脚踏摆动式三轮健身踏板车设计毕业设计

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1、第1章绪论随着咱们国家经济的进展，人们生活水平不断提高，在物质生活取得知足的前提下，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加倍丰硕多彩。由于如此或那样的缘故，健身器材愈来愈受人们所青睐。咱们到处能够感受到人们对健身的重视，不管是老年人，中年人仍是儿童都会选择必然的方式来健身。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。咱们不用为天天起风下雨阻碍锻炼成效而在意，如此就使得跑步机成为健身器材中最受欢迎的设备。通过30年的工业创新，使的美国及加拿

2、大的产品成为全世界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，而且愈来愈为广大利用者同意。我国到了90年代末才显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。此刻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。如此的健身器材尽管能够达到必然的健身目的，可是很难提升人们健身的乐趣。如何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一脚踏摆动健身踏板车的产生能够为咱们解决这些问题。它的利用处合很广，如在上学的路上，在上班的路上都能够健身，健身变得方便和具有乐趣。在健身的同时能够享受大自然的漂亮，给人们在躯体上和精神上的享受。脚踏摆动

3、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，会愈来愈受人所青睐。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。这次设计对我来讲是一次专门好的锻炼机遇,通过教师的指点，同窗的帮忙，对课题的内容进行了探讨和设计，现将设计进程和内容论述于下。第2章健身器材的现状与进展健身器材的产生与进展进程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。咱们不用为天天起风下雨阻碍锻炼成效而在意，如此就使得跑步机成为健身器材中最受欢迎的设备。通过

4、30年的工业创新，使的美国及加拿大的产品成为全世界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，而且愈来愈为广大利用者同意。我国到了90年代末才显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。健身器材的进展健身器材从当初单一的跑步机、室内自行车等进展到此刻的多功能健身车、健身椅等等，容人愈来愈多的科学技术与科学的健身方式，使得健身愈来愈有成效。健身器材同时也向室外进展，咱们能够在居民小区里看到一些健身器材，那些健身器材小巧，利用方便，适合公共化的健身需求。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，那确实是能够移动健身，能够在上班的路上、上学的路上，在公园

5、休闲时体验健身。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，能够折叠等等特点，正取得愈来愈多的健身爱好者的喜爱。它又有独特的设计，那确实是具有动力装置，使踏板车取得了改良与进展，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20千米，动力装置由棘轮和齿轮机构组合而成，由于单一的大体机构往往由于其本身所固有的局限性而无法知足多方面的要求，采纳组合机构，既发挥了各大体结构的特长，又幸免各机构的局限性，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，齿轮转速越小，空程阻碍越明显，因此只有当车子取得必

6、然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取得理想成效。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要紧包括以下5部份的内容：1.车架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个部份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纳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20千米，那么后轮的线速度为。v=co-r=20km/h=5.

7、56m/s()后轮的转速(选择直径为300的轮子)n=v/2r=5.56/(2x3.14x0.15)=5.9r/j()取不完全齿轮的转速=0.167s，总4=5.9/0.167=35.4()齿轮总的传动比为，齿轮传动为二级齿轮增速机构，传动比别离为和。链传动的传动比为。也确实是说只要使两个齿轮每秒转过60度就能够够保证踏板车有20km/h的速度。动力传递方面，取踏板车和人的总重量为80kg,与地面的摩榛系数取。后轮传递提供的功率。P=FV=ping=0.1x80x10x5.56=0.448Zrvv()其余各轴所传递的功率别离为Pi二尸/0.95=0.448/0.95=0.468hw()尸2二尸

8、0.92=0.448/0.92=0.5()P3=Pi/0.92=0.448/0.92=0.554痴()人只要提供的功率就能够够是踏板车运动。脚踏摆动式三轮健身踏板车的原理大自然离咱们有多远，咱们离健康就有多远。身处城市，咱们的运动健身空间被紧缩。可是空间少了并非意味着舍弃运动健身。咱们需要一种运动健身器械，它应知足：1 .它是一种充满趣味的运动器材，时尚且平易近人让人们利用的时候既能同意，乂能具有有效价值。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平安而且具有容易上手利用的特点。3 .作为一种户外的运动工具它应当保证必然的运动量，而且在此基础上有一种高效的运动健身效率。这确实是设

9、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份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，最后通过链传动把动力传递给后轮，实现后轮驱动。在利用进程中第一需要利用者单脚蹬地，使车子取得必然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。由于棘轮机构存在必然的空程，速度越小空程阻碍就越明显，因此只有当车子取得必然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取得理想的成效。运动原理图如图3-1所示:一、不完全齿轮二、齿轮棘轮组合件3、大齿轮4、惰轮五、小齿轮六、大链轮7、小链轮图3-1运动原理图依

10、照图中标出的箭头方向，能够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。脚踏摆动式三轮健身踏板车各部份的设计说明与计算脚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依照必然的组合来一起完成踏板车的功能，现将各部份的功能说明如下。车架的设计与计算车架需要安装轴及齿轮等几乎全数的零部件，它的尺寸将阻碍车子的要紧重量，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，其强度也需要知足它的利用者。在参考有关踏板车的资料后，决定采纳类似T型截面的铸铁梁结构的材料制成车架,结构简单，通过校核其强度来知足利用要求。铸铁尽管属于脆性材料，不具有好的抗拉强度，但具有较好

11、的塑性，抗压强度较好，在利用进程中车架要紧经受抗压，因此在经受压力时不易变形，保证齿轮传动的稳固。设计时要紧考虑其抗压和抗拉强度是不是知足利用要求，另外，为了使踏板车设计加倍美观与小巧，对车架的宽度在知足能够安装齿轮，齿轮运动进程中不彼此干与后进行缩小，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，能够使得车子在不历时所占的空间更小，方便寄存。而制动装置的设计，能为利用者带来方便与平安，这两个部份使得踏板车的设计加倍的合理。第一来讲折叠装置。通过有关资料的查阅和相关踏板车图片的参

12、考后进行了设计。折叠装置主要指车把与前轮在踏板车不历时能够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弯沟的导轨、车架、弹簧、销钉等几部份组成，弹簧与销钉相连接，俏钉安装于导轨上，能够通过导轨移动，车架的另一端钱接于车架上，能够转动。利用者能够在利用前把车把向前拨，拨到必然角度时便卡住不能再往前，如此就能够在利历时保证车把有个固定的张开角。在利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。利历时张开的角度为，销钉移动的轨道半径为。需要提示的是，在折叠完成后要使车架维持水平，如此能够爱惜齿轮机构不受损伤。如图3-3所示：图3-3

13、折叠结构示用意动力装置脚踏摆动式健身踏板车利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,这也是本次设计进程中最重要的部份之一，这中配合有多种方案能够选择，通过对照后,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操纵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用意3-4所示，一、齿轮棘轮组合件二、踏板3、不完全齿轮图3-4不完全齿轮与齿轮棘轮配合示用意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乂有棘轮的功用，先通过不完全齿轮与齿轮的啮合传递

14、动力，再通过棘轮的单向作用操纵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，因此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齿轮机构示用意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钢调质处置，齿面硬度别离为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Z尸25,大齿轮齿数Z2=xZi=3.3x25=82.5,取大齿轮齿数Z2=83,按软齿面齿轮非对称安装查表.取齿宽系数内=1.0由公式MB试选

15、K,=L2小齿轮的转矩（二XX0.515.97(2.5x4.3)x60查表得出材料系数Z/J两按齿面硬度查表得b仙,=6(X)MP1!IH12=560匕N=60njLh=60x5.9/(2.5x4.3)x60xl2xl5x300x2=2.13x10s7V2=Ai/z=2.13xlO873.3=6.45xlO7查表得接触疲劳寿命系数K=1.1K HN2 =L17 确信许用接触应力=K 削0Hlim / S/ = 1.1 x 600Mp = 660A/Pa% =政加2吗=L17x560M =655.2M为取同卜际KT u( ZE y6d U 07/ du 2.323带入数据求得4, = 62.36

16、取大齿轮的模数m=,/25 = 62.36/25 = 2A9mm , 取模数? = 4小齿轮分度圆直径为d = to, =4 x 25 = 100/加大齿轮分度圆直径为di = G=4x83 = 332mm 校核齿根弯曲强度：7 KT由公式叫？大小齿轮弯曲疲劳强度取, iml = 240MR/ , (7/m2 = 220M&查图取弯曲疲劳寿命系数Km】 =0.88乱有2= 0.90取定弯曲疲劳平安系数*=1.4,应力修正系数痣7=2.。，得 aF1 = KFNYSTaFinU /S.240x0.88x2/1.4MPacrr2 = KFN2Y.(Jr2 / Sr. 220 x 0.90 x 2

17、/1 AM Pa查表得左 =2.62 YFa2 = 2.22Ysai = 1.59Y3a2 = 77校核计算2xl.2xl.48xl051.0x252x45x 2.22x1.77WP a=34.89此4回J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钢调质处置，齿面硬度别离为220HBS、260HBS、属软齿面闭式传动，教荷平稳，齿轮速度不高，初选7级精度，小齿轮齿数取4=21,小齿轮齿数Z2=21x4.3=90.3,取大齿轮齿数Z?=91,按软齿面齿轮非对称安装查表.取齿宽系数由=1.0试选（=1.2小齿轮的转矩（=xx一四竺=3.16xl04N.mm

18、5.9/2.5x60查表得出材料系数Z/J西按齿面硬度查表得=600MP,%,痴2=560匕l-faoNi=60“/。=60x5.9/2.5x60x1x15x300x2=7.65xlO7N2=M/=7.64xIO7/4.3=1.78xlO7查表得接触疲劳寿命系数跖於=1.15=1.25确信许用接触应力EJ=KhnEhnral/5H=1.15x600=690MpaaH2=Khn20HmJSh=125x560=700MPa川等.限带入数据求得4r=35.34小齿轮的模数加=小，/25=35.34/21=1.68取模数m=3imn小齿轮分度圆直径为d=mZ=3x21=63大齿轮分度圆直径为di=3x

19、93=279校核齿根弯曲强度：由公式6=大小齿轮弯曲疲劳强度取=240M&,。所2=.MPa查图取弯曲疲劳寿命系数K.=0.91KFN2=0.98取定弯曲疲劳平安系数5尸二1.4,应力修正系数%=2.0,得。=（加/=240x0.91x2/1.4=312MpatTr2=/Sj220x0.98x2/1.4=308Mp4查表得YFal=2.76Yra2=2.20G=L56%2=L78校核计算2xl.2x3,46xl041.0x252x43x2.76xL56MR=8.93M2故弯曲疲劳强度足够。齿轮的一些参数汇总：第一级齿轮配合的参数如下：小齿轮的齿数为25,模数为4,压力角为20度，齿顶高系数为1

20、,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，公法线长度变更公差为，齿距极限误差为，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，精度为7-HK,中心距为216,齿圈径向跳动公差为，公法线长度变更公差为，齿距极限误差为,跨齿数为10o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,精度为7-HK,中心距为168,齿圈径向跳动公差为，公法线长度变更公差为，齿距极限误差为，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，精度为

21、7-HK,中心距为168,齿圈径向跳动公差为，公法线长度变更公差为，齿距极限误差为,跨齿数为11。车轮的选择车轮的设计要紧考虑其不仅有耐用性，而且要轻巧。通过指导教师的指导，我在网上查找了能适合脚踏健身踏板车的车轮，作为一个标准件利用能够省去自己设计带来的问题，简化设计进程，图片如3-6所示：图3-6车轮示用意车轮的材料为尼龙，尺寸为300x50,尼龙能够减轻轮的重量。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，工作时通过链和链轮的啮合来传递运动和动力。链传动能够维持准确的传动比，传动尺寸比较紧凑，不需要专门大的张紧力，作用在轴上的载荷较小

22、，承载能力大，效率高，但在高速运转时不够平稳,传动进程中有冲击和噪音，不宜在载荷转变专门大和急促反向的传动中利用，只能用于平行轴间的传动。小齿轮选择齿数为Zi=17,大齿轮齿数Z2=Z=17x2.5=42.5,取Z?=43,初选中心距40M30p,运用计算如下公式算得。_2/Z2+4卜(0一芍p2/l2汗,_2x30/712+4312/7043-17Y19.05+2+3012一)=60+30+0.57=90.57取链节数为90(取偶数)查表得，Ki=1.0,/Cz=0.846,Kl=0.95K.n=1.0=0.553hvp?_KXP_1x0,4448K7KLKm0.846x0.95x1键速60

23、x10005.9x60x17x12.7060x1000= 1.274/;/5选定链的型号为08A-1-904，-空+ JL-空卜=377.34加4 2 J2 7 171 )对轴的压力Fe = 1.2Ff = 1.2xl000P/v = 1.2x1000 x 0.4448/1.274 = 418.96链的静强度校核。KrnF()iim 1 x 13800 23 =2 3KaF 1x418.96 l知足强度要求 大链轮：12.7sin(18)/z) sin(18O0/43)=173.97/rz/rza m;ixa min=C +1.25 + 4 = 173.97 +1.25 xl2.7-7.95

24、= 181.895m/n=J + (1 -1.6/ z) p - = 173.97 + (1 -1.6/43) x 12.7 - 7.95 = 177.752mm取4=180%df=d-J,=173.97-7.95=166.02/w?确信dk=25nvn,这是由轴确信的。=Z+4/6+0.0W=9.5+25/6+0.01x17.97=15.06/n/n其中k为常数轮毂k度i=3.3/?=3.3x15=49.5mmlmin=2.6/?=2.6x15=39mm取/=50轮毂直径clh=(lk+2=25+30=55mm齿宽=0.93b=0.93x7.95=7.4/?/?小链轮：d=-=69.12mm

25、sin(180/z)sin(180/17)damM=d+1.25+&=69.12+1.25x12.7-7.95=77.0454min=d+(1-1.6/z)P-4=69.122+(1-1.6/36)X12.7一7.95=72.675?取d.=75mmdf=d-d,=69.12-7.95=61.17mm确信4=20%查表得k=4.8/?=Z:+J,/6+0.01J=4.8+20/6+0.01x69.12=9mwA轮毂长度/=3.3/?=3.3x9=29.7,min=2.6=2.6x9=23.4-取I=25mm轮毂直径4=4+2=20+18=38/7?/7?齿宽bf=0.931=0.93x7.95

26、=1.4mm链传动要紧的失效形式说明：(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，通过必然的循环次数，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:条件下，链的疲劳破坏是决定链传动能力的要紧因素。(2)链条钱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，致使啮合情形恶化，动载荷增大，引发震动和噪声，发生跳齿、脱链等。这是开式链传动常见的失效形式之一。(3)胶合润滑不良或转速太高时，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，如突然显现过大载荷，使链条所受拉力超过链条的极限抗拉载荷，可致使链条断裂。2 .车轮与车架的连

27、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，不显现晃动的现象。为此,轴与车把之间加上套桶固定。装配图如图3-7(a)所示前车轮通过轮架与车身用一根轴相连接，在轴的两头别离焊接一个镶柱，用薄螺母锁紧，后轮轮架别离用两个螺母固定于车架上。后轮除要安装车轮外还要求安装车论的飞,后轮飞安装于车轮隔壁，在轮架之内，用套桶对其进行定位，以保证链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需知足的大体要求。轴的结构设计依照轴上零件的安装、定位和轴的制造工艺等方面的要

28、求，合理的确信轴的结构形式和尺寸；轴的工作能力的计算包括轴的强度，刚度和震动稳固性等方面的计算。轴用45碳钢材料，通过热处置或化学处置能够取得较高的综合力学性能。轴的各部份尺寸已经确信，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式：按许用切应力技术；按许用弯曲应力计算“工平安系数校合计算。按许用切应力计算只需要转矩的大小，方式简单，由材料力学可知，实心圆轴的扭转强度条件为PT9.55xl06-rT/MPa=%/tt1WT02/由此能够取得轴的大体直径3 9.55x106P omin - 4 v 0.2r7n输出轴的最小直径4 min -5费 = 634考虑到轴上有键槽取4nM=20输

29、入轴的最小直径0.515.97(2.5x4.3)x60考虑到轴上有键槽取4mm=25式中%轴的扭剪应力（MPa）P-一轴传动的功率（kW）一轴的转速（r/min）d-轴的直径（mm）T-轴传递的转矩（）明-轴的抗扭剖面系数（nun3）,其中实心圆轴%=苗八6=0.21：司厂一许用扭剪应力（MPa）,见下表C-计算常数，取决于轴的材料及受载情形，见下表轴的材料Q235、20454OCr、35SiMnC158135118-106106-97rr12-2030-4040-52强度计算常数表（注：当轴受弯矩很小或只受转矩时，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

30、3-9输出轴结构图4 .键的校核在静连接中，一般平键连接的要紧失效形式【联接工作面上的压溃。实践说明，压溃一样发生在较弱的轮毂键槽的工作表面。除非有严峻过教，一样可不能发生键被剪断的现象。键的示用意如图3-10所示图3-10键结构图假设载荷沿工作面均匀散布，那么一般平键联接的挤压强度条件为ATpdhl式中-键的挤压应力(MPa)T-轴传递的转矩()d一-轴的直径(mm)h一键的高度（mm）1-键的工作长度（mm）；A型键l=L-b,B型键1=Lb一键的宽度（mm）bp键的许用挤压应力（MPa）,见下表在动联接中，导向平键联接的要紧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，那么

31、导向平键联接的强度网条件为4T“Rm式中p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）120-25010012060-90铸铁70-8050-6030-45pl动联接钢（键）504030键校核参数表键8x34= 27.7SMPaaiy_4T_4x3.16x104一而一25x7x(34-8)键8x40_4T_4x3J6x104-7-30x7x(40-8)键8x504T 4xl.48xl05%一而一 28x7x(50-8)7l.9MPaap键 10x34ATlihi4xl.48xl0532x8x(34-10)= 96.35MPc/ crp5

32、.转动轴承的受力转动轴承工作时，能够是外圈固定，内圈转动，也能够是内圈固定、外圈转动。关于固定套圈，处在承载区内的各接触点，按其所在位置的不同，将受到不同在教荷。处于载荷作用线上的点将受到最大的接触载荷。关于每一个具体的点，每当一个转动体滚过时，便经受一次载荷，其大小是不变的，也确实是经受稳固的脉动循环载荷的作用。载荷变更的频率快慢取决于转动体中心的圆周速度。转动套圈上的各点的受载情形类似于转动体的受载情形。他的任一点在开始进入承载区后，当该点与某一转动体接触时，教荷由零变到某一数值，继变到零。当该点下次与另一转动体接触时，教荷就由零边到另一数值，故同一点上的载荷皿及应力是周期性不稳固转变的。

33、转动轴承的失效形式及计算准那么依照工作情形，转动轴承失效形式要紧有：（1）疲劳破坏由于载荷的反复作用，第一在表面下必然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。通常疲劳点蚀是转动轴承的要紧失效形式。（2）永久变形当轴承转速很低或间歇摆动时，一样可不能产生疲劳破坏，但在专门大的静载荷或冲击载荷的作用下，会使轴承滚道和转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猛烈震动和噪声，以至轴承不能正常工作。决定轴承尺寸时，要针对要紧失效形式进行必要的计算轴承的寿命计算：（1）转动轴承的大体额定寿命一个转动轴承在一匚作中发生疲劳点蚀前所通过的总转

34、数或工作小时数成为轴承的疲劳寿命。而由于制造精度、材料的均质程度的不同，即便是一样材料、一样尺寸和同一批生产出来的轴承，在完全相同的情形下工作，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乃至几十倍。轴承的疲劳寿命不能以同一批实验轴承种的最长寿命或最短寿命作为标准。因为前者过于不平安，在实际利用中，提早破坏的可能性儿乎为100%;而后者乂过于保守使几乎100%的轴承都能够超过标准寿命而继续工作。那么如何确信转动轴承的疲劳寿命呢？此刻规定：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IO为单位）或必然转速下

35、的工作小时数作为轴承的疲劳寿命，并把那个疲劳寿命叫做大体额定寿命，以（或。时）表示。由于大体额定寿命与破坏概率有关，因此在按大体额定寿命计算而选择出的一批轴承中，可能有10%的轴承提早发生破坏；同时也能有90%的轴承超过大体额定寿命后还能继续工作，乃至还有相当多的轴承还能再工作一个、两个或三个大体额定寿命期。关于每一个轴承来讲，它能在大体额定寿命期内正常工作的概论是90%,而在大体额定寿命期未终止之前发生点蚀破坏的概率为10%。在作轴承的寿命计算时，必需先依照机械的类型、利用寿命及对靠得住性的要求，确信一个相当的预期计算寿命，即设计机械时所要求的轴承寿命。（2）转动轴承的大体额定载荷轴承的疲劳

36、寿命与所受载荷的大小有关，工作载荷越大，引发的接触应力也就越大，因此在发生点蚀破坏前所能经受的应力转变次数也就越少，即轴承的疲劳寿命越短。所谓轴承的大体额定动载荷，确实是使轴承的大体额定寿命:恰好为106r时，轴承所能经受的最大载荷值，用字母C表示。那个大体额定动载荷，关于相心轴承，指的是纯经向载荷，称为经向大体额定动载荷，以Cr表示；对推力轴承，指的是纯轴向载荷，称为轴向大体额定动载荷，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大体额定动载荷值，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。轴承样本中对每一个型号的轴承都给出了他的

37、大体额定动载荷值C,单位N。（3）转动轴承寿命的计算公式关于具有大体额定动载荷C的轴承，当它所受的载荷P恰好等于c时，其大体额定寿命就是IO,入可是当它所受的载荷夕工。时，轴承的寿命为多少？这确实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，而且要求轴承具有的寿命为4。（以10%）为单位时，那么，须选用具有最大的大体额定动载荷的轴承。下面确实是有关寿命的计算方式：一品=常数因为P=C时，=1（103）,故有尸Zo=cJi即/106r=f|Y式中寿命指数17关于球轴承二3；关于滚子轴承=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

38、轴承的转速（r/min）,那么以小时数表示的轴承寿命小为io6fey60/7PJ由于在轴承样本中列出的额定载荷值c仅适用于一样工作温度,若是轴承在温度高于120%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，ft可查表：工作温度/c120125150200250300350温度系数/1温度系数参数表进行上述修正后，寿命计算公式为若是载荷P和转速n已知，预期轴承寿命及已取定，那么所选轴承应能经受的额定动载荷C可按下式计算，_P(60nLh,力以上两式是设计计算时用到的，山此可确信轴承的寿命和尺寸型号。踏板车采纳深沟球轴承。6 .踏板车辅助结构的说明通过踏板的上下运动来操纵摆

39、杆的来回摆动，摆杆的来回摆动操纵摆杆支撑杆的上下运动以实现左右两踏板的上下操纵。摆杆机构如图3-11：图3T1摆杆机构踏板机构如图3T21一、踏板二、不完全齿轮图3-12踏板机构示用意在图中能够比较清楚的看出摆杆与踏板和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阻碍。后来通过教师的指点，采纳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，如此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

40、动进程中所产生的轴向力很小，故能够选用深沟球轴承,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，轴的前半部份用间隙配合，轴的后半部份采纳过渡配合，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，要紧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

41、车安装测试说明齿轮组安装说明通过几个月来的尽力，在教师和同窗的帮忙下，终于完成了踏板车理论上的设计，为了能够让设计更切近实际，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。第一各部份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，要求每一个孔都与车架两边缘测量距离，以保证孔位置的准确度，才可不能因为钻孔时造成的误差使后面的齿轮没有彼此啮合，并在钻孔时就要把轴和齿轮放入，注意齿轮与齿轮之间是不是有啮合，并依次钻其他孔，安装完成后看看齿轮是不是能够顺滑的转动,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。踏板车的测试踏板车安装完成后，能够对踏板车进行测试

42、。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不是顺畅，在转动进程中是不是有干与现象发生。再把车放于地面，通过单脚蹬地推动车身前进，待车子达到必然的速度后将两脚一左一右放在踏板上，轻轻摆动上身，利用躯体重心的前后摆动踩动踏板，从而操纵车子前进的速度，在此进程中看看是不是能达到轻松的踩动踏板，可否达到时速20km的速度，结构是不是紧凑。结论本论文所取得的功效在这次毕业设计里我深切的接触了一个产品设计的全进程，综合利用所学的知识，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，在设计进程中克服了许多困难，也取得了必然的功效。本次的设计中，要紧的部份为

43、棘轮与不完全齿轮机构的传动设计，摆杆的摆动问题。采纳两级齿轮传动，笫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，还有要操纵只在一个方向上的传动，就要利用棘轮的单向运动作用来操纵，因此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板在下去的时候来带动后轮前进，因此要加一个惰轮，来改变传递的方向，以达到要求。摆杆的作用确实是使左右两踏板相互操纵。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，利用者能够先用一脚蹬地，待车子取得必然的速度后再用两脚一左一右踩动来传递动力，如此也能够减小棘轮机构的空程阻碍，同

44、时起到省力的成效。由于本课题为一个创新课题，综合运用所学的知识，对课题设计取得了必然的功效的同时，由于我对相关知识的把握不是很扎实，不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必然专门大的差距，望教师能给予批评与指导，学生将不胜感激。参考文献1姚裕.球而并联机构SPM的运动学及其工作空间研究D.南京：南京航天航空大学,2001.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并联机床后置处置研究D.哈尔滨：哈尔滨理工大学,2005.5刘军山.车铳复合数控机床方案设计与运动仿真分析

45、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.虚轴机床的进展与展望J.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.OptimalTrajectroyPlanningforNewTypeParallelMachineToolJ.ElectronicScienceAndTechnology,2003,32:1355-1361.11 C.M

46、.Evertsson.R.AMethodofFastInterferenceInspectionforParallelMachineToolJ.ElectronicScienceAndTechnology,2005,24(2):199-214.12倪田荣.面向新型并联机床的CNC系统D.四川：电子科技大学,2003.13屈健康.磨具自由曲面剖光机械人设计与仿真D.陕西：西北工业大学,2006.14段希祥.基于并联机构的线接触回转铳削加工的研究D.陕西：西北工业大学,2008.15张署.并联运动机床M.北京:机械工业出版社,2007.致谢在这次毕业设计即将终止之际，我要感激我的指导教师张慧鹏教师

47、和董芬教师和我的同窗，感激他们曾经给过我的帮忙，在我毕业设计碰到困难时，是他们给我指点了迷津,让我能够顺利地完本钱次毕业设计。在这次毕业设计中，我设计的内容为脚踏摆动式三轮健身踏板车，作为一个新课题,我取得了指导教师专门大的帮忙，在教师的指点下，我完成了一个新产品的设计，若是没有教师的指导，我想我很难完成此课题。在毕业设计期间，指导教师的指导工作和对同窗的关切使我终身难忘。毕业设计的进程也是学习的进程，若是说上课是在学习理论知识的话，那么毕业设计是在学习怎么运用学过的知识指导咱们实践，在实践中学习、体会。设计进程中，同窗之间的交流也对我的设计有很多帮忙，在与同窗的交流进程中，能够学到自己还不是很懂的东西，在此，我也要感激他们给我的帮忙，他们使我的毕业设计变的加倍完善。我以为这次的毕业设计工作对我个人来讲是一次专门大的挑战，对我所学的知识，对我的个人能力都是专门大的挑战。