1、畢畢業(yè)業(yè)設設計計說說明明書書（論論文文） 論文題目：爬樓輪椅設計論文題目：爬樓輪椅設計 系 部： 機械制造系 專 業(yè)： 機械設計與制造 班 級： 11 級機械一班 學生姓名： 學 號： 指導教師： 2013 年 12 月 26 日 目 錄 摘 要 .I Abstract .II 緒 論.5 第 1 章 原理圖分析.1 第 2 章 輪椅簡介.2 第 3 章 傳動機構的設計.3 3.1 擬定傳動方案的任務.4 3.2 選擇傳動機構類型.4 3.3 選擇電動機 .5 3.4 傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比.6 3.5 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù).6 3.5.1 各軸轉速.6 3.5.2 各軸輸入

2、功率.6 3.5.3 各軸轉矩.7 第 4 章 齒輪設計.7 4.1 選擇齒輪材料、熱處理、齒面硬度、精度等級及齒數(shù).8 4.2 按齒面接觸疲勞強度設計.8 第 5 章 鏈傳動設計.12 5.1 鏈傳動設計計算.13 5.2 鏈輪標記.15 第 6 章 軸的設計.16 6.1 軸的功用.17 6.2 軸的分類.17 6.3 高速軸的設計.17 6.4 低速軸的設計.22 第 7 章 鍵連接設計.27 7.1 小鏈輪鍵連接設計.28 7.2 大鏈輪鍵連接設計.28 7.3 高速軸齒輪鍵連接設計.29 7.4 低數(shù)軸齒輪鍵連接設計.29 第 8 章 電動機的連線.30 第 9 章 輪椅三維設計圖.

3、32 總結.35 致謝.36 參考文獻 38 摘 要 本設計首先對輪椅的結構和傳動機構進行分析，通過輪椅的主要部件的結構和作 用分析，反映出了輪椅在上下樓過程中的運動實現(xiàn)。由原理圖分析可以體現(xiàn)和反映出 輪椅的內(nèi)部結構，它主要是由電動機運轉帶動鏈輪，使鏈輪通過鏈子進行傳導，以實 現(xiàn)高速軸和低速軸之間的齒輪傳動，從而達到輪椅上下樓的安全可靠的完成。在輪椅 的設計過程中，主要考慮輪的作用、結構和運動傳遞進行了分析。在軸的設計過程中， 主要論述了材料的選擇、載荷分析、結構設計、受力分析、軸承選擇、鍵的選擇及對 它們的校核等相關內(nèi)容。 關鍵詞：輪椅 ， 輪 ， 軸 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 緒 論 輪椅是年老體弱者以及下肢傷殘者必不可少的代步工具，隨著無障礙設施的增多， 輪椅使用者的活動范圍逐步加大，但樓梯卻使輪椅受到很大限制，因此研發(fā)價格低廉、 簡單易用的爬樓梯輪椅是面臨的一項比較緊迫的任務。設計一臺高效簡單的爬樓輪椅 是一個非常實際應用價值的課題。 該設計的爬樓輪椅主要輪子是由 5 個小輪組成的五星輪，輪椅前方一個半米長的 安全支架上還有 4 個小輪，整個椅子共有 14 個小輪，打開電源后，背對著樓梯將輪椅 微微傾斜

8、，很輕松就將人拉了上去，且五星輪上的一個小輪剛好能上一級樓梯。在爬 樓過程中，因為有安全支架的支撐，輪椅能停在任何一處。因此該輪椅可以實現(xiàn)上下 樓的方便安全性。 輪椅在上下樓過程中按下上下樓的按鈕，電動機帶動鏈輪傳動，進而使齒輪與齒 輪之間進行傳動，從而帶動五星輪進行旋轉，且輪椅在下樓過程中需要有人握緊輪椅 手柄控制方向，在下樓過程中不僅需要五星輪固定卡住臺階，還需要五星輪前面四個 小輪起到支撐和導向順滑作用，這樣就可以不費任何力氣輕松下樓。且輪椅在平地上 運動，是靠五星輪的一個或兩個輪著地和中間輪起支撐作用達到運動，前面兩個輪在 平地上運動時候被收起，減小空間和降低阻礙運動的平穩(wěn)性。 第 1

9、 章 原理圖分析 圖 1.1 原理圖 經(jīng)過測量樓梯的臺階長度在 20-25cm 之間，高度在 15-18cm 之間，計算樓梯的臺 階角度在 3235之間，因此為保證輪椅在上下樓的安全，必須使五星輪的兩小輪 之間的夾角大于 3235，這樣五星輪在上下樓中卡住臺階，從而保證安全可靠性。 輪椅在上樓過程中按下上樓的按鈕，電動機帶動鏈輪傳動，進而使齒輪與齒輪之 間進行傳動，從而帶動五星輪進行旋轉，且輪椅在上樓過程中需要有人握緊輪椅手柄 向上拉，這樣就可以輕松上樓。 輪椅在下樓過程中按下下樓的按鈕，電動機帶動鏈輪傳動，進而使齒輪與齒輪之 間進行傳動，從而帶動五星輪進行旋轉，且輪椅在下樓過程中需要有人握緊

10、輪椅手柄 控制方向，在下樓過程中不僅需要五星輪固定卡住臺階，還需要五星輪前面四個小輪 起到支撐和導向順滑作用，這樣就可以不費任何力氣輕松下樓。 輪椅在平地上運動，是靠五星輪的一個或兩個輪著地和中間輪起支撐作用達到運 動，前面兩個輪在平地上運動時候被收起，減小空間和降低阻礙運動的平穩(wěn)性。 第 2 章 輪椅簡介 輪椅一般有輪椅架、車輪、剎車裝置及座靠等幾部分組成。 1、大車輪 承載主要的重量和上樓的主要驅動裝置。輪的直徑有 51、56、61、66cm 規(guī)格，根據(jù)人的身高要求，我選用直徑為 56cm 的輪子且該輪子有直 徑為 20cm 的五個小輪子組成，小輪采用實心輪胎。 2、小車輪 一般有 8、1

11、0、12、15、18、20cm 數(shù)種規(guī)格。直徑大的小輪易越過 小的障礙物和地毯，并且在上下樓的過程中，小車輪起到支撐作用，但直徑太大，使 整個輪椅所占的空間變大，行動不方便，而且小輪的方向最好與大輪垂直，否則易傾 倒，因此選用 8、12cm 的最合適，該輪采用實心輪胎。 3、輪胎 輪胎有實心的、有充氣內(nèi)胎和無內(nèi)胎充氣型三種，實心型在平地走 較快且不易爆破，易推動，但在不平路上振動大，且卡入與輪胎同寬的溝內(nèi)是不易拔 出；有充氣內(nèi)胎的較難推，也易刺破，但振動比實心的小，無內(nèi)胎充氣型因無內(nèi)胎不 會刺破，而且內(nèi)部也充氣、坐起來舒服、但比實心較難推?？紤]到經(jīng)濟性和實用性， 選用實心的輪胎。 4、剎車裝置

12、 （1） 在座椅上設置一個擋塊，在靜止輪椅時，可以伸出擋塊阻止 輪子運動，使之靜止。 （2） 在低速軸上設置一個制動片，剎車性能強，耐高溫，摩擦 系數(shù)穩(wěn)定，磨損率低，噪音小，但只能起到及時性剎車，卻不能固定。 5、輪椅座 其高、深、寬取決于患者的體型，其材料質地也取決于病種，考慮 到天氣、濕度一般采用不銹鋼，耐久使用，一般深為 41、43cm，寬 40、46cm，高 45、50cm。 第 3 章 傳動機構的設計 3.1 擬定傳動方案的任務擬定傳動方案的任務 輪椅的機器構造主要由電動機、傳動裝置和工作裝置等構成。傳動裝置位于原動 機和工作裝置之間，用來傳遞運動和動力，并可用以改變轉速、轉矩的大小

13、或改變運 動形式，以改變工作裝置功能要求，傳動裝置的設計對整臺機器的性能、尺寸、重量 和成本都有很大的影響，因此應當合理地擬定傳動方案。 根據(jù)輪椅的功能要求和工作條件，并確定各類傳動機構的布置順序以及各組成部分 的連接方式。傳動方案的運動簡圖如圖 3.1 所示: : 圖 3.1 運動簡圖 3.23.2 選擇傳動機構類型選擇傳動機構類型 根據(jù)輪椅的工作條件有關要求，我們應考慮到工作機構的功能；對尺寸、重量的 限制；環(huán)境條件；制造能力；工作壽命與經(jīng)濟性要求等。有選擇類型的基本原則可知： （1）充分考慮提高傳動裝置的效率，以減小能耗、降低齒輪傳動具有能保證瞬時 傳動比恒定；壽命長；結構緊湊，主要的是

14、傳動效率高。 （2）考慮到載荷變化不大，環(huán)境條件等因素，選擇鏈傳動，它沒有彈性滑動和打 滑現(xiàn)象，傳動可靠，且能在高溫、潮濕、多塵等條件下工作。 （3）上下樓過程中，傳動要求嚴格，尺寸要求緊湊，轉速比較輕，選用齒輪傳動。 3.33.3 選擇電動機選擇電動機 輪椅的電動機的型號一般為 DG-M4 和 DYW-60B,考慮到經(jīng)濟性及實用性，選擇 DG- M4 比較合適。 表 3.1 型號額定功率額定轉速額定負載長寬高 DG-M4144w120rmin3.39N.m305mm125mm123mm 電動機的輸出功率 Pd 為從電動機至工作機主動軸之間的總效率，即： =123 1電動機的效率 2高速機傳動

15、的效率 3低速機傳動的效率 由表 24 查得：電動機 1=0.9 滾子鏈傳動 2=0.94 圓柱齒輪 3=0.96 則 =123=0.90.94X0.96=0.81 故 Pd=Pw/=0.142/0.81=0.049KW 3.43.4 傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比 由表 3.2 常用機械傳動的單級傳動比推薦值 鏈傳動 i1=2 圓柱傳動 i2=3 總傳動比 i=i1Xi2=6 表 3.2 常用機械傳動的單級傳動比推薦值 類型平帶傳動V 帶傳動圓柱齒輪 傳動 圓錐齒輪 傳動 蝸桿傳動鏈傳動 推薦值 242436 直齒 23 104025 最大值 5710 直齒

16、 6 807 3.53.5 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 3.5.13.5.1 各軸轉速各軸轉速 電動機軸為 O 軸，與鏈傳動的高速軸為 I 軸，齒輪之間的傳動低速軸為 II 軸。 各軸轉速為 n0=nm=120r/min ni=n0/i1=120/2=60 nII =nI/I2=60/3=2r/min 3.5.23.5.2 各軸輸入功率各軸輸入功率 按電動機額定功率 Ped 計算各軸輸入功率，即 P0=Ped=144W P= P01=1440.94=135.36W0.135KW P= P3=135.360.96=130W=0.13KW 3.5.33.5.3 各軸轉

17、矩各軸轉矩 T0=95500.144/120=11.46N.mm TI=95500.135/60=21.49N.mm T=95500.13/20=62.08N.mm 將以上數(shù)據(jù)整理如下表 表 3.5 傳動裝置參數(shù) 項 目電動機軸高速軸 I低速軸 轉速（r/min）1206020 功率（KW）0.1440.1350.13 轉矩（N.mm）11.4621.4962.08 傳動比23 效率0.8640.9408 第 4 章 齒輪設計 4.14.1 選擇齒輪材料、熱處理、齒面硬度、精度等級及齒數(shù)選擇齒輪材料、熱處理、齒面硬度、精度等級及齒數(shù) 1、選擇精度等級: 爬樓椅為一般工作機器，速度不高故齒輪選用

18、八級精度 2、選取齒輪材料，熱處理方法及齒面硬度: 因傳遞功率不大，轉速不高，選用軟齒面齒輪傳動，齒輪選用便于制造且價格便 宜的材料 小齒輪：45 鋼（調(diào)質） ，硬度為 240HBS 大齒輪：45 鋼（正火） ，硬度為 200HBS 3、選齒數(shù) Z1、Z2: Z1=17 i=3 Z2=iZ1=3X17=51 因選用閉式硬齒面?zhèn)鲃樱拾待X面接觸疲勞強度設計，然后校核其彎曲疲勞強度。 4.24.2 按齒面接觸疲勞強度設計按齒面接觸疲勞強度設計 按式（13-11） ，設計公式為： d1=3 21 1 ) ( u uZZ d kT H EH 1、初選載荷系數(shù) Kt： 試選載荷系數(shù) Kt=1.3 2、小

19、齒輪傳遞轉矩 TII： 小齒輪名義轉矩 TII=9550XPII/nII=62.08N.m 3、選取齒寬系數(shù) d： 由表 13-8，選齒寬系數(shù) d=0.8 4、彈性系數(shù) ZE： 由表 13-6，查取彈性系數(shù) ZE=189.8Mpa 5、節(jié)點區(qū)域系數(shù) ZH： 節(jié)點區(qū)域系數(shù) ZH=2.5 6、接觸疲勞強度極限 Hlim1、Hlim2： 由圖 13-6 查得 Hlim1=590Mpa Hlim2=480Mpa 7、接觸應力循環(huán)次數(shù) N1、N2： 由式（13-2） N1=60n1jLh=60X20X1X(10X280X8X1) =2.688X10 7 N2=2.688X1017/3=8.96X10 6

20、 8、接觸疲勞強度壽命系數(shù) ZN1、ZN2： ZN1=1 ZN2=1 9、接觸疲勞強度安全系數(shù)： 取失效概率為 1%，接觸疲勞強度最小安全系數(shù) SH=1。 10、計算許用接觸應用： 由式（13-3） ，得 H1= Hlim1XZN1/SH=590X1/1=590Mpa H2= Hlim2XZN2/SH=480X1/1=480Mpa 11、計算小齒輪分度圓直徑 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、計算圓周速度： Vt=3.14X6.406X20/60

21、X1000=0.0067m/s 100060 11 X tnd 13、確定載荷系數(shù) K： 由表 13-5 查取使用系數(shù) KA=1 根據(jù) VZ1/100=0.0067X17/100=0.0011m/s 由圖 13-13，動載系數(shù) Kv=1.01 直齒輪傳動，齒間載荷分配系數(shù) Ka=1 由圖 13-15，齒向載荷分配系數(shù) K=1.08 故載荷系數(shù) K=KAKvKaK=1X1.01X1X1.08=1.0908 14、修正小齒輪分度圓直徑 d1： d1=d1t=6.406X=6.042mm 3 Kt K 3 3 . 1 0908 . 1 4.34.3 確定齒輪傳動主要參數(shù)和幾何尺寸確定齒輪傳動主要參數(shù)

22、和幾何尺寸 1、確定模數(shù) m: m=d1/Z1=6.042/17=0.355mm 圓整為標準值 m=0.5mm 2、計算分度圓直徑 d1、d2 : d1=mZ1=0.5X15=8.5mm d2=mZ2=0.5X51=25.5mm 3、計算傳動中心距 a: a=d1+d2/2=8.5+25.5/2=17 4、計算齒寬 b1、b2: b=dd1=0.8X8.5=6.8mm 取 b1=12mm b2=7mm 4.44.4 校核齒根彎曲疲勞強度校核齒根彎曲疲勞強度 按式（13-12） ，校核公式為: F=2KT1YFaYsa/bd1mF 1、齒形系數(shù): 由表 13-7 YFa1=2.97 YFa2=2

23、.316 2、應力修正系數(shù): 由表 13-7 Ysa1=1.52 Ysa2=1.703 3、彎曲疲勞強度極限 Flim1、Flim2: 由圖 13-7 查得 Flim1=450Mpa Flim2=390Mpa 4、彎曲疲勞強度壽命系數(shù) YN1、YN2: 由圖 13-9 查得 YN1=1 YN2=1 5、彎曲疲勞強度安全系數(shù) SF: 取彎曲疲勞強度最小安全系數(shù) SF=1.4。 6、計算許用彎曲應力: F1= Flim1 YN1/SF=450X1/1.4=321.4Mpa F2= Flim2 YN2/SF=390X1/1.4=278.5Mpa 7、校核齒根彎曲疲勞強度: 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 滿足彎曲疲勞強度要求。 第 5 章 鏈傳動設計 帶傳動適用于兩軸中心距較大的場合，改變帶的長度可以適用不同的中心距;帶具 有良好的彈性，有緩沖和吸振的作用，因而傳動平穩(wěn)、噪聲小。且過載時候帶與帶輪 之間會出現(xiàn)打滑現(xiàn)象，可防止損壞其他零件，起過載保護作用，結構簡單，制造、安 裝和維護方便，成本低廉。但是傳動的

25、外廓尺寸較大，結構不緊湊，且對軸的壓力大， 帶與帶輪之間存在彈性打滑和滑動，不能保證準確的傳動比。機械效率低，帶的壽命 較短，需要張緊裝置。 鏈傳動沒有彈性打滑和滑動現(xiàn)象，能保證準確的平均傳動比;張緊力小，軸與軸承 所承受載荷較小；結構緊湊，傳動可靠，傳遞圓周力；傳動效率較高，能在高溫、潮 濕、多塵、油污等惡劣環(huán)境下工作。但鏈傳動不適于載荷變化大和急速反轉的場合且 易磨損，從而產(chǎn)生跳齒脫鏈現(xiàn)象。 根據(jù)條件的需要，從三個方面考慮：一、上下樓過程中軸所承受的載荷要小，這 樣可以提高軸的工作壽命；二、傳動效率要高，這樣在上下樓過程中在保證安全的同 時也能減少人在推輪椅上樓的拉力，三、鏈輪放在坐墊下面

26、，這樣不僅減少裝配空間 而且封閉的鏈輪可以提高使用壽命。因此選擇鏈傳動比較合適。 5.15.1 鏈傳動設計計算鏈傳動設計計算 1、確定鏈輪齒數(shù) Z1、Z2: 因傳動比 i=2，查表 12-6 選取 Z1=27 則 Z2=iZ1=27X2=54 2、鏈輪轉速: N1=120r/min N2=n1/i=120/2=60r/min 3、設計功率 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、選用鏈條: 由 Pd=0.098KW 和 n1=120r/min 查圖 12-9 選得鏈號為 0

27、5B，節(jié)距 P=8mm，單排鏈。 5、驗算鏈速 V : 由式（12-1） V=Z1n1P/60X1000=27X120X8/60X1000=0.432m/s0.6m/s 在限定范圍內(nèi)。 6、初選中心距 ao: 因結構上無限定，初選 ao=35P。 7、確定鏈節(jié)數(shù) Lp: 由式(12-5),初算鏈節(jié)數(shù) Lpo=2ao/p+Z1+Z2/2+(Z2-Z1/2) XP/ao 2 =2X35P/P+27+54/2+() XP/35P 2 2754 2 =111.03 對 Lpo 圓整并取偶數(shù)，則 Lp=112。 8、理論中心距 a: 因 Lp-Z1/Z2-Z1=112-27/54-27=3.15,用插值

28、法求得 Ka=0.24818，則由式（12-7） ，得 a=2Lp-（Z1+Z2）KaP =2X112-(27+54) X0.24818X8 =283.92mm 9、實際中心距 a: a=a-a a=(0.002-0.004)a,取a=0.004a，則 a=a-a=283.92-0.004X283.92=282.78mm 10、作用在軸上的力 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、潤滑方式: 由 P=8mm V=0.432m/s,查圖 12-14 選用人工定期潤滑。 12、鏈條標記

29、: 05B-1x112 5.25.2 鏈輪標記鏈輪標記 1、選擇材料及熱處理方法: 選用 45 鋼，淬火處理，硬度為 40-45HRC。 2、分度圓直徑 d: dI=P/sin180/Z1=8/sin180/27=68.97mm dII=P/sin180/Z2=8/sin180/54=137.93mm 3、齒頂圓直徑 da: 由表 12-1，得滾子外徑 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、齒根圓直徑 df: 由表 12-2，dfI=dI-d1

30、=68.97-5=63.97mm dfII=dII-d1=137.93-5=132.93mm 5、齒形: 按 GB1244-85 6、鏈輪公差: 齒根圓直徑公差為 h11；齒頂圓直徑公差為 h11；齒坯孔徑公差為 H8；齒寬公差為 h14；齒根圓徑向圓跳動小鏈輪為 10 級、大鏈輪為 11 級；齒根圓處端面圓跳動小鏈輪 為 10 級、大鏈輪為 11 級。 8、小鏈輪工作圖: 圖 5.2 鏈輪圖 第 6 章 軸的設計 6.16.1 軸的功用軸的功用 軸是組成機器的重要零件之一，它的主要功用是安裝、固定和支承機器中的回轉 零件，使其具有確定的工作位置，并傳遞運動和動力。 6.26.2 軸的分類軸的

31、分類 心軸 工作時只承受彎矩不承受扭矩的軸，這類軸只起支承傳動零件的作用，不傳 遞扭矩，受力后發(fā)生彎曲變形。 傳動軸 工作時主要承受扭矩而不承受彎矩，或彎矩很小的軸，這類軸起傳遞動力 和運動的作用，主要發(fā)生扭轉變形。 轉軸 工作時既承受彎矩又承受扭矩的軸。 經(jīng)分析爬樓輪椅的原理是通過齒輪與齒輪之間的嚙合進行傳遞動力，這使軸旋轉 進而實現(xiàn)運動，在運動過程中，既受到齒輪與齒輪之間的扭矩，又受到五星輪子與軸 的配合對輪椅的支承，所以綜合選擇轉軸。 6.36.3 高速軸的設計高速軸的設計 1、選擇軸的材料，確定許用應力: 選擇軸的材料為 45 鋼，調(diào)質處理。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、計算軸的載荷: 軸所傳遞的轉矩為 T=9550P/n=9550X0.135/60=21.49N.mm 作用在齒輪上的力為 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 圓周力 Ft，徑向力 Fr 及正壓力 Fn 的方向如圖所示，且 a=20 。 3、初步估算軸的最小直徑: 與電動機鏈傳動的直徑 d

33、I 為軸的最小直徑，根據(jù)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 考慮到軸上鍵槽削弱，軸徑須加大 3%-5%，則取 dI=17mm。 4、軸的結構設計: (1)擬定軸上零件的裝配方案，軸上是大部分零件包括齒輪、左端軸承、鏈輪，依 次由左端裝配，僅右端軸承由右端裝配。 (2)根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。 裝左軸承端蓋段：根據(jù)直齒輪有軸向力及 dI=17mm，軸段 I 的長度由軸承端蓋寬 度及其固定螺釘?shù)难b拆空間要求決定，取 LI=20mm。 裝軸承段：這兩段軸徑由滾動軸承的內(nèi)圈孔

34、來決定。根據(jù)直齒輪有軸向力及 dI=17mm，選深溝球軸承 6204，其尺寸為 dXDXB=20X47X14,故取 dII=dv=20mm.軸段 II 的長度由滾動軸承寬度 B，齒輪端面與軸承座之間的距離 a=10-20mm，則 LII=B+a+2=14+20+2=36mm,齒輪相對于軸承對稱配置， Lv=a-b-B=20-7+14=27mm 裝齒輪段：考慮到齒輪裝拆的方便，取 dIII=25mm，為保證套筒緊靠齒輪左端使 齒輪軸向固定，LIII 略小于齒輪寬度，取 LIII=10mm。 軸環(huán)段：齒輪右端用軸環(huán)定位，按設計手冊，推薦軸環(huán)高度 h=0.07d+3=0.07X25+3=4.75mm

35、，取 h=5mm，故軸環(huán)直徑 dIV=dIII+2h=25+2X5=35mm,軸 環(huán)寬度一般為高度的 1.4 倍，取 LIV=7mm。 (3)軸上零件的軸向固定齒輪，鏈輪與軸的徑向固定均采用平鍵連接。同時為了保 證齒輪與軸有良好的對中性，采用 H7/r6 的配合，鏈輪與軸的配合為 H7/k6，滾動軸承 與軸的配合為 H7/k6。 (4)定出軸肩的圓角半徑 R 的值，軸端倒角取 2X45 。 o 5、畫軸的計算簡圖，計算支反力: 由軸的結構簡圖，可確定出軸承支點跨距 L2=14mm，L3=23mm，懸臂 L1=36mm。由此 可畫出軸的受力簡圖（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、畫彎矩圖(c、d、f)、轉矩圖: (1)水平面彎矩圖 MH 截面 C 處 MCH=RBHXL2=2.69x14=37.66N.mm (2)垂直面彎矩圖 MV 截面 C 左邊 MCV1=RBVXL2=1.725x14=24.15N.mm 截面 C 右邊 MCV2=RDVXL3=0.115x23=2.65N.mm (3)合成彎矩圖(g) 截面 C 左邊 MC1=44.74N.mm

37、1 22 CVCH MM 22 15.2466.37 截面 C 右邊 MC2=37.75N.mm 2 22 CVCH MM 22 65 . 2 66.37 (4)轉矩圖(h) 轉矩 T=21.49N.mm 7、按彎扭合成強度條件校核軸的強度: 從圖中可見截面 C 處彎矩最大，校核該截面的強度。 截面 C 的當量彎矩： 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 校核結果：e-1b=59M/mm ,

38、截面 C 的強度足夠。 2 8、繪制軸的工作圖: 圖 6.3 高速軸的工作圖 6.46.4 低速軸的設計低速軸的設計 1、選擇軸的材料，確定許用應力: 選擇軸的材料為 45 鋼，調(diào)質處理。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、 計算軸的載荷: 軸所傳遞的轉矩為 T=9550P/n=9550X0.135/60=21.49N.mm 作用在主動輪與從動輪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 圓周力 Ft，徑向力 Fr 及正壓力 Fn 的方向如圖所示，且 a=20。 3、初步估算軸的最小直徑: 與電動機鏈傳動的直徑 dI 為軸的最小直徑，根據(jù)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 考慮到軸上鍵槽削弱，軸徑須加大 3%-5%，則取 dI=22mm。 4、軸的結構設計: (1)擬定軸上零件的裝配方案，軸上是大部分零件包括齒輪、左端軸承、五星輪， 依次由左端裝配，僅右端軸承與五星輪由右端裝配。 (2)根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑

40、和長度。 裝左軸承端蓋段：根據(jù)直齒輪有軸向力及 dI=22mm，軸段 I 的長度由軸承端蓋寬 度及其固定螺釘?shù)难b拆空間要求決定，取 LI=20mm,該結構為對稱，則 dI=dVIII=22mm。 裝軸承段：這兩段軸徑由滾動軸承的內(nèi)圈孔來決定。根據(jù)直齒輪有軸向力及 dI=22mm，選深溝球軸承 6206，其尺寸為 dXDXB=25X52X15,故取 dII=dv=25mm.軸段 II 的長度由滾動軸承寬度 B，五星輪端面與軸肩內(nèi)壁之間的距離為 5-10mm，則 LII=B+5+2=16+5+2=23mm 齒輪相對于軸承對稱配置， 則 LII=LvII=23mm 裝齒輪段：考慮到齒輪裝拆的方便，取

41、 dIv=35mm，根據(jù)要求可知總寬為 560mm，則 LIII=560-23-23-20-20=474mm ，在裝配過程中考慮到，阻擋五星輪的左右 移動及支撐架支撐軸，但不影響齒輪的裝配，且該結構是對稱的，則取 dIII=dvI=30mm，LVI=474/2-7-4=226mm,dIII=474/2-3=234mm。 軸環(huán)段：齒輪右端用軸環(huán)定位，按設計手冊，推薦軸環(huán)高度 h=0.07d+3=0.07X25+3=4.75mm，取 h=5mm，故軸環(huán)直徑 dV=dIII+2h=35+2X5=45mm,軸環(huán) 寬度一般為高度的 1.4 倍，取 LV=7mm。 (3)軸上零件的軸向固定齒輪，齒輪與軸的

42、徑向固定均采用平鍵連接。同時為了保 證齒輪與軸有良好的對中性，采用 H7/r6 的配合，五星輪與軸的配合為 H7/k6，滾動軸 承與軸的配合為 H7/k6。 (4)定出軸肩的圓角半徑 R 的值，軸端倒角取 2x45 。 o 5、畫軸的計算簡圖，計算支反力: 由軸的結構簡圖，可確定出軸承支點跨距且由于是對稱關系，因此 L1=L2=249mm， 由此可畫出軸的受力簡圖， 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、畫彎矩圖、轉矩圖: (1)水平面彎矩圖 MH 截面 B 處 MBH=RAHXL1=2.69X249=669.81N.mm (2)垂直面彎矩圖 MV 截面 B 左邊 MBV1=RAVXL1=-3.12X249=-776.88N.mm 截面 B 右邊 MBV2=RCVXL2=-1.28X249=-318.72N.mm (3)合成彎矩圖 截面 B 左邊 MB1=1025.76N.mm 1 22 BVBH MM 22 88.77681.669 截面 B 右邊 MB2= =741.77N.mm 2 22 BVBH MM 22 72.31881.669 (4)轉

44、矩圖 轉矩 T=62.08N.mm 7、按彎扭合成強度條件校核軸的強度: 從圖中可見截面 B 處彎矩最大，校核該截面的強度。 截面 B 的當量彎矩： 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 校核結果：e-1b=59M/mm ,截面 B 的強度足夠。 2 8、繪制 軸的工作 圖: 圖 6.4 低速軸的工作圖 第 7 章 鍵連接設計 7.17.1 小鏈輪鍵連接設計小鏈輪鍵連接設計 1

45、、平鍵的選型和尺寸選擇: 選擇 A 型平鍵，根據(jù)軸直徑 d=12mm 和輪轂寬度 12mm，從表 17-6 查得鍵的截面尺 寸為 b=3mm,h=3mm,L=12mm。 2、校核擠壓強度: 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 的許用應力p=(100-120)N/mm ,則 2 p=2X11.46/12X2.5X9=0.0.14N/mm p 2 滿足擠壓強度的要求。 7.27.2 大鏈輪鍵連接設計大鏈輪鍵連接設計 1、平鍵的選型和尺寸選擇: 選擇 A 型平鍵，根據(jù)軸直徑

46、d=17mm 和輪轂寬度 12mm，從表 17-6 查得鍵的截面尺 寸為 b=5mm,h=5mm,L=12mm。 2、校核擠壓強度: 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 的許用應力p=(100-120)N/mm ,則 2 p=2X21.49/17X2.5X7=0.15N/mm p 2 滿足擠壓強度的要求。 7.37.3 高速軸齒輪鍵連接設計高速軸齒輪鍵連接設計 1、平鍵的選型和尺寸選擇: 選擇 A 型平鍵，根據(jù)軸直徑 d=25mm 和輪轂寬度 12mm，從表 17-6 查得鍵的截面尺 寸為 b=5mm,h=5mm,L=10mm。 2、校核擠壓強度: 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 的許用應力p=(100-120)N/mm ,則 2 p=2X21.49/25X2