电动扳手的设计

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） ， 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， 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 i ax 7 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) 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c) b 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、 轴齿轮传动 2、 波齿轮传动 3、N GW 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 Z 、 Z 、 Z 是定轴齿轮传动的齿数； Z 和 Z R 是谐波传动刚轮和柔轮的齿数； f 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：f 3 2 p L p 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 n 平面机构的构件数： p 机构中的低副数； p 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， 此该机构可视为平面机构。 对于谐波齿轮传动：n =4， p =3， p =1，其自由度为 f 3 2 3 1 2 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 n 取定轴齿轮的传动效率 0.9 8 ，谐波齿轮传动的传动效率 2 0. 207 ， 行 星 齿 轮 传 动 的 传 动 效 率 3 0. 8 ， 则 整 机 的 传 动 效 率 1 2 3 已知扭断螺栓切口处的定力矩 T 1010N m 。 此可决定整机的总传动比 T 0. 446 0. 843 3.2 各传动比的确定 取定个轮系的齿数： 定轴轮系 z 17 z 3 58 谐波齿轮传动 z R 200 z G 202 行星齿轮传动 z 11 z b46 z g17 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 z 2 z z 17 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） ， 以在拧断螺栓梅花头时， 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 z R z G 200 201 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：P T 9550 9550 . 5 20000 N m 0. 446 m 0. 8 0. 207 0. 8 0. 843 T 1010 i 1768 z z z 58 i 3.4 z 200 i 00 2 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 z 11 整机的传动比 i i i 2 i 3. 100 5.2 768 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 f z R 式中 、 、 f 分别为柔轮、刚轮和波发生器的角速度。 z R z 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 z a （3-1） （3-2） 式中 、 、 分别为太阳轮 a、内齿轮 b 和转臂 H 的角速度。 z z b b 轮和 a 的齿数。z 46 i 1 1 5. z i z i 此外，根据结构条件（图 4）可得 = = 由式（3-1）（3-4） ，经整理后可得 i RG具体将数据带入有关公式： z R 200 z a 11 将上述数据代人式（3-5） ，得 i b 1 1 R （3-3） （3-4） （3-5） f G R （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。 f R f 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。i 1. 1 H f （i i ） f z 202 G RG z 46 bi 4. ab H 521 520 由式（3-6）可见，当外套筒固定时， 与 旋向相反；当内套固定时， 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 1 Z E ） （4-1） 确定公式内的各计算数值 u H 1) 试选载荷系数 Kt=1.3 计算小齿轮传递的转矩 n 20000 2) 由机械设计表 10-7 选得齿宽系数 d=0.6 1 2 3) 由机械设计表 10-6 查表得材料 GCr15 的弹性影响系数 9.8MPa 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=534MPa 5) 由机械设计图 10-19 取接触疲劳寿命系数 KHN=0.9 6) 计算接触疲劳应力 失效概率取 1%安全系数 S=1 由式S 得 （H1）=KHN1lim/S=408MPa (2) 计算 1) 计算小齿轮分度圆直径 d t 带入H 中较小得值 d H 2) 计算圆周速度 60 1000 2 T u 1 3 2 5 5 95 5 0 P 95 5 0 .3 T N mm 644 6 5 N mm K N lim （ 4-2） 2 2 T u 1 Z 1.3 644 62 5 3.2 1 189 8 2 3 u 0.6 3. 1017 19 2 20000 v m / s 19 8 m / s 3) 计算齿宽及模数 m t b d d 0.5 9 2 9.6 z 17 m h 2. 5 b 9. 6 t 2. 5 . 1 2.5 m h 2. 4 3. 8 4) 计算载荷系数 K 已知使用系数 K a =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 K V =1.35 直齿轮 K H K F 1 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， K H =1.241 h 故动载荷系数 K K K V K H K H 1 . 5 . 41 1.6 5 5) 按实际得动载荷系数校正所算得分度圆直径。 kt 1. 6)计算模数 z 17 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： 2 KT1 YY Y n z （4-3） 确定计算参数 1 F 1) 由 机械设计 10-20c 查得大、 齿轮的弯曲疲劳强度 FE 500 Pa 2) 由机械设计图 10-18 查取弯曲疲劳寿命系数K FN 1 3) 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S 1. 4 得 S 1 . 0. 5 FN 2 0. 8 d 19 2 m 1. 3 m b 由 3.7 K =1.241 得 K =1.26 k 1. 75 3 d d 19 2 20 8 m d 20 8 m 1.2 8 n 3 2F S K FN FE 303.57 Pa 1 K 0 . 500 F 2 FN 2 S FE 1. 314.29 Pa 4) 计算动载荷系数 K K A K K F K F 1 1. 2 1 1. 35 1 . 12 5) 由机械设计表 10-5 查取齿形系数 Y F 1 2 . 97 Y F 2 2 .3 2 6) 由机械设计表 10-5 查取应力校正系数： S 1 S F 1 2 小齿轮较大 4.1.3 设计计算 2 KT Y Y 2 . 12 644 6 5 2.9 .5 m 3 1 d z 3 0.6 7 303 5 1.1 1 F 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 m 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： m m n m n 计算中心距: 2 2 2 2 计算大小齿轮的分度圆直径： d z m n 17 . 5 21 5 d2 z 2 m 58 1. 5 72 由表 10-5 查得 Y 1. 2 1. 0 Y Y 7) 计算大小齿轮得 并加以比较： Y Y 2. 7 . F S 0. 1 87 303 . 7 Y Y 2.32 1. 0. 255 31 4.2 9 2 F S 2 d z 17 d z 58 d z 48 z z 17 48 a m .2 40 6 5 m z z 17 58 a m 1.2 66 2 m 1 n d 3 z m 48 1. 5 60 齿宽修正后取：B1=10 ，B2=10 ，B3=14 4.2 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 i 100 柔轮变形波数 U=2 柔轮齿数 z R U i 2 00 200 刚轮齿数 z G z R U 200 2 202 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 h R 0. m R 齿顶圆直径 d aR 83 m 齿根圆直径 df R 79 m R 变位系数 x R 3. 刚轮的啮合参数经计算确定如下： 全齿高 h G 0. 2 m 分度圆直径 d 80 m 齿顶圆直径 d G 82 m 齿根圆直径 df G 84 8 m 齿形角 a G 20 变位系数 x G 3. 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 2 59 m 短轴 2 58 m 采用 23 个直径为 7.14mm 滚珠的薄壁轴承。分度圆直径 d 80 m 。 齿形角 a 20 。 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 R n v 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；2000 K p p P d h bz 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。 80 0 . 6 20 15 可见 p p ，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 a 、 m 和 a 、 m 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： D p 由变形和外载荷引起的切应力分别为： D p h 1 （4-6） 应力幅和平均应力为： a m y 式中 T柔轮工作转矩（ N m ）本设计 T=10 N m ; h 头论齿根处的壁厚（mm） ，本设计 h =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=206x10 MPa； 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 81 8 m 0 81 8 3 2000 10 1. p MPa 2. 32 Pa h 1 3. 5 ， 0 a m E h 2000 0. ，2 2 0 （ ） 3 0. 206 0 0. 3. 5 MPa 531 4 Pa 2 3 0. 206 0 0. 0. MPa 7. 84 Pa 2 2000 0 81 8 0. MPa 1. 07 Pa a m 0. 7 . 84 1. 06 MPa 4. 45 Pa 柔轮的工作条件恶劣， 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： b 1100 Pa s 900 MPa 球化处理后硬度为 2426HRC. 取 0. 5 b 0. 5 100 MPa 495 Pa 1 b 柔轮正应力安全系数和切应力安全系数分别为： n k n 0. m 式中 k 正应力有效应力集中系数， =1.72.5，本设计取 k =2.5； k 切应力有效应力集中系数， k =（0.80.9） k ，本设计取 k =0.9 k =0.92.5=2.25。 将具体数据代人式（4-8）和式（4-9）中，得 2. 53 34 2. 5 4. 45 0. 4. 45 柔轮的安全系数 n n 将以上具体数据代人上式得n 3. 84 3. 26 24 96 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2 取 0. 5 0. 5 100 Pa 275MPa n / k 1 n 495 n 3. 26 275 n 24 96 n n n 2 2 3. 26 24 96 2 2 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 (1) 齿轮强度计算的受力分析 o 电动扳手中的这种 NGW 行星机构，因齿倾斜角为 0 ，并且行星齿数大于 2 （ n p =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 R 0 。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 n 8 i 8 5. / min 41 r / min 2) 考虑到超载的因素，取验算的最大转矩为 T ax （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 Tn 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 4620 20o 20o n p 1 1X 0.47 0.434 0.713 y 0.136 0.011 a 29.536 29.536d 22 34 92 d a 27.336 39.192 90.808h 4.228 4.228 4.522 27 o 1 22 o 4 1 d f 18.88 30.736 99.85a 28 19基本运算公式为： Ta b 1 ab （4-11） 式中 T 、 a 轮和 b轮的转矩； i b 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。 K d 动载系数， K d =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 Ya 、 因行星啮合为角变位，所以齿形系数为h 式中 Y 标准齿形系数，一般选取 Y a =0.29， Y =0.30。 H全齿高， h h g 4. 28 m 。 所以 Ya 、 分别按下式计算： h a h a (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 bdmYa 式中 a 齿根弯曲应力（MPa） ； Ta 太阳轮 a 转矩，由式（4-11）计算而得；T H i H 2. 5 m Y Y 2. 5 m Y Y 2. 5 Y Y 2 K a a p K 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） ； Ya 太阳轮 a 的齿形系数； g 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 g 式中 g 行星轮 g 的齿根弯曲应力（MPa） 。 (7)确定齿轮的许用弯曲应力 （4-15） 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 R a 3.2 时，则轮齿根部的许用弯曲应力 可用下式计算 n p n p c （MPa） ； n p 钢质齿轮齿根弯曲强度许用安全系数，可取 n p =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。Y Y 0. 6 p 0. 4 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 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 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 5.1.2 轴承的校核 以代号为 6201 的深沟球轴承为例， 轴承进行校核。 于轴承受载荷非常小，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 240006201 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 19000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： P （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： 60 n P 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： 60 f P Fr 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 2 轴与小齿轮联接处： bhL=448 21 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=6615 5.2.2 键的校核C L ( ) 10 6 10 C L ( ) h 10 10 C 3 L ( ) 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： kld 式中 T传递转矩 K键与轮毂槽的接触高度 k 0. B键的工作长度 l L b D轴的直径 P 键轮毂轴三者中最弱材料的许用挤压应力 T=0.6446N.m k=0.54=2 l L 4 6 4 2 l L 4 8 4 4 d 12 mm kld 2 4 2 kld 2 4 12 3 2 0 （5-3） 3 3 2 10 2 0.6 46 0 26 8 50 Pa 3 3 2 0 2 0.6 46 10 13 4 50 Pa 结论：所选择的键合格。 5.3