毕业设计（论文）-手提式液压扳手设计.docVIP

上海应用技术学院本科毕业设计说明书摘 要 在能源，交通，冶金，化工，矿山及其他行业的设备安装，检修工作中，装拆大规格螺栓比较困难；有些螺栓安装在空间非常窄小的地方无法用加长力臂或用锤击的方法紧固和拆卸螺栓；有些设备长期使用在比较潮湿的地方，螺栓锈蚀严重无法用人工拆卸，因而难以检修；在架空管道和高空设备构架上紧固和拆卸螺栓，工作人员虽然戴着安全带也难以用上力，要安全地完成工作非常困难；据设备管理权威机构统计，在设备运行故障中有50%以上是因为螺栓问题引起的，因螺栓问题而造成设备重大事故的数量也非常惊人，因此新的设备安装和检修规范对螺栓紧固的力矩要求比较严格，而用人工方法难以达到要求。液压扭矩扳手作为一种大直径螺栓的装配工具，已经被广泛应用于冶金、机械、电力、化工、铁路、造船、桥梁、锅炉等行业的重要螺栓联接的安装及拆卸维修，其中最重要的特点就是输出扭矩的较大，工作效率较高。本文主要对大扭矩液压扳手结构进行设计，包括液压缸的设计，棘轮机构的设计及强度校核等。关键词：液压扭矩扳手，油缸，棘轮机构 abstractin the energy, transportation, metallurgy, chemical, mining equipment and other sectors of the installation, maintenance, installation more difficult dismantling bolt; some bolt is arranged in the space is very narrow place cannot be lengthened arm method or hammering fastening and disassembly bolt; some of the equipment used for a long time in the more humid areas, bolt the severe corrosion can not use manual disassembly, so it is difficult to repair; fastening on the overhead pipeline and aerial equipment frame and remove the bolts, staff while wearing the safety belt is also difficult to use force, to safely complete the job very difficult; according to the equipment management authority statistics, in the operation of equipment failure is more than 50% for bolt the number of major accidents, caused by bolt is also very amazing, so the installation and maintenance of the new code of bolt tightening torque requirements more strict, and using artificial methods to achieve the requirements of.hydraulic torque wrench as an assembly tool for large diameter bolts, installation and disassembly repair important bolt connection has been widely used in the industry of metallurgy, machinery, electric power, chemical industry, railways, shipbuilding, bridge, and boilers, one of the most important characteristics of the output torque is large, high work efficiency. this paper mainly carries on the design of hydraulic wrench structure, including the design of the hydraulic cylinder, a ratchet mechanism design and strength check.keywords: hydraulic torque wrench, hydraulic cylinder, a ratchet mechanism目录摘 要iabstractii第一章 绪论- 1 -1.1 研究目的和意义- 1 -1.2 课题研究的现状和发展趋势- 1 -1.2.1 国内外液压扳手的发展历程- 1 -1.2.2 液压扳手研究现状及发展趋势- 2 -1.3 液压扭矩扳手工作原理- 3 -1.4 液压扳手执行机构的工作原理分析- 4 -1.4 本课题主要研究的内容- 5 -第二章 液压扳手摆动油缸机构的设计计算- 6 -2.1 机构分析- 6 -2.2 拧紧力矩与工作摆角的设计计算- 6 -2.3 液压缸参数的计算- 9 -第三章 棘轮机构设计- 13 -3.1棘轮机构(ratchet mechanism)的基本型式和工作原理：- 13 -3.2棘轮机构的特点及应用：- 13 -3.3 棘轮机构的分类方式- 13 -3.4 棘轮尺寸的设计计算及强度的校核- 15 -3.4 棘抓尺寸的设计计算及强度的校核- 17 -第四章 弹簧的设计- 18 -4.1主动爪弹簧的设计计算：- 18 -6.2 压缩弹簧稳定性验算：- 20 -4.3压缩弹簧强度验算：- 20 -4. 4共振验算- 21 -4.5普通圆柱形螺旋弹簧的技术要求- 21 -4.6锁块弹簧的设计计算- 21 -4.7压缩弹簧稳定性验算- 22 -4.8缩弹簧强度验算- 22 -第五章 壳体部件的优化设计- 23 -5.1 壳体部件的优化设计的作用- 23 -5.2 壳体部件的优化设计的方法- 23 -第六章 液压扳手的应用研究- 26 -6.1 国内液压扭矩扳手的应用状况- 26 -6.2 反力点的选择- 26 -结论- 28 -致 谢- 30 -iv第一章 绪论1.1 研究目的和意义随着社会的不断进步，在工业生产、基础设施建设等方面，螺纹联接的应用越来越广泛，螺纹联接的质量也日益受到重视。螺纹联接时的预紧目的在于增强螺纹联接的刚性、紧密性、防松及防滑。预紧及预紧力的控制是确保螺纹联接质量的关键。控制预紧力的常见方法有力矩法、螺母转角法、测定螺栓伸长法和螺栓预伸长法。通过液压扳手实施的力矩法、螺母转角法由于具有可靠、方便、快捷的特点而被广泛采用。 大直径螺纹联接拆装及预紧力控制所需扭矩十分巨大，三门峡水电厂水轮机转子法兰盘螺栓装配力矩实测最高达52000 n m。普通人手工通过扳手所能施加的扭矩一般不超过500 n m 。这种情况下一般采用大锤击打来实现作业。这种作业方式不仅劳动强度大，生产效率低下，并且产生剧烈的震动和巨大的冲击力，经常会对紧固件造成致命的伤害，使紧固件报废，影响安装或者维修进度。并且不可避免的损伤到相邻的零部件，甚至直接破坏整个工程结构的力学平衡，带来不可估量的损失。此外，很多大扭矩螺栓的现场工作条件恶劣，空间有限，手工作业根本无法胜任。整体式大扭矩液压扳手具有结构紧凑、扭矩重量比大、操作方便、安全可靠、适用于多种工作对象的优点而被广泛应用于有空间要求的大直径紧固件的拆装作业。1.2 课题研究的现状和发展趋势1.2.1 国内外液压扳手的发展历程 西方发达国家在二十世纪四五十年代就开始了对液压扳手的研制。1946年1 月英国专利gb606391 为最早出现的关于液压扳手的专利。其权利要求为手动的整体式液压扳手以连杆铰接驱动，虽然该扳手整体尺寸较大，输出扭矩较小，但开了现代大扭矩闭式液压扳手专利之先河。闭式液压扳手根据传动形式不同可分为单齿啮合间歇传动、多齿啮合间歇传动和齿式连续传动三种。齿式棘轮机构间歇传动是应用最广、最为典型的单向传动机构形式。美国人 john k.junkers 先后申请了美国专利us4201099 ，英国专利gb2028204 ，德国专利de2916497 ，澳大利亚专利au4532779 ，其权利要求体现在连杆一端以万向球头形式与活塞联接，另一端与主动臂铰接，主动臂下端即为粗大单齿棘爪驱动棘轮间歇单向转动；并设置铰接于壳体的防逆转棘爪装置和固接于壳体的反作用臂结构。现在国内生产的雷恩牌液压扳手传动形式就是采用这种单齿棘爪结构。为了克服单齿啮合传动容易导致齿面应力集中而失效的不足，更多的设计者采用了多齿啮合间歇传动的结构形式。2001年英国人more nicholas 的国际专利w00196072 ，该专利的权利要求在于柱塞式活塞杆端设置连杆与主动臂铰接，以主动臂内安装的多齿棘爪块驱动棘轮转动。以上两种齿式间歇传动的优点与缺点一样集中于“间歇”，液压扳手的单向间歇传动限制了其工作效率的进一步提高，研制能够连续高效工作的液压扳手成为研究人员的努力方向。齿式棘轮机构连续传动即为双动式棘轮机构，基本原理为装有两个主动棘爪的主动臂不是绕棘轮的转动中心，而是绕主动臂与两个棘爪联接点之间的某一轴心摆动，从而在其向两个方向往复摆动的过程中分别带动两个主动棘爪，两次驱动棘轮转动，即实现了液压扳手的连续转动。1.2.2 液压扳手研究现状及发展趋势 国外的液压扳手发展时间较长，积累了丰富的设计、加工及使用方面的经验，英国、美国、德国的液压扳手占据了全球百分之九十以上的市场份额。在技术创新方面，专业生产液压扳手的跨国公司有着无可比拟的优势。john k.junkers 把双动式棘轮首先应用于实践，于2002年推出了hytorc公司的全球第一款能够连续转动的液压扳手hytorc xxi，代表着液压扳手的最高技术水平。 我国在八十年代末消化吸收引进的液压扳手基础上研制成功了wjb系列液压扳手，到目前为止就液压扳手与内部结构有许多国内研究学者成功申请了中国专利，但专利的数量及技术方面均处于液压扳手研制的初级阶段。因而我国尚不能拥有先进液压扳手的自主知识产权，占领国内市场的主要为美国、英国的各类型液压扳手。而国内虽然也有几家公司生产液压扳手，但产品大多以测绘、仿制国外知名品牌液压扳手为主。市场需求的不断增长，对液压扳手的质量、可靠性等提出了更高的要求。研制具有结构合理紧凑、扭矩重量比大、高度集成化、液压与控制系统超高压化等优点的液压扳手是众多研究人员的目标。针对中国工业企业实际使用液压扳手人员培训不力、操作不规范、使用随意性大等情况，开发研制能较好的符合中国市场需要，又体现上述优点的产品是未来中国液压扳手的发展趋势。1.3 液压扭矩扳手工作原理 液压扭矩板手工作需要动力机构和执行机构一起协作完成。其中动力机构由电动油泵站提供，液压扳手则是作为执行机构。扳手与泵站之间是靠高压油管连接，而扳手上的油管接头采用了3600x1800旋转接头设计，这种巧妙的设计理念使得扳手可以适应于各种工作条件，不受空间的限制。液压扳手的工作需要液压泵站提供一个动力源，液压泵站与扳手之间就需要通过高压油管进行连接。扳手与高压油管的连接：采用快速接头连接。扳手和液压泵是由工作压力均为100mpa的钢丝编织的复式油管连接。每根油管上有一个公接头和一个母接头，是用来连接泵站和液压扳手的。连接如图1.1所示：图1.1 执行机构和动力单元的连接 螺栓的拆松和预紧：先确定拆松，还是预紧螺母。如图1.2所示图1.2 拆松和锁紧两个工作状态1.4 液压扳手执行机构的工作原理分析 液压扳手由动力源和执行机构两大部分组成。液压泵作为动力源，用液压油来驱动拆装执行机构，完成大直径螺栓的拧紧和拆卸作业。液压传动由于结构紧凑，输出功率及输出扭矩大，工作可靠，并易于实现变量，特别是超高压液压系统的日益成熟，使其能够胜任大扭矩紧固件拆装设备的动力源。液压扳手执行机构的工作原理：从变量液压泵站输出高压油，推动液压缸的活塞杆，液压缸缸底一端铰接于机架，活塞杆一端和摇臂的一端铰接。摇臂的另一端是棘轮棘爪机构，实现单向间歇转动。液压缸活塞杆的往复运动使得摇臂带动紧固件转动，完成拆装作业。其执行机构示意图如图1.3所示。1- 壳体 2-推杆 3-棘爪 4-防逆转棘爪 5-扭矩对照表 6-棘轮 7-棘轮套 8-方驱盖 9-密封圈10壳体盖 11- 保护套12-反作用臂 13- 释放装置 14-油路阀块 15- 接头 16- 活塞 图1.3 液压扳手执行机构示意图1.4 本课题主要研究的内容 根据液压扳手的机构原理和设计参数，本次我们完成以下内容： 1.完成手提式液压扳手总体结构设计，包括总体结构布置，缸径的选择，力能参数的分析计算及输出扭矩表格计算； 2.形成机械设计的整体概念，综合运用过去所学理论知识，提高理论联系实际和综合分析能力； 3提高应用资料、标准及规范等基本技能和设计能力，并完成毕业设计论文、计算说明书、cad图纸等任务；第二章 液压扳手摆动油缸机构的设计计算 2.1 机构分析 如图2.1所示为机构运动示意图。 图2.1 机构运动示意图 根据实际作业，液压扳手的设计主要要求有两个：工作效率和输出扭矩的精度，就液压扳手执行机构而言工作效率的大小可以由机构在一个循环过程中摇臂摆角的大小来描述，这个角度值也被称为工作角。根据机构的工作原理，其摆角越大、输出扭矩的精度越高对实际作业越有利。为了提高机构的工作效率就必须增大摆角，但是由定性分析可知增大摆角会降低机构的精度，二者是矛盾的，下面就二者的计算公式和关系进行具体的推导。2.2 拧紧力矩与工作摆角的设计计算 已知设计参数：液压最大输入压力70mpa；最大输出扭矩4853nm。机构运动示意图如图2-1所示。摇臂在液压缸活塞杆的推力f的作用下绕点从位置1转到位置2（虚线表示），转过的角度为，处的棘轮棘爪机构带动作业对象（螺栓或螺母）拆松或拧紧。忽略机构中的摩擦阻力。则输出扭矩为： (2.1)式中：m任意位置的拆装力矩； f活塞杆的理论推力； l2摇臂长度； 任意位置的转动角。由式（2.1）可以看出机构的拆装力矩m和液压缸的输出推力f、摇臂长度以及传动角的正弦值成正比。液压杆输出活塞杆的推力f和摇臂的长度的大小与机构转动过程中所处的位置无关，而传动角的大小则有机构所处位置来决定。由机械原理知识可知在机构的工作过程中传动角的值愈大对机构的工作愈有利。假设机构在转动过程中为液压缸的长度l，根据图4，由余弦定理可得机构传动角的表达式： (2.2) (2.3) 设1和2分别为位置1和2处的值，则有： (2.4) (2.5) 上式中：l1机架的长度； l2摇臂的长度； l机构在运动过程中液压油缸的长度（由三角形边长原理可得摇臂长度的取值 范围为：l1-l2ll1+l2)将式（3.3）两边对l求导数，并且令，则有 （2.6）即当时传动角取得最大值。将式（2.6）代入（2.5）式，则可求得：当时， = 900当时，=在图2-1中所示，为机构在一个工作过程中摇臂转过的角度，即为机构的工作角。为了提高工作效率，在机构设计时，应使的值越大越好。下面来推导的表达式，根据余弦定理可得： (2.7) (3.8)式中：液压缸在活塞杆完全缩回时的长度，简称为液压缸的最小长度； 液压缸在活塞杆完全伸出时的长度，简称为液压缸的最大长度； 则活塞的行程为=；由三角函数关系式可得： （2.9） （2.10） （2.11）将式（2.10）和（2.11）代入（2.9）式得： （2.12）将式（2.7）和（2.8）代入（2.12）式得到传动角的余弦值表达式： (2.13)若假设工作过程中任一位置的力臂值用来表示，则（2.1）式可表示为： （2.14）其中 (2.15)2.3 液压缸参数的计算已知设计参数：液压最大输入压力70mpa；最大输出扭矩4853nm，我们假定棘轮的直径为50mm。根据公式2-14可知：2.3.1计算液压缸的面积可根据下列图2.2形来计算 图2.2 液压缸分析图 （2-16） 液压缸工作腔的压力 pa 液压缸回油腔的压力 pa 液压缸的传动效率，取0.9故液压缸无杆腔：将这些直径圆整成进标准值时得：2.3.2液压缸壁厚和外径的计算液压缸的壁厚由液压缸的强度条件来计算。液压缸的壁厚一般是指缸筒结构中最薄处的厚度。从材料力学可知，承受内压力的圆筒，其内应力分布规律因其壁厚的不同而各异。一般计算时分薄壁圆筒和厚壁圆筒。 液压缸的内径d与其壁厚的比值的圆筒称为薄壁圆筒。h （2-17） 式中-液压缸壁厚（m） -液压缸内径（m） -试验压力，一般取最大工作压力（1.251.5）倍（mpa）； -缸筒材料的许用应力。其值为：锻钢：=110120mpa; 100110 mpa; 100110 mpa; 60 mpa ;25mpa。在中低压液压系统中，按上式计算所得液压缸的壁厚往往很小，使缸体的刚度往往很不够，如在切削加工过程中的变形、安装变形等引起液压缸工作过程卡死或漏油。因此一般不作计算，按经验选取，必要时按上式进行校核。 对于 时,应按材料力学中的厚壁圆筒公式进行壁厚的计算。 对脆性及塑性材料 （2-18） 液压缸壁厚算出后，即可求出缸体的外径为 式中值应按无缝钢管标准，或按有关标准圆整为标准值。 选高强铸铁：=120mpa 由公式： =0.012 最小取12mm2.3.3 缸盖厚度的确定一般液压缸多为平底缸盖，其有效厚度 t按强度要求可用下面两式进行近似计算。无孔时 （2-19）有孔时 （2-20）式中 -缸盖有效厚度（m）；-缸盖止口内径（m）；-缸盖孔的直径（m）。无孔时 取2.3.4 缸体长度的确定液压缸缸体内部长度应等于活塞的行程与活塞的宽度之和。缸体外形长度还要考虑到两端端盖的厚度。一般液压缸缸体长度不应大于内径的2030倍。2.3.5强度校核液压缸的缸筒壁厚、活塞杆直径 d 和缸盖处固定螺栓的直径，在高压系统中必须进行校核。（1） 缸筒壁厚校核 液压缸缸筒壁厚校核时分薄壁和厚壁两种情况。当时为薄壁，壁厚按下式进行校核=12mm （2-21）12mm ，符合条件。式中，d为缸筒内径；为缸筒试验压力，当缸的额定压力小于等于16mpa时取=1.5，当大于16mpa时取=1.25；为缸筒材料的许用应力，=，为材料抗拉强度，n为安全系数，一般取n =5。当 时，壁厚按下式进行校核 (2-22) 在使用校核时，若液压缸缸筒与缸盖采用半环连接，应取缸筒壁厚最小处的值。（2）活塞杆直径校核 活塞杆的直径d的校核按下式进行 (2-23) 式中，f为活塞杆上的作用力；为活塞杆材料的许用应力，=。（3）液压缸盖固定螺栓直径校核 液压缸盖固定螺栓在工作过程中同时承受拉应力和扭应力，其螺栓直径可按下式进行校核 (2-24)式中，f为液压缸负载；z为固定螺栓个数；k为螺纹拧紧系数，k=1.121.5; =, 为材料的屈服点。 第三章 棘轮机构设计3.1棘轮机构(ratchet mechanism)的基本型式和工作原理：机械中常用的外啮合式棘轮机构，它由主动摆杆，棘爪，棘轮、止回棘爪和机架组成。主动件空套在与棘轮固连的从动轴上，并与驱动棘爪用转动副相联。当主动件顺时针方向摆动时，驱动棘爪便插入棘轮的齿槽中，使棘轮跟着转过一定角度，此时，止回棘爪在棘轮的齿背上滑动。当主动件逆时针方向转动时，止回棘爪阻止棘轮发生逆时针方向转动，而驱动棘爪却能够在棘轮齿背上滑过，所以，这时棘轮静止不动。因此，当主动件作连续的往复摆动时，棘轮作单向的间歇运动。3.2棘轮机构的特点及应用：1、棘轮机构的结构简单，制造方便，运动可靠2、从动棘轮的转角大小可在较大范围内调节3、工作时有较大的冲击和噪音，运动平稳性较差,常应用于速度较低，载荷不大，运动精度要求不高的场合3.3 棘轮机构的分类方式 1、按结构形式分为齿式棘轮机构和摩擦式棘轮机构如图3.1所示。（1）齿式棘轮机构结构简单，制造方便；动与停的时间比可通过选择合适的驱动机构实现。该机构的缺点是动程只能作有级调节；噪音、冲击和磨损较大，故不宜用于高速。 3.1a齿式棘轮机构 3.1b摩擦式棘轮机构 （2）摩擦式棘轮机构是用偏心扇形楔块代替齿式棘轮机构中的棘爪，以无齿摩擦代替棘轮。特点是传动平稳、无噪音；动程可无级调节。但因靠摩擦力传动，会出现打滑现象，虽然可起到安全保护作用，但是传动精度不高。适用于低速轻载的场合。 2、按啮合方式分外啮合棘轮机构和内啮合棘轮机构如图3.2所示： 外啮合式棘轮机构的棘爪或楔块均安装在棘轮的外部，而内啮合棘轮机构的棘爪或楔块均在棘轮内部。外啮合式棘轮机构由于加工、安装和维修方便，应用较广。内啮合棘轮机构的特点是结构紧凑，外形尺寸小。 图3.2a外啮合式棘轮机构 图3.2b内啮合式棘轮机构 3、按从动件运动形式分单动式棘轮机构、双动式棘轮机构和双向式棘轮机构： （1）单动式式棘轮机构当主动件按某一个方向摆动时，才能推动棘轮转动。双动式棘轮机构，在主动摇杆向两个方向往复摆动的过程中，分别带动两个棘爪，两次推动棘轮转动。 （2）双动式棘轮机构常用于载荷较大，棘轮尺寸受限，齿数较少，而主动摆杆的摆角小于棘轮齿距的场合。本设计根据工作情况和工作要求选取单式外作用棘轮机构。3.4 棘轮尺寸的设计计算及强度的校核3.4.1棘轮的设计计算由于在作业过程中所需的拆装扭矩巨大，通常的棘轮棘爪结构中，棘爪多为单齿结构，不能满足强度要求，因此考虑对棘轮棘爪结构进行改进，具体方案是：采用多齿数、小模数的棘轮，与此相对应在摇臂机构的侧面加工有棘齿结构与之相配合使用。工作时由多个棘轮轮齿同时参与传递扭矩，棘轮轮齿和摇臂侧面的的轮齿相啮合；摇臂通过其侧面上的轮齿来推动棘轮传动，棘轮与轴通过花键联接，从而使轴带动螺栓转动，完成拆装作业的单向间歇运动。对于棘轮棘齿，当作用力作用于齿顶时最为不利，可导致齿根弯曲折断和齿顶线压力磨损。为了保证外啮合棘轮的齿根不被折断，需满足弯曲强度条件： （3-1）式中： 单个棘轮轮齿所受最大力矩； 单个棘轮轮齿的分配力矩； 单个棘轮轮齿的抗弯模量； 棘轮传递的力矩； 参与传递力矩的棘轮轮齿数； 考虑实际压力不均匀的载荷不均匀系数。设为模数，z为齿数，则棘轮各部分尺寸为：齿顶圆直径；齿高；齿顶宽；齿根宽；齿宽。单个齿轮轮齿所受的力p由分配力矩产生，因此 ；代入（3-1）式： 从而： （3-2）已知条件：液压扭矩扳手的最大扭矩为4853n.m，初步选定咬合的齿数为4个，齿数z=25,齿宽为31 ，即每个齿上分配的力矩为1213.25nm。计算得出根据计算结果，我们去棘轮的模数m=2，齿数z=25，齿宽b=31。3.4.2棘轮的强度的校核棘轮强度校验公式：mp/pmm （3-3）p 许用单位线应力，p=3080 mpa。p 棘轮齿的圆周力。p=2t/da=73.3knm=6p/pmm=4.8。故齿轮强度足够。3.4 棘抓尺寸的设计计算及强度的校核 棘爪结构，长24mm，宽31mm，厚17mm，采用淬火处理 棘爪按弯曲与压缩组合强度计算： =1032.4mpa(-125.2mpa)1083mpa式中:m-弯矩。mw-棘爪危险截面抗弯矩，;w=-棘爪宽度，mm-棘爪危险截面厚度，mmf-危险截面的面积，mm2-需用弯曲应力，mpa,见机械零件设计手册第352页表2.4-7所以，棘爪强度足够第四章 弹簧的设计弹簧是机械和电子行业中广泛使用的一种弹性元件，弹簧在受载时能产生较大的弹性变形，把机械功或动能转化为变形能，而卸载后弹簧的变形消失并回复原状，将变形能转化为机械功或动能。弹簧的主要功用有： 测力，如弹簧秤和测量计的弹簧等；控制运动，如离合器、制动器和阀门控制弹簧；减振和缓冲，如缓冲器、减振器的弹簧等；储能或输能，如钟表、仪表和自动控制机构上的弹簧等。按受力性质，弹簧可分为拉伸弹簧、压缩弹簧、扭转弹簧和弯曲弹簧，按形状可分为螺旋弹簧、碟形弹簧、环形弹簧、板弹簧、平面蜗卷弹簧以及扭杆弹簧等。普通圆柱螺旋弹簧由于制造简单，且可根据受载情况制成各种型式，结构简单，故应用最广。弹簧的制造材料一般来说应具有高的弹性极限、疲劳极限、冲击韧性及良好的热处理性能等，常用的有碳素弹簧钢、合金弹簧钢、不锈弹簧钢以及铜合金、镍合金和橡胶等。弹簧的制造方法有冷卷法和热卷法。弹簧丝直径小于8毫米的一般用冷卷法，大于8毫米的用热卷法。有些弹簧在制成后还要进行强压或喷丸处理，可提高弹簧的承载能力。碟形弹簧可以承受很大的冲击载荷，具有良好的吸振能力，常用作缓冲减振弹簧。在载荷相当大和弹簧轴向尺寸受限制的地方，可以采用碟形弹簧。环形弹簧是目前减振缓冲能力最强的弹簧，常用作近代重型机车、锻压设备和飞机起落装置中的缓冲零件。表中列出的是各种弹簧的基本型式。螺旋扭转弹簧是扭转弹簧中最常用的一种。盘簧具有较多的圈数、变形较大、储存能量也较大的特点，多用于压紧及仪表、钟表的动力装置。板弹簧能承受较大的弯曲作用，常用于受载方向尺寸有限制而变形量又较大的场合。由于板弹簧有较好的消振能力，所以在汽车、拖拉机和铁路车辆的悬挂装置中均普遍使用这种弹簧。4.1主动爪弹簧的设计计算：根据实际情况和设计要求知：该弹簧为拉伸螺旋弹簧弹簧外径为：d1=8.5mm最大压力：pn=8n最小压力：p1=2n弹簧长度：h=9mm工作行程h=2mm初算弹簧刚度 p= (pn- p1)/h=3 弹簧材料直径d1.6许用切应力p根据 类载荷按机械设计手册表中选取，弹簧指数c=d/d是反映弹簧特性的重要指标,如果c10frf弹簧自振频率。fr强迫机械振动频率，棘轮有15个齿，转一圈弹簧振动15次，d弹簧材料直径。d=0.8mmn弹簧有效圈数。n=3.5d弹簧中径。 d= 8.5mmf=3.56*100000d/n*d*d=876hz150hz 故符合要求。4.5普通圆柱形螺旋弹簧的技术要求 弹簧材料用65mn，经淬火和回火热处理弹簧硬度达hrc40-50，弹簧表面应光滑，不允许有裂纹，氧化皮，腐蚀等缺陷。旋向是右旋。4.6锁块弹簧的设计计算该弹簧为拉伸螺旋弹簧际情况和设计要求知：弹簧外径为：d1=9.5mm最大压力：pn=22n 弹簧材料直径d1.6 许用切应力p根据 类载荷按表7-2-20选取，k=(4c-1)/(4c-4)+0.615/cc=d/d,一般假定c=5-8根据弹簧应用的实际情况可知锁块弹簧是类弹簧,所受循环载荷作用次数在10的3次方以下，弹簧材料用65mn，在次情况下的许用切应力p=570mpa。假定c=8，k=1.184d1.6, d=0.96mm ，圆整得d=1mm弹簧中径为：d=8.5mm 弹簧内径为：d1=7.5mm旋绕比c=8.5 k=1.172查表：7-2-19得：pd=16.5弹簧有效圈数n= pd /p=2.9 取n=3弹簧刚度 p= pd/n=5.54.7压缩弹簧稳定性验算高径比b=h/d应满足下列要求：两端固定 b5.3一端固定一端回转 b3.7两端回转 b2.6此弹簧是一端固定一端回转故b=h/d=0.853.7此弹簧稳定性较好。4.8缩弹簧强度验算安全系数： s= (p+0.75min)/ maxsp 式中：max最大工作载荷所产生的最大切应力。 max=(8kd pn /d*d*d)=337 mpa min最小工作载荷所产生的最小切应力。 min=(8kd p1/d*d*d)=144 mpa sp许用安全系数sp=1.3-2.2。求解得： s= (p+0.75min)/ max=1.612.2.故疲劳强度符合要求。第五章 壳体部件的优化设计5.1 壳体部件的优化设计的作用 壳体部件是液压扭矩扳手的关键部件。壳体部件包括壳体和反作用臂，壳体和反作用臂之间以花键联接，反作用臂与壳体可以在360 内以一定角度为倍数安装。闭式液压扭矩扳手的执行机构集成于壳体上，而与液压泵连接的油路阀块也安装在壳体上，壳体部件参数对于整个液压扭矩扳手的性能具有决定性的意义。壳体部件也是整个液压扭矩扳手质量最重的，是减轻液压扭矩扳手重量的最主要对象。工作特点决定了壳体与反作用臂部件结构复杂且不规则，受力情况多变。在优化壳体部件结构时，主要遵循以下原则。强度原则：也是最主要的原则，首先要保证产品的安全使用。一般液压扭矩扳手的液压泵的最高工作压力达70mpa ，属于超高压产品，操作过程具有一定的危险性，因而必须保证壳体部件具有足够的安全系数。重量原则：在保证强度的基础上，要尽可能的减轻扳手质量，以方便使用。还要考虑加工过程的工艺性：液压扭矩扳手结构复杂，因而设计阶段一定要充分考虑到加工设备和加工工艺条件。同时要考虑经济性原则：在保证前几个原则的基础上，尽量降低产品的研发、加工费用。 液压扭矩扳手是系列产品，市场上主流的液压扭矩扳手最大输出扭矩从2500n m 到27000n m 不等。新的壳体部件的设计是一项复杂的过程。首先要根据最大输出扭矩和液压泵的最大工作压力来计算液压油缸的有效工作面积，再考虑密封问题确定油缸的直径。同时，由于液压油缸的水平运动是通过传动机构转化为方驱的旋转运动的，因而必须计算力矩，也就是回转中心线到油缸中心线的距离，并且要考虑精度，最终确保输出扭矩值。再者，要充分考虑工作行程，一般要求回转角度在30以上。5.2 壳体部件的优化设计的方法结构优化设计过程包括两个主要环节，即首先根据实际条件建立起优化模型，然后根据模型特点选择适当的优化方法求解模型。建立正确的优化模型是优化设计的前提，模型是否符合实际，很大程度上决定了优化是否是实际最优解。模型求解是优化设计的关键，优化方法的选择决定了求解过程是否收敛，以及收敛速度和精度。结构优化设计技术的发展主要有以下几个方面： (1)有限元优化cad的集成化。在有限元、优化和cad各自的理论研究和软件开发都有一定基础的前提下，实现这种集成化的关键在于解决好它们之间的接口。 (2)可靠、有效算法的进一步研究。这更多地依赖于非线性规划本身的发展。近似概念有较高效率，但可靠性尚需提高。 (3)平行算法(parallel algorithms) 。结构优化的巨大计算量，要求更快的计算机处理速度，平行处理是提高计算机处理速度的重要技术。有限元分析的平行算法己有不少研究，但结构优化的平行算法还不多。 (4)高层次优化问题。对于拓扑、布局、离散变量优化问题等，目前还没有一套行之有效的方法，还要依赖专家系统、人工智能及神经网络的发展及其在结构优化设计中的运用。随着结构优化设计研究的深化，结构优化的应用软件也有了很大的发展。结构优化设计方法在机械、土木，水利，港航等工程领域有着广泛的应用。 在实际工程应用中，结构优化设计方法存在以下具体问题： (1)建立数学模型时涉及面广( 如选定设计变量、选择目标函数、建立约束方程) ，且须注意应吸收工程经验，使得在现有条件下有解，且所得解易于在实际工程中应用，故而增加了设计的复杂性。如何改进中间函数及中间设计变量以得到约束函数的高度近似函数；如何有效地求得约束函数( 或中间函数) 对设计变量( 或中间变量) 的灵敏度。 (2)优化算法众多，对一般的设计者，往往不易选准计算方法，从而使设计趋于复杂。 (3)编制计算机程序及计算的工作量很大。结构优化设计由于存在以上具体问题，限制了相当部分设计人员参与，以致造成适用面极小的现状。 在工程实际应用中，许多结构的优化设计往往并不容易。原因之一就是优化模型中的目标函数或约束函数不能写成设计变量的数学显式，因而难以进行每次迭代中的函数运算。如复杂结构在强度、刚度约束条件下，由于形状的复杂性以及存在应力集中等现象，结构最大应力及给定点处的变形量就很难用弹性力学公式写出。即使是一些相对简单的结构，如果对其动态性能有约束限制，结构的固有频率也难以用一个数学显式表达。 第六章 液压扳手的应用研究6.1 国内液压扭矩扳手的应用状况 液压扭矩扳手是超高压产品，市场上主流的液压扭矩扳手所用液压泵的最大工作压力通常在70-80mpa，使用不当可能会带来危险，也会为工作对象留下安全隐患，可能会造成重大损失。因而在应用过程中对使用者的素质有着很高的要求。在英国，操作液压扭矩扳手的工人需要到政府制定的专业的公司进行培训，培训合格后拿到assembling and tighting bolted connections 证书才能够上岗操作。相比之下，国内液压扭矩扳手的作业人员培训方面培训力度不够。在使用过程中存在许多野蛮操作等实际问题，比如有的现场工人直接提着液压软管来运输液压扭矩扳手。另外，在螺栓拆装过程中通常并不计算实际所需的扭紧或者拆松力矩，直接使用液压扳手的最大输出扭矩，一方面容易对螺栓造成永久性破坏，同时也极大的降低了液压扭矩扳手的使用寿命。液压扭矩扳手的反作用臂和壳体之间是花键联接的，反作用臂与壳体之间的角度可以在360 度内选择，以方便反作用点的选择，但是选择不同角度对液压扭矩扳手的工作寿命是有很大的影响的，但是大多数的现场工人对此并不清楚。因而，本文对不同角度下的模型进行了有限元分析，得出了在不同角度工作状况下，液压扭矩扳手的最大应力，为在实践中更好的使用液压扭矩扳手提供了理论基础。6.2 反力点的选择 在液压扭矩扳手的使用过程中，液压扭矩扳手有很多防范措施，如快换接头的防反措施等。液压扭矩扳手的液压油缸是双作用油缸，正行程最大工作压力为70mpa ，回程时最大工作压力为30mpa ，在油路阀块上装有安全阀，超过限制压力时自动卸压。总体说来，液压扭矩扳手使用的安全性上有足够的保证。但是在使用过程中反力点的选择对液压扭矩扳手的使用寿命具有重大影响。因而在使用过程中如何正确的选择反力点成为使用液压扭矩扳手的一个重要问题。在选择反力点时应注意以下三个问题。 (1)要清楚液压扭矩扳手的工作原理，因为液压扭矩扳手通过液压油缸把液压能转化为机械能，液压油缸的运动是直线运动，而最终输出的是扭矩，在运动上体现为旋转运动。因而必须清楚怎么样的旋转是正向行程，从而选择合适的反力点。在使用过程中，有的操作者由于反力点选择的失误，导致将拆螺栓的动作设定成拧紧螺栓的动作。这样的操作严重时可能会扭断螺栓。 (2)设置壳体和反作用臂角度时，应尽量选择液压扭矩扳手受力状况较好的状态。严格说来，在液压扭矩扳手的设计过程中，已经充分考虑了各个角度的受力状况，留有足够的安全系数。因而，无论那个角度使用都不会使其损坏。但是在具体的使用过程中，由于现场的工作条件复杂，有很多角度都可供选择，都能有效地完成作业。但是根据第2 章有限元分析的结果，合适的角度对于降低关键部件受力，延长使用寿命具有重要意义。 (3)所选择的反力点必须安全、可靠。液压扭矩扳手输出扭矩巨大，因而反力点将受很大的作用力。反力点大多是就地取材，都是被联接件上的结构。因而必须充分考虑反力点的强度、刚度等因素, 以免在使用过程中对被联接件造成损坏。 结论本文设计了一款手提式液压扳手，具有以下几点特点：1、全封闭