畢業(yè)論文臺式電風扇搖頭裝置設計

1、畢業(yè)設計說明書課程名稱：機械設計課程設計題目名稱：臺式電風扇搖頭裝置班 級 姓 名：學 號：指導教師：評定成績：教師評語： 指導老師簽名： 20 年 月 日目錄一、設計任務書.21、設計題目.22、設計要求2 3、功能分解.2 4、機構選用電風扇左右擺頭機構3 1.4.2 電風扇上下仰俯機構 3二、傳動方案設計步驟1、左右擺動方案.42、上下擺動方案.53、最終方案 .5 4、傳動比擬定. 6 2.4.1行星輪系設計.6 2.4.2蝸輪蝸桿輪系設計 .7 2.4.3蝸輪蝸桿各參數(shù)及強度校核.85、機構參數(shù)計算. 10三、小結(jié).11四、參考文獻.121、 設計任務書1、設計題目設計臺式電風扇的搖

2、頭機構，使電風扇作搖頭動作（在一定的仰角下隨搖桿擺動）。風扇的直徑為300mm，電扇電動機轉(zhuǎn)速n1450r/min，電扇搖頭周期t=10s，電扇擺動角度90°、俯仰角度15°與急回系數(shù)K1.02。風扇可以在一定周期下進行擺頭運動，使送風面積增大。2.設計要求電風扇搖頭機構至少包括連桿機構、蝸輪蝸桿機構和齒輪傳動機構三種機構。畫出機器的運動方案簡圖與運動循環(huán)圖。擬訂運動循環(huán)圖時，執(zhí)行構件的動作起止位置可根據(jù)具體情況重疊安排，但必須滿足工藝上各個動作的配合，在時間和空間上不能出現(xiàn)干涉。.設計連桿機構，自行確定運動規(guī)律，選擇連桿機構類型，校核最大壓力角。設計計算齒輪機構，確定傳動

3、比，選擇適當?shù)拿?shù)。3.功能分解電風扇的工作原理是將電風扇的送風區(qū)域進行周期性變換，達到增大送風區(qū)域的目的。顯然，為了完成電風扇的擺頭動作，需實現(xiàn)下列運動功能要求：風扇需要按運動規(guī)律做左右擺動，因此需要設計相應的擺動機構。風扇需要按路徑規(guī)律做上下俯仰，因此需要設計相應的俯仰機構。風扇需要轉(zhuǎn)換傳動軸線和改變轉(zhuǎn)速，因此需要設計相應的齒輪系機構。對這兩個機構的運動功能作進一步分析，可知它們分別應該實現(xiàn)下列基本運動： 左右擺動有三個基本運動：運動軸線變換、傳動比降低和周期性擺動。俯仰運動有兩個基本運動：運動方向變換和周期性俯仰。轉(zhuǎn)換運動軸線和改變傳動比有一個基本動作：運動軸線變換。此外，還要滿足傳動性

4、能要求：改變電風扇的送風區(qū)域時，在急回系數(shù)K1.02、擺動角度=90°的要求下，盡量保持運動的平穩(wěn)轉(zhuǎn)換和減小機構間的摩擦。圖1.3.1 運動功能圖4.機構選用根據(jù)前述要求，電風扇的應作繞一點的往復擺動，且在工作周期中有急回特性。驅(qū)動方式為電機驅(qū)動，利用機械原理課程設計指導書中第16頁中的設計目錄，分別選擇相應的機構，以實現(xiàn)這三個機構的各項功能，見表一。表一   電風扇擺頭的機構選形0功能執(zhí)行機構工藝動作執(zhí)行機構設計矩陣左右擺動連桿機構急進急回往復運動齒輪機構連桿機構A1上下擺動連桿機構扇形往復運動連桿機構A21.4.1 電風扇左右擺頭機構考慮到用電動機驅(qū)動、而且空

5、間比較狹小，又需要的三個基本動作和高傳動比要求。轉(zhuǎn)換運動軸線與改變傳動比機構(蝸輪蝸桿與行星輪系組合而成的齒輪箱)a32和a24。優(yōu)點是在較小空間內(nèi)可以運動軸線變換，且有自鎖功能。為了能實現(xiàn)上下、左右往復運動，在經(jīng)濟簡單的原則下選擇雙搖桿機構（a43），實現(xiàn)運動方向交替交換。綜上，整個電風扇左右擺頭機構A1a24，a32，a43。1.4.2 電風扇上下仰俯機構考慮到能實行仰俯運動，事先計劃使用（凸輪機構）a11設計仰俯機構，但由于電扇的機殼大小有限，并且凸輪只常使用在低負載的傳動過程，假如當電風扇的機頭被某重物壓住，則很容易損壞凸輪。所以，改變成方案二使用A2=a33（連桿滑塊機構）設計。將機

6、殼引出桿使用一條路徑導軌進行約束，來完成設想的仰俯運動。二運動方案及選擇1、左右擺動方案：圖2.1.1 左右擺動方案三機構簡圖圖2.1.2 左右擺動方案三立體圖該方案在方案改變了四桿機構的機架及各桿的位置，消除了其自轉(zhuǎn)，達到扇葉隨搖桿左右擺動的效果。蝸輪與下面的轉(zhuǎn)盤同軸但可以拉伸，在需要電扇轉(zhuǎn)頭時放下蝸輪使其與蝸桿嚙合，使蝸桿帶動蝸輪轉(zhuǎn)動，帶動轉(zhuǎn)頭；當不需要轉(zhuǎn)頭時，拔起蝸輪即可脫離嚙合。2、上下?lián)u擺方案圖2.2.1 上下擺動方案立體圖 該方案中，導軌來控制風扇機頭的上下?lián)u擺，導軌的形狀可以根據(jù)要求更改來達到不同的上下?lián)u擺效果，并為了美觀將導軌藏于機殼內(nèi)部。 導軌套在主軸上，不隨著機頭左右轉(zhuǎn)動，

7、而機頭在左右轉(zhuǎn)動時其內(nèi)部的凸起物受導軌軌跡的約束，帶動機頭在左右轉(zhuǎn)動的同時隨導軌軌跡上下?lián)u擺。 本方案不涉及復雜機構，提高了可靠性；上下?lián)u擺軌跡可以隨要求改變。3、最終方案：左右擺動方案三 與 上下擺動的結(jié)合。圖2.3.1 最終方案三視圖四桿長度的定義：首先定義一個搖桿的長度，再由擺角及行程比系數(shù)K來估算出曲柄的長度，同時可以由且最短桿為連架桿來輔助估算，再由圖5.3.2得到連桿和機架的長度以及最小傳動角。序號搖桿長c擺角曲柄長a行程比系數(shù)K機架長d連桿長b最小傳動角113.10909.21.0269.544170.011138.6894213.50909.21.02161.7053164.0

8、05630.3259313.60909.21.02177.6986180.278328.8866413.70909.211.02190.5464193.347027.7623513.71909.211.02191.9816194.806927.6356613.80909.211.02204.4902207.528826.5385713.85909.21.02212.8910216.072425.7894813.90909.21.02219.3212222.611025.2351914.00909.21.02231.7115235.209524.17801014.50909.21.02286.7

9、636291.174919.6662觀察表2.3.2，根據(jù)實際情況（30CM直徑的扇葉），挑出比例最協(xié)調(diào)的第二組數(shù)據(jù)，并按比例縮放到c=2.72cm、a=3cm、d=6.56cm、b=6.4cm4傳動比設計由于在設計的左右擺頭機構中，將蝸輪帶動連桿進行整周回轉(zhuǎn)的勻速圓周運動。當蝸輪旋轉(zhuǎn)一周，電扇機殼也正好搖擺一回，得出蝸輪的轉(zhuǎn)速為w=2×/10=/5。由于已知條件電動機轉(zhuǎn)速與蝸輪轉(zhuǎn)速相差較大，并且需要改變軸向傳動，因此在設計中運用了能產(chǎn)生較大傳動比的蝸輪蝸桿機構與行星齒輪機構。最終得出理想的傳動比。4.1行星輪系設計行星輪系在一定齒數(shù)比的情況下能產(chǎn)生較大的傳動比。設計中，采用一對外嚙

10、合和一對內(nèi)嚙合齒輪構成。其中Z3為內(nèi)嚙合齒輪，Z1=18，m1=1；Z2=33，m2=1，=17，=1；Z3=68，m3=1。計算得傳動比為。圖2.4.1 行星輪系4.2蝸輪蝸桿輪系設計與行星輪系配合，并考慮電扇機殼的體積大小，蝸輪蝸桿的尺寸不宜過大。設計中蝸桿的直徑為18，m=1.6,=,=；蝸輪的Z=30，m=1.6,=,=，如此，蝸輪蝸桿輪系的傳動比i=20，且均為左旋。、將兩種輪系組合成一個復合輪系，能順利地符合設計要求，不僅傳動的軸向改變，而且，完成了較大傳動比的減速過程，綜合兩者的傳動比，得=。故軸的強度足夠。4.3蝸輪蝸桿各參數(shù)和校核由于動力的傳遞方向需要變向，同時也需要將轉(zhuǎn)速降

11、低，所以我們在設計中使用了蝸輪蝸桿減速器。 選擇材料：蝸桿用45鋼，表面硬度4550HRC。蝸輪材料采用ZCuSn10Pb1，金屬型鑄造。 4.3.1按接觸強度計算 1、確定蝸桿頭數(shù)、蝸輪齒數(shù) 查表知，Z=1 Z=30 2、確定蝸輪轉(zhuǎn)矩= （=0.82，初估計） =N.mm 3、確定條件 確定載荷系數(shù)=1.1, 確定彈性系數(shù) 轉(zhuǎn)速系數(shù)=0.85 壽命系數(shù)=1.13 ，接觸系數(shù)查圖得=2.85 接觸疲勞極限由表得，=265MPa，接觸強度安全系數(shù)=1.34、 初定中心距、模數(shù)、導程角= =29.95 （a取35mm） m=（1.41.7）=1.52.4 取m=1.6= 0.057 =5、 計算傳

12、動效率 當量摩擦角， 嚙合效率=0.91, 傳動效率=0.98（取=1，因查時考慮軸承的摩擦損耗， =0.98，考慮蝸桿轉(zhuǎn)速較高） 4.3.2 驗算齒面接觸強度= =N.mm= =30.3<35mm(原參數(shù)強度足夠） 4.3.3 計算傳動的主要尺寸 中心距 =38mm 蝸桿的分度圓直徑 =28mm， 蝸桿齒頂圓直徑 =28+21.6=31.2mm， 蝸桿齒根圓直徑 =24.16mm， 蝸桿軸向齒距 =5.024mm， 蝸桿輪齒螺紋部分長度 = =17.81mm（取為20mm）， 蝸輪分度圓直徑 =1.630=48mm， 蝸輪齒頂圓直徑 =48+21.6=51.2mm， 蝸輪齒根圓直徑 =

13、44.16mm， 蝸輪外圓直徑 =51.2+1.51.6=53.6mm， 蝸輪輪齒寬度 =15.36mm（取為16mm） 蝸輪齒寬角 =69.5 4.3.4 彎曲強度驗算 齒形系數(shù)查表得，=2.124，螺旋角系數(shù)=0.899 極限彎曲應力查表得，=115MPa 許用彎曲應力 =82MPa（取=1.4） 彎曲應力= = =10.2MPa<82MPa（滿足要求）5機構參數(shù)計算 5.1雙搖桿機構設計 因為使用的是以連桿做主動件的雙搖桿機構，區(qū)別于日常的設計方法，所以，此次設計我們采用一種新的設計思路機架轉(zhuǎn)換法。機架轉(zhuǎn)換法的理論依據(jù)如圖所示，圖一中的V1是絕對速度，V2是機構運動后，機架相對于搖

14、桿的相對速度，此時V1=V2。然后轉(zhuǎn)換機架，將機架轉(zhuǎn)換至圖一中的搖桿位置，現(xiàn)在同一位置處，設定圖二中的V1=V2。這樣按照圖2的機構設計尺寸，所得的尺寸就是實際問題所需要的尺寸長度。此設計，克服了連桿機構以連桿為主動件，連架桿為為從動所產(chǎn)生的難題，通過轉(zhuǎn)換思路，等效運動規(guī)律，設計出理想的尺寸長度。三、小結(jié)經(jīng)過1周的機械設計課程設計，讓我認識和了解到，機械設計必須認真，細致，不能有任何的馬虎。通過1周的學習，也讓我系統(tǒng)的復習了機械設計的相關知識，同時也明白了要將理論知識和實踐相結(jié)合，這樣才能真正的掌握知識，提高自己的學習與實踐的能力。也通過一步一步的設計，明白了整個過程連接性，需要有個整體的規(guī)劃才能作好每步的分析，否則