爬楼轮椅设计方案

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ABSTRACTFirstofall,thedesignofthewheelchairstiuctureandanalysisoftransmissionthroughthemaincomponentsofawheelchairandtheroleofstructuralanalysis,reflectingawheelchairdownthestairsinthecourseofthemovement.Bytheschematicdiagramanalysis,wecanembodyandreflecttheinternalstructureofawheelchair,itismainlydrivenbythemotorrunningsprockettosprocketforconductionthroughthechaininordertoachievehigh-speedshaftandlow-speedgeartransmissionbetweentheshaft,soastoachieveawheelchairdownthestairsThecompletionofthesafeandreliable.Inawheelchairinthedesignprocess,themainconsiderationsoftheroleofrotation,thestructureandmotiontransmissiontothesub-Analysis.Intheaxisofthedesignprocess,focusesonthechoiceofmaterials,loadanalysis,structuraldesign,stressanalysis,bearingselection,thechoiceofkeysandcheckonthemandotherrelatedcontent.KeyWords：WheelchairWheelAxisTOC\o"1-5"\h\z摘要 I绪论 1\o"CurrentDocument"第1章原理图分析 2\o"CurrentDocument"第2章轮椅简介 3\o"CurrentDocument"第3章传动机构的设计 4\o"CurrentDocument"拟定传动方案的任务 4\o"CurrentDocument"选择传动结构类型 4\o"CurrentDocument"选择电动机 5\o"CurrentDocument"传动装置总传动比和分配各级传动比 5\o"CurrentDocument"计算传动装置的运动和动力参数 5\o"CurrentDocument"第4章齿轮设计 7\o"CurrentDocument"选择齿轮材料、热处理、齿面硬度、精度等级及齿数 7\o"CurrentDocument"按齿面接触疲劳强度设计 7\o"CurrentDocument"确定齿轮传动主要参数和几何尺寸 9\o"CurrentDocument"校核齿根弯曲疲劳强度 9\o"CurrentDocument"第5章链传动设计 11\o"CurrentDocument"链传动设计计算 11\o"CurrentDocument"链轮标记 13\o"CurrentDocument"第6章轴的设计 15\o"CurrentDocument"轴的功用 15\o"CurrentDocument"轴的分类 15\o"CurrentDocument"高速轴的设计 15\o"CurrentDocument"低速轴的设计 19\o"CurrentDocument"第7章键连接设计 24\o"CurrentDocument"小链轮键连接设计 24\o"CurrentDocument"大链轮键连接设计 24\o"CurrentDocument"高速轴齿轮键连接设计 24\o"CurrentDocument"低速轴齿轮键连接设计 25\o"CurrentDocument"第8章电动机的连线 26第9章轮椅三维设计图 28\o"CurrentDocument"总结 31\o"CurrentDocument"致谢 32\o"CurrentDocument"参考文献 33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，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32°—35°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32°-35°,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、10、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（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合机器的性能、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。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竟.、•|;外DG-M4144w120r/min3.39N.m305mm125mm123mm电动机的输出功率Pdn为从电动机至工作机主动轴之间的总效率，即:n=n1n2n3ni——电动机的效率Q2——高速机传动的效率Q3——低速机传动的效率由表2—4查得：电动机ni=0.9滚子链传动n2=0.94圆柱齿轮n3=0.96则n=nin2n3=o.9xo.94X0.96=0.81故Pd=Pw/n=0.142/0.81=0.049KW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ii=2圆柱传动i2=3总传动比i=iiXi2=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2~42~43~6直齿2~310-402~5最大值5710直齿6807计算传动装置的运动和动力参数351各轴转速电动机轴为0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=na-120r/minrii—no/ii-120/2—60nn=ni/I:=60/3=2r/min3.5.2各轴输入功率按电动机额定功率Ped计算各轴输入功率，即Po=Ped=144WP|=Pon1=144X0.94=135.36W^0.135KWP„=?1n3=135.36X0.96=130W=0.13KW353各轴转矩V9550X0.144/120=11.46N.mmT产9550X0.135/60=21.49N.mmT产9550X0.13/20=62.08N.mm将以上数据整理如下表项目电动机轴高速轴I低速轴II转速(r/min)1206020功率(KW)0.1440.1350.13转矩(N.mm)11.4621.4962.08表3.5传动装置参数传动比 2 3效率0.8640.9408

第4章齿轮设计选择齿轮材料、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200HBs3、选齿数Zi、Z2：Zi=17 i=3 Z2=iZi=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。按齿面接触疲劳强度设计按式（13-11）,设计公式为:也二32也二32x(^£)2x向”〃]n±l1、初选载荷系数Kt：试选载荷系数Kt=1.32、小齿轮传递转矩Tn：小齿轮名义转矩Til=9550XPii/n□=62.08N.m3、选取齿宽系数中d：由表13表,选齿宽系数①d=0.84、弹性系数Ze：由表13-6,查取弹性系数Ze=189.8Mpa5、节点区域系数Zh：节点区域系数Zh=2.56、接触疲劳强度极限0Hliml、0Hlim2：

由图13-6查得oHiimi=590MpaoHiim2=480Mpa7、接触应力循环次数Ni、N2：由式(13-2)Ni=60mjLh=60X20XlX(10X280X8X1)=2.688X107X2=2.688X1017/3=8.96X1068、接触疲劳强度寿命系数Z'hZN2：Zni=1ZN2=19、10、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SF1。计算许用接触应用：由式(13-3),得11、[oHi]=oHiimiXZNi/SH=590Xl/l=590Mpa[OH2]=OHlim2XZN2/SH=480X1/l=480Mpa计算小齿轮分度圆直径dit：dit壬2K(Z〃Ze)u±12xl.3x62.08<2.5x189.8?3+1 X0.8480 X0.8480x——3=6.406mm12、1312、13、7al\tn\/Vt=/60X1000=3.14X6.406X20/60X1000=0.0067m/s确定载荷系数K：由表13-5查取使用系数Ka=1根据VZi/100=0.0067X17/100=0.OOllm/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=l由图13T5,齿向载荷分配系数KB=1.08故载荷系数K二KAKvKaKB=1X1.01X1X1.08=1.090814、修正小齿轮分度圆直径dLYni=1 Yn2=1Yni=1 Yn2=1Yni=1 Yn2=1Yni=1 Yn2=13修厂 3/1.0908/di=dit=v/Kt=6.406X、 /L3=6.042mm4.3确定齿轮传动主要参数和几何尺寸1、确定模数m:m=di/Zi=6.042/17=0.355mm圆整为标准值m=0.5mm2、计算分度圆直径di、d2：di=mZi=0.5X15=8.5mmd2=mZ2=0.5X51=25.5mm3、计算传动中心距a：a=di+d2/2=8.5+25.5/2=174、计算齿宽bi、b2：b=0ddi=O.8X8.5=6.8mm取bi=12mmb2=7mm4.4校核齿根弯曲疲劳强度按式(13-12),校核公式为:。F=2KTlYFaYsa/bdlm<[。f]1、齿形系数：由表13-7YFal=2.97 YFa2=2.3162、应力修正系数：由表13-7Ysal=l.o2Ysa2-l.7033、弯曲疲劳强度极限。Fliml、0Flim2：由图13-7查得OFlimi=450MpaOfiim2=390Mpa4、弯曲疲劳强度寿命系数Y”、YN2：由图13-9查得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：[ofl]=oFiimiYni/Sf=450X1/1.4=321.4Mpa[0F2]=OFiim2Yn2/Sf=390X1/1.4=278.5Mpa7、校核齿根弯曲疲劳强度：OF1=2KTlYFalYsal/bdlm=2X1.0908X62.08X2.97X1.52/7X8.5X0.5=20.55Mpa<[。Fl]=321.4MpaOF1=2KTlYFa2Ysa2/bdlm=2X1.0908X62.08X2.316X1.703/7X8.5X0.5=17.96Mpa<[oF2]=278.5Mpa满足弯曲疲劳强度要求。05B-1X11205B-1X112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，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。5.1链传动设计计算1、确定链轮齿数Zl、Z2：因传动比i=2,查表12-6选取Zi=27则Z2=iZi=27X2=542、链轮转速：Ni=120r/minN2=ni/i=120/2=60r/min3、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=KaK疔=1X0.684X0.144=0.098KW4、选用链条：111Pd=O.098KW和m=120r/min查图12-9选得链号为05B,节距P=8mm,单排链。5、验算链速V:由式(12-1)V=ZimP/60X1000=27X120X8/60X1000=0.432m/s<0.6m/s在限定范围内。6、初选中心距ao：因结构上无限定，初选a。二35P。7、确定链节数Lp：由式(12-5),初算链节数Lpo=2ao/p+Zi+Z2/2+(Z2-Zi/2^)?XP/ao54-27/ ,=2X35P/P+27+54/2+( /2江广XP/35P=111.03对Lpo圆整并取偶数,则LP=U2o8、理论中心距a:因Lp-Zi/Z2-Zi=112-27/54-27=3.15,用插值法求得Ka=0.24818,则由式(12-7),得a=[2LP-(Z1+Z2)]KaP=[2X112-(27+54)]X0.24818X8—283.92nun9、实际中心距a':a'=a-Aa=(0.002-0.004)a,取二0.004a,则az=a-Aa=283.92-0.004X283.92=282.78mm10、作用在轴上的力Fa：由式(12-9)Fa^lOOO(1.2-1.3)P/V=1000(1.2-1.3)X0.144/0.432N=400-433.33X11、润滑方式：由P二8mm V=0.432m/s,查图12-14选用人工定期润滑。12、链条标记:5.2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/sinl80/Zi=8/sinl80/27=68.97mmdn=P/sinl80/Z2=8/sinl80/54=137.93mm3、齿顶圆直径da：由表12T,得滚子外径di=5mm由表12-2,damax=d+1.25P-didamin=d+(1-1.6/Z)P~dl,得71.498mmWdiW73.97mm69mmWd2W142.93mm4、齿根圆直径df:由表12-2,dfi=di-di=68.97-5=63.97mmdfn=dn-di=137.93-5=132.93mm5、齿形：按GB1244-856、链轮公差：齿根圆直径公差为hll：齿顶圆直径公差为hll：齿坯孔径公差为H8；齿宽公差为hl4；齿根圆径向圆跳动小链轮为10级、大链轮为U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。轴的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乂承受扭矩的轴。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，乂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。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/mm2,。s=353N/mm2,o-i=268N/mm2,t-i=155N/mm2,[o+i]b=216N/mm2,[oo]b=98N/mm2,[o-i]b=59N/mm2o2、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/mZi=2X2L49/8.5=5.06NFr=Fttana=5.06Xtan20°=l.84NFn=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)*13%0=14-16mm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。①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。②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=17mm,选深沟球轴承6204,其尺寸为dXDXB=20X47X14,故取dii=dv二20mm.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Ln=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=27mm③装齿轮段：考虑到齿轮装拆的方便，取dll尸25mm,为保证套筒紧靠齿轮左端使齿轮轴向固定，Lhi略小于齿轮宽度，取LiH=10mm。④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/k6o(4)定出轴肩的圆角半径R的值，轴端倒角取2X45"。5、画轴的计算简图，计算支反力：山轴的结构简图，可确定出轴承支点跨距L2=14mm,L3=23mm,悬臂Li=36mln。由此可画出轴的受力简图(b),水平面支反力Rbh二Bdh=Fn/2=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=0.115NRBV=Fr-RDV=l.84-0.115=1.725N6、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Mcvi=RbvXL2=1.725x14=24.15N.mm截面c右边Mcv2=RdvXLs=0.115x23=2.65N.mm⑶合成弯矩图(g)截面c左边二J37.66:24.152974N.加截面C右边MC2二 =J37.662+2.65C=37.75N.mm(4)转矩图(h)转矩T=2L49工mm7、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二2+(。7)2="4.74」+(0.6x21.49)2=4656N/mm2式中a=[0-i]b/[0olb^O.6由式(17-5),可得：Oe=Me/W=Me/0.Id3=46.56/0.1X253=0.03N/mm2校核结果：。eV[。-i]b=59M/mm2,截面C的强度足够。8、绘制轴的工作图：20 34 12 7 2720 34 12 7 2720 34 12 7 2720 34 12 7 27bcdeF9hFtT=E1,49图6.3高速轴的工作图6.4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ob=637N/mm2,。s=353N/mm2,o-i=268N/mm2,r-i=155N/mm2,[o+i]b=216N/mm2,[oo]b=98N/mm2,[o-i]b=59N/mm2。2、计算轴的载荷：轴所传递的转矩为T=9550P/n=9550X0.135/60=21.49;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=5.06NFr=Fttana=l.84NFn=Fr/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dkA收7二(107-118) =20-22mm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和长度。①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L尸20mm，该结构为对称，则di=dvm=22mmo②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二22mm,选深沟球轴承6206,其尺寸为dXDXB=25X52X15,故取di产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5Tomm，则Lil=B+5+2=16+5+2=23mm齿轮相对于轴承对称配置，则Lii=Lvii=23mm③装齿轮段：考虑到齿轮装拆的方便，取div=35mm,根据要求可知总宽为560mm,则Lm=560-23-23-20-20=174mm,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dni=dvi=30mm»Lvi=474/2-7-4=226mm,dm=474/2-3=234mmo④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二5mm,故轴环直径dv=din+2h=35+2X5=45mm,轴环宽度一般为高度的1.4倍，取Lv=7mmo(3)轴上零件的轴向固定齿轮，齿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，五星轮与轴的配合为H7/k6,滚动轴承与轴的配合为H7/k6o(4)定出轴肩的圆角半径R的值，轴端倒角取2x45。o5、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Li，2=249mm,由此可画出轴的受力简图，水平面支反力Rah二Bc『Fn/2=5.38/2=2.69N垂直面支反力Rcv=(-FrXL2-FtXd/2)/Li+L2=(-1.84X14-5.06X8.5/2)/249+2491.28NRav=-(Fr+Rnv)=-l.84-1.28=-3.12N6、画弯矩图、转矩图：(1)水平面弯矩图Mh截面B处Mbh=RahXLi=2.69X249=669.8IN.mm(2)垂直面弯矩图Mv截面B左边Mm二RavXLi=一3.12X249二-776.88N.mm截面B右边Mbv2=RcvXL2=-1.28X249=-318.72N.mm(3)合成弯矩图截面B左边咽』MJ669.81?+776.88、二1025.76N.mm截面B右边^2=Jm2BH+M2BV2=4669.8『+318.722=74L77、mm(4)转矩图转矩T=62.08N.mm7、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=//必+侑7丫=J1025.76?+(0.6x62.08)2=1026.44N/mm2式中a=[0-i]b/[Oolb^O.6由式（17-5）,可得：。e=Me/W=Me/0.ld3=1026.44/0.1X353=O.239N/mm2校核结果：。eV[。-i]b=59M/mm2,截面B的强度足够。8、 绘制轴的工作图：IVIJE0mg寸05」/卜工用GVIn另自T1IAO1IOJI0第7章键连接设计7.1小链轮键连接设计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=12mme2、校核挤压强度：由式(17-13),可得op=2T/dkLW[。]pk=h/2=3/2=l.5mml-L-b-12-3-9mm由上述可知T=U.46N.mm,查表17-7的许用应力[。]p=(100T20)N/mm表则。p=2X11.46/12X2.5X9=0.0.14N/mm2<[o]P满足挤压强度的要求。7.2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d=17mm和轮毂宽度12mm,从表17-6查得键的截面尺寸为b=5mni,h=5mm,L=12mme2、校核挤压强度：由式(17-13),可得op=2T/dkLW[o]pk—h.2—5/2—2.5mml=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/mm2,则。p=2X2L49/17X2.5X7=0.15N/mm2<[o]P满足挤压强度的要求。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=omm,h=5mm,L=10mm=2、校核挤压强度：由式(17-13),可得op=2T/dkLW［。］pk—h.2—5/2—2.5mml=L-b=12-5=7mm由上述可知T=21.49N.nun,查表17-7的许用应力［。］P=(100-120)N/mm2,则。p=2X2L49/25X2.5X7=0.098N/mm2＜［o］P满足挤压强度的要求。低数轴齿轮键连接设计1、