II揉動腹部按摩裝置設計關鍵詞：回旋揉動、腹部、按摩裝置、便攜性、可調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 錄摘要·································································································································Ⅰ前言 1緒論 2本次設計的來源 2本次設計研究背景及目的 2本次設計研究的意義 2國內相關頸部按摩器的結構和成本概述 2本文研究的主要內容 3明確總體傳動方案 4明確傳動類型 4明確傳動結構 4動力裝置的選擇 6電動機功率確定 6確定電源 6傳動裝置的設計與計算 7計算傳動裝置的總傳動比并分配各級傳動比 7測量并計算齒輪傳動的主要參數 7蝸桿傳動的設計計算 7齒輪傳動的設計計算 10設計計算 14蝸桿軸的設計 14高速軸的設計 15低速軸的設計 17軸校核 18校核蝸桿軸 18校核高速軸 19校核低速軸 22軸承的校核 24蝸桿軸承的計算 24高速軸軸承的計算 24低速軸軸承的計算 24鍵連接的強度的校核 25按摩頭的設計 26按摩頭外包覆層的選擇 26按摩頭材料選擇 26按摩頭結構的設計 26整體結構及控制調速電路設計 29設計調速裝置 29外殼材料的選擇 29整體結構的設計 29控制電路的設計 318結論 33參考文獻： 34致謝 35第第頁35頁前言胃腸動力不足或腸功能障礙通常會引起不適，如腹脹，消化不良和嚴重的便秘。[4]另外，由于水平相對有限，該設計方案中不可避免地存在缺陷，我想請老師同學批評指正。1緒論本次設計的來源本課題的研究屬于常州大學機械工程學院學生畢業設計論文的具體設計方本次設計研究背景及目的9本次設計研究的意義國內相關頸部按摩器的結構和成本概述（1）按摩椅40035，0003,00020,000PUPUPVCMP320,00035,000PURoHS（2）按摩墊、枕10％20％。此類產品具有振動，按摩，拍打和其PVC，T/C100300PU2300MP3[5]。本文主要研究的內容 （1，可以根據該主題的研究規定進行調查和分析，掌握按摩器的工作原理及結構特點；（2）擬定并論證方案，進行工作裝置關鍵部分的設計，確定主要參數；（3）進行按摩器的總體設計，設備重要部分的設計，以及抗壓強度的校核，同時繪制裝配圖；（4）按摩器主要零部件的設計，同時繪制零件圖。 2明確總體傳動方案明確傳動類型在傳遞相同的功率的情況下，液壓傳動設備具有體積小，重量輕，慣性小，電氣設備的傳輸精度高，節能，環保水平高，噪聲小，節約了成本。但是，明確傳動結構圖2.1傳動系統簡圖3選擇動力裝置確定電動機功率在選擇電動機的輸出功率時，主要依據是按摩器可以達到的更大范圍，初步r150，其與腹部所接觸的部分轉速為：1506012.5cms0.025ms25N[17]Pw工作裝置需要的功率Pw：

Fwvwkw1000w

[1]其中Fw425N100N，vw0.025m/s，設備在工作時的效率考慮到傳動0.96，0.80，滾動0.99，0.97。w0.800.960.9930.980.73。w所以工作裝置所需的功率為：

Pw

vw

1000.0253.42w0.755.0w5455w，3000rpm，37.5*30。可以從表中檢查電機的安裝結構及其管理中心的高度，尺寸，軸的延伸規格等。確定電源選擇可以根據電動機的輸出功率對電池進行連續充電和放電的鋰電池電源1C（100％DOD）10,0001/6。另外，在整個4.2V的恒流恒壓充電器，1.5--2.5因此選取電池型號為“3.7V、2000mAh 4傳動裝置的設計與計算計算傳動系統的總傳動比并分配每個傳動比3000rpm150rpm1:20，可以使用（蝸輪減速1:101：2。測量并計算齒輪傳動的主要參數以下為各軸轉速：蝸桿軸n13000r/min2高速軸nn13000300r/min2103低速軸nn2300150r/min3i2 2蝸桿傳動的設計計算（1）選擇蝸桿驅動GB/T10085-1988（ZI。（2）選定原料4545-55HRC。（3）基于齒面接觸疲勞強度進行方案設計3KT3KT2()EP2H[1]a①定義蝸輪上的轉矩2按12，估取效率=0.8，則95.5105P 1n1

95.5105510-30.993000

Nmm15.74Nmm95.5105P 2n2

95.5105510-30.990.8300

Nmm127.33Nmm②定義載荷系數K因為工作負荷無害，所以負荷分布不均勻系數=1[1]；取使用系數A1.15[1]；由于速比不高，影響不大，故可用的負載系數v1.05[1]； v則1.1511.05 v③清除延展性危險系數1由于使用鑄錫青銅蝸輪和鋼蝸桿，故=160a2[1]④清除接觸系數首先假設蝸桿索引圓的直徑d1與傳輸系統的中心距離的比值d1=0.25，取a=3.33[1]。⑤明確允許接觸壓力由于蝸輪蝸桿是由是鑄錫青銅ZCuSn10P1為原材料，選用砂型鑄造，蝸輪齒面的抗壓強度小于45HRC，可確定蝸輪的基本許用應力=150a [1]應力循環系統頻率：60jnL

6013000436525.256107[3]2h81075.2561081075.256107

100.8126H HN H則 H HN H⑥計算中心距31.2131.816031.2131.81603.332121.89⑦取中心距為a=20mmi=10m=1mmd1=8mmd1=0.4=2.74[1]。因為，上述計算結果可用。a （3）蝸桿和蝸輪的幾何規格和主要參數蝸桿軸向尺距am3.1413.14mm；[4]蝸桿直徑系數q10；蝸桿齒頂圓直徑da1蝸桿齒根圓直徑df1

d1d1

2hm821110mm[4]；aa2hmc82110.215.6mm[4]；aa蝸桿分度圓導程角214805[4]；S

m3.1411.57mm[4]。a 2 2蝸輪齒數Z220；蝸輪變位系數20.500mm；蝸輪演算傳動比iz22010，此時傳動系統誤差比為0，是允許的；22 2蝸輪分度圓直徑dmz12020mm2 2蝸輪喉圓直徑da2d2

2ha2=20+2[1×(1.5-0.5)]=22mm；[4]蝸輪齒根圓直徑df2

d22hf2

20211.50.50.2115.8mm[4]；蝸輪咽喉母圓半徑rg2

a1d2a2

20229mm[4]。2（5）校核齒根的彎曲疲勞強度 Y

Y

[]F ddm

Fa2 F12當量齒數為v2

2cos3

20cos283

24.98[1]；X2

v2

24.98YFa2

3.65[1]；螺旋角系數為Y

1 FN140FN

1

21.8140

0.8443；F

F

K

[4]； [1]9 5.256107106由ZCuSn10P1所制造出的蝸輪的基本許用彎曲應力F9 5.2561071069 N106其壽命系數9 N106

0.443[1]；F290.44312.874MPa；故F

1.531.21127.383.650.84434.58MPa8201因此彎曲強度滿足。（6）驗算傳動效率tan [4]；tanvv v通過上述計算可知214805=21.8°；arctanv v因為fv與相對滑動速度Vs有關。Vs

d1n1601000cos

83000 1.352m/s601000cos21.8通過插值法查得fv=0.0268[1]，v130代入計算得=0.93，與原估計值相差不大，所以不需要重新計算。（7）確定精度等級公差與表面粗糙度本設計方案的蝸桿傳動系統是驅動力傳遞系統，屬于通用機械減速器，它的GB/T10089-19888f，標識為8f。結果表明，蝸輪齒厚公差為=71μm[4]，蝸輪齒厚公差為=140μm[4]。1.6μm[4]1.6μm和3.2μm。（8）計算蝸輪上的力d8F 215.743.975Nd8a21F2T22127.3331.835Ndt2d2F F

8tan31.85tan2011.59Nr2 t24.4齒輪傳動的設計計算選擇傳動系統中的傳動齒輪的類型、精度等級、原材料和齒數（1）使用直齒圓柱齒輪傳動裝置；（2）應用8級精度；（3HT250170HBSHT300，210BS[1]40HBS；（4）嘗試選擇小齒輪齒數z120，大齒輪齒數為z224080。2.根據軸頸接觸的抗壓強度設計方案根據設計公式計算并進行試算，即3KT1u3KT1u1ZE2φ·du H

[1]（1）計算公式中每個計算標準值的公式明確①嘗試選擇載荷系數Kt=1.3②計算傳動齒輪的傳動扭矩。95.5105P 1n1

95.5105510-30.990.8300

Nmm127.33Nmm③選擇標尺寬度索引φd＝0.5[1]1④查表可知原材料的彈性系數ZE173.9MPa2[1]H1380H2400MPa[1]；⑥計算原位應力循環系統的頻率N1＝60n1jLh＝603001（43652）＝5.256107N2

5.2561072

2.628107HN1 HN2⑦接觸疲勞壽命指標:K ＝1，HN1 HN2⑧計算接觸疲勞的疲勞強度無效的可能性為1％，安全性能S＝1，HH（2）計算方式

]KHN1lim11380MPa380MPaS]KHN2lim21400MPa400MPaS①嘗試計算小齒輪分度圓的直徑d1t，將較小的值代入[H]。由3KtT1u13KtT1u1ZE2φd·u H

[1]31.3127.33231.3127.3321173.92 · 0.52380②計算圓上的速度VV=

πd1tn11000

π10.91300=601000

=0.17m/s

[4]③計算齒寬bb=φdd1t=0.5×10.91mm=5.455mmb④計算齒寬和齒高的比ht模數m=d1t=10.91=0.5455mmtz1 20齒高h2.25mt=2.25×0.545mm=1.227mmb=4.445h⑤計算負載系數。v根據v=0.17m/s，8級精度，負荷指數K=1.05[1]；v直齒輪KHKF=1；查詢可知使用系數KA=1[1]；8K=1.450[1]；b/h，K=1.450；KF=1.40[1]；故載荷系數K=KAKVKHKH=1×1.03×1×1.450=1.49。⑥根據特定的負載系數校準各個刻度圓的直徑：d1=d1t

3 K/Kt

=10.91

3 1.49/1.3mm=11.41mm[1]⑦計算其模數mmd1=11.41mm=0.57mmz1 203、根據輪齒抗彎強度設計方案設計抗彎強度的公式計算如下32KT32KT1YFaYSaφd1 Fz2σ

[1]（1）確定公式中含有的各計算數值FE2①查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限FE1=100Mpa、大齒輪的彎曲強度為極限抗壓強度 =110MPaFE2FN1 FN2②彎曲壽命指標K =0.97、FN1 FN2③計算出彎曲疲勞強度選取彎曲疲勞安全系數S=1.4FE1

=（K

FN1FE1

）/S=0.97100=69.28Mpa1.4FE2]2

=（K

FN2FE2

）/S=0.98110=77Mpa[1]1.4④計算載荷系數KK=KAKVKHKH=1×1.03×1×1.450=1.49⑤查取應力校正系數Sa1 Sa2查得Y =1.55；Y Sa1 Sa2⑥查取齒形系數可知YFa1

2.80；Y =2.40[1]Fa2FYFaYFa2F⑦計算大齒輪和小齒輪的

同時加以比較==

2.801.55σF1

69.28

=0.0626YFa2YSa2=2.401.67=0.0520σF2 很明顯大齒輪的數值更大。(2)設計計算21.49127.330.521.49127.330.5202m≥ =0.49mm[1]處理結果選取m=0.6mm小齒輪齒數Z1=d1/m=10.91/0.6=18.18（取20） 大齒輪齒數Z2==220=404、幾何尺寸和力的計算(1)計算中心距a=(d1+d2)/2=(12+24)/2=18mm(2)計算大齒輪與小齒輪的相關直徑1 1小齒輪的分度圓直徑dZm=200.6=12mm[3]1 12 2a大齒輪的分度圓直徑dZm=400.6=24mm2 2aa小齒輪的齒頂圓直徑da1a

d1

2hm210.613.2mm

[3]；小齒輪的齒根圓直徑df1a[3]；a

d1

2hmc12210.60.20.610.56mma大齒輪的齒頂圓直徑da2a

d2

2hm210.625.2mm

[3]；df2[3]；(3)計算齒輪的寬度b=φdd1=6mm（4）力的大小

d2

2hmc24210.60.20.622.56mmF2127.3321.22Nd3t3 12d33tan21.22tan5、小結由此設計有模數分度圓直徑齒寬齒數小齒輪0.612620大齒輪0.624640 5軸的設計計算蝸桿軸的設計EKL15mm（2）軸的結構設計圖5.1蝸桿軸結構簡圖聯軸器安裝于1-2段,為3mm，軸頸為3mm；2-31000084，軸承左端通過軸肩固定，右端通過軸承端蓋固定。本段長度取5mm，與深溝球軸承相配合的軸頸4mm；第3-4節和第5-6節的設計旨在避免蝸輪與蝸輪和殼體之間的接觸，并要求蝸輪位于中間，各取4mm，軸頸為5mm；蝸桿螺旋線部分為4-5段，取17mm。由此可求出高速軸總長:LL12L23L34L45L56L67354171333mm故可知軸端的倒角為1.2*45°，所有軸肩處的圓角均為1.6°。高速軸的設計1、總結上述數據。功率轉矩轉速3.96W127.33N·mm300r/min2、基本上弄清高速軸的直徑軸的最小直徑基本上是估算值。軸的原材料是45鋼，因此將軸制成套筒P3N由公式d ，由于傳遞功率很小，故預選軸頸P3N3、選軸承由軸頸選擇深溝球軸承1000084，查手冊[5]得d=4mm，B=3mm。4e1.6mt，所以將軸做成齒輪軸[10]5、軸的結構設計（1）制定在軸上安裝零件的計劃（2）根據徑向定位的要求，明確軸各段的直徑和長度圖5.2高速軸結構簡圖L=+B2+L23L34L45L67=18mm1-24mm1-2②：2-3段取1mm，直徑6mm；4-5段取1mm，直徑6mm。③：5-64mm5mm，蝸輪的左端用套筒定位，而右端穿過軸肩定位。④：6-74mm6-7（3）軸上的零件必須沿周向放置bh=22，5mm另外，為了確保變速箱齒輪和軸相匹配，變速箱輪輞和軸必須相互匹配才能選H7/n6。滾動軸承和軸在圓周上通過使用過渡配合確保其定位。所選軸的標m6。（4）確定軸的圓角和倒角軸承端蓋的倒角為1.2*45°[1]，各個肩部的弧度為1.6。低速軸的設計1、總結上述數據。95.5105P 2n1

95.51053.8610-3100

Nmm368.63Nmm功率轉矩轉速3.86W378.63N·mm100r/min2、初步定義軸的直徑基本估算出軸的最小直徑，軸的原材料為45鋼。P3N由公式d ，由于傳遞功率很小，所以嘗試選擇軸頸P3N3、軸的結構設計圖5.3低速軸結構簡圖1-2段為實現與軸承的配合選用型號為1000084的深溝球軸承，選取長度為3mm，軸承左側通過套筒位，右側通過殼體定位，軸頸為4mm；2-3段為了與高速軸的長度保持一致，取5mm，軸頸也為5mm；3-4段為軸環，長度為1mm；4-510000862mm，6mm11mm；5-6段為了與軸承匹配，它需要伸出外殼，并與按摩頭配合為5mm，軸頸為6mm1000865-61mm的底切來方便退刀。校核軸校核蝸桿軸1、與電動機相連的蝸桿軸,蝸桿上的力可由蝸輪軸上力推出。d8切向力：FF 215.93.975Nd8t1 a21d8軸向力：FF2T22127.3331.835Nd8a1 t22徑向力：22tantan11.59N2、首先，根據軸的框架圖制作軸的測量示意圖。在明確滾動軸承的支撐點時，需要快速從指南中查詢a的值，測量跨度為28mm3、根據軸的計算圖制作軸的彎矩圖和轉矩圖，并計算出支撐軸力。FR1FR20Mmax0TmaxT115.74N·mm圖5.4蝸桿軸扭矩圖4、基于彎曲和扭轉產生的應力的軸抗壓強度進行驗證時，通常只有承受較大彎曲距離和最大轉矩速度（即危險橫截面C的抗壓強度）的橫截面約為0.6（公式中的彎曲應力為應力的可變應力。扭轉≈0.6）計算軸上的應力02(0.615.74)2M 202(0.615.74)2ca1

max max W1

0.142

5.902MP

[1]先前選擇的軸的原材料是45號鋼，可以從軸的常見原材料特性表中找到[-1]=60MPa,ca<[-1]因此故安全。校核高速軸1、計算高速軸上的負載（已在上面獲得）d8FF 215.93.975Nd8t1 a21FF

2T22127.3331.835Na1 t22d8Fr1Fr2Ft2tan31.85tan2011.59Nd8F2T32127.3321.22Nd3t3 12d3Fr3Ft3tan21.22tan207.72N2、首先根據軸的框架圖制作軸的計算圖。在明確滾動軸承的支撐點時，需要快速從指南中查詢a的值并計算出17mm的跨度[3]。3、根據軸的計算圖制作軸的彎矩圖和轉矩圖。圖5.5高速軸扭矩圖圖5.6高速軸彎矩圖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、基于彎曲和扭轉產生的應力的軸抗壓強度進行驗證時，通常只有承受較大彎曲距離和最大扭矩速度（即危險橫截面C的抗壓強度）的橫截面約為0.6（公式中的彎曲應力為應力的可變應力。扭轉≈0.6）計算軸上的應力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先前選擇的軸的原材料是45號鋼，可從軸的常見原材料特性表中找到[]=60MPa因<[]，故安全。校核低速軸1、計算軸上的負載FF2127.3321.22Nd3t4 t3 12d34Ft3tan21.22tan2、首先根據軸的框架圖制作軸計算圖。明確滾動軸承的支撐點，應從手冊中查取a值，計算跨距為16mm。3、根據軸的計算圖制作軸的彎矩圖和轉矩圖圖5.7低速軸彎矩圖圖5.8低速軸扭矩圖F 413467.721321.2261.348N(負號表示方向相反）R1 16 16FR2Fr4FR17.721.3489.068NMmaxFR2139.06813117.884N.mm按摩頭連接軸處存在T0225150N.mm的扭矩所以Tmax50N.mm。4、軸的抗壓強度通過彎曲和扭轉產生的原位應力得到驗證。計算軸上應力117.8842(0.625)2M 2117.8842(0.625)2ca1

max max W1

0.162

33.009MP[1]先前選擇的軸的原材料是45號鋼，可以從軸的常見原材料特性表[1]中找到[-1]=60MPa，因此ca<[-1]，故安全。軸承的校核蝸桿軸承的計算因為蝸桿上支反力為零，所以軸承必定安全，不需要校核。高速軸軸承的計算在前面計算蝸輪軸時采用1000086號深溝球軸承，其主要參數如下：基本額定值的靜載荷：C00.40KN基本額定動負荷：C0122.613N11122從上面可以看出，右軸承上的負載與左軸承上的負載相似，因此請用更大的力檢查軸承。如果軸承符合要求，則另一端的軸承必須符合要求。。F2NHF2NH1 NV1F2軸承所受徑向力 2

26.49N(2)查表得，X=1，Y=0f

1.0~1.2fP

1.1[]。則P1.1(26.49210)29.141N（：根據該列計算軸承的使用壽命軸承的最小使用壽命為Lh436522920h（工作時間）由公式CP3

60nLh106

26.4923

603002920106

99.235N（球軸承取3）因此所選擇的軸承滿足設計要求。5.5.3低速軸軸承的計算1000084100085基本額定靜載荷：基本額定動載荷：

C00.40KNC00.80KNF 413467.721321.2261.348N(負號表示方向相反）R1 20 20FR2Fr4FR17.721.3489.068N（1）求比值軸承所受徑向力FR2Fr4FR17.721.3489.068N(2)查表得，X=1，Y=0，fP1.0~1.2，取fP1.1。則P1.1(9.06810)9.975N（3）驗算軸承的壽命按要求軸承的最短壽命為Lh436522920h（工作時間）由公式CP3

106

603002920106

39.9N（球軸承取3）因此所選擇的軸承滿足設計要求。鍵連接強度的校核7轂的材料都是鑄鐵，鍵的材料為鋼，由表查鑄鐵的許用擠壓用力p p70[3]取中間值，p p鍵的工作長度取為4mm，鍵與輪鍵槽的接觸高度k0.5h0.521mm。由式可得： 2 [3] 10 2 [3]p2 kld

146同理低速軸上的強度為同理低速軸上的強度為

2T1032378.63 3 3 31.55MP[3]故各鍵均滿足要求。

kld

1466按摩頭的設計按摩頭外包覆層的選擇加熱功能的都不能保持恒定溫度故在選擇按摩手墊時選擇具有蓄熱能力的多層PTC按摩頭材料選擇POMPOM（聚甲醛：聚甲醛也稱為多空氣氧化聚甲醛（俗稱POM。它也被稱為POM是一種無主鏈，高密度、高結晶度的線性聚合物，的溫度下長時間使用。其耐磨性和自潤滑性能也優于大多數塑料產品，并且具有出色的耐酸堿性能和抗過氧化物性能。按摩頭結構的設計圖6.1按摩頭三維圖圖6.2按摩頭結構圖360 7整體結構及控制調速電路設計設計調速裝置PWM（PWM是用于調節直流電動機改變電2.3.改變電樞回路電阻。最常見的是，可用于該設計的方法是變速系統軟件，即1（改變電樞工作電壓）HW-1020微型調速器就是利用脈寬調制(PWM)外殼材料的選擇（PPS260PTFE，其循環系統僅