气动扳手设计说明书

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气动扳手概述

首先说起气动扳手不得不说起气压传动。

气压传动是风动技术与液压技术演变、发展而来。气压传动是以压缩空气作为工作介质传递运动和动力。由于气压传动的动力传递介质是取之不尽的空气，所以污染小，因此在自动化领域中具有广阔的发展前景。气压传动广泛应用于纺织、机械、汽车、电子、军事、钢铁、化工、食品、包装等行业中。随着原子能、空间技术、计算机技术等的发展，气压传动技术必将更加广泛地应用于各个工业领域。

气动板手（Impact wrench），也称为是棘轮板手及电动工具总合体，主要提供高扭矩输出最小的消耗的工具。

压缩空气是最常见的动力源，尽管电动或液压动力也使用。气动板手被广泛应用在许多行业，如汽车修理，重型设备维修，产品装配（通常称为“脉冲工具”和专为精确的扭矩输出），重大建设项目，以及其他任何一个地方的高扭矩输出需要。

气动板手可在每一个标准的棘轮插座驱动器大小，从小型的1 / 4“驱动器的工具小组装和拆卸，到3.5 ”都有。

气动扳手是用气压推动叶片，压力能转化为扳手内轴的机械能。紧固强度通过设置气压的大小来设置。比较形象的比喻就是把电风扇反过来使用就是气动扳手。

气动扳手的扭矩值是以改变气压的大小来控制的，且没有精度，而是以重复度表示。但若在气动扳手上加装气动扳手专用的传感器，则可用精度表示。 现今主要流行的气动扳手有双转速型式等其主要特点是：

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基于传统的气动扭力扳手, 标准系列的气动扳手是经过40年的经验累积下来的成果, 也达成到今日工业的要求.

应用于全世界上千种场合, 气动扭力扳手持续展现着NORBAR 大扭力工个范围的根基.

此型式适合于各种有螺丝的应用. 正反转操作.

静音、非冲击式可降低操作者的疲劳. 扭力重复度+/-5%.

各式各样的反作用力臂型式可供各种工作场合搭配使用.

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1 总体方案设计

1.1 参数要求

（1）最大扭矩： 6公斤. 米 （2）无负荷转速： 4000转/分

（3）工作气压： 4~6公斤/厘米

1.2 整体结构概述

机电一体化机械系统是由计算机信息网络协调与控制，用于完成包括机械力，运动和能量流等动力学任务的机械和机电部件相互联系的系统。其核心是由计算机控制的，包括机械，电力，电子，气压，光学等技术的伺服系统。他的主要功能是完成一系列机械运动。每一个机械运动可单独由控制电动机，传动机构和执行机构组成的子系统来完成，而这些子系统要由计算机协调控制，以完成其功能要求。因此机电一体化机械系统的设计要求考虑产品的总体布局，机构选型，结构造型的合理化和最优化。

1.3气压传动的工作原理

气压传动工作原理是利用空气压缩机把电动机或其他原动机输出的机械能转换为空气的压力能，然后在控制元件的控制下，通过执行元件把压力能转换为直线运动或回转运动形式的机械能，从而完成各种动作并对外做功。具体例子：图11.1为气动剪切机的气动系统工作原理图。图示位置为工料被剪前，即非工作位置。当工料5由上料装置送入剪切机并到达规定位置时，行程阀8的顶杆受压使阀内通路打开，气控换向阀7的控制腔便与大气相通，阀芯受弹簧力作用而下移，由空气压缩机4产生并经过初次净化处理后储藏在储气罐1中的压缩空气，经分水滤气器11、减压阀10和油雾气9及气控换向阀7，进入气缸6的下腔；汽缸上腔的压缩空气通过气控换向阀7排入大气。此时，气缸6活塞向上运动，带动剪刀将工料5切断。当工料剪下后，随之与行程阀8脱开，行程阀在弹簧作用下复位，阀芯封住排气通道，气控换向阀7的控制腔C 中的气压升高，使阀芯上移，B 口与P 口相通，A 口与O 相通，气路变换。此时压缩空气便进入气缸6的上腔，而下腔空气则通过气控控制阀7上的A 从O 口排气，活塞下移，带动剪刀复位准备第二次剪切工料。

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图1.3.1

1.4气压传动的组成

图11.1为典型气压传动系统图。与液压传动系统相似，也是由四部分组成。

(1)气源装置：是将原动机的机械能转变为气体的压力能。包括空气压缩机。

(2)执行元件：是将气体的压力能转变为机械能。包括各种气缸和气马达等。

(3)控制元件：用以控制系统中空气的压力、流量和流动方向以及执行元件的工作程序，以便使执行机构完成预定的动作。包括各种压力、流量、方向控制阀等。

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(4)辅助元件：保证气压系统正常工作所必需的部分。包括油水分离器、干燥器、过滤器等气源净化装置以及贮气罐、消声器、油雾器、管网、压力表及管件等。

1.5 整体方案

图1-1 整体外观图

1-马达轴；2-转子；3-定子；4-内齿轮；5-行星架；6，7-牙嵌离合器【等边梯形齿】；

8-牙嵌离合器【锯齿型齿】；9-扳手轴。

本气动扳手可装成夹紧扳手或者松开扳手，两者的主要区别为：气动马达得转子和定子得安装方向相反。 本扳手采用两套牙嵌离合器，在空载时和加载后可分别使扳手轴自动获得高，低两种转速 。

空载时，马达轴1的旋转运动经过一级行星齿轮减速器后传至行星架5，然后接住等边梯形牙嵌离合器

6和7传至扳手轴9使其高速回转。此时由于牙嵌离合器8【与轴9花键连接】得转速大于内齿轮4得转速

，因此牙嵌离合器8便沿锯齿形牙的斜面打滑。

加载后，牙嵌离合器6和7过载打滑，马达轴1得运动便经由二级行星齿轮减速传至内齿轮4，并

通过牙嵌离合器8将运动传至扳手轴9，使其低速回转。此时由于内齿轮4是主动

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件，牙嵌离合器8是从

动件【与告诉回转时正好相反】因此由锯齿形牙的垂直 面传递扭矩，并继续迫使牙嵌离合器6和7过载 打滑。

对于夹紧扳手，牙嵌离合器8只能传递右旋扭矩；对于松开扳手，只能传递左旋扭矩。 1.6方案选择

本设计提供两套方案：

第一套方案：采用液压传动方式 第二套方案：采用气压传动方式 两种方案的优缺点如下： 第一套方案;

1）液压元件制造精度要求高 由于元件的技术要求高和装配比较困难，使用维护比较严格。

2）实现定比传动困难 液压传动是以液压油为工作介质，在相对运动表面间不可避免的要有泄漏，同时油液也不是绝对不可压缩的。因此不宜应用在在传动比要求严格的场合，例如螺纹和齿轮加工机床的传动系统。

3）油液受温度的影响 由于油的粘度随温度的改变而改变，故不宜在高温或低温的环境下工作。

4)不适宜远距离输送动力 由于采用油管传输压力油，压力损失较大，故不宜远距离输送动力。

5）油液中混入空气易影响工作性能 油液中混入空气后，容易引起爬行、振动和噪声，使系统的工作性能受到影响。

6）油液容易污染 油液污染后，会影响系统工作的可靠性。

7）发生故障不易检查和排除。

第二套方案：

1、空气容易获取、且工作压力低，用过的空气可就地排放，无需回收管道。

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2、气的粘性小、流动阻力损失小，便于集中供气和远距离输送。

3、气动执行元件运动速度高。

4、气动系统对环境的适应能力强，能在温度范围很宽，潮湿和有灰尘的环境下可靠工作，稍有漏泄不会污染环境，无火灾爆炸危险，使用安全。 5、结构简单、维护方便、成本低廉。 6、气动元件寿命长。

7、气动元件的执行输出比液压小、运动较快、适应性强、可在易然、易爆、多沉、潮湿、冲击的恶劣环境中工作，不污染环境，工作寿命长，构造简单，便于维护，价格低廉。

所以本次设计采用气动方式。

1.7气动机械的优势特点

气动机械排放的是空气及微量冷凝水，在躁音得以控制的情况下，气动机械如下特点电动机械无法比拟。

1. 三防：即防潮、防爆、防尘，适应恶劣的工作环境。

2. 在相同转速及负载条件下, 气动机械比电动机械占用空间小得多。 3. 可无级调速。根据需要，通过调节供气流量、压力，实现无级调速。 4. 可实现远控、自控。

5. 过载自动保护。在一定范围内，超载自动停车，降载自动启动。从而自动保护。对极限扭矩有衡定要求的场合特别适宜。

综上所述，气动机械在当今世界，特别是我国国内，有待开拓的空间巨大。

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2 气压系统设计

2.1 拟订气压系统原理图 2.1.1确定气压马达

本次设计气动马达采取叶片式气动马达因为其特点1. 可以无级调速。只要控制进气阀或排气阀的流量，就能调节气动马速的功率和转速.2. 能够在瞬时间改变转向、并可在一转至两转内升至全速运行。3. 工作安全，适用于恶劣的环境，在易燃易爆、高温、潮湿等不利条件下均能正常工作。4. 有过载保护作用，不会因过载而发生故障。过载时，马达只是转速降低或停转，并不产生机件损坏等故障.5. 操纵方便，维修容易. 。

2.1.2叶片式气动马达的性能

上图是在一定工作压力下作出的叶片式气马达的特性曲线。由图可知，气动马达具有软特性的特点。当外加转矩丁等于零时，即为空转，此时速度达到最大值nmax 气动马达输出的功率等于零；当外加转矩等于气动马达的最大转矩Tmax 时，马达停止转动，此时功率也等于零；当外加转矩等于最大转矩的一半时，马达的转速也为最大转速的1/2，此时马达的输出功率P 最大。

所以将下面所列数据带入上图所示曲线可以得出：

（1）最大扭矩：

12kgm;18nm

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（2）无负荷转速： 4000转/分 （3）工作气压： 0.63MPa

结果：马达输出功率最大时转速2000转/分

当马达转速小于2000转/分时其工作效率降低较慢实际使用时可以时候但不能大于最大扭矩18nm.

当马达转速大于2000转/分时候其工作效率降低较快实际使用时将造成不必要的浪费。

2.1.3夹紧或松开扳手时气动马达的转换

本气动扳手可装成夹紧扳手或者松开扳手，两者的主要区别为：气动马达得转子和定子得安装方向相反。

图2.1.3

2【松开】

1【夹紧】

图示：两种情况下气动马达的变化

2.1.4气压马达选用材料

1. 输出轴(转子) ：40铬

40cr 钢材化学成分和力学性能

成分：碳0.37～0.45％，硅0.17～0.37％，锰0.5～0.8，铬0.8～1.1％ 退火硬度：小于207HBS 正火硬度：小于250HBS

调质处理：试样直径：25mm ，850度淬火加热油淬，520度回火后：抗拉1000兆帕，屈服800兆帕，延伸9％，断面收缩45％，冲击韧性588.3千焦/平方米

2. 定子：球墨铸铁

从材料性能以及性价比分析可得定子采用球墨铸铁。 其机械性能良好。

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机械性能的好是因为球铁是石墨以球状存在在基体上, 石墨的强度可以认为为零, 从机械性能的角度上看铸铁就是钢材的基体上有许多的孔洞, 孔洞就是石墨的位置, 这些孔洞会对基体有割裂作用, 而石墨的形状就决定了其的割裂作用的程度, 球状的割裂作用最小, 所以其的机械性能在铸铁中最好. 而铸造性能差就因为流动性差.

2.2其他辅助元件设计 2.2.1 气压管道

在气压传动装置中，常用的管子有钢管、铜管、胶管、尼龙管和塑料管等。 钢管能承受较高的压力，价廉；但弯制比较困难，弯曲半径不能太小，多用在压力较高、装配位置比较方便的地方。一般采用无缝钢管，当工作压力小于1. 6MPa 时也可用焊接钢管。此设计采用无缝钢管。 紫铜管能承受的压力较低(p ≤6.3 10MPa ) 。经过加热冷却处理后，紫铜管软化，装配时可按需求进行弯曲；但价贵且抗振性能力较弱。 尼龙管用在低压的系统；塑料管一般只作回油管用。

胶管用作两个相对运动的部件之间的管道。胶管分高、低压两种。高压胶管是钢丝编织体为骨架的胶管，可用于压力较高的回路中。低压胶管是麻线或棉线编织体为骨架的胶管，多用于压力较低的回路中。由于胶管制造比较困难，成本高，因此非必要时尽量不用。

油管内径尺寸一般可按照选用的液压元件接口尺寸而定，也可按管路允许流速进行计算。

可选钢管的公称直径为12mm 外径为18mm 管接头螺纹M18×1. 5 公称压力1.6MPa 管路通过流量40l7Min

紫铜管的外径为18mm 壁厚为1.5mm

气管系统中使用的气管种类很多，有钢管、铜管、尼龙管、塑料管、橡胶管等，必须按照安装位置、工作环境和工作压力来正确选用。本设计中油管采用钢管，因为本设计中所须的压力是高压，P=31.25MPa(P >6.3MPa ) ， 钢管能承受高压，价格低廉，耐油，抗腐蚀，刚性好，但装配是不能任意弯曲，常在装拆方便处用作压力管道一中、高压用无缝管，低压用焊接管。本设计在弯曲的地方可以用管接头来实现弯曲。

尼龙管用在低压系统；塑料管一般用在回油管用。

胶管用做联接两个相对运动部件之间的管道。胶管分高、低压两种。高压胶管是钢丝编织体为骨架或钢丝缠绕体为骨架的胶管，可用于压力较高的油路中。低压胶管是麻丝或棉丝编织体为骨架的胶管，多用于压力较低的油路中。由于胶管制造比较困难，成本很高，因此非必要时一般不用。 （1）管接头的选用：

管接头是气管与油管、气管与气压件之间的可拆式联接件，它必须具有装

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拆方便、连接牢固、密封可靠、外形尺寸小、通流能力大、压降小、工艺性好等各种条件。

管接头的种类很多，气压系统中气体管道与管接头的常见联接方式有： 焊接式管接头、卡套式管接头、扩口式管接头、扣压式管接头、固定铰接管接头。管路旋入端用的连接螺纹采用国际标准米制锥螺纹（ZM ）和普通细牙螺纹（M ）。锥螺纹依靠自身的锥体旋紧和采用聚四氟乙烯等进行密封，广泛用于中、低压系统；细牙螺纹密封性好，常用于高压系统，但要求采用组合垫圈或O 形圈进行端面密封，有时也采用紫铜垫圈。

气压系统中的泄漏问题大部分都出现在它管系中的接头上，为此对管材的选用，接头形式的确定（包括接头设计、垫圈、密封、箍套、防漏涂料的选用等），管系的设计（包括弯管设计、管道支承点和支承形式的选取等）以及管道的安装（包括正确的运输、储存、清洗、组装等）都要考虑清楚，以免影响整个气压系统的使用质量。

国外对管子的材质、接头形式和连接方法上的研究工作从不间断，最近出现一种用特殊的镍钛合金制造的管接头，它能使低温下受力后发生的变形在升温时消除——即把管接头放入液氮中用芯棒扩大其内径，然后取出来迅速套装在管端上，便可使它在常温下得到牢固、紧密的结合。这种“热缩”式的连接已经在航空和其它一些加工行业中得到了应用，它能保证在40~55Mpa的工作压力下不出现泄漏。本设计根据需要，选择卡套式管接头。要求采用冷拔无缝钢管。

（2）管道内径计算：

d =

3

式中 Q——通过管道内的流量 m

v ——管内允许流速 ，见表：

1) 气压管道的内径： 取v=4m/s

d =

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d ===16.3mm

根据《机械设计手册》成大先P20-641查得：取d=20mm,钢管的外径 D=28mm; 管接头联接螺纹M27×2。

2) 气压管道的内径：

取

v=2.4m/s

d =

d ===25mm

根据《机械设计手册》成大先P20-641查得：取d=25mm,钢管的外径 D=34mm; 管接头联接螺纹M33×2。

（3）管道壁厚δ的计算

δ=

pd

m 2[σ]

式中： p——管道内最高工作压力 Pa d ——管道内径 m

[σ]——管道材料的许用应力 Pa，[σ]=

σb

n

σb ——管道材料的抗拉强度 Pa

取n=6； p >17.5MPa 时，取n=4。 根据上述的参数可以得到：

n ——安全系数，对钢管来说，p

我们选钢管的材料为45#钢，由此可得材料的抗拉强度σb =600MPa;

[σ]=

600MPa

=150MPa 4

1) 气压管道的壁厚

pd 31.25⨯106⨯20⨯10-3

δ=m ==2.1mm

2[σ]2⨯150MPa 2) 气压管道的壁厚

pd 31.25⨯106⨯25⨯10-3

δ=m ==2.6mm 所以所选管道适用。

2[σ]2⨯150MPa

2.2.2管接头

由表1-10可选用扩口式管接头。 利用管子端部扩口进行进行密封，不需

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要其他密封件。结构简单，适用于薄壁管件连接，工作压力〈8MPa

扩口式管接头适用于薄壁铜管，适用于中低压管路系统。接头体和机体的连接有两种形式：一种采用米制锥螺纹，此时依靠锥螺纹自身的结构和塑料填料进行密封；另一种采用普通细牙螺纹，此时接头体和机件端的连接处需加密封垫圈。扩口式管接头有A 型和B 型两种结构形式。A 型有三个主要部分：具有74° 外锥面的管接头体、起压紧作用的螺母和带有66°内锥孔的管套；B 型有两个主要部分具有90°外锥面的管接头体和带有90°内锥孔的螺母。

表2-11扩口式三通直接头

表2-12扩口式直角管接头

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2.2.3密封件

密封件是用于油田油井，水压设备以及其他带压力的设备用的一种密封工件，现在的密封件是单个，或螺旋形，它是一个整体实心形，在机械动力运动下，机械运动就会对密封件造成磨损，实心密封件磨损后难以弥补，因此造成液体与气体漏失，造成了经济损失和工作量增加。 O 型橡胶密圈：

由耐油橡胶制成，具有结构简单、密封性能好、摩擦力小、沟槽尺寸小且易制造等优点，所以在选用。

本实用新型气压密封件具有圆形通孔，密封件壁增放有石棉绳与尼龙绳。这样增加了密封件的磨损度，增长使用寿命，密封件内充有气体，在机械磨损时，密封件在受压力的情况下就会自行弥补。

（1） 影响密封性能的因素

密封性能的好坏与很多因素有关，主要有 1） 密封装置的结构与形式；

2） 密封部位的表面加工质量与密封间隙的大小； 3） 密封件与结合面的装配质量与偏心程度 4） 工作介质的种类、特性和粘度； （2） 选用的密封件

本实用新形技术设计方案是这样的，它是一整条长条形橡胶材料加工而成，外边是正方形或长方形，加工时立机器中挤压出来，再定成螺旋形，根据需要切成所需要的长度，然后把两端孔眼密封。这样件内就形成了气体。在受压力的情况下，橡胶壁就各侧面膨胀变形。这样在磨损时，以达到自行弥补。增长使用寿命，达到更加密封的效果。

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3 传动系统的设计与计算

3.1一般传动系统设计的基本要求

(1) 在保证主轴的强度、刚度、转速和转向要求的前提下，力求使传动轴和齿轮为最少；

(2) 在保证有足够强度的前提下，主轴、传动轴和齿轮的规格要尽可能少，以减少各类零件的品种；

(3) 通常应避免通过主轴带动主轴，否则见增加主动主轴的传动负荷； (4) 最佳传动比为1-1.5，但允许才有到3-3.5；

(5)粗加工主轴上的齿轮，应尽可能靠近前支承，以减少主轴的扭转变形； (6)尽可能避免升速传动，必要的升速最好放在传动链的最末一、二级，以减少功率损失。

齿轮齿数、传动轴转速的计算公式： ⅰ） Z主/Z从=n从/n主 ⅱ）Z 主+Z从=2A/m

ⅲ）Z 主=2A/m-Z从=2A/m（1+n主/n从） ⅳ）Z 从=2A/m-Z主=2A/m（1+n从/n主） 式中 Z主 ——主动轮齿数 Z从——从动轮齿数；

n主——主动轮转速（r/min）； n从——从动轮转速（r/min）； A——中心距（mm ）； m——模数（mm ）。

依据以上公式对多轴箱的传动进行计算与设计，排列齿轮时，要注意先满足转速最低及主轴间距最小的那组主轴的要求还要使中间轴转速尽量高些，从而m 较小，且使驱动轴和其它传动轴连接的传动比不至太大。

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3.2齿轮机构传动系统设计

图3-2 齿轮传动示意图

3.2.1 选定齿轮的类型、精度、材料、齿数

因为传动比较简单，结构不复杂，直接采用最常用的圆柱直齿轮传动，其安装可靠，设计制造，维护成本低。

3.2.2按齿面接触疲劳强度设计计算

由设计计算公式（10 – 9a）进行试算，即

d t ≥2. (10-9a)

（1）确定公式内的各计算数值 试选载荷系数为K t =1.3。

小齿轮传递的转矩为T 1=1.8⨯103N ⋅mm 由表10-7选取齿宽系数φd =0.4。

由表10-6查得材料的弹性影响系数Z E =188MPa 。

由表10-21d 按齿面硬度查得两齿轮的接触疲劳强度极限同为

σH l i m =550MPa 。

由式10-13计算应力循环次数。

N 1=N 2=60n 1jL h =60⨯4⨯1⨯10000=2.4⨯106

由图10-19取接触疲劳寿命系数K HN 1=K HN 2=1.42。

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计算接触疲劳许用应力。

取失效概率为1%，安全系数S =1, 由式（10-12）得

K HN 1σlim11.42⨯600

==852MPa S 1

K HN 2σlim 21.55⨯550

[σH ]2===852.5MPa

S 1[σH ]1=

（2）计算

1）试算小齿轮分度圆直径d 1t ，代入[σH ]中较小的值。

d 1t ≥=2.32=66mm

2）计算圆周速度v 。

v =

πd 1n 1

60⨯1000

=

π⨯66⨯4

60⨯1000

m /s =13.82⨯10-3m /s

3）计算齿宽b

b =φd ⋅d 1t =0.4⨯66mm =26.4mm

4）计算齿宽与齿高之比

b

。 h

模数 m t =

d 1t 66

=mm =2mm z 133

b 27==9 h 3

齿高 h =1. 25⨯m ⨯2=2. mm 5 1=1. 25

5）计算载荷系数

v 0=12.56⨯10-3m /s ，7级精度，由图10-8查得动载荷系数K V =1； 直齿轮，K H α=K F α=1； 由表10-2查得使用系数K A =1；

由表10-4用插值法查得7级精度，小齿轮悬梁布置时，K H β=1.189。 由

b

=8, K H β=1.189查图10-13得K F β=1.08；故载荷系数 h

K =K A ⋅K V ⋅K H α⋅K H β=1⨯1⨯1.189⨯1=1.189

按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a ）得

d 1=d t 7）计算模数m 。

=66=63.94mm

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m =

d 163.94=mm =1.94mm z 133

3.2.3 按齿根弯曲强度计算

由式（10 - 5）得弯曲强度的设计公式为

m ≥

（1）确定公式内的各计算数值

1）由图10-20c 查得两齿轮的弯曲疲劳强度极限为σFE 1=σFE 2=500MPa ； 2）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数K FN 1=K FN 2=0.88； 3) 计算弯曲疲劳许用应力。

取弯曲疲劳安全系数S =1.4，由式（10-12）得

K FN 1σFE 10.85⨯500

=MPa =303.57MPa S 1.4

K FN 2σFE 20.88⨯380

[σF ]2==MPa =238.86MPa

S 1.4[σF ]1=

4）计算载荷系数K 。

K =K A ⋅K V ⋅K F α⋅K F β=1⨯1⨯1⨯1.08=1.08

查取齿形系数。

由表10-5查得 Y Fa 1=Y Fa 2=2.80。 5）查取应力校正系数。

由《机械设计》表10-5查得 Y Sa 1=Y Sa 2=1.55 6) 计算大小齿轮的

Y Fa Y Sa

值。 [σF ]

Y Fa 1Y Sa 12.91⨯1.53

==0.0147[σF ]1303.57Y Fa 2Y Sa 22.32⨯1.69

==0.0164[σF ]2238.86

（2）设计计算

m ≥=0.76mm

b =9

h

K H β=1.189

对比计算结果可以看出，取标准模数序列内的m=1mm，既可以满足齿面接触疲劳强度，又可以满足齿根弯曲强度设计，所以设计可取标准值m=1mm。由

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此可以算出齿轮的齿数为

3.2.4 几何尺寸计算

水平传动机械结构采用一级圆柱直齿轮传动，传动比定为 i 水=

10

，考虑21

到电机的安装位置（大径安装尺寸为50mm ）限制，空间的结构（中心转轴

r =7. 5mm ）安排，给出的几何尺寸如下：

优先满足传动比，防止产生根切，则齿数z ≥17（上面已给出齿数60）；中心距a 水>30mm +7. 5mm ；

压力角α=20︒； 模数m =2mm ；

所以中心距为d =m (z 1+z 2) =2⨯(33+32) =130mm 对于主动轮：

分度圆直径d 1=mz 1=33⨯2=66mm ；

*

齿顶高h a 1=h a m =1⨯2=2mm ；

*齿根高h f 1=m (h a +c *) =2⨯1. 25=2. 5mm ； *齿顶圆直径d a 1=d 1+2h a m =66+4=70mm ；

*齿根圆直径d f 1=d 1-2(h a +c *) m =66-2⨯1. 25=61. 5mm ；

齿厚s =

π*m

2

=3. 14mm ；

齿距p =π*m =6. 28mm ； 对于从动轮：

分度圆直径d 2=mz 2=96⨯2=192mm ；

*

齿顶高h a 2=h a m =2⨯1=2mm ；

*齿根高h f 2=m (h a +c *) =2⨯1. 25=2. 5mm ； *齿顶圆直径d a 2=d 2+2h a m =192+4=196mm ；

*齿根圆直径d f 2=d 2-2(h a +c *) m =192-2⨯1. 25=187. 5mm ；

齿厚s =

π*m

2

=3. 14mm ；

齿距p =π*m =6. 28mm ； 齿宽的确定：

B =φd d =18⨯0. 4=7. 2mm ；

为了设计的需要取从动齿轮齿宽为B 2=10mm ； 所以取主动齿轮B 1=12mm 。

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4 键联接选择和校核

4.1平键连接

有的还能实现轴上零件的轴向固定或轴向移动导向。

按用途分，平键可分为普通平键、导向键和滑键三类，其中普通平键应用最为广泛，用于静联接。导向键和滑键用于动联接。普通平键——用于静联接—即轴与轮毂间无相对轴向移动。

键的两侧面为工作面，靠键与槽的挤压和键的剪切传递扭矩轴上的槽用盘铣刀或指状铣刀加工轮毂槽用拉刀或插刀加工。这种键定心性较好，装拆方便。但这种键不能实现轴上零件的轴向固定。所设计中采用的是平键联接（图5.1）。

图4.1平键联接

键是一种标准零件，通常用来实现轴与轮毂之间的周向固定以传递转矩，

键的选择包括类型选择和尺寸选择两个方面。键的类型应根据键联接的结构特点、使用要求和工作条件来选择；键的尺寸则按符合标准规格的强度要求来选定。键的主要尺寸为其截面尺寸（一般以键宽b ×键高h 表示）与长度L 。键的截面尺寸b ×h 按轴的直径d 由标准中选定。键的长度L 一般可按轮毂的长度而定, 即键长等于或略小于轮毂的长度；而导向平键的长度则按零件所需滑动的距离而定。重要的键联接在选出键的类型和尺寸后，还应进行强度校核计算。普通平键和普通楔键的主要尺寸见下表，所选定的键长应符合标准规定的长度系列。

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4.2 联接的强度校核

本设计对扭矩较大的轴的校核即可

失效形式：压溃（键、轴、毂中较弱者——静联接）

磨损（动联接） 键的剪断（较少）

1) 已知参数：

轴径d ＝35mm ，齿轮轮毂宽度为22mm 扭矩T=674Nm 载荷有轻微冲击 轴、键和齿轮的材料均为采用钢

2) 假定载荷在键的工作面上均匀分布，普通平键联接的强度条件为：

（5.1）

导向平键联接和滑键联接的强度条件为：

（5.2）

式中：T －传递的转矩（T=F×y ≈F ×d/2），单位为N·m；

k －键与轮毂键槽的接触高度，k=0.5h，h 为键的高度，单位为mm ； l －键的工作长度，圆头平键l=L-b，平头平键l=L，单圆头平键l=L-b/2， L- 键的长度，b 为键的宽度，单位均为mm ； d －轴的直径，单位为mm ；

[σp]－键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用挤压应力，单位为MPa ； [p ] －键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用压力，单位为MPa ；

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表5-2键联接的许用挤压应力和许用压强(MPa)

注:如与键有相对滑动的被联接件表面经过淬火, 则动联接的许用压力[p ]可提高2—3倍。

3) 平键联接传递转矩时，联接中各零件的受力如右图4.3所示。对于采用常见的材料组合和按标准选取尺寸的普通平键联接，其主要失效是工作面被压溃，而一般不会出现键的剪断。因此，通常只按工作面上的挤压应力进行强度校核计算。对于导向键联接和滑键联接，其主要失效形式是工作面的过度磨损。因此，通常按工作面上的压力进行条件性的强度校核计算。

图4.2平键联接受力情况

4）计算

根据直径d ＝35mm ，从表1-7中查得键分截面尺寸为b ×h ＝8mm ×7mm ， 取键长L ＝20mm

工作长度为l ＝L －b ＝12mm 工作高度k=h/2＝3.5mm

轴、键和齿轮的材料均为采用钢许用挤压应力[σ]=100-120Mpa,取其平均值[σp ]＝110Mpa

2000T 2000⨯674σP =＝=109.869Mpa ≤[σ]P ＝110Mpa （5.3）

kld 3.5⨯17⨯30

结论：符合要求

齿轮与轴采用平键配合，根据轴段的直径选取花键的型号。GB1096-79 平键8⨯20 平键工作时，靠其两侧面传递扭矩，键的上表面和轮毂槽底之间留有间隙。这

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种键定心性较好，装拆方便。但这种键不能实现轴上零件的轴向固定。

4.3矩形花键

按齿高的不同，矩形花键的齿形尺寸在标准中规定两个系列，即轻型和中型系列。轻型系列承载能力小，多用于静连接或轻连接；中型系列用于中等载荷的连接。

矩形花键的定心方式为小径定心，即外花键和内花键的小径为配合面。其特点是定心精度高，定心的稳定性好，能用磨削的方法消除热处理引起的变形。矩形花键连接应用广泛。花键轴一段采用花键连接，这样既可以传递扭矩，又可以实现轴的平动。

图4-3 花键类型

表4-3矩形花键的基本尺寸系列

选择外花键尺寸为z ⨯d ⨯D ⨯B=6 ⨯60 ⨯70 ⨯10

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花键的连接强度计算

2T ⨯103p =

ψzhld m

式中：ψ为载荷步均系数，与齿数多少无关，一般取ψ=0.7~0.8，齿数多时取偏小值；

z 为花键的齿数；

l =30mm ；

D -d 70-60h =-2C =-2⨯1=3C 为倒角尺

h 为花键齿侧面的工作高度， 22

l 为齿的工作长度，寸。

d m 花键的平均尺寸，

d m =

D +d

=32.5mm 2

2T ⨯1032⨯60⨯103p ===26.25MPa ≤30MPa ψzhld m 0.8⨯6⨯0.5⨯30⨯65

花键连接的许用挤压应力[σ]，许用压强（MPa ）取其平均值P ＝30Mpa 结论：符合要求

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5轴的设计与校核

5.1轴的设计

安装时，由轴的小端由上至下依次穿过支架的两个安装孔，再穿过中间安装架的孔（该处未作定位要求），装好后，再从安装架底部安装垂直向第一级圆柱直齿从动齿轮，固定好。

轴的设计是根据给定的轴的功能要求(传递功率或转矩，所支持零件的要求等) 和满足物理、几何约束的前提下，确定轴的最佳形状和尺寸，尽管轴设计中所受的物理约束很多，但设计时，其物理约束的选择仍是有区别的，对一般的用途的轴，满足强度约束条件, 具有合理的结构和良好的工艺性即可。对于静刚度要求高的轴，如机床主轴，工作时不允许有过大的变形，则应按刚度约束条件来设计轴的尺寸。对于高速或载荷作周期变化的轴，为避免发生共振，则应需按临界转速约束条件进行轴的稳定性计算。

轴的设计并无固定不变的步骤，要根据具体情况来定，一般方法是： （1）按扭转强度约束条件或与同类机器类比，初步确定轴的最小直径。 （2）考虑轴上零件的定位和装配及轴的加工等几何约束，进行轴的结构设计，确定轴的几何尺寸。

值得指出的是：轴结构设计的结果具有多样性。不同的工作要求、不同的轴上零件的装配方案以及轴的不同加工工艺等，都将得出不同的轴的结构型式。因此，设计时，必须对其结果进行综合评价，确定较优的方案。

根据轴的结构尺寸和工作要求，选择相应的物理约束，检验是否满足相应的物理约束。若不满足，则需对轴的结构尺寸作必要修改，实施再设计，直至满足要求。设计轴时，要使轴的结构便于加工、测量、装拆和维修，力求减少劳动量，提高劳动生产率。为了便于加工，减小加工工具的种类，应使一轴上的圆角半径、键槽、越程槽、退刀槽的尺寸各自应相同。一根轴上的各个键槽应开在轴的同一母线上。当有几个花键轴段时，花键尺寸最好也应统一。为了便于装配，轴的配合直径应圆整为标准值，轴端应加工出倒角(一般为45度) ；过盈配合零件轴端应加工出导向锥面。各轴段所需的直径与轴上载荷的大小有关。初步确定轴的直径时，通常还不知道支反力的作用点，不能决定弯距的大

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小与分布情况，因而还不能按轴所受的具体载荷及其引起的应力来确定轴的直径。但在进行轴的结构前，通常已能求得轴所受的扭矩。因此，可按轴所受的扭矩初步估算轴所需的最小直径d ，然后再按轴上零件的装配方案和定位要求，从d 处起逐一确定各段轴的直径。在实际设计中，轴的直径亦可凭设计者的经验取定，或参考同类机械用类比的方法确定。有配合要求的轴段，应尽量采用标准直径。安装标准件(如滚动轴承、联轴器、密封圈等) 部位的轴径，应取为相应的标准值及所选配合的公差。

为了使齿轮、轴承等有配合要求的零件装拆方便，并减少配合表面的擦伤，在配合轴段前应采用较小的直径。为了使与轴作过盈配合的零件易于装配，相配轴段的压入端应制出锥度；或在同一轴段的两个部位上采用不同的尺寸公差。确定各轴段长度时，应尽可能使结构紧凑，同时还要保证零件所需的装配或调整空间。轴的各段长度主要是根据各零件与轴配合部分的轴向尺寸和相邻零件间必要的空隙来确定的。为了保证轴向定位可靠，与齿轮和联轴器等零件相配合部分的轴段长度一般应比轮毂长度短2～3mm 。

5.2轴的材料

轴的材料种类很多，选择时应主要考虑如下因素：

1) 轴的强度、刚度及耐磨性要求。 2) 轴的热处理方法及机加工工艺性的要求。 3) 轴的材料来源和经济性等。

轴是组成机器的重要零件之一，其主要功能是支持作回转运动的传动零件(如齿轮、蜗轮等) ，并传递运动和动力。该播种机作业的时候播种轮靠和土地的压力滚动，播种轮带动主轴。主轴靠链传动使排种器转动，从而排种。轴的材料主要是碳钢和合金钢。碳钢比合金钢价格低廉，对应力集中的敏感性低，可通过热处理改善其综合性能，加工工艺性好，一般用途的轴，多用含碳量为0.25～0.5%的中碳钢。尤其是45号钢，对于不重要或受力较小的轴也可用Q235A 等普通碳素钢。

合金钢具有比碳钢更好的机械性能和淬火性能，但对应力集中比较敏感，且价格较贵，多用于对强渡和耐磨性有特殊要求的轴。如20Cr 、20CrMnTi 等低碳合金钢，经渗碳处理后可提高耐磨性；20CrMoV 、38CrMoAl 等合金钢，有良好的高温机械性能，常用于在高温、高速和重载条件下工作的轴。该播种机对应力集中的敏感性较低，采用碳钢材料。

5.3计算轴上转矩和初步确定最小直径

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5.3.1 轴的选择和热处理方式

选择轴的材料为45钢，并进行调质处理, 其机械性能查得：

＝640MPa ，

=355MPa，

=275MPa，

＝155MPa ；

查表（机械设计表15-1）得，[σ-1]＝60MP

5.3.2计算轴上转矩和初步确定最小直径

公式：d ≥A 0

最大扭矩T=18nm 初步确定轴的最小直径

轴的材料选取为45#钢，调质处理，按照实际情况选取A ＝112，于是得

]和A 0值

p /n A 0=9550000

（5.1）

0. 2τT 表5.3.2 几种轴的材料的[

5.3.3轴的结构设计

轴的结构设计包括定出轴的合理外形和全部结构尺寸。 轴的结构主要取决于以下因素： 1) 轴在机器中的安装位置及形式.

2) 轴上安装零件的类型、尺寸、数量以及和轴联接的方法. 3) 载荷的性质、大小、方向及分布情况. 4) 轴的加工工艺等。

由于影响轴的结构的因素较多，且其结构形式又要随着具体情况的不同而异，轴没有标准的结构形式。设计时，必须针对不同情况进行具体的分析。轴的结构应满足：

1) 轴和装在轴上的零件要有准确的工作位置； 2) 轴上的零件应便于装拆和调整； 3) 轴应具有良好的制造工艺性等。

拟定轴上零件的装配方案轴上零件的装配按先中间后两边的原则

根据各种装配零件的结构尺寸及装配定位工艺要求最终确定各轴段直径及长

度。

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总结

本次毕业设计让我认识到了许多自己以前忽略的学习要点，它们在此次设计的过程中给了我很大的困扰但是经过此次设计让我对以前忽略的知识进行了一次很深刻的研究。因此，它使我们从新的复习了一次大学四年的各种的知识论点。

通过本次毕业设计我们不仅仅重新复习了以前所学的理论知识，而且还学习了一些新的知识，它拓展了我们的知识范围，还增强了我们发现问题，分析问题，解决问题的能力。为我们在以后的工作中能够更好的胜任工作，独立工作打下了良好的基础。紧张的毕业设计即将结束了，作为大学学习的最后成果，我投入了很多。虽然设计还存在许多问题。但是经过自己最大的努力它已经是我可以交出的最好答卷。在此，我无怨无悔。

这次毕业设计总体来说对自己就是一次自我考察的过程，很多很多的知识告诉我：不求甚解，囫囵吞枣是自我欺骗。在这次设计中得到了指导老师和同学的辛苦帮助，才能使我顺利完成。

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致谢

自己的毕业设计是经过了3个月的时间完成的。结果此刻已显的不是那么重要，但是设计的经历让我感受很深刻，老师一遍又一遍不厌其烦的指导而且是占用老师的业余时间对此我在此深深说的一句“张教授辛苦了，以前的自己无知让您劳累了很多，在此说只想说一句‘对不起，老师！’”

首先，特别感谢张明教授。他一遍又一遍的指导，让我的设计能够顺利进行。，如果没有张教授的一遍又一遍的指导根本不可能有现在的成果。在设计过程中，张教授渊博的学识，对待知识的严谨，无私的付出给了我深深的触动。 还要感谢同学对我的无私帮助它们的帮助让我在设计的时候避免的许多弯路让我找到了集体的魅力让我对团结协作有了深刻的认识。

人人为我，我为人人的思想已经深深刻入我的心理再次说一句：“谢谢你们。”

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参考文献

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网址：www.jxcad.com.cn

www.ourjx.com www.yccad.net