mm修整轮转速 5100 RPM (48.05 m s_1)供给速度为 40 微米每秒首先磨削进给速度 5 微米每秒第二磨削进给速度 0.3 微米每秒共有加工深度 20 微米砂轮转速 2000 rpm表 2 粗磨参数轮式 46 米树脂 VD46-C75-B117车轮直径 370 mm轮速 2000 rpm (38.75 微米每秒)进给速度 150 微米每秒首先磨削进给速度 2 微米每秒第二磨削进给速度 1 微米每秒第三磨削进给速度 0.5 微米每秒共有加工深度 15 微米工作速度 10 rpm长 春 大 学 毕业设计（论文）译文纸共 14 页 第 12 页装订线表 3 精细研磨参数轮式 6 / 12，树脂结合剂 AD6/12-C75-B118车轮直径 305 mm轮速 1800 rpm (28.75 微米每秒进给速度 80 微米每秒第一磨削进给速度 1 微米每秒_1第二磨削进给速度 0.2 微米每秒_1第三磨削进给速度 0.05 微米每秒 1共有加工深度 8 微米每秒工作速度 200 rpm7 机器的评估 晶圆端面磨床产生了一些令人印象深刻的结果，由于该方案的时间短，进程的发展很有限。8 方案的研究这台机器目前正在克兰菲尔德大学精密工程实验室进行最后的调试，包括下面列出的一些方案的研究，已确定这将有利于从研磨机直接加工的可行性。8.1 微加工与压电陶瓷例如铅压电陶瓷的锆基钛酸系统提所供的能力，和高精度高刚度能力所产生的耦合运动高力。8.2 监测过程中磨削表面的完整性这项计划的目的是优化磨削参数材料而使切除率最大化，同时为了确保韧性材料去除机制占主导地位。8.3 高效精密磨削的硬质合金这些材料中加工最困难的是硬质合金，它是需要一种特殊的耐磨性和韧性的结合工具来加工。9 结论先进材料和元器件广泛的应用提高了一个先进的机械工具的广泛可用性，机器的过程监控和自动监控功能将优化工艺开发模型。长 春 大 学 毕业设计（论文）译文纸共 14 页 第 13 页装订线参考资料1. J. Corbett and D. J. Stephenson, “The control of surface integrity by precision machining and machine design”, Sbornik Prednasek, Proceedings 1st International Conference of Precision Machining, Usti nad Labem, Czech Republic, pp. 3143, 57 September 2001.2. P. A. McKeown et al, “Ultra-precision, high stiffness CNC grinding machines for ductile mode grinding of brittle materials”, SPIE 1320, Infrared Technology and Applications, pp. 30313, 1990.长 春 大 学 毕业设计（论文）译文纸共 14 页 第 14 页装订线3. Private communications, Xaar Technology Ltd, Cambridge, UK, 2000.4. P. M. Rhead et al., “A long range, low noise, non contact capacitance position sensor” Proceedings, 1st Euspen Topical Conference on Fabrication and Metrology and Nanotechnology, Copenhagen, Technical University of Denmark, IPT.028.00, pp. 458463, 2830 May, 2000.5. R. W. Whatmore, “Ferroelectrics, microsystems and nanotechnology”, Ferroelectrics 225, pp. 179192 (Proceedings ECAPD, Montreux, Switzerland, August 1998).6. P. A. Beltrao, A. E. Gee, J. Corbett, R. W. Whatmore, C. 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.长 春 大 学 毕业设计（论文）纸装订线电动扳手设计摘要 在大型钢结构建筑中，广泛使用高强度螺栓链接。这种螺栓连接，在施工中要求用规定的拧紧力矩锁紧螺母，以保证链接的可靠性。由于高强度螺栓的材料和热处理是严格控制和检查的，因此螺栓定力矩切口处的扭剪断裂力矩能够控制在一个比较准确的范围，从而能保证螺栓连接的可靠性。当拧紧力矩过大时，不能保证螺栓的强度；当拧紧力矩过小时，又不能保证连接的可靠性。因此这种螺栓连接，在施工中要求用规定的拧紧力矩锁紧螺母，以保证链接的可靠性。另外，高强度螺栓往往成批使用，并且工作的环境也比较坚苦，如果是用普通扳手进行定力矩拧紧，工人拧紧螺母的过程中会有很多不便，工作效率也会很低。综合以上三点原因，在拧紧高强度螺栓时，我们采用电动扳手代替手从扳手进行拧紧。电动扳手以220V交流电源为动力进行工作，可以保证每个螺栓的拧紧力都在规定的范围内，同时，采用电动扳手代替手动扳手可以大大提高螺栓拧紧的速度，提高工人的工作效率，改善工人的劳动强度关键词 电 动 扳 手 谐 波 传 动 柔 轮 长 春 大 学 毕业设计（论文）纸装订线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 长 春 大 学 毕业设计（论文）纸共 33 页 第 1 页装订线前 言螺栓连接是一种普遍可靠的连接方式。其中高强度螺栓链接广泛使用在大型钢结构建筑中。由于高强度螺栓的材料和热处理是严格控制和检查的，因此螺栓定力矩切口处的扭剪断裂力矩能够控制在一个比较准确的范围，从而能保证螺栓连接的可靠性。当拧紧力矩过大时，不能保证螺栓的强度；当拧紧力矩过小时，又不能保证连接的可靠性。因此这种螺栓连接，在施工中要求用规定的拧紧力矩锁紧螺母，以保证链接的可靠性。另外，高强度螺栓往往成批使用，并且工作的环境也比较坚苦，如果是用普通扳手进行定力矩拧紧，工人拧紧螺母的过程中会有很多不便，工作效率也会很低。综合以上三点原因，在拧紧高强度螺栓时，我们采用电动扳手代替手从扳手进行拧紧。电动扳手以 220V 交流电源为动力进行工作，可以保证每个螺栓的拧紧力都在规定的范围内，同时，采用电动扳手代替手动扳手可以大大提高螺栓拧紧的速度，提高工人的工作效率，改善工人的劳动强度。在长期的使用中，电动扳手充分发挥了它的设计有点体积小、重量轻、操作方便快捷、安全可靠，从而使电动扳手成为施工现场不可缺少、不可替代的专用工具。从总体上看，电动扳手基本上可在设计寿命范围正常工作，无需大修，施工现场也未发生任何由于漏电等原因引起的安全事故，从而得到使用单位的好评。个别的电动扳手，在使用中曾发生柔轮筒体底部断裂失效的现象，这一事实验证了柔轮光弹性试验得到的结论柔轮工作时的切应力及壳壁内的正应力的最大值均发生在柔轮的根部（并有应力集中的影响） ，根部是最危险的截面。因此，改善柔轮根部的结构和加工品质是提高强度和使用寿命的关键措施。多年的生产实践表明，自行研制的电动扳手成功替代了进口产品，为国家节省了大量外汇，也为生产研制单位带来了可观的经济效益。由于时间仓促和作者的知识水平有限，论文中的错误和不足在所难免，请各位老师给予批评指正。长 春 大 学 毕业设计（论文）纸共 33 页 第 2 页装订线第 1 章 设计任务分析1.1 设计任务题目：电动扳手设计参数：（1）电源电压：220V；（2）输出最大力矩：1010N.m；（3）一机多用：能适用于 M16、M20、M22.和 M24 四种螺栓；（4）每一工作循环时间：35s；（5）电动扳手体积小，重量轻，操作简便，工作可靠。具体要求：（1）通过阅读参考资料，现场调研，了解现有电动扳手的机构、组成及工作情况；了解电动扳手的工作原理并撰写开题报告；（2）方案设计，根据查阅的资料提出若干解决问题的方案并加以讨论；（3）进行电动扳手的总体设计，根据指导老师的要求做必要的计算；（4）完成电动扳手的总装配图及典型零件图（共四张零号图纸） ；（5）完成文献资料分析报告（含 12 篇外文翻译） ；（6）撰写设计说明书一份。1.2 设计意义在大型钢结构建筑中，广泛使用高强度螺栓链接。这种螺栓连接，在施工中要求用规定的拧紧力矩锁紧螺母，以保证链接的可靠性。由于高强度螺栓的材料和热处理是严格控制和检查的，因此螺栓定力矩切口处的扭剪断裂力矩能够控制在一个比较准确的范围，从而能保证螺栓连接的可靠性。当拧紧力矩过大时，不能保证螺栓的强度；当拧紧力矩过小时，又不能保证连接的可靠性。因此这种螺栓连接，在施工中要求用规定的拧紧力矩锁紧螺母，以保证链接的可靠性。另外，高强度螺栓往往成批使用，并且工作的环境也比较坚苦，如果是用普通扳手进行定力矩拧紧，工人拧紧螺母的过程中会有很多不便，工作效率也会很低。综合以上三点原因，在拧紧高强度螺栓时，我们采用电动扳手代替手从扳手进行拧紧。电动扳手以 220V 交流电源为动力进行工作，可以保证每个螺栓的拧紧力长 春 大 学 毕业设计（论文）纸共 33 页 第 3 页装订线都在规定的范围内，同时，采用电动扳手代替手动扳手可以大大提高螺栓拧紧的速度，提高工人的工作效率，改善工人的劳动强度。第 2 章 方案设计2.1 基本结构的分析与选择电动扳手与机床、汽车等大型机器比较起来虽然比较小巧简单，但也是一种完整的机器，它应该由动力机、传动机构和工作机构组成。根据前述设计任务要求，动力机应选用电源为 220V 的交流电机。由于电动扳手为人工操作，因此电动机应该体积小、重量轻、绝缘好，以便于操作，并保证人身安全。大功率高转速防护式串激电机能基本满足这个要求。这种电机在制造中采用滴浸泡转子，电焊整流子等新工艺，外壳采用热固性工程塑料，电枢为接轴，从而形成双重绝缘结构，使用电安全有保证。由于电动扳手工作时，需要内外套筒反转，因此要选择一组行星轮系。渐开线行星齿轮传动按齿轮啮合方式可分为NGW、NW、ZUWGW、NN、WW、NGWN 和 N 等类型。其中 WW、NN、NGWN 这三种类型的传动比可达到很大，但是传动效率也会随着传动比的增加而下降，而 ZUWGW型行星齿轮传动主要用于差动装置，因此在电动扳手的设计中除去这四种类型而对其他三种类型进行比较。动轴轮系的运动简图如下：1) NGW 2) NW 3) N图 1 NGW、NW 和 N 型行星轮系简图其中 NGW 型行星齿轮传动的传动比范围在 1.1313.7 之间，效率可以达到长 春 大 学 毕业设计（论文）纸共 33 页 第 4 页装订线0.970.99，它的特点是效率高，体积小，重量轻，结构简单，制作方便，传动功率范围大，轴向尺寸小，可用于各种工作条件，但单级传动比范围较小。NW 型行星齿轮传动的传动比范围可达到 150，效率也可以达到0.970.99，特点是效率高径向尺寸比 NGW 型小，传动比范围比 NGW 型大，可用于各种工作条件。但双联行星齿轮制造、安装都很复杂，故 时不宜采7baxi用。N 型行星齿轮传动的传动比范围可达到 7100，效率可达到 0.80.94，特点是传动比范围较大，结构紧凑，体积及重量小，但效率比 NGW 型低，且内啮合变位后径向力较大，使轴承径向载荷加大，适用于小功率或短期工作的情况。综合上述分析，在电动扳手的设计中选择了 NGW 型行星齿轮传动。由于所选电机转速特别高，而输出转速还很小，传动比很大，而 NGW 型行星齿轮传动的传动比不会超过 10，因此要选择一种大降速比的传动方式。经调查，可以实现大传动比的传动方式有蜗轮蜗杆传动和谐波齿轮。蜗轮蜗杆传动是由蜗杆和蜗轮组成的传动副。传动比大，结构紧凑；传动平稳，振动和噪声小；传动效率低，引起发热和温升较高。蜗杆传动用于动力传动时，降速比 i 可达到 580，传力很小，主要用于传递运动时，i 可取到500 或更大。并且它用于传递量空间交错轴之间的运动和动力。所以在电动扳手设计中不考虑这种传动方式。谐波齿轮传动传动比大而且范围宽；同时参与啮合的齿数多，承载能力大，体积小，重量轻；传动效率较高，单级效率为 65%90%；传动精度高；回差小，易于实现零回差传动；传动平稳，噪音低。谐波齿轮传动符合电动扳手的设计要求，因此在电动扳手设计中选用谐波齿轮传动。综合上述分析，本设计选用谐波齿轮配合 NGW 型行星轮系传动系统，又由于电机轴不能直接联接谐波齿轮，所以在谐波齿轮传动之前，使用一组定轴轮系。长 春 大 学 毕业设计（论文）纸共 33 页 第 5 页装订线a) b) c)图 2 扳手工作原理示意图1-夹紧头 2-定力矩切口 3-螺栓部分 4-螺母5-垫片 6-被紧固体 7-内套筒 8-外套筒 9-顶杆电动扳手的工作机构为拧紧螺母的外套筒 8 和拧断螺栓（在定力矩切口处）的内套筒 7，如图 2 所示。工作时这两个套筒的力矩相等，方向相反。如果利用这个特点，将传动机构设计成封闭系统，两个相反的力矩就可以在电动扳手内部平衡，操作者不受外力的作用，从而使操作变得轻便、简单。由于动力机采用了高转速、小转矩的电动机，因此动力机与工作机构（套筒）之间就需要采用大传动比传动机构。行星齿轮传动（NGW 型单机传动比i=312） 、渐开线少齿差齿轮传动（单机传动比 i=10100） 、摆线少齿差齿轮传动（单级传动比 i=1187）和活齿少齿差齿轮传动（单级传动比 i=2080）等如果用电动扳手，均需多级串联使用，其结构复杂，力线较长，会引起系统刚度下降、运动链累计误差较大，这是不利的。因此，少齿差齿轮传动，其行星轮的轴线做圆周运动，他们都需要一个运动输出机构，因此结构复杂，这也是不足之处。谐波齿轮传动通过柔轮的弹性变形，利用了内啮合少齿差传动可获得大速比的原理，将行星轮系的运动输出机构简化为低速构件具有固定的转动轴线，不需要等角速比机构，运动直接输出。因此谐波传动具有速比大，机构件数量少，体积小重量轻，运转平衡，效率高，无冲击等优点。电动扳手断续、短时的工作特点恰好克服了柔轮由于变形而易产生疲劳断裂的不足。谐波齿轮传动机构作为动力传递时其输出转矩的大小受柔轮尺寸的限制，故不宜将其设计为电动扳手的最终输出。综合上述的分析，采用谐波齿轮传动与行星轮系传动串联的设计是一种比较全面地、最大限度地满足电动扳手工艺要求的最佳选择。长 春 大 学 毕业设计（论文）纸共 33 页 第 6 页装订线2.2 总体方案的拟定从上述分析来看，电动扳手的设计要点集中在电动机的选择和传动形式的确定。在满足输出力矩（1010N.m）要求的前提下，尽量使整机体积小，重量轻，运转平稳，安全可靠。据此，初步确定电动扳手机构方案简图如图 3 所示。电动扳手整机由电动机 1、定轴齿轮传动 2、谐波齿轮传动 3、NGW 行星齿轮传动 4、外套筒 5 和内套筒 6 组成。外套筒 5 用来把住螺母 4，内套筒用来把住高强度螺栓尾部的梅花头，如图 2 所示。图 1 中的 、 、 是定轴齿轮传1Z23动的齿数； 和 是谐波传动刚轮和柔轮的齿数； 是谐波发生器；GZR fa、g、b 和 H 是 NGW 行星齿轮传动的太阳轮、行星轮、内齿轮和转臂。这是一种行星轮系与谐波轮系双差动串联机构方案，其原理可作如下分析：谐波齿轮传动轮系的自由度 F 可用下式计算：HLpnf213图 3 电动扳手机构方案简图1-电动机 2-定轴齿轮传动 3-谐波齿轮传动4-NGW 行星齿轮传动 5-外套筒 6-内套筒式中 平面机构的构件数：n机构中的低副数；Lp机构中的高副数。H鉴于图 3 电动扳手机构中各构件的回转轴均互相平行，因此该机构可视为平面机构。对于谐波齿轮传动： =4， =3， =1，其自由度为nLpH长 春 大 学 毕业设计（论文）纸共 33 页 第 7 页装订线213-43f对于行星轮系，其自由度也为 2。因此在无任何约束条件下，两机构均为自由度等于 2 的差动机构。由此机构组成的电动扳手拧紧螺栓的过程分两阶段：阶段 1：在螺栓、螺母与扳手处于松动状态时，系统实现自由度为 2 的差动运动，即内外套筒同时反向旋转。阶段 2：当夹紧力增大到一定值后，系统实现自由度为 1 的 NGW 型行星传动，即外套筒固定，内套筒继续旋转，直到拧断螺栓的梅花头。采用差动机构的目的：（1） 、为消除内套筒与螺栓梅花头、外套筒与螺母之间的安装角度误差，电动扳手必须具备可手动调节内、外套筒产生相对角位移，确保内、外套筒顺利地进入工作的准备位置。（2）设计时，为让出中心顶杆的位置，电机与传动系统不可“一”字布置。实际中采用的并列布置造成机壳形状复杂。因此设计中将刚轮与内齿轮联接成整体，构成差动机构，可使内、外套筒及相关轮系结构之间形成封闭力线，从而机壳不承受外力矩，则机壳的加工性能大大改善。按上述机构方案设计的电动扳手，其操作步骤（图 2）如下：1） 高强度螺栓预紧在被紧固件上，如图 2a 所示；2） 将内套筒插人螺栓尾部的梅花头，然后微转外套筒，使其与螺母套正，并推到螺母根部，如图 2b 所示；3） 接通电源开关，内外套筒背向旋转将螺栓紧固，待紧固到螺栓达到设计力矩时，将梅花头切口扭断；4） 关闭电源，将外套筒脱离螺母，用手推动开关上前方的弹射顶杆触头 9，将梅花头从内套筒弹出，紧固完毕，如图 2c 所示。长 春 大 学 毕业设计（论文）纸共 33 页 第 8 页装订线第 3 章 电动扳手的动力与运动分析计算3.1 整机传动比的确定根据调查和类比、决定选用功率 P=1.35kW，转速 n=20000r/min 的 220v交直流两用串激电动机。此电动机的输出转矩 mN64.0235.190nP5T1 取定轴齿轮的传动效率 ，谐波齿轮传动的传动效率 ，98.9207.行星齿轮传动的传动效率 ，则整机的传动效率34.0.927.08321已知扭断螺栓切口处的定力矩 。据此可决定整机的总传动1T2比 76843.06.1T12i3.2 各传动比的确定取定个轮系的齿数：定轴轮系 58z173，谐波齿轮传动 20GR，长 春 大 学 毕业设计（论文）纸共 33 页 第 9 页装订线行星齿轮传动 17z461zgba，整机的传动路线为：定轴轮系（z 1、z 2、z 3）谐波传动（f、z R、z G）行星轮系（a、g、b、H）定轴轮系传动比 4.31758zi312齿轮 z3带动谐波发生器 f，使柔刚轮产生相当运动，由于刚轮 G 和内齿轮b 与外套轮连为一体（图 52.3-2） ，所以在拧断螺栓梅花头时，刚轮是固定的，柔轮输出，如图（52.3-3）所示。此时谐波齿轮传动的传动比 1020ziGR2 传动比带符号，说明波发生器 1 的转向于柔轮 2 的转向相反，如图 4 所示：图 4 谐波传动简图1 - 波发生器 2 - 柔轮 3 刚轮柔轮输出带动行星传动的太阳轮 a，此时因内齿轮 b 固定，转臂 H 输出（图 4） ，行星轮系的传动比 2.5146ziab3整机的传动比长 春 大 学 毕业设计（论文）纸共 33 页 第 10 页装订线17682.5104.3i21 ）（完全符合由转矩确定的传动比要求。3.3 谐波齿轮传动和行星轮系运动分析谐波齿轮传动转化机构运动关系式（转化机构传动比）为（3-RGffRGzi1）式中 、 、 分别为柔轮、刚轮和波发生器的角速度。RGf柔轮和刚轮的齿数。z行星轮系转化机构运动关系式（转化机构传动比）为（3-abHbazi2） 式中 、 、 分别为太阳轮 a、内齿轮 b 和转臂 H 的角速度。abHb 轮和 a 的齿数。zb此外，根据结构条件（图 4）可得= （3-aR3）= （3-bG4）由式（3-1）（3-4） ，经整理后可得（3-1iifRGRHabfHabf ）（）（5）具体将数据带入有关公式： 01.2ziRGf.46abHa将上述数据代人式（3-5） ，得（3-RGf52016）推到出的式（3-6）为电动扳手谐波齿轮传动与行星轮系传动的串联差动机构的运动方程式，表达出输入与双输出之间的运动关系。长 春 大 学 毕业设计（论文）纸共 33 页 第 11 页装订线由式（3-6）可见，当外套筒固定时， 与 旋向相反；当内套固定时，fR与 旋向相同，因此当整机无任何外约束时， 与 呈旋向相反的双输fR G出运动。第 4 章 传动部件的设计与校核4.1 定轴轮系的设计根据传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动；精度等级选 8 级精度；为了增加传动件的寿命小齿轮、大齿轮均采用 GCr15。初选小齿轮齿数 Z1=17，大齿轮齿数 Z2=58，介轮齿数 Z3=48。4.1.1 .按齿面接触疲劳强度设计 (1) 按齿面接触疲劳强度设计公式计算（4-32112. ）（ HEdt ZuKTd长 春 大 学 毕业设计（论文）纸共 33 页 第 12 页装订线1）确定公式内的各计算数值1) 试选载荷系数 Kt=1.3 计算小齿轮传递的转矩mN25.64205.31.91.591 nPT2) 由机械设计表 10-7 选得齿宽系数 d=0.63) 由机械设计表 10-6 查表得材料 GCr15 的弹性影响系数 2189.MPa4) 由机械设计图 10-21d 按齿面硬度查表得齿轮得接触疲劳强度极限为 HLim=534MPa5) 由机械设计图 10-19 取接触疲劳寿命系数 K HN=0.96) 计算接触疲劳应力失效概率取 1%安全系数 S=1 由式（4-SlimN2）得 （ H1）=K HN1 lim/S=408MPa(2) 计算1) 计算小齿轮分度圆直径 带入 中较小得值td1H= =19.232112. ）（ HEdt ZuKTd325.10789.32.6054. 2) 计算圆周速度 smsv/.819/106.93) 计算齿宽及模数 nt78.354.2694.52.1.61hbmmzdbnttnt4) 计算载荷系数 K已知使用系数 =1a根据 V=19.84m/s 8 级精度 由机械设计图 10-8 查得动载荷系数 =1.35VK直齿轮 1FH由机械设计表 10-4 用插值法查得 8 级精度，小齿轮相对支承非对称长 春 大 学 毕业设计（论文）纸共 33 页 第 13 页装订线布置时， =1.241HK由 =1.241 得 =1.268.73hbFK故动载荷系数 75.6124.35.1AHV5) 按实际得动载荷系数校正所算得分度圆直径。 mkdtl 9.80.67293316)计算模数 .17.801zmn4.1.2 按齿根弯曲疲劳强度设计齿根弯曲疲劳强度设计计算公式为：（4-321FSnYdzKTm3）确定计算参数1) 由机械设计图 10-20c 查得大、小齿轮的弯曲疲劳强度MPa50FE2) 由机械设计图 10-18 查取弯曲疲劳寿命系数8.21FNNK3) 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 得4.1S MPaFENF 30.57.5011SK.294.8224) 计算动载荷系数 51.3.1.FVA5) 由机械设计表 10-5 查取齿形系数 2.97.221FYY6) 由机械设计表 10-5 查取应力校正系数：由表 10-5 查得 70.15.1SS7) 计算大小齿轮得 并加以比较：F长 春 大 学 毕业设计（论文）纸共 33 页 第 14 页装订线48701.57.30291FSY5.4.2S小齿轮较大4.1.3 设计计算 .17.5302917.602.4522331 FSnYdzKTm对此结果，由齿根弯曲疲劳强度计算的模数最大，因此可取大于此模数的标准模数 取 1.25n则计算小齿轮取最小齿数 Z1=17 则 Z 2=58 Z3=48计算校核后的齿数： 4851721nnmdzdz计算中心距: mzan 5.26.12587.40.3211 计算大小齿轮的分度圆直径： .1nmzd5758260.43n齿宽修正后取：B 1=10 ，B 2=10 ，B 3=144.2 谐波齿轮传动的设计4.2.1 谐波齿轮传动参数的确定根据上述的分析设计，确定了谐波齿轮传动的基本参数如下：传动比 10i柔轮变形波数 U=2长 春 大 学 毕业设计（论文）纸共 33 页 第 15 页装订线柔轮齿数 201UziR刚轮齿数 G模数 m=0.4mm柔轮壁厚 H=0.5mm齿宽 b=20mm柔轮的啮合参数经计算确定如下：全齿高 m7.0hR分度圆直径 8d齿顶圆直径 2.3a齿根圆直径 9fR齿形角 。0变位系数 7.x刚轮的啮合参数经计算确定如下：全齿高 m2.hG分度圆直径 80d齿顶圆直径 .a齿根圆直径 4fG齿形角 。2变位系数 7.3x柔轮和刚轮均采用渐开线齿形。波发生器采用控制式发生器：长轴 m9.5a2短轴 8b采用 23 个直径为 7.14mm 滚珠的薄壁轴承。4.2.2 柔轮结构形式的选择柔轮分杯形柔轮、整体式柔轮、具有双排齿圈的环形柔轮、齿啮式联接的环形柔轮、钟形柔轮、密封柔轮。其中密封柔轮用于密封式谐波齿轮减速装置；钟形柔轮的结构形状保证齿圈变形时轮齿与柔轮轴线平行，轴向尺寸较小，强度高，寿命长，但加工复杂；整体式柔轮结构简单，扭转刚性好，传动精度和效率较高，但工艺性差，材料利用率低；而具有双排齿圈的环形柔轮结构简单，加工方便，轴向尺寸较小，但与杯形柔轮相比，其传动效率、传动精度有所降低，并且这种柔轮主要用于复式传动；相比之下杯形柔轮更适合使用在电动扳手中，它扭转刚性好，传动精度高，承载能力大，效率高。长 春 大 学 毕业设计（论文）纸共 33 页 第 16 页装订线图 5 杯形柔轮的尺寸图4.2.3 谐波齿轮轮齿的耐磨计算由于谐波齿轮的柔轮好刚轮的齿数均很多，两齿形曲率半径之差很小，所以齿轮工作时很接近于面接触。因此，齿轮工作表面的磨损可由齿面的比压 p来控制。齿轮工作表面的耐磨损能力可用下式计算（ 4-PvnRpbzhdTK20p4）式中 T作用在柔轮的上的转矩（Nm）,本设计 T=10Nm；dR柔轮分度圆直径（mm） ，本设计 dR=80mm；hn最大啮合深度（mm） ，如不考虑啮合的空间特性，可近似的hn=（1.41.6）m，本设计 hn=1.4x0.4=0.56mm；b齿宽（mm） ，b=20mmzv当量于沿齿廓工作段全啮合的工作齿数，一般可取zv=（0.0750.125）z R，本设计取 zv=0.075x200=15;K载荷系数，取 K=1.31.75，本设计取 K=1.5；pp齿面许用比压，对于无润滑条件下工作的调质柔轮，可取pp=8MPa。长 春 大 学 毕业设计（论文）纸共 33 页 第 17 页装订线MPa23.a15206.8.p可见 ，符合耐磨性要求。P4.3 柔轮强度计算谐波齿轮传动工作时，柔轮筒体处于应力状态，其正应力基本上是对称变化的，而切应力则呈脉动变化。若 分别表示正应力和切应力的maa、和、应力幅和平均应力，则正应力的应力幅和平均应力分别为：（4-0DEh5.32p1a ，5）由变形和外载荷引起的切应力分别为：（4-12p2p1y hT0h5.0，6）应力幅和平均应力为：（4-）（ yma5.07）式中 T柔轮工作转矩（ ）本设计 T=10 ;N mN头论齿根处的壁厚（mm） ，本设计 =0.6mm;1h 1hDp计算平均直径（mm） ，D p=dfR- h1，本设计Dp=（82.88-0.6）mm=81.28mm；E弹性模量（MPa） ，本设计 E=206x103MPa；变形系数（mm） ， =dG-dR，本设计 =（80.8-80 ）mm=0.8mm将具体数据代人式（4-5）式（4-7） ，得 MPa34.51a28.16.0.0533a m 8.7.23yPa60.1a08.12 54.475ma）（柔轮的工作条件恶劣，为了使柔轮在额定载下不产生塑性变形和疲劳损坏，并考虑加工工艺较高的要求，决定选用 30CrMnSiA 作为柔轮的材料。30CrMnSiA 的力学性能如下：长 春 大 学 毕业设计（论文）纸共 33 页 第 18 页装订线球化处理后硬度为 2426HRC.MPa90Pa10sb，取 a495145.b取 2721柔轮正应力安全系数和切应力安全系数分别为：（4-n1k/n8）（4-mn12.09）式中 正应力有效应力集中系数， =1.72.5，本设计取kk=2.5； k切应力有效应力集中系数， =（0.80.9） ，本设计取 =0.9 =0.9 2.5=2.25。将具体数据代人式（4-8）和式（4-9）中，得 726.314.5.29n 96.45.0.柔轮的安全系数（4-2n10）将以上具体数据代人上式得 684.39.2476.3n此值大于许用安全系数 1.5，故柔轮强度满足要求。4.4 行星齿轮传动的设计4.4.1 齿轮啮合参数的确定根据草图设计和类比，行星齿轮传动的啮合参数取定如表 1 所示。4.4.2 齿轮强度计算特点根据电动扳手的工作方式和载荷特点，可以认为其齿轮传动的强度和承载能力受齿轮弯曲强度的限制，而齿轮的接触强度是次要的，因此仅需进行轮齿长 春 大 学 毕业设计（论文）纸共 33 页 第 19 页装订线弯曲强度的计算。表 1 行星齿轮传动啮合参数参数名称 代号 太阳轮 行星轮 内齿轮齿数模数分度圆压力角行星轮数变位系数齿顶高降低系数实际中心距离/mm分度圆直径/mm齿顶圆直径/mm全齿高/mm啮合角齿根圆直径/mm理论中心距/mmm 2 2 2z 11 17 460001 1pnX 0.47 0.434 0.713 0.136 0.011y29.536 29.536ad 22 34 9227.336 39.192 90.808ah 4.228 4.228 4.52212714218.88 30.736 99.85fda 28 19(1) 齿轮强度计算的受力分析电动扳手中的这种 NGW 行星机构，因齿倾斜角为 ，并且行星齿数大于o02（ =3） ，基本构件为三个，即太阳轮 a、转臂 H 和内齿轮 b。在轮距作用下，pn当构件中各行星齿轮均匀受力时，各构件必然处于平衡状态，因此三个基本构件对于轴承作用的点径向力 。电动扳手的行星减速机构正是利用这一0R点，采用了将太阳轮、转臂作为浮动式的结构，以达到在工作状态中，各构件可以自动调整、载荷均匀，从而提高了使用寿命，并且可以降低制造精度。在本机构中，齿轮加工采用的精度为 8 级（GB/T 100951988） 。(2) 强度验算的两个初始条件1) 当系统输出到最大转矩是，测得转臂 H 的转速为 8r/min，此时太阳轮的转速 min/r6.41i/r2.58ina 2) 考虑到超载的因素，取验算的最大转矩为 （N.m） ，载荷特点为永maxT久单向，太阳轮 a 为主动轮。(3) 确定中心齿轮的转矩 nT基本运算公式为：长 春 大 学 毕业设计（论文）纸共 33 页 第 20 页装订线（4-Habi1T11）式中 a 轮和 b 轮的转矩；bAT、行星轮系转化机构的传动比。Hai由式（4-11）可见，作用在基本构件上的力矩的带有反号的比值，等于这些构件相对于第三个基本构件的角速比的倒数。由式（4-11）可计算 a 轮的转矩 Ta。(4) 确定系数为载荷在行星轮之间分配不均的系数。当基本构件 H 游动，且 np=3 时，对于计算弯曲应力，取 =1.15。确定载荷系数 K：K=KjKd （4-12）式中 K j齿面载荷分布不均匀系数，Kj=1+（Q-1）式中 Q 是齿轮的几何尺寸有关的系数， 是系数，一般取 =0.3, 值与载荷变化有关。动载系数， =1+2N，N 是与结构尺寸及圆周速度有关的系数。dd(5) 确定太阳轮 a 和行星轮 g 的齿形系数 gaY、因行星啮合为角变位，所以齿形系数为（4-hm25.Y13）式中 标准齿形系数，一般选取 =0.29， =0.30。Ya gYH全齿高， 。28.4hga所以 分别按下式计算：ga、 agahm25.Y.(6)太阳轮 a 和行星轮 g 的轮齿弯曲强度计算式太阳轮 a 的轮齿弯曲强度验（4-paabdmYKT2长 春 大 学 毕业设计（论文）纸共 33 页 第 21 页装订线14）式中 齿根弯曲应力（MPa） ；a太阳轮 a 转矩，由式（4-11）计算而得；T载荷系数，由式（4-12）计算而得；Kb齿宽（mm） ；d太阳轮 a 的分度圆直径（mm） ；m齿轮模数（mm） ；太阳轮 a 的齿形系数；aY轮齿许用齿根弯曲应力（MPa） 。g行星轮 g 的轮齿弯曲强度验算式为（4-pgagY15）式中 行星轮 g 的齿根弯曲应力（MPa） 。g(7)确定齿轮的许用弯曲应力取太阳轮 a 的材料 40Cr，整体淬火，硬度 4951HRC；作用在轮齿上的载荷的方向不变，轮齿受单向弯曲应力。取行星轮 g 的材料为 GCr15，高频表面淬火，齿面硬度为 5154HRC；作用在轮齿上的载荷的方向为变向对称，轮齿双向弯曲应力。如果齿根圆角出的表面粗糙度 时，则轮齿根部的许用弯曲应力m2.3Ra可用下式计算对太阳轮 a （4-pcn6.016）对行星轮 g （4-pc4.17）式中 与齿轮的材料、加工精度及热处理工艺有关的基本应力值c（MPa） ；钢质齿轮齿根弯曲强度许用安全系数，可取 =1.52.0pn pn(8)行星轮 g 与内齿轮 b 的齿轮强度由于内齿轮 b 采用了经调质处理的 38CrMnAl 材料，又经表面渗碳处理，并且 g、b 齿轮室内啮合，所以齿轮的承载能力要比 a、g 齿轮大得多，其轮齿弯曲强度计算可以从略。长 春 大 学 毕业设计（论文）纸共 33 页 第 22 页装订线第 5 章 标准件的选择与校核5.1 轴承的选择与校核5.1.1 轴承的选择由于行星轮既自转又公转，也不会产生轴向载荷，并且极限转速较低，径向尺寸小，因此行星轮与行星轮轴之间选用不能承受轴向载荷，不能限制轴向位移，极限转速低的滚针轴承。尽管滚针轴承具有较小的截面轴承仍具有较高的负载承受能力，可以承受较大的径向力，特别适用于这种径向空间受限制的场合。表 2 所选用滚针轴承（GB/T5801）的参数代号 基本尺寸（mm）基本额定载荷（kN）极限转速（r/min）d D B Cr Cor 脂润滑 油润滑NA6901 12 24 22 16.2 21.5 13000 19000由于电动扳手中定轴轮系均采用直齿圆柱齿轮传动，因此对于扳手中的其它轴承选用能承受一定的双向轴向载荷，轴向位移限制在轴向游隙范围内，极限转速较高的深沟球轴承。表 3 所选深沟球轴承（GB/T276 ）的参数基本尺寸（mm）基本额定载荷（kN）极限转速（r/min）代号d D B Cr Cor 脂润滑 油润滑61903 17 30 7 4.60 2.6 19000 24000长 春 大 学 毕业设计（论文）纸共 33 页 第 23 页装订线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 轴承的校核以代号为 6201 的深沟球轴承为例，对轴承进行校核。由于轴承受载荷非常小，因此对轴承的校核只针对轴承的寿命进行校核即可，轴承寿命的校核公式为：（5-)(10PCL1）实际计算时，用小时数表示寿命比较方便。这时可将式（5-1）改写为：（5-)(601PnLh2）式中 C轴承的基本额定动载荷；P轴承所受的载荷；n轴承转速，在本设计中 n=20000r/min；指数，对于球轴承 =3；将数据带入式（5-2）得： 3106)(rPhFfCnLh82.由此数据可以看出结果远远大于 10 年，对于其它轴承也是如此，在这里就不一一校核。5.1.3 轴承的润滑方式由于脂润滑可以起到密封作用，且维护费用低、使用寿命长，设计简单，因此在电动扳手的设计中轴承都采用二硫化钼脂润滑。5.2 键的选择与校核5.2.1 键的选择由于直齿轮传动不会产生轴向力，因此可以选择普通平键来传动转矩。并且普通平键对轴上的零件不会起到轴向固定作用，因此也可以做导向键。普通长 春 大 学 毕业设计（论文）纸共 33 页 第 24 页装订线平键的工作面是两侧面，工作时，靠键同键槽侧面的挤压来传递转矩，并且平键联接具有结构简单、装拆方便、对中性好等优点。在电动扳手中所选用的平键的尺寸如下：联接键 轴与小齿轮联接处： bhL=448 12套筒与大齿轮联接处： bhL=668滑移键 内套筒与行星轮支架联接处： bhL=66155.2.2 键的校核如图 6 所示，当平键联接用于传递扭矩时，键的侧面受挤压，截面 a-a 受剪切，可能的失效形式是较弱零件(通常为轮毂)工作面的压溃(对于静联接)或磨损(对于动联接)和键的剪断。对于实际采用的材料和按标准选用的键联接尺寸来说，工作表面的压溃或磨损是主要的失效形式。因此，对于平键联接的强度计算，通常可只进行挤压应力(对于静联接)或压强(对于动联接)的校核计算。图 6 键的受力分析假设工作面上的作用力沿键的长度和高度均匀分布，普通平键连接的强度条件为：（5-pPkldT31023）式中 T传递转矩K键与轮毂槽的接触高度 hk5.0B键的工作长度 bLlD轴的直径长 春 大 学 毕业设计（论文）纸共 33 页 第 25 页装订线键轮毂轴三者中最弱材料的许用挤压应力PT=0.6446N.m k=0.54=2 482621LlmdMPa503.412604.2106.8.3321 pPkldTl 结论：所选择的键合格。5.3 圆柱螺旋压缩弹簧的设计在设计时，通常根据弹簧的最大载荷、最大变形、以及机构要求（例如安装空间对弹簧的尺寸限制）等来决定弹簧丝的直径、弹簧中径、工作圈数、弹簧的螺旋升角和长度等。具体设计方法和步骤如下：（3）根据工作情况及具体条件选定材料，并查取其力学性能数据。（4）选择旋绕比 C，通常 C=589（极限状态时不小于 4 或超过 16） ，并按照下面公式计算出曲度系数 K 值 C15.604-（5）根据安装空间初设弹簧中径 D，根据 C 值估取弹簧丝直径 d，并根据表16-2 查取弹簧丝的许用应力。（6）试算弹簧丝的直径 ，由公式 可得d 28dFKT（5-max6.14）当弹簧材料选用碳素钢丝或者 65Mn 弹簧钢丝时，因钢丝的许用应力决定于其，而 是随着钢丝的直径 d 变化的（见表 16-3） ，所以计算时需先假设一B个 d 值，然后进行试算。最后的 d、D、n 及 H0值符合表 16-5 所给的标准尺寸系列。（7）根据变形条件求出弹簧的工作圈数。由式 和GdnCF3maxax8可知：GdnCF30maxax)8（长 春 大 学 毕业设计（论文）纸共 33 页 第 26 页装订线对于有预应力的拉伸弹簧 max30max)(8CFGdn对于压缩弹簧或者无预应力的拉伸弹簧 ax3a8n（8）求出弹簧的尺寸 D2、D 1、H 0，并检查其是否符合安装要求等。如不符合，则应改选有关参数（例如 C 值)重新设计。（9）验算稳定性。对于压缩弹簧，如其长度较大时，则受力后容易失去稳定性，这在工作中是不允许的。为了便于制造以及避免失稳现象，建议一般压缩弹簧的长细比例 按下列情况选取：当两端固定时，取 b5 510101818303050508080120120150间隙 c/mm 0.6 1 2 3 4 5 6 7(2)疲劳强度和静应力强度的验算。对于循环次数较多、在变应力下工作的重要弹簧，还应该进一步对弹簧的疲劳强度和静应力强度进行验算（如果变载荷的作用次数 ,或者载荷变化的幅度不大时，可只进行静应力强度验算） 。310N疲劳强度验算 图 16-12 所示为弹簧在变载荷作用下的应力变化状态。图中 H0为弹簧的自由长度，F 1和 为安装载荷和预压变形量，F 2和 为工作时的最大载荷和最大变形。当弹簧受载荷在 F1和 F2之间不断循环变化时，则根据公式可得弹簧材料内部所产生的最大和最小切应力为28dCKT长 春 大 学 毕业设计（论文）纸共 33 页 第 27 页装订线23max8FdKD1in对应于上述变应力作用下的普通圆柱螺旋压缩弹簧，疲劳强度安全系数计算值及强度条件可按下式计算caSFSmaxin075.式中： 弹簧材料的脉动循环剪切疲劳极限，按变载荷作用次数 N,由下表查取；SF弹簧疲劳强度的设计安全系数，当弹簧的设计计算和材料的力学性能数据精确性高时，取 SF=1.31.7；当精确性低时，取 SF=1.82.2。静应力强度验算 静应力迁都安全系数计算值 的计算公式及强度条件ca为：表 5 弹簧材料的脉动循环剪切疲劳极限变载荷作用次数 104 105 106 10700.45 B0.35 B0.33 B0.3 BsScamx式中， 为弹性材料的剪切屈服极限。静应力强度的设计安全系数 SS的选取与SF相同。1）振动验算。承受变载荷的圆柱螺旋弹簧常是在加载频率很高的情况下工作（如内燃机气缸阀门弹簧） 。为了避免引起弹簧的谐振而导致弹簧的破坏，需对弹簧进行振动验算，以保证其临界工作频率（即工作频率的许用值）远低于其基本自振频率。圆柱螺旋弹簧的基本自振频率 （单位为 Hz）为bf（5-sFmk216）式中：k F弹簧的刚度， ；N/Ms弹簧的质量，Kg。将 kF、M s的关系式代入上式并取 则1ncos9.8)cos4/(2112123GDdDndGfb式中各符合的意义及单位同前。长 春 大 学 毕业设计（论文）纸共 33 页 第 28 页装订线弹簧的基本自振频率 fb应不低于其工作频率 fw（单位为 Hz）的 1520 倍，以避免引起严重的振动，即 Wbff)2015(或 b根据 GB/T2089-1994 选出符合设计要求的弹簧：圆柱旋压弹簧 3.54010011011032530第 6 章 电动扳手中重要零件的材料图 7 电动扳手总装配图1 柔轮 2 空心轴 3 浮动轴承盖 4 联轴器 5 十字接头长 春 大 学 毕业设计（论文）纸共 33 页 第 29 页装订线6 发生器 7 刚轮 8 联接销 9 小齿轮 10 介轮 11 小轴12 大齿轮 13 后盖 14 轴承支座 15 外壳 16 太阳轮 17 内齿轮 18 行星轮轴 19 行星齿轮 20 输出套 21 行星轮架 22 顶杆 23 顶杆螺母 24 外套筒 25 小顶杆 26 内套筒 27 小螺母根据电动扳手的机构方案设计和强度计算结果，在考虑加工、装配、拆卸、维修和使用的合理、方便，新设计的电动扳手整体装配图（见 A0 大图）由于电动扳手是一种手提式工具（常用于高空作业） ，要求尽量减轻重量，因此扳手的外壳、后盖、轴承支架、左右把手盖、等零件的材料均采用铸造铝合金ZAlSi7Cu4（ ZL107） ，而联轴器、十字接头等均采用高强度的硬铝 LY12 制造。电动扳手的所有啮合传动件、轴承和其他有相对运动的摩擦副均采用二硫化钼脂润滑。为了增加传动件的寿命，小齿轮、介轮、大齿轮、行星轮、行星轮轴，均采用 GCr15 制造。选择柔轮材料的技术指标应根据强度、耐疲劳性、弹性变形性能及加工特性、热处理规范综合确定。经调查 30CrMnSiA 可以作为柔轮的材料。这种中淬透性调质钢的优点是在调质状态下具备较高的强度、韧性及耐磨性。作为旋压工艺上的要求，材料的碳硅含量不宜过高。因为碳和硅是提高固溶体冷作硬化率最明显的元素，它可使固溶体的强度和硬度增加而使伸长率下降。30CrMnSiA 的碳硅含量低于其他几种常用柔轮材料，因此调质处理后，既可达到细化晶粒的目的，又便于旋压加工。手提式工具的用电安全是要有保证得，为此在电缆的固定、绝缘、护套和电动开关等方面做了考虑。长 春 大 学 毕业设计（论文）纸共 33 页 第 30 页装订线结 论在电动扳手的设计中，选用了 220V 交直流两用的串激电动机作为动力源；选用定轴轮系带动谐波齿轮传动再带动 NGW 型行星轮系传动的传动方案。由于选用了行星轮系传动，刚好满足电动扳手工作时内外套筒反转的要求；选用了谐波齿轮传动，由于它传动比可以达到很大，正好弥补了行星轮系的不足；还使用了一组定轴轮系，在电动扳手的整体布局上，发挥了很大的作用。由于交直流两用的串激电动机可以满足电动扳手在正常的工作环