臺式電風扇搖頭裝置

臺式電風扇搖頭裝置

組長：凸輪機構的設計

組員：對機構的合理改進

：對各種機構的分析

：傳動方案的優(yōu)化確定

：CAD制圖指導老師：機械原理課程設計任務書

一、設計題目臺式電風扇搖頭裝置二、工作原理及工藝動作過程：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：

⑴.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。

⑵.風扇需要轉換傳動軸線和改變轉速，因此需要設計相應的齒輪系機構。此外，還要滿足傳動性能要求三、原始數(shù)據及設計要求：

設計臺式電風扇的搖頭機構，風扇的直徑為Ф300mm，電扇電動機轉速n=1450r/min，電扇搖頭周期T=10s。電扇擺動角度ψ與急回系數(shù)k的設計要求及任務分配見表1。四、設計方案提示

常見的搖頭機構有杠桿式、滑板式等。本設計可采用平面連桿機構實現(xiàn)。由裝在電動機主軸尾部的蝸桿帶動蝸輪旋轉，蝸輪和小齒輪做成一體，小齒輪帶動大齒輪，大齒輪與鉸鏈四桿機構的連桿做成一體，并以鉸鏈四桿機構的連桿作為原動件，則機架、兩個連架桿都作擺動，其中一個連架桿相對于機架的擺動即是搖頭動作。機架可取80～90mm。五、設計的主要任務1.按給定主要參數(shù)，擬定機械傳動系統(tǒng)總體方案。2.畫出機構運動方案簡圖。3.分配蝸輪蝸桿、齒輪傳動比，確定它們的基本參數(shù)，設計計算幾何尺寸。4.解析法確定平面連桿機構的運動學尺寸，它應滿足擺角ψ及行程速比系數(shù)k。并對平面連桿機構進行運動分析，繪制運動線圖。驗算曲柄存在條件，驗算最小傳動角（最大壓力角）。5.提出調節(jié)擺角的結構方案，并進行分析計算。6.編寫設計計算說明書。7.學生可進一步完成臺式電風扇搖頭機構的計算機動態(tài)演示驗證。摘要在當今社會，市場愈加需要各種各樣性能優(yōu)良、質量可靠、效率高、能耗低的機械產品，而決定產品性能、質量、市場競爭能力和經濟效益的重要環(huán)節(jié)是產品設計。機械產品設計中，首要任務是進行機械運動方案的設計和構思、各種傳動機構和執(zhí)行機構的選用和創(chuàng)新設計。我們組的設計題目是臺式電風扇搖頭裝置，該裝置可增大受風面積。通過合理的設計可以降低生產成本，提高風扇效率，符合低碳環(huán)保的原則和可持與發(fā)展戰(zhàn)略。通過對設計任務的討論分析，功能上要求完成左右搖擺和轉換傳動軸線和改變轉速運動。要完成這些功能需要有減速裝置、輪軸轉換、搖頭裝置。針對這些裝置我們選用了幾種機構并經過分析，設計了四種方案，經過仔細的分析評價，最后選擇了最合適的方案。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：1）風扇需要按運動規(guī)律做左右或上下擺動，因此需要設計相應的擺動機構。2）風扇需要轉換傳動軸線和改變轉速，因此需要設計相應的機構。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。轉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，還要滿足傳動性能要求：改變電風扇的送風區(qū)域時，在急回系數(shù)K擺動角度φ的要求下，盡量保持運動的平穩(wěn)轉換和減小機構間的摩擦。運動功能圖運動循環(huán)圖機構選用

臺式電風扇搖頭機構常見的有杠桿式、滑板式等，在這里我們組選用的是杠桿式。要完成左右擺動需要完成運動軸線變換、傳動比降低和搖頭周期性擺動?？梢苑謩e選用以下機構。傳動軸線變換可以選用蝸桿蝸輪、錐齒輪等；減速機構可以選用小齒輪帶動大齒輪組減速、渦輪蝸桿減速等；風扇搖擺轉動可采用平面連桿和凸輪機構實現(xiàn)。減速機構選用齒輪組減速渦輪蝸桿齒輪組齒輪組機構是最常見的減速機構，但是考慮到傳動的傳動比過大且風扇頭尺處的限制，我們選擇了內嚙合齒輪。還可以用帶傳動和鏈傳動來減速，但由于風扇尺寸限制均舍棄。減速機構選用齒輪組減速齒輪組機構是最常見的減速機構，但是考慮到傳動的傳動比過大且風扇頭尺處的限制，我們選擇了內嚙合齒輪。還可以用帶傳動和鏈傳動來減速，但由于風扇尺寸限制均舍棄。傳動軸線變換選用蝸輪蝸桿機構蝸輪蝸桿機構

圓錐齒輪傳動直齒圓錐齒輪傳動

搖頭機構的選用在這里我們選用杠桿式來作搖頭機構四連桿機構四桿機構凸輪機構凸輪機構實現(xiàn)杠桿機構可用以下兩種機械運動方案的選擇和評定

方案1該機構通過齒輪嚙合達到減速的目的，然后由渦輪蝸桿實現(xiàn)轉動的方向改變的目的，由四連桿機構組成雙搖桿機構實現(xiàn)風扇頭的擺動。此方案的優(yōu)點是渦輪蝸桿機構的傳遞準確性高，連桿機構制造簡單成本低，齒輪傳動平穩(wěn)；缺點是渦輪蝸桿傳遞力的能力差，發(fā)熱量比較大,常用較貴的減摩耐磨材料來制造蝸輪，成本較高。該設計方案采用了齒輪箱來減小輸出速度，蝸輪蝸桿來實現(xiàn)減速和傳動軸的變換。方案2當偏心圓盤凸輪回轉時，凹槽側面迫使構件6擺動，從而實現(xiàn)電風扇的搖頭功能該機構通過三級減速，由凸輪的形狀性質實現(xiàn)風扇頭的擺動規(guī)律。此方案繼承了方案一的傳動優(yōu)點，傳動準確，風扇頭的擺動角度可以調節(jié)，傳動平穩(wěn)，擺頭在極限位置沒有速度的突變，占用的空間較?。欢乙哺牧剂送馆啰毺匦缘娜秉c，缺點是渦輪蝸桿的發(fā)熱量較大擺動從動件偏心圓盤凸輪機構示意圖整體簡圖方案三該方案直接由主電動機單齒箱驅動，實現(xiàn)上下和左右擺頭，這時主電動機跟隨一級轉動副擺動，但對于傳統(tǒng)設計，同一動力用于驅動另一組轉動副時，動力傳動機構的傳動距離——一般為中心距必然作周期性的變化，無法直接采用傳統(tǒng)成熟的機構。但方案有效克服了立體送風電風扇傳動機構設計上的缺陷，使結構簡單可靠，成本低，維修保養(yǎng)方便。缺點是結構過于復雜，在小尺寸內不宜設計方案4方案4跟方案一一樣，通過連桿裝置實現(xiàn)搖頭運動

該機構擯棄了渦輪蝸桿發(fā)熱量大，傳遞力效果差的缺點，用圓錐齒輪代替，缺點是圓錐齒輪造價成本相對較高由以上四個方案可以看出：方案一、四的機構相對于方案二、三功能過于簡單，在考慮適當創(chuàng)新的前提下，不宜采用。但是方案三太過于復雜，對運動路徑的分析也很困難，所以方案二結構相對簡單，成本相對較低且能達到預期的運動要求，由于電風扇的傳遞力的要求不是很大，因此渦輪蝸桿機構，和凸輪機構適合設計要求，而且通過對凸輪機構的改良，有了很好的發(fā)揮空間，因此方案二相對較好。綜合考慮搖頭機構選擇方案二。原動機的選擇籠式三相異步電動機，使用三相交流電、轉速與旋轉磁場轉速不同，可以進行幾檔變速。而且籠式電動機的具有簡單、體積小、易維護、價格低、壽命長連續(xù)運動特性好、轉速受負載轉矩波動的影響小和硬機械特性等優(yōu)點。這些特性能夠滿足臺式電風扇搖頭裝置的工作特性，所以選擇籠式三相異步電動機作為原動機傳動方案的設計

在擺動機構中，蝸輪帶動連桿做勻速圓周運動，當蝸輪旋轉一周時電扇擺動一個周期。由于電扇電動機轉速n＝1450r/min，而電扇搖頭周期t=10s即擺動周期為6r/min，則傳動比.而蝸輪蝸桿的傳動比（蝸桿帶動蝸輪）不宜太大，不然對機構的磨損比較嚴重，所以無法達到的要求，必須經變速機構減速，這里選擇圓錐齒輪減速，使達到傳動方向的一致性在這里我們先通過渦輪蝸桿實現(xiàn)一級減速，再通過圓錐齒輪實現(xiàn)二級減速機構參數(shù)的設計計算不妨取B方案做參數(shù)分析，確定機構的尺寸行程系數(shù)擺動角度，計算得，取，則另一角度為178.66，由于沒有采用四連桿機構，所以這里的急回系數(shù)只能從凸輪機構上面下功夫，從凸輪機構的選定來看，一種是自己設計凸輪的模型，從而可以得到自己所需要的運動軌跡，但是對于電風扇這類小產品需要特定的凸輪模型不宜采用；另一種是利用圓盤的偏心轉動，從而實現(xiàn)急回運動，下面對圓盤的偏心傳動分析：

急回機構的計算設計：對設計題目中的要求通過繞偏心軸旋轉，使偏心軸沿滑塊上下運動通過杠桿機構從而實現(xiàn)電風扇的搖頭，但是這類偏心傳動的往返運動不能實現(xiàn)急回運動所以用下圖所示機構就可以解決設偏心距為e，圓盤半徑r，動量距l(xiāng)下圖為以上兩種偏心運動的運動軌跡從圖中可以看出a曲線上升與下降是呈對稱關系，b曲線上升時間明顯比下降時的多，所以可以構成急回運動下圖為以上兩種偏心運動的運動軌跡我們可以通過作圖法與解析法求得確切的數(shù)據通過上面的計算,所以由上面的計算得L=0.06R最后來確定電風扇的擺角：在這里我們取圓盤半徑R=60mm,所以動量矩L=3.6mm，支點距離l=41.23mm

改變擺角，急回系數(shù)的計算所以我們可以通過改變動量矩和支點距離來改變風扇頭的運動軌跡這兩個參數(shù)都可以很容易改變所以我們可以通過改變動量矩和支點距離來改變風扇頭的運動軌跡這兩個參數(shù)都可以很容易改變所以我們可以通過改變動量矩和支點距離來改變風扇頭的運動軌跡這兩個參數(shù)都可以很容易改變值得改進的地方1.一般風扇都是左右搖擺，在這里我們借鑒方案三的構思，所以我們可以通過上下壁的旋轉，使凸輪旋轉中心上下運動，從而使風扇實現(xiàn)上下運動，從而達到功能的改進2、通過計算發(fā)現(xiàn)只有二級減速則減速齒輪過大，使風扇搖頭機構尺寸過大，渦輪蝸桿壓力過大，這是不宜采用的，在這里我們借鑒方案一的三級減速，所以最終采用三級減速，外加一個內嚙合齒輪下面對減速傳動比作計算這里齒輪嚙合是內嚙合，為了避免發(fā)生根切現(xiàn)象，齒輪最小齒數(shù)為當、時，。為了實現(xiàn)最大傳送效率：在這里我們取，主動齒輪，；被動齒輪z2=60，；圓錐主動齒輪，；圓錐被動齒輪z4=45，m=1；蝸桿分度圓直徑取d=18，m=1，；蝸輪m=1,z6=29;則總的減速機構的傳動比為。通過一系列的計算，最終機構圖可以