CN111843903B - 一种定力矩螺栓套筒的结构及设计方法 - Google Patents

Abstract

本发明公开了一种定力矩螺栓套筒的结构及设计方法，包括外壳体、卸载机构、增力机构和调节机构，外壳体包括上壳体、隔板和下壳体，上壳体的下端与下壳体的上端卡合连接，隔板通过隔板螺钉与上壳体连接，隔板和上壳体之间设置有卸载机构，上壳体的中心位置上安装有调节机构，隔板和下壳体之间安装有增力机构。本定力矩螺栓套筒的结构及设计方法，先将定力矩套筒安装在普通电动扳手上，电动扳手会带动定力矩套筒和螺栓一同旋转，当拧紧力矩到达规定值时，定力矩套筒断开扳手与螺栓间的扭矩传递，使电动扳手空转完成拧紧工作，从而实现定力矩拧紧的设计要求原动机上实现了定力矩功能，定力矩螺栓套筒负责过载保护，兼顾了效率和成本两方面要求。

Description

一种定力矩螺栓套筒的结构及设计方法

技术领域

本发明涉及机械工程技术领域，特别涉及一种定力矩螺栓套筒的结构及设计方法。

背景技术

在目前生产中最常见的定力矩螺栓拧紧方法有以下两种：普通定力矩扳手能够大幅调节卸载力矩，且成本低廉，但使用时需要较大回转空间，需要工人手动拧紧，效率低；电动定力矩扳手需要拧紧前输入卸载力矩值，也能够大幅调节卸载力矩，力矩控制精确度高，但效率较低，也比较昂贵。据了解，普通电动扳手依靠价格低、效率高、操作简单等优点被广泛采用，但调整电机功率一般仅有高中低三挡调节，虽然可以拧紧一些力矩精度不高的螺栓，但是对于力矩精度较高的螺栓则无法保证拧紧质量。

发明内容

本发明的目的在于提供一种定力矩螺栓套筒的结构及设计方法，电动扳手会带动定力矩套筒和螺栓一同旋转，当拧紧力矩到达规定值时，定力矩套筒断开扳手与螺栓间的扭矩传递，使电动扳手空转完成拧紧工作，从而实现定力矩拧紧的设计要求原动机上实现了定力矩功能，通过卸载机构和增力机构完成电动扳手高速拧紧螺栓的目的，并通过空转保护机构，定力矩螺栓套筒负责过载保护，兼顾了效率和成本两方面要求，以解决上述背景技术中提出的问题。

为实现上述目的，本发明提供如下技术方案：一种定力矩螺栓套筒的结构，包括外壳体、卸载机构、增力机构和调节机构，所述外壳体包括上壳体、隔板和下壳体，上壳体的下端与下壳体的上端卡合连接，隔板通过隔板螺钉与上壳体连接，隔板和上壳体之间设置有卸载机构，上壳体的中心位置上安装有调节机构，隔板和下壳体之间安装有增力机构，上壳体和下壳体的连接处设置有空转保护机构；

所述上壳体的内部下表面等距离的开设有导槽，导槽之间设置有第一螺纹孔，导槽远离上壳体的一端连接有内齿轮圈槽，上壳体上表面的中心位置上固定连接有外六角形凸起，外六角形凸起的轴线位置上开设有内螺纹，上壳体的侧壁的下端开设有复位滑套口，上壳体的下端等距离的连接卡扣，所述隔板上开设有螺钉通孔，隔板螺钉贯穿螺钉通孔与上壳体连接，隔板下表面的中心位置上固定连接有花键轴，隔板的一侧开设有长腰通孔，所述下壳体上端的内壁开设有卡扣槽，下壳体的中心位置上固定连接有第一推力轴承座，第一推力轴承座的中心开设有中心孔洞；

所述卸载机构包括内齿轮圈、圆柱滚子、滚子弹簧和滚子支架，内齿轮圈与内齿轮圈槽卡合连接，滚子弹簧与导槽卡合连接，滚子弹簧的一端固定连接滚子支架，滚子支架的一端连接有圆柱滚子，圆柱滚子与内齿轮圈卡合连接；

所述增力机构包括太阳轮、行星轮架和行星轮，太阳轮中心位置上开设有花键孔，花键孔与花键轴连接，太阳轮的下端连接有第二推力轴承座，太阳轮的外圈上固定连接有太阳轮轮齿，太阳轮轮齿分别与行星轮啮合，所述行星轮架的上表面呈环形连接有行星齿轮轴，行星齿轮轴的外部套接有第三推力轴承座，第三推力轴承座与行星轮的中心连接，行星轮架的下表面固定连接有定位凸台，定位凸台贯穿中心孔洞，且定位凸台内开设有第一内六角形凹槽；

所述调节机构包括调节螺杆和金属球，金属球的一侧与滚子弹簧的一端连接，金属球另一侧与调节螺杆的一侧相抵接触。

优选的，所述内齿轮圈下端的侧壁上开设有弹销滑道和复位滑套滑道，弹销滑道与弹销活动连接，复位滑套滑道与复位滑套活动连接，内齿轮圈上端的内壁上等距离的开设有滚子凹槽。

优选的，所述内齿轮圈靠近下端的位置上固定连接有内齿轮，内齿轮与行星轮啮合，内齿轮圈的上端沿靠近下端的一周等距离的连接有第三螺纹孔。

优选的，所述调节螺杆上开设有三角形螺纹，调节螺杆贯穿上壳体，且三角形螺纹与内螺纹啮合，调节螺杆的上端开设有第二内六角凹槽，调节螺杆的下端固定连接有圆锥面。

优选的，所述空转保护机构包括弹销、弹销弹簧、弹销弹簧座和复位滑套，弹销弹簧座通过弹簧座螺钉与内齿轮圈的下端连接，弹销弹簧座内安装有弹销弹簧，弹销弹簧的上端连接有弹销。

优选的，所述复位滑套的两端分别连接有拼接部分，拼接部分上开设有第二螺纹孔，复位滑套的内壁上等距离的连接有内环连接部分，内环连接部分贯穿复位滑套口，内环连接部分的一端固定连接有内环。

优选的，所述复位滑套的数量为两个，且复位滑套通过贯穿第二螺纹孔的滑套螺钉连接。

优选的，所述第一推力轴承座、第二推力轴承座和第三推力轴承座上均设置有推力滚针轴承。

本发明要解决的另一技术问题是提供一种定力矩螺栓套筒结构的设计方法，包括如下步骤：

S1：计算各变量之间的关系，明确需要优化的独立变量，本方案需要确定的变量有五个，即太阳轮齿数Z_a、行星轮齿数Z_b、内齿轮齿数Z_c、内齿轮圈内侧柱面半径r、圆柱滚子中心到内齿轮圈内侧柱面的距离h，这些设计变量间并非全部是相互独立的，明确优化变量需要先明确各变量的关系，再找出独立变量和非独立变量；

S2：明确约束条件，依次确定行星轮系齿数约束条件，卸载机构约束条件和卸载力矩约束条件；

S3：确定优化的目标函数，在定力矩螺栓套筒的设计中，最小且合理的外形尺寸是优化的目标，为了给上壳体和下壳体的壁厚和复位滑套留有一定的空间；

S4：总结优化模型，根据以上各步骤介绍的优化变量、约束条件和目标函数，制成优化模型；

S5：编写MATLAB程序，找出所有符合条件的尺寸和参数组合，并挑选一组较优数据，根据确定的优化模型确定初始值、步长、输出参数，并编写循环语句。

与现有技术相比，本发明的有益效果是：本发明提出的一种定力矩螺栓套筒的结构及设计方法，先将定力矩套筒安装在普通电动扳手上，然后将其作为一个整体安装在待拧紧螺栓上，再对螺栓进行拧紧，在螺栓拧紧的过程中，电动扳手会带动定力矩套筒和螺栓一同旋转，当拧紧力矩到达规定值时，定力矩套筒断开扳手与螺栓间的扭矩传递，使电动扳手空转完成拧紧工作，从而实现定力矩拧紧的设计要求原动机上实现了定力矩功能，通过卸载机构和增力机构完成电动扳手高速拧紧螺栓的目的，并通过空转保护机构，定力矩螺栓套筒负责过载保护，兼顾了效率和成本两方面要求。

附图说明

图1为本发明的整体结构图；

图2为本发明的内部结构图；

图3为本发明的部分纵向剖视图；

图4为本发明的部分横向剖视图；

图5为本发明的外壳体结构图；

图6为本发明的上壳体仰视图；

图7为本发明的上壳体正视图；

图8为本发明的隔板结构图；

图9为本发明的下壳体正视图；

图10为本发明的下壳体俯视图；

图11为本发明的卸载机构整体结构图；

图12为本发明的卸载机构工作状态图；

图13为本发明的内齿轮圈正视图；

图14为本发明的内齿轮圈俯视图；

图15为本发明的增力机构结构图；

图16为本发明的太阳轮俯视图；

图17为本发明的行星轮架俯视图；

图18为本发明的行星轮架正视图；

图19为本发明的调节机构结构图；

图20为本发明的调节机构工作状态图；

图21为本发明的调节螺杆结构图；

图22为本发明的空转保护机构安装结构图；

图23为本发明的空转保护机构工作状态图；

图24为本发明的复位滑套结构图；

图25为本发明的卸载机构主要尺寸图；

图26为本发明的卸载机构的受力分析图。

图中：1、外壳体；11、上壳体；111、导槽；112、第一螺纹孔；113、外六角形凸起；114、内齿轮圈槽；115、内螺纹；116、复位滑套口；117、卡扣；12、隔板；121、螺钉通孔；122、花键轴；123、长腰通孔；124、隔板螺钉；13、下壳体；131、卡扣槽；132、第一推力轴承座；133、中心孔洞；134、推力滚针轴承；2、卸载机构；21、内齿轮圈；211、弹销滑道；212、复位滑套滑道；213、滚子凹槽；214、内齿轮；215、第三螺纹孔；22、圆柱滚子；23、滚子弹簧；24、滚子支架；3、增力机构；31、太阳轮；311、太阳轮轮齿；312、花键孔；313、第二推力轴承座；32、行星轮架；321、行星齿轮轴；322、定位凸台；323、第三推力轴承座；324、第一内六角形凹槽；33、行星轮；4、调节机构；41、调节螺杆；411、三角形螺纹；412、圆锥面；413、第二内六角凹槽；42、金属球；5、空转保护机构；51、弹销；52、弹销弹簧；53、弹销弹簧座；531、弹簧座螺钉；54、复位滑套；541、拼接部分；542、内环连接部分；543、第二螺纹孔；544、内环；545、滑套螺钉。

具体实施方式

下面将结合本发明实施例中的附图，对本发明实施例中的技术方案进行清楚、完整地描述，显然，所描述的实施例仅仅是本发明一部分实施例，而不是全部的实施例。基于本发明中的实施例，本领域普通技术人员在没有做出创造性劳动前提下所获得的所有其他实施例，都属于本发明保护的范围。

请参阅图1-图4，一种定力矩螺栓套筒的结构，包括外壳体1、卸载机构2、增力机构3和调节机构4，外壳体1包括上壳体11、隔板12和下壳体13，上壳体11的下端与下壳体13的上端卡合连接，隔板12通过隔板螺钉124与上壳体11连接，隔板12和上壳体11之间设置有卸载机构2，上壳体11的中心位置上安装有调节机构4，隔板12和下壳体13之间安装有增力机构3，上壳体11和下壳体13的连接处设置有空转保护机构5，外壳体1用于保持各零件的位置关系。

请参阅图5-图7，上壳体11的内部下表面等距离的开设有导槽111，导槽111用于将圆柱滚子22及滚子支架24、滚子弹簧23、金属球42限位，导槽111之间设置有第一螺纹孔112，第一螺纹孔112与隔板螺钉124相配合，用于固定上壳体11及隔板12，导槽111远离上壳体11的一端连接有内齿轮圈槽114，内齿轮圈槽114用于为内齿轮圈21的转动提供限位，上壳体11上表面的中心位置上固定连接有外六角形凸起113，外六角形凸起113与对应的螺栓头形状大小相同，与电动扳手联接，外六角形凸起113的轴线位置上开设有内螺纹115，内螺纹115用于旋入调节螺杆41，上壳体11的侧壁的下端开设有复位滑套口116，复位滑套口116与复位滑套54的结构配合，可以使复位滑套54上下活动，转动复位滑套54时可以带动上壳体11一同转动，上壳体11的下端等距离的连接卡扣117，卡扣117安装时与下壳体13的卡扣槽131扣合，用于卡住下壳体13，并固定内部结构；

请参阅图8，隔板12将将圆柱滚子22及滚子支架24、滚子弹簧23、金属球42封闭在导槽111内，隔板12上开设有螺钉通孔121，隔板螺钉124贯穿螺钉通孔121与上壳体11连接，隔板12下表面的中心位置上固定连接有花键轴122，花键轴122与太阳轮31的花键孔312配合，使它们能够与上壳体11三者一起转动，隔板12的一侧开设有长腰通孔123，设计长腰通孔123的目的是便于扣上隔板12后安装金属球42和滚子弹簧23。

请参阅图9-图10，下壳体13用于将内部零件封闭并固定，下壳体13上端的内壁开设有卡扣槽131，下壳体13的中心位置上固定连接有第一推力轴承座132，第一推力轴承座132用于为推力滚针轴承134提供定位，第一推力轴承座132的中心开设有中心孔洞133，行星轮架32的输出端从中心孔洞133伸出，第一推力轴承座132、第二推力轴承座313和第三推力轴承座323上均设置有推力滚针轴承134。

请参阅图11-图12，卸载机构2包括内齿轮圈21、圆柱滚子22、滚子弹簧23和滚子支架24，内齿轮圈21与内齿轮圈槽114卡合连接，将圆柱滚子22压入内齿轮圈21的滚子凹槽213中，从而使内齿轮圈21不易转动来控制卸载力矩，滚子弹簧23与导槽111卡合连接，滚子弹簧23的数量为五个，为了使每根弹簧分担的力较小，五组滚子弹簧23分别将圆柱滚子22挤入内齿轮圈21内侧对应的滚子凹槽213中，在拧紧过程中，滚子弹簧23挤压圆柱滚子22嵌入滚子凹槽213中，使内齿轮圈21不能相对上壳体11转动以传递力矩，随着调节螺杆41的拧紧，施加在上壳体11的力矩就会增大，当力矩过大时，滚子凹槽213与圆柱滚子22的接触力增大，沿压缩滚子弹簧23方向的分力也会增大，滚子弹簧23被压缩，圆柱滚子22被滚子凹槽213挤压脱离，中止扭矩的传递，使内齿轮圈21相对于上壳体11转动，实现卸载，当内齿轮圈21继续转动到滚子凹槽213正对圆柱滚子22位置时，圆柱滚子22被滚子弹簧23挤压进入滚子凹槽213完成复位，可再次投入使用，此卸载机构2的优点在于它能够提供较大的卸载力矩，圆柱滚子22与滚子凹槽213的接触点对轴心的半径大，阻力力臂也大，因此带有圆柱滚子22导槽111的上壳体11与滚子凹槽213之间需要有很大的力矩，才能使圆柱滚子22脱离滚子凹槽213而发生卸载，滚子弹簧23的一端固定连接滚子支架24，滚子支架24的一端连接有圆柱滚子22，圆柱滚子22与内齿轮圈21卡合连接，圆柱滚子支架24能够在上壳体11与隔板12间形成的导槽111内滑动，圆弧面与圆柱滚22接触，背面为平面与滚子弹簧23接触，用于保持滚子弹簧23对圆柱滚子22的施力方向。

请参阅图13-图14，内齿轮圈21下端的侧壁上开设有弹销滑道211和复位滑套滑道212，弹销滑道211与弹销51活动连接，复位滑套滑道212与复位滑套54活动连接，五个弹销滑道211为弹销51提供限位作用，使得弹销51能够随内齿轮圈21转动，也能在弹销滑道211内上下滑动，复位滑套滑道212为复位滑套54提供限位作用，使得复位滑套54既能相对内齿轮圈21转动，也能上下滑动，内齿轮圈21上端的内壁上等距离的开设有滚子凹槽213，滚子凹槽213是实现卸载功能的重要部分，在内齿轮圈21受到力矩时，滚子凹槽213能够通过与圆柱滚子22的接触，将作用力传递到圆柱滚子22上而挤压滚子弹簧23，内齿轮圈21靠近下端的位置上固定连接有内齿轮214，内齿轮214与行星轮33啮合，内齿轮圈21的上端沿靠近下端的一周等距离的连接有第三螺纹孔215，用于使用螺钉将弹销51底圈与内齿轮圈21固定。

请参阅图15-图18，增力机构3包括太阳轮31、行星轮架32和行星轮33，太阳轮31中心位置上开设有花键孔312，花键孔312与花键轴122连接，太阳轮31的下端连接有第二推力轴承座313，太阳轮31的外圈上固定连接有太阳轮轮齿311，太阳轮轮齿311分别与行星轮33啮合，行星轮架32的上表面呈环形连接有行星齿轮轴321，行星齿轮轴321的外部套接有第三推力轴承座323，第三推力轴承座323与行星轮33的中心连接，行星轮架32的下表面固定连接有定位凸台322，定位凸台322贯穿中心孔洞133，且定位凸台322内开设有第一内六角形凹槽324，随扳手转动，行星轮架32下端的第一内六角形凹槽324与螺栓头相连，在螺栓拧紧过程中，卸载机构2锁死，使内齿轮圈21与太阳轮31之间无相对转动，行星轮33系仅传递力矩而不发生相对转动，整个套筒带动待拧紧螺栓随上方扳手一同旋转，螺栓拧紧后，螺栓阻力过大难以旋转，反作用的力矩通过行星轮33系传动分配给内齿轮圈21，过大的力矩使卸载机构2卸载，卸载后空转的阻力很小，扳手提供的力矩全部用来使内齿轮圈21转动，而无法带动与螺栓相连的行星轮架32，使得电动扳手不再对螺栓继续拧紧，行星轮33是增力机构3中重要的传动零件，轮齿与内齿轮214和太阳轮31啮合，用于传递力矩，行星齿轮轴321与滑动轴承配合以减少行星轮33转动时产生的摩擦，定位凸台322用于定位下方推力滚针轴承134的内孔，第三推力轴承座323用于定位上方推力滚针轴承134的内孔，第一内六角形凹槽324与对应的螺栓头形状大小相同，用于与螺栓扣合并能够传递扭矩，对于不同规格的螺栓，可以替换相对应的第一内六角形凹槽324。

请参阅图19-图21，调节机构4包括调节螺杆41和金属球42，金属球42的一侧与滚子弹簧23的一端连接，金属球42另一侧与调节螺杆41的一侧相抵接触，调节螺杆41上开设有三角形螺纹411，三角形螺纹411自锁能力强，调节螺杆41贯穿上壳体11，且三角形螺纹411与内螺纹115啮合，调节螺杆41的上端开设有第二内六角凹槽413，调节螺杆41的下端固定连接有圆锥面412，调节螺杆41从上壳体11下方旋入，滚子弹簧23的压力使金属球42贴合在圆锥面412上，使用小型内六角扳手旋入第二内六角凹槽413，旋拧调节螺杆41下移，圆锥面412挤压滚子弹簧23，增大滚子弹簧23的压缩量即可增大其对圆柱滚子22的弹力，使其压入滚子凹槽213的力变大，圆柱滚子22更难脱出滚子凹槽213，使卸载力矩增大，反之亦然，可以通过这种结构对卸载力矩进行调整。

请参阅图22-图24，空转保护机构5包括弹销51、弹销弹簧52、弹销弹簧座53和复位滑套54，弹销弹簧座53通过弹簧座螺钉531与内齿轮圈21的下端连接，弹销弹簧座53内安装有弹销弹簧52，弹销弹簧52的上端连接有弹销51，复位滑套54的两端分别连接有拼接部分541，拼接部分541上开设有第二螺纹孔543，复位滑套54的内壁上等距离的连接有内环连接部分542，内环连接部分542贯穿复位滑套口116，内环连接部分542的一端固定连接有内环544，复位滑套54的数量为两个，且复位滑套54通过贯穿第二螺纹孔543的滑套螺钉545连接，空转保护机构5用于在定力矩螺栓套筒处于空转状态时保护滚子凹槽213，防止圆柱滚子22反复撞击滚子凹槽213引起冲击和震动，在内齿轮圈21上位于每个滚子凹槽213的下端设有一组弹销51和弹销弹簧52，弹销弹簧座53用弹簧座螺钉531与内齿轮圈21相连，在拧紧螺栓的过程中，圆柱滚子22嵌入滚子凹槽213中，下端的弹销51受到圆柱滚子22的阻挡无法弹起并处于待弹起状态，空转过程中，弹销51及弹销弹簧52是随内齿轮圈21一起转动的，当发生卸载，圆柱滚子22离开滚子凹槽213，在弹销51下端压缩的弹销弹簧52将其弹起并堵住滚子凹槽213，使空转中与圆柱滚子22接触的内齿轮圈21的内表面形成相对完整的圆柱面，能够大幅减小圆柱滚子22反复撞击滚子凹槽213产生的冲击，当使用定力矩螺栓套筒拧紧一个螺栓后，在进行下一次的拧紧工作时，定力矩螺栓套筒需要具有复位功能，空转保护机构5设有复位滑套54，它是由两个完全相同的半复位滑套54拼接而成，并由四个滑套螺钉545拧紧作为一个整体的，下拉复位滑套54，其内侧的内环连接部分542作用于弹销51的弹销槽上，将五个弹销51同时拉下并压缩弹销弹簧52，弹销51被拉下后就为圆柱滚子22进入滚子凹槽213留出了空间，随后转动复位滑套54，带动上壳体11旋转，在增力机构3的传动下，上壳体11与内齿轮圈21之间发生相对转动，直至导槽111中的圆柱滚子22进入滚子凹槽213，松开复位滑套54后，下端的弹销51受到圆柱滚子22的阻挡无法弹起，并处于待弹起状态，至此定力矩螺栓套筒状态复位至空转保护前的状态，可以继续使用。

为了更好的展现定力矩螺栓套筒结构的设计流程，本实施例现提出一种一种定力矩螺栓套筒结构的设计方法，包括以下步骤：

步骤一：计算各变量之间的关系，明确需要优化的独立变量，本方案需要确定的变量有五个，即太阳轮31齿数Z_a、行星轮33齿数Z_b、内齿轮214齿数Z_c、内齿轮圈21内侧柱面半径r、圆柱滚子22中心到内齿轮圈21内侧柱面的距离h，这些设计变量间并非全部是相互独立的，明确优化变量需要先明确各变量的关系，再找出独立变量和非独立变量；

一、增力机构的变量关系

NGW型行星轮系传动比为：

式中：

为行星轮架固定时太阳轮与内齿轮的传动比；n_a为太阳轮转速；n_c为内齿轮转速；n_H为行星轮架转速。太阳轮固定即n_a＝0，化简后可得增力机构的增力比i为：

为了运转平稳，NGW型行星传动中需满足同心条件，以保证三个基本构件的旋转轴线重合于主轴线，即内外啮合副的实际中心距相等，太阳轮与行星轮的中心距应等于行星轮与内齿轮的中心距，其表达式为：

mz_c＝mz_a+2mz_b (3)

化简可得：

z_c＝z_a+2z_b (4)

为便于加工，行星轮系中齿轮模数选择标准值第一系列，本方案选用m＝1.5mm。

二、卸载机构的变量关系

卸载机构沿回转轴线方向上的工作截面相同，受力分析可转化为平面问题研究，其剖视图及主要尺寸如图21所示，图中：点A为凹槽侧棱与圆柱滚子接触点；点B为圆柱滚子轴心；点O为定力矩套筒轴心；r为内齿轮圈内侧柱面半径；h为圆柱滚子中心到内齿轮圈内侧柱面的距离；L为圆柱滚子中心点到点O的距离；β为凹槽侧棱对圆柱滚子的作用力与水平方向夹角；α为β的补角，线段AB的长度即为圆柱滚子半径r_滚，可取r_滚＝5mm可作为设计常量。在ΔABO中，存在一定的几何关系，根据余弦定理可得到如下关系式：

此外，L具有如下关系：

L＝r-h (8)

卸载机构的受力分析如图26所示，图中：F为内齿轮圈凹槽对圆柱滚子的作用力；F_水平为F在水平方向上的分力；F_竖直为F在竖直方向上的分力；F_正为圆柱滚子与侧壁的正压力；F_弹簧为弹簧对圆柱滚子的弹力；f为圆柱滚子受到的摩擦力。由图12可得到：

①在水平方向上，当F_水平、F_弹簧和f三力平衡时，卸载机构处于卸载的临界状态，即：

F_水平＝F_弹簧+f (9)

在图20中还能得到如下的参数关系：

f＝μF_正 (11)

其中，本文将每根弹簧的初始弹力F_弹簧取值为60N；由于圆柱滚子与滑道侧壁之间有润滑处理，故摩擦系数μ取0.1，将式(9)、(10)、(11)联立可得：

②在竖直方向上，可以通过F_正计算出单个圆柱滚子提供的卸载力矩T₁为：

联立式(8)和(13)可计算出5组弹簧滚子产生的总力矩，即卸载机构的卸载力矩为：

式中：T为卸载机构的卸载力矩。

联立式(12)与式(14)可得到T的表达式为：

此外，为了能保证弹簧弹销结构有足够的安装空间，且能保证定力矩螺栓套筒的径向尺寸较小，应保证r大于内齿轮圈分度圆半径4mm，其表达式为：

三、明确优化变量

对于增力机构，由式(4)中可知，当z_a和z_c确定，通过计算可以求得z_b；由式(16)中可知，如果z_c确定，r也会通过计算得到。因此z_a和z_c属于独立变量，r和z_b属于非独立变量。

对于卸载机构，由式(7)中可知，当r和h确定，通过计算可以求得β；由式(15)中可知，当r、h和β确定，通过计算可以求得T。因此h属于独立变量，β和T属于非独立变量。

综合上述分析，在NGW型方案中，本文将z_a、z_c和h作为独立优化设计变量。

步骤二：明确约束条件，依次确定行星轮33系齿数约束条件，卸载机构2约束条件和卸载力矩约束条件；

一、行星轮系齿数约束条件

行星齿轮传动的齿数需要满足以下几个条件：

邻接条件：行星轮在太阳轮和内齿圈之间均匀布置，设计时必须确保相邻行星轮齿顶之间不能相互碰撞。此条件作为配置齿数的限制条件，而不是选择齿数的直接依据。因此只能在给定一组初始值的情况下，去判断是否满足上述条件，如果满足条件方能进行后续设计，如果不满足，则需要重新设计一组齿数。

装配条件：为了保证行星轮在安装时能均匀分布并正确啮合，应使太阳轮与内齿轮的齿数之和等于行星轮数目n_p的整数倍，本方案选用n_p＝3，即：

其他条件：实际齿轮加工中，为了避免根切，齿轮的齿数不能小于发生根切的临界条件值，当齿面硬度<350HB时，直齿轮不发生根切的最小齿数为17；而较多齿数会降低齿根弯曲强度，因此齿数有最大限制，一般情况下最大齿数不得超过50，即：

17≤z_a≤50,z_a∈Z (18)

假设所有外齿轮齿数均为17，经式(19)计算可得z_c最小值为51，即：

51≤z_c,z_c∈Z (20)

二、卸载机构约束条件

卸载机构中，h必须为小于r_滚的正实数，且在上文中提到r_滚＝5，即：

0<h<5 (21)

又根据本文的实际工况，h选用0.5mm的倍数，可表达为：

此外，内齿轮圈内侧柱面半径r决定定力矩套筒的外形直径，当r大于60时外形尺寸过大会导致操作不便而不予考虑，可表达为：

0<r≤60 (23)

联立式(16)和式(23)，并取整可得到z_c的取值范围：

51≤z_c≤74,z_c∈Z (24)

三、卸载力矩约束条件

定力矩套筒的卸载力矩是一个至关重要的约束条件，它是卸载机构的卸载力矩与增力比的乘积，其表达式为：

T_总＝T×i (25)

式中：T_总定力矩套筒的卸载力矩。根据本章开头选取的螺栓类型，卸载力矩取110～120Nm，即：

110≤T_总≤120 (26)

将T_总使用优化变量z_a、z_c、h表示，联立式(2)、(7)、(15)、(16)、(25)和(26)可得：

可以看出T_总是z_a、z_c和h的函数，因此可以表达为：

T_总＝f₁(z_a,z_c,h) (28)

步骤三：确定优化的目标函数，在定力矩螺栓套筒的设计中，最小且合理的外形尺寸是优化的目标，为了给上壳体11和下壳体13的壁厚和复位滑套54留有一定的空间；

目标函数是用设计变量表示某一性能指标的函数。在定力矩螺栓套筒的设计中，最小且合理的外形尺寸是优化的目标，为了给上下壳体的壁厚和复位滑套留有一定的空间，参考了第二章设计的结构，可以确定外形总直径Φ需要比内齿轮圈内侧柱面直径大28mm，联立式(16)可表达为：

Φ＝2r+28＝1.5z_c+36 (29)

可以看出Φ是z_c的函数，因此可以表达为：

Φ＝f₂(z_c) (30)

为了使径向尺寸最小，目标函数即为Φ的最小值。

步骤四：总结优化模型，根据以上各步骤介绍的优化变量、约束条件和目标函数，制成优化模型；

minΦ(X)

110≤T_总≤120

s.t.T_总＝f₁(z_a,z_c,h)

X＝f₂(z_c)

17≤z_a≤50,z_a∈Z

51≤z_c≤74,z_c∈Z

0<h<5

步骤五：编写MATLAB程序，找出所有符合条件的尺寸和参数组合，并挑选一组较优数据，根据确定的优化模型确定初始值、步长、输出参数，并编写循环语句，在输出的结果中，挑选外形尺寸较小的参数组合汇总至下表，即可确定定力矩螺栓套筒的主要尺寸参数。

综上所述：本定力矩螺栓套筒的结构及设计方法，先将定力矩套筒安装在普通电动扳手上，然后将其作为一个整体安装在待拧紧螺栓上，再对螺栓进行拧紧，在螺栓拧紧的过程中，电动扳手会带动定力矩套筒和螺栓一同旋转，当拧紧力矩到达规定值时，定力矩套筒断开扳手与螺栓间的扭矩传递，使电动扳手空转完成拧紧工作，从而实现定力矩拧紧的设计要求原动机上实现了定力矩功能，通过卸载机构2和增力机构3完成电动扳手高速拧紧螺栓的目的，并通过空转保护机构5，定力矩螺栓套筒负责过载保护，兼顾了效率和成本两方面要求。

以上所述，仅为本发明较佳的具体实施方式，但本发明的保护范围并不局限于此，任何熟悉本技术领域的技术人员在本发明披露的技术范围内，根据本发明的技术方案及其发明构思加以等同替换或改变，都应涵盖在本发明的保护范围之内。

Claims (9)

1.一种定力矩螺栓套筒的结构，包括外壳体(1)、卸载机构(2)、增力机构(3)和调节机构(4)，其特征在于：所述外壳体(1)包括上壳体(11)、隔板(12)和下壳体(13)，上壳体(11)的下端与下壳体(13)的上端卡合连接，隔板(12)通过隔板螺钉(124)与上壳体(11)连接，隔板(12)和上壳体(11)之间设置有卸载机构(2)，上壳体(11)的中心位置上安装有调节机构(4)，隔板(12)和下壳体(13)之间安装有增力机构(3)，上壳体(11)和下壳体(13)的连接处设置有空转保护机构(5)；

所述上壳体(11)的内部下表面等距离的开设有导槽(111)，导槽(111)之间设置有第一螺纹孔(112)，导槽(111)远离上壳体(11)的一端连接有内齿轮圈槽(114)，上壳体(11)上表面的中心位置上固定连接有外六角形凸起(113)，外六角形凸起(113)的轴线位置上开设有内螺纹(115)，上壳体(11)的侧壁的下端开设有复位滑套口(116)，上壳体(11)的下端等距离的连接卡扣(117)，所述隔板(12)上开设有螺钉通孔(121)，隔板螺钉(124)贯穿螺钉通孔(121)与上壳体(11)连接，隔板(12)下表面的中心位置上固定连接有花键轴(122)，隔板(12)的一侧开设有长腰通孔(123)，所述下壳体(13)上端的内壁开设有卡扣槽(131)，下壳体(13)的中心位置上固定连接有第一推力轴承座(132)，第一推力轴承座(132)的中心开设有中心孔洞(133)；

所述卸载机构(2)包括内齿轮圈(21)、圆柱滚子(22)、滚子弹簧(23)和滚子支架(24)，内齿轮圈(21)与内齿轮圈槽(114)卡合连接，滚子弹簧(23)与导槽(111)卡合连接，滚子弹簧(23)的一端固定连接滚子支架(24)，滚子支架(24)的一端连接有圆柱滚子(22)，圆柱滚子(22)与内齿轮圈(21)卡合连接；

所述增力机构(3)包括太阳轮(31)、行星轮架(32)和行星轮(33)，太阳轮(31)中心位置上开设有花键孔(312)，花键孔(312)与花键轴(122)连接，太阳轮(31)的下端连接有第二推力轴承座(313)，太阳轮(31)的外圈上固定连接有太阳轮轮齿(311)，太阳轮轮齿(311)分别与行星轮(33)啮合，所述行星轮架(32)的上表面呈环形连接有行星齿轮轴(321)，行星齿轮轴(321)的外部套接有第三推力轴承座(323)，第三推力轴承座(323)与行星轮(33)的中心连接，行星轮架(32)的下表面固定连接有定位凸台(322)，定位凸台(322)贯穿中心孔洞(133)，且定位凸台(322)内开设有第一内六角形凹槽(324)；

所述调节机构(4)包括调节螺杆(41)和金属球(42)，金属球(42)的一侧与滚子弹簧(23)的一端连接，金属球(42)另一侧与调节螺杆(41)的一侧相抵接触。

2.如权利要求1所述的一种定力矩螺栓套筒的结构，其特征在于：所述内齿轮圈(21)下端的侧壁上开设有弹销滑道(211)和复位滑套滑道(212)，弹销滑道(211)与弹销(51)活动连接，复位滑套滑道(212)与复位滑套(54)活动连接，内齿轮圈(21)上端的内壁上等距离的开设有滚子凹槽(213)。

3.如权利要求2所述的一种定力矩螺栓套筒的结构，其特征在于：所述内齿轮圈(21)靠近下端的位置上固定连接有内齿轮(214)，内齿轮(214)与行星轮(33)啮合，内齿轮圈(21)的上端沿靠近下端的一周等距离的连接有第三螺纹孔(215)。

4.如权利要求1所述的一种定力矩螺栓套筒的结构，其特征在于：所述调节螺杆(41)上开设有三角形螺纹(411)，调节螺杆(41)贯穿上壳体(11)，且三角形螺纹(411)与内螺纹(115)啮合，调节螺杆(41)的上端开设有第二内六角凹槽(413)，调节螺杆(41)的下端固定连接有圆锥面(412)。

5.如权利要求1所述的一种定力矩螺栓套筒的结构，其特征在于：所述空转保护机构(5)包括弹销(51)、弹销弹簧(52)、弹销弹簧座(53)和复位滑套(54)，弹销弹簧座(53)通过弹簧座螺钉(531)与内齿轮圈(21)的下端连接，弹销弹簧座(53)内安装有弹销弹簧(52)，弹销弹簧(52)的上端连接有弹销(51)。

6.如权利要求5所述的一种定力矩螺栓套筒的结构，其特征在于：所述复位滑套(54)的两端分别连接有拼接部分(541)，拼接部分(541)上开设有第二螺纹孔(543)，复位滑套(54)的内壁上等距离的连接有内环连接部分(542)，内环连接部分(542)贯穿复位滑套口(116)，内环连接部分(542)的一端固定连接有内环(544)。

7.如权利要求6所述的一种定力矩螺栓套筒的结构，其特征在于：所述复位滑套(54)的数量为两个，且复位滑套(54)通过贯穿第二螺纹孔(543)的滑套螺钉(545)连接。

8.如权利要求1所述的一种定力矩螺栓套筒的结构，其特征在于：所述第一推力轴承座(132)、第二推力轴承座(313)和第三推力轴承座(323)上均设置有推力滚针轴承(134)。

9.一种如权利要求1-8任一项所述的定力矩螺栓套筒结构的设计方法，其特征在于，包括以下步骤：

S1：计算各变量之间的关系，明确需要优化的独立变量，需要确定的变量有五个，即太阳轮(31)齿数Z_a、行星轮(33)齿数Z_b、内齿轮(214)齿数Z_c、内齿轮圈(21)内侧柱面半径r、圆柱滚子(22)中心到内齿轮圈(21)内侧柱面的距离h，这些设计变量间并非全部是相互独立的，明确优化变量需要先明确各变量的关系，再找出独立变量和非独立变量；各变量之间的关系具体为：

(一)、增力机构的变量关系

NGW型行星轮系传动比为：

式中：

为行星轮架固定时太阳轮与内齿轮的传动比；n_a为太阳轮转速；n_c为内齿轮转速；n_H为行星轮架转速；太阳轮固定即n_a＝0，化简后可得增力机构的增力比i为：

为了运转平稳，NGW型行星传动中需满足同心条件，以保证三个基本构件的旋转轴线重合于主轴线，即内外啮合副的实际中心距相等，太阳轮与行星轮的中心距应等于行星轮与内齿轮的中心距，其表达式为：

mz_c＝mz_a+2mz_b (3)

化简可得：

z_c＝z_a+2z_b (4)

为便于加工，将行星轮系中齿轮模数m取值为1.5mm；

(二)、卸载机构的变量关系

卸载机构沿回转轴线方向上的工作截面相同，受力分析可转化为平面问题研究，其中：点A为凹槽侧棱与圆柱滚子接触点；点B为圆柱滚子轴心；点O为定力矩套筒轴心；r为内齿轮圈内侧柱面半径；h为圆柱滚子中心到内齿轮圈内侧柱面的距离；L为圆柱滚子中心点到点O的距离；β为凹槽侧棱对圆柱滚子的作用力与水平方向夹角；α为β的补角，线段AB的长度即为圆柱滚子半径r_滚，取r_滚＝5mm作为设计常量；在△ABO中，存在一定的几何关系，根据余弦定理可得到如下关系式：

此外，L具有如下关系：

L＝r-h (8)

根据卸载机构的受力分析可得：

①在水平方向上，当F_水平、F_弹簧和f三力平衡时，卸载机构处于卸载的临界状态，即：

F_水平＝F_弹簧+f (9)

另外：

f＝μF_正 (11)

式中：F_水平为内齿轮圈凹槽对圆柱滚子的作用力在水平方向上的分力；F_正为圆柱滚子与侧壁的正压力；F_弹簧为弹簧对圆柱滚子的弹力；f为圆柱滚子受到的摩擦力；

将每根弹簧的初始弹力F_弹簧取值为60N；由于圆柱滚子与滑道侧壁之间有润滑处理，故摩擦系数μ取0.1，将式(9)、(10)、(11)联立可得：

②在竖直方向上，可以通过F_正计算出单个圆柱滚子提供的卸载力矩T₁为：

联立式(8)和(13)可计算出5组弹簧滚子产生的总力矩，即卸载机构的卸载力矩为：

式中：T为卸载机构的卸载力矩；

联立式(12)与式(14)可得到T的表达式为：

此外，为了能保证弹簧弹销结构有足够的安装空间，且能保证定力矩螺栓套筒的径向尺寸较小，应保证r大于内齿轮圈分度圆半径4mm，其表达式为：

明确优化变量具体为：

对于增力机构，由式(4)中可知，当z_a和z_c确定，通过计算可以求得z_b；由式(16)中可知，如果z_c确定，r也会通过计算得到；因此z_a和z_c属于独立变量，r和z_b属于非独立变量；

对于卸载机构，由式(7)中可知，当r和h确定，通过计算可以求得β；由式(15)中可知，当r、h和β确定，通过计算可以求得T；因此h属于独立变量，β和T属于非独立变量；

S2：明确约束条件，依次确定行星轮(33)系齿数约束条件，卸载机构(2)约束条件和卸载力矩约束条件；

S3：确定优化的目标函数，在定力矩螺栓套筒的设计中，最小且合理的外形尺寸是优化的目标，为了给上壳体(11)和下壳体(13)的壁厚和复位滑套(54)留有一定的空间；

S4：总结优化模型，根据以上各步骤介绍的优化变量、约束条件和目标函数，制成优化模型；

S5：编写MATLAB程序，找出所有符合条件的尺寸和参数组合，并挑选一组较优数据，根据确定的优化模型确定初始值、步长、输出参数，并编写循环语句。

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