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举重
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举重床总体结构设计,举重,总体,结构设计
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湖南农业大学东方科技学院全日制普通本科生毕业设计 举重床总体结构设计THE DESIGN AND SIMULATION OF WEIGHTLIFTING BED 学生姓名： 刘俊学 号： 200841914729年级专业及班级： 2008级机械设计制造及其自动化(7)班指导老师及职称： 全腊珍 教授学 部： 理工学部湖南长沙提交日期：2012 年 5 月28湖南农业大学东方科技学院全日制普通本科生毕业设计诚信声明本人郑重声明：所呈交的本科毕业论文是本人在指导老师的指导下，进行研究工作所取得的成果，成果不存在知识产权争议。除文中已经注明引用的内容外，本论文不含任何其他个人或集体已经发表或撰写过的作品成果。对本文的研究做出重要贡献的个人和集体在文中均作了明确的说明并表示了谢意。同时，本论文的著作权由本人与湖南农业大学东方科技学院、指导教师共同拥有。本人完全意识到本声明的法律结果由本人承担。 毕业设计作者签名： 年 月 日目 录摘要 1关键词 11 前言21.1 举重起源与发战21.2 举重健身32 举重床总体方案设计43 杆铃升降调节机构的设计53.1 方案比较与选择53.1.1 方案一：利用蜗轮蜗杆丝杆传动机构实现杆铃升降调节53.1.2 方案二：利用齿轮丝杆传动机构实现杆铃升降调节53.1.3 方案比较63.1.4 方案选择73.2 圆锥齿轮及箱体设计计算73.2.1 圆锥齿轮设计计算73.2.2 轴的设计计算113.2.3 轴承的选择及寿命校核163.2.4 键联接的选择及校核183.2.5 联轴器的选择183.2.6 齿轮箱的附件的选择183.2.7 齿轮箱润滑方式及密封形式203.3 丝杆丝母设计203.3.1 丝杆丝母材料选择203.3.2 耐磨性计算203.3.3 丝杆强度计算223.3.4 丝母螺纹牙的强度计算223.3.5 丝杆的稳定性计算233.4 杆铃支架设计234 杆铃升降调节机构仿真245 卧推机构设计246 踢腿机构设计257 高拉杆机构设计258 背垫调节机构设计269 举重床支架体设计2710 设计结论 27参考文献 28致谢 29举重床设计及仿真学 生：刘 俊指导老师：全腊珍（湖南农业大学东方科技学院 ， 长沙410128） 摘 要：“生命在于运动”,生命之美在于它时时刻刻都处于运动之中，而体育，恰好集中了这种美。它将力量与技巧，速度与优美同时体现到了极至,赋予人无限的启示与动力，而举重是一响项很古老的运动。本设计是设计举重床而且属于多功能型健身器，该举重床综合安全性能高，操作方便灵活，即使用于室内健身锻炼也适用于室外健身锻炼。本设计设计的举重床其杆铃架与举重床整体可以拆分开来，拆分出杆铃架后，把背垫调到下斜，就可以做仰卧起坐，从而锻炼腰部。该举重床可以调节杆铃升降，杆铃升降调节不用像传统那样要把杆铃片取下再调节，而是采用齿轮传动丝杆丝母直接进行调节，调节高度范围为50CM；举重床的背垫采用滑杆滑套螺钉固定调节，调节范围增加，且方便灵活，操作简便；该举重床还有踢腿机构、卧推架机构以及高拉杆机构。其中高拉杆机构拉悬挂的重物改设成拉弹簧以增加安全性，踢腿机构和卧推架机构都是栓挂哑铃片或者是杆铃片。本设计设计出的举重床适合广大人民群众使用。关键词：多功能健身器；健身器；举重床；举重床设计；运动仿真The Design and Simulation of Weightlifting Bed students: Liu Junguide teacher:Quan La Zhen（Oriental Institute of Science and Technology, Hunan Agricultural University，Changsha，410128，China）Abstract: Life is exercise,the beauty of life is that it all the time in the campaign, and sports, it focused on the beauty of this kind. It will power and skill, the speed and the beautiful and reflect the extreme, give a person infinite enlightenment and power, and weight lifting is a ring of very old movement. This design is the design weightlifting bed and belong to templet machines, this weightlifting bed comprehensive safety performance is high, the operation is convenient and flexible, even if used for indoor fitness exercise also applies to outdoor exercise. The design of the stem design weightlifting bed frame and the bed can be split from the whole weight lifting, split out stem the bell after the fight, her back cushion to transfer to the oblique, can do sit-ups, so as to exercise the waist. The weight lifting bed can adjust the pole fluctuation, the pole and the like that without traditional stem of the bell took regulation again, but adoption gear drive screw wire mother directly on the adjustment, the height adjustment range of 50 CM; Lifting weights of the bed by HuaGan slide set back cushion adjustment screws, adjusting range increased, and convenient and flexible, simple operation; The weight lifting bed and kick institutions, lie push frame institutions and high levers of institutions.Among them high bars, a weight of institutions to suspension set to pull to increase the safety of spring, kick institutions and lie push frame agencies are bolts of hang dumbbell or stem of the bell. The design of the design for the broad masses of the weight lifting bed use.Keywords：multi; fitness equipment; weightlifting bed; weightlifting bed design; movement simulation1前言1.1 举重起源与发展“生命在于运动”,生命之美在于它时时刻刻都处于运动之中，而体育，恰好集中了这种美。它将力量与技巧，速度与优美同时体现到了极至,赋予人无限的启示与动力，而举重是一响项很古老的运动。古希腊人曾用举石头来锻炼和测验人的体力，罗马人在棍的两头扎以石块来锻炼体力和训练士兵。中国民族形式的举重活动，早在两千多年前的楚汉时代就有记录（举大刀、石担、石锁等）。从晋代至清代，举重均列为武考项目。公元前4000年的古埃及的绘画记述了法老们举沙袋或其它重物来锻炼身体，这就是用举重来进行锻炼的最早的记录，运动员们用这种方法来增强身体力量，增加身上的肌肉。举重是一种衡量这种力量的大小、判定一组人中谁最强壮的方式。同体育一样，举重在军事上也用来评估士兵的身体素质。在古代中国，士兵们通常用举起一种称作“鼎”的庞然大物来证明自己力大无穷，动作同今天的抓举有些类似。大多数情况下，举重被尊为是一项壮举，这从希腊的雕塑和绘画中就可以反映出来。公元前500年左右的一幅画描绘的是一名年轻人一手举着一块未经加工的石块，每个石块有他头的1.5倍大小。石块慢慢变成了哑铃，之所以这么叫是因为它们是被去掉了击锤的铃，以使它们不会发出声。之后哑铃的形状也不断演变，直到现在更受人们喜爱的杠铃。当上个世纪号称汇集了“世界上最强壮的人”的角斗和杂耍表演在美国和英国方兴未艾之际，到1880年，正规的举重俱乐部已在德国和奥地利颇具规模。在1877年，维也纳举办了有历史记载的世界上第一个举重比赛，有些比赛项目看上去十分夸张，比如说只用中指或只用牙齿和头发来举起重物，当然，也有正规的抓举和挺举的比赛。纽约的一家不太有名的杂志时代精神在1892年公布了第一份业余举重世界纪录，由于当时举重并没有统一的规则，因此有些纪录近乎奇特，像芝加哥的亚当-考克兰拥有的纪录是将一个5.44公斤的重物连续举了14000下。然而，随着举重的地位在法国、俄国以及其它一些欧洲国家的提高，第一个举重和摔跤国家联合会在19世纪90年代初登记注册。现代举重运动始于18世纪的欧洲，英国伦敦的马戏班常有举重表演。19世纪初，英国成立举重俱乐部。最初杠铃两端是金属球，重量不能调整，比赛以次数决胜负。后来，意大利的阿蒂拉（Luis Atila）将金属球掏空，通过往球内添加铁或铅块调整质量。1910年伯格（Casper Berg）将金属球改成重量不同、大小不一的金属片。1891年在伦敦皮卡迪里广场举行首届世界举重锦标赛。1896年在雅典举行的第1届奥运会上，举重被列为正式比赛项目。当时不按运动员的体重分级别，只有单手挺举和双手挺举。在1920年的第7届奥运会上，开始按运动员的体重分成5个级别，并改为单手抓举、挺举和双手挺举。这为近代举重比赛奠定了基本方式。1924年改为单手抓、挺举和双手推、抓、挺举5种。1928年取消单手举，保留了双手举的3种形式。由于推举易使运动员的腰椎受伤，裁判的尺度也难以掌握，因此1972年奥运会举重比赛后，正式公布取消推举。1896年，举重便被列入了在雅典举行的首届现代奥运会的比赛项目当中。但当时选手没有等级之分，不管运动员身材体重如何，谁举起的重量最大便获得胜利，这种状况一直延续到了1920年奥运会。1920年，举重成为奥运会的固定比赛项目。1932年的奥运会上举重被分成了5个重量级别，3个正式比赛项目-抓举、挺举和推举，在悉尼奥运会上男子举重已发展到有8个级别，而从1972年开始就不再设立推举。从那之后，举重在奥运会上没有任何变化，但在悉尼奥运会上出现一个重大的变化，那就是举重在奥运会上不再是男性的专利，女子举重历史上首次登上奥运大舞台。女选手们进行7个级别的角逐。1.2 举重健身全民健身计划是一项利国利民,功在当代,福荫子孙的宏伟工程。健身器材是全民健身的重要基础环节,加速完善健身器材市场,对于推动全民健身的实施有非常重要的意义。全民健身在一些发达国家开展较早,关于健身器材的研究已形成多层次、多档次、全方位的市场体系,借鉴国外先进经验,结合我国国情,建立和完善中国特色的健身器材市场体系是贯彻全民健身的重要课题。 美国健身运动专家韦恩韦斯考特认为：有氧运动虽可燃烧人体过多的热量，但必须长期坚持才能达到此目的，而很多人难以做到。练习举重(如举哑铃)可以不受时间和场地限制，每天容易坚持做，这样天天都可燃烧更多的热量。更重要的是，举重练习能使胸部、腰部及四肢肌力获得强健，能使过于堆积的脂肪转化为结实的肌肉。而许多肥胖者正是因肌肉量减少，脂肪增多，使新陈代谢减慢而引起体重大幅度增加的。如果每天能举哑铃20分钟，每周不少于3次，就能帮助保持新陈代谢的速度，从而达到真正减肥的目的。一项新的研究表明在腹部内深层脂肪，深层脂肪把周围器官包围了，而脂肪本身是最不健康的，脂肪往往与心脏疾病联系在一起。史蒂文特-西博士说，她是堪萨斯州圣路加医院女性心脏中心的心脏病学家。“我最焦虑的是苹果体形的人。”史蒂文特说，脂肪越多，在动脉中被沉积下来的也越多。举重练习和器械相结合，增加肌肉块，因为肌肉燃烧的卡路里比脂肪多，从而使肌肉燃烧更多的卡路里1-6。2举重床总体方案设计1弹簧，2高拉杆机构，3踢腿机构，4背垫调节机构，5底座，6齿轮箱，7卧推机构，8杆铃升降调节机构图1 举重床总体方案设计图Fig 1 Weightlifting bed overall scheme design3 杆铃升降调节机构的设计3.1 方案比较与选择3.1.1 方案一：利用蜗轮蜗杆丝杆传动机构实现杆铃升降调节图2所示，蜗轮做原动件做增速运动。在分度圆上具有螺旋齿的构件1为螺杆，而与螺杆相啮合的构件2为涡轮。通常以蜗杆为原动件做减速运动，当反其行程不自锁时，也可以以涡轮为原动件做增速运动。图2所示为蜗轮蜗杆丝杆传动机构机构示意简图7。蜗轮蜗杆传动的特点：1） 由于蜗杆的轮齿是连续的螺旋齿故传动平稳，啮合冲击小；2） 由于蜗杆齿数少，故单级传动可获得较大传动比，可达1000，且结构紧凑。做减速运动时，传动比范围为5i1270；增速时，传动比i12=1/51/15；图2 蜗轮蜗杆丝杆传动机构示意图Fig 2 Worm gear and worm-screw transmission schemes3） 由于蜗杆蜗轮啮合齿间的相对滑动速度较大，摩擦磨损大，传动效率低，易出现发热现象，常需要较贵的减摩耐磨材料制造蜗轮，成本较高4） 当蜗杆导程角小于啮合齿间的当量摩擦角v时，机构 反行程具有自锁性。在此情况下只能蜗杆带动蜗轮，而不能蜗轮带动蜗杆，且此时的效率小于50%。3.1.2 方案二：利用齿轮丝杆传动机构实现杆铃升降调节齿轮机构是在各种机构中应用最广泛的一种传动机构。它依靠轮齿齿廓直接接触来传递空间任意两轴的运动和动力，传动效率可达数十万千瓦，圆周速度可达200m/s。图3齿轮丝杆传动调节机构机构示意简图8。齿轮传动特点：1) 效率高 在常用的机械传动中，以齿轮的传动效率为最高。如以及圆柱齿轮传动效率可达99%。这对大功率传动十分重要，因为即使效率只提高1%，也有很大的经济意义；2) 机构紧凑 在同样的使用条件下，齿轮传动所需的空间尺寸一般较小；3) 工作可靠，寿命长 设计制造合理，使用维护良好的齿轮传动，工作十分可靠，寿命长达一、二十年，这也是其他机械传动所不能比拟的。这对车辆机在矿井内工作的机器尤为重要；图3 齿轮丝杆传动机构示意图Fig 3 Gear-screw transmission schemes4) 传动比稳定 传动比稳定往往是对传动性能的基本要求。齿轮传动获得广泛应用也是由于具有这一特点；5) 齿轮传动制造及安装精度要求高，价格较贵，且不宜传动距离过大的场合。3.1.3 方案比较方案一：利用蜗轮蜗杆传动，蜗轮做原动件做增速运动。1） 由于蜗轮蜗杆传动比大，调节太过灵敏，而杆铃架升降调节不需要很灵敏，一般灵敏度就行。灵敏度过大，调节不会达到理想的效果，要么就过高，要么就过低，很难调到目标位置，操作麻烦。2） 由于蜗杆蜗轮啮合齿间的相对滑动速度较大，摩擦磨损大，传动效率低，易出现发热现象，常需要较贵的减摩耐磨材料制造蜗轮，成本较高。相同的使用条件，蜗轮蜗杆制造成本高于齿轮制造成本。方案二：利用直齿圆锥齿轮做垂直方向传动，单级传动，传动比i12=2:1。1） 齿轮传动效率高，单级传动效率可达99%，远远高于蜗轮蜗杆传动效率。灵敏高，且能达到杆铃架升降调节的预期效果，操作简便灵活。2） 齿轮传动工作稳定可靠，空间结构紧凑，所需空间尺寸较小。虽然齿轮传动制造及安装精度要求高，价格较贵，但相同条件下制造成本低于蜗轮蜗杆制造成本。3.1.4 方案选择根据以上方案比较，杆铃升降调节机构使用圆锥齿轮传动调节，做垂直方向单级传动，传动比i12=2.01，执行构件为丝杆丝母。3.2圆锥齿轮及箱体设计计算3.2.1圆锥齿轮设计计算圆锥齿轮传动如图4手轮调节，速度不高，选用8级精度（GB 10095-88），小齿轮转速n1=60r/min。工作寿命15年（按每年工作300天算），工作16小时。大小齿轮选材选45钢，调质处理，s=650MPa，b=360 MPa，H=240HBS。图4 直齿圆锥齿轮传动参数图Fig 4 Spur bevel gear parameter diagram1） 设计参数为使圆锥齿轮不致发生根切，应使单量齿数不小于直齿圆柱齿轮的根切齿数,取小圆锥齿轮齿数z1=21，由传动比i12=2.01/1=u可知z242。由于圆锥齿轮做垂直方向传动，因此对轴交角=90。 取齿轮大端的模数为m=2mm，齿宽系数R=1/3, d1=221=42mm，d2=242mm=84mm2） 轮齿受力分析如图5 (1) 其中Fr1与Fa2及Fa1与 Fr2大小相等，方向相反。图5 圆锥齿轮受力分析图Fig 5 Tapered gear stress were3） 按齿面接触疲劳强度计算直齿圆锥齿轮的弯曲疲劳强度可近似地按平均分度圆处的当量圆柱齿轮进行计算，工作齿宽即为锥齿齿宽b。按9设计计算公式（10-26）进行试算，即 (2)（1） 计算公式内的各计算数值 试选载荷系数Kt=1.3小齿轮传递转矩杆铃架调节高度为0.5m，杆铃总重100kg，调节输出最大功率Pm=100100.5=500W=0.5KW即小齿轮最大输入功率Pm1=Wm/0.995=0.503KW联轴器的传递效率取0.995，齿轮传递效率取0.97T1=95.51050.503/60N.mm=7.964104N.mm由9表10-6查得ZE=189.8MPa由9图10-21d按齿面硬度查得大小齿轮的接触疲劳极限Hlim1=Hlim2=550MPa由9式10-13计算应力循环次数N1=60n1jLh=60601（1630015）=2.592108N2=2.592108/2.01=1.289108由9图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.97，KHN2=0.95取失效概率为1%，安全系数S=1，由9式（10-12）得1=Hlim1 KHN1/S=0.97550MPa=533.5MPa2=Hlim2 KHN2/S=0.95550MPa=522.5 MPa（2）计算试算小齿轮分度圆直径d1t，带入较小值= =90.31mm计算圆周速度V=n1d1t/（601000）=3.1490.3160/（601000）m/s=0.284m/s计算齿宽R=d1/2=90.31/2mm=101.016mm， 又R=b/R b=33.672mm，取整为34mm，即R=102mm计算载荷系数根据v=0.283m/s，8级精度，由9图10-8查得动载荷系数Kv=1.10直齿轮 KH=KF=1由9表10-2查得使用系数KA=1齿向载荷分布系数KH=KF=1.5KHbe大小齿轮一个两端支承一个悬臂查表10-9得KHbe=1.25KH=KF=1.5KHbe=1.875K=KAKVKHKH=11.111.875=2.063按实际动载荷系数校正所算的分度圆直径，由9式(10-10a)得 m=d1/z1=105.394/21=5.019mm4) 按齿根弯曲疲劳强度计算按 9设计计算公式（10-24）进行试算，即 （3）（1）计算公式内的各计算数值 由9图10-20c大小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=FE2=380MPa由9图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.93，KFN2=0.90取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由9式(10-12)得 1=FE1 KHN1/S=0.93380MPa=353.4MPa 2=FE2 KHN2/S=0.90380MPa=342 MPa计算载荷系数K K=KAKVKFKF=11.111.875=2.063由9表10-5查得 ，计算大小齿轮的 =2.761.56/353.4=0.01218 =2.381.675/342=0.01176小齿轮数值大。（2）设计计算= =3.35mm由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮的直径有关，可取有弯曲疲劳强度算得的模数3.35并就近圆整为标准值m=3.5mm，按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=105.222mm 计算出小齿轮齿数 Z1=d1/m=105.22/3.531 大齿轮齿数 Z2=2.0130625) 几何尺寸计算表1 圆锥齿轮传动参数Table 1.Taper gear transmission parameters名称代号计算公式小齿轮大齿轮分锥角1=arctan（z1/z2）=2630122=90-1=632948齿顶高haha= ham=m=3.5mm齿根高hfhf= （ha+c）m=1.2m=4.2mm续表1Renewal table 1名称代号计算公式分度圆直径dd1=mz1=108.5mmd2=mz2=217mm齿顶圆直径dada1=d1+2hacos1=114mmda2= d2+2hacos2=220mm齿根圆直径dfdf1= d1-2 hfcos1=101mmdf2 =d2-2 hfcos2=213mm锥距RR=m/2=121.3mm齿根角ftanf =hf/R即f=15848顶锥角aa1=1+f=28290a2=2+f=652836根锥角顶隙fcf1=1-f=243124f2=2-f=61310c=cm=0.7mm分度圆齿厚ss=m/2=5.5mm当量齿数zvzv1=z1/cos1=35zv2=z2/cos2=139齿宽BBR/3=40.433mm取整得B=40mm小齿轮为齿轮轴，大齿轮的有关尺寸计算如下：轴孔直径d=48mm 轮毂长度与齿宽相等L=40mm, 轮毂直径D=80mm3.2.2 轴的设计计算1) 轴的结构设计 初选轴的最小直径轴的材料为45钢，正火回火处理。取A0=110，=3040大齿轮的转速n2=60/2=30r/min，输入功率Pm2=Pm1/0.97=0.519KW轴 d1A0=22.346mm，考虑到联轴器、键槽影响，取d1=28mm轴 d2A0=28.449mm，取d2=35mm初选轴承轴选轴承为30208轴选轴承为30208表2 轴承参数Table 2 Bearing parameters轴承代号基本尺寸/mm安装尺寸/mm基本额定/kNdDBdaDa动载荷Cr静载荷Cor30208408018476963.074.0各轴尺寸如图6a、图6b轴是悬臂轴，取为齿轮轴，与丝杆连接采用凸缘联轴器。轴一端与手轮连接采用螺纹连接，一端与中间连杆连接，采用凸缘联轴器。i 齿顶与箱底面的距离hmin3050mm, 取35mm则箱体内腔长度为Lo=220+70=290mm,则箱体内腔宽度B=114+70=184mm 取滚动轴承距箱体内壁s=8mm，取端盖外端面与半联轴器左端面的距离l=2查10P53表4-1得半联轴器与轴的联接选用平键为8mm7mm70mm。 图6a轴结构示意图Fig 6 a Shaft structure schematic drawing图6b 轴结构示意图Fig 6 b Shaft structure schematic drawing2) 轴的校核计算轴上的功率、转速和转矩及轴上齿轮分度圆直径P1=0.503KWT1=7.964104N.mmd1=108.5mm作用在齿轮上的力Ft=2T1/d1=27.964104/108.5=1468NFr=Fttan1=14680.498=731N支承跨距L=17.9+8+26.9=52.8mmMV=FTl/L=146852.8/52.8=1468N.mmMH=FtL/L=73152.8/52.8=731N.mmM=1639.934N.mm取=0.6，有前面选定轴的材料为45钢，调质处理，由9表15-1查得许用弯曲应力-1=60MPa由9公式（15-5）得ca=/W=/（0.11013）=0.46MPa-1=60MPa,故安全。弯矩图如图7 图7 轴弯矩图Fig 7 Shaft bending moment figure轴上的功率、转速和转矩及轴上齿轮分度圆直径P2=P1/0.97=0.519KWT2=95.50.519105/29.85=16. 604N.mmd2=217mmn2=n1/2.01=29.85r/min作用在齿轮上的力Ft=2T2/d1=216.604104/217=1530.32N Fr=Fttan2= 3069.35N支承跨距L=a+b=105.9+47.1=153mmMV=FTab/L=1530.32105.947.1/153=49889.33N.mmMH=Ftab/L=3069.35105.947.1/153=100062.62N.mmM=111809.98N.mm取=0.6，有前面选定轴的材料为45钢，调质处理，由9表15-1查得许用弯曲应力-1=60MPa由9公式（15-5）得ca=/W=/（0.12133）=0.15MPa-1=60MPa,故安全。弯矩图如图8图8 轴弯矩图Fig 8 Shaft bending moment figure3) 精确校核轴的疲劳强度由上述可知，轴上所受的弯矩远远大于轴，即校核轴即可。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面5、6处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面C上应力最大。截面5上的应力集中的影响和截面6的相近，但截面6不受扭矩力，同时轴径较大，股不必校核。截面C上虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），且这里轴的直径最大，故不必校核。由第三章附录可知，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，所以该轴芝需校核截面5两侧即可。截面5右侧抗弯截面系数 W=0.1d3=0.1403mm3=6400mm3抗扭截面系数 WT=0.2d3=0.2403mm3=12800mm3截面5左侧的弯矩M M=111809.98N.mm=50393.23N.mm截面5上的扭矩T2 T2=166040N.mm截面上的弯曲应力 b=M/W=50393.23/6400MPa=7.87MPa截面上的扭转切应力T=T2/WT=166040/12800MPa=12.97MPa轴的材料为45钢，调质处理。由9表15-1查得b=640MPa,-1=275MPa, -1=155MPa截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按9附表3-2查取。r/d=2.0/40=0.05，D/d=48/40=1.2，经插值后可查得=2.0 =1.34又由9附图3-1可得材料的敏性系数 q=0.82 q=0.85有效应力集中系数，由9附（3-4）为k=1+ q（-1）=1+0.82（2.0-1）=1.82k=1+ q（-1）=1+0.85（1.34-1）=1.29由9附图3-2尺寸系数 =0.75；由9附图3-3扭转尺寸系数 =0.85轴按摩削加工，由9附图3-4的表面质量系数 =0.91轴未经表面强化处理，即q=1，由9式（3-12）及式（3-14b）得综合系数K= k/+1/-1 =1.82/0.75+1/0.91-1=2.53K= k/+1/-1=1.29/0.85+1/0.91-1=1.61由93-13-2得=0.10.2，取=0.1=0.050.1， 取=0.05由9式（15-6）（15-8）得S=13.81S=13.74 (4)安全截面5左侧抗弯截面系数 W=0.1d3=0.1483mm3=11059.2mm3抗扭截面系数 WT=0.2d3=0.2483mm3=22118.4mm3弯矩M及弯曲应力M=111809.98N.mm=50393.23N.mmb=M/W=50393.23/11059.2MPa=4.56MPa扭矩T2及扭转切应力T2=82100N.mmT=T2/WT=166040/22118.4MPa=7.51MPa过盈配合处的k/,由9附表3-8用插值法求出并取k/=0.8k/，k/=2.21 k/=0.82.21=1.77轴按摩削加工，由9附图3-4的表面质量系数 =0.91轴未经表面强化处理，即q=1，由9式（3-12）及（3-14b）得综合系数为K= (k/+1/-1)1/q=2.21+1/0.91-1=2.31K= (k/+1/-1)1/q=1.77+1/0.91-1=1.87由9式（15-6）（15-8）得S=）=26.12S=21.50 安全，故该轴截面5安全。3.2.3轴承的选择及寿命校核考虑轴主要受径向力，选用圆锥滚子轴承1) 寿命计算轴是悬臂轴， 30208一个，轴30208两个查10表6-7，得圆锥滚子轴承30208 Cr=63.0KN Cor=74.0KN查9得 X=1, Y=0计算轴承反力及当量动载荷：在水平面内轴承所受得载荷 Fr1H=Fr2H=734N在水平面内轴承所受得载荷 Fr1V=Fr2V=366N所以轴承所受得总载荷Fr=Fr1=Fr2=820.19N由于基本只受轴向载荷，所以当量动载荷，查9表13-6得fp=1.2：P=fp（XFr+YFa）=1.2（1820.19+0）=984.23N已知预期得寿命 15年，工作16小时L20h=1615300=72000h基本额定动载荷Cr=P=984.236.3KNCr=63.0KN所以轴承30208安全，合格轴查10表6-7，得圆锥滚子轴承30208 Cr=63.0KN Cor=74.0KN查9得 X=1, Y=0计算轴承反力及当量动载荷：在水平面内轴承所受得载荷 Fr1H=Fr2H=3459N在水平面内轴承所受得载荷 Fr1V=Fr2V=6953N所以轴承所受得总载荷Fr=Fr1=Fr2=7765.88N （5）由于基本只受轴向载荷，所以当量动载荷，查9表13-6得fp=1.2：P=fp（XFr+YFa）=1.2（17765.88+0）=9319.06N已知预期得寿命 15年，工作16小时L20h=1615300=72000h基本额定动载荷Cr=P=9319.0647.1KNCr=63.0KN （6）所以轴承30208安全，合格3.2.4键联接选择及校核1) 键类型的选择选择45钢，其许用挤压应力p=150MPa轴左端连接凸缘联轴器，键槽部分轴径为28mm，轴段长100mm，故选单圆头普通平键（C）型bhL=8mm7mm70mm轴轴右端连接凸缘联轴器，键槽部分轴径为35mm，轴段长100mm，故选单圆头普通平键（C）型bhL=10mm8mm70mm键槽部分轴径为48mm，轴段长39mm，故选单圆头普通平键（A）型bhL=14mm9mm25mm2) 键的校核轴T1=79.64N.m，,合格 (7)轴T2=166.04N.m， =35.94p=150MPa，合格 =139.76=8箱盖壁厚180.02R+3 =8凸缘厚度箱座b151.5箱盖b1121.51底座b2252.5箱座肋厚地脚螺钉轴承旁联接螺栓直径箱座、箱盖联接螺栓直径尺寸连接螺栓的间距轴承盖螺钉直径观察孔盖螺钉m8M160.850.036R+120.75 df（0.5-0.6）df150200（0.4-0.5）df（0.3-0.4）df型号df数目n4M10M1216086d1d2Ld3d4d1,d2至外箱壁距离C122C1=C1mind2至凸缘边缘距离C216C2=C2mindf至外箱壁距离C326df至凸缘边缘距离C424箱体外壁至轴承盖座端面的距离l153C1+ C2+(510)轴承端盖外径D2101 101 1062）附件为了保证减速器的正常工作，除了对齿轮、轴、轴承组合和箱体的结构设计给予足够的重视外，还应考虑到为减速器润滑油池注油、排油、检查油面高度、加工及拆装检修时箱盖与箱座的精确定位、吊装等辅助零件和部件的合理选择和设计。 表4 箱盖设计参数Table 4 Bo design parameters名称规格或参数作用窥视孔视孔盖130100为检查传动零件的啮合情况，并向箱内注入润滑油，应在箱体的适当位置设置检查孔。材料为Q235通气器通气螺塞M101减速器工作时，箱体内温度升高，气体膨胀，压力增大，为使箱内热胀空气能自由排出，以保持箱内外压力平衡，不致使润滑油沿分箱面或轴伸密封件等其他缝隙渗漏，通常在箱体顶部装设通气器。材料为Q2353.2.7齿轮箱润滑方式及密封形式1）齿轮的润滑齿轮转速低，浸油润滑，浸油深度10mm，装油高度30mm，采用L-HL15液压油润滑。2）滚动轴承的润滑齿轮转速低，采用通用锂基润滑脂ZL-1润滑脂润滑。3）密封形式用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。轴与轴承盖之间用接触式毡圈密封，型号根据轴段选取。3.3丝杆丝母设计计算杆铃架升降调节，产生很大的轴向力，一般为间歇性工作，工作时间较短，工作速度不高，而且需有自锁能力，故采用传力螺旋传动。3.3.1丝杆丝母材料选择丝杆的材料要有足够的强度及耐磨性。丝母的材料除要有足够的强度外，还要求在与丝杆材料配合时摩擦系数小耐磨。表5丝杆丝母材料Table 5 Screw wire mother materials螺旋副材料牌号丝杆丝母Q235ZCuAl9Fe4Ni4Mn2（铸铝青铜）3.3.2 耐磨性计算螺旋副受力如图9由螺纹工作面上的耐磨性条件P=F/A=FP/d2Hhp （8）其中A螺纹承压面积（指螺纹工作表面投影到垂直于轴向力的平面上的面积）P螺距H螺母高度 F作用于丝杆的轴向力 h螺纹工作高度 d2螺纹中径图9 旋转副受力图Fig 9 Rotation by trying to vice令 H=d2，得 选普通螺纹，=60， h=0.47P，d20.8杆铃最大重量为100Kg，两个支撑架，故F =5010=500N，取=1.23.5，查9表5-12得p=18MPa，摩擦系数f=0.080.10，取=2.2，p=21MPa，f=0.09代入公式d20.8 d226.318mm 查10（GB/T196-2003）表3-1，得表6 丝杆丝母参数Table 6 Screw wire mother parameters公称直径D、d/mm螺距P/mm中径D2、d2/mm小径D1、d1/mm丝杆273326.35026.35025.917丝母2725.917采用单线螺纹，S=P，H=d2=31.6232mm，u=H/P=10.67由于要求要有自锁性，v=arctan牙侧角=/2=30v=arctan=5.93螺纹升角=arctan= arctan=2.08v=arctan5.93，满足自锁条件。3.3.3 丝杆强度计算由9式（5-47） ca= （10）其中F丝杆所受的轴向力压力A丝杆螺纹段危险截面面积，WT丝杆螺纹段的抗扭截面系数，d1丝杆螺纹小径T丝杆所受的扭矩丝杆材料的许用应力，查9表5-13得=s/5,=215/5=43MPa将F=500N，A=527.545mm2，WT=3418.09mm3，d1=25.917mm，T=T10.995=7.924104N.mm代入公式得ca=0.995MPa =43MPa，强度足够3.3.4 丝母螺纹牙的强度计算螺纹牙危险截面弯曲强度条件，由9式（5-49） =b （11）螺纹牙危险截面剪切强度条件，由9式（5-48） = （12）其中b螺纹牙根部厚度，普通螺纹，=60， b=0.65P=1.95mml弯曲力臂，l=0.175mmb 丝母材料的许用弯曲应力，查9表5-13得b=4060MPa，取b=50MPa丝母材料的许用弯曲应力，查9表5-13得=3040MPa，取=35MPa其余符号意义同前代入公式得b= =0.16MPab=50MPa，强度足够 =0.34MPa Ss，安全与联轴器连接选键单圆头普通平键（C）型bbhL=8mm7mm70mm3.4 杆铃支架设计杆铃支架设计表7 杆铃支架设计参数Table 7 Stem the bell bracket design parameters名称参数规格手轮扶手柄直径d=20mm连接杆直径d2=20mm，l=110mm，3根柄圈直径D=100mm与轴螺纹连接圆环台厚度=35mm,外径为d=36mm底座3601000mm50mm续表7Renewal table 7名称参数规格外管大径d=61mm，小径d=45mm,高度h=1050mm托架锁紧手轮大径d=42mm，小径d=30mm，高度h=550mmM2015限位螺钉4M59导向套螺母弹簧垫片大径d=45mm，小径d=42mmM20182024 杆铃升降调节机构仿真使用PRO/ENGNEER WILDFIRE 4.0版三维建模软件，利用(拉伸)、(旋转)、(扫描)、(阵列)等功能创建杆铃升降调节机构各零部件的三维实体模型；利用(刚性)、（轴承）、（销钉）等约束条件创建装配体；对机构的连进行定义；在机构中添加伺服电动机；建立机构分析，保存分析结果，制作动画仿真11-14。如附图1。5 卧推机构设计卧推机构机构原理如图10所示曲柄滑块机构，材料为HT200。卧推架机构主体为一段弧形杆，在接近杆一端与圆弧同一平面内接近杆一端焊接一短杆，用来栓挂哑铃片或者杆铃片，在另一端与圆弧平面垂直方向焊接一短杆，短杆用皮革包裹用来握手的18-20。 图11 卧推机构结构示意简图 图10曲柄滑块机构原理图Fig 11 Lie push agency for structure diagram Fig 10 Slider-crank mechanism principle diagram圆弧为1/6圆，圆半径为380mm，则弧长为400mm，两短杆长度为150mm。卧推机构铰链在支架体上，铰链点与握手短杆和与挂物短杆之间的弧段比为1:2，铰链螺杆材料为Q235。所有的杆空心Dd=4030mm。其结构示意简图如图11所示。6 踢腿机构设计踢腿机构机构原理如图10所示曲柄滑块机构，材料为HT200。踢腿机构主体为一直杆，杆长为400mm。杆的一端铰链在支架体上，另一端在相互垂直方向上焊接三根短杆，杆长都为150mm。其中连根在同一平面上，分别在主体杆的两对称边，杆外用皮革包裹，用来加脚踝的；另一杆在这两杆的垂直方向，用来拴挂哑铃片或者杆铃片。所有的杆空心Dd=4030mm，铰链销定材料为Q235。其结构示意简图如图12所示18-20。 图12 踢腿机构结构示意简图Figu 12 Kick institutions for structure diagram7 高拉杆机构设计高拉杆机构机构原理图如图14摇杆滑块机构。高拉杆顶端装一滑轮，将拉线一端接在固定在杆身的弹簧的一端，通过滑轮，将另一端接在拉手上。相当于摇杆滑块机构18-20。 图13 高拉杆机构结构示意简图 图14 摇杆机构原理图Fig 13. high lever institutions for structure diagram Fig 14Rocker organization principle diagram高拉杆主体杆材料为HT200，杆长800mm，空心Dd=4030mm。高拉杆可从举重床上拆卸出来。根据21人体运动时肌肉受力分分析，拉力比较小，选拉线的材料为Q235.选择弹簧445130 GB2080-80，则拉线长度为1470mm,44。滑轮材料为HT200,Dd=5045mm。拉手杆长500mm，空心Dd=4330mm，握手处用皮革包裹。高拉杆机构结构示意简图如图13所示。8 背垫调节机构设计背垫调节机构图机构原理示意图如图1523。图15背垫调节机构机构原理示意图Fig 15 Back cushion adjustment agencies principle diagram铰接螺钉材料为Q235。机构整体以及举重床整体支架材料均选HT200。坐垫背垫为皮革包裹海绵，厚度为50mm。背垫调节完成后，用固定螺钉把滑套固定在滑杆上。螺钉为M2010。背垫、坐垫调节杆为空心六方体杆，壁厚10mm，外围尺寸为5030mm，坐垫杆长500mm，背垫杆长700mm。连杆及滑杆均为圆环体，Dd=5030mm。从左往右，连杆依次为支撑连杆1，支撑连杆2，滑套连杆和调节连杆。其中滑套连杆、调节连杆和背垫调节杆焊接在一起，滑套连杆和调节连杆的一端用固定螺栓连接在滑套上，可以转动。滑杆一端用螺栓连接在支架上。支撑连杆2一段焊接在支架体上，一端与背垫调节杆、滑套连杆用螺栓连接，可以转动。支撑连杆长度为40mm，滑套连杆长度为500mm，调节连杆长度为800mm。9 举重床支架体设计支架体结构示意简图如图16高度为1200mm，宽度为600mm，长度为1700mm。图16 重床支架体结构示意简图Fig 16 Heavy bed stents for body structure diagram10 设计结论通过本次毕业设计使我充分认识到毕业设计其实就是综合运用机械设计课程和其它专业基础课程的知识，分析和解决机械设计问题，进一步巩固、加深和拓宽所学知识的过程。通过设计实践，使我逐步树立了正确的设计思想，增强了创新意识和竞争意识，熟悉掌握了机械设计的一般规律，培养了我分析和解决问题的能力。通过设计计算、绘图以及运用技术标准、规范、设计手册等有关资料，使我进行了全面的机械设计基本技能的训练。另外通过本次设计使我熟悉了机械设计的一般进程为：设计准备、传动装置总体设计、传动零件设计计算、装配图设计、零件工作图设计、编写设计说明书。如果随意打乱这些过程，则在设计过程中肯定会多走弯路。我在独立完成设计的同时，要时刻跟指导老师沟通和请教，要掌握设计进度，认真进行设计。每个阶段完成后要认真检查，有错误要认真修改，精益求精。毕业设计的各个阶段是相互联系的。设计时，零部件的结构尺寸不是完全由计算确定的，还要考虑结构、工艺性、经济型以及标准化、系列化要求。由于影响零部件尺寸的因素很多，随着设计的进展，考虑的问题要更全面和合理，故后阶段设计要对前阶段设计中的不合理结构尺寸进行必要的修改。所以，设计要边计算边修改、边绘图，反复修改，设计计算和绘图交替进行。在毕业设计中应熟悉和正确采用各种有关技术标准与规格，尽量采用标准件，并应注意一些尺寸需圆整为标准尺寸。同时设计中应减少材料的品种和标准件的规格。另外，通过本次设计，我更加进一步熟悉了机械绘图软件的运用，使我整个设计过程大大简化了，设计速度也得到了很大的提高。相信通过本次毕业设计，我们全体毕业生都能得到一个很大的提高，锻炼了我们将来在社会工作中解决问题的能力。参考文献1 宫克.多功能辅助运动器械的研究与应用J.青海师范大学体育学院.体育博览,2011,（5）：32-189.2 张连莹.残疾人举重床杠铃架升降调节机构Z.天津市春合体育用品厂.专利公告号:CN201453928U.中国人民共和国国家知识产权局，2010,05,12.3 王永强
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