机械原理课程设计台式电风扇摇头装置设计.docx

机械原理课程设计课程题目：台式电风扇摇头装置专业：班级：学号：姓名：指导老师：2013年6月23日目录一．设计要求 (2)二．设计任务 (2)三．功能分解 (3)四．选用机构 (3)4-1. 减速机构选用 (4)4-2. 离合器选用 (5)4-3. 摇头机构选用 (6)五．机构的设计 (7)5-1. 铰链四杆机构的设计 (7)5-2.四杆位置和尺寸的确定 (8)5-3.传动比的分配 (9)六．总结 (13)七．参考文献 (15)台式电风扇摇头装置方案一．设计要求设计台式电风扇的摇头装置要求能左右旋转并可调节俯仰角。

以实现一个动力下扇叶旋转和摇头动作的联合运动效果。

台式电风扇的摇头机构，使电风扇作摇头动作（在一定的仰角下随摇杆摆动）。

风扇的直径为300mm，电扇电动机转速n=1450r/min，电扇摇头周期t=10s。

电扇摆动角度ψ、仰俯角度φ与急回系数K的设计要求及任务分配见表。

电扇摇摆转动电扇仰俯转动方案号仰角/(°)摆角ψ/（°）急回系数K二. 设计任务⑴按给定的主要参数，拟定机械传动系统总体方案；⑵画出机构运动方案简图；⑶分配蜗轮蜗杆、齿轮传动比，确定他们的基本参数，设计计算几何尺寸；⑷确定电扇摇摆转动的平面连杆机构的运动学尺寸，它应满足摆角Ψ及急回系数K条件下使最小传动角最大。

并对平面连杆机构进行运动分析，绘制运动线图，验算曲柄存在的条件；⑸编写设计计算说明书；（6）学生可进一步完成台式电风扇摇头机构的计算机动态演示或模型试验验证。

三．功能分解常见的摇头机构有杠杆式、滑板式和揿拔式等。

可以将电风扇的摇头动作分解为风扇左右摆动和风扇上下俯仰运动。

风扇要摇摆转动克采用平面连杆机构实现。

以双摇杆机构的连杆作为主动件（即风扇转子通过蜗轮蜗杆带动连杆传动），则其中一个连架杆的摆动即实现风扇的左右摆动（风扇安装在连架杆上）。

机架可取80~90 mm。

风扇的上下俯仰运动可采取连杆机构、凸轮机构等实现。

本方案具体机构选用如下：电动机传过来的动力，由于功率大，转轴运转速度快，故需一减速装置将电机的速度减慢传给摇头机构（本方案选用锥齿轮机构）。

还可以采用空间连杆机构直接实现风扇的左右摆动和上下仰俯的复合运动（本方案选用平面四杆机构实现左右摆动）。

应设计相应的左右摆动机构完成风扇摇头或不摇头的吹风过程，所以必须设计相应的离合器机构（本方案设计为滑销锥齿轮机构）。

扇头的仰俯角调节，这样可以增大风扇的吹风范围。

因此需要设计扇头俯仰角调节机构（本方案设计为手动控制旋钮）。

四. 选用机构驱动方式采用电动机驱动。

为完成风扇左右俯仰的吹风过程，据上述功能分解，可以分别选用以下机构。

机构选型表：功能执行构件工艺动作执行机构减速减速构件周向运动锥齿轮机构执行摇头滑销上下运动滑销锥齿轮机构左右摆动连杆左右往复运动平面四杆机构俯仰撑杆上下运动手动按钮机构1．减速机构选用蜗杆减速机构蜗杆涡轮传动比大, 结构紧凑，反行程具有自锁性，传动平稳, 无噪声, 因啮合时线接触, 且具有螺旋机构的特点, 故其承载能力强，但考虑后面与离合机构的配合关系，由于蜗杆涡轮啮合齿轮间的相对滑动速度较大，摩擦磨损大，传动效率低，易出现发热现象，需要用较贵的减摩材料来制造涡轮，制造精度要求高，成本高。

而锥齿轮可以用来传递两相交的运动，相比涡轮蜗杆成本低，所以选择锥形齿轮减速。

综上，选择锥形齿轮减速机构。

2．离合器选用方案一主要采用的滑销上下运动，使得涡轮脱离蜗杆从而实现是否摇头的运动。

而方案二比方案一少用了一个齿轮，它主要采用的滑销和锥齿轮卡和从而实现是否摇头的运动，不管是从结构简便还是从经济的角度来说方案二都比方案一好，也更容易实现，所以我们选择方案二。

3．摇头机构选用方案一：平面四杆摇头机构四杆机构更容易制造，制造精度要求也不是很高，并且四杆机构实现摆幅也更容易实现，最重要的是它的制造成本比较低，所以首选四杆机构，从以上两个简图中我们不难看出方案一比方案二多了一个齿轮盘，所以方案二更佳。

4、机构组合五．机构的设计1.铰链四杆机构的设计平面四杆机构和极限位置分析按组成它的各杆长度关系可分成两类：(1) 各杆长度满足杆长条件, 即最短杆与最长杆长度之和小于或等于其它两杆长度之和。

且以最短杆的对边为机架, 即可得到双摇杆机构。

根据低副运动的可逆性原则, 由于此时最短杆是双整转副件, 所以, 连杆与两摇杆之间的转动副仍为整转副。

因此摇杆的两极限位置分别位于连杆(最短杆) 与另一摇杆的两次共线位置, 即一次为连杆与摇杆重叠共线, 如图所示AB′C′D, 另一次为连杆与摇杆的拉直共线即图中所示ABCD。

摇杆的两极限位置与曲柄摇杆机构中摇杆的极限位置的确定方法相同, 很容易找到。

两极限位置的确定(2) 各杆长度不满足杆长条件, 即最短杆与最长杆长度之和大于其它两杆长度之和。

则无论哪个构件为机架机构均为双摇杆机构。

此时, 机构中没有整转副存在, 即两摇杆与连架杆及连之间的相对转动角度都小于360°2.四杆位置和尺寸的确定极为位夹角为0°的两极限位置根据计算,极位夹角为180°*(K-1)/(K+1)=4.39°很小,视为0°, 如上图所示BC,CD共线, 先取摇杆L AB长为70, 确定AB的位置,然后让摇杆AB顺时针旋转105°,得到A′B′, 再确定机架AD的位置, 取∠B′AD=5°（则∠BAD＝１１０°）且L AD取90, 注: AD 只能在摇杆AB, A′B′的同侧。

当杆AB处在左极限时, BC, CD共线,利用余弦定理算得L BC与L CD之和可以得出,算得L BC+ L CD=132 ....................................①- 当AB处在右极限时,即图中A′B′的位置, 此时BC, CD重叠, 算得L C′D′L B′C′=25 .................................②由①,②式可得L BC为53.5, L CD为78.5, B点的运动轨迹为圆弧 B B′, L BC+L AD=143.5< L CD+L AB=148.5满足条件最短杆与最长杆之和小于另外两杆之和, 且取最短杆BC的对边AD为机架,符合第一类平面双摇杆机构，故满足条件。

矢量法分析连杆角速度确定四根杆长之后,画出其一般位置如图所示, 此时可根据理论力学知识求出杆AB, BC, CD的速度,已知摇滚AB转动角度为∠110°，用时t=T/2=5s，故V AB=W AB L AB=(110°/5/180*π) *70=26.9mm/s小三角形中,可求出W BC=0.63Rad/s。

3.传动比的分配其设计规定转速n=1450r/min, 可得, w=151.8rad/s由上面可知连杆的角速度W BC=0.63Rad/s, 而电动机的角速度w= 151.8rad/s 所以总传动比i = 241由此可以把传动比分配给蜗轮蜗杆与齿轮传动, 其中,蜗涡轮蜗杆的传动比i1=w1/w2 = 95.，齿轮的传动比i2 = w2/w3 = 2.6（1）蜗轮蜗杆机构的几何尺寸计算蜗杆轴向模数（蜗轮端面模数）m m = 1.25传动比i i = 95蜗杆头数z1z1 = 1蜗轮齿数z2z2 = i z1 = 95中心距a a = (d1+d2+2x2m)/2 =40蜗杆分度圆导程角γtanγ= z1/q = mz1/d1 =0.0625蜗杆节圆柱导程角γ′tanγ′=z1/(q+2x2) = 0.0667蜗杆轴向齿形角αα=20°蜗杆(轮)法向齿形角αn tanαn = tanαcosγ=0.363蜗杆蜗轮齿顶高h a1h a2h a1 = h a*m = 1/2(d a1-d1)= 1 X 1.25=1.25h a2=m(h a*+x2)= 1/2(d a2-d2) = 1.25(1-0.5) = 0.625( 一般h a* = 1)蜗杆蜗轮齿根高h f1h f2h f1 = (h a*+c*)m =1/2(d1-d f1)= (1+0.2)X1.25 =1.5h f2=1/2(d2-d f2)=m(h a*-x2+c*)=1.25(1+0.5+0.2)=2.215蜗杆蜗轮分度圆直径d1 d2 d1=qm=16X1.25=20d2=mz2=2a-d1-2x2m=61.25蜗杆蜗轮节圆直径d1′d2′d1′=(q+2x2)m=d1+2x2m=18.75d2′=61.25蜗杆、齿顶圆直径d a1蜗轮喉圆直径d a2d a1=(q+2)m=22.5d a2=(z2+2+2x2)m=62.5蜗杆蜗轮齿根圆直径d f1d f2d f1=d1-2h f1=17d f2=d2-2h f2=57蜗杆轴向齿距p x p x=∏m=3.925蜗杆轴向齿厚s x s x=0.5∏m=1.96蜗杆法向齿厚s n s n=s x cosγ=1.93蜗杆分度圆法向旋齿高h n1h n1=m=1.25蜗杆螺纹部分长度l l>=(12+0.1z2)m=21.125蜗轮最大外圆直径d a2d a2<=d a2+2m=63.5蜗轮轮圆宽b b=0.75d a1=16.88（2）齿轮机构的设计根据齿轮传动比i=5.9, 以及大小齿轮安装位置, 小齿轮的齿数小于17, 所用齿轮齿数较少, 标准齿轮不能满足要求, 所以采用变位齿轮。

齿轮机构的几何尺寸计算传动比i i=5.9分度圆d1 d2 d1=m z1=7.5 d2=m z2=44齿顶高h a h a1=(h a*+x2)m=0.75h a2=(h a*+x2)m=0.25齿根高h fh f1=(h a*+c*-x1)m=0.0425 h f2=(h a*+c*-x2)m=0.925齿高hh1=h a1+h f1=1.175 h2=h a2+h f2=1.175齿顶圆直径d a d a1=d1+2h a1=9 d a2=d2+2h a2=44.5齿根圆直径d fd f1=d1-2h f1=6.65 d f2=d2-2h f2=42.15中心距a a=1/2(7.5+44)=25.75基圆直径d b d b1=d1 cosα=7.1db2=d2 cosα=41.3齿顶圆压力角αa αa1=arcos(db1/da1)=37.9°αa2=arcos(db2/ba2)=21.86°齿宽b b=12m=6六．总结机械原理课程设计结束了，回望这短暂的几天时间学习，自己学到了不少。

通过这次课程设计，让我对机械原理这门课程有了更深入的了解，对以前不熟悉的环节理解。