电动扳手设计.doc

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。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。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。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、是定轴齿轮传动的齿数；和是谐波传动刚轮和柔轮的齿数；是谐波发生器；a、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：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： 机构中的低副数； 机构中的高副数。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。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取定轴齿轮的传动效率，谐波齿轮传动的传动效率，行星齿轮传动的传动效率，则整机的传动效率 已知扭断螺栓切口处的定力矩。据此可决定整机的总传动比3.2 各传动比的确定取定个轮系的齿数：定轴轮系 谐波齿轮传动 行星齿轮传动 整机的传动路线为：定轴轮系（z1、z2、z3）谐波传动（f、zR、zG）行星轮系（a、g、b、H）定轴轮系传动比齿轮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），行星轮系的传动比整机的传动比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 （3-1）式中、分别为柔轮、刚轮和波发生器的角速度。柔轮和刚轮的齿数。行星轮系转化机构运动关系式（转化机构传动比）为 （3-2） 式中、分别为太阳轮a、内齿轮b和转臂H的角速度。b轮和a的齿数。此外，根据结构条件（图4）可得= （3-3）= （3-4）由式（3-1）（3-4），经整理后可得 （3-5）具体将数据带入有关公式：将上述数据代人式（3-5），得 （3-6）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。由式（3-6）可见，当外套筒固定时，与旋向相反；当内套固定时，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 （4-1）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 2) 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 4) 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 KHN=0.96) 计算接触疲劳应力失效概率取1%安全系数S=1由式 （4-2）得 （H1）=KHN1lim/S=408MPa(2) 计算1) 计算小齿轮分度圆直径带入中较小得值=19.22) 计算圆周速度3) 计算齿宽及模数4) 计算载荷系数K已知使用系数=1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=1.35直齿轮 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布置时， =1.241由 =1.241得=1.26故动载荷系数5) 按实际得动载荷系数校正所算得分度圆直径。6)计算模数4.1.2 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： （4-3）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2) 由机械设计图10-18查取弯曲疲劳寿命系数3) 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数得4) 计算动载荷系数5) 由机械设计表10-5查取齿形系数6) 由机械设计表10-5查取应力校正系数：由表10-5查得7) 计算大小齿轮得并加以比较：小齿轮较大4.1.3 设计计算对此结果，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1.25则计算小齿轮取最小齿数Z1=17 则 Z2=58 Z3=48计算校核后的齿数：计算中心距:计算大小齿轮的分度圆直径：齿宽修正后取：B1=10 ，B2=10 ，B3=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：传动比柔轮变形波数U=2柔轮齿数刚轮齿数模数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：全齿高分度圆直径齿顶圆直径齿根圆直径齿形角变位系数刚轮的啮合参数经计算确定如下：全齿高分度圆直径齿顶圆直径齿根圆直径齿形角变位系数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：长轴短轴采用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。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 （4-4）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=20mm zv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）zR，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。可见，符合耐磨性要求。4.3 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： （4-5）由变形和外载荷引起的切应力分别为： （4-6）应力幅和平均应力为： （4-7）式中 T柔轮工作转矩（）本设计T=10;头论齿根处的壁厚（mm），本设计=0.6mm;Dp计算平均直径（mm），Dp=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 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：球化处理后硬度为2426HRC.取取柔轮正应力安全系数和切应力安全系数分别为： （4-8） （4-9）式中 正应力有效应力集中系数，=1.72.5，本设计取=2.5； 切应力有效应力集中系数，=（0.80.9），本设计取=0.9=0.92.5=2.25。将具体数据代人式（4-8）和式（4-9）中，得柔轮的安全系数 （4-10）将以上具体数据代人上式得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 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) 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2（=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，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 2) 考虑到超载的因素，取验算的最大转矩为（N.m），载荷特点为永久单向，太阳轮a为主动轮。(3) 确定中心齿轮的转矩 基本运算公式为： （4-11）式中 a轮和b轮的转矩； 行星轮系转化机构的传动比。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 Kj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。(5) 确定太阳轮a和行星轮g的齿形系数因行星啮合为角变位，所以齿形系数为 （4-13）式中 标准齿形系数，一般选取=0.29，=0.30。H全齿高，。所以分别按下式计算：(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 （4-14）式中 齿根弯曲应力（MPa）； 太阳轮a转矩，由式（4-11）计算而得； 载荷系数，由式（4-12）计算而得；b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；轮齿许用齿根弯曲应力（MPa）。行星轮g的轮齿弯曲强度验算式为 （4-15）式中 行星轮g的齿根弯曲应力（MPa）。(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可用下式计算对太阳轮a （4-16）对行星轮g （4-17）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（MPa）； 钢质齿轮齿根弯曲强度许用安全系数，可取=1.52.0(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。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）dDBCrCor脂润滑油润滑NA690112242216.221.51300019000 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）的参数代号基本尺寸（mm）基本额定载荷（kN）极限转速（r/min）dDBCrCor脂润滑油润滑61903173074.602.6190002400062011232106.823.0519000240006200103095.102.38200002600060042042129.385.0216000190005.1.2 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： （5-1）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： （5-2）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：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： b×h×L=4×4×8 套筒与大齿轮联接处： b×h×L=6×6×8滑移键 内套筒与行星轮支架联接处： b×h×L=6×6×155.2.2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： （5-3）式中 T传递转矩K键与轮毂槽的接触高度B键的工作长度D轴的直径键轮毂轴三者中最弱材料的许用挤压应力T=0.6446N.m k=0.5×4=2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（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 （5-4）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。由式和可知：对于有预应力的拉伸弹簧对于压缩弹簧或者无预应力的拉伸弹簧（8） 求出弹簧的尺寸D2、D1、H0，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b<5.3；当一端固定，另一端自由转动时，取b<3.7；当两端自由转动时，取b<2.6。当b大于上述数值时，要进行稳定性计算，并满足 （5-5）式中： FC稳定时的临界载荷； Cu不稳定系数； Fmax弹簧的最大工作载荷。如Fmax<Fc时， 重新选取参数，改变 b值，提高Fc值，使其大于Fmax值，以保证弹簧的稳定性。如条件受到限制而不能改变参数时，则应加装导杆或导套。导杆（导套）与弹簧间的间隙值c值（直径差）按下表选取:表4 弹簧间的间隙值中径D/mm>5>510>1018>1830>3050>5080>80120>120150间隙c/mm0.61234567(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）。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，F1和为安装载荷和预压变形量，F2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10410510610