手提式液壓扳手設(shè)計

1、上海應(yīng)用技術(shù)學(xué)院本科畢業(yè)設(shè)計說明書摘 要 在能源，交通，冶金，化工，礦山及其他行業(yè)的設(shè)備安裝，檢修工作中，裝拆大規(guī)格螺栓比較困難；有些螺栓安裝在空間非常窄小的地方無法用加長力臂或用錘擊的方法緊固和拆卸螺栓；有些設(shè)備長期使用在比較潮濕的地方，螺栓銹蝕嚴重?zé)o法用人工拆卸，因而難以檢修；在架空管道和高空設(shè)備構(gòu)架上緊固和拆卸螺栓，工作人員雖然戴著安全帶也難以用上力，要安全地完成工作非常困難；據(jù)設(shè)備管理權(quán)威機構(gòu)統(tǒng)計，在設(shè)備運行故障中有50%以上是因為螺栓問題引起的，因螺栓問題而造成設(shè)備重大事故的數(shù)量也非常驚人，因此新的設(shè)備安裝和檢修規(guī)范對螺栓緊固的力矩要求比較嚴格，而用人工方法難以達到要求。液壓扭矩扳手

2、作為一種大直徑螺栓的裝配工具，已經(jīng)被廣泛應(yīng)用于冶金、機械、電力、化工、鐵路、造船、橋梁、鍋爐等行業(yè)的重要螺栓聯(lián)接的安裝及拆卸維修，其中最重要的特點就是輸出扭矩的較大，工作效率較高。本文主要對大扭矩液壓扳手結(jié)構(gòu)進行設(shè)計，包括液壓缸的設(shè)計，棘輪機構(gòu)的設(shè)計及強度校核等。關(guān)鍵詞：液壓扭矩扳手，油缸，棘輪機構(gòu) AbstractIn the energy, transportation, metallurgy, chemical, mining equipment and other sectors of the installation, maintenance, installation more d

3、ifficult 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 diffi

4、cult 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

5、 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 ass

6、embly 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 to

7、rque 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目錄摘 要IAbstractII第一章 緒論-

8、1 -1.1 研究目的和意義- 1 -1.2 課題研究的現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢- 1 -1.2.1 國內(nèi)外液壓扳手的發(fā)展歷程- 1 -1.2.2 液壓扳手研究現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢- 2 -1.3 液壓扭矩扳手工作原理- 3 -1.4 液壓扳手執(zhí)行機構(gòu)的工作原理分析- 4 -1.4 本課題主要研究的內(nèi)容- 5 -第二章 液壓扳手擺動油缸機構(gòu)的設(shè)計計算- 6 -2.1 機構(gòu)分析- 6 -2.2 擰緊力矩與工作擺角的設(shè)計計算- 6 -2.3 液壓缸參數(shù)的計算- 9 -第三章 棘輪機構(gòu)設(shè)計- 13 -3.1棘輪機構(gòu)(ratchet mechanism)的基本型式和工作原理：- 13 -3.2棘輪機構(gòu)的特點及應(yīng)用：-

9、 13 -3.3 棘輪機構(gòu)的分類方式- 13 -3.4 棘輪尺寸的設(shè)計計算及強度的校核- 15 -3.4 棘抓尺寸的設(shè)計計算及強度的校核- 17 -第四章 彈簧的設(shè)計- 18 -4.1主動爪彈簧的設(shè)計計算：- 18 -6.2 壓縮彈簧穩(wěn)定性驗算：- 20 -4.3壓縮彈簧強度驗算：- 20 -4. 4共振驗算- 21 -4.5普通圓柱形螺旋彈簧的技術(shù)要求- 21 -4.6鎖塊彈簧的設(shè)計計算- 21 -4.7壓縮彈簧穩(wěn)定性驗算- 22 -4.8縮彈簧強度驗算- 22 -第五章 殼體部件的優(yōu)化設(shè)計- 23 -5.1 殼體部件的優(yōu)化設(shè)計的作用- 23 -5.2 殼體部件的優(yōu)化設(shè)計的方法- 23 -第

10、六章 液壓扳手的應(yīng)用研究- 26 -6.1 國內(nèi)液壓扭矩扳手的應(yīng)用狀況- 26 -6.2 反力點的選擇- 26 -結(jié)論- 28 -致 謝- 30 -IV第一章 緒論1.1 研究目的和意義隨著社會的不斷進步，在工業(yè)生產(chǎn)、基礎(chǔ)設(shè)施建設(shè)等方面，螺紋聯(lián)接的應(yīng)用越來越廣泛，螺紋聯(lián)接的質(zhì)量也日益受到重視。螺紋聯(lián)接時的預(yù)緊目的在于增強螺紋聯(lián)接的剛性、緊密性、防松及防滑。預(yù)緊及預(yù)緊力的控制是確保螺紋聯(lián)接質(zhì)量的關(guān)鍵。控制預(yù)緊力的常見方法有力矩法、螺母轉(zhuǎn)角法、測定螺栓伸長法和螺栓預(yù)伸長法。通過液壓扳手實施的力矩法、螺母轉(zhuǎn)角法由于具有可靠、方便、快捷的特點而被廣泛采用。 大直徑螺紋聯(lián)接拆裝及預(yù)緊力控制所需扭矩十分巨

11、大，三門峽水電廠水輪機轉(zhuǎn)子法蘭盤螺栓裝配力矩實測最高達52000 N m。普通人手工通過扳手所能施加的扭矩一般不超過500 N m 。這種情況下一般采用大錘擊打來實現(xiàn)作業(yè)。這種作業(yè)方式不僅勞動強度大，生產(chǎn)效率低下，并且產(chǎn)生劇烈的震動和巨大的沖擊力，經(jīng)常會對緊固件造成致命的傷害，使緊固件報廢，影響安裝或者維修進度。并且不可避免的損傷到相鄰的零部件，甚至直接破壞整個工程結(jié)構(gòu)的力學(xué)平衡，帶來不可估量的損失。此外，很多大扭矩螺栓的現(xiàn)場工作條件惡劣，空間有限，手工作業(yè)根本無法勝任。整體式大扭矩液壓扳手具有結(jié)構(gòu)緊湊、扭矩重量比大、操作方便、安全可靠、適用于多種工作對象的優(yōu)點而被廣泛應(yīng)用于有空間要求的大直徑

12、緊固件的拆裝作業(yè)。1.2 課題研究的現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢1.2.1 國內(nèi)外液壓扳手的發(fā)展歷程 西方發(fā)達國家在二十世紀四五十年代就開始了對液壓扳手的研制。1946年1 月英國專利GB606391 為最早出現(xiàn)的關(guān)于液壓扳手的專利。其權(quán)利要求為手動的整體式液壓扳手以連桿鉸接驅(qū)動，雖然該扳手整體尺寸較大，輸出扭矩較小，但開了現(xiàn)代大扭矩閉式液壓扳手專利之先河。閉式液壓扳手根據(jù)傳動形式不同可分為單齒嚙合間歇傳動、多齒嚙合間歇傳動和齒式連續(xù)傳動三種。齒式棘輪機構(gòu)間歇傳動是應(yīng)用最廣、最為典型的單向傳動機構(gòu)形式。美國人 John K.Junkers 先后申請了美國專利US4201099 ，英國專利GB2028204

13、，德國專利DE2916497 ，澳大利亞專利AU4532779 ，其權(quán)利要求體現(xiàn)在連桿一端以萬向球頭形式與活塞聯(lián)接，另一端與主動臂鉸接，主動臂下端即為粗大單齒棘爪驅(qū)動棘輪間歇單向轉(zhuǎn)動；并設(shè)置鉸接于殼體的防逆轉(zhuǎn)棘爪裝置和固接于殼體的反作用臂結(jié)構(gòu)?，F(xiàn)在國內(nèi)生產(chǎn)的雷恩牌液壓扳手傳動形式就是采用這種單齒棘爪結(jié)構(gòu)。為了克服單齒嚙合傳動容易導(dǎo)致齒面應(yīng)力集中而失效的不足，更多的設(shè)計者采用了多齒嚙合間歇傳動的結(jié)構(gòu)形式。2001年英國人More Nicholas 的國際專利W00196072 ，該專利的權(quán)利要求在于柱塞式活塞桿端設(shè)置連桿與主動臂鉸接，以主動臂內(nèi)安裝的多齒棘爪塊驅(qū)動棘輪轉(zhuǎn)動。以上兩種齒式間歇傳動的

14、優(yōu)點與缺點一樣集中于“間歇”，液壓扳手的單向間歇傳動限制了其工作效率的進一步提高，研制能夠連續(xù)高效工作的液壓扳手成為研究人員的努力方向。齒式棘輪機構(gòu)連續(xù)傳動即為雙動式棘輪機構(gòu)，基本原理為裝有兩個主動棘爪的主動臂不是繞棘輪的轉(zhuǎn)動中心，而是繞主動臂與兩個棘爪聯(lián)接點之間的某一軸心擺動，從而在其向兩個方向往復(fù)擺動的過程中分別帶動兩個主動棘爪，兩次驅(qū)動棘輪轉(zhuǎn)動，即實現(xiàn)了液壓扳手的連續(xù)轉(zhuǎn)動。1.2.2 液壓扳手研究現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢 國外的液壓扳手發(fā)展時間較長，積累了豐富的設(shè)計、加工及使用方面的經(jīng)驗，英國、美國、德國的液壓扳手占據(jù)了全球百分之九十以上的市場份額。在技術(shù)創(chuàng)新方面，專業(yè)生產(chǎn)液壓扳手的跨國公司有著無

15、可比擬的優(yōu)勢。John K.Junkers 把雙動式棘輪首先應(yīng)用于實踐，于2002年推出了HYTORC公司的全球第一款能夠連續(xù)轉(zhuǎn)動的液壓扳手HYTORC XXI，代表著液壓扳手的最高技術(shù)水平。 我國在八十年代末消化吸收引進的液壓扳手基礎(chǔ)上研制成功了WJB系列液壓扳手，到目前為止就液壓扳手與內(nèi)部結(jié)構(gòu)有許多國內(nèi)研究學(xué)者成功申請了中國專利，但專利的數(shù)量及技術(shù)方面均處于液壓扳手研制的初級階段。因而我國尚不能擁有先進液壓扳手的自主知識產(chǎn)權(quán)，占領(lǐng)國內(nèi)市場的主要為美國、英國的各類型液壓扳手。而國內(nèi)雖然也有幾家公司生產(chǎn)液壓扳手，但產(chǎn)品大多以測繪、仿制國外知名品牌液壓扳手為主。市場需求的不斷增長，對液壓扳手的質(zhì)

16、量、可靠性等提出了更高的要求。研制具有結(jié)構(gòu)合理緊湊、扭矩重量比大、高度集成化、液壓與控制系統(tǒng)超高壓化等優(yōu)點的液壓扳手是眾多研究人員的目標。針對中國工業(yè)企業(yè)實際使用液壓扳手人員培訓(xùn)不力、操作不規(guī)范、使用隨意性大等情況，開發(fā)研制能較好的符合中國市場需要，又體現(xiàn)上述優(yōu)點的產(chǎn)品是未來中國液壓扳手的發(fā)展趨勢。1.3 液壓扭矩扳手工作原理 液壓扭矩板手工作需要動力機構(gòu)和執(zhí)行機構(gòu)一起協(xié)作完成。其中動力機構(gòu)由電動油泵站提供，液壓扳手則是作為執(zhí)行機構(gòu)。扳手與泵站之間是靠高壓油管連接，而扳手上的油管接頭采用了3600x1800旋轉(zhuǎn)接頭設(shè)計，這種巧妙的設(shè)計理念使得扳手可以適應(yīng)于各種工作條件，不受空間的限制。液壓扳手

17、的工作需要液壓泵站提供一個動力源，液壓泵站與扳手之間就需要通過高壓油管進行連接。扳手與高壓油管的連接：采用快速接頭連接。扳手和液壓泵是由工作壓力均為100MPA的鋼絲編織的復(fù)式油管連接。每根油管上有一個公接頭和一個母接頭，是用來連接泵站和液壓扳手的。連接如圖1.1所示：圖1.1 執(zhí)行機構(gòu)和動力單元的連接 螺栓的拆松和預(yù)緊：先確定拆松，還是預(yù)緊螺母。如圖1.2所示圖1.2 拆松和鎖緊兩個工作狀態(tài)1.4 液壓扳手執(zhí)行機構(gòu)的工作原理分析 液壓扳手由動力源和執(zhí)行機構(gòu)兩大部分組成。液壓泵作為動力源，用液壓油來驅(qū)動拆裝執(zhí)行機構(gòu)，完成大直徑螺栓的擰緊和拆卸作業(yè)。液壓傳動由于結(jié)構(gòu)緊湊，輸出功率及輸出扭矩大，工

18、作可靠，并易于實現(xiàn)變量，特別是超高壓液壓系統(tǒng)的日益成熟，使其能夠勝任大扭矩緊固件拆裝設(shè)備的動力源。液壓扳手執(zhí)行機構(gòu)的工作原理：從變量液壓泵站輸出高壓油，推動液壓缸的活塞桿，液壓缸缸底一端鉸接于機架，活塞桿一端和搖臂的一端鉸接。搖臂的另一端是棘輪棘爪機構(gòu)，實現(xiàn)單向間歇轉(zhuǎn)動。液壓缸活塞桿的往復(fù)運動使得搖臂帶動緊固件轉(zhuǎn)動，完成拆裝作業(yè)。其執(zhí)行機構(gòu)示意圖如圖1.3所示。1- 殼體 2-推桿 3-棘爪 4-防逆轉(zhuǎn)棘爪 5-扭矩對照表 6-棘輪 7-棘輪套 8-方驅(qū)蓋 9-密封圈10殼體蓋 11- 保護套12-反作用臂 13- 釋放裝置 14-油路閥塊 15- 接頭 16- 活塞 圖1.3 液壓扳手執(zhí)行機

19、構(gòu)示意圖1.4 本課題主要研究的內(nèi)容 根據(jù)液壓扳手的機構(gòu)原理和設(shè)計參數(shù)，本次我們完成以下內(nèi)容： 1.完成手提式液壓扳手總體結(jié)構(gòu)設(shè)計，包括總體結(jié)構(gòu)布置，缸徑的選擇，力能參數(shù)的分析計算及輸出扭矩表格計算； 2.形成機械設(shè)計的整體概念，綜合運用過去所學(xué)理論知識，提高理論聯(lián)系實際和綜合分析能力； 3提高應(yīng)用資料、標準及規(guī)范等基本技能和設(shè)計能力，并完成畢業(yè)設(shè)計論文、計算說明書、CAD圖紙等任務(wù)；第二章 液壓扳手擺動油缸機構(gòu)的設(shè)計計算 2.1 機構(gòu)分析 如圖2.1所示為機構(gòu)運動示意圖。 圖2.1 機構(gòu)運動示意圖 根據(jù)實際作業(yè)，液壓扳手的設(shè)計主要要求有兩個：工作效率和輸出扭矩的精度，就液壓扳手執(zhí)行機構(gòu)而言工

20、作效率的大小可以由機構(gòu)在一個循環(huán)過程中搖臂擺角的大小來描述，這個角度值也被稱為工作角。根據(jù)機構(gòu)的工作原理，其擺角越大、輸出扭矩的精度越高對實際作業(yè)越有利。為了提高機構(gòu)的工作效率就必須增大擺角，但是由定性分析可知增大擺角會降低機構(gòu)的精度，二者是矛盾的，下面就二者的計算公式和關(guān)系進行具體的推導(dǎo)。2.2 擰緊力矩與工作擺角的設(shè)計計算 已知設(shè)計參數(shù)：液壓最大輸入壓力70Mpa；最大輸出扭矩4853Nm。機構(gòu)運動示意圖如圖2-1所示。搖臂在液壓缸活塞桿的推力F的作用下繞點從位置1轉(zhuǎn)到位置2（虛線表示），轉(zhuǎn)過的角度為，處的棘輪棘爪機構(gòu)帶動作業(yè)對象（螺栓或螺母）拆松或擰緊。忽略機構(gòu)中的摩擦阻力。則輸出扭矩為

21、： (2.1)式中：M任意位置的拆裝力矩； F活塞桿的理論推力； L2搖臂長度； 任意位置的轉(zhuǎn)動角。由式（2.1）可以看出機構(gòu)的拆裝力矩M和液壓缸的輸出推力F、搖臂長度以及傳動角的正弦值成正比。液壓桿輸出活塞桿的推力F和搖臂的長度的大小與機構(gòu)轉(zhuǎn)動過程中所處的位置無關(guān)，而傳動角的大小則有機構(gòu)所處位置來決定。由機械原理知識可知在機構(gòu)的工作過程中傳動角的值愈大對機構(gòu)的工作愈有利。假設(shè)機構(gòu)在轉(zhuǎn)動過程中為液壓缸的長度L，根據(jù)圖4，由余弦定理可得機構(gòu)傳動角的表達式： (2.2) (2.3) 設(shè)1和2分別為位置1和2處的值，則有： (2.4) (2.5) 上式中：L1機架的長度； L2搖臂的長度； L機構(gòu)在

22、運動過程中液壓油缸的長度（由三角形邊長原理可得搖臂長度的取值 范圍為：L1-L2LL1+L2)將式（3.3）兩邊對L求導(dǎo)數(shù)，并且令，則有 （2.6）即當(dāng)時傳動角取得最大值。將式（2.6）代入（2.5）式，則可求得：當(dāng)時， = 900當(dāng)時，=在圖2-1中所示，為機構(gòu)在一個工作過程中搖臂轉(zhuǎn)過的角度，即為機構(gòu)的工作角。為了提高工作效率，在機構(gòu)設(shè)計時，應(yīng)使的值越大越好。下面來推導(dǎo)的表達式，根據(jù)余弦定理可得： (2.7) (3.8)式中：液壓缸在活塞桿完全縮回時的長度，簡稱為液壓缸的最小長度； 液壓缸在活塞桿完全伸出時的長度，簡稱為液壓缸的最大長度； 則活塞的行程為=；由三角函數(shù)關(guān)系式可得： （2.9）

23、 （2.10） （2.11）將式（2.10）和（2.11）代入（2.9）式得： （2.12）將式（2.7）和（2.8）代入（2.12）式得到傳動角的余弦值表達式： (2.13)若假設(shè)工作過程中任一位置的力臂值用來表示，則（2.1）式可表示為： （2.14）其中 (2.15)2.3 液壓缸參數(shù)的計算已知設(shè)計參數(shù)：液壓最大輸入壓力70Mpa；最大輸出扭矩4853Nm，我們假定棘輪的直徑為50mm。根據(jù)公式2-14可知：2.3.1計算液壓缸的面積可根據(jù)下列圖2.2形來計算 圖2.2 液壓缸分析圖 （2-16） 液壓缸工作腔的壓力 Pa 液壓缸回油腔的壓力 Pa 液壓缸的傳動效率，取0.9故液壓缸無桿

24、腔：將這些直徑圓整成進標準值時得：2.3.2液壓缸壁厚和外徑的計算液壓缸的壁厚由液壓缸的強度條件來計算。液壓缸的壁厚一般是指缸筒結(jié)構(gòu)中最薄處的厚度。從材料力學(xué)可知，承受內(nèi)壓力的圓筒，其內(nèi)應(yīng)力分布規(guī)律因其壁厚的不同而各異。一般計算時分薄壁圓筒和厚壁圓筒。 液壓缸的內(nèi)徑D與其壁厚的比值的圓筒稱為薄壁圓筒。h （2-17） 式中-液壓缸壁厚（m） -液壓缸內(nèi)徑（m） -試驗壓力，一般取最大工作壓力（1.251.5）倍（MPa）； -缸筒材料的許用應(yīng)力。其值為：鍛鋼：=110120MPa; 100110 MPa; 100110 MPa; 60 MPa ;25MPa。在中低壓液壓系統(tǒng)中，按上式計算所得液

25、壓缸的壁厚往往很小，使缸體的剛度往往很不夠，如在切削加工過程中的變形、安裝變形等引起液壓缸工作過程卡死或漏油。因此一般不作計算，按經(jīng)驗選取，必要時按上式進行校核。 對于 時,應(yīng)按材料力學(xué)中的厚壁圓筒公式進行壁厚的計算。 對脆性及塑性材料 （2-18） 液壓缸壁厚算出后，即可求出缸體的外徑為 式中值應(yīng)按無縫鋼管標準，或按有關(guān)標準圓整為標準值。 選高強鑄鐵：=120MPa 由公式： =0.012 最小取12mm2.3.3 缸蓋厚度的確定一般液壓缸多為平底缸蓋，其有效厚度 t按強度要求可用下面兩式進行近似計算。無孔時 （2-19）有孔時 （2-20）式中 -缸蓋有效厚度（m）；-缸蓋止口內(nèi)徑（m）；

26、-缸蓋孔的直徑（m）。無孔時 取2.3.4 缸體長度的確定液壓缸缸體內(nèi)部長度應(yīng)等于活塞的行程與活塞的寬度之和。缸體外形長度還要考慮到兩端端蓋的厚度。一般液壓缸缸體長度不應(yīng)大于內(nèi)徑的2030倍。2.3.5強度校核液壓缸的缸筒壁厚、活塞桿直徑 d 和缸蓋處固定螺栓的直徑，在高壓系統(tǒng)中必須進行校核。（1） 缸筒壁厚校核 液壓缸缸筒壁厚校核時分薄壁和厚壁兩種情況。當(dāng)時為薄壁，壁厚按下式進行校核=12mm （2-21）>12mm ，符合條件。式中，D為缸筒內(nèi)徑；為缸筒試驗壓力，當(dāng)缸的額定壓力小于等于16MPa時取=1.5，當(dāng)大于16MPa時取=1.25；為缸筒材料的許用應(yīng)力，=，為材料抗拉強度，n

27、為安全系數(shù)，一般取n =5。當(dāng) 時，壁厚按下式進行校核 (2-22) 在使用校核時，若液壓缸缸筒與缸蓋采用半環(huán)連接，應(yīng)取缸筒壁厚最小處的值。（2）活塞桿直徑校核 活塞桿的直徑d的校核按下式進行 (2-23) 式中，F(xiàn)為活塞桿上的作用力；為活塞桿材料的許用應(yīng)力，=。（3）液壓缸蓋固定螺栓直徑校核 液壓缸蓋固定螺栓在工作過程中同時承受拉應(yīng)力和扭應(yīng)力，其螺栓直徑可按下式進行校核 (2-24)式中，F(xiàn)為液壓缸負載；z為固定螺栓個數(shù)；k為螺紋擰緊系數(shù)，k=1.121.5; =, 為材料的屈服點。 第三章 棘輪機構(gòu)設(shè)計3.1棘輪機構(gòu)(ratchet mechanism)的基本型式和工作原理：機械中常用的外

28、嚙合式棘輪機構(gòu)，它由主動擺桿，棘爪，棘輪、止回棘爪和機架組成。主動件空套在與棘輪固連的從動軸上，并與驅(qū)動棘爪用轉(zhuǎn)動副相聯(lián)。當(dāng)主動件順時針方向擺動時，驅(qū)動棘爪便插入棘輪的齒槽中，使棘輪跟著轉(zhuǎn)過一定角度，此時，止回棘爪在棘輪的齒背上滑動。當(dāng)主動件逆時針方向轉(zhuǎn)動時，止回棘爪阻止棘輪發(fā)生逆時針方向轉(zhuǎn)動，而驅(qū)動棘爪卻能夠在棘輪齒背上滑過，所以，這時棘輪靜止不動。因此，當(dāng)主動件作連續(xù)的往復(fù)擺動時，棘輪作單向的間歇運動。3.2棘輪機構(gòu)的特點及應(yīng)用：1、棘輪機構(gòu)的結(jié)構(gòu)簡單，制造方便，運動可靠2、從動棘輪的轉(zhuǎn)角大小可在較大范圍內(nèi)調(diào)節(jié)3、工作時有較大的沖擊和噪音，運動平穩(wěn)性較差,常應(yīng)用于速度較低，載荷不大，運動精

29、度要求不高的場合3.3 棘輪機構(gòu)的分類方式 1、按結(jié)構(gòu)形式分為齒式棘輪機構(gòu)和摩擦式棘輪機構(gòu)如圖3.1所示。（1）齒式棘輪機構(gòu)結(jié)構(gòu)簡單，制造方便；動與停的時間比可通過選擇合適的驅(qū)動機構(gòu)實現(xiàn)。該機構(gòu)的缺點是動程只能作有級調(diào)節(jié)；噪音、沖擊和磨損較大，故不宜用于高速。 3.1a齒式棘輪機構(gòu) 3.1b摩擦式棘輪機構(gòu) （2）摩擦式棘輪機構(gòu)是用偏心扇形楔塊代替齒式棘輪機構(gòu)中的棘爪，以無齒摩擦代替棘輪。特點是傳動平穩(wěn)、無噪音；動程可無級調(diào)節(jié)。但因靠摩擦力傳動，會出現(xiàn)打滑現(xiàn)象，雖然可起到安全保護作用，但是傳動精度不高。適用于低速輕載的場合。 2、按嚙合方式分外嚙合棘輪機構(gòu)和內(nèi)嚙合棘輪機構(gòu)如圖3.2所示： 外嚙合

30、式棘輪機構(gòu)的棘爪或楔塊均安裝在棘輪的外部，而內(nèi)嚙合棘輪機構(gòu)的棘爪或楔塊均在棘輪內(nèi)部。外嚙合式棘輪機構(gòu)由于加工、安裝和維修方便，應(yīng)用較廣。內(nèi)嚙合棘輪機構(gòu)的特點是結(jié)構(gòu)緊湊，外形尺寸小。 圖3.2a外嚙合式棘輪機構(gòu) 圖3.2b內(nèi)嚙合式棘輪機構(gòu) 3、按從動件運動形式分單動式棘輪機構(gòu)、雙動式棘輪機構(gòu)和雙向式棘輪機構(gòu)： （1）單動式式棘輪機構(gòu)當(dāng)主動件按某一個方向擺動時，才能推動棘輪轉(zhuǎn)動。雙動式棘輪機構(gòu)，在主動搖桿向兩個方向往復(fù)擺動的過程中，分別帶動兩個棘爪，兩次推動棘輪轉(zhuǎn)動。 （2）雙動式棘輪機構(gòu)常用于載荷較大，棘輪尺寸受限，齒數(shù)較少，而主動擺桿的擺角小于棘輪齒距的場合。本設(shè)計根據(jù)工作情況和工作要求選取單

31、式外作用棘輪機構(gòu)。3.4 棘輪尺寸的設(shè)計計算及強度的校核3.4.1棘輪的設(shè)計計算由于在作業(yè)過程中所需的拆裝扭矩巨大，通常的棘輪棘爪結(jié)構(gòu)中，棘爪多為單齒結(jié)構(gòu)，不能滿足強度要求，因此考慮對棘輪棘爪結(jié)構(gòu)進行改進，具體方案是：采用多齒數(shù)、小模數(shù)的棘輪，與此相對應(yīng)在搖臂機構(gòu)的側(cè)面加工有棘齒結(jié)構(gòu)與之相配合使用。工作時由多個棘輪輪齒同時參與傳遞扭矩，棘輪輪齒和搖臂側(cè)面的的輪齒相嚙合；搖臂通過其側(cè)面上的輪齒來推動棘輪傳動，棘輪與軸通過花鍵聯(lián)接，從而使軸帶動螺栓轉(zhuǎn)動，完成拆裝作業(yè)的單向間歇運動。對于棘輪棘齒，當(dāng)作用力作用于齒頂時最為不利，可導(dǎo)致齒根彎曲折斷和齒頂線壓力磨損。為了保證外嚙合棘輪的齒根不被折斷，需滿

32、足彎曲強度條件： （3-1）式中： 單個棘輪輪齒所受最大力矩； 單個棘輪輪齒的分配力矩； 單個棘輪輪齒的抗彎模量； 棘輪傳遞的力矩； 參與傳遞力矩的棘輪輪齒數(shù)； 考慮實際壓力不均勻的載荷不均勻系數(shù)。設(shè)為模數(shù)，Z為齒數(shù)，則棘輪各部分尺寸為：齒頂圓直徑；齒高；齒頂寬；齒根寬；齒寬。單個齒輪輪齒所受的力P由分配力矩產(chǎn)生，因此 ；代入（3-1）式： 從而： （3-2）已知條件：液壓扭矩扳手的最大扭矩為4853N.M，初步選定咬合的齒數(shù)為4個，齒數(shù)Z=25,齒寬為31 ，即每個齒上分配的力矩為1213.25NM。計算得出根據(jù)計算結(jié)果，我們?nèi)ゼ喌哪?shù)m=2，齒數(shù)Z=25，齒寬b=31。3.4.2棘輪的強

33、度的校核棘輪強度校驗公式：mP/pmm （3-3）p 許用單位線應(yīng)力，p=3080 MPa。P 棘輪齒的圓周力。P=2T/da=73.3KNm=6P/pmm=4.8。故齒輪強度足夠。3.4 棘抓尺寸的設(shè)計計算及強度的校核 棘爪結(jié)構(gòu)，長24mm，寬31mm，厚17mm，采用淬火處理 棘爪按彎曲與壓縮組合強度計算： =1032.4Mpa(-125.2MPa)1083Mpa式中:M-彎矩。MW-棘爪危險截面抗彎矩，;W=-棘爪寬度，mm-棘爪危險截面厚度，mmF-危險截面的面積，mm2-需用彎曲應(yīng)力，Mpa,見機械零件設(shè)計手冊第352頁表2.4-7所以，棘爪強度足夠第四章 彈簧的設(shè)計彈簧是機械和電子

34、行業(yè)中廣泛使用的一種彈性元件，彈簧在受載時能產(chǎn)生較大的彈性變形，把機械功或動能轉(zhuǎn)化為變形能，而卸載后彈簧的變形消失并回復(fù)原狀，將變形能轉(zhuǎn)化為機械功或動能。彈簧的主要功用有： 測力，如彈簧秤和測量計的彈簧等；控制運動，如離合器、制動器和閥門控制彈簧；減振和緩沖，如緩沖器、減振器的彈簧等；儲能或輸能，如鐘表、儀表和自動控制機構(gòu)上的彈簧等。按受力性質(zhì)，彈簧可分為拉伸彈簧、壓縮彈簧、扭轉(zhuǎn)彈簧和彎曲彈簧，按形狀可分為螺旋彈簧、碟形彈簧、環(huán)形彈簧、板彈簧、平面蝸卷彈簧以及扭桿彈簧等。普通圓柱螺旋彈簧由于制造簡單，且可根據(jù)受載情況制成各種型式，結(jié)構(gòu)簡單，故應(yīng)用最廣。彈簧的制造材料一般來說應(yīng)具有高的彈性極限、

35、疲勞極限、沖擊韌性及良好的熱處理性能等，常用的有碳素彈簧鋼、合金彈簧鋼、不銹彈簧鋼以及銅合金、鎳合金和橡膠等。彈簧的制造方法有冷卷法和熱卷法。彈簧絲直徑小于8毫米的一般用冷卷法，大于8毫米的用熱卷法。有些彈簧在制成后還要進行強壓或噴丸處理，可提高彈簧的承載能力。碟形彈簧可以承受很大的沖擊載荷，具有良好的吸振能力，常用作緩沖減振彈簧。在載荷相當(dāng)大和彈簧軸向尺寸受限制的地方，可以采用碟形彈簧。環(huán)形彈簧是目前減振緩沖能力最強的彈簧，常用作近代重型機車、鍛壓設(shè)備和飛機起落裝置中的緩沖零件。表中列出的是各種彈簧的基本型式。螺旋扭轉(zhuǎn)彈簧是扭轉(zhuǎn)彈簧中最常用的一種。盤簧具有較多的圈數(shù)、變形較大、儲存能量也較大

36、的特點，多用于壓緊及儀表、鐘表的動力裝置。板彈簧能承受較大的彎曲作用，常用于受載方向尺寸有限制而變形量又較大的場合。由于板彈簧有較好的消振能力，所以在汽車、拖拉機和鐵路車輛的懸掛裝置中均普遍使用這種彈簧。4.1主動爪彈簧的設(shè)計計算：根據(jù)實際情況和設(shè)計要求知：該彈簧為拉伸螺旋彈簧彈簧外徑為：D1=8.5mm最大壓力：Pn=8N最小壓力：P1=2N彈簧長度：H=9mm工作行程h=2mm初算彈簧剛度 P= (Pn- P1)/h=3 彈簧材料直徑d1.6許用切應(yīng)力p根據(jù) 類載荷按機械設(shè)計手冊表中選取，彈簧指數(shù)C=D/d是反映彈簧特性的重要指標,如果C<5，回使卷繞彈簧困難，彈簧工作時內(nèi)側(cè)將產(chǎn)生過

37、大的應(yīng)力。反之C值太大彈簧直徑就越大，使彈簧不穩(wěn)定，設(shè)計彈簧時通常先選一個C值，一般選4C16。如下表 表4-1 彈簧直徑和彈簧指數(shù)關(guān)系表彈簧絲直徑d0.2-0.40.45-11.1-2.22.5-67-1618-42彈簧指數(shù)C7-145-125-104-94-84-6 一般假定C=5-10 K=(4C-1)/(4C-4)+0.615/C根據(jù)彈簧應(yīng)用的實際情況可知主動爪彈簧是類彈簧所受循環(huán)載荷作用次數(shù)在10的6次方以上，彈簧材料用65Mn，端部并緊磨平支撐圈為1圈，在次情況下的許用切應(yīng)力p=340MPa。假定C=8。K=1.184。d0.707 圓整得d=0.8彈簧中徑為：D=7.7

38、mm 彈簧內(nèi)徑為：D2=6.9mm旋繞比C=9.6 K=1.151查表：7-2-19得：Pd=9.5彈簧有效圈數(shù)n= Pd /P=3.17 取n=3.5+1=4.5彈簧剛度 P= Pd/n=2.72圖4-1 彈簧結(jié)構(gòu)示意圖6.2 壓縮彈簧穩(wěn)定性驗算：當(dāng)高徑比b=H/D較大時，如軸向載荷超過一定限度，就會發(fā)生較大的側(cè)向彎曲而失去穩(wěn)定，這是不允許的。彈簧的穩(wěn)定性還與彈簧的支承情況有關(guān)，不同支承方式允許的高徑比b推薦值應(yīng)滿足下列要求：兩端固定 b5.3一端固定一端回轉(zhuǎn) b3.7 兩端回轉(zhuǎn) b2.6而此彈簧是一端固定一端回轉(zhuǎn)故：b=H/D=1.063.7此彈簧穩(wěn)定性較好。4.3壓縮彈簧強度驗算：安全系

39、數(shù)S= (p+0.75min)/ maxSpmax最大工作載荷所產(chǎn)生的最大切應(yīng)力。max=(8KD Pn /d*d*d)=337 Mpamin最小工作載荷所產(chǎn)生的最小切應(yīng)力。min=(8KD P1/d*d*d)=144 MpaSp許用安全系數(shù) Sp=1.3-2.2。S= (p+0.75min)/ max=1.612.2.故疲勞強度可以。4. 4共振驗算對承受循環(huán)載荷的彈簧進行共振驗算，其驗算公式：f=3.56*100000d/n*D*D>10frf彈簧自振頻率。fr強迫機械振動頻率，棘輪有15個齒，轉(zhuǎn)一圈彈簧振動15次，d彈簧材料直徑。d=0.8mmn彈簧有效圈數(shù)。n=3.5D彈簧中徑。

40、 D= 8.5mmf=3.56*100000d/n*D*D=876HZ150HZ 故符合要求。4.5普通圓柱形螺旋彈簧的技術(shù)要求 彈簧材料用65Mn，經(jīng)淬火和回火熱處理彈簧硬度達HRC40-50，彈簧表面應(yīng)光滑，不允許有裂紋，氧化皮，腐蝕等缺陷。旋向是右旋。4.6鎖塊彈簧的設(shè)計計算該彈簧為拉伸螺旋彈簧際情況和設(shè)計要求知：彈簧外徑為：D1=9.5mm最大壓力：Pn=22N 彈簧材料直徑d1.6 許用切應(yīng)力p根據(jù) 類載荷按表7-2-20選取，K=(4C-1)/(4C-4)+0.615/CC=D/d,一般假定C=5-8根據(jù)彈簧應(yīng)用的實際情況可知鎖塊彈簧是類彈簧,所受循環(huán)載荷作用次數(shù)在10的3次方以下

41、，彈簧材料用65Mn，在次情況下的許用切應(yīng)力p=570MPa。假定C=8，K=1.184d1.6, d=0.96mm ，圓整得d=1mm彈簧中徑為：D=8.5mm 彈簧內(nèi)徑為：D1=7.5mm旋繞比C=8.5 K=1.172查表：7-2-19得：Pd=16.5彈簧有效圈數(shù)n= Pd /P=2.9 取n=3彈簧剛度 P= Pd/n=5.54.7壓縮彈簧穩(wěn)定性驗算高徑比b=H/D應(yīng)滿足下列要求：兩端固定 b5.3一端固定一端回轉(zhuǎn) b3.7兩端回轉(zhuǎn) b2.6此彈簧是一端固定一端回轉(zhuǎn)故b=H/D=0.853.7此彈簧穩(wěn)定性較好。4.8縮彈簧強度驗算安全系數(shù)： S= (p+0.75min)/ maxSp

42、 式中：max最大工作載荷所產(chǎn)生的最大切應(yīng)力。 max=(8KD Pn /d*d*d)=337 MPa min最小工作載荷所產(chǎn)生的最小切應(yīng)力。 min=(8KD P1/d*d*d)=144 MPa Sp許用安全系數(shù)Sp=1.3-2.2。求解得： S= (p+0.75min)/ max=1.612.2.故疲勞強度符合要求。第五章 殼體部件的優(yōu)化設(shè)計5.1 殼體部件的優(yōu)化設(shè)計的作用 殼體部件是液壓扭矩扳手的關(guān)鍵部件。殼體部件包括殼體和反作用臂，殼體和反作用臂之間以花鍵聯(lián)接，反作用臂與殼體可以在360 °內(nèi)以一定角度為倍數(shù)安裝。閉式液壓扭矩扳手的執(zhí)行機構(gòu)集成于殼體上，而與液壓泵連接的油路閥

43、塊也安裝在殼體上，殼體部件參數(shù)對于整個液壓扭矩扳手的性能具有決定性的意義。殼體部件也是整個液壓扭矩扳手質(zhì)量最重的，是減輕液壓扭矩扳手重量的最主要對象。工作特點決定了殼體與反作用臂部件結(jié)構(gòu)復(fù)雜且不規(guī)則，受力情況多變。在優(yōu)化殼體部件結(jié)構(gòu)時，主要遵循以下原則。強度原則：也是最主要的原則，首先要保證產(chǎn)品的安全使用。一般液壓扭矩扳手的液壓泵的最高工作壓力達70Mpa ，屬于超高壓產(chǎn)品，操作過程具有一定的危險性，因而必須保證殼體部件具有足夠的安全系數(shù)。重量原則：在保證強度的基礎(chǔ)上，要盡可能的減輕扳手質(zhì)量，以方便使用。還要考慮加工過程的工藝性：液壓扭矩扳手結(jié)構(gòu)復(fù)雜，因而設(shè)計階段一定要充分考慮到加工設(shè)備和加工

44、工藝條件。同時要考慮經(jīng)濟性原則：在保證前幾個原則的基礎(chǔ)上，盡量降低產(chǎn)品的研發(fā)、加工費用。 液壓扭矩扳手是系列產(chǎn)品，市場上主流的液壓扭矩扳手最大輸出扭矩從2500N · m 到27000N· m 不等。新的殼體部件的設(shè)計是一項復(fù)雜的過程。首先要根據(jù)最大輸出扭矩和液壓泵的最大工作壓力來計算液壓油缸的有效工作面積，再考慮密封問題確定油缸的直徑。同時，由于液壓油缸的水平運動是通過傳動機構(gòu)轉(zhuǎn)化為方驅(qū)的旋轉(zhuǎn)運動的，因而必須計算力矩，也就是回轉(zhuǎn)中心線到油缸中心線的距離，并且要考慮精度，最終確保輸出扭矩值。再者，要充分考慮工作行程，一般要求回轉(zhuǎn)角度在30°以上。5.2 殼體部件的

45、優(yōu)化設(shè)計的方法結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計過程包括兩個主要環(huán)節(jié)，即首先根據(jù)實際條件建立起優(yōu)化模型，然后根據(jù)模型特點選擇適當(dāng)?shù)膬?yōu)化方法求解模型。建立正確的優(yōu)化模型是優(yōu)化設(shè)計的前提，模型是否符合實際，很大程度上決定了優(yōu)化是否是實際最優(yōu)解。模型求解是優(yōu)化設(shè)計的關(guān)鍵，優(yōu)化方法的選擇決定了求解過程是否收斂，以及收斂速度和精度。結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計技術(shù)的發(fā)展主要有以下幾個方面： (1)有限元優(yōu)化CAD的集成化。在有限元、優(yōu)化和CAD各自的理論研究和軟件開發(fā)都有一定基礎(chǔ)的前提下，實現(xiàn)這種集成化的關(guān)鍵在于解決好它們之間的接口。 (2)可靠、有效算法的進一步研究。這更多地依賴于非線性規(guī)劃本身的發(fā)展。近似概念有較高效率，但可靠性尚需提高

46、。 (3)平行算法(parallel algorithms) 。結(jié)構(gòu)優(yōu)化的巨大計算量，要求更快的計算機處理速度，平行處理是提高計算機處理速度的重要技術(shù)。有限元分析的平行算法己有不少研究，但結(jié)構(gòu)優(yōu)化的平行算法還不多。 (4)高層次優(yōu)化問題。對于拓撲、布局、離散變量優(yōu)化問題等，目前還沒有一套行之有效的方法，還要依賴專家系統(tǒng)、人工智能及神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)的發(fā)展及其在結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計中的運用。隨著結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計研究的深化，結(jié)構(gòu)優(yōu)化的應(yīng)用軟件也有了很大的發(fā)展。結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計方法在機械、土木，水利，港航等工程領(lǐng)域有著廣泛的應(yīng)用。 在實際工程應(yīng)用中，結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計方法存在以下具體問題： (1)建立數(shù)學(xué)模型時涉及面廣( 如選定設(shè)

47、計變量、選擇目標函數(shù)、建立約束方程) ，且須注意應(yīng)吸收工程經(jīng)驗，使得在現(xiàn)有條件下有解，且所得解易于在實際工程中應(yīng)用，故而增加了設(shè)計的復(fù)雜性。如何改進中間函數(shù)及中間設(shè)計變量以得到約束函數(shù)的高度近似函數(shù)；如何有效地求得約束函數(shù)( 或中間函數(shù)) 對設(shè)計變量( 或中間變量) 的靈敏度。 (2)優(yōu)化算法眾多，對一般的設(shè)計者，往往不易選準計算方法，從而使設(shè)計趨于復(fù)雜。 (3)編制計算機程序及計算的工作量很大。結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計由于存在以上具體問題，限制了相當(dāng)部分設(shè)計人員參與，以致造成適用面極小的現(xiàn)狀。 在工程實際應(yīng)用中，許多結(jié)構(gòu)的優(yōu)化設(shè)計往往并不容易。原因之一就是優(yōu)化模型中的目標函數(shù)或約束函數(shù)不能寫成設(shè)計變量的

48、數(shù)學(xué)顯式，因而難以進行每次迭代中的函數(shù)運算。如復(fù)雜結(jié)構(gòu)在強度、剛度約束條件下，由于形狀的復(fù)雜性以及存在應(yīng)力集中等現(xiàn)象，結(jié)構(gòu)最大應(yīng)力及給定點處的變形量就很難用彈性力學(xué)公式寫出。即使是一些相對簡單的結(jié)構(gòu)，如果對其動態(tài)性能有約束限制，結(jié)構(gòu)的固有頻率也難以用一個數(shù)學(xué)顯式表達。 第六章 液壓扳手的應(yīng)用研究6.1 國內(nèi)液壓扭矩扳手的應(yīng)用狀況 液壓扭矩扳手是超高壓產(chǎn)品，市場上主流的液壓扭矩扳手所用液壓泵的最大工作壓力通常在70-80Mpa，使用不當(dāng)可能會帶來危險，也會為工作對象留下安全隱患，可能會造成重大損失。因而在應(yīng)用過程中對使用者的素質(zhì)有著很高的要求。在英國，操作液壓扭矩扳手的工人需要到政府制定的專業(yè)的

49、公司進行培訓(xùn)，培訓(xùn)合格后拿到Assembling and Tighting Bolted Connections 證書才能夠上崗操作。相比之下，國內(nèi)液壓扭矩扳手的作業(yè)人員培訓(xùn)方面培訓(xùn)力度不夠。在使用過程中存在許多野蠻操作等實際問題，比如有的現(xiàn)場工人直接提著液壓軟管來運輸液壓扭矩扳手。另外，在螺栓拆裝過程中通常并不計算實際所需的扭緊或者拆松力矩，直接使用液壓扳手的最大輸出扭矩，一方面容易對螺栓造成永久性破壞，同時也極大的降低了液壓扭矩扳手的使用壽命。液壓扭矩扳手的反作用臂和殼體之間是花鍵聯(lián)接的，反作用臂與殼體之間的角度可以在360 度內(nèi)選擇，以方便反作用點的選擇，但是選擇不同角度對液壓扭矩扳手的

50、工作壽命是有很大的影響的，但是大多數(shù)的現(xiàn)場工人對此并不清楚。因而，本文對不同角度下的模型進行了有限元分析，得出了在不同角度工作狀況下，液壓扭矩扳手的最大應(yīng)力，為在實踐中更好的使用液壓扭矩扳手提供了理論基礎(chǔ)。6.2 反力點的選擇 在液壓扭矩扳手的使用過程中，液壓扭矩扳手有很多防范措施，如快換接頭的防反措施等。液壓扭矩扳手的液壓油缸是雙作用油缸，正行程最大工作壓力為70Mpa ，回程時最大工作壓力為30Mpa ，在油路閥塊上裝有安全閥，超過限制壓力時自動卸壓?？傮w說來，液壓扭矩扳手使用的安全性上有足夠的保證。但是在使用過程中反力點的選擇對液壓扭矩扳手的使用壽命具有重大影響。因而在使用過程中如何正確

51、的選擇反力點成為使用液壓扭矩扳手的一個重要問題。在選擇反力點時應(yīng)注意以下三個問題。 (1)要清楚液壓扭矩扳手的工作原理，因為液壓扭矩扳手通過液壓油缸把液壓能轉(zhuǎn)化為機械能，液壓油缸的運動是直線運動，而最終輸出的是扭矩，在運動上體現(xiàn)為旋轉(zhuǎn)運動。因而必須清楚怎么樣的旋轉(zhuǎn)是正向行程，從而選擇合適的反力點。在使用過程中，有的操作者由于反力點選擇的失誤，導(dǎo)致將拆螺栓的動作設(shè)定成擰緊螺栓的動作。這樣的操作嚴重時可能會扭斷螺栓。 (2)設(shè)置殼體和反作用臂角度時，應(yīng)盡量選擇液壓扭矩扳手受力狀況較好的狀態(tài)。嚴格說來，在液壓扭矩扳手的設(shè)計過程中，已經(jīng)充分考慮了各個角度的受力狀況，留有足夠的安全系數(shù)。因而，無論那個角度使用都不會使其損壞。但是在具體的使用過程中，由于現(xiàn)場的工作條件復(fù)雜，有很多角度都可供選擇，都能有效地完成作業(yè)。但是根據(jù)第2 章有限元分析的結(jié)果，合適的角度對于降低關(guān)鍵部件受力，延長使用壽命具有重要意義。 (3)所選擇的反力點必須安全、可靠。液壓扭矩扳手輸出扭矩巨大，因而反力點將受很大的作用力。反力點大多是就地取材，都