機械設計制造及自動化畢業(yè)設計-舉重床的設計及仿真

1、<p><b>　　本科畢業(yè)論文</b></p><p><b>　?。?0 屆）</b></p><p><b>　　舉重床的設計及仿真</b></p><p><b>　　誠信聲明</b></p><p>　　本人鄭重聲明：本論文及其研究工

2、作是本人在指導教師的指導下獨立完成的，在完成論文時所利用的一切資料均已在參考文獻中列出。</p><p>　　本人簽名： 年 月 日</p><p><b>　　畢業(yè)設計任務書</b></p><p>　　設計題目： 舉重床的設計及仿真

3、 </p><p>　　1．設計的主要任務及目標</p><p><b>　　舉重床的設計及仿真</b></p><p><b>　　任務要求:</b></p><p>　　（1）國內(nèi)外研究現(xiàn)狀</p><p>　?。?）舉重床總體

4、方案設計</p><p>　?。?）桿鈴升降調(diào)節(jié)機構的設計與仿真</p><p>　　(4) 其他各部分機構的設計</p><p>　　1. 臥推機構設計 2. 踢腿機構設計</p><p>　　3. 高拉桿機構設計 4. 背墊調(diào)節(jié)機構設計</p><

5、p>　　（5）舉重床整體運動仿真</p><p>　　2．設計的基本要求和內(nèi)容</p><p>　　利用CAD軟件完成舉重床裝配圖。</p><p>　　利用Pro/E軟件對舉重床的運動仿真。</p><p>　　完成一份一萬字以上的設計計算說明書。</p><p><b>　　3．主要參考文獻<

6、/b></p><p>　　[1] 宮克.多功能輔助運動器械的研究與應用[J].青海師范大學體育院，2011.5.</p><p>　　[2] 孫恒，陳作模，葛文杰.機械原理[M].北京：高等教育出版社，2006，5.</p><p>　　[3] 紀名剛，濮良貴.機械設計[M].北京：高等教育出版社，2006，5.</p><p>&l

7、t;b>　　4．進度安排</b></p><p><b>　　舉重床的設計及仿真</b></p><p>　　摘 要：“生命在于運動”,生命之美在于它時時刻刻都處于運動之中，而體育，恰好集中了這種美。它將力量與技巧，速度與優(yōu)美同時體現(xiàn)到了極至,賦予人無限的啟示與動力，而舉重是一項很古老的運動。本設計是設計舉重床而且屬于多功能型健身器，該舉重床綜合安

8、全性能高，操作方便靈活，即使用于室內(nèi)健身鍛煉也適用于室外健身鍛煉。本設計設計的舉重床其桿鈴架與舉重床整體可以拆分開來，拆分出桿鈴架后，把背墊調(diào)到下斜，就可以做仰臥起坐，從而鍛煉腰部。該舉重床可以調(diào)節(jié)桿鈴升降，桿鈴升降調(diào)節(jié)不用像傳統(tǒng)那樣要把桿鈴片取下再調(diào)節(jié)，而是采用齒輪傳動絲桿絲母直接進行調(diào)節(jié)，調(diào)節(jié)高度范圍為50CM；舉重床的背墊采用滑桿滑套螺釘固定調(diào)節(jié)，調(diào)節(jié)范圍增加，且方便靈活，操作簡便；該舉重床還有踢腿機構、臥推架機構以及高拉桿機構。

9、其中高拉桿機構拉懸掛的重物改設成拉彈簧以增加安全性，踢腿機構和臥推架機構都是栓掛啞鈴片或者是桿鈴片。本設計設計出的舉重床適合廣大人民群眾使用。</p><p>　　關鍵詞：健身器，舉重床，設計，運動仿真</p><p>　　Design and Simulation of Weight lifting Bed</p><p>　　Abstract: "Li

10、fe is exercise",the beauty of life is that it all the time in the campaign, and sports, it focused on the beauty of this kind. It will power and skill, the speed and the beautiful and reflect the extreme, give a per

11、son infinite enlightenment and power, and weight lifting is a ring of very old movement. This design is the design weightlifting bed and belong to templet machines, this weightlifting bed comprehensive safety performance

12、 is high, the operation is convenient and flexible, </p><p>　　Keywords:Fitness equipment,Weight lifting bed,Design,Movement simulation</p><p><b>　　目 錄</b></p><p><b&

13、gt;　　1 前言1</b></p><p>　　1.1 舉重的起源與發(fā)展1</p><p>　　2 舉重床總體方案設計5</p><p>　　3 桿鈴升降調(diào)節(jié)機構的設計6</p><p>　　3.1 方案比較與選擇6</p><p>　　3.1.1 方案一：利用蝸輪蝸桿—絲桿傳動機構實現(xiàn)桿鈴升降

14、調(diào)節(jié)6</p><p>　　3.1.2 方案二：利用齒輪—絲桿傳動機構實現(xiàn)桿鈴升降調(diào)節(jié)7</p><p>　　3.1.3 方案比較7</p><p>　　3.1.4 方案選擇8</p><p>　　3.2 圓錐齒輪及箱體設計計算8</p><p>　　3.2.1 圓錐齒輪設計計算8</p>&

15、lt;p>　　3.2.2 軸的設計計算12</p><p>　　3.2.3 軸承的選擇及壽命校核18</p><p>　　3.2.4 鍵聯(lián)接選擇及校核20</p><p>　　3.2.5 聯(lián)軸器的選擇20</p><p>　　3.2.6 齒輪箱的附件的選擇21</p><p>　　3.2.7 齒輪箱潤滑

16、方式及密封形式22</p><p>　　3.3 絲桿絲母設計計算22</p><p>　　3.3.1 絲桿絲母材料選擇22</p><p>　　3.3.2 耐磨性計算23</p><p>　　3.3.3 絲桿強度計算24</p><p>　　3.3.5 絲桿的穩(wěn)定性計算25</p><p

17、>　　3.4 桿鈴支架設計26</p><p>　　4 其他機構的設計27</p><p>　　4.1 臥推機構設計27</p><p>　　4.2 踢腿機構設計27</p><p>　　4.3 高拉桿機構設計28</p><p>　　4.4 背墊調(diào)節(jié)機構設計29</p><p&g

18、t;　　4.5 舉重床支架體設計29</p><p>　　5 舉重床的運動仿真31</p><p><b>　　結 論32</b></p><p><b>　　參考文獻33</b></p><p><b>　　致 謝35</b></p><p&

19、gt;<b>　　1 前言</b></p><p>　　1.1 舉重的起源與發(fā)展</p><p>　　“生命在于運動”,生命之美在于它時時刻刻都處于運動之中，而體育，恰好集中了這種美。它將力量與技巧，速度與優(yōu)美同時體現(xiàn)到了極至,賦予人無限的啟示與動力，而舉重是一響項很古老的運動。古希臘人曾用舉石頭來鍛煉和測驗人的體力，羅馬人在棍的兩頭扎以石塊來鍛煉體力和訓練士兵。中國

20、民族形式的舉重活動，早在兩千多年前的楚漢時代就有記錄（舉大刀、石擔、石鎖等）。從晉代至清代，舉重均列為武考項目。公元前4000年的古埃及的繪畫記述了法老們舉沙袋或其它重物來鍛煉身體，這就是用舉重來進行鍛煉的最早的記錄，運動員們用這種方法來增強身體力量，增加身上的肌肉。舉重是一種衡量這種力量的大小、判定一組人中誰最強壯的方式。同體育一樣，舉重在軍事上也用來評估士兵的身體素質(zhì)。在古代中國，士兵們通常用舉起一種稱作“鼎”的龐然大物來證明自己力

21、大無窮，動作同今天的抓舉有些類似。大多數(shù)情況下，舉重被尊為是一項壯舉，這從希臘的雕塑和繪畫中就可以反映出來。公元前500年左右的一幅畫描繪的是一名年輕人一手舉著一塊未經(jīng)加工的石塊，每個石塊有他頭的1.5倍大小。石塊慢慢變成了啞鈴，之所以這么叫是因為它們是被去掉了擊錘的鈴，以使它們不會發(fā)出聲。</p><p>　　現(xiàn)代舉重運動始于18世紀的歐洲，英國倫敦的馬戲班常有舉重表演。19世紀初，英國成立舉重俱樂部。最初杠鈴

22、兩端是金屬球，重量不能調(diào)整，比賽以次數(shù)決勝負。后來，意大利的阿蒂拉（Luis Atila）將金屬球掏空，通過往球內(nèi)添加鐵或鉛塊調(diào)整質(zhì)量。1910年伯格（Casper Berg）將金屬球改成重量不同、大小不一的金屬片。1891年在倫敦皮卡迪里廣場舉行首屆世界舉重錦標賽。1896年在雅典舉行的第1屆奧運會上，舉重被列為正式比賽項目。當時不按運動員的體重分級別，只有單手挺舉和雙手挺舉。在1920年的第7屆奧運會上，開始按運動員的體重分成5個級

23、別，并改為單手抓舉、挺舉和雙手挺舉。這為近代舉重比賽奠定了基本方式。1924年改為單手抓、挺舉和雙手推、抓、挺舉5種。1928年取消單手舉，保留了雙手舉的3種形式。由于推舉易使運動員的腰椎受傷，裁判的尺度也難以掌握，因此1972年奧運會舉重比賽后，正式公布取消推舉。1896年，舉重便被列入了在雅典舉行的首屆現(xiàn)代奧運會的比賽項目當中。但當時選手沒有等級之分，不管運動員身材體重如何，誰舉起的重量最大便獲得勝利，這種狀況一直延續(xù)到了1920年

24、奧運會。1920年</p><p><b>　　1.2 舉重健身</b></p><p>　　隨著環(huán)境變化與社會發(fā)展，雖然人類的生活品質(zhì)有明顯的改善，但現(xiàn)代人的工作壓力也越來越沉重。而利用運動來調(diào)節(jié)身心壓力的方法，也逐漸獲得現(xiàn)代人的青睞，不過也是因為社會發(fā)展快速，時間就是金錢的概念下，直接在家中運動成為一股風潮，因此運動產(chǎn)品的市場在近年來也越來越搶手，不過一般的家庭中

25、并無空間可以放置許多種類的運動器材來使用，所以本設計是一款復合式的舉重床，主要是希望能夠提供給消費者一個擁有多種功能的運動器材。</p><p>　　上世紀90年代以來，隨著健身（Fitness）概念的興起，全世界使用健身器材的人口持續(xù)增長，健身器材行業(yè)迅猛發(fā)展，健身器材銷量持續(xù)增加。美國健身器材的發(fā)展歷程從1875年開始，至今已有一百多年的歷史。特別是上世紀90年代以后，美國健身器材行業(yè)高速發(fā)展，舉重床的產(chǎn)品銷

26、售更是持續(xù)增長。2001年美國健身器材市場總銷售額超過55億美元，比1995年增長50.9%，其中家用市場占總銷售額的87.5%。據(jù)SGMA統(tǒng)計，自1987年至1995年，美國參加健身俱樂部的人口由1380萬增長為1910萬，增長了38%。而在同期，使用家用健身器材健身的人口則由610萬增至1220萬，增長率為100%。由此可見，美國健身器材家用市場約占整個市場銷售額的87%，規(guī)模是商用市場的6至7倍，并且仍在高速增長中，是現(xiàn)今乃至今后

27、一段時間內(nèi)健身器材的主要市場。</p><p>　　近年來，我國的健身器材制造業(yè)也發(fā)展迅速。據(jù)不完全統(tǒng)計，包括零配件供應在內(nèi)，全國已有300至500家企業(yè)從事健身器材的生產(chǎn)制造。產(chǎn)品質(zhì)量逐步提高，對外加工業(yè)務不斷擴大，目前中國制造的健身器材在國際市場上已占有50%的份額。2002年，我國從事室內(nèi)健身器材整機生產(chǎn)的企業(yè)已有70多家，工業(yè)總產(chǎn)值約為45億元。到2004年，整機生產(chǎn)企業(yè)和工業(yè)總產(chǎn)值分別增加到上百家和70

28、多億元，其中產(chǎn)值年均增長在25%左右。全行業(yè)出口額已約占全年營業(yè)總收入的1/3，并以年均20%以上的幅度遞增，我國健身器材行業(yè)呈現(xiàn)出了國內(nèi)外市場銷售穩(wěn)步提高的良好發(fā)展態(tài)勢。</p><p>　　舉重床，顧名思義可知其擁有平坦的床面，可以讓人躺在上面做舉重的動作，而它的優(yōu)點在于它只讓手臂來承受負荷，不像一般在做舉重訓練時，不僅僅手臂需承受重量，它還會將力量傳到背部及腳上，因此增加了受到運動傷害的可能性，所以舉重床在

29、市面上十分暢銷，這也是原因之一。</p><p>　　據(jù)專家分析，進行舉重和器械等力量訓練，主要有以下六大好處：</p><p>　　（1）增強肌肉力量，緩解日常工作疲勞。</p><p>　?。?）燃燒體內(nèi)脂肪，加速“制造”肌肉。美國基督教青年會的韋恩博士研究發(fā)現(xiàn)，連續(xù)兩個月每周進行2—3次的舉重訓練，可減去1.6公斤的脂肪而“制造”近1公斤的肌肉。而且，通過鍛煉

30、獲取的肌肉還會繼續(xù)消耗熱量，500克肌肉每天要燃燒35到50卡路里的熱量。而一般的有氧運動是無法達到這樣的效果的。</p><p>　?。?）增加骨骼密度，降低患骨質(zhì)疏松癥的幾率。通過舉重訓練，脊椎骨的含鈣量可以在短短半年內(nèi)增加13％。再配合適當?shù)娘嬍?，可以很好地抵御由缺鈣導致的骨質(zhì)疏松癥。</p><p>　　（4）減少肌肉酸痛和背部疼痛。通過舉重等力量訓練，不但能夠促進骨骼肌的發(fā)育，還

31、有助于增強軟組織和關節(jié)的牢固程度。最近一項為期12年的調(diào)查結果顯示，舉重訓練可成功減緩和消除背部的慢性疼痛，其有效率高達80％。</p><p>　?。?）增強心血管功能，降低患糖尿病的幾率。密歇根州威廉·博蒙特醫(yī)院的富蘭克林醫(yī)師研究發(fā)現(xiàn)，舉重練習可以減少體內(nèi)“壞膽固醇”的含量，提高“好膽固醇”的含量，同時還能緩解高血壓。尤其對于患有心血管疾病的中老年患者，其療效尤為顯著。該項研究成果還發(fā)現(xiàn)，連續(xù)4個月

32、堅持舉重訓練，人體代謝葡萄糖的能力會增加23％，從而大大降低患糖尿病的幾率。</p><p>　?。?）增強自信，提高自我承受能力。哈佛大學的一項研究結果表明，實驗對象經(jīng)過10周的力量訓練，能夠有效緩解抑郁癥，其療效比心理咨詢更為顯著。通過舉重等力量訓練，能夠增強自信，提高抵御外來壓力的能力，具備更良好的心理素質(zhì)。</p><p>　　全民健身計劃是一項利國利民,功在當代,福蔭子孫的宏偉工

33、程。健身器材是全民健身的重要基礎環(huán)節(jié),加速完善健身器材市場,對于推動全民健身的實施有非常重要的意義。全民健身在一些發(fā)達國家開展較早,關于健身器材的研究已形成多層次、多檔次、全方位的市場體系,借鑒國外先進經(jīng)驗,結合我國國情,建立和完善中國特色的健身器材市場體系是貫徹全民健身的重要課題。而舉重床是健身器材中的主要產(chǎn)品，進行舉重床的研究設計具有重要意義[4]。</p><p>　　2 舉重床總體方案設計</p&g

34、t;<p>　　1—彈簧，2—高拉桿機構，3—踢腿機構，4—背墊調(diào)節(jié)機構，5—底座，6—齒輪箱，7—臥推機構，8—桿鈴升降調(diào)節(jié)機構</p><p>　　圖2.1 舉重床總體方案設計圖</p><p>　　3 桿鈴升降調(diào)節(jié)機構的設計</p><p>　　3.1 方案比較與選擇</p><p>　　3.1.1 方案一：利用蝸輪蝸桿—

35、絲桿傳動機構實現(xiàn)桿鈴升降調(diào)節(jié)</p><p>　　圖3.1所示，蝸輪做原動件做增速運動。在分度圓上具有螺旋齒的構件1為螺桿，而與螺桿相嚙合的構件2為渦輪。通常以蝸桿為原動件做減速運動，當反其行程不自鎖時，也可以以渦輪為原動件做增速運動。圖3.1所示為蝸輪蝸桿—絲桿傳動機構機構示意簡圖。</p><p>　　蝸輪蝸桿傳動的特點：</p><p>　　(1)由于蝸桿的輪

36、齒是連續(xù)的螺旋齒故傳動平穩(wěn)，嚙合沖擊??；</p><p>　　(2)由于蝸桿齒數(shù)少，故單級傳動可獲得較大傳動比，可達1000，且結構緊湊。做減速運動時，傳動比范圍為5≤i12≤70；增速時，傳動比i12=1/5～1/15；</p><p>　　圖3.1 蝸輪蝸桿—絲桿傳動機構示意圖</p><p>　　(3)由于蝸桿蝸輪嚙合齒間的相對滑動速度較大，摩擦磨損大，傳動效

37、率低，易出現(xiàn)發(fā)熱現(xiàn)象，常需要較貴的減摩耐磨材料制造蝸輪，成本較高；</p><p>　　(4)當蝸桿導程角γ小于嚙合齒間的當量摩擦角φv時，機構反行程具有自鎖性。在此情況下只能蝸桿帶動蝸輪，而不能蝸輪帶動蝸桿，且此時的效率小于50%。</p><p>　　3.1.2 方案二：利用齒輪—絲桿傳動機構實現(xiàn)桿鈴升降調(diào)節(jié)</p><p>　　齒輪機構是在各種機構中應用最廣泛

38、的一種傳動機構。它依靠輪齒齒廓直接接觸來傳遞空間任意兩軸的運動和動力，傳動效率可達數(shù)十萬千瓦，圓周速度可達200m/s。圖3.2齒輪—絲桿傳動調(diào)節(jié)機構機構示意簡圖。</p><p><b>　　齒輪傳動特點：</b></p><p>　?。?）效率高:在常用的機械傳動中，以齒輪的傳動效率為最高。如以及圓柱齒輪傳動效率可達99%。這對大功率傳動十分重要，因為即使效率只提

39、高1%，也有很大的經(jīng)濟意義；</p><p>　?。?）機構緊湊:在同樣的使用條件下，齒輪傳動所需的空間尺寸一般較小；</p><p>　　（3）工作可靠，壽命長:設計制造合理，使用維護良好的齒輪傳動，工作十分可靠，壽命長達一、二十年，這也是其他機械傳動所不能比擬的。這對在礦井內(nèi)工作的機器尤為重要；</p><p>　　圖3.2 齒輪—絲桿傳動機構示意圖</p

40、><p>　　（4）傳動比穩(wěn)定:傳動比穩(wěn)定往往是對傳動性能的基本要求。齒輪傳動獲得廣泛應用也是由于具有這一特點；</p><p>　?。?）齒輪傳動制造及安裝精度要求高，價格較貴，且不宜傳動距離過大的場合。</p><p>　　3.1.3 方案比較</p><p>　　方案一：利用蝸輪蝸桿傳動，蝸輪做原動件做增速運動。</p>&l

41、t;p>　?。?）由于蝸輪蝸桿傳動比大，調(diào)節(jié)太過靈敏，而桿鈴架升降調(diào)節(jié)不需要很靈敏，一般靈敏度就行。靈敏度過大，調(diào)節(jié)不會達到理想的效果，要么就過高，要么就過低，很難調(diào)到目標位置，操作麻煩。</p><p>　　（2）由于蝸桿蝸輪嚙合齒間的相對滑動速度較大，摩擦磨損大，傳動效率低，易出現(xiàn)發(fā)熱現(xiàn)象，常需要較貴的減摩耐磨材料制造蝸輪，成本較高。相同的使用條件，蝸輪蝸桿制造成本高于齒輪制造成本。</p>

42、<p>　　方案二：利用直齒圓錐齒輪做垂直方向傳動，單級傳動，傳動比i12=2:1。</p><p>　　（1）齒輪傳動效率高，單級傳動效率可達99%，遠遠高于蝸輪蝸桿傳動效率。靈敏高，且能達到桿鈴架升降調(diào)節(jié)的預期效果，操作簡便靈活。</p><p>　?。?）齒輪傳動工作穩(wěn)定可靠，空間結構緊湊，所需空間尺寸較小。雖然齒輪傳動制造及安裝精度要求高，價格較貴，但相同條件下制造成

43、本低于蝸輪蝸桿制造成本。</p><p>　　3.1.4 方案選擇</p><p>　　根據(jù)以上方案比較，桿鈴升降調(diào)節(jié)機構使用圓錐齒輪傳動調(diào)節(jié)，做垂直方向單級傳動，傳動比i12=2.01，執(zhí)行構件為絲桿絲母。</p><p>　　3.2 圓錐齒輪及箱體設計計算</p><p>　　3.2.1 圓錐齒輪設計計算</p><p

44、>　　圓錐齒輪傳動如圖3.3</p><p>　　手輪調(diào)節(jié)，速度不高，用8級精度（GB 10095-88），小齒輪轉速n1=60r/min。</p><p>　　工作壽命15年（按每年工作300天算），工作16小時。</p><p>　　大小齒輪選材選45鋼，調(diào)質(zhì)處理，σs=650MPa，σb=360 MPa，σH=240HBS。</p><

45、;p>　　圖3.3 直齒圓錐齒輪傳動參數(shù)圖</p><p><b>　?。?）設計參數(shù)</b></p><p>　　為使圓錐齒輪不致發(fā)生根切，應使單量齒數(shù)不小于直齒圓柱齒輪的根切齒數(shù),取小圓錐齒輪齒數(shù)z1=21，由傳動比i12=2.01/1=u可知z2≈42。由于圓錐齒輪做垂直方向傳動，因此對軸交角Σ=90°。</p><p>

46、　　取齒輪大端的模數(shù)為m=2mm，齒寬系數(shù)ФR=1/3，</p><p>　　d1=2×21=42mm，d2=2×42mm=84mm</p><p>　　輪齒受力分析如圖3.4</p><p><b>　?。ㄊ?.1）</b></p><p>　　其中Fr1與Fa2及Fa1與 Fr2大小相等，方向相

47、反。</p><p>　　圖3.4 圓錐齒輪受力分析圖</p><p>　?。?）按齒面接觸疲勞強度計算</p><p>　　直齒圓錐齒輪的彎曲疲勞強度可近似地按平均分度圓處的當量圓柱齒輪進行計算，工作齒寬即為錐齒齒寬b。</p><p>　　按[9]設計計算公式（10-26）進行試算，即</p><p><b&

48、gt;　?。ㄊ?.2）</b></p><p>　　計算公式內(nèi)的各計算數(shù)值:</p><p>　?、僭囘x載荷系數(shù)Kt=1.3</p><p>　　②小齒輪傳遞轉矩桿鈴架調(diào)節(jié)高度為0.5m，桿鈴總重100kg，調(diào)節(jié)輸出最大功率</p><p>　　Pm=100×10×0.5=500W=0.5KW</p>

49、;<p>　　即小齒輪最大輸入功率Pm1=Wm/0.995=0.503KW</p><p>　　聯(lián)軸器的傳遞效率取0.995，齒輪傳遞效率取0.97</p><p>　　T1=95.5×105×0.503/60N.mm=7.964×104N.mm</p><p>　?、塾蒣9]表10-6查得ZE=189.8MPa</

50、p><p>　?、苡蒣9]圖10-21d按齒面硬度查得大小齒輪的接觸疲勞σHlim1=σHlim2=550MPa</p><p>　?、萦蒣9]式10-13計算應力循環(huán)次數(shù)</p><p>　　N1=60n1jLh=60×60×1×（16×300×15）=2.592×108</p><p&g

51、t;　　N2=2.592×108/2.01=1.289×108</p><p>　?、抻蒣9]圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.97，KHN2=0.95</p><p>　?、呷∈Ц怕蕿?%，安全系數(shù)S=1，由[9]式（10-12）得</p><p>　　1=σHlim1 KHN1/S=0.97×550MPa=533.5M

52、Pa</p><p>　　2=σHlim2 KHN2/S=0.95×550MPa=522.5Mpa</p><p><b>　?。?）計算</b></p><p>　?、僭囁阈↓X輪分度圓直徑d1t，帶入較小</p><p><b>　　②計算圓周速度</b></p><

53、p>　　V=∏n1d1t/（60×1000）=3.14×90.31×60/（60×1000）m/s=0.284m/s</p><p><b>　?、塾嬎泯X寬</b></p><p>　　R=d1/2=90.31×/2mm=101.016mm，</p><p>　　又ФR=b/R ∴b=

54、33.672mm，取整為34mm，即R=102mm</p><p><b>　　④計算載荷系數(shù)</b></p><p>　　根據(jù)v=0.283m/s，8級精度，由[9]圖10-8查得動載荷系數(shù)Kv=1.10</p><p>　　直齒輪 KHα=KFα=1</p><p>　　由[9]表10-2查得使用系數(shù)KA=1<

55、;/p><p>　　齒向載荷分布系數(shù)KHβ=KFβ=1.5KHβbe</p><p>　　大小齒輪一個兩端支承一個懸臂查表10-9得KHβbe=1.25</p><p>　　∴KHβ=KFβ=1.5KHβbe=1.875</p><p>　　K=KAKVKHαKHβ=1×1.1×1×1.875=2.063</p

56、><p>　?、莅磳嶋H動載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑，由[9]式(10-10a)得 </p><p>　　m=d1/z1=105.394/21=5.019mm</p><p>　　（5）按齒根彎曲疲勞強度計算</p><p>　　按[9]設計計算公式（10-24）進行試算，即</p><p><b>　?。ㄊ?.

57、3）</b></p><p>　　計算公式內(nèi)的各計算數(shù)值</p><p>　　①由[9]圖10-20c大小齒輪的彎曲疲勞強度極限σFE1=σFE2=380MPa</p><p>　?、谟蒣9]圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.93，KFN2=0.90</p><p>　?、廴澢诎踩禂?shù)S=1.4，由[9]式(10-

58、12)得</p><p>　　1=σFE1 KHN1/S=0.93×380MPa=353.4MPa</p><p>　　2=σFE2 KHN2/S=0.90×380MPa=342 MPa</p><p><b>　?、苡嬎爿d荷系數(shù)K</b></p><p>　　K=KAKVKFαKFβ=1×

59、1.1×1×1.875=2.063</p><p>　?、萦蒣9]表10-5查得</p><p><b>　?、抻嬎愦笮↓X輪的</b></p><p>　　=2.76×1.56/353.4=0.01218</p><p>　　=2.38×1.675/342=0.01176

60、 小齒輪數(shù)值大。</p><p><b>　　設計計算</b></p><p><b>　　=3.35mm </b></p><p>　　由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力僅與齒輪的直徑有關，可取有彎曲

61、疲勞強度算得的模數(shù)3.35并就近圓整為標準值m=3.5mm，按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1=105.222mm </p><p>　　計算出小齒輪齒數(shù) Z1=d1/m=105.22/3.5≈31 </p><p>　　大齒輪齒數(shù) Z2=2.01×30≈62</p><p><b>　?。?）幾何尺寸計算</b>

62、</p><p>　　表3.1 圓錐齒輪傳動參數(shù)</p><p>　　小齒輪為齒輪軸，大齒輪的有關尺寸計算如下：</p><p>　　軸孔直徑d=48mm 輪轂長度與齒寬相等L=40mm, 輪轂直徑D=80mm</p><p>　　3.2.2 軸的設計計算</p><p><b>　?。?）軸

63、的結構設計</b></p><p>　?、?初選軸的最小直徑</p><p>　　軸的材料為45鋼，正火回火處理。取A0=110，[г]=30～40</p><p>　　大齒輪的轉速n2=60/2=30r/min，輸入功率Pm2=Pm1/0.97=0.519KW</p><p>　?、褫S d1≥A0=22.346mm，考慮到聯(lián)軸

64、器、鍵槽影響，取d1=28mm</p><p>　　Ⅱ軸 d2≥A0=28.449mm，取d2=35mm</p><p><b>　?、诔踹x軸承</b></p><p>　?、褫S選軸承為30208</p><p>　　Ⅱ軸選軸承為30208</p><p><b>　　表3.2 軸承參

65、數(shù)</b></p><p>　　③各軸尺寸如圖3.5圖3.6</p><p>　?、褫S是懸臂軸，取為齒輪軸，與絲桿連接采用凸緣聯(lián)軸器。</p><p>　?、蜉S一端與手輪連接采用螺紋連接，一端與中間連桿連接，采用凸緣聯(lián)軸器。</p><p>　　i 齒頂與箱底面的距離hmin>30～50mm, 取35mm</p>

66、<p>　　則箱體內(nèi)腔長度為Lo=220+70=290mm,則箱體內(nèi)腔寬度B=114+70=184mm</p><p>　　滾動軸承距箱體內(nèi)壁s=8mm，端蓋外端面與半聯(lián)軸器左端面的距離l=2</p><p>　　查[10]P53表4-1得半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接選用平鍵為8mm×7mm×70mm。</p><p>　　圖3.5 Ⅰ軸結構

67、示意圖</p><p>　　圖3.6 Ⅱ軸結構示意圖</p><p><b>　?。?）軸的校核計算</b></p><p>　?、褫S上的功率、轉速和轉矩及軸上齒輪分度圓直徑</p><p>　　P1=0.503KW</p><p>　　T1=7.964×104N.mm</p>

68、;<p>　　d1=108.5mm</p><p><b>　　作用在齒輪上的力</b></p><p>　　Ft=2T1/d1=2×7.964×104/108.5=1468N</p><p>　　Fr=Fttanδ1=1468×0.498=731N</p><p>　　支承跨

69、距L=17.9+8+26.9=52.8mm</p><p>　　MV=FTl/L=1468×52.8/52.8=1468N.mm</p><p>　　MH=FtL/L=731×52.8/52.8=731N.mm</p><p>　　取α=0.6，有前面選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由[9]表15-1查得許用彎曲應力[σ-1]=60MPa<

70、/p><p>　　由[9]公式（15-5）得=0.46MPa<[σ-1]</p><p>　　=60MPa,故安全。彎矩圖如圖3.7</p><p>　　圖3.7 Ⅰ軸彎矩圖</p><p>　?、蜉S上的功率、轉速和轉矩及軸上齒輪分度圓直徑</p><p>　　P2=P1/0.97=0.519KW</p>

71、<p>　　T2=95.5×0.519×105/29.85=16.604N.mm</p><p><b>　　d2=217mm</b></p><p>　　n2=n1/2.01=29.85r/min</p><p><b>　　作用在齒輪上的力</b></p><p&g

72、t;　　Ft=2T2/d1=2×16.604×104/217=1530.32N </p><p>　　Fr=Fttanδ2= 3069.35N</p><p>　　支承跨距L=a+b=105.9+47.1=153mm</p><p>　　MV=FTab/L=1530.32×105.9×47.1/153=4988

73、9.33N.mm</p><p>　　MH=Ftab/L=3069.35×105.9×47.1/153=100062.62N.mm</p><p>　　取α=0.6，有前面選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由[9]表15-1查得許用彎曲應力[σ-1]=60MPa</p><p>　　由[9]公式（15-5）得</p><p>

74、;　　=0.15MPa<[σ-1]=60MPa,故安全。彎矩圖如圖3.8</p><p>　　圖3.8 Ⅱ軸彎矩圖</p><p>　?。?）精確校核軸的疲勞強度</p><p>　　由上述可知，Ⅱ軸上所受的彎矩遠遠大于Ⅰ軸，即校核Ⅱ軸即可。</p><p>　　從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面5、6處過盈配合引起的應力集中最嚴

75、重；從受載的情況來看，截面C上應力最大。截面5上的應力集中的影響和截面6的相近，但截面6不受扭矩力，同時軸徑較大，股不必校核。截面C上雖然應力最大，但應力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應力集中均在兩端），且這里軸的直徑最大，故不必校核。由第三章附錄可知，鍵槽的應力集中系數(shù)比過盈配合的小，所以該軸芝需校核截面5兩側即可。</p><p><b>　?、俳孛?右側</b></p>

76、<p>　　抗彎截面系數(shù) W=0.1d3=0.1×403mm3=6400mm3</p><p>　　抗扭截面系數(shù) WT=0.2d3=0.2×403mm3=12800mm3</p><p>　　截面5左側的彎矩M </p><p>　　M=111809.98×(35.5-19.5)/35.5N.mm=5039

77、3.23N.mm</p><p>　　截面5上的扭矩T2 T2=166040N.mm</p><p>　　截面上的彎曲應力 =M/W=50393.23/6400MPa=7.87MPa</p><p>　　截面上的扭轉切應力τT=T2/WT=166040/12800MPa=12.97MPa</p><p>　　軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由

78、[9]表15-1查得</p><p>　　σb=640MPa,σ-1=275MPa,τ-1=155MPa</p><p>　　截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)ασ及ατ按[9]附表3-2查取。 r/d=2.0/40=0.05，D/d=48/40=1.2，經(jīng)插值后可查得</p><p>　　ασ=2.0 ατ=1.34&l

79、t;/p><p>　　又由[9]附圖3-1可得材料的敏性系數(shù) qσ=0.82 qτ=0.85</p><p>　　有效應力集中系數(shù)，由[9]附（3-4）為</p><p>　　kσ=1+ qσ（ασ-1）=1+0.82（2.0-1）=1.82</p><p>　　kτ=1+ qτ（ατ-1）=1+0.85（1.34-1）=1.29</p

80、><p>　　由[9]附圖3-2尺寸系數(shù) εσ=0.75；</p><p>　　由[9]附圖3-3扭轉尺寸系數(shù) ετ=0.85</p><p>　　軸按摩削加工，由[9]附圖3-4的表面質(zhì)量系數(shù) βσ=βτ=0.91</p><p>　　軸未經(jīng)表面強化處理，即βq=1，由[9]式（3-12）及式（3-14b）得綜合系數(shù)</p&

81、gt;<p>　　Kσ= kσ/εσ+1/βσ-1 =1.82/0.75+1/0.91-1=2.53</p><p>　　Kτ= kτ/ετ+1/βτ-1=1.29/0.85+1/0.91-1=1.61</p><p>　　由[9]式(3-1)及(3-2)得</p><p>　　φσ=0.1～0.2，取φσ=0.1</p><p&g

82、t;　　φτ=0.05～0.1， 取φτ=0.05</p><p>　　由[9]式（15-6）～（15-8）得</p><p>　?。ㄊ?.4） 安全</p><p><b>　　②截面5左側</b></p><p>　　抗彎截面系數(shù) W=0.1d3=0.1×

83、;483mm3=11059.2mm3</p><p>　　抗扭截面系數(shù) WT=0.2d3=0.2×483mm3=22118.4mm3</p><p><b>　　彎矩M及彎曲應力</b></p><p>　　M=111809.98×(35.5-19.5)/35.5N.mm=50393.23N.mm</p>&l

84、t;p>　　=M/W=50393.23/11059.2MPa=4.56MPa</p><p>　　扭矩T2及扭轉切應力</p><p>　　T2=82100N.mm</p><p>　　τT=T2/WT=166040/22118.4MPa=7.51MPa</p><p>　　過盈配合處的kσ/εσ,由[9]附表3-8用插值法求出<

85、/p><p>　　并取kτ/ετ=0.8kσ/εσ，</p><p>　　kσ/εσ=2.21 kτ/ετ=0.8×2.21=1.77</p><p>　　軸按摩削加工，由[9]附圖3-4的表面質(zhì)量系數(shù) βσ=βτ=0.91</p><p>　　軸未經(jīng)表面強化處理，即βq=1，由[9]式（3-12）及（3-14b）得綜合系數(shù)為<

86、;/p><p>　　Kσ= (kσ/εσ+1/βσ-1)1/βq=2.21+1/0.91-1=2.31</p><p>　　Kτ= (kτ/ετ+1/βτ-1)1/βq=1.77+1/0.91-1=1.87</p><p>　　由[9]式（15-6）～（15-8）得</p><p>　　安全，故該軸截面5安全。</p><p&

87、gt;　　3.2.3 軸承的選擇及壽命校核</p><p>　　考慮軸主要受徑向力，選用圓錐滾子軸承</p><p><b>　?。?）壽命計算</b></p><p>　?、佗褫S是懸臂軸， 30208一個，Ⅱ軸30208兩個</p><p>　　查[10]表6-7，得圓錐滾子軸承30208</p><

88、;p>　　Cr=63.0KN Cor=74.0KN</p><p><b>　　查[9]得</b></p><p><b>　　X=1, Y=0</b></p><p>　　計算軸承反力及當量動載荷：</p><p>　　在水平面內(nèi)軸承所受得載荷 Fr1H=Fr2H= \* MER

89、GEFORMAT =734N</p><p>　　在水平面內(nèi)軸承所受得載荷 Fr1V=Fr2V= \* MERGEFORMAT =366N</p><p>　　所以軸承所受得總載荷</p><p>　　Fr=Fr1=Fr2==820.19N</p><p>　　由于基本只受軸向載荷，所以當量動載荷，查[9]表13-6得fp=1.2：&l

90、t;/p><p>　　P=fp（XFr+YFa）=1.2（1×820.19+0）=984.23N</p><p>　　已知預期得壽命 15年，工作16小時</p><p>　　L20h=16×15×300=72000h</p><p><b>　　基本額定動載荷</b></p>&

91、lt;p>　　Cr=P×=984.23×=6.3KN<Cr=63.0KN</p><p>　　所以軸承30208安全，合格</p><p><b>　?、冖蜉S</b></p><p>　　查[10]表6-7，得圓錐滾子軸承30208</p><p>　　Cr=63.0KN Cor=74

92、.0KN</p><p><b>　　查[9]得</b></p><p><b>　　X=1, Y=0</b></p><p>　　計算軸承反力及當量動載荷：</p><p>　　在水平面內(nèi)軸承所受得載荷 Fr1H′=Fr2H′==3459N</p><p>　　在水平

93、面內(nèi)軸承所受得載荷 Fr1V′=Fr2V′==6953N</p><p>　　所以軸承所受得總載荷</p><p>　　Fr′=Fr1′=Fr2′===7765.88N （式3.5）</p><p>　　由于基本只受軸向載荷，所以當量動載荷，查[9]表13-6得fp=1.2：</p><p>　　P’=fp（XFr’+YFa

94、’）=1.2（1×7765.88+0）=9319.06N</p><p>　　已知預期得壽命 15年，工作16小時</p><p>　　L20h=16×15×300=72000h</p><p><b>　　基本額定動載荷</b></p><p>　　Cr’=P’×=9319.06

95、×=47.1KN<Cr=63.0KN （式3.6）</p><p>　　所以軸承30208安全，合格</p><p>　　3.2.4 鍵聯(lián)接選擇及校核</p><p><b>　?。?）鍵類型的選擇</b></p><p>　　選擇45鋼，其許用擠壓應力[σp]=150MPa</p><

96、;p>　?、褫S左端連接凸緣聯(lián)軸器，鍵槽部分軸徑為28mm，軸段長100mm，故選單圓頭普通平鍵（C）型b×h×L=8mm×7mm×70mm</p><p>　　Ⅱ軸右端連接凸緣聯(lián)軸器，鍵槽部分軸徑為35mm，軸段長100mm，故選單圓頭普通平鍵（C）型b×h×L=10mm×8mm×70mm</p><p>

97、;　　鍵槽部分軸徑為48mm，軸段長39mm，故選單圓頭普通平鍵（A）型b×h×L=14mm×9mm×25mm</p><p><b>　　（2）鍵的校核</b></p><p><b>　?、褫S</b></p><p>　　T1=79.64N.m，</p><p

98、>　　, (式3.7)</p><p>　　合格 </p><p><b>　　Ⅱ軸</b></p><p>　　T2=166.04N.m，</p><p><b>　　,合格</b><

99、/p><p><b>　　,合格</b></p><p>　　強度足夠，均在許用范圍內(nèi)。</p><p>　　3.2.5 聯(lián)軸器的選擇</p><p>　　由于減速器載荷平穩(wěn)，速度不高，無特殊要求，考慮裝拆方便及經(jīng)濟問題，選用凸緣聯(lián)軸器</p><p>　?、褫S出口端，T1=79.64N.m</

100、p><p>　　選用GYS4型（GB/T5843-2003）凸緣聯(lián)軸器，采用Y型孔、A型鍵槽，軸孔直徑d=28～35mm，取d=28mm，L=82mm</p><p>　?、蜉S出口端，T2=166.04N.m</p><p>　　選用GYS4型（GB/T5843-2003）凸緣聯(lián)軸器，采用Y型孔、A型鍵槽，軸孔直徑d=28～35mm，取d=35mm，L=82mm<

101、/p><p>　　3.2.6 齒輪箱的附件的選擇</p><p><b>　　(1)箱體設計</b></p><p>　　表3.3 箱體設計參數(shù)</p><p><b>　?。?）附件</b></p><p>　　為了保證減速器的正常工作，除了對齒輪、軸、軸承組合和箱體的結構設計

102、給予足夠的重視外，還應考慮到為減速器潤滑油池注油、排油、檢查油面高度、加工及拆裝檢修時箱蓋與箱座的精確定位、吊裝等輔助零件和部件的合理選擇和設計。 </p><p>　　表3.4 箱蓋設計參數(shù)</p><p>　　3.2.7 齒輪箱潤滑方式及密封形式</p><p><b>　　齒輪的潤滑</b></p><p>　　齒

103、輪轉速低，浸油潤滑，浸油深度10mm，裝油高度30mm，采用L-HL15液壓油潤滑。</p><p>　?。?）滾動軸承的潤滑</p><p>　　齒輪轉速低，采用通用鋰基潤滑脂ZL-1潤滑脂潤滑。</p><p><b>　　（3）密封形式</b></p><p>　　用凸緣式端蓋易于調(diào)整，采用悶蓋安裝骨架式旋轉軸唇型

104、密封圈實現(xiàn)密封。</p><p>　　軸與軸承蓋之間用接觸式氈圈密封，型號根據(jù)軸段選取。</p><p>　　3.3 絲桿絲母設計計算</p><p>　　桿鈴架升降調(diào)節(jié)，產(chǎn)生很大的軸向力，一般為間歇性工作，工作時間較短，工作速度不高，而且需有自鎖能力，故采用傳力螺旋傳動。</p><p>　　3.3.1 絲桿絲母材料選擇</p>

105、<p>　　絲桿的材料要有足夠的強度及耐磨性。絲母的材料除要有足夠的強度外，還要求在與絲桿材料配合時摩擦系數(shù)小耐磨。</p><p>　　表3.5 絲桿絲母材料</p><p>　　3.3.2 耐磨性計算</p><p>　　螺旋副受力如圖3.9</p><p>　　由螺紋工作面上的耐磨性條件</p><p&

106、gt;　　P=F/A=FP/пd2Hh≤[p] （式3.8）</p><p><b>　　其中</b></p><p>　　A----螺紋承壓面積（指螺紋工作表面投影到垂直于軸向力的平面上的面積）</p><p><b>　　P----螺距</b

107、></p><p>　　H----螺母高度 </p><p>　　F----作用于絲桿的軸向力 </p><p>　　h----螺紋工作高度 </p><p><b>　　d2---螺紋中徑</b></p><p>　

108、　圖3.9 旋轉副受力圖</p><p><b>　　令 H=Фd2，得</b></p><p><b>　?。ㄊ?.9）</b></p><p>　　選普通螺紋，α=60°， h=0.47P，d2≥0.8</p><p>　　桿鈴最大重量為100Kg，兩個支撐架，故F =50×

109、10=500N，取Ф=1.2～3.5，查[9]表5-12得[p]=18-25MPa，摩擦系數(shù)f=0.08～0.10，取Ф=2.2，[p]=21MPa，f=0.09代入公式d2≥0.8,d2≥26.318mm </p><p>　　查[10]（GB/T196-2003）表3-1，得</p><p>　　表3.6 絲桿絲母參數(shù)</p><p>　　采用單線螺紋，S

110、=P，H=Фd2=31.62≈32mm，u=H/P=10.67</p><p>　　由于要求要有自鎖性，ψ≤φv=arctan</p><p>　　牙側角β=α/2=30°</p><p>　　φv=arctan=5.93°</p><p>　　螺紋升角ψ=arctan= arctan =2.08°≤φv=arc

111、tan =5.93°，</p><p><b>　　滿足自鎖條件。</b></p><p>　　3.3.3 絲桿強度計算</p><p>　　由[9]式（5-47） σca= ≤[σ] （式3.10）</p><p><b>　　其中</b><

112、/p><p>　　F----絲桿所受的軸向力壓力</p><p>　　A----絲桿螺紋段危險截面面積， </p><p>　　----絲桿螺紋段的抗扭截面系數(shù)，</p><p>　　d1----絲桿螺紋小徑</p><p>　　T----絲桿所受的扭矩</p><p>　　[σ]—絲桿材料的許

113、用應力，查[9]表5-13得[σ]=σs/5,=215/5=43MPa</p><p>　　將F=500N，A=527.545mm2，WT=3418.09mm3，d1=25.917mm，T=T1×0.995=7.924×104N.mm代入公式得</p><p>　　=0.995MPa<[σ] =43MPa，強度足夠</p><p>　　3.

114、3.4 絲母螺紋牙的強度計算</p><p>　　螺紋牙危險截面彎曲強度條件，由[9]式（5-49）</p><p>　　σ= ≤[σb] （式3.11） </p><p>　　螺紋牙危險截面剪切強度條件，由[9]式（5-48）

115、</p><p>　　τ= ≤[τ] （式3.12）</p><p><b>　　其中</b></p><p>　　b---螺紋牙根部厚度，普通螺紋，α=60°， b=0.65P=1.95mm</p><p>　　l—彎曲力臂，l=

116、=0.175mm</p><p>　　[σb] —絲母材料的許用彎曲應力，查[9]表5-13得[σb]=40～60MPa，取[σb]=50MPa</p><p>　　[τ]—絲母材料的許用彎曲應力，查[9]表5-13得[τ]=30～40MPa，取[τ]=35MPa</p><p><b>　　其余符號意義同前</b></p>&l

117、t;p><b>　　代入公式得</b></p><p>　　[σb]= σ= =0.16MPa<[σb]=50MPa，強度足夠</p><p>　　[τ]= =0.34MPa<[τ]=35MPa，強度足夠</p><p>　　3.3.5 絲桿的穩(wěn)定性計算</p><p>　　絲桿的穩(wěn)定條件，由[9]式(

118、5-50) （式3.13）</p><p>　　臨界載荷Fcr按歐拉公式計算，由[9]式（5-51） （式3.14）</p><p><b>　　其中</b></p><p>　　Ss—絲桿的穩(wěn)定安全系數(shù)，對于傳力螺旋，Ss=3.5～5.0</p>

119、<p>　　E—絲桿材料的抗拉壓彈性模量，E=2.06×105MPa</p><p>　　I—絲桿危險截面的慣性矩，I=пd14/64=22146.69mm4</p><p>　　絲桿一端固定一端自由，查[9]表5-14得μ=2.00，</p><p>　　工作長度l=500mm</p><p><b>　　

120、代入公式得，</b></p><p><b>　　，，安全</b></p><p>　　與聯(lián)軸器連接選鍵單圓頭普通平鍵（C）型bb×h×L=8mm×7mm×70mm</p><p>　　3.4 桿鈴支架設計</p><p>　　表3.7 桿鈴支架設計參數(shù)</p&g

121、t;<p><b>　　4 其他機構的設計</b></p><p>　　4.1 臥推機構設計</p><p>　　臥推機構機構原理如圖4.2所示曲柄滑塊機構，材料為HT200。臥推架機構主體為一段弧形桿，在接近桿一端與圓弧同一平面內(nèi)接近桿一端焊接一短桿，用來栓掛啞鈴片或者桿鈴片，在另一端與圓弧平面垂直方向焊接一短桿，短桿用皮革包裹用來握手的。</p

122、><p>　　圖4.1 臥推機構結構示意簡圖 圖4.2 曲柄滑塊機構原理圖</p><p>　　圓弧為1/6圓，圓半徑為380mm，則弧長為400mm，兩短桿長度為150mm。臥推機構鉸鏈在支架體上，鉸鏈點與握手短桿和與掛物短桿之間的弧段比為1:2，鉸鏈螺桿材料為Q235。所有的桿空心D×d=40×30mm。其結構示意簡圖如圖4.1所示。</

123、p><p>　　4.2 踢腿機構設計</p><p>　　踢腿機構機構原理如圖4.2所示曲柄滑塊機構，材料為HT200。踢腿機構主體為一直桿，桿長為400mm。桿的一端鉸鏈在支架體上，另一端在相互垂直方向上焊接三根短桿，桿長都為150mm。其中連根在同一平面上，分別在主體桿的兩對稱邊，桿外用皮革包裹，用來加腳踝的；另一桿在這兩桿的垂直方向，用來拴掛啞鈴片或者桿鈴片。所有的桿空心D×d