颈部按摩器结构设计

颈部按摩器结构设计

摘要：颈部按摩器是指专门针对颈部按摩的颈枕类产品，本设计通过对颈部按摩器结

构的设计使之能适应不同人群需要且便于携带。本颈部按摩器包括包覆层、壳体、马

达、传动装置、控制电路、直流电源及一对按摩头，马达、电池及传动装置均安置在

壳体内，传动装置包括蜗杆，一对啮合于蜗杆左右两侧的蜗轮和齿轮系，马达的输出

轴与蜗杆同轴相连，驱动该对输出轴旋转，该对按摩头对应安装在所述传动输出轴上,

并突出于壳体外，壳体分别收容一齿轮传动系的左右传动装置，左右传动装置均啮合

与蜗杆上，一扭簧也枢接于蜗杆上，且其末端分别抵于左右传动装置安装部，这样，

左右传动装置便可绕马达及蜗杆轴心作一定幅度的选装，所以该按摩器可以根据颈部

粗细对按摩头艰巨进行自适应调整，达到更好的按摩效果。

关键词：颈部按摩，强度校核，便携性

Neckmessagestructuredesign

Abstract:Neckmassagerreferstospecialneckmassageneckpillowproducts.Thisdesign

throughthedesignofneckmassagerstructuretomeettheneedsofdifferentpopulations

andeasytocarry.Theneckmassagerincludesacoatinglayer,shell,motor,transmission

device,controlcircuit,DCpowersupplyandapairofmassagehead,motor,batteryand

transmissiondeviceareanangedinthecasingbody,drivingdevicecomprisesaworm,

wormwheelandwormgearsystemtoengagetotheleftandrightsides,theoutputshaftof

themotoriscoaxiallyconnectedwiththeworm,drivingtherotationoftheoutputshaft,the

massageheadarrangedinthetransmissionoutputshaft,andprominentintheshell,leftand

righttransmissionhousingrespectivelycontainingageardrivetrain,sodrivedeviceis

engagedwiththeworm,atorsionspringispivotedintheworm,anditsendisontheleft

andrightdrivingdeviceinstallationpari,thus,leftandrighttransmissiondevicecanmake

arangeofoptionalwoundmotorandwormaxis,sothemassagercanaccordingtothe

thicknessoftheneckmassageheaddifficultadjust,achievebettermassageeffect.

Keywords：transmissionschemeneckmassage,strengthcheck,portability

目录

前言.......................................................................1

1绪论.....................................................................2

1.1本次设计的来源........................................................2

L2本次设计研究背景及目的.................................................2

1.3本次设计研究的意义....................................................2

1.4有关颈部按摩器结构及成本国内概况.....................................3

1.5本文研究的主要内容....................................................4

2总体传动方案确定.........................................................5

2.1传动类型的确定.........................................................5

2.2传动结构的确定.........................................................5

3动力装置的选择...........................................................7

3.1确定电动机功率........................................................7

3.2电源的确定.............................................................7

4传动装置的设计计算.......................................................9

4.1计算传动装置的总传动比和分配各级传动比...............................9

4.2计算传动装置的运动参数.................................................9

4.3蜗杆传动的设计计算.....................................................9

4.4齿轮传动的设计计算....................................................13

5.0轴的设计计算..........................................................18

5.1蜗杆轴的设计..........................................................18

5.2高速轴的设计..........................................................18

5.3低速轴的设计..........................................................20

5.4轴的校核..............................................................21

5.4.1蜗杆轴的校核........................................................21

5.4.2高速轴的校核........................................................23

5.4.3低速轴的校核........................................................25

5.5轴承的校核............................................................27

5.5.1蜗杆轴承的计算......................................................27

5.5.2高速轴轴承的计算....................................................27

5.5.3低速轴轴承的计算....................................................28

5.6校核键连接的强度......................................................28

6按摩头的设计............................................................3()

6.1按摩头外包覆层的选择..................................................30

6.2按摩头材料选择........................................................30

6.3按摩头结构的设计......................................................30

7整体结构及控制调速电路设计..............................................32

7.1调速装置的设计........................................................32

7.2外壳材料的选择........................................................32

7.3整体结构的设计........................................................32

7.4控制电路的设计........................................................33

7.5使用注意说明..........................................................34

结论......................................................................36

参考文献：...............................................................37

致谢......................................................................38

太原工业学院毕业设计

前言

按摩器是近儿年才出现的，随着现在生活压力的增大，现在市场上的按摩器材越

来受到欢迎，其中的一个原因就是保健按摩器材可以很方便的进行按摩，省去了去保

健按摩院的时间了。现在的按摩器的主要原理就是根据物理学，仿生学，生物电学、

中医学以及多年临床实践而研制开发出的一种可以模仿保健按摩医师的多种按摩手

法的保健按摩器材。

颈部按摩器是指专门针对颈部按摩的颈枕类产品，通过或震动或敲打或揉捏的按

摩方式促进颈部血液循环，缓解因长期保持某一固定姿势导致的颈部不适，从而达到

缓解疲劳、有效预防颈椎病的功效。目前市场上的颈部按摩器主要有振动式、脉冲式

和揉捏式几种按摩方式。由于市场上颈部按摩器大多数体积较大且采用交流供电方

式，这样颈部按摩器携带不方便，为克服这些缺点，本设计重点在于改进按摩器的便

携性，其次在于按摩机构的工作原理设计及其结构设计，强度计算及校核。通过调查

市场按摩器的各相关参数，设计主要包括动力元件、传动原件、执行原件及外壳，使

按摩器使用时调整方便，且成本不高。

毕业设计是在学完了所有课程，并进行了生产实习的基础上进行的一个教学环

节。这是我们在毕业前对所学课程的一次深入的全面的总复习，也是一次理论联系实

际的训练，更是一次毕业总结。因此，毕业设计在这四年的学习中占有十分重要的地

位，要求每位毕业生都能发挥所能，做好自己的设计，给自己的学业划上一个圆满的

句号。在参加毕业设计的全过程中，指导老师梁雅琴老师给予了大力的支持和指导，

在此，向梁老师表示衷心的感谢！

由于水平有限，设计中难免有许多不足之处，敬请老师同学给予批评指正。

1

1绪论

1.1本次设计的来源

本课题属于太原工业学院机械工程系学生毕业设计指定设计内容。是根据国际和

国内的最新形势和市场需求而确定的研究课题。对实际的生产和生活有很大的实际意

义。

L2本次设计研究背景及目的

随着经济不断发展以及人们生活节奏的不断加快，人们越来越重视身心健康。目

前我国的“亚健康”人群的比重已达到70%左右，超过了9亿人，而用推拿按摩进行

保健是我国中华医学的传统项目，因为老幼皆宜，应用范围十分广泛。随着具有保健

功能的各种按摩器等产品出现。也因为在舒缓压力，缓解疲劳等方面的效果显著而备

受处于“亚健康”生活状态的消费者欢迎。巨大的需求与发展空间一定会让各种类型

的家用按摩机械发展势头强劲，成为健康产业的新的增长点。在丰厚的利润和发展空

间的吸引下，我国的不少企业纷纷涉足按摩器具生产领域。

本设计主要针对长时间伏案，作的人，尤具是电脑使用者。颈部按摩器可在，作

时使用，要求安全、轻便、舒适；由于是针对颈部，因此按摩器工作时还必须轻柔、

舒缓，且不影响使用者低头工作。

1.3本次设计研究的意义

随着人们生活水平的小断提高，相应的社会节奏和工作压力也随之增大，人民需

要放松自己来缓减工作的压力和身心疲惫，因此各种人体保健机械走入大众家庭。人

民在长时间的看书、写字或在电脑前工作时，常常感到颈部肌肉酸痛，严重时还导致

颈部不能转动，领用户甚为烦恼和痛苦，因此，颈部按摩器应运而生。目前，对于人

体的颈部的按摩主要有人为按摩和机械按摩，人为按摩为人工劳动，其受人为因素影

响较大，按摩质量上很难到达保证，而且需要到制定的服务场所，旦还需要有专业的

人士方可，不能随时随地的按摩；而对于机械按摩，现有的颈部按摩器的结构大多都

2

不能根据用户颈部的粗细来适应地调整两按摩头间的距高，而使用者的颈部有粗有

细，若两按摩头间的距离相对使用者的颈部来说偏大，会按摩不到或按摩力度不够，

若偏小，会使得按摩力度太大，从而不能到达很好的按摩效果。

关键在于现有的颈部按摩器一般以按摩头的侧面对颈部进行挤压式按摩，这种按

摩方式需要的动力较大，所以需要配置的马达及其他结构都比较笨重，从而是整体结

构笨重，不方便使用和携带。本设计可用按摩头进行接触揉捏式按摩，可根据不同人

需要调整按摩头间的距离，且成本较低，可以满足大众需要。

1.4有关颈部按摩器结构及成本国内概况

(1)按摩椅

按摩椅制造商主要集中在广东、浙江和福建，山东和北京的产量也在上升。价格

从400元到35000元都有，但是大多都在3000到20000元之间，一般采用铁管架、

PU革。低端产品具有基本结构和按摩功能，采用PVC革，靠背可手动调节内埋按摩头,

仅有背部振动按摩，价格介乎500至U10000元。除了振动，中端产品还有揉捏、滚法、

轻拍等按摩手法。有些产品小腿架内置气囊按摩小腿。坐椅可通过气举泵调节高度和

角度。椅身采用PU革或PVC革。有些产品还具有MP3播放等娱乐功能。高端产品价

格介于20000至35000美元之间，除了中端产品的所有功能，还在扶手处内置气囊以

按摩胳膊。有些产品还能配合按摩的速度和强度播放音乐，具有热疗、红外功能。椅

身采用高档PU革和真皮。有些高档产品装有传感器，能根据用户的身体曲线量身按

摩，还提供同时指压、拍打与振动等按摩手法。采用通过RoHS认证的马达。新推出

的按摩椅还有手状塑料装置用以按摩肩部。多数中高端产品都有USB接口、因特网连

接线、收音机、扬声器、MP3及DVD播放器。

(2)按摩垫、枕

颈部按摩垫使用方便，可以和按摩椅相媲美，同时小巧轻便，受欢迎程度不断升

温，产品线年增一到二成。此类产品具有振动、抚推、轻拍等按摩手法，通常带有汽

车电源插头。有时为了促销，会做成色彩丰富的心型和水果造型。低端产品在100元

以下，仅有振动功能，表面采用PVC、T/C或者等级较低的桃皮绒，缝纫粗糙易破损。

采用低密度海绵填充，长久使用后会变形。马达和电子元件在本地采购、产品无认证、

使用寿命不到一年。中端产品介乎100到300元之司，采用PU革面或柔软桃皮绒及

3

高回弹海绵。有些产品具有收音机、MP3播放器等娱乐功能，按摩手法包括振动、揉

捏、轻拍等。马达和电子元件有质量认证，寿命可达两年。高端按摩垫在300元以上,

采用真皮和记忆海绵，后者能够迎合人体曲线，不易变形。可采用无线遥控器设置多

种按摩程序，内置收音机和MP3播放器。

L5本文研究的主要内容

本文从利用仿生学入手模仿人手揉捏动作，研究颈部按摩器结构基本方案，重点

在按摩机构的工作原理设计及其结构设计，强度计算及校核。

（1）根据课题要求进行调查研究，了解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机械工作原理设计，确定主要技术

参数；

（3）完成按摩器结构设计，进行工作装置关键部分结构设计，及强度计算绘制结

构装配图；

（4）按摩器主要零件设计，绘制零件图。

4

2总体传动方案确定

2.1传动类型的确定

常见的传动形式有机械传动、液压传动、气压传动、电气传动。其中：

机械传动主要有齿轮传动、蜗杆传动、链传动、带传动、螺旋传动。不同的传动

方式有不同的优缺点。

液压传动传递相同功率的情况下，液压传动装置的体积小、重量轻、惯性小，速

度、扭矩、功率均可无级调节，动作响应性快。液压传动因有相对运动表面不可避免

地存在泄漏，液流动过程中存在沿损失、局部损失和泄漏损失，传动效率较低

气压传动以空气为工作介质，工作介质获得比较容易，用后的空气排到大气中，

处理方便，损失也很小，所以便于集中供气、远距离输送，比液压、电子、电气控制

优越，成本低，过载能自动保护。但是由于空气具有可压缩性，因此工作速度稳定性

稍差，噪声较大。

电气传动精确度高、节省能源、精密控制、改善环保水平、降低噪音、节约成本。

但是其机械特性小，稳定性差、传递功率小且只能用于调速要求不高的场合。

因为气压传动和液压传动仅动力原件就要占用很大的体积，电气传动需要较高电

压来满足工作条件，且设计成本有限采用传统的机械传动就可以满足要求。

2.2传动结构的确定

颈部按摩器结构类似于传统机械领域减速器结构，可采用多种传动方案，采用如

齿轮传动，带传动，链传动，蜗杆传动均可以。但由于链传动噪声较大且有多边形效

应，带传动效率很低故均不采用。

本设计一亮点为便携性，故要合理安排各传动零件。若采用单极蜗杆或齿轮传动,

首先按摩头距离难以满足要求，若加大零件尺寸则传动所占体积较大，而旦与电动机

相连接会使按摩器过宽。所以采用考虑两级传动，若采用两级齿轮传动同样与电动机

输出轴相连接也会使得按摩器过宽。要克服这一问题考虑蜗轮蜗杆传动，它适用于空

间垂直而不相交的两轴间的运动和动力，这样可以使电动机纵向放置。利用锥齿轮也

可以将电动机横向放置，但两个按摩头需要两个电动机分别带动，为节省成本和空间

5

不采用锥齿轮传动。故拟采用蜗杆减速和齿轮减速的方案进行设计，传动装置一端连

接动力装置，另一端连接按摩头。

为了改善灵活性，即可以根据用户的需要调节按摩头的距离，拟采用类似于门转

动时可绕合页转动的形式。按摩器由“两翼”组成，两按摩头分别装在“两翼”两翼

可按轴心旋转一定的角度，轴心处装有扭矩弹簧，用以恢复原来的角度。

6

3动力装置的选择

3.1确定电动机功率

根据市场调查，市场上大部分各类按摩器均为交流电源，所以功率较大。本设计

考虑到为便携式按摩器，拟采用直流电源，而且颈部为人体较为敏感的部位，所需力

度不是很大。

选取电动机功率时根据按摩器能达到的最大力度来设计计算，初拟颈部按摩头的

最大转速为150%11n，根据所设计按摩头，与颈部所接触的部分转速为：

15%0'1=2.5*°.025%

按摩头头部与颈部皮肤接触，查阅相关资料，枝据人体皮肤的阻尼系数，需要克

服摩擦力和压力，每个单个按摩头头部大致需要25N的力［17］。

工作装置所需功率R：兄尸旦工&卬［1］

100()”

其中Q=4X25N=100N,vlv=0.025/«/5,工作装置的效率本例考虑蜗轮蜗杆齿

轮及其轴承的效率双头蜗杆效率为0.80,齿轮传动效率为0.96,滚动轴承的效率为

0.99,电动机输出轴与蜗杆轴的效率0.97。

3

rjw=0.80x0.96x0.99x0.98=0.73。

所以工作装置所需的功率为：4=宗匚=吗当空=3.42卬

因载荷平稳，为防止皮肤粗糙或按摩器佩戴不当引起过载，选电动机的额定功

率9〃为5.0W。所以电动机选择“华锐”牌型号545,额定功率为5w,其额定转速为

3000rpm,基本尺寸为37.5*30。电动机的安装结构型式以及其中心高、外形尺寸、轴

伸尺寸等均可由表查得。

3.2电源的确定

根据电动机功率选择可以反复充电放电的锂电池供电，因为锂电池能量比较高、

使用寿命长，使用寿命可达到6年以上，磷酸亚铁锂为正极的电池IC(100%DDD)充

放电，有可以使用10,000次的记录，自放电率很低，重量轻，相同体积下重量约为

7

铅酸产品的1/67/5,绿色环保，不论生产、使用和报废，都不含有、也不产生任何

铅、汞、镉等有毒有害重金属元素和物质，使用额定电压为4.2V的恒流恒压充电器,

可以使锂离子电池在1.5-2.5个小时内就充满电。

所以选取“3.7V、2000Mh”的电池，并选配与之适应的充电器。

8

4传动装置的设计计算

4.1计算传动装置的总传动比和分配各级传动比

从电动机3000rpm到按摩头转速150rpm,总传动比达到1：20,直接利用单机减

速(蜗轮蜗杆减速)可达到要求，但是这中方案会使传动零件过大，且两按摩头间距

离达不到要求，所以采用蜗轮蜗杆减速和圆柱齿轮减速的二级减速装置。蜗轮蜗杆的

传动比可以大一些，传动比为1：10,为避免传动效率过小，所以采用双头蜗杆传动。

圆柱直齿轮传动比为1：2。

4.2计算传动装置的运动参数

各轴的转速如下：

蜗杆轴/?,=3000r/niin

古、米六।n.3000.

高速轴n^=—=------=300r/nun

~j1()

低速轴n3=-^=—=150/7min

42

4.3蜗杆传动的设计计算

(i)选择蜗杆传动类型

根据GB/T10085—1988的推荐，采用渐开线蜗杆(ZI)。

(2)选择材料

考虑到蜗杆传动功率不大，速度只是中等，故蜗杆采用45钢；囚希望效率高些,

耐磨性好些，故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度为45〜55HRC。蜗轮用铸锡磷青铜

ZCuSnlOPl,金属模铸造。

(3)按齿面接触疲劳强度进行设计

根据闭式蜗杆传动的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行设计，再校核齿根弯

曲疲劳强度。由传动中心距：

9

a~~0[1]

vk/vJ

①确定作用在蜗轮上的转矩工

按Z1=2,估取效率〃=0.8,则

T95.5x1()5P,95.5xl05x5xl()-3x0.99

T=--------L=-------------------Nxz•mm=15.74N-nun

马3000

丁95.5x10%95.5X105X5X103X0.99X0.80「川

T,=--------=------------------------NXR•mm=127.33N-mm

-n23(X)

②确定载荷系数K

因工作载荷有轻微冲击，取载荷分布不均系数

取使用系数KA=1.15[1]；

由于转速不高，冲击不大，可取动载系数K,,=1.05[1]；

则由K=KAK/yKv=1.15xlxl.05«1.21[l]o

③确定弹性影响系数ZE

因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故ZE=160Mp/[l]o

④确定接触系数Zp

先假设蜗杆分度圆直径4和传动中心距。的比值4=0.25,mzp=3.33[1]O

a

⑤确定许用接触应力[外」

根据蜗轮材料为铸锡磷青铜ZCuSnlOPl,砂模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度小于45HRC,

可查得蜗轮的基本许用应力口/刁50MPa[1]。

应力循环次数：

30007

N=60JXLA=60xlx^-x(4x365x2)«5.256xl0[3]

寿命系数K，、.=J——―-=0.8126

△V5.256X107

贝I」口〃]=K“N•田〃]'=0.8126xl5O=121.89MPf/

10

⑥计算中心距

tz>3ll.21x31.8xf160x333"|=9.025如〃

vI121.89）

⑦取中心距a=20mm,因i=10,取模数m=1mm,蜗杆分度圆直径&=8mm这时色■=0.4

a

查得接触系数Z；=2.74[l]。因为Z；〈Zp,因此以上计算结果可用。

（3）蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸

①蜗杆

轴向尺距Pa=3.14x1=3.14mm[4]；

直径系数4=10;

齿顶圆直径-4+Ihjn-8+2x1x1-\Onun[4]；

齿根圆直径%=4-+c)=8-2(lxl+0.2xl)=5.6mm[4]；

分度圆导程角/=2「4805〃[4]；

蜗杆轴向齿厚S,=理="d=1.57mm[4]。

22

②蜗轮

蜗轮齿数Z2=20；

变位系数X2=-O.5OOmm；

演算传动比'三=型=10,这时传动误差比为。，是允许的；

42

蜗轮分度圆直径4=/应2=lx20=20mm[4]；

蜗轮喉圆直径4=4+2%=20+2[IX(1.5-0.5)]=22mm[4]；

蜗轮齿根圆直径d/2=d2-2%=20-2[1X(1.5+0.5+0.2X1)]=I5.8M[4];

蜗轮咽喉母圆半径r=a--d-2O--=9mm[4]。

x-22p2

(5)校核齿根弯曲疲劳强度

1.53KT2vvr1r.-i

a}a2m

ii

当量齿数z,「今=1_^=24.98⑴；

"COST/(cos2l.8)

根据X2=-0.5,Zv2=24.98查得齿形系数：Y,al=3.65[1]；

螺旋角系数〃=1一名7=1-*-=0.8443；

/1400140

许用弯曲应力：口/=口』•K,N[4]；

由ZCuSnlOPl制造的蜗轮的基本许用弯曲应力口』二29MPa[1]；

寿命系数”杵=展矿。4433；

[CFF]=29X0.443=12.874MPa；

所以…普薪23.65x0.8443=4.58M外可见弯曲强度是满足的。

（6）验算效率〃

77=(0.95〜0.96)、[4]；

tan(7+9j

已知/=2-48"05”=21.8°；仪,=arctan/,；工，与相对滑动速度匕有关。

_欣]〃]_vx8x3000

=1.352m/s

s-60x1000cos/-60x1000XCOS21.8°

用插值法查得了「0.0268[l],化=1°30，代入式中得77二0.93,大于原估计值，因此不

用重算。

（7）精度等级公差和表面粗糙度的确定

考虑到所设计的蜗杆传动是动力传动，属于通用机械减速器，从GB/T10089—1988

圆柱蜗杆、蜗轮精度中选择8级精度，侧隙种类为f,标注为8fGB/T10089-1988o

查得蜗杆的齿厚公差为T”=71um[4],蜗轮的齿厚公差为I；?=140um[4]；蜗杆的

齿面和顶圆的表而粗糙度均为1.6um[4],蜗轮的齿面和顶圆的表面粗糙度为L6H

m和3.2um[4]。

（8）计算蜗轮上的力

27；=2x1524=3975yv

△出8

2x127.33

三=31.835N

~S~

Frl=tana=31.85xtan20=11.59N

4.4齿轮传动的设计计算

1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数

(1)选用直齿圆柱齿轮传动；

(2)选用8级精度；

(3)材料选择:选择小齿轮材料为HT250,硬度为170HBS,大齿轮材料为HT300,硬

度为210BS[l],二者材料硬度差为40HBS；

(4)试选小齿轮齿数4=20,大齿轮齿数为z2=2x40=80。

2、按齿面接触强度设计

按设计计算公式进行试算，即

W辞？而卬

(1)确定公式内的各计算数值

①试选载荷系数Kt=l.3

②计算小齿轮传递的转矩。

T95.5x105P,95.5X105X5X10-3X0.99X0.8

T=--------L=-----------------------NM•mm=127.33N-mm

1H,30()

③选取尺宽系数4>d=0.5[l]

④查得材料的弹性影响系数Zg=173.9MM12[1]

⑤按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限。mm=380MPa,大齿轮的解除疲劳强

度极限与2=领MPa⑴；

⑥计算应力循环次数

N,=60nljl.h=60x300xlx(4x365x2)=5.256xlO7

13

5.256x1（。

=2.628xlO7

F

⑦查得接触疲劳寿命系数：K〃M=I，=

⑧计算接触疲劳许用应力

取失效概率为1%,安全系数S=l,

[aH]=♦让回吐=1x38()M&=380MP。

S

。1="=1x400MPa=400MP。

(2)计算

①试算小齿轮分度圆直径dlt,代入匕〃]中较小的值。由

=10.91mm

②计算圆周速度V

V二五4/="xl°.9lx3（）O=0.i7ni/s[4]

60x100060x1000

③计算齿宽b

b=<l）cldh=0.5X10.91nlm=5.455mm

④计算齿宽与齿高之比号

h

模数m二金二1°⑼二0.5455mm

'z,20

齿高h=2.25m,=2.25X0.545nlm=1.227mm

2=4.445

h

⑤计算载荷系数。

根据v=0.17m/s,8级精度,动载系数降=1.05[1]；

直齿轮K.=KFa=l；

查得使用系数KA=1[1]；

8级精度小齿轮相对支撑非对称布置时，K=1.450[1]

up;

由b/h,K期=1.450；

KFp=1.40[1]；

故载荷系数K=KAxkK〃6=1XI.03X1X1.450=1.49。

⑥按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径：

dx=d[t^KIK,=10.91x71.49/1.3mm=ll.41mm[1]

⑦计算模数m

m=^]_=JL41mm=057mm

z.20

3、按齿根弯曲强度设计

弯曲强度的设计公式为

32K1]%%ril

（1）确定公式内的各计算数值

①查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限。,月=100Mp4、大齿轮的弯曲疲劳极限强度

frF£2=110MPa[l]；

=

②弯曲寿命系数KFNl0.97、K柳2=0,98[1]；

③计算弯曲疲劳许用应力

取弯曲疲劳安全系数S=l.4

[b阳]1=(KFN\Xb阳)/S=09J：100=69.28Mpa

1.4

「i°\/e0.98x11077“r11

[o-FE2]2=(KFN1xcrrE2)/s=————=77MpaLUo

④计算载荷系数K

K=K.AxKv>xK,1.1(1!x/C.//7=lX1.03X1XI.450=1.49

⑤查取应力校正系数

查得L=L55;L=L67[1]

⑥查取齿形系数

查得%i=2.80；片2=2.40[1]

15

YY

⑦计算大、小齿轮的并廿加以比较

2.80x1.55

二0.0626

69.28

一：吟,2=2.40x1.67=00520

瓦]277

大齿轮的数值大。

(2)设计计算

3I--------------------------

G2x149x17・33X0Q626=0.49mm[1]

V0.5x202

对结果进行处理取m=0.6nim

小齿轮齿数ZM/m=10.91/0.6=18.18(MX20)

大齿轮齿数Z2=/，^=2x20=40

4、几何尺寸和力的计算

(1)计算中心距

a=(dt+d2)/2=(l2+24)/2=18mm

(2)计算大、小齿轮相关直径

小齿轮分度圆直径J=Z1m=20x0.6=12mm[3]；

大齿轮分度圆直径J2=Z2m=40x0.6=24mm[3]；

小齿轮齿顶圆直径=4+2h*m=12+2x1x0.6=[3.2mm[3]；

小齿轮齿根圆直径为।=J,-+c)=12-2(1x0.6+0.2x0.6)=10.56/?un[3]；

大齿顶圆直径dal=d2+2h：m=24+2x1x0.6=25.2〃〃〃[3]；

大齿根圆直径乙2=4-2(〃：m+c)=24-2(lx().6+0.2x0.6)=22.56帆〃？[3]；

(3)计算齿轮宽度

b=dJt=6mm

(4)力的大小

_=27；=2x127.33=2L22yv

/12

16

FT3=F13tana=21.22xtan20=7.72N

5、小结

由此设计有

模数分度圆直径齿宽齿数

小齿轮0.6

12620

大齿轮

0.624640

17

5.0轴的设计计算

5.1蜗杆轴的设计

（1）蜗杆轴与电机输出轴可与电动机输出轴用联轴器相联，采用微型膜片联轴器,

具体型号为EKL型紧凑型。在蜗杆轴的另一端采用带有外环的套筒通过壳体定位,

滚动轴承装在套筒内，通过蜗杆轴轴肩固定。右侧轴承右端通过壳体固定，左侧

通过轴肩固定。为保证蜗杆与蜗轮具有足够的接触长度，以及避免安装误差，所

以传动螺旋线部分取151nm。套筒外装有扭矩弹簧，用于调节按摩器角度。

（2）轴的结构设计

图5.1蜗杆轴结构简图

1-2段用于安装联轴器3mm,轴颈为3mm；

2-3段用于安装深沟球轴承，型号选为1000084,轴承左端通过轴肩固定，右

端通过轴承端盖固定。取本段长度为5mm,与深沟球轴承相配合的轴颈为4nim；

3-4段、5-6段为避免与蜗杆啮合蜗轮与壳体相触且要求蜗杆与蜗轮啮合位置

居中，各取4mm,1mm轴颈为5nun；

4-5段为蜗杆螺旋线部分取17nm1。

所以高速轴总长为：

L—+4_4+4-5+L$_6+乙6-7=3+5+4+17+1+3=33mm

取轴端倒角为1.2*45°,各轴肩处的圆角为1.6。

5.2高速轴的设计

1、总结以上的数据。

功率转矩转速

3.96W127.33N・mm300r/min

2、初步确定轴的直径

初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45号钢。

由公式d>，但传递功率很小，所以初选轴颈4nim.

3、选轴承

根据轴颈选深沟球轴承1000084,通过杳手册［5］得d=4mm,B=3mnio

4、由于轴上小齿轮eK1.6nL，所以将轴做成齿轮轴［10］。

5、轴的结构设计

（1）拟定轴上零件的装配方案

由于小齿轮做成齿轮轴，轴上只需安装蜗轮和定位套筒以及轴承。

（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

43

19

①：[产B]+B2+4-2十乙-3+4-4+45+L、_6+4.7=18mm

1-2段轴我们取为4mm,直径4mm,与1-2相配合的为深沟球轴承，右端用壳体

定位，左端通过轴肩定位。

②：2-3段取1mm,直径6mm；

4~5段取1mm,直径6mmo

③：5-6段取4mm,直径5田田，蜗轮左端用套筒定位，右端通过轴肩进行定位。

©：6-7段取4nim,直径4nun,与6-7段相配合的为深沟球轴承，左端通过轴承定

位，右端用轴肩定位。

(3)轴上零件得周向定位

本轴上需要周向定位的零件为蜗轮，通过平键连接，根据轴段直径5mm取平键

bxh=2x2o

同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，固选择齿轮轮毂与轴得配合选

H7/n6o滚动轴承与轴得周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为

【116。

(4)确定轴的的倒角和圆角

取轴端倒角为L2*450[1],各轴肩处的圆角为1.6。

5.3低速轴的设计

1、总结以上的数据。

195.5x10%95.5x\(fx3.S6x\03浦

T,=-------------=-------------------------N•mm=368.63N-mm

~ny100

功率转矩转速

3.86W378.63N-mmlOOr/min

2、初步确定轴的直径

初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45号钢。

由公式d>3,但传递功率很小，所以初选轴颈5nini。

20

为保证大齿轮和小齿轮充分啮合，所以距离一定要准确。根据高速轴上小齿轮的

分布状况合理布置低速轴上大齿轮。

3、轴的结构设计

图5.3低速轴结构简图

1-2段与轴承配合，选用型号为1000084的深沟球轴承，取为3mm,轴承左侧通

过套筒位，右侧通过壳体定位，轴颈为你叱

2-3段为了与高速轴的长度保持一致，取为5mm,轴颈为5mm；

3-4段为轴环取为1mm；

4-5段安装大齿轮并安装轴承，且配合轴承型号为1000086的深沟球轴承，轴承

左端靠轴承端盖定位，右端靠套筒定位。齿轮左侧用套筒固定，右侧通过轴环定位，

套筒高度低于轴承内圈的高度，否则不便于安装拆卸，且为了与小齿轮能够严格的啮

合，取套筒长为2mm,轴颈为6nlm。长度取为11mm；

5-6段与轴承配合而要伸出壳体外与按摩头配合取为5mm,轴颈取为6nlm。与轴颈

配合的轴承型号选为100086深沟球轴承，5-6段取1mm的退刀槽。

5.4轴的校核

5.4.1蜗杆轴的校核

21

1、与电动机相连的蜗杆轴,蜗杆上的力可有蜗轮轴上力推出。

切向力：外=工2=予=生"£=3.9757

U18

左打，小L心2北2x127.33Q1..

轴I可力：Fai=Fn=——=-------------=31.835N

d28

径向力：F

FrX=Frl=I2tana=31.85xtan20=11.59N

2、首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中

查取a值，计算跨距为28mm。

3、根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图，计算支反力。

由于蜗杆两侧均有蜗轮啮合，所以蜗杆两侧的径向力抵消，且轴向力方向相同，

将轴向力简化到轴上后转矩也相互抵消，所以蜗杆轴弯矩为零

FRI=%=0

T=T=15.74N・mm

T

L

图5.4蜗杆轴扭矩图

4、按弯扭合成应力校核轴的强度

进行校核时通常只校核承受最大弯矩和最大招矩的截而（即危险截面C的用度）,

22

。仁0.6（式中的弯曲应力为脉动循环变应力。当扭转切应力为静应力时取ag0.3；

当扭转切应力为脉动循环变应力时取a%0.6）

计算轴的应力

他二十(叫了二府+(06x15.74)2

2=5.902MP[1]

~Wi―0.1x4

前已选定轴的材料为45号钢，由轴常用材料性能表查得[*]=60MPa,^<[（7.,]

因此故安全。

5.4.2高速轴的校核

1、计算高速轴的上的载荷（上文已经求出）。

厂厂27；2x15.9___..

F..=F=—L=----------=3.9o75

""2al48

k27；2x127.33,,_...

F7r.=F,,=--=-------------=31.8Q35N

a,〃*8

Fr{==耳2tana=31.85xtan20=11.59N

27；=2x127.33=2122N

W12

Fr3=>3tana=21.22xtan20=7.72N

2、首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中

查取a值,计算跨距为17mm[3]。

3、根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。

23

图5.5高速轴扭矩图

图5.6高速轴弯矩图

62二(4+幻+£3)<4—0-5£2><431.835x14+7.72x6-().5x3.975x17

>22.613N

JLJ+L)+417

F.、=£2+£3一£、也=31.835+7.72-22.613=16.942N

厂F^x(L.+L.)+Ft^.L.11.59x14+21.22x6

「NV1~=14.479N

L、++L?17

24

=几十43-=11.59+21.22-14.479=18.3317V

MHI=FNH、x4=22.613x6=135.678A^•mm

MH2=FNHyxL}=\6.942x6=101.652N•mm

MVI=FW)XL3=14.497x6=86.874N•mm

MV2=EMx。=18.331x6=109.986N-mm

必==Jl35.6782+86.8742=161.107N.mm

22

M2==V101.652+109.986=149.7677Vmm

11=%x&=ll.59xlO=U5.9N・mm

几=仆&+月3乂&=11.59x10+21.22x6=243.22Nmii

4、按弯扭合成应力校核轴的强度

进行校核时通常只校核承受最大弯矩和最大扭矩的截面（即危险截面C的强度）,

a^0.6（式中的弯曲应力为脉动循环变应力。当扭转切应力为静应力时取a七。.3；

当扭转切应力为脉动循环变应力时取a~0.6）

计算轴的应力

叫了J161.1072+(().6x115.9日

-35.8IMP

~WX_(IS

*2+(叽)2_"49.7672+(0.6x243.2斤

2=42.675MP

~W2—0.1x7

前已选定轴的材料为45号钢，由轴常用材料性能表查得[u』=60MPa因此错误!

未找到引用源。＜[2],故安全。

5.4.3低速轴的校核

1、计算轴上载荷

."27；2x127.33

r,==--=------------=21.22N

‘d413412

%=%=%tana=21.22xtan20=7.72N

25

2、首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中

查取a值，计算跨距为16mm。

3、根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图

M小

11Z884N・mm

k

图5.7低速轴弯矩图

T

L

图5.8低速轴扭矩图

%x13-&x6_7.72x13-21.22x6

=T.348N（负号表示方向相反）

1616

FR2=F~-FRI=7.72+1.348=9.068N

“max=%X13=9.068X13=117.884N.nvn

26

按摩头连接轴处存在工)=2x25x1=50N.mm的扭矩

所以《ax=50N.mm。

4、按弯扭合成应力校核轴的强度

计算轴的应力

1M皿：+⑺工…产=JUS©?+(0.6x25)2二

33.009/WP[1]

叫—0.1x62

前已选定轴的材料为45号钢，由轴常用材料性能表查得［b』=60MPa,因此

qa〈［bj，故安全。

5.5轴承的校核

5.5.1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。

5.5.2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：

基本额定静载荷：Cn=0A0KN

基本额定动载荷：C。=0.75KN

外也=22.613N

=14.4797V

=18.3317V

由上可知右端轴承所受的载荷与左端轴承相差不多，所以对受力较大轴承进行校

核，如果该轴承满足要求，则另一端端轴承必满足要求。

(1)：求比值

轴承所受径向力耳2=+编।=26.497V

(2)查表得，X=l,Y=0,力,=1.0〜1.2,取力=1.1⑴。则

P=l.lx(26.492x1+0)=29.14IN

27