机械原理课程设计机械原理课程设计2013级机械设计制造及其自动化专业学号：2013211013姓名: 陈晓宝2014-11-12指导教师: 王峥庞军张孝琼131说明书编写要求参考如下：一、设计内容和要求：其内容大致包括以下几个方面：（1）目录；（2）设计目的和内容（可包括设计条件、要求及原理图）；（3）设计内容§、机械运动方案设计（可包括机构运动方案的选型与确定，机械运动方案简图、运动循环图和传动方案图等）；§、机构尺寸的设计计算与分析（可包括构件图与零件图）；§、机构运动与受力分析，机构整体的设计；（4）总结；（5）参考文献。
二、说明书格式要求按照本科毕业设计相关格式要求；机械原理课程设计一、设计任务书1、引言1.1.1电风扇发展现状和前景展望近年来，相较人们对空调的普遍关注，电风扇市场就有点门庭冷落。
但空调高耗电量且封闭空间的弊端，使得通风效果相对较好、功耗相对较低的电风扇仍然存在很大的市场。
所以有必要研究电风扇的发展。
电风扇又称电扇，用于散热，夏天用它来清凉为好,还可用来驱散室内热气。
1882年，美国纽约的克罗卡日卡齐斯发动机厂的主任技师休伊斯卡茨霍伊拉，最早发明了商品化的电风扇。
1908年，美国的埃克发动机及电气公司，研制成功世界上最早的齿轮驱动左右摇头的电风扇, 这种电风扇防止了不必要的三百六十度转头送风，而成为以后销售的主流。
如今，电风扇已一改人们印象中的传统形象，在外观和功能上都更追求个性化，塔式气流扇尊贵典雅，卡通台扇娇巧可爱，而电脑控制、自然风、睡眠风、负离子功能等这些本属于空调器的功能，也被众多的电风扇厂家拿来做文章，并在此基础上增加了照明、驱蚊等更多的实用功能。
据统计，市场成熟度颇高的电风扇行业在国内仍然存在着相当大的市场容量，但由于这个行业技术比较陈旧，外观固定单一，市场上常见的落地扇、转页扇、台扇、壁扇、楼顶扇、吊扇这几个传统类型电风扇的外观和功能的同质化现象十分严重，严重影响和制约了这个市场的发展和提升。
但近年来一些主流企业开始有所觉察，他们通过积极创新，突破老式的传统设计，纷纷开发出了一系列更富创新力，更具差异化个性的新产品，以求继续做大蛋糕和进行产品升级。
1.1.2电风扇的结构如图1.1所示, 台扇由扇叶、网罩、扇头、调速机构、底座等部分组成, 扇头是台扇中最复杂、最重要的部件，由电动机、前后端盖及摇头机构等构成, 而吊扇主要由扇头、上下罩、吊杆、吊攀以及独立安装的调速器组成。
转页扇由于导风轮的作用，使其送出的风风力柔和，舒适宜人。
图1-1-2 电风扇装备图1.1.3电风扇工作原理电风扇工作时（假设房间与外界没有热传递）室内的温度不仅没有降低，反而会升高。
让我们一块来分析一下温度升高的原因：电风扇工作时，由于有电流通过电风扇的线圈，导线是有电阻的，所以会不可避免的产生热量向外放热，故温度会升高。
但人们为什么会感觉到凉爽呢？因为人体的体表有大量的汗液，当电风扇工作起来以后，室内的空气会流动起来，所以就能够促进汗液的急速蒸发，结合“蒸发需要吸收大量的热量”，故人们会感觉到凉爽。
风扇在转动时，扇叶后面空气的流速要慢于扇叶前面空气的流速，这样后面空气的压力就比前面的大，这个压力差，就推动空气向前，形成风了。
2、设计题目设计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）。
具体要求如下：（1）电动机输入功率p：5.5kw（2）电动机转速n：960r/min（3）涡轮-蜗杆传动比i：23（4）涡轮的端面压力角-蜗杆的轴面压力角等于标准压力角：20（5）涡轮齿数z2: 46（6）蜗杆齿数 z1: 2（7）杆件数： 4风扇可以在一定周期下进行摆头运动，使送风面积增大。
3、设计要求（1）转速n>=960r/min。
（2）稳定性应该达到高要求，动力系统可靠，结构能在高速下保持稳定不产生大变形或者大的冲击（3）作双摇杆机构的运动简图，再作机构极位夹角 ,存在急回特性（4）作涡轮-蜗杆机构的尺寸分析；校核强度；选择材料；初定参数；校核滑动速度；热平衡计算……（5）四杆机构的稳定可靠性，且其极限位置（6）尽量满足节约能源，满足小型化轻量化结构特点，有比较可靠的传动控制系统，能够在一定程度上减震与减小噪声，便于安装便于运输易于润滑。
（7）按给定主要参数，拟定机械传动系统总体方案。
（8）画出机构运动方案简图。
（9）分配蜗轮蜗杆、齿轮传动比，确定它们的基本参数，设计计算几何尺寸。
（10）解析法确定平面连杆机构的运动学尺寸，它应满足摆角ψ及行程速比系数k。
并对平面连杆机构进行运动分析，绘制运动线图。
验算曲柄存在条件，验算最小传动角（最大压力角）。
（11）提出调节摆角的结构方案，并进行分析计算。
（12）编写设计计算说明书。
（13）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4、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：①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。
②风扇需要按路径规律做上下俯仰，因此需要设计相应的俯仰机构。
③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。
对这两个机构的运动功能作进一步分析，可知它们分别应该实现下列基本运动：左右摆动有三个基本运动：运动轴线变换、传动比降低和周期性摆动。
俯仰运动有两个基本运动：运动方向变换和周期性俯仰。
转换运动轴线和改变传动比有一个基本动作：运动轴线变换。
5、机构选用[1]根据前述要求，电风扇的应作绕一点的往复摆动，且在工作周期中有急回特性。
驱动方式为电机驱动，利用《机械原理课程设计指导书》中第16页中的设计目录，分别选择相应的机构，以实现这三个机构的各项功能，见表1-1.表1-1电风扇摆头的机构选形考虑到用电动机驱动、而且空间比较狭小，又需要的三个基本动作和高传动比要求。
转换运动轴线与改变传动比机构(蜗轮蜗杆与行星轮系组合而成的齿轮箱)a32和a24。
优点是在较小空间内可以运动轴线变换，且有自锁功能。
为了能实现上下、左右往复运动，在经济简单的原则下选择双摇杆机构（a43），实现运动方向交替交换。
综上，整个电风扇左右摆头机构A1＝｛a24，a32，a43｝。
1.5.2 电风扇上下仰俯机构考虑到能实行仰俯运动，事先计划使用（凸轮机构）a11设计仰俯机构，但由于电扇的机壳大小有限，并且凸轮只常使用在低负载的传动过程，假如当电风扇的机头被某重物压住，则很容易损坏凸轮。
所以，改变成方案二使用A2=｛a33｝（连杆滑块机构）设计。
将机壳引出杆使用一条路径导轨进行约束，来完成设想的仰俯运动。
二．运动方案及选择1、左右摆动方案图2-1-1 左右摆动方案三机构简图图2-1-2 左右摆动方案三立体图该方案在方案改变了四杆机构的机架及各杆的位置，消除了其自转，达到扇叶随摇杆左右摆动的效果。
蜗轮与下面的转盘同轴但可以拉伸，在需要电扇转头时放下蜗轮使其与蜗杆啮合，使蜗杆带动蜗轮转动，带动转头；当不需要转头时，拔起蜗轮即可脱离啮合。
2、上下摇摆方案该方案中，导轨来控制风扇机头的上下摇摆，导轨的形状可以根据要求更改来达到不同的上下摇摆效果，并为了美观将导轨藏于机壳内部。
导轨套在主轴上，不随着机头左右转动，而机头在左右转动时其内部的凸起物受导轨轨迹的约束，带动机头在左右转动的同时随导轨轨迹上下摇摆。
图2-2-2 上下摇摆方案本方案不涉及复杂机构，提高了可靠性；上下摇摆轨迹可以随要求改变。
3、最终方案左右摆动方案三与上下摆动的结合。
图2-3-1 最终方案三视图序号摇杆长c 摆角Ψ曲柄长a 行程比系数K 机架长d 连杆长b 最小传动角α1 12.8 100 9.2 1.03 107.1981 108.806 59.45592 12.5 100 9.2 1.03 30.1644 29.4390 52.43753 12.5 100 9.1 1.03 74.8333 75.7069 55.88234 12.5 100 9.21 1.03 20.9299 19.4228 54.66885 12.55 100 9.21 1.03 46.7356 46.7744 52.96336 12.6 100 9.1 1.03 95.3904 96.7470 58.22917 12.61 100 9.2 1.03 68.9975 69.7103 55.15128 12.61 100 9.25 1.03 48.9527 49.0627 53.12789 12.62 100 9.2 1.03 71.5010 72.279 55.424110 12.65 100 9.2 1.03 78.8448 79.4994 56.2042图2-2-3 四杆机构观察表2-3-2，根据实际情况（30CM直径的扇叶），挑出比例最协调及最小传动角相对大的第二组数据，并按比例缩放到c=2.72cm、a=3cm、d=6.56cm、b=6.4cm4．传动比设计[3]由于在设计的左右摆头机构中，将蜗轮带动连杆进行整周回转的匀速圆周运动。
当蜗轮旋转一周，电扇机壳也正好摇摆一回，得出蜗轮的转速为w=2×л/10=л/5。
由于已知条件电动机转速与蜗轮转速相差较大，并且需要改变轴向传动，因此在设计中运用了能产生较大传动比的蜗轮蜗杆机构与行星齿轮机构。
最终得出理想的传动比。
图2-4-1 传动轮系4.1行星轮系设计行星轮系在一定齿数比的情况下能产生较大的传动比。
设计中，采用一对外啮合和一对内啮合齿轮构成。
其中Z3为内啮合齿轮，Z1=18，m1=1；Z2=33，m2=1，'2Z =17，'2m =1；Z3=68，m3=1。
计算得传动比为325。
4.2蜗轮蜗杆轮系设计与行星轮系配合，并考虑电扇机壳的体积大小，蜗轮蜗杆的尺寸不宜过大。
设计中蜗杆的直径为18，m=1.6,α=︒20,γ=84.102059'''︒；蜗轮的Z=30，m=1.6,α=︒20,β=84.102059'''︒，如此，蜗轮蜗杆轮系的传动比i=20，且均为左旋。
、将两种轮系组合成一个复合轮系，能顺利地符合设计要求，不仅传动的轴向改变，而且，完成了较大传动比的减速过程，综合两者的传动比，得总i=3725。
故轴的强度足够。
4.3蜗轮蜗杆各参数和校核由于动力的传递方向需要变向，同时也需要将转速降低，所以我们在设计中使用了蜗轮蜗杆减速器。
选择材料：蜗杆用45钢，表面硬度45~50HRC 。
蜗轮材料采用ZCuSn10Pb1，金属型铸造。
4.3.1按接触强度计算 1、确定蜗杆头数、蜗轮齿数查表知，Z 1=1 Z 2=21n n 1Z ⨯=30 2、确定蜗轮转矩 22621055.9n P T ⨯⨯==2161055.9n P η⨯⨯ （η=0.82，初估计） =3.8382.053.11055.96⨯⨯⨯=51044.1⨯N.mm3、确定条件确定载荷系数A K =1.1, 确定弹性系数MPa Z E 155=转速系数81218-⎪⎭⎫⎝⎛+=n Z n =811821-⎪⎭⎫⎝⎛+=0.85 寿命系数6800300525000⨯⨯=h Z =1.13 ，接触系数查图得ρZ =2.85接触疲劳极限由表得，lim H σ=265MPa ，接触强度安全系数min H S =1.3 4、初定中心距、模数、导程角32lim min 2⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯=H H hn E A S Z Z Z Z T K a σρ=3252653.113.185.085.21551044.11.1⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯⨯⨯⨯⨯⨯ =29.95 （a 取35mm ）m=（1.4~1.7）2Z a =1.5~2.4 取m=1.6 γtan =11d mZ = 0.057 γ=5114'5、计算传动效率当量摩擦角611'= V ρ，啮合效率()V ργγη+=tan tan 1=()6115114tan 5114tan '+'' =0.91, 传动效率321ηηηη==0.98（取2η=1，因查V ρ时考虑轴承的摩擦损耗，3η=0.98，考虑蜗杆转速较高）4.3.2 验算齿面接触强度22621055.9n P T ⨯⨯==2161055.9n P η⨯⨯ =3.8385.053.11055.96⨯⨯⨯=51049.1⨯N.mm 32lim min 2⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯=H H hn E A S Z Z Z Z T K a σρ=3252653.113.185.085.21551049.11.1⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯⨯⨯⨯⨯⨯ =30.3<35mm(原参数强度足够）4.3.3 计算传动的主要尺寸中心距 ()2121mz d a +==()306.12821⨯+=38mm 蜗杆的分度圆直径 1d =28mm ，蜗杆齿顶圆直径 a a h d d 211+==28+2⨯1.6=31.2mm ，蜗杆齿根圆直径 ()c h d d a f +-=211=()6.12.06.1228⨯+-=24.16mm ，蜗杆轴向齿距 m p x π=1=6.1⨯π=5.024mm ，蜗杆轮齿螺纹部分长度 1221+=z m b =1306.12+⨯⨯=17.81mm （取为20mm ），蜗轮分度圆直径 22mz d ==1.6⨯30=48mm ，蜗轮齿顶圆直径 a a h d d 222+==48+2⨯1.6=51.2mm ，蜗轮齿根圆直径 ()c h d d a f +-=222=()6.12.06.1248⨯+-=44.16mm ，蜗轮外圆直径 m d d a e 5.122+==51.2+1.5⨯1.6=53.6mm ，蜗轮轮齿宽度 ⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛++⨯⨯=⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛++=16.1285.06.1215.0212m d m b =15.36mm （取为16mm ）蜗轮齿宽角 12arcsin 2d b =θ=2816arcsin 2=69.5 4.3.4 弯曲强度验算齿形系数查表得，F Y =2.124，螺旋角系数 1401γβ-=Y =14025.141-=0.899 极限弯曲应力查表得，lim F σ=115MPa许用弯曲应力 []min limF F F S σσ==4.1115=82MPa （取min F S =1.4） 弯曲应力βσY Y d md T K F A F 2127.1==βY Y d md T K F A 2127.1 =899.0124.248286.149681.17.1⨯⨯⨯⨯⨯⨯ =10.2MPa<82MPa （满足要求）5．机构参数计算5.1双摇杆机构设计因为使用的是以连杆做主动件的双摇杆机构，区别于日常的设计方法，所以，此次设计我们采用一种新的设计思路——机架转换法。