頁第一章緒論1.1足按摩器歷史淵源與發展情況腳部按摩歷史淵源可以追溯到中國古代三千多年，有意思的是，最開始的足部按摩應源于遠古舞蹈保健時代，歷史悠久。古人在當時還沒有出現鞋，他們在冬天跺腳和開心時舞蹈中發現，跳動能帶給他們些許溫暖，還能舒緩勞累，提到精神。并且將得某種病伴有腳痛的現象與之前的現象聯系起來，逐漸發現按摩腳能強生健體的規律。它在唐代流入日本，元時又被帶到歐洲，并在二十世紀引起西方醫學界重視，到了近代，在中國民間流傳甚廣。它通過刺激原理對反射區進行按壓，來放松精神，強生健體，按摩器的功能很多，加速血液循環環，可以預防改善高血壓，腰酸背痛，消除疲勞達到保健效果。他的分類多種：磁石,氣泡，機械等等。磁石類主要通過凹凸不平的表面，對人體足部進行物理按摩。氣泡類利用產生的氣體翻轉接觸腳部。機械類通過滾軸和足部之間產生摩擦。雖然種類很多，但是他們起到的功效一致，萬變不離其宗。自然舒適無害的保健器械自然備受現代人推崇，本設計根據第一種方式進行設計。1.2本畢業設計內容該足部按摩器的設計內容有很多。第二章內容：首先就是傳動方案的確定，主要是齒輪傳動。然后根據日常生活經驗得出數據，選擇電動機，電動機型號是YE2-80M-8。電動機確定后分配傳動比，根據書上公式計算。聯軸器的選用與電動機的軸有關，確定是CY1聯軸器。第三章：圓錐齒輪與圓柱齒輪的選用，結合其失效形式，材料，加工工藝等，確定用料。確定傳動比，校核接觸疲勞強度，計算使用壽命等。第四章：軸的設計在本設計里很重要，首先確定最小直徑，然后校核強度。第五章：主要是軸承和鍵的設計，根據軸的數據與具體情況選擇軸承和鍵，最后對鍵與軸承使用壽命，應力等做校核。第二章傳動裝置的總體設計2.1傳動裝置的傳動方案該按摩器設計的初衷是方便家庭日用，與市面上座椅式按摩器不同，它具備小巧，實用，廉價諸多優點。該按摩器基本結構：圖2-1傳動方案由圖所示，這款按摩器的工作原理為電動機的運動——傳動軸與錐齒輪轉動——（達到按摩效果）。2.2電動機的選擇這款按摩器作為家用便捷式器械，故選擇相對小功率電動機。現知按摩所需速度為87m/min,參考日常生活經驗，最大腳尺寸在47碼左右，該尺寸對應長度大概是270毫米。由于按摩所需，兩個按摩底盤一樣大。所以，一個按摩底盤部分半徑為65毫米。據上述條件，底盤轉動速度如下：===215r/min線速度m/s又已知機器工作時所需克服的阻力約15至20牛頓。取最大值，即20牛。則有其中為工作機效率，，故w。電動機輸出功率為為電動機到工作機的傳動效率，，其中為聯軸器的傳動效率，為錐形齒輪的傳動效率,為圓柱齒輪的傳動效率。據《機械設計基礎課程設計》[2]，聯軸器0.99，取0.95，為圓柱齒輪傳動效率。故0.875則w據上所知，按摩底盤轉速為106.2r/min，且經查《機械設計基礎課程設計》[2]，圓錐齒輪常用傳動比為2-3,且按摩底盤下的圓柱齒輪主要作用并非傳動，故取1。代入公式為了滿足機器需求，選用型號為YE2-80M1-8，其性能參數：表2-1電動機型號型號功率/kw轉速/n電壓/v重量/NYE2-80M-80.186452203002.3分配各級傳動比本設計為通用機器傳動裝置的設計，故計算方法如下：各軸輸入功率為軸1W軸2W軸3W各軸轉速為軸1r/min軸2r/min軸3215r/min各軸的轉矩為電動機軸1478.8軸2軸31270.582.4聯軸器的選用由于電動機軸直徑為12mm，選擇GY型凸緣聯軸器。其示意圖如下：圖2-1聯軸器GY1凸緣聯軸器主動端：型軸孔，A型鍵槽，d=12mm,L=27mm從動端：型軸孔，A型鍵槽，d=12mm,L=27mmd為聯軸器內徑，L為半聯軸器長度。即CY1聯軸器。第三章齒輪的設計與校核3.1圓錐齒輪的選用3.1.1常見齒輪失效形式分析所用齒輪失效形式分析與相應對策：這次設計中，圓錐齒輪的工作處在閉式環境，且不會處在重載工作狀態，故預先不考慮膠合和塑性變形兩種失效情況。①針對可能發生的折斷，在材料選擇上選用高強度鋼，適當增加齒輪模數；②考慮到齒面磨損，因為本身工作環境，只需加強防護裝置即可；③對于點蝕，在增加齒面硬度的同時，還要降其粗糙度。3.1.2齒輪材料及加工工藝（1）選擇齒輪材料及精度等級因錐齒輪傳遞功率相對較小，所以這里選擇使用軟齒面。小錐齒輪選用45鋼，調質，其齒面硬度約。大錐齒輪選用45號鋼，正火，齒面硬度是；這里圓錐齒選用8級精度。可知該齒面粗糙度。查《機械設計基礎課程設計》[3]（2）按齒面接觸疲勞強度設計≥進行計算確定有關參數如下：①傳動比i1=3取小齒輪齒數Z1=29。則大齒輪齒數：為了讓齒輪各齒間嚙合均勻取Z2=88實際傳動比齒數比：②齒輪相對于軸承為懸臂布置，取③齒輪轉矩④載荷系數kt,取kt=1.1⑤許用接觸應力查得：，按每天工作2個小時，壽命10年計算應力循環次數N查得接觸疲勞的壽命系數：通用齒輪和一般工業齒輪，按一般可靠度要求，選取安全系數，按413.7MPa進行計算。⑥彈性影響系數查得吃面接觸疲勞強度計算計算平均分度圓處的圓周速度分錐角當量齒數平均分度圓處的圓周速度：計算載荷系數根據v=0.199m/s錐齒輪為7級精度查得：動載系數使用系數齒間嚙合系數 軸承系數故載荷系數按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑模數：取標準模數：(3）校核齒根彎曲疲勞強度確定有關參數和系數分度圓直徑：齒寬：取②齒形系數YFa和應力修正系數根據教材P200表10-5得：YFa1=2.72YSa1=1.57YFa2=2.14YSa2=1.83③許用彎曲應力[σF]根據公式：[σF]=σFLim2/SF根據教材得σFLim1=420MpaσFLim2=330Mpa按一般可靠度選取安全系數SF=1.25計算兩輪的許用彎曲應力[σF]1=σFLim1/SF=420/1.25=336Mpa[σF]2=σFLim2/SF=330/1.25=264Mpa④將求得的各參數代入式故輪齒齒根彎曲疲勞強度足夠。表3-1圓錐齒輪參數名稱大圓錐齒輪圓錐齒輪齒頂高齒根高全齒高分度圓直徑齒頂圓直徑中心距130130根據以上內容，圓錐齒輪示意圖：圖3-1大圓錐齒輪圖3-2小圓錐齒輪3.2圓柱齒輪的選用由于兩齒輪轉速不大，也沒結構上特殊要求，所以此次采用軟齒面直齒傳動。按照軟齒面的定義，查《機械設計基礎》[4]可知，此次設計小齒輪選用45鋼，調制硬度為230HBW，大齒輪選用45鋼，正火，硬度為200HBW。再查《機設設計基礎》[4]可得： 再查《機械設計基礎》可得，，故： 確定中心距公式：a≥(取接下來確定齒輪的加工工藝，查《機械設計基礎》可知，此次設計選用8級精度的齒輪，這種齒輪適合用于低速，輕載的工作場合,。另外，取齒寬系數。代入公式得。由于按摩器設計需求，A=130mm.選擇齒數，取。（2）由公式，可得，由表13-1查得標準模數，確定。由于，所以實際中心距就是（4）計算齒寬為補償兩輪軸向誤差，取。表3-2圓柱齒輪參數齒輪1大齒輪2齒距齒距齒厚齒厚槽寬槽寬齒頂高齒頂高齒根高齒根高全齒高全齒高分度圓直徑分度圓直徑齒頂圓直徑齒頂圓直徑齒根圓直徑齒根圓直徑中心距130圓柱齒輪示意圖如下：圖3-3圓柱齒輪1圖3-3圓柱齒輪2第四章軸的設計與校核4.1軸的最小直徑設計軸作為這款機器重要部件之一。它用來安裝傳動零件，使之繞其軸線轉動，傳遞轉矩或運動。軸結構確定，主要需考慮的因素有：毛坯類別，制造工藝，連接部件，軸上零件，位置確定，載荷性質等等。靈活與多樣應是軸在設計過程中該有的特性。在很多狀況下，其強度決定了它的工作能力，所以必須確保軸的強度，從而避免斷裂，塑性變形等情況的發生。在軸設計中，其結構受力合理，定位準確，拆調便捷，避免應力集中，有良好工藝性。設計公式為d≥mm（1）小錐齒輪軸最小軸徑：P1=0.99×0.18=0.178kw（0.99為聯軸器的傳動效率）又該材料為45號鋼，取C=110，dmin==7.86mm圓整取該軸最小軸徑為dmin=8mm。（2）大錐齒輪軸最小軸徑的計算：P2=0.178×0.95×0.982=0.162（0.95為錐齒輪傳動效率,098為滾動軸承的傳動效率）材料選取45號鋼，取C=110，dmin==9.72mm圓整該軸可取最小軸徑為dmin=10mm。4.2軸的強度校核此設計無特殊材料要求，故選取常用45鋼進行加工即可，以下開始對軸進行受力分析及校核。由于危險截面主要于齒輪與軸承處，故取齒輪與軸承處截面下面按彎扭合成強度校核軸徑。如圖所示：圖圖4-1軸1彎矩圖1）如圖5-4a）為軸的受力圖，2）做出水平內的彎矩圖如圖5-4b），支點約束力為Ⅰ-Ⅰ截面處的彎矩為：Ⅱ-Ⅱ截面處的彎矩：3）作垂直平面內的彎矩圖如圖5-4c），支點約束力為：Ⅰ-Ⅰ截面左側彎矩為Ⅰ-Ⅰ截面右側彎矩為Ⅱ-Ⅱ截面處的彎矩為4）作合成彎矩圖（見圖5-4d））Ⅰ-Ⅰ截面:Ⅱ-Ⅱ截面：5）作轉矩圖（見圖5-4e）6）求當量彎矩。因切絲機工作時單向運轉，故可認為轉矩為脈動循環變化，修正系數。Ⅰ-Ⅰ截面:Ⅱ-Ⅱ截面：7）確定危險截面及校核強度。Ⅰ-Ⅰ截面:Ⅱ-Ⅱ截面：查表得，滿足，故，設計的軸強度足夠。接下來對軸2進行受力分析及校核，由于，軸2為工作軸，主要考慮工作情況下載荷：對軸進行受力分析及校核（在工作情況下受阻力為42N，且為軸向力）如圖5-5a）為軸的受力圖，圖4-2軸2彎矩圖2）做出水平內的彎矩圖如圖5-5b），支點約束力為Ⅰ-Ⅰ截面處的彎矩為：Ⅱ-Ⅱ截面處的彎矩：作垂直平面內的彎矩圖如圖5-5c），支點約束力為：Ⅰ-Ⅰ截面左側彎矩為Ⅰ-Ⅰ截面右側彎矩為Ⅱ-Ⅱ截面處的彎矩為4）作合成彎矩圖（見圖5-5d））Ⅰ-Ⅰ截面:Ⅱ-Ⅱ截面：5）作轉矩圖（見圖5-5e）6）求當量彎矩。因切絲機工作時單向運轉，故可認為轉矩為脈動循環變化，修正系數。Ⅰ-Ⅰ截面:Ⅱ-Ⅱ截面：7）確定危險截面及校核強度。Ⅰ-Ⅰ截面:Ⅱ-Ⅱ截面：查表得，滿足，故，設計的軸強度足夠。接下來對軸3進行受力分析及校核：下面按彎扭合成強度校核軸徑。如圖5-6a）為軸的受力圖，圖4-3軸3彎矩圖2）做出水平內的彎矩圖如圖5-6b），支點約束力為Ⅰ-Ⅰ截面處的彎矩為：Ⅱ-Ⅱ截面處的彎矩：作垂直平面內的彎矩圖如圖5-6c），支點約束力為：Ⅰ-Ⅰ截面左側彎矩為Ⅰ-Ⅰ截面右側彎矩為Ⅱ-Ⅱ截面處的彎矩為4）作合成彎矩圖（見圖5-6d））Ⅰ-Ⅰ截面:Ⅱ-Ⅱ截面：5）作轉矩圖（見圖5-6e）6）求當量彎矩。因切絲機工作時單向運轉，故可認為轉矩為脈動循環變化，修正系數。Ⅰ-Ⅰ截面:Ⅱ-Ⅱ截面：7）確定危險截面及校核強度。Ⅰ-Ⅰ截面:Ⅱ-Ⅱ截面：查表得，滿足，故，設計的軸強度足夠，下面繪制零件圖。如下圖：圖4-4軸1示意圖圖4-5軸2示意圖圖4-6軸3示意圖第五章軸承與鍵的設計與校核5.1軸承的設計5.1.1軸承的選擇目前軸承有滑動軸承和滾動軸承之分，在目前的實際運用中，滾動軸承的使用比滑動軸承的使用較為廣泛。滾動軸承的優勢主要體現在摩擦損失較小，對機器的起動狀態沒有特定的要求，需要維護的要求也不是十分高，而且生產已經實現了高度標準化。相比之下，選擇滾動軸承更為合適。通過查《機械設計基礎課程設計》[5]預選了3種深溝球軸承，它們分別用于軸1和軸2的配合使用。其具體參數如下表所示。表5-1軸承代號d/mmD/mm基本額定動載荷Cr/KN基本額定靜載荷C0r/KN600110264.581.98600420429.385.027005c254711.57.455.1.2軸承的壽命計算首先計算軸1上一對軸承的壽命。軸1的轉速為60r/min，由于深溝球軸承軸向不受載荷，所以預設軸向載荷，軸承1所受的徑向載荷，軸承2所受的徑向載荷。實際上受力小于預設值。所以預設的值滿足條件。此次設計的器械為短期或間歇使用的器械，所以預期壽命估計在4000-8000h左右。軸承的壽命計算公式為 由上表3-4可知，6000軸承的基本額定動載荷為4580N，對于深溝球軸承而言，。其受力分析圖如下所示圖圖5-1鍵的受力分析接下來計算軸承1的壽命。由于結構設計上的保證，使軸向外力作用在軸承2上，所以軸承1不受軸向力。故，代入上式可得軸承1的工作壽命 接著計算軸承2的工作壽命，查上表3-4，6004軸承的基本額定靜載荷為1980N，計算，用來確定系數e 通過查《機械設計基礎》[6]可得e=0.37，接著確定當量動載荷的計算公式并計算，結果如下 再查《機械設計基礎》[7]可得X=0.6利用插值法，根據e查得Y=1.17，所以軸承2得工作壽命為所以，軸承6000滿足設計所需條件。接下來對軸3上的軸承進行壽命計算。軸3得轉速為30r/min，預設，且預設值滿足條件，受力情況與圖3-1相同。預估壽命在4000-8000h左右，選用6001軸承，可知基本額定動載荷為5100N，。計算軸承1得壽命 在進行計算軸承3得壽命，6001軸承基本額定靜載荷為2380N，計算，確定系數e，查表可得e=0.38，確定當量動載荷的計算公式并且計算，查《機械設計基礎》[8]可得X=0.56，Y=1.15，所以，計算軸承2的工作壽命，通過以上計算，軸承6001滿足設計所需條件。5.2鍵的設計5.2.1鍵的選擇連接有鍵連接，過盈配合連接，銷連接等。其中鍵連接的使用范圍最為廣泛，所以此次預選普通平鍵作為設計材料。并將其安裝在軸和軸上轂孔的鍵槽內。普通平鍵的具體參數通過查《機械設計基礎》[9]可知，其內容如下表所示：表5-2軸鍵公稱尺寸b一般鍵連接公稱直徑d公稱尺寸軸N9轂Js9>10-124x44 >12-175x55>22-308x78鍵的長度系列：6，8，10，12，14，16，18，20，22，25，28，32，36，40，45，50，56鍵的長度由公式來決定，此前算得輪轂寬度分別為26mm和21mm，代入公式中計算可得2個鍵得長度分別為20mm和15mm。5.2.2鍵的校核鍵的主要失效形式有剪切和擠壓這兩種，接下來分別對這2種方式進行校核。查《機械設計手冊》[10]可以得出鍵的許用切應力和許用擠壓應力分別和許用正應力有關 此次預選鍵的材料為30鋼，上述公式分為為脆性材料和塑性材料的選擇公式，經查找可知30鋼為塑性材料，所以其許用切應力為70MPa，許用擠壓應力為140MPa。鍵的受力如下圖所示;圖5-2軸與鍵示意圖先對軸1上的鍵進行校核，通過計算已知軸1的直徑為12mm，鍵的尺寸選用，，傳遞的力矩為M=2557N.mm接下來計算鍵所受的外力 鍵的剪切面積為，剪力，接下來進行剪切應力的校核 滿足剪切強度的要求。接下來進行鍵的擠壓強度校核，鍵受到的擠壓力，擠壓的面積為，所以擠壓強度為，滿足要求。接下來對軸2上的鍵進行校核，由于傳動比的為1:2，所以軸2上的力矩為4862N.mm,直徑為14mm，鍵的尺寸為，鍵的選用材料與前一個鍵一樣，接下來計算鍵所受的外力。鍵的剪切面積為，接下來進行抗剪強度的計算 滿足剪切強度要求。再進行擠強度的校核，鍵所受到的擠壓力，擠壓面積為，計算擠壓輕度 經計算，滿足剪切強度的要求，可知，所選2種鍵符合產品要求。第六章裝配示意圖由前面三四五章內容，得零件圖如下：圖6-1軸3零件圖圖6-2軸1零件圖圖6-3軸2零件圖圖6-4小錐齒零件圖圖6-5大錐齒零件圖圖6-6圓柱齒輪1零件圖圖6-7圓柱齒輪2零件圖圖6-7裝配圖零件圖總結時間轉瞬即逝，三年校園生活將要畫上句號，畢設作為在校的最后一項“任務”，匯總了三年所學。確實，它沒有剛開始所想像的那般簡單。機械設計并不是憑空想象的設計，它是嚴謹的，每個機構的確定，每一個零件的確定，都伴隨著嚴謹的計算。這個過程不僅具有很強的理論性，還包含了很多的實踐性。從課題的選擇，到運動簡圖的確立，再到零件的甄選及其參數的確定，在老師的精心指導下，一步一步進行。整個設計一波三折，并非一帆風順：剛開始的運動簡圖不合理，在老師的指點下，做出合理的改動并附加了相應的說明；在選