台式电风扇摇头装置设计(打印)

机械原理课程设计

说明书

台式电风扇摇头装置

院（系）：工程系

专业：机械设计制造及其自动化

班级：机制Z132

学号：

设计者：

指导老师：

2014年6月14日

青岛农业高校海都学院

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.钱链四杆机构的设计..............................7

5-2.四杆位置和尺寸的确定.............................8

5-3.传动比的安排.....................................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整俯仰角。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（在肯定的仰角下

随摇杆摇摆）。风扇的直径为300nm1,电扇电动机转速n=1450r/min,

电扇摇头周期t=10s。电扇摇摆角度小、仰俯角度小与急回系数K的

设计要求及任务安排见表。

电扇摇摆转动电扇仰俯转动

方案号

摆角力/（°）急回系数K仰角9/（。）

F1051.0525

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安排蜗轮蜗杆、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，它应满意摆角

qj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、滑板式和揪拔式等。可以将电风扇的

摇头动作分解为风扇左右摇摆和风扇上下俯仰运动。风扇要摇摆转动

克采纳平面连杆机构实现。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摇摆即实现

风扇的左右摇摆（风扇安装在连架杆上）。机架可取80〜90mm。风扇

的上下俯仰运动可实行连杆机构、凸轮机构等实现。本方案详细机构

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）。

还可以采纳空间连杆机构干脆实现风扇的左右摇摆和上下仰俯

的复合运动（本方案选用平面四杆机构实现左右摇摆）。

应设计相应的左右摇摆机构完成风扇徭头或不摇头的吹风过程，

所以必需设计相应的离合器机构（本方案设计为滑销锥齿轮机构）。

扇头的仰俯角调整，这样可以增大风扇的吹风范围。因此须要设

计扇头俯仰角调整机构（本方案设计为手动限制旋钮）。

四.选用机构

驱动方式采纳电动机驱动。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

左右摇摆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

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蜗杆减速机构

图1:锥齿轮减速机构

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，故其承载实力

强，但考虑后面与离合机构的协作关系，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，须

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

方案二

方案一主要采纳的滑销上下运动，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，它主要采纳

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，也更简单实现，

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

四杆机构更简单制造，制造精度要求也不是很高，并且四杆机构

实现摆幅也更简单实现，最重要的是它的制

方案二

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.较链四杆机构的设计

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)各杆长度满意杆长条件，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。依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'OD,

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，很简单

找到。

B'

B

两极限位置的确定

(2)各杆长度不满意杆长条件，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

依据计算，极位夹角为180。*(KT)/(K+1)=4.39°很小，视为0。，

如上图所示BC,CD共线，先取摇杆1皿长为70,确定AB的位置，然后让

摇杆AB顺时针旋转105°,得到A，B一再确定机架AD的位置,取N

B'AD=5°(则NBAD=110°)且1疝取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LM与

U之和可以得出，

算得LK+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LcD，一LB，c，=25................................②

由①，②式可得LK为53.5,为78.5,B点的运动轨迹为圆弧

BB',LBC+U)=143.5<LD+LAB=148.5满意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，故满意条件。

D

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，此时可依据理论力学学问

求出杆AB,BC,CD的速度，已知摇滚AB转动角度为Z110°,用时t=T/2=5s,

/5/180*n)*70=26.9mrn/s

故VAB=W.M)LAB=(110°小三角形中，可求出

WBc=0.63Rad/So

3.传动比的安排

其设计规定转速n=1450r/min,可得，w151.8rad/s

由上面可知连杆的角速度g=0.63Rad/s,而电动机的角速度w=151.8rad/s

所以总传动比i=241

由此可以把传动比安排给蜗轮蜗杆与齿轮传动，其中,蜗涡轮蜗杆的传动比

ii=wI/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)mm=1.25

传动比ii二95

蜗杆头数z.Zi=1

蜗轮齿数z2z2=iZi=95

中心距aa=tdi+d2+2x2m)/2=40

蜗杆分度圆导程角Ytany=Zi/q=mz/di=0.0625

蜗杆节圆柱导程角tany'=zj(q+2x2)=0.0667

蜗杆轴向齿形角aa=20°

蜗杆(轮)法向齿形角-tanQN=canQcosy=0.363

-

蜗杆蜗轮齿顶iW]h„i%hoi=hB*m=1/2(dnidi)

=1X1.25=1.25

ha2=m(h/+x2)=1/2(da2-d2)

1.25(1-0.5)=0.625

(一般h；=1)

蜗杆蜗轮齿根高hr.hf2hti=(h.,*+c*)m=1/2(di-dn)

(1+0.2)X1.251.5

h12=l/2(d2-df2)=m(ha*-x2+c*)=l

.25(1+0.5+0.2)=2.215

蜗杆蜗轮分度圆直径d.4di=qn=16Xl.25=20

d2=mz2=2a-di-2x2n=61.25

蜗杆蜗轮节圆直径djd/

cl)'-(q+2x2)m=di+2x2m=18.75

d2'=61.25

蜗杆、齿顶圆直径心蜗轮喉圆直径九d『(q+2)m=22.5

+

dn2=(z22+2x2)m=62.5

蜗杆蜗轮齿根圆直径dfldt2dli=d]-2hfi=17

dt2=d2-2hf2=57

=

蜗杆轴向齿距Pxpxnm=3.925

蜗杆轴向齿厚sxSx=0.5riin=l.96

蜗杆法向齿厚snsn=sxcosy=1.93

蜗杆分度圆法向旋齿高脸hni=m=l.25

蜗杆螺纹部分长度1l>=(12+0.lz2)m=21.125

蜗轮最大外圆直径da252〈二&2+2m=63.5

蜗轮轮圆宽bb=0.75d产16.88

(2)齿轮机构的设计

依据齿轮传动比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，标准齿轮不能满意要求，所以采纳变位齿轮。

齿轮机构的几何尺寸计算

传动比ii=5.9