台式电风扇摇头装置报告模板

湖南工业大学

课程设计

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机械工程学院学院（系、部）2015 ~ 2016 学年第二学期课程名称机械原理课程设计指导教师职称

学生姓名专业班级学号144

题目台式电风扇摇头装置的设计

成绩起止日期2016 年6月13 日～2016 年6 月17 日

目录清单

机械原理

设计说明书

台式电风扇摇头装置的设计

起止日期： 2016年6 月13日至2016 年 6 月21日学生姓名陈

班级

学号

成绩

指导教师(签字)

机械工程学院（部）

2016年6月18日

前言

进入二十一世纪以来，市场愈加需要各种各样性能优良、质量可靠、价格可靠、效率高、能耗低的机械产品，而决定产品性能、质量、水平、市场竞争能力和经济效益的重要环节是产品设计。机械产品设计中，首要任务是进行机械运动方案的设计和构思、各种传动机构和执行机构的选用和创新设计。

机械理课程设计能够培养机械类专业学生的创新能力，是学生综合应用机械原理课程所学理论知识和技能解决问题，获得工程技术训练必不可少的实践性教学环节。

我们组的设计题目是台式电风扇摇头装置，通过对设计任务的讨论分析，功能上要求完成左右摇摆和上下仰俯运动。要完成这些功能需要有主动装置、减速装置、轮轴转换、四连杆装置。经过仔细的分析评价，最后选择了最合适的方案。

目录

前言 (2)

目录 (3)

1.设计题目 (4)

2.设计任务 (5)

3.功能分解 (5)

4. 机构选用 (6)

4.1减速机构选用 (7)

4.2离合器的选用 (8)

4.3摇头机构选用 (9)

5.机构组合方案及评价 (10)

6.传动比设计 (11)

6.1铰链四杆机构设计 (11)

6.2四杆位置和尺寸的确定 (12)

6.3传动比的分配 (14)

7.设计总结 (18)

8.参考资料 (19)

台式电风扇摇头装置

1．设计要求

1.1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。

1.2原始数据

设计台式电风扇摆头装置,风扇的直径为Ф300mm，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与急回系数k 的设计要求及任务分配见下表。

台式电风扇摆头机构设计数据表

2．设计任务

(1).按给定主要参数，拟定机械传动系统总体方案，并在图纸上画出传动系统图；

(2).画出机构运动方案简图和运动循环图；

(3). 分配蜗轮蜗杆、齿轮传动比，确定它们的基本参数和几何尺寸;

(4). 根据摆角ψ及行程速比系数k，确定平面连杆机构的运动学尺寸，验算曲柄存在条件和最小传动角（最大压力角）；并对平面连杆机构进行运动分析，绘制运动线图。

(5).提出调节摆角的结构方案，并进行分析计算；

(6).编写设计计算说明书；

(7).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验证。3．功能分解

电风扇的工作原理是将电风扇的送风区域进行周期性变换，达到增大送风区域的目的。显然，为了完成电风扇的摆头动作，需实现下列运动功能要求：

⑴.风扇需要按运动规律做左右摆动，因此需要设计相应的摆动机构。

⑵.风扇需要做上下俯仰，因此需要设计相应的俯仰机构。

⑶.风扇需要转换传动轴线和改变转速，因此需要设计相应的齿轮系机构。此外，还要满足传动性能要求：

设计参数表

4．机构选用

台式电风扇摇头机构常见的有杠杆式、滑板式等，可以将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。

要完成左右摆动需要完成减速、传动轴线变换、左右摆动、上下俯仰运动，可以分别选用以下机构。减速机构可以选用齿轮传动、带轮传动、链轮传动等；离合器选用滑销·滑销和锥齿轮卡和等；风扇摇摆转动可采用平面连杆实现。以双摇杆机构的连杆作为主动件（即风扇转自通过蜗杆蜗轮带动连杆传动），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）。

4.1减速机构选用

方案一锥齿轮减速机构

方案二蜗杆减速机构

锥齿轮可以用来传递两相交的运动，相比蜗杆蜗轮成本较低。所以在此我们选用锥齿轮减速。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。我们还考虑到可以用带传动和链传动来减速，但由于风扇尺寸限制均舍弃。

4.2离合器选用

方案一

方案二

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。

4.3摇头机构选用

方案一四杆机构

方案二凸轮机构

要实现扇头的左右摇摆运动有很多种运动方式可以选择,例如我们可以选用凸轮机构,多杆机构,滑块机构齿轮机构等.但四杆机构更容易制造,制造精度要求也不是很高,并且四杆机构能实现摆幅也更广更容易实现,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二比方案一多了一个齿轮盘,所以方案一更好.

5．机构组合方案及评价

机构组合方案运动简图

该设计方案使用了齿轮减速箱以及平面四连杆机构来实现左右摇摆，使用了直齿圆锥齿轮来减速和实现运动轴的变换。

机构分解：

减速：齿轮箱和直齿圆锥齿轮机构；

运动轴变换：直齿圆锥齿轮机构；

左右摇摆：平面四杆机构。

优点：

主动件只用一台电动机实现风扇叶片的转动和左右摇摆；

缺点：

一般锥齿轮传动比在1～10 范围内，传动比较大时，齿轮所占的空间也较大；

6．机构的设计

6.1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°

6.2四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LAB 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LAD 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 LBC 与 LCD 之和可以得出,

算得LBC+ LCD=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 LC ′D ′- LB ′C ′=25 .................................②

由①,②式可得LBC 为53.5, LCD 为78.5, B 点的运动轨迹为圆弧 B B ′, LBC+LAD=143.5< LCD+LAB=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。

方案号

电扇摇摆转动

电扇仰俯转动 仰角 /(°) 摆角ψ/（°） 急回系数K

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VAB=WABLAB=(110°/5/180*π) *70=26.9mm/s小三角形中,可求出WBC=0.63Rad/s。

6.3传动比的分配

其设计规定转速 n=1450r/min, 可得, w=151.8 rad/s

由上面可知连杆的角速度WBC=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 z1 z1 = 1

蜗轮齿数 z2 z2 = i z1 = 95

中心距 a a = (d1+d2+2x2m)/2 =40

蜗杆分度圆导程角γ tanγ = 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 ha1 ha2

ha1 = ha*m = 1/2(da1-d1) = 1 X 1.25 =1.25

ha2=m(ha*+x2)= 1/2(da2-d2) = 1.25(1-0.5) = 0.625

( 一般ha* = 1)

蜗杆蜗轮齿根高 hf1 hf2

hf1 = (ha*+c*)m =1/2(d1-df1) = (1+0.2)X1.25 = 1.5

hf2=1/2(d2-df2)=m(ha*-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=20

d2=mz2=2a-d1-2x2m=61.25

蜗杆蜗轮节圆直径 d1′ d2′

d1′=(q+2x2)m=d1+2x2m=18.75

d2′=61.25

蜗杆、齿顶圆直径da1蜗轮喉圆直径 da2

da1=(q+2)m=22.5

da2=(z2+2+2x2)m=62.5

蜗杆蜗轮齿根圆直径 df1 df2

df1=d1-2hf1=17

df2=d2-2hf2=57

蜗杆轴向齿距 px px=∏ m=3.925

蜗杆轴向齿厚 sx sx=0.5∏m=1.96

蜗杆法向齿厚 sn sn=sx cosγ=1.93

蜗杆分度圆法向旋齿高 hn1 hn1=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 da2 da2<=da2+2m=63.5

蜗轮轮圆宽b b=0.75da1=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=mz1=7.5 d2=mz2=44

齿顶高 ha

ha1=(ha*+x2)m=0.75

ha2=(ha*+x2)m=0.25

齿根高 hf

hf1=(ha*+c*-x1)m=0.0425 hf2=(ha*+c*-x2)m=0.925

齿高 h

h1=ha1+hf1=1.175 h2=ha2+hf2=1.175

齿顶圆直径 da

da1=d1+2ha1=9 da2=d2+2ha2=44.5

齿根圆直径 df

df1=d1-2hf1=6.65

df2=d2-2hf2=42.15

中心距 a a=1/2(7.5+44)=25.75 基圆直径 db

db1=d1 cosα=7.1

db2=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

7.设计总结

经过几天的不断努力，我终于将机械原理课程设计做完了.看到自己的劳动成果，感觉还是收获颇多，通过这几天的课程设计，让我真切的认识到理论知识与实际应用相互结合的重要性，以及在设计中需要考虑的内容和所遇到的问题比我们所想的要多的多，需要我们有足够的耐心去完成。

在这次作业过程中我遇到了许多困难，比如对很多学过的软件，如Auto CAD、proe、Word还是很不熟悉，在使用的时候总是会遇到这样或那样的困难。一遍又一遍的计算一次又一次的设计方案修改这都暴露出了前期我在这方面的知识欠缺和经验不足. 课程设计初期，我们对设计对象的结构关系和参数表达往往是模糊的，许多细节在一开始不是很清楚，随着设计过程的深入，这些关系才逐渐清楚起来；课程设计过程是一个不断完善的过程，各个设计阶段并非简单的按顺序进行，为了改进设计结果，经常需要在各步骤之间反复、交叉进行，直到获得满意的结果为止，在这次难得的课程设计过程中我锻炼了自己的思考能力和动手能力。

尽管问题很多，但是这些天的努力，我最终还是完成了任务，收获也挺多。

8.参考资料

(1).朱理．机械原理［Ｍ］．北京：高等教育出版社，2010.4

(2).戴娟．机械原理课程设计［Ｍ］．北京：高等教育出版社，2011.1

(3).罗洪田主编.机械原理课程设计指导书，高等教育出版社。