台式风扇摇头机构设计及运动分析-

1、PAGE - 19 -PAGE 1 台式电风扇的摇头机构设计及运动分析摘 要本设计主要讨论台式电风扇的摇头机构设计以及用Pro/E来对风扇头进行造型设计。本文根据双摇杆机构的运动特性，将公交车上司机头顶上安装的固定式风扇改为摇摆式。此风扇的最大特点是打破了传统风扇的送风形式，具前后方向摇摆送风功能，风呈“波浪”状送出给司机以新的感受。尤其是炎热的夏天，可以降低司机的疲劳度，减少交通事故的发生，且此风扇的摇摆装置采用机械四杆机构（双摇杆），具有制造成本低，节能减耗，有利于环境保护。 关键词:摇头风扇；双摇杆机构；蜗轮；蜗杆传动。 AbstractThis thesis mainly discus

2、ses the oscillating mechanism design of the desktop fanner and . designed and created by using Pro/E for the fan blade arm. This text restructured the fixed fanner to swing fanner that is located above the bus drivers head height on the basis of the motion characteristic of double-rocker mechanism.

3、The best HYPERLINK /feature/ t _blank feature of this fanner is having broken the HYPERLINK /tradition/ t _blank traditional fanners air supply style and possessed fore-and-aft direction swing air supply function. And the wind HYPERLINK /assume/ t _blank assumes wavilness to sent out and give bus dr

4、iver a new feeling. Especially in hot summer, it can bring down bus drivers tire and cut down the traffic accident frequency. Also this fanners swing device used machinery four-bar linkage (double-rocker mechanism ) that possessed be cheaper to build ,energy-saving, environmental protection.Keywords

5、：oscillating fan；double-rocker mechanism；worm gear；worm drive目 录 TOC o 1-3 h z u HYPERLINK l _Toc232219325 引 言 PAGEREF _Toc232219325 h 1 HYPERLINK l _Toc232219326 第一章 设计原理及方案 PAGEREF _Toc232219326 h - 2 HYPERLINK l _Toc232219327 1.1设计要求 PAGEREF _Toc232219327 h - 2 HYPERLINK l _Toc232219328 1.2设计任务 P

6、AGEREF _Toc232219328 h - 2 HYPERLINK l _Toc232219329 1.3产品用途 PAGEREF _Toc232219329 h - 2 HYPERLINK l _Toc232219330 1.4风扇摇头部分设计原理 PAGEREF _Toc232219330 h - 3 HYPERLINK l _Toc232219331 第二章 设计步骤 PAGEREF _Toc232219331 h - 4 HYPERLINK l _Toc232219332 2.1电机选择 PAGEREF _Toc232219332 h - 4 HYPERLINK l _Toc23

7、2219333 2.2双摇杆机构设计 PAGEREF _Toc232219333 h - 4 HYPERLINK l _Toc232219334 2.2.1摇头机构主要组成部分 PAGEREF _Toc232219334 h - 4 HYPERLINK l _Toc232219335 2.2.2双摇杆机构长度设计 PAGEREF _Toc232219335 h - 4 HYPERLINK l _Toc232219336 2.3圆柱蜗杆传动的设计 PAGEREF _Toc232219336 h - 5 HYPERLINK l _Toc232219337 2.3.1 蜗杆传动的材料选择 PAGER

8、EF _Toc232219337 h - 5 HYPERLINK l _Toc232219338 2.3.2选择蜗杆头数和蜗轮齿数 PAGEREF _Toc232219338 h - 5 HYPERLINK l _Toc232219339 2.3.3确定蜗轮传递的转矩T2 PAGEREF _Toc232219339 h - 5 HYPERLINK l _Toc232219340 2.3.4确定许用接触应力 PAGEREF _Toc232219340 h - 5 HYPERLINK l _Toc232219341 2.3.5确定模数和蜗杆分度圆直径 PAGEREF _Toc232219341 h

9、 - 6 HYPERLINK l _Toc232219342 2.3.6计算蜗杆直径系数q和（螺旋线）导程角 PAGEREF _Toc232219342 h - 6 HYPERLINK l _Toc232219343 2.3.7按齿根弯曲强度校核 PAGEREF _Toc232219343 h - 6 HYPERLINK l _Toc232219344 2.3.8验算传动效率 PAGEREF _Toc232219344 h - 7 HYPERLINK l _Toc232219345 2.3.9热平衡计算 PAGEREF _Toc232219345 h - 8 HYPERLINK l _Toc2

10、32219346 2.4蜗杆轴的基本尺寸设计 PAGEREF _Toc232219346 h - 8 HYPERLINK l _Toc232219347 2.4.1初步估计蜗杆轴外伸段的直径 PAGEREF _Toc232219347 h - 9 HYPERLINK l _Toc232219348 2.4.2计算转矩 PAGEREF _Toc232219348 h - 9 HYPERLINK l _Toc232219349 2.4.3确定蜗杆轴外伸端直径、长度及跨度 PAGEREF _Toc232219349 h - 9 HYPERLINK l _Toc232219350 2.4.4确定键槽的

11、主要尺寸 PAGEREF _Toc232219350 h - 10 HYPERLINK l _Toc232219351 2.4.5选定轴的结构细节 PAGEREF _Toc232219351 h - 10 HYPERLINK l _Toc232219352 2.5蜗轮的结构设计 PAGEREF _Toc232219352 h - 10 HYPERLINK l _Toc232219353 2.6键联接和联轴器的选择及强度校核 PAGEREF _Toc232219353 h - 11 HYPERLINK l _Toc232219354 2.6.1联轴器的选择 PAGEREF _Toc2322193

12、54 h - 11 HYPERLINK l _Toc232219355 2.6.2联轴器的校核 PAGEREF _Toc232219355 h - 12 HYPERLINK l _Toc232219356 2.6.3键的选择 PAGEREF _Toc232219356 h - 12 HYPERLINK l _Toc232219357 2.6.4键的校核 PAGEREF _Toc232219357 h - 12 HYPERLINK l _Toc232219358 2.8深沟球轴承寿命计算 PAGEREF _Toc232219358 h - 13 HYPERLINK l _Toc232219359

13、 2.9扇叶及扇叶壳设计 PAGEREF _Toc232219359 h - 13 HYPERLINK l _Toc232219360 2.10箱体的结构设计 PAGEREF _Toc232219360 h - 14 HYPERLINK l _Toc232219361 第三章 运动分析 PAGEREF _Toc232219361 h - 16 HYPERLINK l _Toc232219362 3.1双摇杆机构运动分析 PAGEREF _Toc232219362 h - 16 HYPERLINK l _Toc232219363 3.1.1用解析法对双摇杆机构进行运动分析 PAGEREF _To

14、c232219363 h - 16 HYPERLINK l _Toc232219364 3.1.2用Proe/E对双摇杆机构进行运动分析 PAGEREF _Toc232219364 h - 19 HYPERLINK l _Toc232219365 3.2蜗轮蜗杆传动运动分析 PAGEREF _Toc232219365 h - 23 HYPERLINK l _Toc232219366 结论 PAGEREF _Toc232219366 h - 26 HYPERLINK l _Toc232219367 参考文献 PAGEREF _Toc232219367 h - 27 HYPERLINK l _To

15、c232219368 谢 辞 PAGEREF _Toc232219368 h - 28 HYPERLINK l _Toc232219369 附录：外文翻译 PAGEREF _Toc232219369 h - 29 PAGE - 35 -需要全套图纸等资料联系，QQ：1047713170引 言毕业设计不仅是这大学四年知识的汇集,同时也是对知识应用是否灵活准确的一次考核.为了熟练的使用书本上的知识,更好的将理论联系实际，并应用于实际，这次毕业设计我拿到了台式电风扇的摇头机构设计这个题目,它集合了多学科的知识,主要是涉及到机构、蜗轮和蜗杆方面的理论知识。通过本次设计，提高了独立使用查找各种所需手册的

16、能力，而且提高了自己亲自实践的能力，使我受益匪浅。在这次毕业设计的过程中，我认识到自己的许多不足之处，这是我从前未考虑过的，如不能灵活运用基础专业课中学的知识，理论知识掌握不牢固，理论联系实际不够，遇到具体问题分析思路混乱，解决问题困难，空间想象力差，理论上能运用的结构方式不知如何转换成实物等，这些都成了我设计中的绊脚石。虽然设计中遇到很多困难，但是在指导老师的热情帮助和耐心指导下，我边学边运用，边实践边积累，仍然有许多收获。对设计目的越来越明确，同时，我也认识到做任何事情光靠热情是不够的，还要有不断实践，失败了再实践，不断从失败中汲取经验，重新再来的精神。我想这些对每个人来说都是很重要的。在

17、学习、体会、忙碌与运用中，我的毕业设计结束了，它将为我以后的进一步学习与深造打下了坚实的基础。尽管我已经尽了自己最大努力去完成设计，但我深知设计中仍然还有许多不足之处，希望各位老师批评并指正。第一章 设计原理及方案1.1设计要求风扇的直径为300mm，电扇电动机转速n=1450r/min，电扇摇头周期T=10s。电扇摆动角度与急回系数k的设计要求及任务分配见表1。表1 台式电风扇摆头机构设计数据电扇摆角急回系数k951.0251.2设计任务按给定主要参数，拟定机械传动系统总体方案画出机构运动方案简图分配蜗轮蜗杆、齿轮传动比，确定它们的基本参数，设计计算几何尺寸确定电扇摇摆转动的平面连杆机构的运

18、动学尺寸，它应满足摆角及急回系数K条件下使最小传动角min最大。并对平面连杆机构进行运动分析，绘制运动线图，验算曲柄存在条件。编写设计计算说明书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实验验证1.3产品用途以往大型公交车上在司机师傅头顶上安装的风扇都是固定式的，风向单一，长时间吹会使司机头脑发昏，存在交通安全隐患。基于此问题，本文提出了新的方案，即将司机头顶上安装的固定式风扇改为摇摆式，此风扇的最大特点是打破了传统风扇的送风形式，具前后方向摇摆送风功能，风呈“波浪”状送出给司机以新的感受，尤其是炎热的夏天，可以降低司机的疲劳度，减少交通事故的发生，且此风扇的摇摆装置采用机械四杆机构（

19、双摇杆），具有制造成本低，节能减耗，有利于环境保护。 1.4风扇摇头部分设计原理在满足杆长条件（最短杆长度+最长杆长度其余两杆长度之和）的四杆机构中，如以最短杆为连杆，则机构为双摇杆机构。此机构中，由于连杆上的两个转动副都是周转副，故该连杆能相对于两连架杆做整周回转。本文所设计的风扇摇头机构就利用了它的这种运动特性。如下图1所示，在风扇轴上装有蜗杆，电机带动风扇转动时蜗杆带动蜗轮（即连杆AB）回转，使连架杆AC及固装于该杆上的风扇壳体绕C往复摆动，以实现风扇的摇头。 图1-1 风扇装置简图第二章 设计步骤2.1电机选择摇头电风扇采用微型同步电动机(下简称微电机)，具转速稳定、可任意转向、输出力

20、矩大、转速低，易于控电制等特点。安装在电风扇主电机附近，通过绞链四杆机构控制扇头的摇摆，使风扇在二维空间中摇头送风。 额定功率：0.004(kw) 额定电压：12(V) 额定转速：3-5(rpm) 外形尺寸：80（mm）2.2双摇杆机构设计2.2.1摇头机构主要组成部分 如下图2所示，由图可知，风扇的摇头机构主要由以下几部分组成： 图2-1 风扇摇头装置简图a蜗轮； b蜗杆； c 扇叶； d四杆机构；e电机；f蜗杆轴2.2.2双摇杆机构长度设计如图2所示，解析法确定各杆长度如下：L1=168mmL2=86mmL3=150mmL4=116mm2.3圆柱蜗杆传动的设计闭式蜗杆输入功率P1=40W,

21、蜗杆转速n1=1600r/min,传动比i=39，载荷平稳，单班制工作，预期使用寿命5年。2.3.1 蜗杆传动的材料选择由于蜗杆传动的特点，蜗杆副的材料不仅要求有足够的强度，而更重要的是要有良好的减摩耐磨性能和抗胶合的能力。因此常采用青铜作蜗轮的齿圈，与淬硬磨削的钢制蜗杆相配。蜗杆一般采用碳素钢或合金钢制造，要求齿面光洁并具有较高的硬度。本设计蜗杆采用45碳素钢调质处理（硬度为230250HBS）。蜗轮采用铝青铜（ZCuAl10Fe3）有足够的强度，铸造性能好、耐冲击、价廉，但切削性能差、抗胶合性能较差，一般用于在6 m/s的传动。2.3.2选择蜗杆头数和蜗轮齿数 由参考表蜗杆头数z1，蜗轮齿

22、数z2推荐值查取蜗杆头数z1=1。蜗轮齿数z2=iz1=391=39，合乎要求。2.3.3确定蜗轮传递的转矩T2 估计效率，根据z1=1,取=0.82，T2= 2.3.4确定许用接触应力 应力循环次数N=60n2jLh=60701(55240)=4.368107 寿命系数 由表铸锡青铜蜗轮的基本许用接触应力查得基本许用接触应力=180Mpa 计算许用接触用力=KHN=1800.83=149.4Mpa2.3.5确定模数和蜗杆分度圆直径取载荷系数K=1.15，由参考机械设计基础（第二版） 陈立德主编式（11.10）可得 ，查表蜗杆基本参数，选取m2d1=800mm3,得m=3.15，d1=35.5

23、mm。蜗轮分度圆直径d2=mz2=3.1539=122.85mm中心距 ,故取a=80mm 2.3.6计算蜗杆直径系数q和（螺旋线）导程角设为蜗杆分度圆柱上的螺旋线导程角，由式式中，为蜗杆分度圆直径与模数的比值，称为蜗杆直径系数。所以，由上式解得 根据在两轴交错角为90的蜗杆传动中，蜗杆分度圆柱上的导程角应等于蜗轮分度圆柱上的螺旋角，且两者的旋向必须相同，即 2.3.7按齿根弯曲强度校核查表蜗轮材料的基本许用弯曲应力得蜗轮材料的基本许用弯曲应力为=46Mpa计算寿命系数K=计算许用弯曲用力=K=460.66Mpa=30Mpa计算齿根弯曲用力F查表蜗轮的齿形系数Y得Y=2.32,再由式（11.1

24、1），可得故齿根弯曲疲劳强度校核合格。2.3.8验算传动效率蜗杆分度圆速度为 查下表4-3-8当量摩擦系数fv和当量摩擦角v得：fv=0.016，v=0.92与原估计=0.82相近。附表2-3 当量摩擦系数和当量摩擦角蜗杆材料锡青铜无锡青铜蜗杆齿面硬度HRC45其他情况HRC45滑动速度vs m/sfff0.010.116.280.126.8400.1810.200.100.084.570.095.1400.137.400.500.0553.150.0653.7200.095.1401.000.0452.580.0553.1500.07402.000.03520.0452.5800.0553.

25、1503.000.0281.60.035200.0452.5804.000.0241.370.0311.7800.042.2905.000.0221.260.0291.6600.035208.000.0181.030.0261.4900.031.72010.00.0160.920.0241.37015.00.0140.80.0201.15024.00.0130.74o2.3.9热平衡计算箱体散热面积取室温t0=20,因通风散热条件较好，可取表面传热系数KS=15W/()由参考机械设计基础（第二版） 陈立德主编式（11.18）计算油温t1： 符合要求。 根据以上计算数据，列齿轮的几何参数表：表2

26、-4蜗杆、蜗轮的几何尺寸名称计算结果（mm）蜗杆蜗轮分度圆直径齿顶高齿根高齿顶圆直径齿根圆直径齿距径向间隙中心距a=0.5（）=0.5（）=802.4蜗杆轴的基本尺寸设计根据电动机的功率P=40w，满载转速为1600r/min，电动机直径，轴伸长E=130mm,轴上键槽为8640。2.4.1初步估计蜗杆轴外伸段的直径d=（0.81.2）=1624mm，取 d=20mm2.4.2计算转矩 由Tc、d根据机械课程设计简明手册表7-14可查得选用HL2号弹性柱销联轴器（2038）。2.4.3确定蜗杆轴外伸端直径、长度及跨度确定蜗杆轴外伸端直径为20mm。根据HL2号弹性柱销联轴器的结构尺寸确定蜗杆轴

27、外伸端直径为20mm的长度为35mm。为提高蜗杆轴的刚度，应尽量缩小支承跨距，可按L1=(0.91.1)da2公式计算 L=(0.91.1)130=（117143） 取L=135mm 由参考文献机械设计基础（下册）计算结果如下表2-4-5所示：表2-5蜗杆轴设计结果图中表注计算内容计算结果L1自定L1=131mmL2自定L2=20mmL3根据蜗轮查得L3=80mmL4自定L4=20mmL5根据联轴器L5=35mmD1根据风扇头定D1=20mmD2自定D2=27mmD3根据蜗轮而定D3=35.5mmD4自定D4=27mmD5由联轴器，并经校核得D5=20mm2.4.4确定键槽的主要尺寸在轴段上加

28、工出键槽，使键槽处于轴的同一圆柱母线上，键槽的长度比相应的轮毂宽度小约510mm，键槽宽度按轴段直径查手册得到。经查表键的主要尺寸得到：蜗杆轴上的键宽b为6mm，键高h为7mm，键长L为40mm。2.4.5选定轴的结构细节选定轴的结构细节如倒角、圆角、退刀槽等的尺寸。按设计结果画出轴的结构草图。图4.蜗杆轴结构图2.5蜗轮的结构设计蜗轮采用整体式结构，选用铝青铜（ZCuAl10Fe3）结构设计计算如下： 齿顶高：齿根高：分度圆直径： 齿顶圆直径： 齿根圆直径： 蜗轮最大外圆直径：，取蜗轮轮缘宽度： 其他尺寸根据结构而定，其结构图如下：图5-1蜗轮结构图2.6键联接和联轴器的选择及强度校核2.6

29、.1联轴器的选择在选择联轴器时，首先应根据工作条件和使用要求确定联轴器的类型，然后再根据联轴器所传递的转矩、转速和被连接轴的直径确定其结构尺寸。因为弹性柱销联轴器传递转矩的能力大、结构更简单、耐用性好，用于轴向窜动较大、正反转或启动频繁的场合。而弹性套柱销联轴器易磨损、寿命较短，故选用弹性柱销联轴器。查表弹性柱销联轴器可知蜗杆轴联接电动机选用HL1型号，联轴器的基本数据如下表：表2-6. 联轴器的基本数据型号公称扭矩/Nm许用转速/（r/min）轴孔直径（d1、d2）轴孔长度Y型J、J1、Z型铁钢mmLL1LHL11607100710016，18423042型号D质量/kg转动惯量/kgm2许

30、用补偿量径向Y轴向XmmmmHL19020.00640.150.52.6.2联轴器的校核联轴器的计算转矩可按下式计算：Tc=KT式中T为名义转矩，单位为Nm；Tc为计算转矩，单位为Nm；K为工作情况系数，由表联轴器和离合器的工作情况系数K得：K=1.4蜗杆轴与电动机之间的联轴器校核名义转矩T=9.48Nm，则Tc=1.49.48Nm=13.27Nm由上表知：额定转矩Tm=160Nm；许用转速n=7100 r/min。又Tc=13.27NmTm=160Nm；n=1600 r/minn=7100 r/min，所以选择该联轴器合适。图6-1联轴器简图2.6.3键的选择键应该选择平键A型，平键连接结构

31、简单、装卸方便，对中较好，故应用很广泛。根据轴径及查表键的主要尺寸可得：蜗杆轴联轴器端的键槽键宽b为4mm，键高h为6mm，键长L为15mm。输出轴最外端键槽键宽b为6mm，键高h为6mm，键长L为40mm。输出轴蜗轮端键槽键宽b为14mm，键高h为9mm，键长L为60mm。2.6.4键的校核对于键的校核，选择输出轴最外端的键进行校核，其他键同样的原理和步骤进行校核。平键连接的受力情况如下图所示： 图7-1平键示意图键的工作长度l=L-b=70-10=60mm。T为被固定零件传递的转矩，单位为Nmm；T=1.54105Nmm。由于键载荷性质为轻微冲击，经查表键连接的许用应力得：键连接中最弱材料

32、的许用挤压应力jy=100120MPa；又因此，选用该键是合适的。2.8深沟球轴承寿命计算根据芯轴的结构尺寸及其受力特点选用代号为30306的圆锥滚子轴承，径向载荷既为皮带的压轴力，预选额定寿命为20000h。轴向力为轴承本身派生的轴向力查表13-7得查手册得所以查表13-5得X=1，Y=0，所以 由此可得所以选用的轴承合适。2.9扇叶及扇叶壳设计 此部分利用Pro/E进行造型，见附录图8.扇头图2.10箱体的结构设计箱体是风扇中的一个重要部分，是被用来支承和固定轴系零件保证传动零件的正确啮合，使箱体内零件具有良好的润滑及密封，箱体的形状较为复杂，其重量占整个风扇总重量的一半以上，因此箱体结构

33、设计对风扇工作性能，制造工艺，材料消耗很重要及成本有很大影响，设计时必须全面考虑。（1）选材：基于以上原因，此电风扇的箱体材料采用了聚酯类可降解塑料。其特点是：由于其分子结构排列整齐，因而这种降解塑料的延展性大大提高，质量更加均匀，克服了普通降解塑料硬而脆的弱点，用途相当广泛。（2）箱体结构形式的选择：为了节省材料和减少箱体所占的空间，箱体外形采用了弧形结构，其简图如下图9所示：图10-1箱体结构第三章 运动分析3.1双摇杆机构运动分析3.1.1用解析法对双摇杆机构进行运动分析解析法是先建立机构的位置方程，然后将位置方程对时间求导得速度方程和加速度方程。由于所用的数学工具不同，解析的方法也不同

34、，本设计采用较为简便的复数矢量法。复数矢量法是将机构看成一个封闭矢量多边形，并用复数形式表示该机构的封闭矢量方程式，再将矢量方程式分别对所建立的直角坐标系取投影。下面介绍用矢量法建立位置方程和求解速度、加速度，从而实现对双摇杆机构的运动分析过程。 图3-1机构分析简图 （1）位置分析 将铰链四杆机构ABCD看作一封闭矢量多边形，各构建的矢量分别用、表示，该机构的封闭矢量方程式为 以复数形式表示为 （3-1）各矢量对X轴的角位移取逆时钟方向为正，反之为负。将式（3-1）按欧拉公式展开得按实部和虚部分别相等得 （3-2）消去 后得 （3-3）式中系数 又因 带入式（3-3）得 （3-4）解式（3-

35、4）得故同样将式（3-2）中消去，可得 （3-5）式中系数 解式（3-5）得因此上式中和都是 的函数，只要给定后，就可求得和 。当式中根号前的正负为“+”号时适用于图3中机构位置为ABCD的装配，为“-”号时适用于图3中机构位置为的装配。若根号内的数小于零，则表示机构相应的位置无法实现。（2）速度分析将式（3-1）对时间求导得 （3-6）等式两边同乘以，得按欧拉公式展开后取实部得 （3-7）式（3-6）两边同乘以，得同样取实部得 （3-8）各构件的角速度和角加速度均以逆时针转向为正，顺时针转向为负。（3）加速度分析 将式（3-6）对时间求导得 （3-9）上式两边同乘以，得取实部得 （3-10）

36、式（3-9）两边同乘以，得取实部可得 （3-11）角加速度的正负号表示角速度的变化趋势，角加速度与角速度同号时，表示加速；反之为减速。3.1.2用Proe/E对双摇杆机构进行运动分析该四杆机构为双摇杆机构，图中依次为机架，摇杆，连杆和摇杆。 HYPERLINK /photo/_MFPGcJj_Gi7DUcA07Wddg=/5389119904102615597.jpg t _blank 图3-2 Pro/E设计时的截屏图3-3图3-4图3-5 双摇杆机构中A点的位置、速度、加速度分析图图3-5 双摇杆机构中B点的位置、速度、加速度分析图图3-6 加速度分析结果图3-7速度分析结果图3-8 位置

37、分析结果 从上面的分析结果可以看出，双摇杆机构的摇摆运动比较平稳，适合用于风扇摇头装置。3.2蜗轮蜗杆传动运动分析 根据以上所定的蜗轮蜗杆数据用Pro/E画出装配图并对其进行运动分析，结果如下：图3-9蜗轮蜗杆装配图图3-10蜗轮蜗杆运动分析图图3-11蜗轮蜗杆运动分析结果 从上面的分析图及结果可以看出，蜗轮蜗杆传动比较平稳，符合设计要求，故可采用。由此设计出的总装图如下：图3-12结论本设计的主要特色就是为了探究用Pro/E如何对四杆机构及蜗杆传动的运动特性进行分析与仿真，探讨不同杆长组合对机构传动的影响。摇摆式电风扇，其结构原理简明，操作简单方便、结构新颖。该风扇可用于一般的家庭，又可用于

38、交通工具上。经过长时间的设计、计算与画图，设计终于完成了，在这次设计过程中，我学到了很多新知识，深深体会到机械专业知识的广博性与深厚性，没有好的专业基础，没有丰富的实践经验，在设计时是会遇到很多麻烦的。与此同时设计的构想和思路也是非常重要的，只有好的新颖的方案才能设计出符合实际符合大众的产品。对Pro/Engineer软件的运用与操作又有了进一步的熟练与提高，但还有很多不足的地方望老师批评指正。参考文献1孙桓，陈作模，葛文杰.机械原理M.北京：高等教育出版社.2006，5：30-672杨黎明等.机构选型与运动设计M.北京：国防工业出版社.2007，63Kirill Feldman， Micha

39、ela Fritz，Georg Hahner，Andreas Marti, Nicholas D.Spencer, Surface Forces,Surface Chemistry and TribologyJ. Tribology International,1998,31:99-105.4Fang-Jung Shiou Chao-Chang A. Chen Wen-Tu Li，Automated surface finishing of plastic injection mold steel with spherical grinding and ball burnishing proc

40、esses，Int J Adv Manuf Technol (2006) 28: 6166，DOI 10.1007/s00170-004-2328-85 黄纯颖等.机械创新设计M. 北京:高等教育出版社.2006，12：56-986机械设计手册编委会.机械设计手册M.北京:机械工业出版社.2007，8：43-477叶伟昌.机械工程及自动化简明设计手册（上册）M.北京:机械工业出版社.2006，68Kaushikkumar M. Patel , Suhas S. Joshi，Mechanics of machining of face-milling operation performed us

41、ing a self-propelled round insert milling cutter，Journal of Materials Processing Technology 171 (2006) 68769林龙震. Pro/ENGINEER基础设计M. 北京:电子工业出版社.2004，410二代龙震工作室. Pro/ENGINEER基础设计M. 北京:电子工业出版社.2008，811姜晓微，朱志伟，程宪春，张重盛. 多功能电风扇造型设计与研究M. 长春大学学报 HYPERLINK .1990 .第l8卷第5期.2008，l012 欧苏明.吊扇扇叶设计M. 维普资讯 . 1990年第4

42、期：13-14谢 辞时光荏苒，转眼间四年的大学生活就要结束了。四年中我不断成长着，成熟着。四年的学习生活让我学到了很多专业知识和做人的深刻道理。在这期间，无论是学习上、思想上、还是日常生活中，各位老师都给了我莫大的鼓舞和帮助。尤其是在四年之后的毕业设计过程中，我所选的课题不仅使我进一步掌握了机械及其相关知识，同时，使我理解了现代化机械行业中的自动化设计，这将对我以后的工作有很大的帮助。设计过程中，我的指导老师给予了我非常大的帮助，它提供了大量的设计资料，并耐心的讲解设计思路，和我一起讨论并解决一些设计上存在的问题，严格要求设计标准，使我能掌握和顺利完成对台式电风扇摆头装置的设计，在此我对系里的

43、所有老师和我的指导老师表示衷心的感谢！衷心的祝愿各位老师在今后的工作与生活中一切顺利！万事如意！ 附录：外文翻译基于注塑模具钢研磨和抛光工序的自动化表面处理摘要: 本文研究了注塑模具钢自动研磨与球面抛光加工工序的可能性，这种注塑模具钢PDS5的塑性曲面是在数控加工中心完成的。这项研究已经完成了磨削刀架的设计与制造。 最佳表面研磨参数是在钢铁PDS5 的加工中心测定的。对于PDS5注塑模具钢的最佳球面研磨参数是以下一系列的组合：研磨材料的磨料为粉红氧化铝，进给量500毫米/分钟，磨削深度20微米，磨削转速为18000RPM。用优化的参数进行表面研磨，表面粗糙度Ra值可由大约1.60微米改善至0.

44、35微米。 用球抛光工艺和参数优化抛光，可以进一步改善表面粗糙度Ra值从0.343微米至0.06微米左右。在模具内部曲面的测试部分，用最佳参数的表面研磨、抛光，曲面表面粗糙度就可以提高约2.15微米到0 0.07微米。关键词: 自动化表面处理，抛光，磨削加工，表面粗糙度，田口方法 一、引言:塑胶工程材料由于其重要特点,如耐化学腐蚀性、低密度、易于制造,并已日渐取代金属部件在工业中广泛应用。 注塑成型对于塑料制品是一个重要工艺。注塑模具的表面质量是设计的本质要求,因为它直接影响了塑胶产品的外观和性能。 加工工艺如球面研磨、抛光常用于改善表面光洁度。研磨工具(轮子)的安装已广泛用于传统模具的制造产

45、业。自动化表面研磨加工工具的几何模型将在1中介绍。自动化表面处理的球磨研磨工具将在2中得到示范和开发。 磨削速度, 磨削深度，进给速率和砂轮尺寸、研磨材料特性（如磨料粒度大小）是球形研磨工艺中主要的参数，如图1（球面研磨过程示意图）所示。注塑模具钢的球面研磨最优化参数目前尚未在文献得到确切的依据。 近年来 ，已经进行了一些研究，确定了球面抛光工艺的最优参数(图2) （球面抛光过程示意图）。 比如，人们发现, 用碳化钨球滚压的方法可以使工件表面的塑性变形减少,从而改善表面粗糙度、表面硬度、抗疲劳强度3,4,5,6。 抛光的工艺的过程是由加工中心 3,4和车床5,6共同完成的。对表面粗糙度有重大影

46、响的抛光工艺主要参数，主要是球或滚子材料，抛光力， 进给速率,抛光速度,润滑、抛光率及其他因素等。注塑模具钢PDS5的表面抛光的参数优化，分别结合了油脂润滑剂，碳化钨球,抛光速度200毫米/分钟,抛光力300牛， 40微米的进给量7。采用最佳参数进行表面研磨和球面抛光的深度为2.5微米。 通过抛光工艺，表面粗糙度可以改善大致为40%至90%3-7。 此项目研究的目的是，发展注塑模具钢的球形研磨和球面抛光工序，这种注塑模具钢的曲面实在加工中心完成的。表面光洁度的球研磨与球抛光的自动化流程工序，如图3所示。 我们开始自行设计和制造的球面研磨工具及加工中心的对刀装置。利用田口正交法，确定了表面球研磨

47、最佳参数。选择为田口L18型矩阵实验相应的四个因素和三个层次。 用最佳参数进行表面球研磨则适用于一个曲面表面光洁度要求较高的注塑模具。 为了改善表面粗糙, 利用最佳球面抛光工艺参数，再进行对表层打磨。PDS试样的设计与制造选择最佳矩阵实验因子确定最佳参数实施实验分析并确定最佳因子进行表面抛光应用最佳参数加工曲面测量试样的表面粗糙度球研磨和抛光装置的设计与制造图3自动球面研磨与抛光工序的流程图二、球研磨的设计和对准装置:实施过程中可能出现的曲面的球研磨,研磨球的中心应和加工中心的Z轴相一致。 球面研磨工具的安装及调整装置的设计，如图4（球面研磨工具及其调整装置）所示。电动磨床展开了两个具有可调支

48、撑螺丝的刀架。磨床中心正好与具有辅助作用的圆锥槽线配合。 拥有磨床的球接轨,当两个可调支撑螺丝被收紧时，其后的对准部件就可以拆除。研磨球中心坐标偏差约为5微米, 这是衡量一个数控坐标测量机性能的重要标准。 机床的机械振动力是被螺旋弹簧所吸收。球形研磨球和抛光工具的安装，如图5（a. 球面研磨工具的图片. b.球抛光工具的图片）所示。为使球面磨削加工和抛光加工的进行，主轴通过球锁机制而被锁定。 三、矩阵实验的规划3.1田口正交表:利用矩阵实验田口正交法，可以确定参数的有影响程度8. 为了配合上述球面研磨参数，该材料磨料的研磨球(直径10毫米),进给速率，研磨深度,在次研究中电气磨床被假定为四个因

49、素(参数)，指定为从A到D（见表1实验因素和水平）。三个层次(程度)的因素涵盖了不同的范围特征,并用了数字1、2、3标明。挑选三类磨料,即碳化硅(SiC),白色氧化铝(Al2O3,WA),粉红氧化铝(Al2O3, PA)来研究. 这三个数值的大小取决于每个因素实验结果。选定L18型正交矩阵进行实验，进而研究四三级因素的球形研磨过程。3.2数据分析的界定: 工程设计问题,可以分为较小而好的类型,象征性最好类型,大而好类型，目标取向类型等8。 信噪比(S/N)的比值，常作为目标函数来优化产品或者工艺设计。 被加工面的表面粗糙度值经过适当地组合磨削参数，应小于原来的未加工表面。 因此,球面研磨过程属

50、于工程问题中的小而好类型。这里的信噪比（S/N）,按下列公式定义8: =10 log （平方等于质量特性)=10 log这里，y不同噪声条件下所观察的质量特性n实验次数从每个L18型正交实验得到的信噪比（S/N）数据，经计算后，运用差异分析技术(变异)和歼比检验来测定每一个主要的因素 8。 优化小而好类型的工程问题问题更是尽量使最大而定。各级选择的最大化将对最终的因素有重大影响。 最优条件可视研磨球而待定。 四、实验工作和结果: 这项研究使用的材料是PDS5工具钢(相当于艾西塑胶模具)9， 它常用于大型注塑模具产品在国内汽车零件领域和国内设备。 该材料的硬度约HRC33(HS46)9。 具体好处之一是, 由于其特殊的热处理前处理，模具可直