液壓扳手執(zhí)行機構結構參數(shù)的優(yōu)化設計袁昕華北水利水電學院機械工程系河南鄭州450M550水槍機組水槍機轉(zhuǎn)子法蘭盤上的大螺釘為背景，建立了執(zhí)行機構的優(yōu)化設計敖學模型。并得出較與理想的優(yōu)化結果，使液壓扳手執(zhí)行機構的重量得以大幅度降低。

　　1主要機構的設計1.1搖臂運動方案液壓扳手執(zhí)行機構1.

　　活塞桿推動銷軸并帶動搖臂轉(zhuǎn)動，搖臂通過銷軸對活塞桿會產(chǎn)生徑向力。對液壓汕缸的密封及活塞桿的穩(wěn)定性十分不利，因此，在機殼內(nèi)壁兩側(cè)沿活塞缸軸向設計對平行滑道，將搖臂的銷孔設計成長孔2，使銷軸嚴格按直線運動。這樣搖臂可簡化為端固結，端為滑動支座的超靜定結構。

　　對該超靜定結構。

　　F活寒桿的推力；L活塞桿中心線與棘輪轉(zhuǎn)動中心的麻1.2棘輪棘爪結構設計由于拆裝扭矩巨大，通常的棘輪棘爪結構不能滿足弘渡要求。渺應考慮棘輪棘爪結構的變異設計。具體方案為采用多齒數(shù)小模數(shù)的棘輪和整體型棘爪；工作時。山3個棘輪輪齒同時參與傳遞扭矩，3個棘輪輪齒與3個同棘輪輪齒精密配合的具有內(nèi)齒的整體型棘爪相嚙合；搖臂通過棘爪推動棘車才魂棘知與方軸潮斤線4鍵聯(lián)接，從巾使方軸帶動螺栓螺釘轉(zhuǎn)動，完成拆裝作業(yè)的單向間歇運動。

　　對于棘輪輪齒，當作用力作用于齒頂時最為不利，可導致齒根彎曲折斷和齒頂線壓力磨損。為保證外嚙合棘輪的齒根+被祈斷，需滿足彎曲強度條件W單個棘輪輪，的抗彎模帶；M棘輪傳遞的乃矩；n參與傳遞力矩的棘輪齒數(shù)；K考慮實際壓力不均勻的載荷不均勻系數(shù)。

　　設；為模數(shù)，2為數(shù)。則棘輪各部分尺寸為齒頂圓直徑77齒島=；陽頂寬單個棘輪輪齒所受的力戶由分配力矩財產(chǎn)因此M=代入2式從1私2建立優(yōu)化設計數(shù)學模型2.1設計變量計變量，其主要結構參數(shù)是；液壓缸的內(nèi)徑；V5銷軸的直徑V6活塞桿中心線與棘輪轉(zhuǎn)動中心的距離；2.2目標函數(shù)取液壓扳手執(zhí)行機構的重量最輕為目標函數(shù)，實際上是其體積最小。

　　作用力臂等因素外，執(zhí)行機構的體積主要有2部分組成，即1=液壓油缸的體積+搖臂及棘輪棘爪機構的體積，積=缸筒體積+油缸端部體枳活塞體積及活塞桿=搖臂及棘輪棘爪機3搖臂及棘輪棘爪機構構的本積=銷軸體積搖的截面積計算簡臂體積+棘輪體積+棘爪體枳。搖臂及棘輪棘爪機構的截而積可簡化為等邊梯形3中陰影部分部分與上下兩個半圓的面積之和。

　　2.3約束條件根據(jù)執(zhí)行機構運動方案和力學要求，可列出項約束條件，主要約束條件有1活塞桿推力條件液壓缸的內(nèi)徑37，戶為液壓系統(tǒng)壓力。

　　2缸簡厚度及缸底厚度條件棘輪強度條件由式得出其中值可參照花鍵各齒載荷分布系數(shù)確定。

　　4銷軸抗剪條件銷軸受力尚4項目參考數(shù)據(jù)液壓缸的內(nèi)徑液壓缸缸筒的厚度液壓缸的長度缸底的厚度銷軸的直徑活塞桿銷軸與棘輪的中心距棘輪的齒數(shù)棘輪的模數(shù)棘輪的厚度5單位工作循環(huán)棘輪轉(zhuǎn)角條件。

　　機構運動尤千涉以及各項結構尺寸對應年這樣，結構參數(shù)優(yōu)化設計的數(shù)學模型為miiiFAi 3優(yōu)化結果和分析以門峽電廠50河賈水輪機組為背景，利用復合型法對建立的數(shù)學模型進汀優(yōu)化，將訃穿結果整并校核后得出官關數(shù)據(jù)，1.

　　根據(jù)算數(shù)據(jù)。討得出執(zhí)行機構的整體尺寸近似值為380135，似4，長皮。高度厚度。由此推算重量可控制在588左右。對于名普通工人來說，獨立操作液壓扳手應沒有問。

　　由于機殼內(nèi)側(cè)為平行滑道，在液壓缸結構設計時，可減小導向長度值，進步縮短缸體的長度。

　　活塞厚度和活塞桿直徑取低限值，并進行強度和穩(wěn)定性的校核。

　　液壓泵站的系統(tǒng)壓力直接影響執(zhí)行機構的重量，采用超高壓液壓系統(tǒng)設計可有效地減小執(zhí)行機構的尺寸。

　　棘輪輪齒可采用直角齒形，以，加齒根的抗彎模量，提高齒根的抗彎強度，從而減小棘輪模數(shù)，進步減小棘輪棘爪機構的尺寸。黃純穎。等。機械創(chuàng)新設計。