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足部按摩器的设计
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摘要足部被称为人的“第二心脏”，并且负担着人体全身的重量，越来越被注重养生的现代人所重视。该按摩器的设计旨在通过一种机器，使其能达到放松足部的效果。这款足部按摩器的工作原理是通过电动机的旋转带动锥齿轮的转动，进而带动凸轮盘的旋转，即将电动机的电能转化成动能。经济发展，社会变迁，家用电器非常普遍，按摩器的普及也是生活水平提高的表现之一。而这款足部按摩器主要针对日运动量大的人和老年人设计的。关键词：齿轮传动，按摩机器，家用电器，电动机ABSTRACTThe foot is called the second Heart of the human body, and bears the weight of the whole body, more and more attention is paid to the modern people who pay attention to health. The Massage is designed to pass a machine that enables it to achieve a relaxing foot effect. This foot massage works by rotating the bevel gears through the rotation of the motor, which in turn drives the rotation of the convex roulette, converting the electrical energy of the motor into kinetic energy. Economic development, social changes, household appliances are very common, the popularity of Massage is also one of the performance of improving living standards. And this foot massage is mainly designed for people with a lot of daily exercise and the elderly.Key words: gear transmission, massage machines, household appliances, electric motorsII目录第一章 绪论11.1足按摩器历史渊源与发展情况1 1.2本毕业设计内容1第二章 传动装置的总体设计22.1传动装置的传动方案22.2电动机的选择22.3分配各级传动比32.4联轴器的选用3第三章 齿轮的设计与校核53.1圆锥齿轮的选用53.1.1常见齿轮失效形式分析53.1.2齿轮材料及加工工艺53.2圆柱齿轮的选用9第四章 轴的设计与校核124.1轴的最小直径设计124.2轴的强度校核12第五章 轴承与键的设计与校核205.1轴承的设计205.1.1轴承的选择205.1.2轴承的寿命计算205.2键的设计215.2.1键的选择215.2.2键的校核22第六章 装配示意图24总结29辞谢30参考文献31IV第一章 绪论1.1足按摩器历史渊源与发展情况脚部按摩历史渊源可以追溯到中国古代三千多年，有意思的是，最开始的足部按摩应源于远古舞蹈保健时代，历史悠久。古人在当时还没有出现鞋，他们在冬天跺脚和开心时舞蹈中发现，跳动能带给他们些许温暖，还能舒缓劳累，提到精神。并且将得某种病伴有脚痛的现象与之前的现象联系起来，逐渐发现按摩脚能强生健体的规律。它在唐代流入日本，元时又被带到欧洲，并在二十世纪引起西方医学界重视，到了近代，在中国民间流传甚广。它通过刺激原理对反射区进行按压，来放松精神，强生健体，按摩器的功能很多，加速血液循环环，可以预防改善高血压，腰酸背痛，消除疲劳达到保健效果。他的分类多种：磁石,气泡，机械等等。磁石类主要通过凹凸不平的表面，对人体足部进行物理按摩。气泡类利用产生的气体翻转接触脚部。机械类通过滚轴和足部之间产生摩擦。虽然种类很多，但是他们起到的功效一致，万变不离其宗。自然舒适无害的保健器械自然备受现代人推崇，本设计根据第一种方式进行设计。1.2本毕业设计内容该足部按摩器的设计内容有很多。第二章内容：首先就是传动方案的确定，主要是齿轮传动。然后根据日常生活经验得出数据，选择电动机，电动机型号是YE2-80M-8。电动机确定后分配传动比，根据书上公式计算。联轴器的选用与电动机的轴有关，确定是CY1联轴器。第三章：圆锥齿轮与圆柱齿轮的选用，结合其失效形式，材料，加工工艺等，确定用料。确定传动比，校核接触疲劳强度，计算使用寿命等。第四章：轴的设计在本设计里很重要，首先确定最小直径，然后校核强度。第五章：主要是轴承和键的设计，根据轴的数据与具体情况选择轴承和键，最后对键与轴承使用寿命，应力等做校核。第二章 传动装置的总体设计2.1传动装置的传动方案该按摩器设计的初衷是方便家庭日用，与市面上座椅式按摩器不同，它具备小巧，实用，廉价诸多优点。该按摩器基本结构：图2-1 传动方案由图所示，这款按摩器的工作原理为电动机的运动传动轴与锥齿轮转动（达到按摩效果）。2.2电动机的选择这款按摩器作为家用便捷式器械，故选择相对小功率电动机。现知按摩所需速度为87m/min,参考日常生活经验，最大脚尺寸在47码左右，该尺寸对应长度大概是270毫米。由于按摩所需，两个按摩底盘一样大。所以，一个按摩底盘部分半径为65毫米。据上述条件，底盘转动速度如下： = =215r/min线速度m/s又已知机器工作时所需克服的阻力约15至20牛顿。取最大值，即20牛。则有其中为工作机效率，故w。电动机输出功率为为电动机到工作机的传动效率， ，其中为联轴器的传动效率，为锥形齿轮的传动效率,为圆柱齿轮的传动效率。据机械设计基础课程设计2 ，联轴器0.99，取0.95，为圆柱齿轮传动效率。故0.875则w据上所知，按摩底盘转速为106.2r/min，且经查机械设计基础课程设计2，圆锥齿轮常用传动比为2-3,且按摩底盘下的圆柱齿轮主要作用并非传动，故取1。 代入公式 为了满足机器需求，选用型号为 YE2-80M1-8 ，其性能参数：表2-1 电动机型号型号功率/kw转速/n电压/v重量/N YE2-80M-8 0.186452203002.3分配各级传动比本设计为通用机器传动装置的设计，故计算方法如下：各轴输入功率为轴1 W轴2 W轴3 W各轴转速为轴1 r/min轴2 r/min轴3 215r/min各轴的转矩为电动机 轴1 478.8轴2 轴3 1270.582.4联轴器的选用由于电动机轴直径为12mm，选择GY型凸缘联轴器。其示意图如下：图2-1 联轴器GY1凸缘联轴器主动端：型轴孔，A型键槽，d=12mm,L=27mm从动端：型轴孔，A型键槽，d=12mm,L=27mmd为联轴器内径，L为半联轴器长度。即CY1联轴器。第三章 齿轮的设计与校核3.1圆锥齿轮的选用3.1.1常见齿轮失效形式分析所用齿轮失效形式分析与相应对策：这次设计中，圆锥齿轮的工作处在闭式环境，且不会处在重载工作状态，故预先不考虑胶合和塑性变形两种失效情况。 针对可能发生的折断，在材料选择上选用高强度钢，适当增加齿轮模数； 考虑到齿面磨损，因为本身工作环境，只需加强防护装置即可； 对于点蚀，在增加齿面硬度的同时，还要降其粗糙度。3.1.2齿轮材料及加工工艺（1）选择齿轮材料及精度等级因锥齿轮传递功率相对较小，所以这里选择使用软齿面。小锥齿轮选用45钢，调质，其齿面硬度约。大锥齿轮选用45号钢，正火，齿面硬度是；这里圆锥齿选用8级精度。可知该齿面粗糙度。查机械设计基础课程设计3 （2）按齿面接触疲劳强度设计 进行计算确定有关参数如下： 传动比i1=3取小齿轮齿数Z1=29。则大齿轮齿数：为了让齿轮各齿间啮合均匀取Z2=88实际传动比齿数比： 齿轮相对于轴承为悬臂布置，取 齿轮转矩 载荷系数kt,取kt=1.1 许用接触应力 查得：， 按每天工作2个小时，寿命10年计算应力循环次数N查得接触疲劳的寿命系数： 通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求，选取安全系数，按413.7MPa进行计算。弹性影响系数 查得吃面接触疲劳强度计算 计算平均分度圆处的圆周速度分锥角当量齿数 平均分度圆处的圆周速度：计算载荷系数 根据v=0.199m/s锥齿轮为7级精度查得：动载系数 使用系数齿间啮合系数轴承系数故载荷系数按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径 模数：取标准模数：(3）校核齿根弯曲疲劳强度确定有关参数和系数 分度圆直径： 齿宽：取 齿形系数Y Fa和应力修正系数根据教材P200表10-5得：YFa1=2.72 YSa1=1.57 YFa2=2.14 YSa2=1.83许用弯曲应力 F 根据公式： F= FLim2/SF根据教材得 FLim1=420Mpa FLim2 =330Mpa按一般可靠度选取安全系数SF=1.25计算两轮的许用弯曲应力 F1=FLim1 /SF=420/1.25=336Mpa F2=FLim2/SF=330/1.25=264Mpa 将求得的各参数代入式故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够。表3-1圆锥齿轮参数名称大圆锥齿轮圆锥齿轮齿顶高齿根高全齿高分度圆直径齿顶圆直径中心距130130根据以上内容，圆锥齿轮示意图：图3-1 大圆锥齿轮图3-2 小圆锥齿轮3.2圆柱齿轮的选用由于两齿轮转速不大，也没结构上特殊要求，所以此次采用软齿面直齿传动。按照软齿面的定义，查机械设计基础4 可知，此次设计小齿轮选用45钢，调制硬度为230HBW，大齿轮选用45钢，正火，硬度为200HBW。再查机设设计基础4 可得：再查机械设计基础可得，故： 确定中心距公式： a (i1)3(335H)2KT1ai （1） 取（2）（3） 接下来确定齿轮的加工工艺，查机械设计基础可知，此次设计选用8级精度的齿轮，这种齿轮适合用于低速，轻载的工作场合, 。另外，取齿宽系数。代入公式得 。由于按摩器设计需求，A=130mm.（1） 选择齿数，取。（2）由公式，可得，由表13-1查得标准模数，确定。（4） 由于，所以实际中心距就是（4）计算齿宽为补偿两轮轴向误差，取。表3-2圆柱齿轮参数齿轮1大齿轮2齿距齿距齿厚齿厚槽宽槽宽齿顶高齿顶高齿根高齿根高全齿高全齿高分度圆直径分度圆直径齿顶圆直径齿顶圆直径齿根圆直径齿根圆直径中心距130圆柱齿轮示意图如下：图3-3 圆柱齿轮1图3-3 圆柱齿轮2第四章 轴的设计与校核4.1轴的最小直径设计轴作为这款机器重要部件之一。它用来安装传动零件，使之绕其轴线转动，传递转矩或运动。轴结构确定，主要需考虑的因素有：毛坯类别，制造工艺，连接部件，轴上零件，位置确定，载荷性质等等。灵活与多样应是轴在设计过程中该有的特性。在很多状况下，其强度决定了它的工作能力，所以必须确保轴的强度，从而避免断裂，塑性变形等情况的发生。在轴设计中，其结构受力合理，定位准确，拆调便捷，避免应力集中，有良好工艺性。设计公式为 d mm（1）小锥齿轮轴最小轴径：P1=0.990.18=0.178kw（0.99为联轴器的传动效率）又该材料为45号钢，取C = 110 ，d min = = 7.86mm圆整取该轴最小轴径为d min=8mm。（2）大锥齿轮轴最小轴径的计算：P2=0.1780.950.982=0.162（0.95为锥齿轮传动效率,098为滚动轴承的传动效率）材料选取45号钢，取C = 110 ，d min = = 9.72mm圆整该轴可取最小轴径为d min=10mm。4.2轴的强度校核此设计无特殊材料要求，故选取常用45钢进行加工即可，以下开始对轴进行受力分析及校核。由于危险截面主要于齿轮与轴承处，故取齿轮与轴承处截面下面按弯扭合成强度校核轴径。如图所示：图 4-1 轴1弯矩图1）如图5-4 a）为轴的受力图，2）做出水平内的弯矩图如图5-4 b），支点约束力为-截面处的弯矩为：-截面处的弯矩：3）作垂直平面内的弯矩图如图5-4 c），支点约束力为：-截面左侧弯矩为-截面右侧弯矩为-截面处的弯矩为4）作合成弯矩图（见图 5-4d）-截面:-截面： 5）作转矩图（见图5-4 e）6）求当量弯矩。因切丝机工作时单向运转，故可认为转矩为脉动循环变化，修正系数。-截面:-截面： 7）确定危险截面及校核强度。-截面: -截面： 查表得，满足，故，设计的轴强度足够。接下来对轴2进行受力分析及校核，由于，轴2为工作轴，主要考虑工作情况下载荷：对轴进行受力分析及校核（在工作情况下受阻力为42N，且为轴向力） 1） 如图5-5 a）为轴的受力图，图 4-2 轴2弯矩图2）做出水平内的弯矩图如图5-5 b），支点约束力为-截面处的弯矩为：-截面处的弯矩：2） 作垂直平面内的弯矩图如图5-5 c），支点约束力为：-截面左侧弯矩为-截面右侧弯矩为-截面处的弯矩为4）作合成弯矩图（见图 5-5 d）-截面:-截面：5）作转矩图（见图5-5 e）6）求当量弯矩。因切丝机工作时单向运转，故可认为转矩为脉动循环变化，修正系数。-截面:-截面：7）确定危险截面及校核强度。-截面:-截面：查表得，满足，故，设计的轴强度足够。接下来对轴3进行受力分析及校核：下面按弯扭合成强度校核轴径。1） 如图5-6 a）为轴的受力图，图 4-3 轴3弯矩图2）做出水平内的弯矩图如图5-6 b），支点约束力为-截面处的弯矩为：-截面处的弯矩：2） 作垂直平面内的弯矩图如图5-6 c），支点约束力为：3）-截面左侧弯矩为-截面右侧弯矩为-截面处的弯矩为4）作合成弯矩图（见图 5-6 d）-截面:-截面：5）作转矩图（见图5-6 e）6）求当量弯矩。因切丝机工作时单向运转，故可认为转矩为脉动循环变化，修正系数。-截面:-截面：7）确定危险截面及校核强度。-截面:-截面：查表得，满足，故，设计的轴强度足够，下面绘制零件图。如下图：图4-4 轴1示意图图4-5 轴2示意图图4-6 轴3示意图第五章 轴承与键的设计与校核5.1轴承的设计5.1.1轴承的选择目前轴承有滑动轴承和滚动轴承之分，在目前的实际运用中，滚动轴承的使用比滑动轴承的使用较为广泛。滚动轴承的优势主要体现在摩擦损失较小，对机器的起动状态没有特定的要求，需要维护的要求也不是十分高，而且生产已经实现了高度标准化。相比之下，选择滚动轴承更为合适。通过查机械设计基础课程设计5 预选了3种深沟球轴承，它们分别用于轴1和轴2的配合使用。其具体参数如下表所示。表5-1轴承代号d/mmD/mm基本额定动载荷Cr/KN基本额定静载荷C0r/KN600110264.581.98600420429.385.027005c254711.57.455.1.2轴承的寿命计算首先计算轴1上一对轴承的寿命。轴1的转速为60r/min，由于深沟球轴承轴向不受载荷，所以预设轴向载荷，轴承1所受的径向载荷，轴承2所受的径向载荷。实际上受力小于预设值。所以预设的值满足条件。此次设计的器械为短期或间歇使用的器械，所以预期寿命估计在4000-8000h左右。轴承的寿命计算公式为由上表3-4可知，6000轴承的基本额定动载荷为4580N，对于深沟球轴承而言，。其受力分析图如下所示图 图5-1 键的受力分析接下来计算轴承1的寿命。由于结构设计上的保证，使轴向外力作用在轴承2上，所以轴承1不受轴向力。故，代入上式可得轴承1的工作寿命接着计算轴承2的工作寿命，查上表3-4，6004轴承的基本额定静载荷为1980N，计算，用来确定系数e通过查机械设计基础6 可得e=0.37，接着确定当量动载荷的计算公式并计算，结果如下再查机械设计基础7 可得X=0.6利用插值法，根据e查得Y=1.17，所以轴承2得工作寿命为所以，轴承6000满足设计所需条件。接下来对轴3上的轴承进行寿命计算。轴3得转速为30r/min，预设，且预设值满足条件，受力情况与图3-1相同。预估寿命在4000-8000h左右，选用6001轴承，可知基本额定动载荷为5100N，。计算轴承1得寿命在进行计算轴承3得寿命，6001轴承基本额定静载荷为2380N，计算，确定系数e，查表可得e=0.38，确定当量动载荷的计算公式并且计算，查机械设计基础8 可得X=0.56，Y=1.15，所以，计算轴承2的工作寿命，通过以上计算，轴承6001满足设计所需条件。5.2键的设计5.2.1键的选择连接有键连接，过盈配合连接，销连接等。其中键连接的使用范围最为广泛，所以此次预选普通平键作为设计材料。并将其安装在轴和轴上毂孔的键槽内。普通平键的具体参数通过查机械设计基础9 可知，其内容如下表所示：表5-2轴键公称尺寸b一般键连接公称直径d公称尺寸轴N9毂Js910-124x4412-175x5522-308x78键的长度系列：6，8，10，12，14，16，18，20，22，25，28，32，36，40，45，50，56键的长度由公式来决定，此前算得轮毂宽度分别为26mm和21mm，代入公式中计算可得2个键得长度分别为20mm和15mm。5.2.2键的校核键的主要失效形式有剪切和挤压这两种，接下来分别对这2种方式进行校核。查机械设计手册10 可以得出键的许用切应力和许用挤压应力分别和许用正应力有关此次预选键的材料为30钢，上述公式分为为脆性材料和塑性材料的选择公式，经查找可知30钢为塑性材料，所以其许用切应力为70MPa，许用挤压应力为140MPa。键的受力如下图所示;图 5-2 轴与键示意图先对轴1上的键进行校核，通过计算已知轴1的直径为12mm，键的尺寸选用，传递的力矩为M=2557N.mm接下来计算键所受的外力键的剪切面积为，剪力，接下来进行剪切应力的校核满足剪切强度的要求。接下来进行键的挤压强度校核，键受到的挤压力，挤压的面积为，所以挤压强度为，满足要求。接下来对轴2上的键进行校核，由于传动比的为1:2，所以轴2上的力矩为4862N.mm,直径为14mm，键的尺寸为，键的选用材料与前一个键一样，接下来计算键所受的外力。键的剪切面积为，接下来进行抗剪强度的计算满足剪切强度要求。再进行挤强度的校核，键所受到的挤压力，挤压面积为，计算挤压轻度经计算，满足剪切强度的要求，可知，所选2种键符合产品要求。第六章 装配示意图由前面三四五章内容，得零件图如下：图6-1 轴3零件图图6-2 轴1零件图图6-3 轴2零件图图6-4 小锥齿零件图图6-5 大锥齿零件图图6-6 圆柱齿轮1零件图图6-7 圆柱齿轮2零件图图6-7 装配图零件图总结时间转瞬即逝，三年校园生活将要画上句号，毕设作为在校的最后一项“任务”，汇总了三年所学。确实，它没有刚开始所想像的那般简单。机械设计并不是凭空想象的设计，它是严谨的，每个机构的确定，每一个零件的确定，都伴随着严谨的计算。这个过程不仅具有很强的理论性，还包含
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