1、电动轮椅车设计ee（ee）指导教师：ee摘要：文中首先分析了国内外各种轮椅的状况，在对比总结各自优缺点的基础上，由于直流电机的额定输出转矩较低，不足以驱动后轮克服地面摩擦阻力传动，根据国内实际情况，提出了一种含有机械传动减速机构的电动轮椅，基于这种方案，设计了与之相匹配的减速器及其他传动机构，该方案采用直流电机经减速器与链条连接到后轴，以减低输出转速，增大输出转矩。应用现代设计理论及方法、对驱动方式进行分析和再设计，优化车身骨架结构，添加必要的辅助功能装置，利用计算机辅助设计软件构建轮椅及各零部件三维模型，为新型低成本电动轮椅的设计开发打下了一定基础，提供了一种供参考的驱动方案和骨架结构。关键
2、字：电动轮椅；设计；机械系统；The design of electric wheelchairee(ee)Tutor : eeAbstract: This paper first analyzes the domestic and foreign various wheelchair status, based on comparing the advantages and disadvantages, because the rated output torque DC motor is low, not enough to drive the rear wheel to overcome
3、 the ground friction transmission, according to the actual situation, proposed the electric wheelchair with a mechanical reduction gear mechanism, based on this driving scheme, design of the reducer and other transmission mechanism is matched, the DC motor through reducer and the chain is connected
4、to the rear axle, so as to reduce the output rotation speed, increase the output torque. Use the modern mechanical design theory and method, analyze and re-design the drive mode. Optimize the body frame structure. And add some necessary accessibility devices. Use computer aided design software to bu
5、ild a three-dimensional model of the wheelchair and its components. This design of the electric wheelchairs mechanical systems has lay a certain foundation for the new type low-cost electric wheelchair and has given a reference scheme about drive mode and body frame structure. Keywords: wheelchair;
6、design; mechanical system目 录1 序言 .11.1 选题的目的及其研究意义 .11.2 课题相关领域的研究现状和发展趋势 .11.2.1 电动轮椅的现状 11.2.2 电动轮椅的发展趋势 21.2.3 研究方法 21.2.4 应用领域 21.3 主要研究内容、途径及技术路线 .32 电动轮椅驱动及转向系统设计及主要参数 .42.1 设计内容 .42.2 驱动及转向系统设计 .42.2.1 轮椅驱动及转向系统方案分析及选择 42.2.2 前轮转向式驱动及转向系统设计 62.3 主要尺寸 73 驱动电机选型 .84 蓄电池选用 125 减速器设计 145.1 计算传动装置
7、的参数 .145.2 齿轮的设计计算 155.2.1 齿轮材料和热处理的选择 155.2.2 按齿面接触强度计算 155.2.3 齿轮几何尺寸的设计计算 165.2.4 按齿根弯曲强度设计齿轮 175.2.5 几何尺寸计算 196 链轮设计 217 电动轮椅整体设计 237.1 车身骨架设计 237.2 控制系统设计 248 总结 26致谢 28参考文献 2901 序言电动轮椅是一种以蓄电池为能源、电子装置控制驱动的动力轮椅车。使用者可通过控制装置自行驱动轮椅车行进。适用于高位截瘫、偏瘫及下肢功能障碍者使用，是一种比较理想的康复和代步工具。1.1 选题的目的及其研究意义 随着生活水平的提高，人
8、们对老年人和残疾人的关注度日渐提高，各种各样的电动式轮椅进入消费者的视线。我国的轮椅发展比较缓慢，直到 20 世纪 90 年代后，随着中国人口的老龄化越来越严重，轮椅才有了较快的发展。轮椅是老年人和肢体伤残者不可缺少的康复和代步工具。现有的轮椅以手动居多，存在一定不足，缺乏动力效能不能满足使用者日常生活和出行需要，长时间使用会让人感到疲劳，而且在实际使用中通常需要人员辅助。目前市面上的电动轮椅价格不菲，普通家庭消费不起，部分是以改变电机的电流来实现控制轮椅速度，这不仅对电机损耗较大，而且功能不够全面，安全系数较低，实用性不强。如当遇到刮风或者爬坡时，有时会很难前进。由于直流电机的额定转速一般较
9、高，远高于轮椅平稳行驶时后轮所要求的转速，而直流电机的额定输出转矩又较低，不足以驱动后轮克服地面摩擦阻力转动，所以，必须在直流电机输出端设置减速器，以减低输出转速，增大输出转矩。 1.2 课题相关领域的研究现状和发展趋势1.2.1 电动轮椅的现状 1.国内电动轮椅发展简况国内对电动轮椅的研究较晚，尤其是智能电动轮椅，研究还不完善，但近几年发展很快。国内厂商生产的电动轮椅大部分为四轮式和六轮式，一般都具有调速、翻越简单路障和防倾倒等功能。虽然国内电动轮椅研究还不太完善，但在一定的基础上还是有所提高的。例如有些生产商在原有轮椅的研究上，发明出利用驱动左、右动力后轮的左、右电机串联连接设计，从而具有
10、差动速度功能，使电动轮椅行驶时稳定舒适、转向可靠。近几年，还出现了手扶电动、可爬梯以及站立式电动轮椅。2.国外电动轮椅发展简况自 1986 年英国开始研制第一辆智能轮椅以来，许多国家投入较多资金研究智能轮椅。如美国麻省理工学院 WHEELESLEY 项目、法国 VAHM 项目、德国乌尔姆大学 MAID（老年人及残疾人助动器）项目、Bremen Autonomous Wheelchair 项目、西班牙 STAMO 项目、加拿大 AAI 公司 TAO 项目、欧盟 TIDE 项目等。1989 年法国开始研究 VAHM 项目，第一阶段的智能轮椅由轮椅、pc486、超声波传感器、人机界面和一个可匹配用户
11、身体能力转换的图形屏幕组成设置为手动、自动、半自动三种模式，手动时轮椅执行用户具体指令和行动任务；自动状态时用户只需选定目标，轮椅控制整个系统，1此模式需要高度的可靠性；半自动模式下用户与轮椅分享控制。为了更好适应用户需求，研究者在康复中心进行了一系列调查，得出结论：系统必须是多功能的，不仅应适应残障人士的生理和认知能力，也应适应环境的结构和形态。在此基础上，经改进后研制出第二代产品，相对于第一代产品，其功能更丰富，面向用户范围更广，性价比更好，改良了大量控制。高性能电动轮椅的生产厂家集中在国外，技术较先进的国家有美国、德国、英国、瑞典、日本和比利时等。生产的电动轮椅功能强大，除一般功能外，还
12、有可记忆地图、自动导航、避障、自动行走、与用户交互等功能，结构也多种多样，有四轮式、三轮式、六轮式和履带式等多种多样，性能也较优秀，除能适应城市中平坦路况外，有些还能登山越野，适应较大坡度和不平度的路况。近几年，国外在高档轮椅方面又有了很大的发展，例如 IBOT 智能轮椅，不仅能够轻松平稳地在崎岖和很大坡度的路面行驶，还能够上下楼梯，而且可以利用 2 个后轮站立或行走。在日本，还发明了一种靠脸部表情来控制的高级电动轮椅，使用者只需在头上系上一根特殊的带子，然后通过改变表情就可以实现轮椅的运动。1.2.2 电动轮椅的发展趋势随着机器人技术、人工智能技术和传感器技术的进步，电动轮椅的研究朝着高性能
13、、多功能、智能化和人性化的方向发展。智能轮椅不但可以为老年人和残疾人提供一种良好的代步工具，而且可以具有自主导航、自主避障、人机对话等服务机器人所具有的各种功能，因而可以帮助残疾人和老年人提高自己的生活自理能力和工作能力，使他们更好地融入社会.1.2.3 研究方法初期的研究，赋予轮椅的功能一般都是低级控制，如简单的运动、速度控制及避障等。随着机器人控制技术的发展，移动机器人大量技术用于轮椅，电动轮椅在更现实的基础上，有更好的交互性、适应性、自主性。1.2.4 应用领域随着科学技术的发展，电动轮椅的强大功能不仅适用于年老体弱的老年人和重度残疾的伤患，同样的，它也适合于大型车间工人的代步工具。1.
14、3 主要研究内容、途径及技术路线为了改变我国轮椅的现状，解决人们对高品质生活的追求，因此，设计一款含有减速器装置以减低输出转速，增大输出转矩的电动轮椅有很重要的意义，并将给老年人和残疾人士的生活带来极大的帮助。1.31 具体研究内容1.充分了解电动轮椅的结构特点及构造，并进行市场调查，分析研究现有电动轮椅的优缺点以及可改进之处。特别是调速原理。22.搜集各类电动轮椅的资料，包括相关国家标准及最新成果。3.设计多个方案，并从选出总体设计方案后对总体设计进行细化。（1）轮椅驱动及转向系统设计。 包括驱动及转向方案的分析和选择、驱动及转向系统整体设计、电动机选型、减速器设计、其他传动装置设计、蓄电池
15、选择等。重点是减速器的设计，计算减速范围以及车轮输出转矩。 （2）轮椅车身骨架设计。 包括人体坐姿分析、前后轮布置、骨架各组成部件形状和尺寸设计等。（3）轮椅整体三位建模。 包括各零部件的建模和装配，总装配和生成二维工程图。4.对设计进行校核，确保方案的可行性。 1.32 主要研究途径和技术路线 利用所学知识和参考国内外电动轮椅文献资料，对轮椅机械系统进行讨论、画草图、分析、减速器设计，初步确定多种方案，计算减速器的转矩范围并进行校核来确定最终方案。优化车身骨架结构，添加必要的辅助功能装置，利用计算机辅助设计软件构建轮椅及各零件三维模型。2.电机选择2.1 电动机选择（倒数第三页里有东东）2.
16、1.1 选择电动机类型2.1.2 选择电动机容量电动机所需工作功率为：；wdP工作机所需功率 为：wP；10FvPw传动装置的总效率为：；4323传动滚筒 96.01滚动轴承效率 2闭式齿轮传动效率 7.3联轴器效率 4代入数值得： 8.0909.6024321 所需电动机功率为： kWFvPd 5.118.略大于 即可。d选用同步转速 1460r/min ；4 级 ；型号 Y160M-4.功率为 11kW2.1.3 确定电动机转速取滚筒直径 mD50in/6.12506rvnw1.分配传动比（1）总传动比 62.1.54wmni(2)分配动装置各级传动比取两级圆柱齿轮减速器高速级传动比 03
17、.4.10ii则低速级的传动比 8.2.6012i2.1.4 电机端盖组装 CAD 截图4图 2.1.4 电机端盖2.2 运动和动力参数计算2.2.1 电动机轴mNrkWnPTpmd81.6950i/42.02.2.2 高速轴 mNrkWnpTmd 09.6814.950i/146.1112.2.3 中间轴5mNrr kWnpTi 6.23.10950in/.mi/3.41610.97.05212223202.2.4 低速轴 mNrkWnpTi 8.735906.12590in/.8.369.7.09133123321022.2.5 滚筒轴 mNr kWnpTi 7206.1549095mi/
18、76.12494434420363.齿轮计算3.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1按传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。2绞车为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度（GB 10095-88） 。3材料选择。由表 10-1 选择小齿轮材料为 40Cr（调质） ，硬度为 280 HBS，大齿轮材料为 45 钢（调质）硬度为 240 HBS，二者材料硬度差为 40 HBS。4选小齿轮齿数 ，大齿轮齿数 。取241z 76.903.42z 972z5 初选螺旋角。初选螺旋角 13.2 按齿面接触强度设计由机械设计设计计算公式（10-21）进行试算，即 30112HEdtt ZTK3.2.1 确
19、定公式内的各计算数值（1）试选载荷系数 1。6.tk（2）由机械设计第八版图 10-30 选取区域系数 。43.2hz（3）由机械设计第八版图 10-26 查得 ， ，则78.0170。5.21（4）计算小齿轮传递的转矩。 mNnpT .108.6.1460.90.95 4511 （5）由机械设计第八版表 10-7 选取齿宽系数 d（6）由机械设计第八版表 10-6 查得材料的弹性影响系数 MPaZe8.19（7）由机械设计第八版图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ；大齿轮的接触疲劳强度极限 。MPaH01lim H502lim13 计算应力循环次数。 91 103.65
20、0821466 hjLnN9205.3.4（9）由机械设计第八版图（10-19）取接触疲劳寿命系数 ;90.1HNK。.02HNK7（10）计算接触疲劳许用应力。取失效概率为 1%，安全系数 S=1，由机械设计第八版式（10-12）得 MPaSKHN54069.01lim1 .2.2li2（11）许用接触应力PaHH5.31213.2.2 计算（1）试算小齿轮分度圆直径 dt1= = =40321tHEtdKTZ32486.0.634106.79.10738.29.56mm（2）计算圆周速度 v0smnt /78.3165.49106（3）计算齿宽及模数1cos49.5tntdmz= =2mm
21、tnt121cs6.2497.06h=2.25 2.25 2=4.5mmt49.56/4.5=11.01hb（4）计算纵向重合度0.318 1 24 tan =20.73tan318.0zd4（5）计算载荷系数 K。已知使用系数 根据 v= 7.6 m/s,7 级精度，由 机械设计第八版图 10-8,A查得动载系数 ;.v由机械设计第八版表 10-4 查得 的值与齿轮的相同，故H ;42.1KH由机械设计第八版图 10-13 查得 35.1fK由机械设计第八版表 10-3 查得 .故载荷系数41 1.11 1.4 1.42=2.2HVAK（6）按实际的载荷系数校正所算得分度圆直径，由式（10-
22、10a）得831Kdtt m1.537.56.49.1256.493（7）计算模数zmn1cos2.4024cos.3.3 按齿根弯曲强度设计由式（10-17 ） 321cosFSadn YzTK3.3.1 确定计算参数（1）计算载荷系数。=2.09fVAK35.14.（2）根据纵向重合度 ，从机械设计第八版图 10-28 查得螺旋90角影响系数 8.0Y（3）计算当量齿数。 37.2691.04214cos33311 zV 5.793322v（4）查齿形系数。由表 10-5 查得 18.2;5.1YFaFa（5）查取应力校正系数。由机械设计第八版表 10-5 查得 79.1;6.21SaSa
23、（6）由机械设计第八版图 10-24c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ；大齿轮的弯曲强度极限 ；MPaFE01MPFE3802（7）由机械设计第八版图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 ，85.01KFN；8.2KN（8）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数 S 1.4,由机械设计第八版式（10-12）得9MPaaSFPFENK86.234.1805752211 （9）计算大、小齿轮的 并加以比较。YSa136.057.391FYSa=Sa2 42.8.由此可知大齿轮的数值大。3.3.2 设计计算 mmmmn 59.108.4342.01642.65.1*80.6102 323224 97)
24、(cos 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 大于由齿面齿根弯曲疲n劳强度计算 的法面模数，取 2，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强n度，需按接触疲劳强度得的分度圆直径 100.677mm 来计算应有的齿数。于是由73.6214cos.5cos1dzn取 ，则 取 271 81.0.2z;092z3.4 几何尺寸计算3.4.1 计算中心距a= mmzn 2.1407.3614cos2)097(cos21 将中以距圆整为 141mm.103.4.2 按圆整后的中心距修正螺旋角 06.1497.arcos2.140)97(arcos2)(arcos1mzn因 值改变不多，故参
25、数 、 、 等不必修正。kZH3.4.3 计算大、小齿轮的分度圆直径 mmzdn2497.0184cos5.221 a5.32513.4.4 计算齿轮宽度 mbd567.1圆整后取 .B1;2低速级取 m=3; ;30z由 8.23412i取4.6874zmzd21879043a5.73bd9013圆整后取 mB5,3411表 1 高速级齿轮：计 算 公 式名 称代号小齿轮 大齿轮模数 m 2 2压力角 20 20分度圆直径d =2 27=54zm1=2 109=218zdm2齿顶高 ha 12haa齿根高 f )()(1 cff齿全高 h a*2齿顶圆直径da *1()aamzmhzdaa)
26、2(*2表 2 低速级齿轮：计 算 公 式名 称代号小齿轮 大齿轮模数 m 3 3压力角 20 20分度圆直径d =3 27=54zm1=2 109=218zdm2齿顶高 ha 21aah齿根高 f )()(1 cff齿全高 h a*2齿顶圆直径da *1()aamzmhzdaa)2(*2124. 轴的设计4.1 低速轴4.1.1 求输出轴上的功率 转速 和转矩p3n3T3若取每级齿轮的传动的效率,则 mNrkWnpTi 842.735906.12590in/.8.369.7.0133123321024.1.2 求作用在齿轮上的力因已知低速级大齿轮的分度圆直径为 mmzd4014NNFTtan
27、trt 90814ta3621367.9362costcos8.735243圆周力 ,径向力 及轴向力 的t rFa4.1.3 初步确定轴的最小直径先按式初步估算轴的最小直径.选取轴的材料为 45 钢,调质处理.根据机械设计第八版表 15-3,取 ,于是得120Amnpd64.70.76.593330min 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径 .为了使所选的轴直径与联轴d12器的孔径相适应,故需同时选取联轴器型号.联轴器的计算转矩 , 查表考虑到转矩变化很小,故取 ,则:TKAca3 3.1KAmNmNTAca 6.954735842.13按照计算转矩 应小于联轴器公称转矩的条件 ,查
28、标准 GB/T 5014-2003 或手册,ca13选用 LX4 型弹性柱销联轴器,其公称转矩为 2500000 .半联轴器的孔径mN,故取 ,半联轴器长度 L=112mm ,半联轴器与轴配合的毂孔md51md5021长度 .L844.1.4 轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案图 4-1（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1)根据联轴器 为了满足半联轴器的轴向定位要示求,1-2 轴;84,501212mld段右端需制出一轴肩,故取 2-3 段的直径 ;左端用轴端挡圈,按轴端直径取d623挡圈直径 D=65mm.半联轴器与轴配合的毂孔长度 ,为了保证轴端挡圈只压在mL841半联轴
29、器上而不压在轴的端面上,故 1-2 段的长度应比 略短一些,现取 .ml8212)初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列圆锥滚子轴承.参照工作要求并根据 ,由轴承产品目录中初步选取 0 基本游子隙m623组 、标准精度级的单列圆锥滚子轴承 30313。其尺寸为 d D T=65mm 140mm 36mm，故 ；而 。md65743l82,5.465653）取安装齿轮处的轴段 4-5 段的直径 ；齿轮的右端与左轴承之间704采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为 90mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取 。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度ml85
30、4，故取 h=6mm ，则轴环处的直径 。轴环宽度 ，dh07. md8265 hb4.1取 。ml5654）轴承端盖的总宽度为 20mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定） 。根据轴承14端盖的装拆及便于对轴承加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 l=30mm，故取 ml57.4032低速轴的相关参数：表 4-1功率 p3 kW69.转速 nmin/7125r转矩 T3 N84.31-2 段轴长 l21 84mm1-2 段直径 d50mm2-3 段轴长 l32 40.57mm2-3 段直径 62mm3-4 段轴长 43 49.5mm3-4 段直径 d65mm4-5 段轴长
31、l54 85mm4-5 段直径 70mm5-6 段轴长 l65 60.5mm5-6 段直径 d82mm6-7 段轴长 76 54.5mm6-7 段直径 65mm（3）轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按 查表查得平键截面d54b*h=20mm 12mm，键槽用键槽铣刀加工，长为 L=63mm,同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为 ；同样，半联轴器与轴的连接，67nH选用平键为 14mm 9mm 70mm，半联轴器与轴的配合为 。滚动轴承与轴的周向k定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径公差为 m6。4.2 中间轴4.2.1 求输出轴上
32、的功率 转速 和转矩p2n2T215mNrr kWnpTi 6.23.10950in/.mi/3.41610.97.05212223204.2.2 求作用在齿轮上的力（1）因已知低速级小齿轮的分度圆直径为： mmzd140353NNFTtantrt 35214ta214297.063cos0t376cos5.23（2）因已知高速级大齿轮的分度圆直径为： mmzd932 NNFTtantrt 1234ta954957.06cos0t13cos216.24.2.3 初步确定轴的最小直径先按式初步估算轴的最小直径.选取轴的材料为 45 钢,调质处理.根据表 15-3,取,于是得：120Amnpd6.
33、3027.12.3601332min 轴的最小直径显然是安装轴承处轴的直径 。d1216图 4-24.2.4 初步选择滚动轴承.（1）因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据 ,由轴承产品目录中初步选取 0 基本游子隙组 、标准精度级md3521的单列圆锥滚子轴承。其尺寸为 d D*T=35mm 72mm 18.25mm，故， ；6521l8.165（2）取安装低速级小齿轮处的轴段 2-3 段的直径 ；齿md4532l8.291轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为 95mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取 。齿
34、轮的右端采用l90轴肩定位，轴肩高度 ，故取 h=6mm，则轴环处的直径。轴环宽度 ，dh07. hb4.取 。ml1243（3）取安装高速级大齿轮的轴段 4-5 段的直径 齿轮的右端与右端轴;45m承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为 56mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取 。l5144.2.5 轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按 查表查得平键截面d54b*h=22mm 14mm。键槽用键槽铣刀加工，长为 63mm,同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为 ；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为 14m
35、m 9mm 70mm，半联轴器与轴的配合为 。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径公差为 m6。中间轴的参数：表 4-2功率 p2 10.10kw转速 n362.2r/min转矩 T2 263.6 mN1-2 段轴长 l1 29.3mm171-2 段直径 d21 25mm2-3 段轴长 l3 90mm2-3 段直径 2 45mm3-4 段轴长 43 12mm3-4 段直径 d 57mm4-5 段轴长 l54 51mm4-5 段直径 45mm4.3 高速轴4.3.1 求输出轴上的功率 转速 和转矩p1n1T1若取每级齿轮的传动的效率,则 mNrkWnpTmd 09.6814
36、.950i/146.1114.3.2 求作用在齿轮上的力因已知低速级大齿轮的分度圆直径为 mzd72431 NNFTtantrt 95.4702.38194tan38.196.cos20tcos38.190.6821 4.3.3 初步确定轴的最小直径先按式初步估算轴的最小直径.选取轴的材料为 45 钢,调质处理.根据表 15-3,取,于是得：120A18mnpAd 54.21.094.12*13.721460.23310min 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径 .为了使所选的轴直径与联轴d12器的孔径相适应,故需同时选取联轴器型号.联轴器的计算转矩 , 查表 ,考虑到转矩变化很小,故
37、取 ,则:TKAca1 3.1KAmNTAca 85768093.1按照计算转矩 应小于联轴器公称转矩的条件,查标准 GB/T 5014-2003 或ca手册,选用 LX2 型弹性柱销联轴器,其公称转矩为 560000 .半联轴器的孔径,故取 ,半联轴器长度 L=82mm ,半联轴器与轴配合的毂孔长度md0121.L824.4 轴的结构设计4.4.1 拟定轴上零件的装配方案图 4-34.4.2 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1)为了满足半联 轴器的轴向定位要示求,1-2 轴段右端需制出一轴肩 ,故取 2-3 段的直径 ;左端用轴端挡圈 ,按轴端直径取挡圈直径 D=45mm .半联轴器
38、与md423轴配合的毂孔长度 ,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上 而不压在轴的端L81面上,故 段的长度应比 略短一些,现取 .ml80212)初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列圆锥滚子轴承.参照工作要求并根据 ,由轴承产品目录中初步选取 0 基本游子隙组 d432、标准精度级的单列圆锥滚子轴承。其尺寸为 d*D*T=45mm*85mm*20.75mm，故；而 ， mm。md457643l75.687 75.314l3）取安装齿轮处的轴段 4-5 段,做成齿轮轴；已知齿轮轴轮毂的宽度为 61mm，齿轮轴的直径为 62.29mm。4）轴承端盖的总宽度为 20mm（由
39、减速器及轴承端盖的结构设计而定） 。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 l=30mm，故取 。 l81.45325）轴上零件的周向定位19齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按 查表查得平键截面d54b*h=14mm*9mm ，键槽用键槽铣刀加工，长为 L=45mm,同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为 ；同样，半联轴器与轴的连接，67nH选用平键为 14mm 9mm 70mm，半联轴器与轴的配合为 。滚动轴承与轴的周k向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径公差为 m6。高速轴的参数：表 4-3功率 p
40、1 10.41kw转速 n1460r/min转矩 T1 mN09.681-2 段轴长 l2 80mm1-2 段直径 d1 30mm2-3 段轴长 l32 45.81mm2-3 段直径 42mm3-4 段轴长 43 45mm3-4 段直径 d31.75mm4-5 段轴长 l54 99.5mm4-5 段直径 48.86mm5-6 段轴长 l65 61mm5-6 段直径 d62.29mm6-7 段轴长 76 26.75mm6-7 段直径 45mm205.齿轮的参数化建模5.1 齿轮的建模（1）在上工具箱中单击 按钮，打开“新建”对话框，在“ 类型”列表框中选择“ 零件”选项，在“子类型 ”列表框中选
41、择 “实体”选项，在“名称”文本框中输入“ dachilun_gear”，如图5-1所示。图5-1“新建” 对话框2取消选中“ 使用默认模板 ”复选项。单击“确定”按钮，打开 “新文件选项”对话框，选中其中“mmns_part_solid” 选项，如图5-2所示，最后单击 ”确定“按钮，进入三维实体建模环境。图5-2“新文件选项” 对话框（2）设置齿轮参数1在主菜单中依次选择“ 工具 ” “关系” 选项，系统将自动弹出 “关系”对话框。212在对话框中单击 按钮，然后将齿轮的各参数依次添加到参数列表框中，具体内容如图5-4所示，完成齿轮参数添加后，单击“确定 ”按钮，关闭对话框。图5-3输入齿
42、轮参数（3）绘制齿轮基本圆在右工具箱单击 ，弹出“草绘”对话框。选择 FRONT 基准平面作为草绘平面，绘制如图 5-4 所示的任意尺寸的四个圆。（4）设置齿轮关系式，确定其尺寸参数1按照如图 5-5 所示，在“关系”对话框中分别添加确定齿轮的分度圆直径、基圆直径、齿根圆直径、齿顶圆直径的关系式。2双击草绘基本圆的直径尺寸，将它的尺寸分别修改为 、 、 、 修改的结dabfd果如图 5-6 所示。22图 5-4 草绘同心圆 图 5-5“关系”对话框图 5-6 修改同心圆尺寸 图 5-7“曲线：从方程”对话框（5）创建齿轮齿廓线1在右工具箱中单击 按钮打开“菜单管理器”菜单，在该菜单中依次选择“
43、曲线选项” “从方程” “完成”选项，打开“曲线：从方程”对话框，如图 5-7 所示。2在模型树窗口中选择 坐标系，然后再从“设置坐标类型”菜单中选择“笛卡尔”选项，如图 5-8 所示，打开记事本窗口。3在记事本文件中添加渐开线方程式，如图 5-9 所示。然后在记事本窗中选取“文件” “保存”选项保存设置。图 5-8“菜单管理器”对话框 图 5-9 添加渐开线方程4选择图 5-11 中的曲线 1、曲线 2 作为放置参照，创建过两曲线交点的基准点23PNTO。参照设置如图 5-10 所示。图 5-11 基准点参照曲线的选择 图 5-10“基准点”对话框5如图 5-12 所示，单击“确定”按钮，选
44、取基准平面 TOP 和 RIGHT 作为放置参照，创建过两平面交线的基准轴 A_1，如图 6-13 所示。图 5-12“基准轴”对话框 图 5-13 基准轴 A_1曲 线 1 曲 线 2246如图 5-13 所示，单击“确定”按钮，创建经过基准点 PNTO 和基准轴 A_1 的基准平面 DTM1,如图 5-14 所示。5 5-15 基准平面对话框 5-15 基准平面 DTM17如图 5-16 所示，单击“确定”按钮，创建经过基准轴 A_1，并由基准平面 DTM1转过“-90/z”的基准平面 DTM2，如图 5-17 所示。25图 5-16“基准平面”对话框 图 5-17 基准平面 DTM28镜像渐开线。使用基准平面 DTM2 作为镜像平面基准曲线，结果如图 5-18 所示。图 5-18 镜像齿廓曲线（6）创建齿根圆实体特征1在右工具箱中单击 按钮打开设计图标版。选择基准平面 FRONT 作为草绘平面，接收系统默认选项放置草绘平面。2在右工具箱中单击 按钮打开“类型”对话框，选择其中的“环”单选
