目 录 第一章 前言 ２ 第二章 冲击钻的基本方案 ３ 1.产品功能要求 ３ 2.传动机构方案及比较 ３ 3.电动冲击钻结构简图 ６ 第三章 整体结构设计 ７ 1.电机的选择 ８ 2、齿轮的计算。 ８ 第四章 主要零部件参数及结构设计 １０ 4．1 主传动轴设计 １０ 4．1．1 主轴的结构设计[10] １０ 4．1．2 主轴的校核 １１ 4．2．传动齿轮设计 １２ 4．2．1 针式齿轮设计说明 １２ 4．2．2 按齿面接触度强计算[2] １２ 4．2．3 按齿根弯曲强度设计[2] １４ 4．2．4 几何尺寸计算 １５ 4．2．5 验算 １６ 第五章 主要零部件的选材、热处理及工艺分析 １８ 第六章 设计总结 １９ 致 谢 ２０ 参考文献 ２１ 第一章 前言 冲击钻作为电动工具的一种，我们有必要介绍电动工具的现状和发展趋势。电动工具是一种机械化工具，它结构轻巧、携带使用方便。无论在我们的日常生活中，还是在生产中都是个不可或缺的重要角色。我国电动工具行业一向靠外贸出口作可靠支撑。近十年来，除 1996 年比 1995 年在外贸出口数量和金额略有下降外，其余年份均呈大幅度上升态势。2000 年，全行业的外贸出口出现了历史最高峰--无论增长幅度还是绝对值，均创历 史新高，外贸出口数量高达 8500 万台，外贸出口金额 12.25 亿美元，二者均比 1999 年增长50%以上。虽然今年以来，我国电动工具行业的外贸出口却遭遇较大挫折，与去年同期相比，外贸出口数量和金额仅呈微略增势，“跑”出了近五年来最慢速度。今年我国电动工具外贸出口的这种大幅回落将较大地影响全年的行业生产经营效果，给完成全年生产经营目标带来了更加艰巨的任务。但是我国加入 W TO 后许多重大工程的新建和续建、房地产业的继续发展以及基本建设等给电动工具行业的发展提供了有利条件,西部大开发也带动了电动工具市场的进一步扩大。 从电动工具市场反馈的信息可以看出，2002年国内电动工具产品销售出现了以下一些新的特点。首先，许多电动工具生产企业的积极性比以往更加高涨，推动了电动工具产品质量水平不断提高，无论外观造型还是内在性能，都有明显改善。另一方面，各生产厂家大力挖掘内部潜力，降低生产成本，来增强自身的竞争力。由于竞争的日趋激烈，我国许多以内销为主的电动工具企业更加注意产品的更新和新产品的设计开发。如冲击钻，体积小、重量轻，外型更加美观。认知自己的不足，现在生产企业都走设计更新的路。沿着这个方向发展，我国的电动工具行业的前景将无限光明。 第二章 冲击钻的基本方案 1.产品功能要求 电动冲击钻是一种常用的电动五金工具，主要用于坚硬而脆性较大的材料如石材、水泥墙、瓷砖等的钻孔．工作中除钻削外还应有定的冲击力才能顺利地钻出孔来。实现电动冲击钻功能的传动机构方案很多，带动话头旋转的方式主要由电动机通过齿轮传动系统完成，而实现钻头的冲击运动有多和方式。下面仅对电冲击机构的方案选择作一简要分析比较。 2.传动机构方案及比较 方案一：曲柄滑块冲击机构 1本方案为实现钻孔及冲击功能，采用了一个带套筒的齿轮9,如图Ⅲ- 1所示．钻头13通过花键连接装在套筒齿轮9前端的花键槽12内 使钻头13与齿轮9连成一体。电动机1转动，通过齿轮6、齿轮7、齿输8，带动齿轮9转动，使钻头13旋转进行钻孔。同时由曲柄轮PG电子 PG平台4、连杆5和撞头滑块10组成曲柄滑块冲击机构。曲柄轮4（带蜗轮）通过蜗杆机构3经由．齿轮6、齿轮2将电动机r输出．的动力传递给撞头滑块10。撞头滑块10撞击撞杆11，撞杆11．再撞击钻头13实现冲击运动。钻头13受冲击时可在花键槽12内移动。 该方案结构较为复杂，对安装精度要求较商，不然会发生撞头滑块在套筒内卡死的现象。同时连杆5的连接轴销在冲击力较大时易折断勺 。 方案二：偏心凸轮冲击机构 该方案采用偏心凸轮5作为冲击发生件，撞头8作为凸轮机构从动杆；如图Ⅲ-2所示。与方案一相同，也是通过蜗轮4：蜗杆3将电动机1的动力传递给予蜗轮4同轴的偏心，凸轮5 0‘电动机转动，，凸轮机构工作，撞买8来回移动，撞击撞杆’12 0撞头8与偏心凸轮5接触T的顶部做成半球状，以减少工作时韵摩擦6弹簧9的作用是使撞头8在工作中与偏心凸轮5保持可靠的接触。该方案对安装精度要求不高，工作毡比较安全可靠，但存在凸轮遑扔冲击，哏口非有效冲击较大。偏心凸轮轴销易掼等缺点。 方案三：圆盘凸轮冲击机构 由圆盘凸轮16、从动杆8（撞头）组成圆盘凸轮冲击机构，这是一种变形的圆盘凸轮机构,如图Ⅲ-3所示。 将圆盘凸轮6做成斜面圆柱状，从动杆8不直接与圆盘凸轮6接触.而是通。过拨盘5拨动从动杆8（撞头）作往复直线通过一对啮合的齿轮。 2、3直接将动力传递给予从动齿轮3同轴的圆盘凸轮6和套筒齿轮9的驱动齿，齿轮7，完成整个运劫及动力传递。弹簧4的作用是工作中使拨盘5紧贴圆盘轮6表面。该方案结构简单，减弱凸轮机构易产生的硬性冲击，工作安全可靠。 方案三与前两个方案相比，省去了用于改变运动方向f螺杆机构，简化了传动路线，结构紧凑且工作硬性冲击小，工作可靠。通过以上分析，选用方案三进行电动冲击钻结构设计。 3.电动冲击钻结构简图 根据所选方案画出冲击钻结构简图，如图皿-4所示：结构简图清楚地反映了电动冲击钻工作原理、各零件结构关系和装配关系及电钻造型韵基本轮廓，依此可进行零部件结构设计和霹观遣型设计。 整体结构设计 图3-1：总图 图3-2 转子 图：3-3 定子 1.电机的选择 电机的选择是本设计的重点，其基本参数通过计算得出。根据我们最后要求输出的转速。N1=350 转/分钟和齿轮减速比：i=8/53得：电机要求的最小转速：N=350X53/8=2318.75 转/分钟即是其负载转速要大于 2318.75 转/分钟。最后设计出的负载转速：2500 转/分钟，能满足我们的要求。而且我们要求的输入功率 250W参考的输入功率：300W 大于要求的输入功率。即所选的电机能满足要求。 2、齿轮的计算。 用 PROE 创建出齿轮的零件模型时，需计算出下列参数: *1 基圆半径 Rp *2 滚动角ω 〈3〉渐开线方程 选择大齿轮的模数 Mn=0.5，齿数 Zz=53, 1、 节圆半径 Rp=0.5x5x30.5=13.25 2、 基圆半径 Rb=13.25cos20=12.45 3、 周节 Pc=3.14x0.5=1.57 4、 在节圆上的齿厚 Tp=Pc/2=0.785 5、 齿冠圆半径 Rd=Rp+a=13.25+0.5=13.75 6、 齿根圆半径 Ra=Rp-b=13.25-0.5785=12.67 7、 在基圆上的齿厚 Tb=2XRb[Tp/(2Rp)+inv(X] =6.01 将此齿厚换算为角度θ=（6.01/12.45）X360X/2π=27.6X 8、 滚动角ε可通过求解下式而得：ε-tan1ε=θ 9、 渐开线。 第四章 主要零部件参数及结构设计 4．1 主传动轴设计 轴的设计也和其它零件的设计相似，包括结构设计和工作能力计算两方面。轴的结构设计是根据轴上零件的安装、定位以及轴的制造工艺等方面的要求，合理地确定轴的结构形式和尺寸。轴的工作能力计算指的是轴的强度、刚度和振动稳定性等方面的计算。 由于主轴在满足强度、刚度的情况下，要有一定的防腐蚀能力，这就要求合理的选择材料。轴的材料主要是碳钢和合金钢。钢轴的毛坯多数是用轧制圆钢和锻件，有的则直接用圆钢。合金钢比碳钢具有更高的机械性能和更好的淬火性能。因此，在传递大动力，并要求减小尺寸与质量，提高轴颈的耐磨性，以及处于高温或低温条件下工作的轴，常采用合金钢。初步选择主轴的材料为40Cr。 4．1．1 主轴的结构设计[10] 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：轴在机器中的安装位置及形式；轴上安装的零件的类型、尺寸、数量以及和轴联接的方法；载荷的性质、大小、方向及分布情况；轴的加工工艺等。其主要考虑的问题如下： 1）、定轴上零件的装配方案 拟定轴上零件的装配方案是进行轴的结构设计的前提，它决定着轴的基本形式。由于钻具的外形特点为圆筒形，这样就存在三种装配方案：一种是零件在主轴从上到下进行装配；一种是零件在主轴上从下到上进行装配；还有一种是零件从主轴两端进行装配。分析可知，前两种装配方案对加工精度和装配工艺要求很高，且存在主轴在一个方向上存在过多阶梯的情况，影响轴的强度。最后一种装配方案能从主轴的两端分别进行装配，轴的径向尺寸变化不大，这对轴的结构将大大简化，提高了轴的强度。根据以上分析，选择零件从主轴上两端进行装配的方案。同时综合考虑现行的加工水平，为了减少加工的成本，主轴采用分段加工制造。初步拟订整个钻具的主轴分三段，各段装配完后用法兰盘连接。 2)、轴上零件的定位 为了防止轴上零件受力时发生沿轴向或周向的相对运动，轴上零件除了有游动或空转的要求者外，都必须进行轴向和周向定位，以保证其准确的工作位置。 1.零件的轴向定位 轴上零件的轴向定位是以轴肩、套筒、圆螺母、轴端挡圈和轴承端盖来保证的。对钻具来说，其工作时受到的轴向力很大，且变化较大。这样安装其上的齿轮将用轴肩来进行定位。由于整个结构采用对称的形式，不能很好地解决装配问题，故轴肩通过焊接的方法加工出来。由资料得，定位轴肩的高度h=(0.07～0.1)d，其中d为与零件相配处轴径尺寸。对下端太阳轮的轴肩高度h=(0.07～0.1)150=10.5～15mm，取12mm。上端中心传动齿轮处h=(0.07～0.1)150=10.5～15mm,取12mm。 2.零件的周向定位 周向定位的目的是限制轴上零件与轴发生相对转动。齿轮与轴的周向定位均采用矩形花键连接。为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6；推力轴承与轴的定位是借过渡配合来保证的，其值径尺寸公差为m6。 4．1．2 主轴的校核 进行轴的强度校核计算时，应根据轴的具体受载及应力情况，采用相应的计算方法，并恰当的选其许用应力。分析主轴的载荷分布情况可知，主传动轴主要是受钻具电机的旋转扭矩，故采用扭矩强度校核 表2 主轴的校核[10] 计 算 数 据 计 算 结 果 主轴承受的最大扭矩 根据初定的参数选最大量4.6KN.m 主轴结构参数 根据结构初定外径为240mm，内径为180mm； 抗扭截面系数 = =1598400 轴的扭剪应力 = =2.877MPa 前已选定轴的材料为40Cr调质钢，查得［］=70Mpa，因此［］，故初定的结构参数在安全范围内。 4．2．传动齿轮设计 4．2．1 针式齿轮设计说明 1）齿轮机构的类型很多，但直齿圆柱齿轮传动乃是最简单、最基本，但是对于本设计而言，其维修不方便，故在本设计中采用针式齿轮传动。但为了计算方便，其计算设计过程采用等效方法，用圆柱齿轮的设计计算方法计算、校核针式齿轮的强度。 2）该机构为一般工作机器，速度不高，但其工作环境恶劣，参考相关资料选用9级精度。 3）与常规齿轮一样，针式齿轮的工作部分的齿轮材料采用20CrMnTi，为了减少制造成本，其他的固定部分采用铸钢。 4）初选中心太阳轮齿数Z=30，而一般i=1～3，参考桩工机械查齿轮传动比经验值，取i=1.56行星齿轮齿数Z=ixZ=30X1.56=47.两啮合齿轮齿数互质。 4．2．2 按齿面接触度强计算[2] 由设计计算公式进行试算,即: d≥ 确定公式内的各计算数值 表3 传动齿轮计算—1 设计计算项目 设计依据 设计结果 载荷系数K 查设计资料K=（1.2～1.4） 取K=1.3 扭矩T 根据实际工况要求 取T=2.3KN.m 齿宽系数φ φ==0.5(1+u)φ 取φ=0.5 0.4 材料影响系数Z 查机械设计手册 189.8MP 接触疲劳强度 查机械设计手册 σ=1300MPa σ=560 Mpa 计算应力循环次数 N=60nJL N=2.6×10 N=1.3×10 接触疲劳寿命系数 查机械设计手册 K=0.96,K=0.97 接触疲劳许用应力 [σ]=，取失效概率为1%,安全系数S=1 [σ]=1248MPa [σ]=543.2MPa （2）计算 表4 传动齿轮计算—2 设计计算项目 设 计 依 据 计算结果 小齿轮分度圆直径d d ≥ [σ]取最小值 d=265mm 计算圆周速度ν 计算齿宽b b=φ．d b=106mm 计算齿宽与齿高比b/h m= d/ Z=106/30=3.53mm =7.94mm b/h=13.35 计算载荷系数 K= k k K 使用系数k k=1.5 动载系数k k=1.06 载荷分布系数K, K= =1.4 =1.21 K=2.69 修正后分度圆直径 =337mm 模数m m=11.23mm 4．2．3 按齿根弯曲强度设计[2] 由式(10-5)得弯曲强度的设计公式为： （1）确定公式内的各计算数值 表5 传动齿轮计算—3 设计计算项目 设计计算依据 设计计算结果 齿轮的弯曲疲劳极限 查机械设计手册 疲劳强度系数 查机械设计手册 疲劳许用应力 载荷计算K 齿形系数 查机械设计手册 应力校正系数 查机械设计手册 ， 计算齿轮的 行星轮的数值大 （2）设计计算 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿轮的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数6.17. 并就近圆整为标准值m=8mm,按接触强度算得分度圆直径mm,算出中心太阳轮的齿数 : 。取，则行星轮齿数 ：。这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑。 4．2．4 几何尺寸计算 根据保证满足同心条件，可以计算内齿圈的齿数： 根据设计计算可得中心太阳轮、行星轮、内齿圈的几何尺寸，如下表： 表 6 传动齿轮几何尺寸(单位:mm) 名称 符号 计算公式 结果 太阳轮 行星轮 内齿圈 模数 m 根据齿轮强度定出的标准值 8 压力角 a 分度圆直径 d 334 520 1374 齿顶高 8 8 8 齿根高 10 10 10 齿高 h 18 18 18 顶隙 c 2 2 2 齿顶圆直径 350 536 1358 齿根圆直径 314 500 1394 基圆直径 318 495 1307 齿距 25 25 25 齿厚 12.5 12.5 12.5 齿槽宽 12.5 12.5 12.5 齿宽 b 而一般小齿轮 144 134 128 4．2．5 验算 ，合适。 其他齿轮几何参数设计 在这个传动系统中，齿轮圈内圆周的下段为光滑的圆柱面，与托盘外圆周动配合，托盘为一侧面光滑的圆盘，其上有3个与行星齿轮相对应的3个行星孔，行星孔内为齿轮圈，每一个行星轮外侧周边的下部用轴承均匀固定着3个或若干个钻杆，钻杆的下端安装有钻头刃具，钻杆的中部用键固定有被动转动齿轮，此转动齿轮与托盘上的行星孔的内齿相啮合，齿轮圈上部和下部都有内沿，上部内沿的表面和行星齿轮上沿的下表面接触，下部内沿的表面和行星齿轮下沿的上表面接触。托盘内行星孔为齿轮圈,它的分度圆直径应小于520.设计时,我们取d=340mm,孔底钻齿轮与托盘上的行星孔的内齿相啮合,假设它两者的传动比是3.7, 故托盘齿轮的几何尺寸和孔底钻齿轮的几何尺寸为: 表6 其他传动齿轮几何尺寸 (单位:mm) 名 称 符 号 计算公式 结 果 托 盘 孔壁钻齿轮 孔底钻齿轮 分度圆直径 d 340 92 104 齿顶高 8 齿根高 10 齿 高 h 18 齿顶圆直径 324 108 120 齿根圆直径 360 72 84 第五章 主要零部件的选材、热处理及工艺分析 为了实现钻具预定的性能，确保钻具的实用性，很好地解决传动齿轮的润滑与摩擦问题，对整个钻具实用性具有举足轻重的作用。 齿轮传动常见的失效形式主要有轮齿折断和齿面损伤。为了防止齿轮折断，常采用以下方法：选用合适的材料和热处理方法，使齿根芯部有足够的韧性；采用正变位齿轮，增大齿根园角半径，对齿根进行喷丸、辊压等强化处理。为了防止齿面损伤，常提高齿面硬度，增大齿轮模数，改善润滑条件。 回旋冲击钻采用针式齿轮传动解决了一些齿轮润滑、摩擦和制造成本等问题。由于钻具的工作环境恶劣，其主要失效形式是齿面磨损。为此，齿轮传动的工作部分零件（如齿销）采用中淬透性渗碳钢（如20GrMnTi），热处理要求为：渗碳深度为1.2～1.6mm，表面碳浓度=1.0%，表面硬度为58～60HRC。 第六章 设计总结 本次设计的目的是为了系统地把大学中所学的专业知识连贯起来应用于实际当中，来解决生产实

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