Owen台式电风扇摇头装置设计

编号丽水学院（学校）实习设计题目台式电风扇摇头装置机构设计学生姓名许增文学号30系部专业班级机自082指导教师二〇一〇年六月设计任务书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；方案设计说明一．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．功能分解完成风扇左右俯仰的吹风过程需要实现下列运动功能要求：在扇叶旋转的同时扇头能左右摆动一定的角度，因此，需要设计相应的左右摆动机构（本方案设计为双摇杆机构）。

为完成风扇可摇头，可不摇头的吹风过程。

因此必须设计相应的离合器机构（本方案设计为滑销离合器机构）。

扇头的俯仰角调节，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（本方案设计为外置条件按钮）。

三. 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离合机构左右摆动连杆左右往复运动曲柄摇杆机构俯仰撑杆上下运动按钮机构1．减速机构选用图1：锥齿轮减速机构图2：蜗杆减速机构由于蜗杆涡轮传动比大, 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，而锥齿轮在此处相比，占用更多的空间，尽管成本略低于蜗杆涡轮，考虑后面与离合机构的配合关系，综上，选择蜗杆涡轮减速机构2．离合器选用它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3．摇头机构选用方案一图 2.3 平面四杆摇头机构图2.3所示为电风扇摇头机构原理，电动机外壳作为其中的一根摇杆AB，蜗轮作为连杆BC，构成双摇杆机构ABCD。

蜗杆随扇叶同轴转动，带动BC作为主动件绕C点摆动，使摇杆AB带电动机及扇叶一起摆动，实现一台电动机同时驱动扇叶和摇头机构。

该方案主要特点：（1）是一种平面连杆机构，机构简单，加工方便，能承受较大载荷;（2）有涡轮蜗杆机构，传动比大，结构紧凑，传动性平稳，无噪声，反形成具有自锁性，但传动效率低，磨损较严重，蜗杆轴向力大;（3）工作行程中，能使摇头装置控制符合要求。

方案二图 2.4 平面四杆摇头机构如图2.4所示上面一种摇头机构方案和传动比的大小，此案应用在传动比大的运动机构中。

由已知条件和运动要求进行四连杆机构的尺寸综合，计算电动机功率、连杆机构设计等，绘出机械系统运动方案的电风扇的摇头机构中，电机装在摇杆1上，铰链B处装有一个蜗轮。

电机转动时，电机轴上的蜗杆带动蜗轮, 蜗轮与小齿轮空套在同一根轴上,再由小齿轮带动大齿轮, 而大齿轮固定在连杆上, 从而迫使连杆2绕B点作整周转动，使连架杆1和3作往复摆动，达到风扇摇头的目的。

对比分析选择方案对以上两种方进行比较, 综合其优缺点, 本次设计选用后者因如下:齿轮的应用使整个传动系统的传动比减小;增长涡轮的寿命，使整个机构的运转更均匀，稳定四．机构组合设计摇头风扇有电机，齿轮机构，摇头连杆机构等组成。

具体可分为:1.减速机构：采用涡轮蜗杆，电机轴高速旋转的降速以带动摇头双摇杆机构转动。

2.摇头机构：将电机输出的转动经过连杆传动机构，最终转化为扇头的摆动。

3.控制机构：由一个滑销离合器实现风扇是否摇头的控制。

上下移动实现了滑销离合器的结合与断开。

同时也伴随着与蜗杆的脱离，实现对摇头静止的控制4.扇叶旋转：扇叶直接安装于电动机主轴之上，可实现其高速旋转运动。

动作说明机架固定不动，而支撑着电机是一个转轴，可以让电机旋转，锨拔柄，蜗杆，啮合齿所构成的原件其轴的上下均被外壳限制位置，相对蜗杆位置不变，电机发动，从而蜗杆转动，减速，使蜗轮转动，从而啮合齿同步转动，从而使得摇头直齿轮转动，使得主动杆有了原动力，故讲电机，蜗杆涡轮因为它们之间位置不变，我们可以将其简化为一根杆，很显然，在此四杆机构中，此杆为摇杆从而把电风扇的摇头运动简化为简单的四杆机构运动机构的设计铰链四杆机构的设计平面双摇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，第一类是符合曲柄存在条件, 即符合格拉肖夫准则的四杆运动链, 而以其最短杆对边的杆为机架组成的双摇杆机构。

第二类是不符合曲柄存在条件, 即最短杆与最长杆长度之和大于其余两杆长度之和的四杆运动链, 以其任意一杆为机架构成的双摇杆机构。

(1) 各杆长度满肖夫判别式, 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3.2 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。

图 3.2 两极限位置的确定(2) 各杆长度不满足格拉肖夫判别式, 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°四杆位置和尺寸的确定图3.3 极为位夹角为0°的两极限位置方案号电扇摇摆转动电扇仰俯转动 仰角 /(°) 摆角ψ/（°） 急回系数KE1001.0322可知,级位夹角为180°*(K-1)/(K+1)=2.6°很小,视为0°, 如图3.3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 逆时针旋转100°,即A ′B ′, 再确定机架AD 的位置, 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, L BC 与 L CD 之和可以得出,即L BC + L CD =131 ①, 当AB 处在右极限时,即图中A ′B ′的位置, 此时BC, CD 重叠,即L C ′D ′- L B ′C ′=25 ② ,由①,②式可得L BC 为53, L CD 为78, B 点的运动轨迹为圆弧B B ′,L BC +L AD =143< L CD +L AB =148 满足格拉肖夫判别式, 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。

图3.4 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3.4所示, 此时可根据理论力学知识求出杆AB, BC, CD的速度,已知VAB =WABLAB=(200/1800*π) *70=24.4mm/s小三角行中,可求出W BC=0.27Rad/s。

传动比的分配其设计规定转速 n=1450r/min, 可得, w=151.8rad/s传动比的分配由上面可知连杆的角速度WBC=0.27Rad/s, 而电动机的角速度w= 151.8rad/s 所以总传动比 i = 562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i 1=w1/w2= 95.齿轮的传动比i2= w2/w3= 5.9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蜗杆直径系数（蜗杆特性系数）q q =d1/m = 16蜗杆变位系数 x2 x2= a/m – (d1+d2)/2m = -0.5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°（阿基米德圆柱蜗杆）蜗杆(轮)法向齿形角αn tanαn= tanαcosγ=0.363顶隙c c = c*m=0.2 X 1.25 = 0.25蜗杆蜗轮齿顶高 ha1 ha2ha1= ha*m = 1/2(da1-d1) = 1 X 1.25=1.25ha2=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 hf2hf1= (ha*+c*)m =1/2(d1-df1)= (1+0.2)X1.25 = 1.5hf2=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 d2d1=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da1蜗轮喉圆直径 da2da1=(q+2)m=22.5da2=(z2+2+2x2)m=62.5da1=d1+2ha1=22.5da2=d2+2ha2=62.5蜗杆蜗轮齿根圆直径 df1 df2df1=d1-2hf1=17df2=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=sxcosγ=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=88/15=5.9分度圆 d1 d2d1=mz1=7.5 d2=mz2=44齿顶高 h a h a1=(h a *+x 2)m=0.75 h a2=(h a *+x 2)m=0.25 齿根高 h f h f1=(h a *+c *-x 1)m=0.0425 h f2=(h a *+c *-x 2)m=0.925齿高 h h1=h a1+h f1=1.175 h 2=h a2+h f2=1.175 齿顶圆直径 d a d a1=d 1+2h a1=9 d a2=d 2+2h a2=44.5 齿根圆直径 d f d f1=d 1-2h 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=d 1 cos α=7.1 d b2=d2 cos α=41.3齿顶圆压力角αa αa1=arcos(d b1/d a1)=37.9° αa2=arcos(d b2/b a2)=21.86°齿宽 b b=12m=6第四章 平面连杆机构的运动分析4.1 概述机构运动分析是不考虑引起机构运动的外力的影响, 而仅从几何角度出发, 根据已知的原动件的运动规律,确定机构其他构件上各点的位移(轨迹)、速度和加速度, 或构件的角位移、角速度和角加速度等运动参数。