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1、課程設計 臺式電風扇搖頭裝置機構 姓 名：_____________ 學 號：_____________ 專 業(yè)：_____________ 指導教師：_____________ 臺式電風扇搖頭裝置機構設計 摘要 電風扇搖頭裝置設計是從電風扇設計開始的，也是電風扇設計中最重要的部分，對于電風扇的研究，國內外已有不少的研究成果，但在創(chuàng)新這一塊做的還不夠, 還有待進一步完善。 本文首先對搖頭電風扇的歷史和發(fā)展現(xiàn)狀以及其類型和特點進行了介紹，然后介紹了設計準則, 提出方案擬定, 并選擇最優(yōu)方案,主要是現(xiàn)有的電風扇搖頭裝置中平面搖桿機構，包括平面搖桿

2、機構的結構、工作原理、設計原理、設計原則；其次根據(jù)已知原動機的轉速, 分配傳動比，選擇合適的機構, 如蝸輪蝸桿機構以及齒輪機構, 根據(jù)傳動比確定它們的基本參數(shù)，設計計算幾何尺寸,再次采用圖解法, 根據(jù)已知條件(極位夾角, 搖桿速度等)設計平面四桿機構, 然后在實驗室組建仿真機構模型, 觀察所設計的尺寸是否滿足所需的運動軌跡，再就制作臺式電風扇搖頭平面機構的計算機動態(tài)演示, 通過圖解法研究各桿件的運動, 進行運動分析, 最后總結并講述了電風扇的未來展望。 關鍵詞： 平面搖桿機構，傳動比, 蝸輪蝸桿, 齒輪傳動, 運動分析 ,動態(tài)演示

3、 目錄 第一章 引言 4 1.2.2 電風扇工作原理 5 第二章 電風扇搖頭機構的設計 6 2.1 電風扇搖頭機構設計概述 6 2.2 電風扇搖頭裝置設計原則[1 6 2.3 電風扇搖頭裝置方案擬定[2] 7 2.3.1 方案 Ⅰ (平面連桿搖頭機構) 7 2.3.2 方案Ⅱ (另一種平面連桿搖頭機構) 7 2.3.3 對比分析選擇方案 8 第三章機構的設計 9 3.1 鉸鏈四桿機構的設計[5 9 3.1.1 鉸鏈四桿機構的組成和基本形式 9 3.1.2平面雙搖桿機構的分類和極限位置分析 9 3.1.3 四桿位置和尺寸的確定 10 3.2 原動機的

4、選擇和傳動比的分配[6] 11 3.2.1 原動機的選擇 12 3.2.2 傳動比的分配 14 3.3 蝸輪蝸桿機構的結構特點[6 14 3.3.1蝸輪蝸桿機構的結構特點 14 3.3.2 蝸輪蝸桿機構的幾何尺寸計算 14 3.3.3 渦輪蝸桿建模 16 3.4 齒輪機構的設計 17 3.4.1 齒輪機構的結構特點和選用原則 17 3.4.2 齒輪機構的幾何尺寸計算 17 3.4.3 齒輪機構的建模 18 第四章 平面連桿機構的運動分析 19 4.1 概述 19 4.2 平面連桿機構的運動分析[8] 19 第五章 電風扇整體模型的建立 24 5.1 電風

5、扇零件的模型建立 24 第六章 參考文獻 33 第一章 引言 1.1 電風扇發(fā)展現(xiàn)狀和前景展望 近年來，相較人們對空調的普遍關注，電風扇市場就有點門庭冷落。但空調高耗電量且封閉空間的弊端，使得通風效果相對較好、功耗相對較低的電風扇仍然存在很大的市場。所以有必要研究電風扇的發(fā)展。 電風扇又稱電扇，用于散熱，夏天用它來清涼為好,還可用來驅散室內熱氣。1882年，美國紐約的克羅卡日卡齊斯發(fā)動機廠的主任技師休伊斯卡茨霍伊拉，最早發(fā)明了商品化的電風扇。 1908年，美國的埃克發(fā)

6、動機及電氣公司，研制成功世界上最早的齒輪驅動左右搖頭的電風扇, 這種電風扇防止了不必要的三百六十度轉頭送風，而成為以后銷售的主流。如今，電風扇已一改人們印象中的傳統(tǒng)形象，在外觀和功能上都更追求個性化，塔式氣流扇尊貴典雅，卡通臺扇嬌巧可愛，而電腦控制、自然風、睡眠風、負離子功能等這些本屬于空調器的功能，也被眾多的電風扇廠家拿來做文章，并在此基礎上增加了照明、驅蚊等更多的實用功能。據(jù)統(tǒng)計，市場成熟度頗高的電風扇行業(yè)在國內仍然存在著相當大的市場容量，但由于這個行業(yè)技術比較陳舊，外觀固定單一，市場上常見的落地扇、轉頁扇、臺扇、壁扇、樓頂扇、吊扇這幾個傳統(tǒng)類型電風扇的外觀和功能的同質化現(xiàn)象十分嚴重，嚴重

7、影響和制約了這個市場的發(fā)展和提升。但近年來一些主流企業(yè)開始有所覺察，他們通過積極創(chuàng)新，突破老式的傳統(tǒng)設計，紛紛開發(fā)出了一系列更富創(chuàng)新力，更具差異化個性的新產品，以求繼續(xù)做大蛋糕和進行產品升級。 1.2電風扇的結構與工作原理 1.2.1 電風扇的結構 如圖1.1所示, 臺扇由扇葉、網(wǎng)罩、扇頭、調速機構、底座等部分組成, 扇頭是臺扇中最復雜、最重要的部件，由電動機、前后端蓋及搖頭機構等構成, 而吊扇主要由扇頭、上下罩、吊桿、吊攀以及獨立安裝的調速器組成。轉頁扇由于導風輪的作用，使其送出的風風力柔和，舒適宜人。 圖

8、 1.1 臺扇的基本結構 1.2.2 電風扇工作原理 電風扇工作時（假設房間與外界沒有熱傳遞）室內的溫度不僅沒有降低，反而會升高。讓我們一塊來分析一下溫度升高的原因：電風扇工作時，由于有電流通過電風扇的線圈，導線是有電阻的，所以會不可避免的產生熱量向外放熱，故溫度會升高。但人們?yōu)槭裁磿杏X到涼爽呢？因為人體的體表有大量的汗液，當電風扇工作起來以后，室內的空氣會流動起來，所以就能夠促進汗液的急速蒸發(fā)，結合“蒸發(fā)需要吸收大量的熱量”，故人們會感覺到涼爽。 風扇在轉動時，扇葉后面空氣的流速要慢于扇葉前面空氣的流速，這樣后面空氣的壓力就比前面的大，這個壓力差，就推動空氣向前，形成風了。

9、 第二章 電風扇搖頭機構的設計 2.1 電風扇搖頭機構設計概述 搖頭機構由減速機構、連桿機構、控制機構與過載保護裝置組成，形式有兩種:離合式與撥式。隨著時代的發(fā)展, 電風扇的搖頭機構也不僅僅限于這些, 例如就有一種電風扇搖頭機構，包括電動機、齒箱總成、搖頭連桿，電動機及齒箱總成安裝在Ｙ型支架上，Ｙ型支架固定在連接頭上，其中搖頭連桿一端與Ｙ型支架連接，另一端通過傳動機構與齒箱總成連接。所述的傳動機構是受齒箱總成控制的做旋轉運動的上下曲柄蓋，曲柄蓋與連桿配合推動電風扇做復合搖頭運動。由于采用機械式傳動取代了同步電機，使性能更穩(wěn)定

10、、質量更可靠，且結構簡單、成本低。還有一種可調搖頭角度的電風扇搖頭機構, 包括連于連桿一端的搖臂輪，以及活動連于撥輪墊孔內的中心軸, 實現(xiàn)了電風扇搖頭擺動角度的方便調整且結構緊湊，適用于室內放置電風扇不同的位置要求，提高了電風扇的使用效率。所以電風扇搖頭裝置多種多樣, 而且是在不斷創(chuàng)新的。 2.2 電風扇搖頭裝置設計原則[1] 1) 各構件應最簡化, 使電風扇尾部裝在小的殼體中; 2) 各構件之間安排合理的位置,以免相互干擾; 3) 搖頭應平穩(wěn); 4) 發(fā)動機也應跟隨搖頭裝置搖擺; 5) 應使整體結構美觀; 6) 自動擺頭、送風角度可調; 7) 噪音低、

11、可定時。 2.3 電風扇搖頭裝置方案擬定[2] 考慮到執(zhí)行機構的速度較低和電動機的經濟性，選用同步轉速為750r/min的電動機。臺式電風扇搖頭裝置的主要機構是鉸鏈四桿機構的運動。可以有多種多樣的設計方案，圖2.1—2.4給出了四種可用于搖頭裝置運動的執(zhí)行機構方案。 2.3.1 方案 Ⅰ (平面連桿搖頭機構) 圖 2.3 平面四桿搖頭機構 圖2.3所示為電風扇搖頭機構原理，電動機外殼作為其中的一根搖桿AB，蝸輪作為連桿BC，構成雙搖桿機構ABCD。蝸桿隨扇葉同軸轉動，帶動BC作為主動件繞C點擺動，使搖桿AB帶電動機及扇葉一起擺動，實現(xiàn)一臺電動機同時驅動扇

12、葉和搖頭機構。該方案主要特點： （1）是一種平面連桿機構，機構簡單，加工方便，能承受較大載荷; （2）有渦輪蝸桿機構，傳動比大，結構緊湊，傳動性平穩(wěn)，無噪聲，反形成具有自鎖性， 但傳動效率低，磨損較嚴重，蝸桿軸向力大; （3）工作行程中，能使搖頭裝置控制符合要求。 2.3.2 方案Ⅱ (另一種平面連桿搖頭機構) 圖 2.4 平面四桿搖頭機構 如圖2.4所示上面一種搖頭機構方案和傳動比的大小，方案Ⅱ應用在傳動比大的運動機構中。由已知條件和運動要求進行四連桿機構的尺寸綜合，計算電動機功率、連桿機構設計等，繪出機械系統(tǒng)運動方案的電風扇的搖頭機構中，電機裝

13、在搖桿1上，鉸鏈B處裝有一個蝸輪。電機轉動時，電機軸上的蝸桿帶動蝸輪, 蝸輪與小齒輪空套在同一根軸上,再由小齒輪帶動大齒輪, 而大齒輪固定在連桿上, 從而迫使連桿2繞B點作整周轉動，使連架桿1和3作往復擺動，達到風扇搖頭的目的。它具有方案Ⅰ的特點。 2.3.3 對比分析選擇方案 對以上四種方案進行比較, 綜合其優(yōu)缺點, 本次設計選用方案Ⅱ,原因如下: 1) 采用平面連桿機構, 使結構簡單; 2) 有蝸輪蝸桿機構，傳動比大，結構緊湊，傳動性平穩(wěn)，無噪聲，反形成具有自鎖性，但傳動效率低，磨損較嚴重，蝸桿軸向力大; 3) 齒輪的應用使整個傳動系統(tǒng)的傳動比減小; 4）整個機構簡單

14、，加工方便，節(jié)省成本。 第三章機構的設計 3.1 鉸鏈四桿機構的設計[5] 3.1.1 鉸鏈四桿機構的組成和基本形式 如圖3.1所示，鉸鏈四桿機構是由轉動副將各構件的頭尾聯(lián)接起的封閉四桿系統(tǒng)，并使其中一個構件固定而組成。被固定件4稱為機架，與機架直接鉸接的兩個構件1和3稱為連架桿，不直接與機架鉸接的構件2稱為連桿。連架桿如果能作整圈運動就稱為曲柄，否則就稱為搖桿。其類型可分為: 圖 3.1 鉸鏈四桿機構 1) 曲柄搖桿機構: 在鉸鏈四桿機構中,若兩個連架桿中的一個為曲柄,另一個為搖

15、桿, 則稱之為曲柄搖桿機構。 2) 雙曲柄機構: 在鉸鏈四桿機構中, 若兩個連架桿均為曲柄, 則稱為雙曲柄機構. 當兩曲柄的長度相等且平行 (即其他兩桿的長度也相等) 時, 稱為平行雙曲柄機構. 若雙曲柄機構的對邊桿長都相等, 但不平行, 則稱為反向雙曲柄機構。 3) 雙搖桿機構: 在鉸鏈四桿機構中, 若兩個連架桿均為搖桿, 則稱之為雙搖桿機構， 其中在電風扇搖頭裝置中用到了雙搖桿機構。 3.1.2平面雙搖桿機構的分類和極限位置分析 按組成它的各桿長度關系可分成兩類， 第一類是符合曲柄存在條件, 即符合格拉肖夫準則的四桿運動鏈, 而以其最短桿對邊的桿為機架組成的雙搖

16、桿機構。 第二類是不符合曲柄存在條件, 即最短桿與最長桿長度之和大于其余兩桿長度之和的四桿運動鏈, 以其任意一桿為機架構成的雙搖桿機構。 雙搖桿機構是鉸鏈四桿機構中常見的形式之一, 在機械中有特殊曲柄存在的條件,機構若成為雙搖桿機構, 可通過兩種途徑來實現(xiàn): (1) 各桿長度滿肖夫判別式, 即最短桿與最長桿長度之和小于或等于其它兩桿長度之和。且以最短桿的對邊為機架, 即可得到雙搖桿機構。根據(jù)低副運動的可逆性原則, 由于此時最短桿是雙整轉副件, 所以, 連桿與兩搖桿之間的轉動副仍為整轉副。因此搖桿的兩極限位置分別位于連桿(最短桿) 與另一搖桿的兩次共線位置, 即一次為連桿與搖桿重疊共線, 如

17、圖3.2 所示AB′C′D, 另一 次為連桿與搖桿的拉直共線即圖中所示ABCD。 搖桿的兩極限位置與曲柄搖桿機構中搖桿的極限位置的確定方法相同, 很容易找到。 圖 3.2 兩極限位置的確定 (2) 各桿長度不滿足格拉肖夫判別式, 即最短桿與最長桿長度之和大于其它兩桿長度之和。則無論哪個構件為機架機構均為雙搖桿機構。此時, 機構中沒有整轉副存在, 即兩搖桿與連架桿及連之間的相對轉動角度都小于360。 3.1.3 四桿位置和尺寸的確定 由電扇電動機轉速n=750r/min，電扇搖頭周期T=10s。電扇擺動角度ψ=100與急回系數(shù)k=1.03的設計要求, 可知,級位夾角

18、為180*(K-1)/(K+1)=2.6很小,視為0, 如圖3.3所示BC,CD共線, 先取搖桿LAB長為70, 確定AB的位置,然后讓搖桿AB逆時針旋轉100,即A′B′, 再確定機架AD的位置, 且LAD 取90, 注: AD 只能在搖桿AB, A′B′的同側。當桿AB處在左極限時, BC, CD共線, LBC 與 LCD 之和可以得出,即LBC+ LCD=131 ①, 當AB處在右極限時,即圖中A′B′的位置, 此時BC, CD重疊,即LC′D′- LB′C′=25 ② ,由①,②式可得LBC為53, LCD為78, B點的運動軌跡為圓弧B B′, LBC+LAD=143< LCD+

19、LAB=148 滿足格拉肖夫判別式, 且取最短桿BC的對邊AD為機架,符合第一類平面雙搖桿機構。 圖3.4 矢量法分析連桿角速度 確定四根桿長之后,畫出其一般位置如圖3.4所示, 此時可根據(jù)理論力學知識求出桿AB, BC, CD的速度,已知VAB=WABLAB=(100/180∏)*70=24.4mm/s, 在下圖小三角行中,可求出WBC=0.27Rad/s。 3.2 原動機的選擇和傳動比的分配[6] 3.2.1 原動機的選擇 電風扇的電動機大多數(shù)采用電容運轉式交流單相異步電動機，主要由定子、轉子、蓋等組成，其結構如圖3.5所示。 圖 3.5 電容式電動機結構

20、示意圖 其設計規(guī)定轉速 n=750r/min, 可得, w= 2∏ n = 78.5rad/s, 通過查手冊(見表3.1), 可選擇所需的原動機 代號 功率/w 轉速 /r*min-1 效率(%) 功率因數(shù) 堵轉轉矩額定轉矩 堵轉電流/A 聲功率級/Db(A) 機座 鐵心 級數(shù) 50 1 2 40 740 47 0.90 0.5 1.5 65 2 2 60 53 2.0 70 1 4 25 750 38 0.85 0.55 1.2 60 2 4 40 45 1.5

21、 表3.1 原動機的選擇 3.2.2 傳動比的分配 由上面可知連桿的角速度WBC=0.27Rad/s, 而電動機的角速度w= 78.5rad/s 所以 總傳動比 i = 290 由此可以把傳動比分配給蝸輪蝸桿與齒輪傳動, 其中,蝸渦輪蝸桿的傳動比i1=w1/w2 = 49 .齒輪的傳動比i2 = w2/w3 = 5.9 3.3 蝸輪蝸桿機構的結構特點[6] 3.3.1蝸輪蝸桿機構的結構特點 蝸輪蝸桿機構又稱蝸桿傳動機構, 由蝸桿及蝸輪組成, 主要用于傳遞兩交錯軸間的傳動及動

22、力的空間嚙合傳動裝置, 通常兩軸的交錯角為90。蝸桿是具有梯形螺紋或接近梯形螺紋的螺桿, 而蝸輪則是開式螺母, 所以蝸桿傳動可以看成為螺桿螺母的傳動。另外根據(jù)齒輪嚙合原理可知， 羅干傳動是由螺旋齒輪傳動演變而來的。 蝸桿傳動具有以下特點: 1) 傳動比大, 結構緊湊. 一般可實現(xiàn)i12=10—100,在不傳遞動力的分度機構中, i12可達500以上, 因此結構十分緊湊; 2) 傳動平穩(wěn), 無噪聲, 因嚙合時線接觸, 且具有螺旋機構的特點, 故其承載能力強; 3) 反行程具有自鎖性. 當蝸桿導程角γ1小于嚙合輪齒間的當量摩擦角時,機構反行程具有自鎖性, 即只能有蝸桿帶動蝸輪傳動, 而不

23、能有蝸輪帶動蝸桿運動; 4) 傳動效率較低, 磨損較嚴重。 3.3.2 蝸輪蝸桿機構的幾何尺寸計算 蝸桿軸向模數(shù) （蝸輪端面模數(shù)）m m = 1.25 傳動比 i i = 49 蝸桿頭數(shù) z1 z1 = 1 蝸輪齒數(shù) z2 z2 = i z1 = 49 蝸桿直徑系數(shù) （蝸桿特性系數(shù)）q q =d1/m = 16 蝸桿變位系數(shù) x2 x2 = a/m – (

24、d1+d2)/2m = -0.5 中心距 a a = (d1+d2+2x2m)/2 =40 蝸桿分度圓導程角 γ tanγ = z1/q = mz1/d1 =0.0625 蝸桿節(jié)圓柱導程角γ′ tanγ′ =z1/(q+2x2) = 0.0667 蝸桿軸向齒形角 α α =20（阿基米德圓柱蝸桿） 蝸桿(輪)法向齒形角αn tanαn = tanαcosγ=0.363 頂隙c

25、 c = c*m=0.2 X 1.25 = 0.25 蝸桿蝸輪齒頂高 ha1 ha2 ha1 = ha*m = 1/2(da1-d1) = 1 X 1.25 =1.25 ha2=m(ha*+x2)= 1/2(da2-d2) = 1.25(1-0.5) = 0.625 ( 一般ha* = 1) 蝸桿蝸輪齒根高 hf1 hf2 hf1 = (

26、ha*+c*)m =1/2(d1-df1) = (1+0.2)X1.25 = 1.5 hf2=1/2(d2-df2)=m(ha*-x2+c*) =1.25(1+0.5+0.2)=2.215 蝸桿蝸輪分度圓直徑 d1 d2 d1=qm=16X1.25=20 d2=mz2=2a-d1-2x2m=61.25 蝸桿蝸輪節(jié)圓直徑 d1′ d2′ d1′=(q+2x2)m=d1+2x2m=18.75

27、 d2′=61.25 蝸桿、齒頂圓直徑da1蝸輪喉圓直徑 da2 da1=(q+2)m=22.5 da2=(z2+2+2x2)m=62.5 da1=d1+2ha1=22.5 da2=d2+2ha2=62.5 蝸桿蝸輪齒根圓直徑 df1 df2 df1=d1-2

28、hf1=17 df2=d2-2hf2=57 蝸桿軸向齒距 px px=∏ m=3.925 蝸桿軸向齒厚 sx sx=0.5∏m=1.96 蝸桿法向齒厚 sn sn=sx cosγ=1.93 蝸桿分度圓法向旋齒高 hn1 hn1=m=1.25 蝸桿螺紋部分長度 l l>=(12+0.1z2)m=21.125 蝸輪

29、最大外圓直徑 da2 da2<=da2+2m=63.5 蝸輪輪圓寬b b=0.75da1=16.88 3.3.3 渦輪蝸桿建模 3.4 齒輪機構的設計[7] 3.4.1 齒輪機構的結構特點和選用原則 齒輪傳動與其他傳動機構相比, 有以下優(yōu)點: 1) 傳遞運動準確可靠, 傳遞的圓周速度范圍較大; 2) 傳遞功率范圍可從幾瓦到十萬千瓦; 3) 使用效率高,壽命長,結構緊湊; 4) 可傳遞在空間任意配置的兩軸之間的傳動。 根據(jù)齒輪傳動比i=5.9, 以及大小齒輪安裝位置, 小

30、齒輪的齒數(shù)小于17, 所用齒輪齒數(shù)較少, 標準齒輪不能滿足要求, 所以采用變位齒輪。 變位齒輪是在不改變齒輪基本參數(shù)(m、z、α) 的條件下, 切齒時只變動刀具與坯的相對位置而加工出來的齒輪, 在切制時, 刀具與被切齒輪間的相對運動關系和切制標準齒輪相同, 只是將刀具相對齒輪中心移近或離開一段距離xm, x稱為變位系數(shù), 此時加工出來的齒輪, 它們的基本參數(shù)(基圓、分度圓和齒形)不變, 但分度圓上的齒厚、齒間距、齒頂高和齒根高都和標準齒輪不同了。 3.4.2 齒輪機構的幾何尺寸計算 傳動比 i i=88/15=5.9 分度圓 d1 d2

31、 d1=mz1=7.5 d2=mz2=44 模數(shù) m1 m2 m1=d1/z1=7.5/15=0.5 m2=d2/m2=44/88=0.5 齒頂高 ha ha1=(ha*+x2)m=0.75 ha2=(ha*+x2)m=0.25 齒根高 hf hf1=(ha*+c*-x1)m=0.0425 hf2=(ha*+c*-x2)m=0.925 齒高 h h1=ha1+hf1=

32、1.175 h2=ha2+hf2=1.175 齒頂圓直徑 da da1=d1+2ha1=9 da2=d2+2ha2=44.5 齒根圓直徑 df df1=d1-2hf1=6.65 df2=d2-2hf2=42.15 中心距 a a=1/2(7.5+44)=25.75 基圓直徑 db db1=d1 cosα=7.1 db2=d2 cosα=41.3 齒頂圓壓力角αa αa1=arcos(db1/da1)=37.9 αa2=arco

33、s(db2/ba2)=21.86 齒寬 b b=12m=6 3.4.3 齒輪機構的建模 第四章 平面連桿機構的運動分析 4.1 概述 機構運動分析是不考慮引起機構運動的外力的影響, 而僅從幾何角度出發(fā), 根據(jù)已知的原動件的運動規(guī)律,確定機構其他構件上各點的位移(軌跡)、速度和加速度, 或構件的角位移、角速度和角加速度等運動參數(shù)。 無論是分析研究現(xiàn)有機械的工作性能, 還是優(yōu)化綜合新機械, 機構運動分析都是十分重要的。 4.2 平面連桿機構的運動分析[8] 平面機構運動分析的方法主要有圖解法和解析法。

34、圖解法概念清晰、形象直觀。隨著計算機技術技術和數(shù)值方法的發(fā)展, 不僅解析運算冗繁的困難得以解決, 而且采用電算解析法體現(xiàn)出運算速度快, 計算精度高的顯著優(yōu)勢。 但由于主動桿件是連桿, 所以本文從圖解法考慮, 主動桿2從極限位置如圖4.1所示開始, 順時針旋轉90,到達圖4.2位置,依次下去, 分析如下: 圖 4.1 運動分析的BC起始位置1 (1) 如上圖所示, AB處在左極限位置, 可以得到搖桿AB與機架AD夾角約為110, 用瞬心法求得WAB1/WBC=P12P42/P41P12=0Rad/s(P12與P42重

35、疊)。 圖 4.2 BC順時針旋轉90后的位置2 (2) 如上圖所示,BC逆時針旋轉90,可以得到搖桿AB與機架AD夾角為28, 用瞬心法求解得,WAB/WBC=P12P42/P41P12=32/70 由上面可知WBC=0.27Rad/s, 所以求得, WAB2=0.123Rad/s。 圖 4.3 BC繼續(xù)旋轉90后的位置3 (3) 如上圖所示, BC繼續(xù)旋轉90, 可以得到搖桿AB與機架AD夾角為11, 用

36、瞬心法求解得,WAB/WBC=P12P42/P41P12=0/70 所以, WAB3=0Rad/s。 圖 4.4 BC繼續(xù)旋轉90后的位置4 (4) 如上圖所示, BC繼續(xù)旋轉90, 可以得到搖桿AB與機架AD夾角為54, 用瞬心可知, WAB/WBC=P12P42/P41P12=55/70。由上面可知WBC=0.27Rad/s, 所以求得, WAB4=0.212Rad/s。 綜上所述, 由WBC=0.27Rad/s, 可求得, BC在每旋轉90時, 搖桿的角加速度大小與方向是不一樣的,

37、用矢量法求解, 在圖4.2中可得, a1=0.717,圖4.3中得, a2=-0.717, 圖4-4中得, a3=1.23。 這里主要介紹FLASH的制作過程： 1、 設置場景屬性如圖5.3 所示 圖 5.3 設置場景 2、 制作運動機構的各個元件，具體運動情況可觀看PROE的仿真。 （1） 繪制機架LAD=90如圖5.4所示: 圖5.4 機架 （2）蝸桿蝸輪機構，因為電動機固定在擺桿AB上，所以將它們作為一個元件,見圖5.5。 圖 5.5 蝸輪蝸桿

38、（3）大齒輪，因為大齒輪固定在連桿上，所以BC將它們作為一個元件，見圖5.6； 圖 5.6 大齒輪 （4）小齒輪見圖5.7 圖 5.7 小齒輪 （5）右面的搖桿CD，見圖5.8 圖 5.8 搖桿 3、 按照臺式電風扇搖頭機構各個狀態(tài)，各元件的不同位置擺放，建幀，除了幾個特殊位置，為了保證播放的連續(xù)性，還添加了幾幀。 圖 5.9 運動的幾種狀態(tài) 4、 為了能連續(xù)播放幾個周期，可以重復復制各

39、個幀。 5、 將影片導出。 由上可以看出，PRE 與FLASH 軟件相比較，前者的三維效果比較好，適用于立體機構的仿真， 但針對平面機構后者用起來更方便。 第五章 電風扇整體模型的建立 5.1 電風扇零件的模型建立 電風扇機座的模型建立： 扇葉模型的建立: 風扇罩模型的建立： 風扇連接模型的建立： 風扇罩連接模型的建立: 裝配體模型的建立： 爆炸圖分析： 第六章 參考文獻 《機械原理》 馮鑒，何俊，雷智翔，西南交通的學出版社 《機械設計》濮良貴，紀名剛，高等教育出版