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1、第1章 绪论第1章 绪 论随着我们国家经济的发展，人们生活水平不断提高，在物质生活得到满足的前提下，人们开始追求更高的生活质量，通过不同的方式使生活变的更加丰富多彩。由于这样或那样的原因，健身器材越来越受人们所青睐。我们随处可以感受到人们对健身的重视，不管是老年人，中年人还是儿童都会选择一定的方式来健身。选择什么样的健身方式和选择什么样健身器材也是值得人们所考虑的问题。健身器材起源于20世纪70年代初的美国和加拿大，它的发明是一个很让人认可的事，将人们的运动由室外转向室内，这是一个创举。我们不用为每天刮风下雨影响锻炼效果而在意，这样就使得跑步机成为健身器材中最受欢迎的设备。经过30年的工业创新
2、，使的美国及加拿大的产品成为全球健身器材产品的领跑者，人们意识到了健身器材工业是一个朝阳产业，而且越来越为广大使用者接受。我国到了90年代末才出现了一些厂家生产健身器材，这是我国健身器材工业的开始。现在大多数的健身器材都是固定在某个场所，如健身俱乐部，体育场馆和家庭等。这样的健身器材虽然能够达到一定的健身目的，但是很难提升人们健身的乐趣。怎样才能让人们既达到了健身的目的，又对健身产生乐趣。一种新型的健身器材脚踏摆动健身踏板车的产生可以为我们解决这些问题。它的使用场合很广，如在上学的路上，在上班的路上都可以健身，健身变得方便和具有乐趣。在健身的同时可以享受大自然的美丽，给人们在身体上和精神上的享
3、受。 脚踏摆动式健身踏板车在许多方面优越于现有的运动健身器材，使其更具有市场，会越来越受人所青睐。脚踏摆动式三轮健身踏板车设计为自拟课题，具有创新的设计，要综合考虑机械运动原理、机械设计学和人因工程学方面的知识。这次设计对我来说是一次很好的锻炼机会，通过老师的指点，同学的帮助，对课题的内容进行了探索和设计，现将设计过程和内容阐述于下。第2章 健身器材的现状与发展2.1健身器材的产生与发展过程2.1.1健身器材的产生健身器材起源于20世纪70年代初的美国和加拿大，它的发明是一个很让人认可的事，将人们的运动由室外转向室内，这是一个创举。我们不用为每天刮风下雨影响锻炼效果而在意，这样就使得跑步机成为
4、健身器材中最受欢迎的设备。经过30年的工业创新，使的美国及加拿大的产品成为全球健身器材产品的领跑者，人们意识到了健身器材工业是一个朝阳产业，而且越来越为广大使用者接受。我国到了90年代末才出现了一些厂家生产健身器材，这是我国健身器材工业的开始。2.1.2健身器材的发展健身器材从当初单一的跑步机、室内自行车等发展到现在的多功能健身车、健身椅等等，容入越来越多的科学技术与科学的健身方法，使得健身越来越有成效。健身器材同时也向室外发展，我们可以在居民小区里看到一些健身器材，那些健身器材小巧，使用方便，适合大众化的健身需求。作为一种室外健身器材，脚踏摆动式健身踏板车有它独特的优势，那就是能够移动健身，
5、能够在上班的路上、上学的路上，在公园休闲时体验健身。2.2脚踏摆动式三轮健身踏板车的特点脚踏摆动式健身踏板车具有传统踏板车的小巧，灵活，可以折叠等等特点，正得到越来越多的健身爱好者的喜爱。它又有独特的设计，那就是具有动力装置，使踏板车得到了改进与发展，健身者通过脚踩踏板，使动力通过动力装置传递给车轮，从而使得车子前进。它能够达到时速20公里，动力装置由棘轮和齿轮机构组合而成，由于单一的基本机构往往由于其本身所固有的局限性而无法满足多方面的要求，采用组合机构，既发挥了各基本结构的特长，又避免各机构的局限性，形成一种新的机构系统。在脚踏摆动式健身踏板车启动的时候，由于棘轮存在较大的空程，齿轮转速越
6、小，空程影响越明显，所以只有当车子获得一定的初速度后才能踩动踏板，而在静止状态下直接踩动踏板将不能获得理想效果。2.3脚踏摆动式三轮健身踏板车的组成 脚踏摆动式健身踏板车主要包括以下5部分的内容： 1. 车架29第3章 脚踏摆动式三轮健身踏板车的设计计算与说明 2. 折叠装置 3. 动力装置 4. 车轮 5. 其他装置下面就脚踏摆动式健身踏板车方案的可行性进行分析，对健身车5个部分的设计进行计算和说明。第3章 脚踏摆动式三轮健身踏板车的设计计算与说明3.1脚踏摆动式三轮健身踏板车可行性分析脚踏摆动式健身踏板车采用脚踩踏板使不完全齿轮摆动，不完全齿轮带动齿轮棘轮组合件，传递给齿轮机构，再通过链条
7、把动力传递到车轮，实现整个动力的传递。如踏板车要求时速达到20公里，那么后轮的线速度为1。 （3.1）后轮的转速（选择直径为300的轮子） （3.2）取不完全齿轮的转速 （3.3） 齿轮总的传动比为35.4,齿轮传动为二级齿轮增速机构，传动比分别为3.3和4.3。链传动的传动比为2.5。也就是说只要使两个齿轮每秒转过60度就可以保证踏板车有20km/h的速度。动力传递方面，取踏板车和人的总重量为80kg，与地面的摩檫系数取0.1。后轮传递提供的功率2。 （3.4）其余各轴所传递的功率分别为 （3.5） （3.6） （3.7）人只要提供0.554kw的功率就可以是踏板车运动。3.2脚踏摆动式三轮
8、健身踏板车的原理大自然离我们有多远，我们离健康就有多远。身处城市，我们的运动健身空间被压缩。但是空间少了并不意味着放弃运动健身。我们需要一种运动健身器械，它应满足：1.它是一种充满趣味的运动器材，时尚且平易近人让人们使用的时候既能接受，又能具有实用价值。2.它应当符合全民健身这么一个概念。这就需要它老少兼宜安全并且具有容易上手使用的特点。3.作为一种户外的运动工具它应当保证一定的运动量，并且在此基础上有一种高效的运动健身效率。这就是设计“脚踏摆动健身车”的原始动机。 脚踏健身踏板车的动力传递部分由棘轮和齿轮机构组合而成，通过不完全齿轮的来回摆动带动齿轮棘轮组合件的摆动，再带动齿轮增速机构，最后
9、通过链传动把动力传递给后轮，实现后轮驱动。在使用过程中首先需要使用者单脚蹬地，使车子获得一定的速度后将两脚一左一右放在踏板上，轻轻摆动上身，通过重心的移动来踩动踏板。由于棘轮机构存在一定的空程，速度越小空程影响就越明显，所以只有当车子获得一定的初速度后才能踩动踏板，而在静止状态下直接踩动踏板将不能获得理想的效果。运动原理图如图3-1所示：1、不完全齿轮 2、齿轮棘轮组合件 3、大齿轮 4、惰轮 5、小齿轮 6、大链轮 7、小链轮图3-1 运动原理图 按照图中标出的箭头方向，可以看出动力传递的方向，最后通过链轮把动力传递给后轮，实现后轮驱动。3.3脚踏摆动式三轮健身踏板车各部分的设计说明与计算脚
10、踏摆动式健身踏板车是一个机构的组合体，它由各个功能不同的机构按照一定的组合来共同完成踏板车的功能，现将各部分的功能说明如下3。3.3.1车架的设计与计算车架需要安装轴及齿轮等几乎全部的零部件，它的尺寸将影响车子的主要重量，设计合理的车架形状能够使得车子变的轻巧，美观等，除此之外，其强度也需要满足它的使用者。在参考有关踏板车的资料后，决定采用类似T型截面的铸铁梁结构的材料制成车架，结构简单，通过校核其强度来满足使用要求。铸铁虽然属于脆性材料，不具备好的抗拉强度，但具备较好的塑性，抗压强度较好，在使用过程中车架主要承受抗压，所以在承受压力时不易变形，保证齿轮传动的稳定。设计时主要考虑其抗压和抗拉强
11、度是否满足使用要求，此外，为了使踏板车设计更加美观与小巧，对车架的宽度在满足能够安装齿轮，齿轮运动过程中不相互干涉后进行缩小，以便使得车子的重量进一步缩小。 车架平面图如图3-2所示： 图3-2 车架结构图 3.3.2折叠装置设计折叠装置和制动装置是脚踏摆动式健身踏板车不可缺少的两个结构。折叠装置的设计，能够使得车子在不用时所占的空间更小，方便存放。而制动装置的设计，能为使用者带来方便与安全，这两个部分使得踏板车的设计更加的合理。首先来说折叠装置。通过有关资料的查阅和相关踏板车图片的参考后进行了设计。折叠装置主要指车把与前轮在踏板车不用时可以平放到与踏板重合的位置上的结构.此结构由一个圆弧型带
12、弯沟的导轨、车架、弹簧、销钉等几部分组成，弹簧与销钉相连接，销钉安装于导轨上，可以通过导轨移动，车架的另一端铰接于车架上，可以转动。使用者可以在使用前把车把向前拨4，拨到一定角度时便卡住不能再往前，这样就能在使用时保证车把有个固定的张开角。在使用完后拨动与弹簧相连接的销钉，使其沿着圆弧轨道向下移动50度，同时带动车把向踏板靠近36度，完成折叠功能。使用时张开的角度为，销钉移动的轨道半径为。需要提醒的是，在折叠完成后要使车架保持水平，这样可以保护齿轮机构不受损伤。如图3-3所示：图3-3 折叠结构示意图3.3.3 动力装置脚踏摆动式健身踏板车使用不完全齿轮与齿轮棘轮组合件的配合来完成动力的传递，
13、这也是本次设计过程中最重要的部分之一，这中配合有多种方案可以选择，经过对比后，我选择踏板车左右各有一个不完全齿轮与齿轮棘轮组合件的配合，动力由不完全齿轮传递给齿轮棘轮组合件，通过组合件的单向作用来控制在一个方向上的运动。不完全齿轮与齿轮棘轮组合件的配合示意图3-4所示， 1、齿轮棘轮组合件 2、踏板 3、不完全齿轮图3-4 不完全齿轮与齿轮棘轮配合示意图齿轮增速机构分为两级，第I级为动力通过不完全齿轮传递给输入轴上的齿轮棘轮组合件，齿轮棘轮组合件既有齿轮的功用又有棘轮的功用，先通过不完全齿轮与齿轮的啮合传递动力，再通过棘轮5的单向作用控制轴只在一个方向上的运动：第II级为输入轴上的大齿轮大齿轮
14、把动力传递给输出轴上的小齿轮，进一步增加传递的动力，为了能使后轮正向运动，所以要在中间加一个惰轮来改变传递的方向。齿轮增速机构如图3-5所示：图3-5 齿轮机构示意图 各级齿轮的校核如下：第I级齿轮校核考虑到该减速器的功率不大，故大、小齿轮都选用45钢调质处理，齿面硬度分别为220HBS、260HBS、属软齿面闭式传动，载荷平稳，齿轮速度不高， 初选7级精度，小齿轮的齿数是Z1=25，大齿轮齿数，取大齿轮齿数Z2=83，按软齿面齿轮非对称安装查表6.取齿宽系数由公式 （3.8）试选小齿轮的转矩=9.551061.48105 N.mm (3.9)查表得出材料系数=189.8按齿面硬度查表得 (3
15、.10) (3.11)查表得接触疲劳寿命系数确定许用接触应力 (3.12) (3.13)取 (3.14)带入数据求得取大齿轮的模数， (3.15)取模数小齿轮分度圆直径为 (3.16)大齿轮分度圆直径为 (3.17)校核齿根弯曲强度：由公式 (3.18)大小齿轮弯曲疲劳强度取，查图取弯曲疲劳寿命系数取定弯曲疲劳安全系数，应力修正系数，得 (3.19) (3.20)查表得 校核计算 故弯曲疲劳强度足够。 第II级齿轮校核考虑到该减速器的功率不大，故大、小齿轮都选用45钢调质处理，齿面硬度分别为220HBS、260HBS、属软齿面闭式传动7，载荷平稳，齿轮速度不高，初选7级精度，小齿轮齿数取，小齿
16、轮齿数，取大齿轮齿数，按软齿面齿轮非对称安装查表.取齿宽系数由公式 (3.21)试选小齿轮的转矩=9.55106 (3.22)查表得出材料系数=189.8按齿面硬度查表得 (3.23) (3.24)查表得接触疲劳寿命系数确定许用接触应力 (3.25) (3.26)取 (3.27)带入数据求得小齿轮的模数 (3.28)取模数小齿轮分度圆直径为 (3.29)大齿轮分度圆直径为 (3.30)校核齿根弯曲强度：由公式 (3.31)大小齿轮弯曲疲劳强度取，查图取弯曲疲劳寿命系数取定弯曲疲劳安全系数，应力修正系数，得 (3.32) (3.33)查表得 校核计算 故弯曲疲劳强度足够。齿轮的一些参数汇总：第一
17、级齿轮配合的参数如下：小齿轮的齿数为25，模数8为4，压力角为20度，齿顶高系数为1，齿顶间隙系数为0. 25,精度为7-HK，中心距为216，齿圈径向跳动公差为0.040，公法线长度变动公差为0.028,齿距极限偏差为0.018，跨齿数为4。大齿轮的齿数为83，模数为4，压力角为20度，齿顶高系数为1，齿顶间隙系数为0.25,精度为7-HK，中心距为216，齿圈径向跳动公差为0.056，公法线长度变动公差为0.036,齿距极限偏差为0.020，跨齿数为10。第二级齿轮配合的参数如下：小齿轮的齿数为21，模数为3，压力角为20度，齿顶高系数为1，齿顶间隙系数为0.25,精度为7-HK，中心距为
18、168，齿圈径向跳动公差为0.036，公法线长度变动公差为0.028,齿距极限偏差为0.014，跨齿数为3。大齿轮的齿数为91，模数为3，压力角为20度，齿顶高系数为1，齿顶间隙系数为0.25,精度为7-HK，中心距为168，齿圈径向跳动公差为0.050，公法线长度变动公差为0.036,齿距极限偏差为0.016，跨齿数为11。3.3.4车轮的选择车轮的设计主要考虑其不仅有耐用性，而且要轻巧。通过指导老师的指导，我在网上查找了能适合脚踏健身踏板车的车轮，作为一个标准件使用可以省去自己设计带来的问题，简化设计过程，图片如3-6所示：图3-6 车轮示意图车轮的材料为尼龙，尺寸为，尼龙能够减轻轮的重量
19、。3.3.5 其他辅助装置的校核与计算1.链轮的设计与校核链传动由主动链轮、从动链轮和绕在链轮上的链条所组成9，工作时通过链和链轮的啮合来传递运动和动力。链传动能够保持准确的传动比，传动尺寸比较紧凑，不需要很大的张紧力，作用在轴上的载荷较小，承载能力大，效率高，但在高速运转时不够平稳，传动过程中有冲击和噪音，不宜在载荷变化很大和急促反向的传动中使用，只能用于平行轴间的传动。小齿轮选择齿数为Z1=17，大齿轮齿数，取Z2=43，初选中心距，运用计算如下公式算得。 (3.34)取链节数为90（取偶数）查表得， 链速 选定链的型号为08A-1-90(3.35) 对轴的压力(3.36)链的静强度校核
20、(3.37)满足强度要求大链轮：(取 (3.38)确定，这是由轴确定的。 (3.39)其中k为常数轮毂长度取 轮毂直径 齿宽 小链轮： 取 (3.40)确定 查表得 (3.41)轮毂长度取轮毂直径 (3.42)齿宽 (3.43)链传动主要的失效形式说明：（1）链条的疲劳破坏 在闭式链传动中，链条零件受循环应力作用，经过一定的循环次数，链板发生疲劳断裂，滚子与套筒发生冲击疲劳破裂。在正常润滑10条件下，链的疲劳破坏是决定链传动能力的主要因素。（2）链条铰链磨损 重要发生在销轴与套筒间。磨损使链条总长度伸长，链的松边垂度增大，导致啮合情况恶化，动载荷增大，引起震动和噪声，发生跳齿、脱链等。这是开式
21、链传动常见的失效形式之一。（3）胶合 润滑不良或转速过高时，销轴与套筒的两摩擦表面易发生胶合。（4）链条过载拉断 在低速重载传动中，如突然出现过大载荷，使链条所受拉力超过链条的极限抗拉载荷，可导致链条断裂。2.车轮与车架的连接在设计车轮与车架相连接时，要求车轮在运转时比较平稳，不出现晃动的现象。为此，轴与车把之间加上套桶固定。装配图如图3-7(a)所示图3-7（a）车轮与车架的连接前车轮通过轮架与车身用一根轴相连接，在轴的两端分别焊接一个镙柱，用薄螺母锁紧，后轮轮架分别用两个螺母固定于车架上。后轮除了要安装车轮外还要求安装车论的飞，后轮飞安装于车轮旁边，在轮架以内，用套桶对其进行定位，以保证链
22、条的动力传动到后车轮。如图3-7（b）所示 图3-7（b） 车轮与车架的连接3.输入轴与输出轴的校核轴的设计包括结构设计和工作能力计算两方面的内容，合理的结构和足够的强度是轴设计必须满足的基本要求。轴的结构设计根据轴上零件的安装、定位以及轴的制造工艺等方面的要求，合理的确定轴的结构形式和尺寸；轴的工作能力的计算包括轴的强度，刚度和震动稳定性等方面的计算。轴用45碳钢材料，经过热处理或化学处理可以得到较高的综合力学性能。轴的各部分尺寸已经确定，现对其强度进行计算。轴的强度校合 轴的强度校核有三种方法：按许用切应力技术；按许用弯曲应力计算11；安全系数校合计算。按许用切应力计算只需要转矩的大小，方
23、法简单，由材料力学可知，实心圆轴的扭转强度条件为 (3.44)由此可以得到轴的基本直径 (3.45)输出轴的最小直径 (3.46)考虑到轴上有键槽取输入轴的最小直径 (3.47)考虑到轴上有键槽取式中 -轴的扭剪应力（MPa） -轴传动的功率（kW） -轴的转速（r/min） -轴的直径（mm） -轴传递的转矩（N.mm） -轴的抗扭剖面系数，其中实心圆轴=； -许用扭剪应力（MPa），见下表 C-计算常数，取决于轴的材料及受载情况，见下表轴的材料Q235、20454OCr、35SiMnC15813511810610697122030404052强度计算常数表（注：当轴受弯矩很小或只受转矩时，
24、C取最小值。）输入轴如图3-8所示，3-8 输入轴结构图输出轴如图3-9所示，图3-9 输出轴结构图4.键的校核在静连接中，普通平键连接的主要失效形式12联接工作面上的压溃。实践表明，压溃一般发生在较弱的轮毂键槽的工作表面。除非有严重过载，一般不会发生键被剪断的现象。键的示意图如图3-10所示图3-10 键结构图假设载荷沿工作面均匀分布，则普通平键联接的挤压强度条件为式中 -键的挤压应力（MPa）T-轴传递的转矩（N.mm）-轴的直径（mm） h-键的高度（mm） l-键的工作长度（mm）；A型键l=L-b，B型键l=L b-键的宽度（mm） -键的许用挤压应力（MPa），见下表在动联接中，导
25、向平键联接的主要失效形式是联接工作面上产生过度磨损，应限制其工作面上的压强，则导向平键联接的强度13条件为式中-键的许用压强（MPa），见下表许用项联接方式轮毂或键轮毂材料载荷性质静载荷轻微冲击冲击静联接钢（键）1202501001206090铸铁708050603045动联接钢（键）504030键校核参数表键键键键5.滚动轴承的受力滚动轴承工作时，可以是外圈固定，内圈转动，也可以是内圈固定、外圈转动。对于固定套圈，处在承载区内的各接触点，按其所在位置的不同，将受到不同在载荷。处于载荷作用线上的点将受到最大的接触载荷。对于每一个具体的点，每当一个滚动体滚过时，便承受一次载荷，其大小是不变的，也
26、就是承受稳定的脉动循环载荷的作用。载荷变动的频率快慢取决于滚动体中心的圆周速度。转动套圈上的各点的受载情况类似于滚动体的受载情况。他的任一点在开始进入承载区后，当该点与某一滚动体接触时，载荷由零变到某一数值，继变到零。当该点下次与另一滚动体接触时，载荷就由零边到另一数值，故同一点上的载荷14及应力是周期性不稳定变化的。滚动轴承的失效形式及计算准则根据工作情况，滚动轴承失效形式主要有：（1）疲劳破坏由于载荷的反复作用，首先在表面下一定深度处产生疲劳裂纹，继而扩展到接触表面，形成疲劳点蚀，使轴承不能正常工作。通常疲劳点蚀是滚动轴承的主要失效形式。（2）永久变形当轴承转速很低或间歇摆动时，一般不会产
27、生疲劳破坏，但在很大的静载荷或冲击载荷的作用下，会使轴承滚道和滚动体接触处产生永久变形（滚道表面形成塑性变形凹坑），而使轴承在运转中产生剧烈震动和噪声，以至轴承不能正常工作。决定轴承尺寸时，要针对主要失效形式进行必要的计算轴承的寿命计算：（1）滚动轴承的基本额定寿命一个滚动轴承在工作中发生疲劳点蚀前所经过的总转数或工作小时数成为轴承的疲劳寿命。而由于制造精度、材料的均质程度的差异，即使是同样材料、同样尺寸以及同一批生产出来的轴承，在完全相同的情况下工作，他们的疲劳寿命也会极不相同。轴承的最长疲劳寿命与最短疲劳寿命可相差几倍甚至几十倍。轴承的疲劳寿命不能以同一批实验轴承种的最长寿命或者最短寿命作
28、为标准。因为前者过于不安全，在实际使用中，提前破坏的可能性几乎为100%；而后者又过于保守使几乎100%的轴承都可以超过标准寿命而继续工作。那么如何确定滚动轴承的疲劳寿命呢？现在规定：一组相同的轴承，在相同的条件下运转，其中10%的轴承发生点蚀破坏，而90%的轴承不发生点蚀破坏前的总转数（以106为单位）或一定转速下的工作小时数作为轴承的疲劳寿命，并把这个疲劳寿命叫做基本额定寿命，以（或）表示。由于基本额定寿命与破坏几率有关，所以在按基本额定寿命计算而选择出的一批轴承中，可能有10%的轴承提前发生破坏；同时也能有90%的轴承超过基本额定寿命后还能继续工作，甚至还有相当多的轴承还能再工作一个、两
29、个或三个基本额定寿命期。对于每一个轴承来说，它能在基本额定寿命期内正常工作的概论是90%，而在基本额定寿命期未结束之前发生点蚀破坏的概率为10%。在作轴承的寿命计算时，必须先根据机器的类型、使用寿命及对可靠性的要求，确定一个相当的预期计算寿命，即设计机器时所要求的轴承寿命。（2）滚动轴承的基本额定载荷轴承的疲劳寿命与所受载荷的大小有关，工作载荷越大，引起的接触应力也就越大，因而在发生点蚀破坏前所能经受的应力变化次数也就越少，即轴承的疲劳寿命越短。所谓轴承的基本额定动载荷，就是使轴承的基本额定寿命15恰好为106r时，轴承所能承受的最大载荷值，用字母C表示。这个基本额定动载荷，对于相心轴承，指的
30、是纯经向载荷，称为经向基本额定动载荷，以Cr表示；对推力轴承，指的是纯轴向载荷，称为轴向基本额定动载荷，以Ca表示；对角接触轴承，指的是使套圈产生纯径向位移的载荷的径向分量。不同型号的轴承有不同的基本额定动载荷值，它表征了不同型号的轴承的成在能力，C值越大，承载能力越大。轴承样本中对每个型号的轴承都给出了他的基本额定动载荷值C，单位N。（3）滚动轴承寿命的计算公式对于具有基本额定动载荷C的轴承，当它所受的载荷P恰好等于C时，其基本额定寿命就是106 r。但是当它所受的载荷时，轴承的寿命为多少？这就是轴承寿命计算所要求解决的一类问题。轴承寿命计算所需要解决的另一类问题是，轴承所受的载荷等于P，而
31、且要求轴承具有的寿命为（以106r）为单位时，那么，须选用具有最大的基本额定动载荷的轴承。下面就是有关寿命的计算方法：因为P=C时，故有 即 式中寿命指数对于球轴承=3；对于滚子轴承=10/3。实际计算时，用小时表示轴承的寿命比较方便。令n代表轴承的转速（r/min）,则以小时数表示的轴承寿命为 由于在轴承样本中列出的额定载荷值C仅适用于一般工作温度，如果轴承在温度高于1200C的环境下工作时，轴承的额定动载荷值有所降低，故引用温度系数予以修正，可查表：工作温度/0C120125150200250300350温度系数10.950.90.80.70.60.5温度系数参数表进行上述修正后，寿命计算
32、公式为 如果载荷P和转速n已知，预期轴承寿命已取定，则所选轴承应能承受的额定动载荷可按下式计算 以上两式是设计计算时用到的，由此可确定轴承的寿命和尺寸型号。踏板车采用深沟球轴承。6.踏板车辅助结构的说明通过踏板的上下运动来控制摆杆的来回摆动，摆杆的来回摆动控制摆杆支撑杆的上下运动以实现左右两踏板的上下控制。摆杆机构如图3-11： 图3-11 摆杆机构踏板机构如图3-121、踏板 2、不完全齿轮图3-12 踏板机构示意图在图中可以比较清楚的看出摆杆与踏板以及过渡摆杆所组成的四杆机构的模型。最初在设计时由于摆杆是直立地连接在踏板和轴之间，当踩动踏板时产生了无法实现摆杆摆动的问题，也就无法实现摆动变
33、转动，而且考虑到摆杆的支点将在轴上，将对轴的强度带来不小的影响。后来经过老师的指点，采用四杆机构把原先直立的摆杆换到水平位置，通过过渡摆杆把踏板与摆杆相连接，这样不仅解决了摆动变转动的问题，同时，摆杆通过轴的支撑靠一个轴承来完成，由于摆杆摆动过程中所产生的轴向力很小，故可以选用深沟球轴承，只要使轴承定位，摆杆便能固定于轴承上通过轴承实现摆动。为了能使轴承安装顺利，在安装轴承的一侧，轴的前半部分用间隙配合，轴的后半部分采用过渡配合，摆动变转动的目的最终完成。轴承支架与轴的配合说明：轴承支架与轴的配合如图3-13 图3-13 轴承支架与轴的配合说明轴承支架的材料为尼龙，能够大大降低车子本身的重量，
34、主要完成对轴承的安装与定位。在定位轴承时，利用轴承支架上的小孔边缘对轴承的外圈定位，利用轴套定位轴承的内圈。支架通过螺栓螺母连接安装于车架上。为了能够使轴上的齿轮能够顺利啮合，在安装的时候需要不断校正轴承支架的位置。第4章 脚踏摆动式三轮健身踏板车安装测试说明第4章 脚踏摆动式三轮健身踏板车安装测试说明4.1齿轮组安装说明 经过几个月来的努力，在老师和同学的帮助下，终于完成了踏板车理论上的设计，为了能够让设计更贴近实际，使理论能够比较符合实际中的制作，需对安装进行必要的说明。首先各部分安装零件应达到图纸上的要求，为了能够达到安装要求，在钻车架上的孔时，要求每个孔都与车架两边缘测量距离，以保证孔
35、位置的准确度，才不会因为钻孔时造成的偏差使后面的齿轮没有相互啮合，并在钻孔时就要把轴和齿轮放入，注意齿轮与齿轮之间是否有啮合，并依次钻其他孔，安装完成后看看齿轮是否能够顺滑的转动，再用螺栓、螺母通过轴支架锁紧于车架上，如此完成齿轮组的安装。4.2踏板车的测试 踏板车安装完成后，可以对踏板车进行测试。测试时使踏板车离开地面一段距离，处于空载状态下，试摆动踏板，看看齿轮相对传动是否顺畅，在转动过程中是否有干涉现象发生。再把车放于地面，通过单脚蹬地推动车身前进，待车子达到一定的速度后将两脚一左一右放在踏板上，轻轻摆动上身，利用身体重心的前后摆动踩动踏板，从而控制车子前进的速度，在此过程中看看是否能达
36、到轻松的踩动踏板，能否达到时速20km的速度，结构是否紧凑。 结论本论文所取得的成果在这次毕业设计里我深入的接触了一个产品设计的全过程，综合使用所学的知识，从接触该课题开始，我进行了一系列的相关工作，查阅了相关的资料，在设计过程中克服了许多困难，也取得了一定的成果。本次的设计中，主要的部分为棘轮与不完全齿轮机构的传动设计，摆杆的摆动问题。采用两级齿轮传动，第一级是不完全齿轮和齿轮棘轮组合件的啮合，考虑大齿轮只是做摆动，为了节省材料，大齿轮做成不完全齿轮，还有要控制只在一个方向上的传动，就要利用棘轮的单向运动作用来控制，所以要制造一个齿轮棘轮组合件，同时拥有齿轮和棘轮的功用；第二级传动要考虑使踏
37、板在下去的时候来带动后轮前进，所以要加一个惰轮，来改变传递的方向，以达到要求。摆杆的作用就是使左右两踏板互相控制。在动力传递方面，由于是齿轮增速机构，需要比较大了动力才能推动，使用者可以先用一脚蹬地，待车子获得一定的速度后再用两脚一左一右踩动来传递动力，这样也可以减小棘轮机构的空程影响，同时起到省力的效果。 由于本课题为一个创新课题，综合运用所学的知识，对课题设计取得了一定的成果的同时，由于我对相关知识的掌握不是很扎实，难免会有在一些方面设计不是很很合理，使设计的产品与现实还存在一定很大的差距，望老师能给予批评与指导，学生将不胜感激。参考文献参考文献1 姚裕. 球面并联机构SPM的运动学及其工
38、作空间研究D. 南京: 南京航天航空大学, 2001.2 陈大先. 机械设计手册M. 北京: 化学工业出版社, 2005.3 松下公司. 伺服电机产品选用手册M. 北京: 化学工业出版社, 2005.4 马海涛. 基于Pro/E并联机床后置处理研究D. 哈尔滨: 哈尔滨理工大学, 2005.5 刘军山. 车铣复合数控机床方案设计与运动仿真分析D. 陕西: 西安理工大学, 2001.6 卿建喜. 冗余驱动并联机构运动学分析与驱动优化研究D. 北京: 北京工业大学, 2009.7 张祥. 一种新型三自由度并联机床的分析与设计D. 河北: 燕山大学, 2006.8 刘阳. 虚轴机床的发展与展望J.
39、2003, 34(7): 18-20.9 丁学明. 一种空间三自由度平动并联机床研究D. 南京: 南京航空航天大学, 2002.10 C. M. Evertsson. M. Optimal Trajectroy Planning for New Type Parallel Machine Tool J. Electronic Science And Technology, 2003, 32: 1355-1361.11 C. M. Evertsson. R. A Method of Fast Interference Inspection for Parallel Machine ToolJ.
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