爬樓輪椅設計說明書

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1、- 畢業(yè)設計說明書〔論文〕 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： 學 號： 指導教師： 2013年 12 月 26 日 . z. - 目 錄 摘 要I AbstractII 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(gòu)的設計3 3.1擬定傳動方案的任務4 3.2選擇傳動機構(gòu)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

2、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(zhuǎn)速6 3.5.2各軸輸入功率6 3.5.3各軸轉(zhuǎn)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

3、章 電動機的連線30 第9章 輪椅三維設計圖32 總結(jié)35 致36 參考文獻 ………………………………………………………………………………… 38 . z. - 摘 要 本設計首先對輪椅的構(gòu)造和傳動機構(gòu)進展分析，通過輪椅的主要部件的構(gòu)造和作用分析，反映出了輪椅在上下樓過程中的運動實現(xiàn)。由原理圖分析可以表達和反映出輪椅的部構(gòu)造，它主要是由電動機運轉(zhuǎn)帶動鏈輪，使鏈輪通過鏈子進展傳導，以實現(xiàn)高速軸和低速軸之間的齒輪傳動，從而到達輪椅上下樓的平安可靠的完成。在輪椅的設計過程中，主要考慮輪的作用、構(gòu)造和運動傳遞進展了分析。在軸的設計過

4、程中，主要論述了材料的選擇、載荷分析、構(gòu)造設計、受力分析、軸承選擇、鍵的選擇及對它們的校核等相關(guān)容。 關(guān)鍵詞：輪椅 ， 輪 ， 軸 ABSTRACT First of all, the design of the wheelchair structure and analysis of transmission through the main ponents of a wheelchair and the role of structural analysis, reflecting a wheelchair down the stairs in the course of the m

5、ovement. By the schematic diagram analysis, we can embody and reflect the internal structure 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 t

6、o achieve a wheelchair down the stairs The pletion of the safe and reliable. In a 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

7、 analysis, structural design, stress analysis, bearing selection, the choice of keys and check on them and other related content. Key Words：WheelchairWheelAxis . z. - 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擬緊迫的任務。設

8、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平安支架上還有4個小輪，整個椅子共有14個小輪，翻開電源后，背對著樓梯將輪椅微微傾斜，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，因為有平安支架的支撐，輪椅能停在任何一處。因此該輪椅可以實現(xiàn)上下樓的方便平安性。 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展傳動，從而帶動五星輪進展旋轉(zhuǎn)，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

9、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到達運動，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32°—35°之間，因此為保證輪椅在上下樓的平安，必須使五星輪的兩小輪之間的夾角大于32°—35°，這樣五星輪在上下樓中卡住臺階，從而保證平安可靠性。 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展傳動，從而帶動五星輪進展旋轉(zhuǎn)，且輪椅在上

10、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展傳動，從而帶動五星輪進展旋轉(zhuǎn)，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。 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到達運動，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局部組成。 1、大車輪 承載主要的重量和上樓的主

11、要驅(qū)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、10、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，否那么易傾倒，因此選用8、12cm的最適宜，該輪采用實心輪胎。 3、輪胎 輪胎有實心的、有充氣胎和無胎充氣型三種，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

12、胎同寬的溝是不易拔出；有充氣胎的較難推，也易刺破，但振動比實心的小，無胎充氣型因無胎不會刺破，而且部也充氣、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 〔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(zhì)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(gòu)的設計

13、 3.1擬定傳動方案的任務 輪椅的機器構(gòu)造主要由電動機、傳動裝置和工作裝置等構(gòu)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(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩的大小或改變運動形式，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、重量和本錢都有很大的影響，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(gòu)的布置順序以及各組成局部的連接方式。傳動方案的運動簡圖如圖3.1所示: 圖3.1 運動簡圖 3.2選擇傳動機構(gòu)類型 根據(jù)輪椅的工作條件有關(guān)要求，我們應考慮到工作機構(gòu)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

14、類型的根本原那么可知： 〔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；構(gòu)造緊湊，主要的是傳動效率高。 〔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(zhuǎn)速比擬輕，選用齒輪傳動。 3.3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比擬適宜。 表3.1 型號 額定功率 額定轉(zhuǎn)速 額定負載 長 寬 高 DG-M4 144w 120r∕min

15、 3.39N.m 305mm 125mm 123mm 電動機的輸出功率Pd η為從電動機至工作機主動軸之間的總效率，即： η=η1η2η3 η1——電動機的效率 η2——高速機傳動的效率 η3——低速機傳動的效率 由表2—4查得：電動機η1=0.9 滾子鏈傳動η2=0.94 圓柱齒輪η3=0.96 那么 η=η1η2η3=0.9×0.94X0.96=0.81 故 Pd=Pw/η=0.142/0.81=0.049KW 3.4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

16、=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 2~4 2~4 3~6 直齒2~3 10~40 2~5 最大值 5 7 10 直齒6 80 7 3.5計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 3.5.1各軸轉(zhuǎn)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(zhuǎn)速為 n0=nm=120r/min ni=n0/i1=120/2=60 nII =nI/I2=60/3=2r/min 3.5.2各軸輸入功率 按電動機額定功率Ped計算各軸輸入功率

17、，即 P0=Ped=144W PⅠ= P0η1=144×0.94=135.36W≈0.135KW PⅡ= PⅠη3=135.36×0.96=130W=0.13KW 3.5.3各軸轉(zhuǎn)矩 T0=9550×0.144/120=11.46N.mm TI=9550×0.135/60=21.49N.mm TⅡ=9550×0.13/20=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Ⅱ 轉(zhuǎn)速〔r/min〕 120 60 20 功率〔KW〕 0.144 0.135 0.13 轉(zhuǎn)矩〔N.mm〕 11.46 21

18、.49 62.08 傳動比 2 3 效率 0.864 0.9408 第4章 齒輪設計 4.1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(zhuǎn)速不高，選用軟齒面齒輪傳動，齒輪選用便于制造且價格廉價的材料 小齒輪：45鋼〔調(diào)質(zhì)〕，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?，故按齒面接觸疲勞強度設計，然后校核其彎

19、曲疲勞強度。 4.2按齒面接觸疲勞強度設計 按式〔13-11〕，設計公式為： d1= 1、初選載荷系數(shù)Kt： 試選載荷系數(shù)Kt=1.3 2、小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩TII： 小齒輪名義轉(zhuǎn)矩TII=9550XPII/nII=62.08N.m 3、選取齒寬系數(shù)Φd： 由表13-8，選齒寬系數(shù)Φd=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σHlim1、σHlim2： 由圖13-6查得 σHlim1=590Mpa σHlim2=480Mpa 7、接觸應力循環(huán)次數(shù)

20、N1、N2： 由式〔13-2〕 N1=60n1jLh=60X20X1X(10X280X8X1) =2.688X10 N2=2.688X1017/3=8.96X10 8、接觸疲勞強度壽命系數(shù)ZN1、ZN2： ZN1=1 ZN2=1 9、接觸疲勞強度平安系數(shù)： 取失效概率為1%，接觸疲勞強度最小平安系數(shù)SH=1。 10、計算許用接觸應用： 由式〔13-3〕，得 [σH1]= σHlim1XZN1/SH=590X1/1=590Mpa [σH2]= σHlim2XZN2/SH=480X1/1=480Mpa 11、計算小齒輪分度圓直徑d1t： d1t≥

21、= =6.406mm 12、計算圓周速度： Vt==3.14X6.406X20/60X1000=0.0067m/s 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)Kβ=1.08 故載荷系數(shù)K=KAKvKaKβ=1X1.01X1X1.08=1.0908 14、修正小齒輪分度圓直徑d1： d1=d1t==6.406X=6.042mm 4.3確定齒輪傳動主要參數(shù)和幾何尺寸 1、確

22、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=Φdd1=0.8X8.5=6.8mm 取b1=12mm b2=7mm 4.4校核齒根彎曲疲勞強度 按式〔13-12〕，校核公式為: σF=2KT1YFaYsa/bd1m≤[σF] 1、齒形系數(shù): 由表13-7 YFa1=2.97 YFa2=2.316

23、 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σFlim1、σFlim2: 由圖13-7查得 σFlim1=450Mpa σFlim2=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、彎曲疲勞強度平安系數(shù)SF: 取彎曲疲勞強度最小平安系數(shù)SF=1.4。 6、計算許用彎曲應力: [σF1]= σFlim1 YN1/SF=450X1/1.4=321.4Mpa [σF2]= σFlim2 YN2/SF=390X1/1.4=278.5Mpa 7、校核齒

24、根彎曲疲勞強度: σF1=2KT1YFa1Ysa1/bd1m =2X1.0908X62.08X2.97X1.52/7X8.5X0.5 =20.55Mpa＜[σF1]=321.4Mpa σF1=2KT1YFa2Ysa2/bd1m =2X1.0908X62.08X2.316X1.703/7X8.5X0.5 =17.96Mpa＜[σF2] =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

25、零件，起過載保護作用，構(gòu)造簡單，制造、安裝和維護方便，本錢低廉。但是傳動的外廓尺寸較大，構(gòu)造不緊湊，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;緊力小，軸與軸承所承受載荷較??；構(gòu)造緊湊，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(zhuǎn)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

26、平安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，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。因此選擇鏈傳動比擬適宜。 5.1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 那么Z2=iZ1=27X2=54 2、鏈輪轉(zhuǎn)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/mi

27、n查圖12-9 選得鏈號為05B，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/s＜0.6m/s 在限定圍。 6、初選中心距ao: 因構(gòu)造上無限定，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 =2X35P/P+27+54/2+()XP/35P =111.03 對Lpo圓整并取偶數(shù)，那么Lp=112。 8、理論中心距a: 因Lp-Z1/Z2-Z1=112-27/54-27=3

28、.15,用插值法求得 Ka=0.24818，那么由式〔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，那么 a′=a-△a=283.92-0.004X283.92=282.78mm 10、作用在軸上的力Fa: 由式〔12-9〕 Fa≈1000〔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=

29、0.432m/s,查圖12-14 選用人工定期潤滑。 12、鏈條標記: 05B-1x112 5.2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 71.498mm≤d1≤73.97mm 140.69mm≤d2≤1

30、42.93mm 4、齒根圓直徑df: 由表12-2，dfI=dI-d1=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 6.1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(zhuǎn)零件，使其具有確定的工作位置，并

31、傳遞運動和動力。 6.2軸的分類 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(zhuǎn)變形。 轉(zhuǎn)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展傳遞動力，這使軸旋轉(zhuǎn)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(zhuǎn)軸。 6.3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(zhì)處理。由表17-1查得σb=637N/

32、mm,σs=353N/mm,σ-1=268N/mm,-1=155N/mm,[σ+1]b=216N/mm,[σ0]b=98N/mm,[σ-1]b=59N/mm。 2、計算軸的載荷: 軸所傳遞的轉(zhuǎn)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的方向如下圖，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

33、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 考慮到軸上鍵槽削弱，軸徑須加大3%-5%，那么取dI=17mm。 4、軸的構(gòu)造設計: (1)擬定軸上零件的裝配方案，軸上是大局部零件包括齒輪、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。 ①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。 ②裝軸承段：這兩段軸徑由滾動軸承的圈孔來決定。根據(jù)直齒輪有軸向力及dI=17mm，選深

34、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，那么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 ③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。 ④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dIV=dIII+2h=25+2X5=

35、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。 5、畫軸的計算簡圖，計算支反力: 由軸的構(gòu)造簡圖，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=5.38/2=2.69N 垂直面支反力 RDV=(FrXL2-FtXd/2)/L2+L3=(

36、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(zhuǎn)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 截面C右邊 MC2===37.75N.mm (4)轉(zhuǎn)矩圖(h) 轉(zhuǎn)矩 T

37、=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 式中a=[σ-1]b/[σ0]b≈0.6 由式〔17-5〕，可得： σe=Me/W=Me/0.1d=46.56/0.1X25=0.03N/mm 校核結(jié)果：σe＜[σ-1]b=59M/mm,截面C的強度足夠。 8、繪制軸的工作圖: 圖6.3 高速軸的工作圖 6.4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(zhì)處理。由表17-1查得σb=637N/mm,σs=353N/mm,σ-1=268

38、N/mm,-1=155N/mm,[σ+1]b=216N/mm,[σ0]b=98N/mm,[σ-1]b=59N/mm。 2、 計算軸的載荷: 軸所傳遞的轉(zhuǎn)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=Fttana=1.84N Fn=Ft/cosa=5.38N 圓周力Ft，徑向力Fr及正壓力Fn的方向如下圖，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 =(1

39、07-118) =20-22mm 考慮到軸上鍵槽削弱，軸徑須加大3%-5%，那么取dI=22mm。 4、軸的構(gòu)造設計: (1)擬定軸上零件的裝配方案，軸上是大局部零件包括齒輪、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和長度。 ①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,該構(gòu)造為對稱，那么dI=dVIII=22mm。 ②裝軸承段：這兩段軸徑由滾動軸承的圈孔來決定。根據(jù)直齒輪有軸向力及dI=22mm，選深溝球軸承6206，其尺寸為dXD

40、XB=25X52X15,故取dII=dv=25mm.軸段II的長度由滾動軸承寬度B，五星輪端面與軸肩壁之間的距離為5-10mm，那么LII=B+5+2=16+5+2=23mm 齒輪相對于軸承對稱配置， 那么LII=LvII=23mm ③裝齒輪段：考慮到齒輪裝拆的方便，取dIv=35mm，根據(jù)要求可知總寬為560mm，那么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，且該構(gòu)造是對稱的，那么取dIII=dvI=30mm，LVI=474/2-7-4=226mm,dIII=474/2-3=234mm。 ④軸

41、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。 5、畫軸的計算簡圖，計算支反力: 由軸的構(gòu)造簡圖，可確定出軸承支點跨距且由于是對稱關(guān)系，因此L1=L2=249mm，由此可畫出軸的

42、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〕=-1.84-1.28=-3.12N 6、畫彎矩圖、轉(zhuǎn)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.

43、72N.mm (3)合成彎矩圖 截面B左邊 MB1===1025.76N.mm 截面B右邊 MB2===741.77N.mm (4)轉(zhuǎn)矩圖 轉(zhuǎn)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 式中a=[σ-1]b/[σ0]b≈0.6 由式〔17-5〕，可得： σe=Me/W=Me/0.1d=1026.44/0.1X35=0.239N/mm 校核結(jié)果：σe＜[σ-1]b=59M/mm,截面B的強度足夠。 8、 繪制軸的工作圖: 圖6.4 低速軸

44、的工作圖 第7章 鍵連接設計 7.1小鏈輪鍵連接設計 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 σp=2T/dkL≤[σ]p 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[σ]p=(100-120)N/mm,那么σp=2X11.46/12X2.5X9=0.0.14N/mm＜[σ]p 滿足擠壓強度的要求。 7.2大鏈輪鍵連接設計 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=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 σp=2T/dkL≤[σ]p 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[σ]p=(100-120)N/mm,那么σp=2X21.49/17X2.5X7=0.15N/mm＜[σ]p 滿足擠壓強度的要求。 7.3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

46、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 σp=2T/dkL≤[σ]p 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[σ]p=(100-120)N/mm,那么σp=2X21.49/25X2.5X7=0.098N/mm＜[σ]p 滿足擠壓強度的要求。 7.4低數(shù)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=35mm和輪轂寬度7mm，從表17-6查得鍵的截面尺寸為b=5mm,h=5mm,L=

47、10mm。 2、校核擠壓強度: 由式〔17-13〕，可得 σp=2T/dkL≤[σ]p k=h/2=5/2=2.5mm l=L-b=10-5=5mm 由上述可知T=62.08N.mm,查表17-7的許用應力[σ]p=(100-120)N/mm,那么σp=2X62.08/7X2.5X5=1.42N/mm＜[σ]p 滿足擠壓強度的要求。 第8章 電動機的連線 為保證輪椅能夠上下樓，必須實現(xiàn)電動機的正反轉(zhuǎn)來到達要求。 下面為電動機的主電路和控制電路的路線圖： 圖8.1 主電路圖 圖8.2控制電路圖 電動機"正-停-反〞控制電路，主電路中的KM1、KM2分別為實現(xiàn)正、反轉(zhuǎn)

48、的接觸主觸點，為防止兩個接觸器同時得電而導致電源短路，利用兩個接觸器的常閉觸點KM1、KM2分別串聯(lián)在對方的工作線圈電路中，構(gòu)成相互制約關(guān)系，以保證電路平安可靠地工作。 第9章 輪椅三維設計圖 圖9.1輪椅三維圖 圖9.2前輪和腳托 圖9.3五星輪 圖9.4控制裝置 總結(jié) 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，輪椅使用者的活動圍逐步加大，但樓梯卻使輪椅受到很大限制，因此解決輪椅如何平安上下樓是實現(xiàn)該課題的主要目的。 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平安支架上還有4個小輪，整個椅子共有14個小輪，翻開電源后，

49、背對著樓梯將輪椅微微傾斜，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，因為有平安支架的支撐，輪椅能停在任何一處。因此該輪椅可以實現(xiàn)上下樓的方便平安性。 在設計中，我們還發(fā)現(xiàn)爬樓輪椅的一些缺陷，主要是不能到達個人化，比方輪椅剎車裝置，個人控制上下樓，走平地還需要有人幫助在后面推等缺陷，這些都需要進展改良。 致 首先感母校，給我一個難得的學習時機，讓我在即將畢業(yè)之際學到了很多知識，經(jīng)過這幾個月的緊的畢業(yè)設計，我在理論和動手能力上都有了進一步的提高。 畢業(yè)設計是在我們進展完三年的機械設計與制造專業(yè)課程后進展的，它是對我們?nèi)陙硭鶎W課程的又一次深入、系統(tǒng)的綜合性的

50、復習，也是一次理論聯(lián)系實踐的訓練。它在我們的學習中占有重要的地位。經(jīng)過這次設計，我在溫習已學知識的同時又學習了許多新知識，也提高了我很多的能力，比方分析問題的能力、合作精神、嚴謹?shù)墓ぷ髯黠L等。在這期間凝結(jié)了很多人的心血，在此表示衷心的感。沒有你們的幫助，我將無法順利完成這次設計。 我的畢業(yè)設計主要在躍霞教師指導下，在設計過程中受到了躍霞教師無微不至的關(guān)心與耐心指導，使我的畢業(yè)設計得以順利進展，讓我受益匪淺。在躍霞教師幫助下我解決了很多以前解決不了的問題，在此我向您表示衷心的感！同時也要感各位教師和同學，是你們讓我的學習和生活充滿樂趣，感你們！! 作為一名即將完成學業(yè)、離開學校生活的我，再次

51、感母校，是她給我創(chuàng)造了一個學習的時機，創(chuàng)造了美好的學習生活環(huán)境，讓我在這里學到了很多知識；感各位教師，是你們傳授給我的知識；感各位同學和朋友，是你們讓我的學習和生活充滿樂趣，感你們！ 參考文獻 [1]朱艷芳："機械設計根底"，大學2010年版. [2]力："機械制圖"，高等教育2004年版. [3]周彩榮："互換性與測量技術(shù)"，機械工業(yè)2011年版. [4]聞邦椿："機械設計手冊"，機械工業(yè)2010年版. [5]丹："工程力學"，中國勞動社會保障2005年版. [6]司乃駿："機械制造工藝根底"，高等教育2008年版. [7]麗媛:"機械制造工藝及專用夾具設計",冶金工業(yè)2003年版. [8]吳 拓："機械制造工藝與機床夾具"，機械工業(yè)2006年版. [9]王先逵："機械制造工藝學"，機械工業(yè)2006年版. [10]立德："機械制造裝備設計"，高等教育2006年版. [11]武明，項海籌等人的人體上半身擺動對對爬樓輪椅穩(wěn)定性的影響的實驗研究. [12]董尚斌，實用新型專利申請說明書[Z]. 86210653U.1789. [13]笑，永強，晶，瑰賢。機械爬樓裝置的傳動系統(tǒng)方案研究 [J]. . z.