畢業(yè)設計（論文）-臺式電風扇搖頭裝置機構設計

PAGEPAGEi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,主要是現有的電風扇搖頭裝置中平面搖桿機構，包括平面搖桿機構的結構、工作原理、設計原理、設計原則；其次根據已知原動機的轉速,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,根據傳動比確定它們的基本參數，設計計算幾何尺寸,再次采用圖解法,根據已知條件(極位夾角,搖桿速度等)設計平面四桿機構,然后在Adams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，通過圖解法研究各桿件的運動,進行運動分析,最后總結了電風扇的未來展望。關鍵詞：平面搖桿機構,蝸輪蝸桿,齒輪傳動,運動分析,動態(tài)演示全套圖紙加V信153893706或扣3346389411PAGE30-目錄摘要 i第一章 引言 -1-1.1電風扇發(fā)展現狀和前景展望 -1-1.2電風扇的結構與工作原理 -1-1.2.1電風扇的結構 -1-1.2.2電風扇工作原理 -2-第二章電風扇搖頭機構的設計 -3-2.1電風扇搖頭機構設計概述 -3-2.2電風扇搖頭裝置設計原則[1] -3-2.3電風扇搖頭裝置方案擬定[2] -3-2.3.1方案1(離合式搖頭機構) -3-2.3.2方案2(锨撥式搖頭機構) -4-2.3.3方案3(平面連桿搖頭機構)[3] -5-2.3.4方案Ⅳ(另一種平面連桿搖頭機構)[4] -5-2.3.5對比分析選擇方案 -6-2.4功能分解 -6-3.1鉸鏈四桿機構的設計 -8-3.1.1鉸鏈四桿機構的組成和基本形式 -8-3.1.2平面雙搖桿機構的分類和極限位置分析 -8-3.1.3四桿位置和尺寸的確定 -9-3.2傳動部分設計 -10-3.2.1傳動比的分配 -10-3.2.2蝸輪蝸桿機構 -10-3.3.2蝸輪蝸桿機構的幾何尺寸計算 -11-3.3.3齒輪機構選用原則 -12-3.3.4齒輪機構的幾何尺寸計算 -12-第四章平面連桿機構的運動分析 -13-4.1概述 -13-4.2平面連桿機構的運動分析 -13-4.3位置分析 -13-第五章機構運動仿真的總體分析 -15-5.1Solidworks計算機動態(tài)演示 -15-5.2基于ANSYS的受力分析 -16-5.2.1ANSYSworkbench主要分析步驟 -17-5.2.2分析過程 -18-5.3基于ANSYS的模態(tài)分析 -20-5.3.1模態(tài)分析基本理論 -20-5.3.2分析過程 -21-5.4基于ADAMS的運動分析 -22-5.4.1前處理設置定義 -22-5.4.2結果分析 -24-第六章總結與展望 -26-參考文獻 -27-致謝 -28-引言1.1電風扇發(fā)展現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?？税l(fā)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象十分嚴重，嚴重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。

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、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、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1450r/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?？梢杂卸喾N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1(離合式搖頭機構)該方案如圖所示圖2.1離合式搖頭機構該方案(見圖2.1)主要特點：（1）是離合式搖頭機構，結構簡單;（2）不具有急回作用;（3）不能承載較大載荷;（4）嚙合軸做變速往復運動，特別在空行程中，角速度有較劇烈的變化，使搖頭直齒輪受到很大的慣性沖擊和震動。2.3.2方案2(锨撥式搖頭機構)該方案(見圖2.2)主要特點：（1）是锨撥式機構，結構較前述方案簡單;（2）不具有急回作用;（3）不能承載較大載荷。圖2.2锨撥式搖頭機構2.3.3方案3(平面連桿搖頭機構)[3]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，實現一臺電動機同時驅動扇葉和搖頭機構。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。2.3.4方案Ⅳ(另一種平面連桿搖頭機構)[4]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Ⅳ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Ⅲ的特點。2.3.5對比分析選擇方案根據前述要求，電風扇的應作繞一點的往復擺動，且在工作周期中有急回特性。驅動方式為電機驅動，利用《機械原理課程設計指導書》中的表2.1與表2.2的設計目錄，分別選擇相應的機構，以實現各項功能。由于要實現大傳動比，且受到電風扇機殼體積大小的限制，結合《機械原理課程設計指導書》第155頁的附錄2，減速機構可選用蝸輪蝸桿機構與直齒圓柱齒輪機構的組合機構。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Ⅳ,原因如下: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，加工方便，節(jié)省成本。2.4功能分解電風扇的工作原理是將電風扇的送風區(qū)域進行周期性變換，達到增大送風區(qū)域的目的。顯然，為了完成電風扇的擺頭動作，需實現下列運動功能要求：左右擺動有三個基本運動：運動軸線變換、傳動比降低和周期性擺動。還要滿足傳動性能要求，風扇需要轉換傳動軸線和改變轉速，因此需要設計相應的齒輪系機構。改變電風扇的送風區(qū)域時，在急回系數K＝1.01、擺動角度Ψ=80°的要求下，盡量保持運動的平穩(wěn)轉換和減小機構間的摩擦，運動循環(huán)圖如下:圖SEQ圖\*ARABIC1運動循環(huán)圖

第三章

機構的設計3.1鉸鏈四桿機構的設計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:(1)各桿長度滿足肖夫判別式,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圖3.3極為位夾角為0°的兩極限位置由電扇電動機轉速n=1450r/min，電扇搖頭周期T=10s。電扇擺動角度ψ=80o與急回系數k=1.01的設計要求,可知,急位夾角為180°*(K-1)/(K+1)=0.9°很小,視為0°,如圖3.3所示BC,CD共線,先取搖桿LAB長為260,確定AB的位置,然后讓搖桿AB逆時針旋轉80°,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=309.1①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′=263②,由①,②式可得LBC為23,LCD為286.1,B點的運動軌跡為圓弧BB′.LBC+LcD=305.25<LAD+LAB=306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。3.2傳動部分設計3.2.1傳動比的分配電風扇的電動機大多數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。其設計規(guī)定轉速n=1450r/min,搖頭周期T=10s，可得減速機構采用二級轉速，由此可以把傳動比分配給蝸輪蝸桿與齒輪傳動,其中,第一級蝸渦輪蝸桿的傳動比i1=w1/w2=75，第二級齒輪的傳動比i2=w2/w3=3.2.2蝸輪蝸桿機構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。蝸桿傳動具有以下特點:1)傳動比大,結構緊湊.一般可實現i12=10~100;2)傳動平穩(wěn),無噪聲,其承載能力強;3)反行程具有自鎖性.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（蝸輪端面模數）mm=2傳動比ii=75蝸桿頭數z1z1=1蝸輪齒數z2z2=iz1=75蝸桿直徑系數（蝸桿特性系數）qq=d1/m=9中心距aa=(d1+d2)/2=84蝸桿分度圓導程角γγ=arctan（z1/q）=mz1/d1=6.34°蝸桿節(jié)圓柱導程角γ′γ′=arctan（z1/(q+2x2)）=20.94°蝸桿軸向齒形角αα=20°（阿基米德圓柱蝸桿）蝸桿(輪)法向齒形角αntanαn=tanαcosγ=0.363頂隙cc=c*m=0.2×2=0.4蝸桿蝸輪齒頂高ha1ha2ha1=ha2=ha*m=1/2(da1-d1)=1×2=2(一般ha*=1)蝸桿蝸輪齒根高hf1hf2hf1=hf2=(ha*+c*)m=1/2(d1-df1)蝸桿蝸輪分度圓直徑d1d2d1=qm=9×2=18d2=mz2=150蝸桿蝸輪節(jié)圓直徑d1′d2′d1′=q+m=18d2′=150蝸桿、齒頂圓直徑da1蝸輪喉圓直徑da2da1=d1+2ha1=22da2=d2+2ha2=154蝸桿蝸輪齒根圓直徑df1df2df1=d1-2hf1=13df2=d2-2hf2=145蝸桿軸向齒距pxpx=m=6.283蝸桿軸向齒厚sxsx=0.5m=3.1415蝸桿分度圓法向旋齒高hn1hn1=m=2蝸輪最大外圓直徑da2da2<=da2+1.5m=157蝸輪齒寬bb=0.75da1=15.43.3.3齒輪機構選用原則齒輪傳動與其他傳動機構相比,有以下優(yōu)點:傳遞運動準確可靠,傳遞的圓周速度范圍較大;傳遞功率范圍可從幾瓦到十萬千瓦;使用效率高,壽命長,結構緊湊;可傳遞在空間任意配置的兩軸之間的傳動。根據齒輪傳動比i=,以及大小齒輪安裝位置,小齒輪的齒數小于17容易發(fā)生根切，所以選擇小齒輪齒數為18.3.3.4齒輪機構的幾何尺寸計算分度圓d1d2d1=mz1=36d2=mz2=116齒頂高haha1=ha2==ha*m=2齒根高hfhf1=hf2=(ha*+c*)m=2.5齒高hh1=h2==ha1+hf1=4.5齒頂圓直徑dada1=d1+2ha1=40da2=d2+2ha2=120齒根圓直徑dfdf1=d1-2hf1=31df2=d2-2hf2=111中心距aa=1/2(36+116)=76基圓直徑dbdb1=d1cosα=33.8db2=d2cosα=109齒寬bb1=15mb2=18m

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。無論是分析研究現有機械的工作性能,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平面機構運動分析的方法主要有圖解法和解析法。圖解法概念清晰、形象直觀。隨著計算機技術技術和數值方法的發(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出運算速度快,計算精度高的顯著優(yōu)勢。同時經過減速后構件2連桿的速度也是定值確定四根桿長之后,可知VAB=WABLAB=(80°/180)*260=363mm/s,可得構件2頂點C的速度由于電動機的轉速是恒定的，可得出渦輪的轉速也是恒定的，故構件2的上B點的角加速度，故桿2上頂點c的切向加速度為0，只有法向加速度：4.3位置分析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130°,用瞬心法求得WAB1/WBC=P12P42/P41P12=0Rad/s(P12與P42重疊)。圖4.2BC順時針旋轉90°后的位置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39.5°,用瞬心法求解得,WAB/WBC=P12P42/P41P12=333.2/260，由上面可知WBC=0.628Rad/s,所以求得,WAB=0.8Rad/s。此時角加速度第五章機構運動仿真的總體分析5.1Solidworks計算機動態(tài)演示首先，畫出各個機構的零件，其次，將零件組裝，再給各個機構仿真。1）建立四桿機構的仿真如圖5.1所示，四桿機構是實現搖頭的關鍵。同時為了齒輪、蝸輪蝸桿等的傳動布置以及風扇等結構，將四缸機構制作成如下機架。圖5.1四桿機構運動仿真2）建立減速機構的仿真如圖5.2所示，減速機構包括蝸輪蝸桿機構，齒輪機構。圖5.2減速機構運動仿真通過Solidworks將以上的各個運動副總體運動仿真，下面應用FLASH演示臺式電風扇的搖頭機構。制作運動機構的各個元件，具體運動情況可觀看Solidworks的仿真，通過對蝸桿軸施加旋轉馬達驅動，觀察其運動狀態(tài)。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。圖5.9運動的幾種狀態(tài)如上為風扇搖頭的左右極限位置模擬，看見三維效果比較好，適用于立體機構的仿真。5.2基于ANSYS的受力分析由于風扇的支架承受大部分零件、傳動系統(tǒng)的重量，所以其承受能力是非常重要進行考慮的，否則支架容易發(fā)生磨損、坍塌等現象。利用solidworks軟件將材料設定為普通碳鋼，將機架部分進行壓縮，初步估算零部件的總體重量。整體重量約9.5千克，考慮其受力不均的影響，將其認為為15千克力加載在支架上。通過將模型轉成x_t格式文檔，導入ansys軟件中。5.2.1ANSYSworkbench主要分析步驟定義幾何模型在有限元分析中，有兩種方法可以建立幾何模型。一種是在其他軟件中建立所需的三維模型，然后將其轉換為x-t格式，并導入相應ANSYSworkbench的仿真模塊進行有限元分析；二是直接建立ansysworkbench軟件所需的仿真模型。兩種方法都能滿足用戶的需求，用戶可以根據自己的需求進行合理的設計。網格單元劃分進行ANSYSworkbench有限元仿真時，需要對仿真的結構進行合理的網格單元劃分，以保證仿真結果的真實性和準確性。比較常用的劃分網格單元的方法有兩種形式，一是選擇自動劃分的方法，此時計算機數值模擬系統(tǒng)會根據輸入模型的尺寸和配合形式進行合理的自動劃分，用戶不用考慮不同零部件的單獨劃分；第二，選擇不同形態(tài)的網格單元。例如四邊形單元、六邊形單元、多邊形單元等，根據結構的復雜性和協(xié)作關系，不同部分的單元劃分不同。施加邊界條件ANSYSworkbench在完成網格劃分后需要對模型施加邊界條件，以確保仿真結構是最真實的模擬其所承受的工況條件，主要的邊界條件包括力、載荷、加速度、約束等等，這也是為后續(xù)求解奠定了基礎。求解求解是有限元仿真的最后一步，也是至關重要的一步，通過設置需要仿真的參數可以得到相應的仿真結果，主要仿真參數包括整體變形、應力、應變、安全系數等等，用戶可以直觀的看到模型在不同工況條件下的仿真分析結果。在有限元分析中，在其他軟件中建立所需的三維模型，然后將其轉換為x-t格式，并導入相應ANSYSworkbench的仿真模塊進行有限元分析.5.2.2分析過程支架的材料設置為45鋼，材料的彈性模量、泊松比和密度如表5.1所示。表5.1鋼軌材料屬性參數材料彈性模量泊松比密度45209GPa0.2697890kg/m3網格單元劃分。設置好支架材料后，雙擊主界面Geometry，然后點擊Generate按鈕，可以看到導入進去的支架模型，如圖所示。雙擊主界面Modal，設置支架的網格劃分方法為自動劃分，網格單元的大小設置為默認尺寸，相關度設置為100。網格劃分的單元個數為5527，節(jié)點數為10762，支架網格劃分結構如圖4-3所示。對底面施加固定約束，對頂部支架的機架板和孔壁分別施加150N的載荷大小，后處理結果。對支架的機架板結構進行有限元靜力分析，得到支架的整體變形、應力，其仿真結果如下所示。頂板施加載荷由圖可知，支架的最大應力發(fā)生在頂部橫梁的位置，其最大應力為28.8MPa，因為選擇的材料是45強，所以根據數據，45強的最小屈服應力是355MPa。28.8MPa<355MPa，最大應力遠小于屈服應力，支架設計強度滿足設計要求，如圖所示，支架最大變形發(fā)生在頭部（受力處），支架中間部分變形幾乎相同，其最大變形均為0.06mm，變形量相對于支架本身的尺寸可以忽略不計。因此，支架強度和剛度符合設計要求。支架變形位移分析結果支架應力分析結果孔壁施加載荷由圖可知，支架的最大應力發(fā)生在頂部橫梁與孔壁頭部的位置，其最大應力為68.764MPa，因為選擇的材料是45強，所以根據數據，45強的最小屈服應力是355MPa。68.764MPa<355MPa，最大應力遠小于屈服應力，支架設計強度滿足設計要求，如圖所示，支架最大變形發(fā)生在頭部（受力處），支架中間部分變形幾乎相同，其最大變形均為0.1693mm，變形量相對于支架本身的尺寸可以忽略不計。因此，支架強度和剛度符合設計要求。支架變形位移分析結果支架應力分析結果5.3基于ANSYS的模態(tài)分析5.3.1模態(tài)分析基本理論（1）模態(tài)分析理論根據振動理論，多自由度系統(tǒng)將一定固有頻率振動時的振動形式稱為模態(tài)，此時系統(tǒng)各點的位置具有一定的比例關系，稱之為固有振動模式，無論使用何種阻尼，機械結構的對外力響應都是固有頻率的響應。由有頻率、阻尼比和振型等模式參數組成各階模式。模態(tài)分析是結構振動特性設計的核心，它主要適用于復雜結構的多自由度系統(tǒng)，也是結構動力學研究的重要分析方法，其核心內容是固有頻率，確定阻尼比和振型等模態(tài)參數來描述結構系統(tǒng)的特性，了解結構固有頻率，在設計和改進過程中可以發(fā)生共振，同時可以得到彎曲和扭轉剛度的分布情況。構架模態(tài)分析的意義為了使與結構連接的零件正常工作，結構必須具有一定的剛度。結構強度應與彈簧裝置的強度結合考慮，以獲得良好的驅動性能。在結構的設計和分析中，一般通過模態(tài)分析來研究結構的剛度，結構的模態(tài)計算為新型軌道結構的設計和改造提供了非常重要的理論依據。通過模態(tài)分析可以測試實際頻率，比較和診斷結構的故障和風險。固有頻率是系統(tǒng)的固有特性，它只涉及系統(tǒng)本身的質量和剛度。系統(tǒng)的慣性力和阻尼力與模態(tài)分析的動力學方程密切相關。平衡方程如下。（5-1）式中:——結構質量陣；——結構阻尼陣；——結構剛度陣；——結構的載量；——加速度列量；——速度列變量；——位移列變量。模態(tài)分析的基本步驟如下：（1）建立有限元模型；（2）定義邊界條件并施加載荷；（3）進行設置，擴展模態(tài)并求解；（4）觀察結果和后處理。模式分析的典型定義是將線性定常系統(tǒng)振動微分方程中的物理坐標變換為模態(tài)坐標，并將形成模態(tài)坐標和模態(tài)參數描述的獨立方程，從而獲得系統(tǒng)的模態(tài)參數，坐標變換的轉換矩陣是模態(tài)矩陣，每列是模態(tài)陣型。5.3.2分析過程本章主要是對風扇的搖頭機構進行模態(tài)分析，以此來驗證搖頭機構在正常工作過程中具有較好的振動特性，不會發(fā)生共振的現象，搖頭機構的六階模態(tài)分析結果如圖所示。（a）第一階振型（b)第二階振型(c)第三階振型(d)第四階振型(e)第五階振型(f)第六階振型通過六階模態(tài)分析完成了風扇的搖頭機構的有限元模態(tài)分析，得出風扇的搖頭機構的一階固有頻率為390.14hz，其工作頻率與固有頻率相差甚遠。因此，風扇的搖頭機構在工作過程中不會產生共振，證明了設計的合理性。5.4基于ADAMS的運動分析5.4.1前處理設置定義將三維模型存為x_t格式存入Adams中，由提前定義好的裝配關系，約束條件同樣也會存入Adams中，方便進行編輯。首先通過布爾操作將零件進行處理、刪除、更名等，然后以中間支架作為承載齒輪副共同速度標記點的載體，分別施加其與蝸桿、渦輪、大齒輪的轉動副，同時對于連桿機構施加底部支架與中間支架、搖桿及搖桿與連桿的轉動副，對于支架施加固定副使其充當大地，然后對其中零件具有共同轉動的（通過鍵、過盈配合連接的零件）施加固定副，完成對風扇搖頭機構的設置。如下：對于蝸桿軸施加轉速為1450r/min的勻速驅動，將其轉為角速度的大小，即303.6°/s，然后以兩個周期20s進行運動仿真：通過ADAMS的后處理分析，可以通過在指定點施加指定形式的測量可得，根據前文的研究，建立本文的機構原理簡圖：5.4.2結果分析首先觀察風扇中心點的位移變化與角速度，中心點的位置控制在3mm之內，隨著一個搖頭周期，呈現兩次上升兩次下降的趨勢，同時可見中心點的角速度大小約在5.3rad/s左右上下波動，隨著風扇從右極限位置轉動到左極限位置，角速度先下降后上升然后再下降，同時隨搖頭運動呈現周期性變化。位移變化曲線