液压板手执行机构结构参数的优化设计.pdf

第23卷第4期水利电力机械V01．23No．4
2001年8月WATERCONSERVANCY＆E【CTRICPOWERMACHINERYAug．2001

液压扳手执行机构结构参数的优化设计

Optimizingd~ignforthestructuralperimetersoftheexecutivemechanisminhydraulicwrench

袁昕

(华北水利水电学院机械工程系，河南郑州450045)

摘要：分析和研究了用于太直径紧固件拆装的液压扳手执行机构的结构特点和设计关奠．并以三门峡电厂
50水轮机组水轮机转子法兰盘上的太螺钉为背景，建立了执行机构的优化设计数学模型．井得出较为理
想的优化蛄果．使液压扳手执行机构的重量得以太幅度降低。
美键词：液压扳手优化设计；棘轮棘爪机构
中圈分类号：THI33文献标识码：B文章簟号：1006—6446|2C01)04一∞07一o3

0引言

在大型螺母(螺钉)拆装作业中，如三门峡电厂
50MW水轮机组中，主轴与发电机轴是由24只
M140六方头螺钉连接，实测螺钉的拆橙扭矩为46
kN·m，最大可达52kN-m，通常一个人可施加490N
左右的力，靠人力作业显然不现实。液压扳手使用
可靠，操纵方便，工作效率高，适用于大直径紧固件
的拆装作业。对于液压扳手这种专用机构，要求执
行机构的重量轻，结构紧凑，使用寿命长，能适用于：鬻‰篮l活毒；器

多种工作对象，且能够输出强大扭矩。因而，在液压圈1液压扳手执行机构方案圈
扳手的设计过程中，对执行机构的各结构参数进行
优化配置，有极其重要的现实意义。

l主要机构的设计

1．1摇臂运动方案
液压扳手执行机构见图l。
活塞杆推动销轴并带动摇臂转动，摇臂通过销
轴对活塞杆会产生径向力．对液压油缸的密封及活
塞杆时稳定性十分不利，因此．在机壳内壁两侧沿活
塞缸轴向设计一对平行滑道，将摇臂的销孔设计成
长孔(见图2)，使销轴严格按直线运动。这样，摇臂

可简化为一端固结，一端为滑动支座的超静定结构。圈2长孔摇臂圈
对该超静定结构，

收租日期：2001—07—06
作者简介：袁听(1966一)，男，江苏镇江人．工学硕士．华北水利水电学院机械工程系工程师，从事结构力学的教学和研究工作。

8水利电力机械2001年8月

jIf=0．5×F×L。(1)2建立优化设计数学模型

式中：肼——棘轮传递的力矩2．1设计变■
F——活塞杆的推力；如图1所示，取执行机构的主要结构参数为设

——
活塞杆中心线与棘轮转动中心的计变量，其主要结构参数是：
距离。(1)——液压缸的内径；
12棘轮棘爪结构设计(2)——液压缸缸筒的厚度；
由于拆装扭矩巨大，通常的棘轮棘爪结构不能(3)——液压缸的长度；
满足强度要求，因此，应考虑棘轮棘爪结构的变异设(4)——缸底的厚度：
计。具体方案为：采用多齿数、小模数的棘轮和整体(5)——销轴的直径；
型棘爪；工作时，由3个棘轮轮齿同时参与传递扭X(6)——活塞杆中心线与棘轮转动中心的距
矩，3个棘轮轮齿与3个同棘轮轮齿精密配合的具离i
有内齿的整体型棘爪相啮合；摇臂通过棘爪推动棘(7)——棘轮的齿数；
轮转动，棘轮与方轴渐开线花键联接，从而使方轴带(8)——棘轮的模数；
动螺栓(螺钉)转动，完成拆装作业的单向问歌运动。(9)——棘轮的厚度。
对于棘轮轮齿，当作用力作用于齿顶时最为不2．2目标函数
利，可导致齿根弯曲折断和齿顶线压力磨损。为保证取液压扳手执行机构的重量最轻为目标函数，
外啮合棘轮的齿根不被折断，需满足弯曲强度条件：实际上是其体积最小。
除机壳，油管接头，反
=s：。(2)
作用力臂等因素外，执行
式中：肼——单个棘轮轮齿所受晟大力矩；机构的体积主要有2部分
肼n——单个棘轮轮齿的分配力矩；组成，即：
——单个棘轮轮齿的抗弯模量；执行机构的体积
肼——棘轮传递的力矩；，()=液压油缸的体积+
n——参与传递力矩的棘轮齿数；摇臂及棘轮棘爪机构的体
——考虑实际压力不均匀的载荷不积。
均匀系数。其中，液压油缸的体
设m为模数，z为齿数，则棘轮各部分尺寸为：积=缸筒体积+油缸端部
齿顶圆直径do=m×z；齿高^=m；齿顶宽c=体积+活塞体积及活塞杆
m；齿根宽8=1，5m；齿宽6。体积；摇臂及棘轮棘爪机
圈，摇膏豆●轮●爪机构
单个棘轮轮齿所受的力P由分配力矩Mn产构的体积=销轴体积+摇
的鼍面积计算筒圈

2Mn臂体积+棘轮体积+棘爪
P一——
一’一一d’体积。摇臂及棘轮棘爪机构的截面积可简化为等边
因此肼～=P×^：×m=；梯形(图3中阴影部分)部分与上下两个半圆的面积
之和。

=-=_0_375xm。×6_
即：[x(7)×x(8)+2X(5)]xX(6)×÷+
代A(2=