爬楼轮椅设计说明书

1、毕毕业业设设计计说说明明书书（论论文文） 论文题目：爬楼轮椅设计论文题目：爬楼轮椅设计 系 部： 机械制造系 专 业： 机械设计与制造 班 级： 11 级机械一班 学生姓名： 学 号： 指导教师： 2013 年 12 月 26 日 目 录 摘 要 .I Abstract .II 绪 论.5 第 1 章 原理图分析.1 第 2 章 轮椅简介.2 第 3 章 传动机构的设计.3 3.1 拟定传动方案的任务.4 3.2 选择传动机构类型.4 3.3 选择电动机 .5 3.4 传动装置总传动比和分配各级传动比.6 3.5 计算传动装置的运动和动力参数.6 3.5.1 各轴转速.6 3.5.2 各轴输入

2、功率.6 3.5.3 各轴转矩.7 第 4 章 齿轮设计.7 4.1 选择齿轮材料、热处理、齿面硬度、精度等级及齿数.8 4.2 按齿面接触疲劳强度设计.8 第 5 章 链传动设计.12 5.1 链传动设计计算.13 5.2 链轮标记.15 第 6 章 轴的设计.16 6.1 轴的功用.17 6.2 轴的分类.17 6.3 高速轴的设计.17 6.4 低速轴的设计.22 第 7 章 键连接设计.27 7.1 小链轮键连接设计.28 7.2 大链轮键连接设计.28 7.3 高速轴齿轮键连接设计.29 7.4 低数轴齿轮键连接设计.29 第 8 章 电动机的连线.30 第 9 章 轮椅三维设计图.

3、32 总结.35 致谢.36 参考文献 38 摘 要 本设计首先对轮椅的结构和传动机构进行分析，通过轮椅的主要部件的结构和作 用分析，反映出了轮椅在上下楼过程中的运动实现。由原理图分析可以体现和反映出 轮椅的内部结构，它主要是由电动机运转带动链轮，使链轮通过链子进行传导，以实 现高速轴和低速轴之间的齿轮传动，从而达到轮椅上下楼的安全可靠的完成。在轮椅 的设计过程中，主要考虑轮的作用、结构和运动传递进行了分析。在轴的设计过程中， 主要论述了材料的选择、载荷分析、结构设计、受力分析、轴承选择、键的选择及对 它们的校核等相关内容。 关键词：轮椅 ， 轮 ， 轴 ABSTRACT First of a

4、ll, the design of the wheelchair structure and analysis of transmission through the main components of a wheelchair and the role of structural analysis, reflecting a wheelchair down the stairs in the course of the movement. By the schematic diagram analysis, we can embody and reflect the internal st

5、ructure of a wheelchair, it is mainly driven by the motor running sprocket to sprocket for conduction through the chain in order to achieve high- speed shaft and low-speed gear transmission between the shaft, so as to achieve a wheelchair down the stairs The completion of the safe and reliable. In a

6、 wheelchair in the design process, the main considerations of the role of rotation, the structure and motion transmission to the sub -Analysis. In the axis of the design process, focuses on the choice of materials, load analysis, structural design, stress analysis, bearing selection, the choice of k

7、eys and check on them and other related content. Key Words：Wheelchair Wheel Axis 绪 论 轮椅是年老体弱者以及下肢伤残者必不可少的代步工具，随着无障碍设施的增多， 轮椅使用者的活动范围逐步加大，但楼梯却使轮椅受到很大限制，因此研发价格低廉、 简单易用的爬楼梯轮椅是面临的一项比较紧迫的任务。设计一台高效简单的爬楼轮椅 是一个非常实际应用价值的课题。 该设计的爬楼轮椅主要轮子是由 5 个小轮组成的五星轮，轮椅前方一个半米长的 安全支架上还有 4 个小轮，整个椅子共有 14 个小轮，打开电源后，背对着楼梯将轮椅 微微倾斜

8、，很轻松就将人拉了上去，且五星轮上的一个小轮刚好能上一级楼梯。在爬 楼过程中，因为有安全支架的支撑，轮椅能停在任何一处。因此该轮椅可以实现上下 楼的方便安全性。 轮椅在上下楼过程中按下上下楼的按钮，电动机带动链轮传动，进而使齿轮与齿 轮之间进行传动，从而带动五星轮进行旋转，且轮椅在下楼过程中需要有人握紧轮椅 手柄控制方向，在下楼过程中不仅需要五星轮固定卡住台阶，还需要五星轮前面四个 小轮起到支撑和导向顺滑作用，这样就可以不费任何力气轻松下楼。且轮椅在平地上 运动，是靠五星轮的一个或两个轮着地和中间轮起支撑作用达到运动，前面两个轮在 平地上运动时候被收起，减小空间和降低阻碍运动的平稳性。 第 1

9、 章 原理图分析 图 1.1 原理图 经过测量楼梯的台阶长度在 20-25cm 之间，高度在 15-18cm 之间，计算楼梯的台 阶角度在 3235之间，因此为保证轮椅在上下楼的安全，必须使五星轮的两小轮 之间的夹角大于 3235，这样五星轮在上下楼中卡住台阶，从而保证安全可靠性。 轮椅在上楼过程中按下上楼的按钮，电动机带动链轮传动，进而使齿轮与齿轮之 间进行传动，从而带动五星轮进行旋转，且轮椅在上楼过程中需要有人握紧轮椅手柄 向上拉，这样就可以轻松上楼。 轮椅在下楼过程中按下下楼的按钮，电动机带动链轮传动，进而使齿轮与齿轮之 间进行传动，从而带动五星轮进行旋转，且轮椅在下楼过程中需要有人握紧

10、轮椅手柄 控制方向，在下楼过程中不仅需要五星轮固定卡住台阶，还需要五星轮前面四个小轮 起到支撑和导向顺滑作用，这样就可以不费任何力气轻松下楼。 轮椅在平地上运动，是靠五星轮的一个或两个轮着地和中间轮起支撑作用达到运 动，前面两个轮在平地上运动时候被收起，减小空间和降低阻碍运动的平稳性。 第 2 章 轮椅简介 轮椅一般有轮椅架、车轮、刹车装置及座靠等几部分组成。 1、大车轮 承载主要的重量和上楼的主要驱动装置。轮的直径有 51、56、61、66cm 规格，根据人的身高要求，我选用直径为 56cm 的轮子且该轮子有直 径为 20cm 的五个小轮子组成，小轮采用实心轮胎。 2、小车轮 一般有 8、1

11、0、12、15、18、20cm 数种规格。直径大的小轮易越过 小的障碍物和地毯，并且在上下楼的过程中，小车轮起到支撑作用，但直径太大，使 整个轮椅所占的空间变大，行动不方便，而且小轮的方向最好与大轮垂直，否则易倾 倒，因此选用 8、12cm 的最合适，该轮采用实心轮胎。 3、轮胎 轮胎有实心的、有充气内胎和无内胎充气型三种，实心型在平地走 较快且不易爆破，易推动，但在不平路上振动大，且卡入与轮胎同宽的沟内是不易拔 出；有充气内胎的较难推，也易刺破，但振动比实心的小，无内胎充气型因无内胎不 会刺破，而且内部也充气、坐起来舒服、但比实心较难推。考虑到经济性和实用性， 选用实心的轮胎。 4、刹车装置

12、 （1） 在座椅上设置一个挡块，在静止轮椅时，可以伸出挡块阻止 轮子运动，使之静止。 （2） 在低速轴上设置一个制动片，刹车性能强，耐高温，摩擦 系数稳定，磨损率低，噪音小，但只能起到及时性刹车，却不能固定。 5、轮椅座 其高、深、宽取决于患者的体型，其材料质地也取决于病种，考虑 到天气、湿度一般采用不锈钢，耐久使用，一般深为 41、43cm，宽 40、46cm，高 45、50cm。 第 3 章 传动机构的设计 3.1 拟定传动方案的任务拟定传动方案的任务 轮椅的机器构造主要由电动机、传动装置和工作装置等构成。传动装置位于原动 机和工作装置之间，用来传递运动和动力，并可用以改变转速、转矩的大小

13、或改变运 动形式，以改变工作装置功能要求，传动装置的设计对整台机器的性能、尺寸、重量 和成本都有很大的影响，因此应当合理地拟定传动方案。 根据轮椅的功能要求和工作条件，并确定各类传动机构的布置顺序以及各组成部分 的连接方式。传动方案的运动简图如图 3.1 所示: : 图 3.1 运动简图 3.23.2 选择传动机构类型选择传动机构类型 根据轮椅的工作条件有关要求，我们应考虑到工作机构的功能；对尺寸、重量的 限制；环境条件；制造能力；工作寿命与经济性要求等。有选择类型的基本原则可知： （1）充分考虑提高传动装置的效率，以减小能耗、降低齿轮传动具有能保证瞬时 传动比恒定；寿命长；结构紧凑，主要的是

14、传动效率高。 （2）考虑到载荷变化不大，环境条件等因素，选择链传动，它没有弹性滑动和打 滑现象，传动可靠，且能在高温、潮湿、多尘等条件下工作。 （3）上下楼过程中，传动要求严格，尺寸要求紧凑，转速比较轻，选用齿轮传动。 3.33.3 选择电动机选择电动机 轮椅的电动机的型号一般为 DG-M4 和 DYW-60B,考虑到经济性及实用性，选择 DG- M4 比较合适。 表 3.1 型号额定功率额定转速额定负载长宽高 DG-M4144w120rmin3.39N.m305mm125mm123mm 电动机的输出功率 Pd 为从电动机至工作机主动轴之间的总效率，即： =123 1电动机的效率 2高速机传动

15、的效率 3低速机传动的效率 由表 24 查得：电动机 1=0.9 滚子链传动 2=0.94 圆柱齿轮 3=0.96 则 =123=0.90.94X0.96=0.81 故 Pd=Pw/=0.142/0.81=0.049KW 3.43.4 传动装置总传动比和分配各级传动比传动装置总传动比和分配各级传动比 由表 3.2 常用机械传动的单级传动比推荐值 链传动 i1=2 圆柱传动 i2=3 总传动比 i=i1Xi2=6 表 3.2 常用机械传动的单级传动比推荐值 类型平带传动V 带传动圆柱齿轮 传动 圆锥齿轮 传动 蜗杆传动链传动 推荐值 242436 直齿 23 104025 最大值 5710 直齿

16、 6 807 3.53.5 计算传动装置的运动和动力参数计算传动装置的运动和动力参数 3.5.13.5.1 各轴转速各轴转速 电动机轴为 O 轴，与链传动的高速轴为 I 轴，齿轮之间的传动低速轴为 II 轴。 各轴转速为 n0=nm=120r/min ni=n0/i1=120/2=60 nII =nI/I2=60/3=2r/min 3.5.23.5.2 各轴输入功率各轴输入功率 按电动机额定功率 Ped 计算各轴输入功率，即 P0=Ped=144W P= P01=1440.94=135.36W0.135KW P= P3=135.360.96=130W=0.13KW 3.5.33.5.3 各轴转

17、矩各轴转矩 T0=95500.144/120=11.46N.mm TI=95500.135/60=21.49N.mm T=95500.13/20=62.08N.mm 将以上数据整理如下表 表 3.5 传动装置参数 项 目电动机轴高速轴 I低速轴 转速（r/min）1206020 功率（KW）0.1440.1350.13 转矩（N.mm）11.4621.4962.08 传动比23 效率0.8640.9408 第 4 章 齿轮设计 4.14.1 选择齿轮材料、热处理、齿面硬度、精度等级及齿数选择齿轮材料、热处理、齿面硬度、精度等级及齿数 1、选择精度等级: 爬楼椅为一般工作机器，速度不高故齿轮选用

18、八级精度 2、选取齿轮材料，热处理方法及齿面硬度: 因传递功率不大，转速不高，选用软齿面齿轮传动，齿轮选用便于制造且价格便 宜的材料 小齿轮：45 钢（调质） ，硬度为 240HBS 大齿轮：45 钢（正火） ，硬度为 200HBS 3、选齿数 Z1、Z2: Z1=17 i=3 Z2=iZ1=3X17=51 因选用闭式硬齿面传动，故按齿面接触疲劳强度设计，然后校核其弯曲疲劳强度。 4.24.2 按齿面接触疲劳强度设计按齿面接触疲劳强度设计 按式（13-11） ，设计公式为： d1=3 21 1 ) ( u uZZ d kT H EH 1、初选载荷系数 Kt： 试选载荷系数 Kt=1.3 2、小

19、齿轮传递转矩 TII： 小齿轮名义转矩 TII=9550XPII/nII=62.08N.m 3、选取齿宽系数 d： 由表 13-8，选齿宽系数 d=0.8 4、弹性系数 ZE： 由表 13-6，查取弹性系数 ZE=189.8Mpa 5、节点区域系数 ZH： 节点区域系数 ZH=2.5 6、接触疲劳强度极限 Hlim1、Hlim2： 由图 13-6 查得 Hlim1=590Mpa Hlim2=480Mpa 7、接触应力循环次数 N1、N2： 由式（13-2） N1=60n1jLh=60X20X1X(10X280X8X1) =2.688X10 7 N2=2.688X1017/3=8.96X10 6

20、 8、接触疲劳强度寿命系数 ZN1、ZN2： ZN1=1 ZN2=1 9、接触疲劳强度安全系数： 取失效概率为 1%，接触疲劳强度最小安全系数 SH=1。 10、计算许用接触应用： 由式（13-3） ，得 H1= Hlim1XZN1/SH=590X1/1=590Mpa H2= Hlim2XZN2/SH=480X1/1=480Mpa 11、计算小齿轮分度圆直径 d1t： d1t 3 2 1 12 u uZZ d TK H EHt =3 2 3 13 480 8 . 1895 . 2 8 . 0 08.623 . 12 =6.406mm 12、计算圆周速度： Vt=3.14X6.406X20/60

21、X1000=0.0067m/s 100060 11 X tnd 13、确定载荷系数 K： 由表 13-5 查取使用系数 KA=1 根据 VZ1/100=0.0067X17/100=0.0011m/s 由图 13-13，动载系数 Kv=1.01 直齿轮传动，齿间载荷分配系数 Ka=1 由图 13-15，齿向载荷分配系数 K=1.08 故载荷系数 K=KAKvKaK=1X1.01X1X1.08=1.0908 14、修正小齿轮分度圆直径 d1： d1=d1t=6.406X=6.042mm 3 Kt K 3 3 . 1 0908 . 1 4.34.3 确定齿轮传动主要参数和几何尺寸确定齿轮传动主要参数

22、和几何尺寸 1、确定模数 m: m=d1/Z1=6.042/17=0.355mm 圆整为标准值 m=0.5mm 2、计算分度圆直径 d1、d2 : d1=mZ1=0.5X15=8.5mm d2=mZ2=0.5X51=25.5mm 3、计算传动中心距 a: a=d1+d2/2=8.5+25.5/2=17 4、计算齿宽 b1、b2: b=dd1=0.8X8.5=6.8mm 取 b1=12mm b2=7mm 4.44.4 校核齿根弯曲疲劳强度校核齿根弯曲疲劳强度 按式（13-12） ，校核公式为: F=2KT1YFaYsa/bd1mF 1、齿形系数: 由表 13-7 YFa1=2.97 YFa2=2

23、.316 2、应力修正系数: 由表 13-7 Ysa1=1.52 Ysa2=1.703 3、弯曲疲劳强度极限 Flim1、Flim2: 由图 13-7 查得 Flim1=450Mpa Flim2=390Mpa 4、弯曲疲劳强度寿命系数 YN1、YN2: 由图 13-9 查得 YN1=1 YN2=1 5、弯曲疲劳强度安全系数 SF: 取弯曲疲劳强度最小安全系数 SF=1.4。 6、计算许用弯曲应力: F1= Flim1 YN1/SF=450X1/1.4=321.4Mpa F2= Flim2 YN2/SF=390X1/1.4=278.5Mpa 7、校核齿根弯曲疲劳强度: F1=2KT1YFa1Ys

24、a1/bd1m =2X1.0908X62.08X2.97X1.52/7X8.5X0.5 =20.55MpaF1=321.4Mpa F1=2KT1YFa2Ysa2/bd1m =2X1.0908X62.08X2.316X1.703/7X8.5X0.5 =17.96MpaF2 =278.5Mpa 满足弯曲疲劳强度要求。 第 5 章 链传动设计 带传动适用于两轴中心距较大的场合，改变带的长度可以适用不同的中心距;带具 有良好的弹性，有缓冲和吸振的作用，因而传动平稳、噪声小。且过载时候带与带轮 之间会出现打滑现象，可防止损坏其他零件，起过载保护作用，结构简单，制造、安 装和维护方便，成本低廉。但是传动的

25、外廓尺寸较大，结构不紧凑，且对轴的压力大， 带与带轮之间存在弹性打滑和滑动，不能保证准确的传动比。机械效率低，带的寿命 较短，需要张紧装置。 链传动没有弹性打滑和滑动现象，能保证准确的平均传动比;张紧力小，轴与轴承 所承受载荷较小；结构紧凑，传动可靠，传递圆周力；传动效率较高，能在高温、潮 湿、多尘、油污等恶劣环境下工作。但链传动不适于载荷变化大和急速反转的场合且 易磨损，从而产生跳齿脱链现象。 根据条件的需要，从三个方面考虑：一、上下楼过程中轴所承受的载荷要小，这 样可以提高轴的工作寿命；二、传动效率要高，这样在上下楼过程中在保证安全的同 时也能减少人在推轮椅上楼的拉力，三、链轮放在坐垫下面

26、，这样不仅减少装配空间 而且封闭的链轮可以提高使用寿命。因此选择链传动比较合适。 5.15.1 链传动设计计算链传动设计计算 1、确定链轮齿数 Z1、Z2: 因传动比 i=2，查表 12-6 选取 Z1=27 则 Z2=iZ1=27X2=54 2、链轮转速: N1=120r/min N2=n1/i=120/2=60r/min 3、设计功率 Pd: 由表 12-7，取 KA=1 由表 12-8，取 KZ=0.684 由表（12-4） ，Pd=KAKZP=1X0.684X0.144=0.098KW 4、选用链条: 由 Pd=0.098KW 和 n1=120r/min 查图 12-9 选得链号为 0

27、5B，节距 P=8mm，单排链。 5、验算链速 V : 由式（12-1） V=Z1n1P/60X1000=27X120X8/60X1000=0.432m/s0.6m/s 在限定范围内。 6、初选中心距 ao: 因结构上无限定，初选 ao=35P。 7、确定链节数 Lp: 由式(12-5),初算链节数 Lpo=2ao/p+Z1+Z2/2+(Z2-Z1/2) XP/ao 2 =2X35P/P+27+54/2+() XP/35P 2 2754 2 =111.03 对 Lpo 圆整并取偶数，则 Lp=112。 8、理论中心距 a: 因 Lp-Z1/Z2-Z1=112-27/54-27=3.15,用插值

28、法求得 Ka=0.24818，则由式（12-7） ，得 a=2Lp-（Z1+Z2）KaP =2X112-(27+54) X0.24818X8 =283.92mm 9、实际中心距 a: a=a-a a=(0.002-0.004)a,取a=0.004a，则 a=a-a=283.92-0.004X283.92=282.78mm 10、作用在轴上的力 Fa: 由式（12-9） Fa1000（1.2-1.3）P/V =1000（1.2-1.3）X0.144/0.432N =400-433.33N 11、润滑方式: 由 P=8mm V=0.432m/s,查图 12-14 选用人工定期润滑。 12、链条标记

29、: 05B-1x112 5.25.2 链轮标记链轮标记 1、选择材料及热处理方法: 选用 45 钢，淬火处理，硬度为 40-45HRC。 2、分度圆直径 d: dI=P/sin180/Z1=8/sin180/27=68.97mm dII=P/sin180/Z2=8/sin180/54=137.93mm 3、齿顶圆直径 da: 由表 12-1，得滚子外径 d1=5mm 由表 12-2，damax=d+1.25P-d1 damin=d+（1-1.6/Z）P-d1,得 71.498mmd173.97mm 140.69mmd2142.93mm 4、齿根圆直径 df: 由表 12-2，dfI=dI-d1

30、=68.97-5=63.97mm dfII=dII-d1=137.93-5=132.93mm 5、齿形: 按 GB1244-85 6、链轮公差: 齿根圆直径公差为 h11；齿顶圆直径公差为 h11；齿坯孔径公差为 H8；齿宽公差为 h14；齿根圆径向圆跳动小链轮为 10 级、大链轮为 11 级；齿根圆处端面圆跳动小链轮 为 10 级、大链轮为 11 级。 8、小链轮工作图: 图 5.2 链轮图 第 6 章 轴的设计 6.16.1 轴的功用轴的功用 轴是组成机器的重要零件之一，它的主要功用是安装、固定和支承机器中的回转 零件，使其具有确定的工作位置，并传递运动和动力。 6.26.2 轴的分类轴的

31、分类 心轴 工作时只承受弯矩不承受扭矩的轴，这类轴只起支承传动零件的作用，不传 递扭矩，受力后发生弯曲变形。 传动轴 工作时主要承受扭矩而不承受弯矩，或弯矩很小的轴，这类轴起传递动力 和运动的作用，主要发生扭转变形。 转轴 工作时既承受弯矩又承受扭矩的轴。 经分析爬楼轮椅的原理是通过齿轮与齿轮之间的啮合进行传递动力，这使轴旋转 进而实现运动，在运动过程中，既受到齿轮与齿轮之间的扭矩，又受到五星轮子与轴 的配合对轮椅的支承，所以综合选择转轴。 6.36.3 高速轴的设计高速轴的设计 1、选择轴的材料，确定许用应力: 选择轴的材料为 45 钢，调质处理。由表 17-1 查得 b=637N/mm ,

32、s=353N/mm ,-1=268N/mm ,- 222 1=155N/mm ,+1b=216N/mm ,0b=98N/mm ,-1b=59N/mm 。 2222 2、计算轴的载荷: 轴所传递的转矩为 T=9550P/n=9550X0.135/60=21.49N.mm 作用在齿轮上的力为 Ft=2T/d=2T/mZ1=2X21.49/8.5=5.06N Fr=Fttana=5.06Xtan20 =1.84N Fn=Ft/cosa=1.84/cos20 =5.38N 圆周力 Ft，径向力 Fr 及正压力 Fn 的方向如图所示，且 a=20 。 3、初步估算轴的最小直径: 与电动机链传动的直径 d

33、I 为轴的最小直径，根据表 17-2，A=107-118,按公式 （17-2）得 dI=A =(107-118) =14-16mm 3 n p 3 60 135 . 0 考虑到轴上键槽削弱，轴径须加大 3%-5%，则取 dI=17mm。 4、轴的结构设计: (1)拟定轴上零件的装配方案，轴上是大部分零件包括齿轮、左端轴承、链轮，依 次由左端装配，仅右端轴承由右端装配。 (2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。 装左轴承端盖段：根据直齿轮有轴向力及 dI=17mm，轴段 I 的长度由轴承端盖宽 度及其固定螺钉的装拆空间要求决定，取 LI=20mm。 装轴承段：这两段轴径由滚动轴承的内圈孔

34、来决定。根据直齿轮有轴向力及 dI=17mm，选深沟球轴承 6204，其尺寸为 dXDXB=20X47X14,故取 dII=dv=20mm.轴段 II 的长度由滚动轴承宽度 B，齿轮端面与轴承座之间的距离 a=10-20mm，则 LII=B+a+2=14+20+2=36mm,齿轮相对于轴承对称配置， Lv=a-b-B=20-7+14=27mm 装齿轮段：考虑到齿轮装拆的方便，取 dIII=25mm，为保证套筒紧靠齿轮左端使 齿轮轴向固定，LIII 略小于齿轮宽度，取 LIII=10mm。 轴环段：齿轮右端用轴环定位，按设计手册，推荐轴环高度 h=0.07d+3=0.07X25+3=4.75mm

35、，取 h=5mm，故轴环直径 dIV=dIII+2h=25+2X5=35mm,轴 环宽度一般为高度的 1.4 倍，取 LIV=7mm。 (3)轴上零件的轴向固定齿轮，链轮与轴的径向固定均采用平键连接。同时为了保 证齿轮与轴有良好的对中性，采用 H7/r6 的配合，链轮与轴的配合为 H7/k6，滚动轴承 与轴的配合为 H7/k6。 (4)定出轴肩的圆角半径 R 的值，轴端倒角取 2X45 。 o 5、画轴的计算简图，计算支反力: 由轴的结构简图，可确定出轴承支点跨距 L2=14mm，L3=23mm，悬臂 L1=36mm。由此 可画出轴的受力简图（b） ， 水平面支反力 RBH=BDH=Fn/2=

36、5.38/2=2.69N 垂直面支反力 RDV=(FrXL2-FtXd/2)/L2+L3=(1.84X14-5.06X8.5/2)/14+23=0.115N RBV=Fr-RDV=1.84-0.115=1.725N 6、画弯矩图(c、d、f)、转矩图: (1)水平面弯矩图 MH 截面 C 处 MCH=RBHXL2=2.69x14=37.66N.mm (2)垂直面弯矩图 MV 截面 C 左边 MCV1=RBVXL2=1.725x14=24.15N.mm 截面 C 右边 MCV2=RDVXL3=0.115x23=2.65N.mm (3)合成弯矩图(g) 截面 C 左边 MC1=44.74N.mm

37、1 22 CVCH MM 22 15.2466.37 截面 C 右边 MC2=37.75N.mm 2 22 CVCH MM 22 65 . 2 66.37 (4)转矩图(h) 转矩 T=21.49N.mm 7、按弯扭合成强度条件校核轴的强度: 从图中可见截面 C 处弯矩最大，校核该截面的强度。 截面 C 的当量弯矩： Me= = =46.56N/mm 2 1 2 TM C 2 2 49.216 . 074.44 2 式中 a=-1b/0b0.6 由式（17-5） ，可得： e=Me/W=Me/0.1d =46.56/0.1X25 =0.03N/mm 332 校核结果：e-1b=59M/mm ,

38、截面 C 的强度足够。 2 8、绘制轴的工作图: 图 6.3 高速轴的工作图 6.46.4 低速轴的设计低速轴的设计 1、选择轴的材料，确定许用应力: 选择轴的材料为 45 钢，调质处理。由表 17-1 查得 b=637N/mm ,s=353N/mm ,-1=268N/mm ,- 222 1=155N/mm ,+1b=216N/mm ,0b=98N/mm ,-1b=59N/mm 。 2222 2、 计算轴的载荷: 轴所传递的转矩为 T=9550P/n=9550X0.135/60=21.49N.mm 作用在主动轮与从动轮上的同名力大小相等、方向相反，即 Ft=2T/d=5.06N Fr=Ftta

39、na=1.84N Fn=Ft/cosa=5.38N 圆周力 Ft，径向力 Fr 及正压力 Fn 的方向如图所示，且 a=20。 3、初步估算轴的最小直径: 与电动机链传动的直径 dI 为轴的最小直径，根据表 17-2，A=107-118,按公式 （17-2）得 dI=A =(107-118) =20-22mm 3 n p 3 20 13 . 0 考虑到轴上键槽削弱，轴径须加大 3%-5%，则取 dI=22mm。 4、轴的结构设计: (1)拟定轴上零件的装配方案，轴上是大部分零件包括齿轮、左端轴承、五星轮， 依次由左端装配，仅右端轴承与五星轮由右端装配。 (2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径

40、和长度。 装左轴承端盖段：根据直齿轮有轴向力及 dI=22mm，轴段 I 的长度由轴承端盖宽 度及其固定螺钉的装拆空间要求决定，取 LI=20mm,该结构为对称，则 dI=dVIII=22mm。 装轴承段：这两段轴径由滚动轴承的内圈孔来决定。根据直齿轮有轴向力及 dI=22mm，选深沟球轴承 6206，其尺寸为 dXDXB=25X52X15,故取 dII=dv=25mm.轴段 II 的长度由滚动轴承宽度 B，五星轮端面与轴肩内壁之间的距离为 5-10mm，则 LII=B+5+2=16+5+2=23mm 齿轮相对于轴承对称配置， 则 LII=LvII=23mm 装齿轮段：考虑到齿轮装拆的方便，取

41、 dIv=35mm，根据要求可知总宽为 560mm，则 LIII=560-23-23-20-20=474mm ，在装配过程中考虑到，阻挡五星轮的左右 移动及支撑架支撑轴，但不影响齿轮的装配，且该结构是对称的，则取 dIII=dvI=30mm，LVI=474/2-7-4=226mm,dIII=474/2-3=234mm。 轴环段：齿轮右端用轴环定位，按设计手册，推荐轴环高度 h=0.07d+3=0.07X25+3=4.75mm，取 h=5mm，故轴环直径 dV=dIII+2h=35+2X5=45mm,轴环 宽度一般为高度的 1.4 倍，取 LV=7mm。 (3)轴上零件的轴向固定齿轮，齿轮与轴的

42、径向固定均采用平键连接。同时为了保 证齿轮与轴有良好的对中性，采用 H7/r6 的配合，五星轮与轴的配合为 H7/k6，滚动轴 承与轴的配合为 H7/k6。 (4)定出轴肩的圆角半径 R 的值，轴端倒角取 2x45 。 o 5、画轴的计算简图，计算支反力: 由轴的结构简图，可确定出轴承支点跨距且由于是对称关系，因此 L1=L2=249mm， 由此可画出轴的受力简图， 水平面支反力 RAH=BCH=Fn/2=5.38/2=2.69N 垂直面支反力 RCV=(-FrXL2-FtXd/2)/L1+L2=(-1.84X14-5.06X8.5/2)/249+249=-1.28N RAV=-（Fr+RDV

43、）=-1.84-1.28=-3.12N 6、画弯矩图、转矩图: (1)水平面弯矩图 MH 截面 B 处 MBH=RAHXL1=2.69X249=669.81N.mm (2)垂直面弯矩图 MV 截面 B 左边 MBV1=RAVXL1=-3.12X249=-776.88N.mm 截面 B 右边 MBV2=RCVXL2=-1.28X249=-318.72N.mm (3)合成弯矩图 截面 B 左边 MB1=1025.76N.mm 1 22 BVBH MM 22 88.77681.669 截面 B 右边 MB2= =741.77N.mm 2 22 BVBH MM 22 72.31881.669 (4)转

44、矩图 转矩 T=62.08N.mm 7、按弯扭合成强度条件校核轴的强度: 从图中可见截面 B 处弯矩最大，校核该截面的强度。 截面 B 的当量弯矩： Me= = =1026.44N/mm 2 1 2 TM B 2 2 08.626 . 076.1025 2 式中 a=-1b/0b0.6 由式（17-5） ，可得： e=Me/W=Me/0.1d =1026.44/0.1X35 =0.239N/mm 332 校核结果：e-1b=59M/mm ,截面 B 的强度足够。 2 8、绘制 轴的工作 图: 图 6.4 低速轴的工作图 第 7 章 键连接设计 7.17.1 小链轮键连接设计小链轮键连接设计 1

45、、平键的选型和尺寸选择: 选择 A 型平键，根据轴直径 d=12mm 和轮毂宽度 12mm，从表 17-6 查得键的截面尺 寸为 b=3mm,h=3mm,L=12mm。 2、校核挤压强度: 由式（17-13） ，可得 p=2T/dkLp k=h/2=3/2=1.5mm l=L-b=12-3=9mm 由上述可知 T=11.46N.mm,查表 17-7 的许用应力p=(100-120)N/mm ,则 2 p=2X11.46/12X2.5X9=0.0.14N/mm p 2 满足挤压强度的要求。 7.27.2 大链轮键连接设计大链轮键连接设计 1、平键的选型和尺寸选择: 选择 A 型平键，根据轴直径

46、d=17mm 和轮毂宽度 12mm，从表 17-6 查得键的截面尺 寸为 b=5mm,h=5mm,L=12mm。 2、校核挤压强度: 由式（17-13） ，可得 p=2T/dkLp k=h/2=5/2=2.5mm l=L-b=12-5=7mm 由上述可知 T=21.49N.mm,查表 17-7 的许用应力p=(100-120)N/mm ,则 2 p=2X21.49/17X2.5X7=0.15N/mm p 2 满足挤压强度的要求。 7.37.3 高速轴齿轮键连接设计高速轴齿轮键连接设计 1、平键的选型和尺寸选择: 选择 A 型平键，根据轴直径 d=25mm 和轮毂宽度 12mm，从表 17-6 查得键的截面尺 寸为 b=5mm,h=5mm,L=10mm。 2、校核挤压强度: 由式（17-13） ，可得 p=2T/dkLp k=h/2=5/2=2.5mm l=L-b=12-5=7mm 由上述可知 T=21.49N.mm,查表 17-7 的许用应力p=(100-120)N/mm ,则 2 p=2X21.49/25X2