毕业设计（论文）-揉动腹部按摩装置设计（筋膜枪）

II揉动腹部按摩装置设计关键词：回旋揉动、腹部、按摩装置、便携性、可调IIIIAbstract：Thisprojectistodesignatwo-wayrotatingrubbingabdominalmassagedevice.Bymeansofmarketresearchandconsultingmaterials,itwasfoundthatmostofthemassageequipmentonthemarketatpresentisthemassagechairthatprovidesbackmassage,therareabdomenmassagedevicealsohasthedisadvantagesoflargevolume,inconvenienttocarry,difficulttoadjustwithpersonalreminderandsoon.Inordertosolvetheproblemthattheabdominalmassagerisnotconvenienttocarryandcannotbeadjustedaccordingtopersonalneeds,theabdominalmassagerhasbeendesigned.Thedesigninthedesignaftertheselectionofasuitablepowersupplydevice,transmissiondevice,controldevice.Thenpowerdeviceselectionandcheck,transmissiondeviceinthelow-speedshaft,high-speedshaft,worm,connectorsandgearcalculationandcheck.Thedesignofmassagehead,thechoiceofmassageheadmaterials,thechoiceofShellmaterials,controlcircuitandspeedcontroldevicedesignandsoon.Atthesametimethepartsofthetwo-dimensionalmap,three-dimensionalmapofthedrawing.Finally,aunifiedassemblyiscarriedouttoproducethefinalproductdrawing.Themotorandtransmissionshaftsofthemassagerareallarrangedintheshell,andthemassagingheadisarrangedoutsidethecover.Theouterlayerofthemassageriswrappedwithabodycoveringlayerandfixedbyahook-and-loopfixer,andthehook-and-loopfixercanbeadjustedappropriatelytochangetheworkingpressureofthemassagerheadontheabdomen.Itsbiggestcharacteristicisportable,namelytheusermayuseitwhentheabdomenfatiguesoreness,whenitsworkdoesnotneedtoconnectthealternatingcurrentpowersupply,anddoesnotneedthehandtohold,towearconvenientlyandsafely.Thestructuraldesignofthedouble-directionRotaryrubbingabdominalmassagerisfocusedontheanalysisoftheworkingprincipleofthetransmission,thestructuraldesign,strengthcalculationandcheckingofthekeypartsoftheworkingdevice.Keywords：Circularrubbing,abdomen,massagedevice,portable,adjustablePAGE\*ROMANPAGE\*ROMAN目 录摘要·································································································································Ⅰ前言 1绪论 2本次设计的来源 2本次设计研究背景及目的 2本次设计研究的意义 2国内相关颈部按摩器的结构和成本概述 2本文研究的主要内容 3明确总体传动方案 4明确传动类型 4明确传动结构 4动力装置的选择 6电动机功率确定 6确定电源 6传动装置的设计与计算 7计算传动装置的总传动比并分配各级传动比 7测量并计算齿轮传动的主要参数 7蜗杆传动的设计计算 7齿轮传动的设计计算 10设计计算 14蜗杆轴的设计 14高速轴的设计 15低速轴的设计 17轴校核 18校核蜗杆轴 18校核高速轴 19校核低速轴 22轴承的校核 24蜗杆轴承的计算 24高速轴轴承的计算 24低速轴轴承的计算 24键连接的强度的校核 25按摩头的设计 26按摩头外包覆层的选择 26按摩头材料选择 26按摩头结构的设计 26整体结构及控制调速电路设计 29设计调速装置 29外壳材料的选择 29整体结构的设计 29控制电路的设计 318结论 33参考文献： 34致谢 35第第页35页前言胃肠动力不足或肠功能障碍通常会引起不适，如腹胀，消化不良和严重的便秘。[4]另外，由于水平相对有限，该设计方案中不可避免地存在缺陷，我想请老师同学批评指正。1绪论本次设计的来源本课题的研究属于常州大学机械工程学院学生毕业设计论文的具体设计方本次设计研究背景及目的9本次设计研究的意义国内相关颈部按摩器的结构和成本概述（1）按摩椅40035，0003,00020,000PUPUPVCMP320,00035,000PURoHS（2）按摩垫、枕10％20％。此类产品具有振动，按摩，拍打和其PVC，T/C100300PU2300MP3[5]。本文主要研究的内容 （1，可以根据该主题的研究规定进行调查和分析，掌握按摩器的工作原理及结构特点；（2）拟定并论证方案，进行工作装置关键部分的设计，确定主要参数；（3）进行按摩器的总体设计，设备重要部分的设计，以及抗压强度的校核，同时绘制装配图；（4）按摩器主要零部件的设计，同时绘制零件图。 2明确总体传动方案明确传动类型在传递相同的功率的情况下，液压传动设备具有体积小，重量轻，惯性小，电气设备的传输精度高，节能，环保水平高，噪声小，节约了成本。但是，明确传动结构图2.1传动系统简图3选择动力装置确定电动机功率在选择电动机的输出功率时，主要依据是按摩器可以达到的更大范围，初步r150，其与腹部所接触的部分转速为：1506012.5cms0.025ms25N[17]Pw工作装置需要的功率Pw：

Fwvwkw1000w

[1]其中Fw425N100N，vw0.025m/s，设备在工作时的效率考虑到传动0.96，0.80，滚动0.99，0.97。w0.800.960.9930.980.73。w所以工作装置所需的功率为：

Pw

vw

1000.0253.42w0.755.0w5455w，3000rpm，37.5*30。可以从表中检查电机的安装结构及其管理中心的高度，尺寸，轴的延伸规格等。确定电源选择可以根据电动机的输出功率对电池进行连续充电和放电的锂电池电源1C（100％DOD）10,0001/6。另外，在整个4.2V的恒流恒压充电器，1.5--2.5因此选取电池型号为“3.7V、2000mAh 4传动装置的设计与计算计算传动系统的总传动比并分配每个传动比3000rpm150rpm1:20，可以使用（蜗轮减速1:101：2。测量并计算齿轮传动的主要参数以下为各轴转速：蜗杆轴n13000r/min2高速轴nn13000300r/min2103低速轴nn2300150r/min3i2 2蜗杆传动的设计计算（1）选择蜗杆驱动GB/T10085-1988（ZI。（2）选定原料4545-55HRC。（3）基于齿面接触疲劳强度进行方案设计3KT3KT2()EP2H[1]a①定义蜗轮上的转矩2按12，估取效率=0.8，则95.5105P 1n1

95.5105510-30.993000

Nmm15.74Nmm95.5105P 2n2

95.5105510-30.990.8300

Nmm127.33Nmm②定义载荷系数K因为工作负荷无害，所以负荷分布不均匀系数=1[1]；取使用系数A1.15[1]；由于速比不高，影响不大，故可用的负载系数v1.05[1]； v则1.1511.05 v③清除延展性危险系数1由于使用铸锡青铜蜗轮和钢蜗杆，故=160a2[1]④清除接触系数首先假设蜗杆索引圆的直径d1与传输系统的中心距离的比值d1=0.25，取a=3.33[1]。⑤明确允许接触压力由于蜗轮蜗杆是由是铸锡青铜ZCuSn10P1为原材料，选用砂型铸造，蜗轮齿面的抗压强度小于45HRC，可确定蜗轮的基本许用应力=150a [1]应力循环系统频率：60jnL

6013000436525.256107[3]2h81075.2561081075.256107

100.8126H HN H则 H HN H⑥计算中心距31.2131.816031.2131.81603.332121.89⑦取中心距为a=20mmi=10m=1mmd1=8mmd1=0.4=2.74[1]。因为，上述计算结果可用。a （3）蜗杆和蜗轮的几何规格和主要参数蜗杆轴向尺距am3.1413.14mm；[4]蜗杆直径系数q10；蜗杆齿顶圆直径da1蜗杆齿根圆直径df1

d1d1

2hm821110mm[4]；aa2hmc82110.215.6mm[4]；aa蜗杆分度圆导程角214805[4]；S

m3.1411.57mm[4]。a 2 2蜗轮齿数Z220；蜗轮变位系数20.500mm；蜗轮演算传动比iz22010，此时传动系统误差比为0，是允许的；22 2蜗轮分度圆直径dmz12020mm2 2蜗轮喉圆直径da2d2

2ha2=20+2[1×(1.5-0.5)]=22mm；[4]蜗轮齿根圆直径df2

d22hf2

20211.50.50.2115.8mm[4]；蜗轮咽喉母圆半径rg2

a1d2a2

20229mm[4]。2（5）校核齿根的弯曲疲劳强度 Y

Y

[]F ddm

Fa2 F12当量齿数为v2

2cos3

20cos283

24.98[1]；X2

v2

24.98YFa2

3.65[1]；螺旋角系数为Y

1 FN140FN

1

21.8140

0.8443；F

F

K

[4]； [1]9 5.256107106由ZCuSn10P1所制造出的蜗轮的基本许用弯曲应力F9 5.2561071069 N106其寿命系数9 N106

0.443[1]；F290.44312.874MPa；故F

1.531.21127.383.650.84434.58MPa8201因此弯曲强度满足。（6）验算传动效率tan [4]；tanvv v通过上述计算可知214805=21.8°；arctanv v因为fv与相对滑动速度Vs有关。Vs

d1n1601000cos

83000 1.352m/s601000cos21.8通过插值法查得fv=0.0268[1]，v130代入计算得=0.93，与原估计值相差不大，所以不需要重新计算。（7）确定精度等级公差与表面粗糙度本设计方案的蜗杆传动系统是驱动力传递系统，属于通用机械减速器，它的GB/T10089-19888f，标识为8f。结果表明，蜗轮齿厚公差为=71μm[4]，蜗轮齿厚公差为=140μm[4]。1.6μm[4]1.6μm和3.2μm。（8）计算蜗轮上的力d8F 215.743.975Nd8a21F2T22127.3331.835Ndt2d2F F

8tan31.85tan2011.59Nr2 t24.4齿轮传动的设计计算选择传动系统中的传动齿轮的类型、精度等级、原材料和齿数（1）使用直齿圆柱齿轮传动装置；（2）应用8级精度；（3HT250170HBSHT300，210BS[1]40HBS；（4）尝试选择小齿轮齿数z120，大齿轮齿数为z224080。2.根据轴颈接触的抗压强度设计方案根据设计公式计算并进行试算，即3KT1u3KT1u1ZE2φ·du H

[1]（1）计算公式中每个计算标准值的公式明确①尝试选择载荷系数Kt=1.3②计算传动齿轮的传动扭矩。95.5105P 1n1

95.5105510-30.990.8300

Nmm127.33Nmm③选择标尺宽度索引φd＝0.5[1]1④查表可知原材料的弹性系数ZE173.9MPa2[1]H1380H2400MPa[1]；⑥计算原位应力循环系统的频率N1＝60n1jLh＝603001（43652）＝5.256107N2

5.2561072

2.628107HN1 HN2⑦接触疲劳寿命指标:K ＝1，HN1 HN2⑧计算接触疲劳的疲劳强度无效的可能性为1％，安全性能S＝1，HH（2）计算方式

]KHN1lim11380MPa380MPaS]KHN2lim21400MPa400MPaS①尝试计算小齿轮分度圆的直径d1t，将较小的值代入[H]。由3KtT1u13KtT1u1ZE2φd·u H

[1]31.3127.33231.3127.3321173.92 · 0.52380②计算圆上的速度VV=

πd1tn11000

π10.91300=601000

=0.17m/s

[4]③计算齿宽bb=φdd1t=0.5×10.91mm=5.455mmb④计算齿宽和齿高的比ht模数m=d1t=10.91=0.5455mmtz1 20齿高h2.25mt=2.25×0.545mm=1.227mmb=4.445h⑤计算负载系数。v根据v=0.17m/s，8级精度，负荷指数K=1.05[1]；v直齿轮KHKF=1；查询可知使用系数KA=1[1]；8K=1.450[1]；b/h，K=1.450；KF=1.40[1]；故载荷系数K=KAKVKHKH=1×1.03×1×1.450=1.49。⑥根据特定的负载系数校准各个刻度圆的直径：d1=d1t

3 K/Kt

=10.91

3 1.49/1.3mm=11.41mm[1]⑦计算其模数mmd1=11.41mm=0.57mmz1 203、根据轮齿抗弯强度设计方案设计抗弯强度的公式计算如下32KT32KT1YFaYSaφd1 Fz2σ

[1]（1）确定公式中含有的各计算数值FE2①查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=100Mpa、大齿轮的弯曲强度为极限抗压强度 =110MPaFE2FN1 FN2②弯曲寿命指标K =0.97、FN1 FN2③计算出弯曲疲劳强度选取弯曲疲劳安全系数S=1.4FE1

=（K

FN1FE1

）/S=0.97100=69.28Mpa1.4FE2]2

=（K

FN2FE2

）/S=0.98110=77Mpa[1]1.4④计算载荷系数KK=KAKVKHKH=1×1.03×1×1.450=1.49⑤查取应力校正系数Sa1 Sa2查得Y =1.55；Y Sa1 Sa2⑥查取齿形系数可知YFa1

2.80；Y =2.40[1]Fa2FYFaYFa2F⑦计算大齿轮和小齿轮的

同时加以比较==

2.801.55σF1

69.28

=0.0626YFa2YSa2=2.401.67=0.0520σF2 很明显大齿轮的数值更大。(2)设计计算21.49127.330.521.49127.330.5202m≥ =0.49mm[1]处理结果选取m=0.6mm小齿轮齿数Z1=d1/m=10.91/0.6=18.18（取20） 大齿轮齿数Z2==220=404、几何尺寸和力的计算(1)计算中心距a=(d1+d2)/2=(12+24)/2=18mm(2)计算大齿轮与小齿轮的相关直径1 1小齿轮的分度圆直径dZm=200.6=12mm[3]1 12 2a大齿轮的分度圆直径dZm=400.6=24mm2 2aa小齿轮的齿顶圆直径da1a

d1

2hm210.613.2mm

[3]；小齿轮的齿根圆直径df1a[3]；a

d1

2hmc12210.60.20.610.56mma大齿轮的齿顶圆直径da2a

d2

2hm210.625.2mm

[3]；df2[3]；(3)计算齿轮的宽度b=φdd1=6mm（4）力的大小

d2

2hmc24210.60.20.622.56mmF2127.3321.22Nd3t3 12d33tan21.22tan5、小结由此设计有模数分度圆直径齿宽齿数小齿轮0.612620大齿轮0.624640 5轴的设计计算蜗杆轴的设计EKL15mm（2）轴的结构设计图5.1蜗杆轴结构简图联轴器安装于1-2段,为3mm，轴颈为3mm；2-31000084，轴承左端通过轴肩固定，右端通过轴承端盖固定。本段长度取5mm，与深沟球轴承相配合的轴颈4mm；第3-4节和第5-6节的设计旨在避免蜗轮与蜗轮和壳体之间的接触，并要求蜗轮位于中间，各取4mm，轴颈为5mm；蜗杆螺旋线部分为4-5段，取17mm。由此可求出高速轴总长:LL12L23L34L45L56L67354171333mm故可知轴端的倒角为1.2*45°，所有轴肩处的圆角均为1.6°。高速轴的设计1、总结上述数据。功率转矩转速3.96W127.33N·mm300r/min2、基本上弄清高速轴的直径轴的最小直径基本上是估算值。轴的原材料是45钢，因此将轴制成套筒P3N由公式d ，由于传递功率很小，故预选轴颈P3N3、选轴承由轴颈选择深沟球轴承1000084，查手册[5]得d=4mm，B=3mm。4e1.6mt，所以将轴做成齿轮轴[10]5、轴的结构设计（1）制定在轴上安装零件的计划（2）根据径向定位的要求，明确轴各段的直径和长度图5.2高速轴结构简图L=+B2+L23L34L45L67=18mm1-24mm1-2②：2-3段取1mm，直径6mm；4-5段取1mm，直径6mm。③：5-64mm5mm，蜗轮的左端用套筒定位，而右端穿过轴肩定位。④：6-74mm6-7（3）轴上的零件必须沿周向放置bh=22，5mm另外，为了确保变速箱齿轮和轴相匹配，变速箱轮辋和轴必须相互匹配才能选H7/n6。滚动轴承和轴在圆周上通过使用过渡配合确保其定位。所选轴的标m6。（4）确定轴的圆角和倒角轴承端盖的倒角为1.2*45°[1]，各个肩部的弧度为1.6。低速轴的设计1、总结上述数据。95.5105P 2n1

95.51053.8610-3100

Nmm368.63Nmm功率转矩转速3.86W378.63N·mm100r/min2、初步定义轴的直径基本估算出轴的最小直径，轴的原材料为45钢。P3N由公式d ，由于传递功率很小，所以尝试选择轴颈P3N3、轴的结构设计图5.3低速轴结构简图1-2段为实现与轴承的配合选用型号为1000084的深沟球轴承，选取长度为3mm，轴承左侧通过套筒位，右侧通过壳体定位，轴颈为4mm；2-3段为了与高速轴的长度保持一致，取5mm，轴颈也为5mm；3-4段为轴环，长度为1mm；4-510000862mm，6mm11mm；5-6段为了与轴承匹配，它需要伸出外壳，并与按摩头配合为5mm，轴颈为6mm1000865-61mm的底切来方便退刀。校核轴校核蜗杆轴1、与电动机相连的蜗杆轴,蜗杆上的力可由蜗轮轴上力推出。d8切向力：FF 215.93.975Nd8t1 a21d8轴向力：FF2T22127.3331.835Nd8a1 t22径向力：22tantan11.59N2、首先，根据轴的框架图制作轴的测量示意图。在明确滚动轴承的支撑点时，需要快速从指南中查询a的值，测量跨度为28mm3、根据轴的计算图制作轴的弯矩图和转矩图，并计算出支撑轴力。FR1FR20Mmax0TmaxT115.74N·mm图5.4蜗杆轴扭矩图4、基于弯曲和扭转产生的应力的轴抗压强度进行验证时，通常只有承受较大弯曲距离和最大转矩速度（即危险横截面C的抗压强度）的横截面约为0.6（公式中的弯曲应力为应力的可变应力。扭转≈0.6）计算轴上的应力02(0.615.74)2M 202(0.615.74)2ca1

max max W1

0.142

5.902MP

[1]先前选择的轴的原材料是45号钢，可以从轴的常见原材料特性表中找到[-1]=60MPa,ca<[-1]因此故安全。校核高速轴1、计算高速轴上的负载（已在上面获得）d8FF 215.93.975Nd8t1 a21FF

2T22127.3331.835Na1 t22d8Fr1Fr2Ft2tan31.85tan2011.59Nd8F2T32127.3321.22Nd3t3 12d3Fr3Ft3tan21.22tan207.72N2、首先根据轴的框架图制作轴的计算图。在明确滚动轴承的支撑点时，需要快速从指南中查询a的值并计算出17mm的跨度[3]。3、根据轴的计算图制作轴的弯矩图和转矩图。图5.5高速轴扭矩图图5.6高速轴弯矩图F 2(L2)2d231.835147.7260.53.9751722.613NNH1

172 1FNHFr2Fr3FNH31.8357.7222.6132 1F 2(L2)Ft311.591421.22614.479NNV1

172FNV2

23

11.5921.2214.47918.331N112MH1FNHL322.6136135.678NmmMH2FNHL116.9426101.652Nmm1121MV1FNV1

L314.497686.874Nmm2MV2FNVL118.3316109.986Nmm2M2H1 VM2H1 V1M2135.67822

161.107NmmM2H2 V2M2H2 V2M22109.9862

149.767NmmT11Ft2R211.5910115.9NmmT12Ft2R2Ft3R311.591021.226243.22Nmm4、基于弯曲和扭转产生的应力的轴抗压强度进行验证时，通常只有承受较大弯曲距离和最大扭矩速度（即危险横截面C的抗压强度）的横截面约为0.6（公式中的弯曲应力为应力的可变应力。扭转≈0.6）计算轴上的应力161.1072(0.6115.9)2M2161.1072(0.6115.9)2ca1

1 11 W1

0.172

35.81MP149.7672(0.6243.22)2M2149.7672(0.6243.22)2ca2

2 12 W2

0.172

42.675MP先前选择的轴的原材料是45号钢，可从轴的常见原材料特性表中找到[]=60MPa因<[]，故安全。校核低速轴1、计算轴上的负载FF2127.3321.22Nd3t4 t3 12d34Ft3tan21.22tan2、首先根据轴的框架图制作轴计算图。明确滚动轴承的支撑点，应从手册中查取a值，计算跨距为16mm。3、根据轴的计算图制作轴的弯矩图和转矩图图5.7低速轴弯矩图图5.8低速轴扭矩图F 413467.721321.2261.348N(负号表示方向相反）R1 16 16FR2Fr4FR17.721.3489.068NMmaxFR2139.06813117.884N.mm按摩头连接轴处存在T0225150N.mm的扭矩所以Tmax50N.mm。4、轴的抗压强度通过弯曲和扭转产生的原位应力得到验证。计算轴上应力117.8842(0.625)2M 2117.8842(0.625)2ca1

max max W1

0.162

33.009MP[1]先前选择的轴的原材料是45号钢，可以从轴的常见原材料特性表[1]中找到[-1]=60MPa，因此ca<[-1]，故安全。轴承的校核蜗杆轴承的计算因为蜗杆上支反力为零，所以轴承必定安全，不需要校核。高速轴轴承的计算在前面计算蜗轮轴时采用1000086号深沟球轴承，其主要参数如下：基本额定值的静载荷：C00.40KN基本额定动负荷：C0122.613N11122从上面可以看出，右轴承上的负载与左轴承上的负载相似，因此请用更大的力检查轴承。如果轴承符合要求，则另一端的轴承必须符合要求。。F2NHF2NH1 NV1F2轴承所受径向力 2

26.49N(2)查表得，X=1，Y=0f

1.0~1.2fP

1.1[]。则P1.1(26.49210)29.141N（：根据该列计算轴承的使用寿命轴承的最小使用寿命为Lh436522920h（工作时间）由公式CP3

60nLh106

26.4923

603002920106

99.235N（球轴承取3）因此所选择的轴承满足设计要求。5.5.3低速轴轴承的计算1000084100085基本额定静载荷：基本额定动载荷：

C00.40KNC00.80KNF 413467.721321.2261.348N(负号表示方向相反）R1 20 20FR2Fr4FR17.721.3489.068N（1）求比值轴承所受径向力FR2Fr4FR17.721.3489.068N(2)查表得，X=1，Y=0，fP1.0~1.2，取fP1.1。则P1.1(9.06810)9.975N（3）验算轴承的寿命按要求轴承的最短寿命为Lh436522920h（工作时间）由公式CP3

106

603002920106

39.9N（球轴承取3）因此所选择的轴承满足设计要求。键连接强度的校核7毂的材料都是铸铁，键的材料为钢，由表查铸铁的许用挤压用力p p70[3]取中间值，p p键的工作长度取为4mm，键与轮键槽的接触高度k0.5h0.521mm。由式可得： 2 [3] 10 2 [3]p2 kld

146同理低速轴上的强度为同理低速轴上的强度为

2T1032378.63 3 3 31.55MP[3]故各键均满足要求。

kld

1466按摩头的设计按摩头外包覆层的选择加热功能的都不能保持恒定温度故在选择按摩手垫时选择具有蓄热能力的多层PTC按摩头材料选择POMPOM（聚甲醛：聚甲醛也称为多空气氧化聚甲醛（俗称POM。它也被称为POM是一种无主链，高密度、高结晶度的线性聚合物，的温度下长时间使用。其耐磨性和自润滑性能也优于大多数塑料产品，并且具有出色的耐酸碱性能和抗过氧化物性能。按摩头结构的设计图6.1按摩头三维图图6.2按摩头结构图360 7整体结构及控制调速电路设计设计调速装置PWM（PWM是用于调节直流电动机改变电2.3.改变电枢回路电阻。最常见的是，可用于该设计的方法是变速系统软件，即1（改变电枢工作电压）HW-1020微型调速器就是利用脉宽调制(PWM)外壳材料的选择（PPS260PTFE，其循环系统仅