臺式電風扇搖頭裝置 ——北京交通大學機械原理課程設計 組長：任思遠 組員：陶哲承 王宇 指導老師：張英 2012-5-6 臺式電風扇搖頭裝置 一、設計題目及原始數(shù)據(jù) 設計臺式電風扇擺頭裝置,風扇的直徑為Ф300mm，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與急回系數(shù)k 的設計要求及任務分配見下表。 臺式電風扇擺頭機構設計數(shù)據(jù)表 方案號 電扇擺角ψ 急回系數(shù)k 方案號 電扇擺角ψ 急回系數(shù)k A 80 1.01 D 95 1.025 B 85 1.015 E 100 1.03 C 90 1,.02 F 105 1.05 二、設計方案提示 常見的搖頭機構有杠桿式、滑板式和撳拔式等。本設計可采用平面連桿機構實現(xiàn)。由裝 在電動機主軸尾部的蝸桿帶動蝸輪旋轉，蝸輪和小齒輪做成一體，小齒輪帶動大齒輪，大齒 輪與鉸鏈四桿機構的連桿做成一體，并以鉸鏈四桿機構的連桿作為原動件，則機架、兩個連 架桿都作擺動，其中一個連架桿相對于機架的擺動即是搖頭動作。機架可取80～90mm。 三、設計任務 1.按給定主要參數(shù)，擬定機械傳動系統(tǒng)總體方案，并在圖紙上畫出傳動系統(tǒng)圖； 2.畫出機構運動方案簡圖和運動循環(huán)圖； 3. 分配蝸輪蝸桿、齒輪傳動比，確定它們的基本參數(shù)，設計計算幾何尺寸; 4. 解析法確定平面連桿機構的運動學尺寸，它應滿足擺角ψ及行程速比系數(shù)k。并對 平面連桿機構進行運動分析，繪制運動線圖。驗算曲柄存在條件，驗算最小傳動角（最大壓 力角）； 5.提出調(diào)節(jié)擺角的結構方案，并進行分析計算； 6.編寫設計計算說明書； 7.學生可進一步完成臺式電風扇搖頭機構的計算機動態(tài)演示驗證。 前言 進入二十一世紀以來，市場愈加需要各種各樣性能優(yōu)良、質(zhì)量可靠、價格可靠、效率高、能耗低的機械產(chǎn)品，而決定產(chǎn)品性能、質(zhì)量、水平、市場競爭能力和經(jīng)濟效益的重要環(huán)節(jié)是產(chǎn)品設計。機械產(chǎn)品設計中，首要任務是進行機械運動方案的設計和構思、各種傳動機構和執(zhí)行機構的選用和創(chuàng)新設計。 機械理課程設計能夠培養(yǎng)機械類專業(yè)學生的創(chuàng)新能力，是學生綜合應用機械原理課程所學理論知識和技能解決問題，獲得工程技術訓練必不可少的實踐性教學環(huán)節(jié)。 我們組的設計題目是臺式電風扇搖頭裝置，通過對設計任務的討論分析，功能上要求完成左右搖擺和上下仰俯運動。要完成這些功能需要有主動裝置、減速裝置、輪軸轉換、四連桿裝置。針對這些裝置我們先選用了許多種機構并經(jīng)過分析組裝成了四種方案，經(jīng)過仔細的分析評價，最后選擇了最合適的方案。 目錄 前言………………………………………………………………………………………… 1 目錄………………………………………………………………………………………… 2 1.設計題目…………………………………………………………………………………3 2.設計任務…………………………………………………………………………………3 3.功能分解…………………………………………………………………………………3 4. 機構選用……………………………………………………………………………… 3 4.1減速機構選用……………………………………………………………………………3 4.1.1齒輪傳動………………………………………………………………………………3 4.2傳動軸線變換選用………………………………………………………………………4 4.2.1 蝸桿蝸輪機構…………………………………………………………………………4 4.2.2 圓錐齒輪傳動…………………………………………………………………………5 4.3搖頭機構選用……………………………………………………………………………5 4.3.1四連桿機構……………………………………………………………………………5 4.3.2凸輪機構………………………………………………………………………………6 4.4電風扇上下仰俯機構……………………………………………………………………6 5.機構組合方案及評價………………………………………………………………… 6 5.1方案一……………………………………………………………………………………6 5.1.1機構分解……………………………………………………………………………… 7 5.1.2優(yōu)點…………………………………………………………………………………… 7 5.1.2缺點…………………………………………………………………………………… 7 5.2方案二……………………………………………………………………………………7 5.2.1機構分解……………………………………………………………………………… 7 5.2.2優(yōu)點…………………………………………………………………………………… 7 5.2.3缺點…………………………………………………………………………………… 7 5.3方案三……………………………………………………………………………………7 5.3.1 機構分解……………………………………………………………………………… 8 5.3.2優(yōu)點………………………………………………………………………………………8 5.3.3缺點………………………………………………………………………………………8 5.4方案四…………………………………………………………………………………… 8 5.4.1 機構分解…………………………………………………………………………………9 5.4.2優(yōu)點………………………………………………………………………………………9 5.4.3缺點………………………………………………………………………………………9 6.傳動比設計…………………………………………………………………………………9 6.1齒輪機構設計………………………………………………………………………………9 6.2蝸輪蝸桿輪系設計…………………………………………………………………………9 7.機構參數(shù)計算…………………………………………………………………………… 10 7.1雙搖桿機構設計………………………………………………………………………… 10 8.設計方案改進…………………………………………………………………………… 11 9.最終方案設計及其參數(shù)……………………………………………………………… 12 10. 小結………………………………………………………………………………………14 11. 致謝………………………………………………………………………………………15 參考目錄………………………………………………………………………………………16 臺式電風扇搖頭裝置 1．設計題目 一、設計題目及原始數(shù)據(jù) 設計臺式電風扇擺頭裝置,風扇的直徑為Ф300mm，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與急回系數(shù)k 的設計要求及任務分配見下表。 臺式電風扇擺頭機構設計數(shù)據(jù)表 方案號 電扇擺角ψ 急回系數(shù)k 方案號 電扇擺角ψ 急回系數(shù)k A 80 1.01 D 95 1.025 B 85 1.015 E 100 1.03 C 90 1,.02 F 105 1.05 2．設計任務 1.按給定主要參數(shù)，擬定機械傳動系統(tǒng)總體方案，并在圖紙上畫出傳動系統(tǒng)圖； 2.畫出機構運動方案簡圖和運動循環(huán)圖； 3. 分配蝸輪蝸桿、齒輪傳動比，確定它們的基本參數(shù)，設計計算幾何尺寸; 4. 解析法確定平面連桿機構的運動學尺寸，它應滿足擺角ψ及行程速比系數(shù)k。并對 平面連桿機構進行運動分析，繪制運動線圖。驗算曲柄存在條件，驗算最小傳動角（最大壓 力角）； 5.提出調(diào)節(jié)擺角的結構方案，并進行分析計算； 6.編寫設計計算說明書； 7.學生可進一步完成臺式電風扇搖頭機構的計算機動態(tài)演示驗證。 3．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(xiàn)下列運動功能要求： ⑴.風扇需要按運動規(guī)律做左右擺動，因此需要設計相應的擺動機構。 ⑵.風扇需要做上下俯仰，因此需要設計相應的俯仰機構。 ⑶.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。此外，還要滿足傳動性能要求： 表1 設計參數(shù)表 方案號 電扇擺角ψ 急回系數(shù)k 方案號 電扇擺角ψ 急回系數(shù)k A 80 1.01 D 95 1.025 B 85 1.015 E 100 1.03 C 90 1,.02 F 105 1.05 4．機構選用 臺式電風扇搖頭機構常見的有杠桿式、滑板式等，可以將風扇的搖頭動作分解為風扇左右擺動和風扇上下俯仰運動。 要完成左右擺動需要完成減速、傳動軸線變換、左右擺動、上下俯仰運動，可以分別選用以下機構。減速機構可以選用齒輪傳動、帶輪傳動、鏈輪傳動等；傳動軸線變換可以選用蝸桿蝸輪、錐齒輪等；風扇搖擺轉動可采用平面連桿實現(xiàn)。以雙搖桿機構的連桿作為主動件（即風扇轉自通過蝸桿蝸輪帶動連桿傳動），則其中一個連架桿的擺動即實現(xiàn)風扇的左右擺動（風扇安裝在連架桿上）。 4.1減速機構選用 4.1.1 齒輪傳動 圖1 內(nèi)嚙合齒輪機構 圖2 外嚙合齒 齒輪機構是最常見的減速機構，考慮到風扇頭尺處的限制，我們選擇了內(nèi)嚙合齒輪。我們還考慮到可以用帶傳動和鏈傳動來減速，但由于風扇尺寸限制均舍棄。 4.2傳動軸線變換選用 4.2.1 蝸桿蝸輪機構 圖3 蝸桿蝸輪機構 圖3 蝸桿蝸輪機構 4.2.2 圓錐齒輪傳動 圖4 直齒圓錐齒輪傳動 4.3搖頭機構選用 4.3.1 四連桿機構 圖5 四桿機構 4.3.2 凸輪機構 圖6凸輪機構 四連桿機構特點：機構簡單，加工方便，成本低，運動較平穩(wěn)； 凸輪機構制造較為困難，加工成本高，且易磨損，存在沖擊，運動不平穩(wěn)，產(chǎn)生噪音。所以我們選擇舍棄凸輪機構，而選擇了四連桿機構. 4.4 電風扇上下仰俯機構 左右搖擺發(fā)生在水平面內(nèi)，而上下仰俯發(fā)生在縱向平面內(nèi)，兩者運動形式相同，只不過，運動平面不同，所以可以用同以機構來實現(xiàn)。 如果左右搖擺和上下仰俯都由四連桿機構或凸輪機構來實現(xiàn)，那這個風扇尺寸將十分龐大，參照市場上同類臺式電風扇，我們還是采用活動鉸鏈和仰俯按鈕來實現(xiàn)。 5．機構組合方案及評價 5.1方案一： 圖7 機構組合方案一運動簡圖 該設計方案包括兩臺電動機作為主動件（其中風扇葉片和轉盤分別由兩臺電動機提供動力），采用四連桿機構來實現(xiàn)左右搖擺以及急回運動。 5.1.1機構分解： 風扇葉片的轉動：電動機一； 左右搖擺：四連桿機構和電動機二； 減速機構（與轉盤相連）：齒輪箱。 5.1.2優(yōu)點： 機構結構簡單，葉片轉動與左右搖擺機構分離，減輕了風扇頭部的重量； 5.1.2缺點： 需要兩臺電動機提供動力，成本高； 5.2方案二： 圖8 機構組合方案二運動簡圖 該設計方案采用了齒輪箱來減小輸出速度，蝸輪蝸桿來實現(xiàn)減速和傳動軸的變換即速度方向的變換。 5.2.1機構分解： 減速：齒輪箱和蝸輪蝸桿機構； 運動軸變換：蝸輪蝸桿機構； 左右搖擺：平面四桿機構。 5.2.2優(yōu)點： a．主動件只用了一臺電動機即用一臺電動機實現(xiàn)風扇葉片的轉動和左右搖擺； b．蝸輪蝸桿傳動平穩(wěn)，嚙合沖擊小，由于蝸桿的齒數(shù)少，故單級傳動可獲得較大的傳動比（可達1000），且結構緊湊； c．有自鎖現(xiàn)象。 5.2.3缺點： 由于蝸桿蝸輪嚙合輪齒間的相對滑動速度較大，摩擦磨損大，傳動效率較低，易出現(xiàn)發(fā)熱現(xiàn)象，常用較貴的減摩耐磨材料來制造蝸輪，成本較高。 5.3方案三： 圖9 機構組合方案三運動簡圖 該設計方案同樣使用了齒輪減速箱以及平面四連桿機構來實現(xiàn)左右搖擺，不同的是使用了直齒圓錐齒輪來減速和實現(xiàn)運動軸的變換。 5.3.1 機構分解： 減速：齒輪箱和直齒圓錐齒輪機構； 運動軸變換：直齒圓錐齒輪機構； 左右搖擺：平面四桿機構。 5.3.2優(yōu)點： 主動件也只用了一臺電動機即用一臺電動機實現(xiàn)風扇葉片的轉動和左右搖擺； 5.3.3缺點： 一般錐齒輪傳動比在1～10 范圍內(nèi)，傳動比較大時，齒輪所占的空間也較大； 5.4方案四： 圖10 機構組合方案四運動簡圖 該方案與前幾個方案不同之處在與沒有采用四連桿機構，而用凸輪機構來實現(xiàn)左右搖擺。 5.4.1 機構分解： 減速機構：齒輪箱和蝸桿蝸輪機構； 運動軸變換：蝸輪蝸桿機構； 左右搖擺：凸輪機構。 5.4.2優(yōu)點： 較前幾個方案，機構簡單緊湊，響應快速。 5.4.3缺點： 使用凸輪機構制造困難，易磨損，有沖擊，運動不穩(wěn)定，而且成本較高。 對以上幾個方案的綜合分析，由于尺寸的限制，選用內(nèi)齒輪傳動作為減速機構；一般圓柱齒輪或錐齒輪的傳動比在1～10范圍內(nèi)，因此傳動比愈大，齒輪所占的空間也就相對增大，而蝸桿蝸輪沒有這個缺點，所以運動軸轉換機構選用蝸桿蝸輪機構；左右搖擺機構我們選用四桿機構，因為凸輪機構制造較為困難，加工成本高，且易磨損，存在沖擊，運動不平穩(wěn)，產(chǎn)生噪音，而四連桿機構特點具有機構簡單，加工方便，成本低，運動較平穩(wěn)的特點。所以我們選擇舍棄凸輪機構，而選擇了四連桿機構選，我們最終選擇了方案二，以下是對該方案的參數(shù)設計。 6．傳動比設計 在左右搖擺機構中，蝸輪帶動連桿做勻速圓周運動，當蝸輪旋轉一周時電扇擺動一個周期。由于電扇電動機轉速n＝1450r/min，而電扇搖頭周期t=10s即擺動周期為6 r/min，則傳動比.而蝸輪蝸桿的傳動比（蝸桿帶動蝸輪）5-70，最大為80，無法達到，必須經(jīng)變速機構減速，這里選擇齒輪減速。 兩者共同作用達到理想傳動比。以下是對齒輪機構和蝸輪蝸桿的設計： 6.1齒輪機構設計 這里齒輪嚙合選項擇的是內(nèi)嚙合，為了避免發(fā)生根切現(xiàn)象，齒輪最齒數(shù)為 當 、時，。 在這里我們?nèi)。鲃育X輪，；被動齒輪，；傳動比為25。 6.2蝸輪蝸桿輪系設計 蝸桿分度圓直徑取，，；蝸輪 ,;則蝸輪蝸桿的傳動比為； 綜上，齒輪機構和蝸桿蝸輪構成的復合輪系，其傳動比為.符合設計要求。 圖11 齒輪機構和蝸輪蝸桿機構 7．機構參數(shù)計算 7.1雙搖桿機構設計 由于雙搖桿機構并不常見，直接設計存在一定的困難，可以通過機架轉換來設計： 圖12 雙搖桿機構 圖13 曲柄搖桿機構 圖12為雙搖桿機構，連桿為輸入構件，連架桿為輸出構件，設連架桿的絕對速度為，即連架桿相對于機架的角速度為，則機架相對于該連架桿的角速度為，那么當連架桿轉過時，機架相對于連架桿也轉過，也就是說如果以該連架桿為機架即圖13（為曲柄搖桿機構），其它條件不變，設計所得的尺寸就是實際問題的尺寸。 Ⅰ. (1)由行程系數(shù)計算極位夾角。由式知 （2）在設計受力較大的急回運動的曲柄搖桿機構時，一般希望其最小傳動角具有最大值，這時可以利用《機械設計手冊》中第4-54頁的圖4-2-5來設計。設計時，設已知行程速度變化系數(shù) 和搖桿擺角，可由《機械設計手冊》中第4-54頁的圖4-2-5查得可能的最小傳動角的最大值及的大小，再計算各桿的相對長度： 的絕對長度。 I. 按設計要求，行程系數(shù)k=1.01，擺動角度φ=80，不妨取，由《機械設計手冊》中4-54頁圖4-2-5可查的maxγmin≈50，β=10，則 =0.9 ad=sin(802)sin(0.92+10)/cos(802-0.92)=0.1512 bd=sin(802)cos(802)/sin(802)=0.993 (cd)2=(ad+bd)2+1-2ad+bdcos10=0.2362 取,則a=28.8mm，b=189.4mm,d=190.7mm. 3）檢驗曲柄存在條件 四連桿機構有曲柄的條件為 a， 各桿應滿足桿長條件即最短桿最長桿之和應小于其他兩桿之和； b， 期最短桿為連架桿或機架。 在圖13中顯然,又有桿a為連架桿，滿足曲柄存在條件。 當最短桿為連桿時，如圖12，由于連桿上的兩個轉動副都是周轉副，故連桿能相對于兩連架桿作整周回轉，這一特性正適合于風扇的搖頭機構。 Ⅱ. 按設計要求，行程系數(shù)k=1.015，擺動角度φ=85，不妨取，由《機械設計手冊》中4-54頁圖4-2-5可查的maxγmin≈48，β=10，則 =1.34 ad=sin(802)sin(0.92+10)/cos(802-0.92)=0.168 bd=sin(802)cos(802)/sin(802)=0.995 (cd)2=(ad+bd)2+1-2ad+bdcos10=0.2492 取,則a=30.36mm，b=179.8mm,d=180.7mm. 3）檢驗曲柄存在條件 四連桿機構有曲柄的條件為 a， 各桿應滿足桿長條件即最短桿最長桿之和應小于其他兩桿之和； b， 期最短桿為連架桿或機架。 在圖13中顯然,又有桿a為連架桿，滿足曲柄存在條件。 當最短桿為連桿時，如圖12，由于連桿上的兩個轉動副都是周轉副，故連桿能相對于兩連架桿作整周回轉，這一特性正適合于風扇的搖頭機構。 Ⅲ. 按設計要求，行程系數(shù)k=1.02，擺動角度φ=90，不妨取，由《機械設計手冊》中4-54頁圖4-2-5可查的maxγmin≈45，β=10，則 =1.78 ad=sin(802)sin(0.92+10)/cos(802-0.92)=0.186 bd=sin(802)cos(802)/sin(802)=0.9976 (cd)2=(ad+bd)2+1-2ad+bdcos10=0.2642 取,則a=31.7mm，b=170.1mm,d=170.5mm. 3）檢驗曲柄存在條件 四連桿機構有曲柄的條件為 a， 各桿應滿足桿長條件即最短桿最長桿之和應小于其他兩桿之和； b， 期最短桿為連架桿或機架。 在圖13中顯然,又有桿a為連架桿，滿足曲柄存在條件。 當最短桿為連桿時，如圖12，由于連桿上的兩個轉動副都是周轉副，故連桿能相對于兩連架桿作整周回轉，這一特性正適合于風扇的搖頭機構。 Ⅳ. 按設計要求，行程系數(shù)k=1.025，擺動角度φ=95，不妨取，由《機械設計手冊》中4-54頁圖4-2-5可查的maxγmin≈40，β=10，則 =2.22 ad=sin(802)sin(0.92+10)/cos(802-0.92)=0.206 bd=sin(802)cos(802)/sin(802)=0.999 (cd)2=(ad+bd)2+1-2ad+bdcos10=0.2802 取,則a=33.1mm，b=160.5mm,d=160.7mm. 雖然，該四連桿機構受力不是很大，無礙。不會發(fā)生自鎖。 3）檢驗曲柄存在條件 四連桿機構有曲柄的條件為 a， 各桿應滿足桿長條件即最短桿最長桿之和應小于其他兩桿之和； b， 期最短桿為連架桿或機架。 在圖13中顯然,又有桿a為連架桿，滿足曲柄存在條件。 當最短桿為連桿時，如圖12，由于連桿上的兩個轉動副都是周轉副，故連桿能相對于兩連架桿作整周回轉，這一特性正適合于風扇的搖頭機構。 Ⅴ. 按設計要求，行程系數(shù)k=1.03，擺動角度φ=100，不妨取，由《機械設計手冊》中4-54頁圖4-2-5可查的maxγmin≈39，β=10，則 =2.66 ad=sin(802)sin(0.92+10)/cos(802-0.92)=0.228 bd=sin(802)cos(802)/sin(802)=1 (cd)2=(ad+bd)2+1-2ad+bdcos10=0.2992 取,則a=31mm，b=150.5mm,d=150.5mm. 雖然，該四連桿機構受力不是很大，無礙。不會發(fā)生自鎖。 3）檢驗曲柄存在條件 四連桿機構有曲柄的條件為 a， 各桿應滿足桿長條件即最短桿最長桿之和應小于其他兩桿之和； b， 期最短桿為連架桿或機架。 在圖13中顯然,又有桿a為連架桿，滿足曲柄存在條件。 當最短桿為連桿時，如圖12，由于連桿上的兩個轉動副都是周轉副，故連桿能相對于兩連架桿作整周回轉，這一特性正適合于風扇的搖頭機構。 Ⅵ. 按設計要求，行程系數(shù)k=1.05，擺動角度φ=105，不妨取，由《機械設計手冊》中4-54頁圖4-2-5可查的maxγmin≈36，β=10，則 =4.39 ad=sin(802)sin(0.92+10)/cos(802-0.92)=0.262 bd=sin(802)cos(802)/sin(802)=1.008 (cd)2=(ad+bd)2+1-2ad+bdcos10=0.3342 取,則a=35.3mm，b=135.8mm,d=134.7mm. 雖然，該四連桿機構受力不是很大，無礙。不會發(fā)生自鎖。 3）檢驗曲柄存在條件 四連桿機構有曲柄的條件為 a， 各桿應滿足桿長條件即最短桿最長桿之和應小于其他兩桿之和； b， 期最短桿為連架桿或機架。 在圖13中顯然,又有桿a為連架桿，滿足曲柄存在條件。 當最短桿為連桿時，如圖12，由于連桿上的兩個轉動副都是周轉副，故連桿能相對于兩連架桿作整周回轉，這一特性正適合于風扇的搖頭機構。 8．設計方案改進 對以上方案進行總體分析，發(fā)現(xiàn)可能存在以下問題： 1)最小傳動角太小即； 2)減速機構中齒輪分度圓直徑，而風扇的直徑只有，為了這個解決問題，我們將一對內(nèi)嚙合齒輪改為兩對嚙合齒輪，如圖 圖14齒輪機構 在這里我們?nèi)?，主動齒輪，；被動齒輪，；主動齒輪，；被動齒輪，；蝸桿分度圓直徑取，，；蝸輪 ,;則總個減速機構的傳動比為。 9．最終方案設計及其參數(shù) 經(jīng)過對各機構和方案的分析評價，我們確定了最終方案，其裝配圖如下。在風扇軸上裝有蝸桿，風扇轉動時蝸桿帶動蝸輪回轉，使連架桿及其固裝于該桿上的風扇殼體一起往復擺動，以實現(xiàn)風扇的搖頭。 圖15 風扇總體機構圖 其中標注1——風扇葉片，2——電動機，3、4、5、6——內(nèi)嚙合齒輪， 7——蝸桿蝸輪機構，8——四連桿機構；設計參數(shù)為下表： 表2 齒輪及蝸桿蝸輪尺寸參數(shù) 模數(shù) 齒數(shù)（個） 分度圓直徑（mm） 3-齒輪 1 18 18 4-齒輪 1 30 30 5-齒輪 1 18 18 6-齒輪 1 30 30 7-蝸桿 1 3 18 7-蝸輪 1 29 29 表3 四連桿機構參數(shù) 　 桿a 桿b 桿c 桿d 桿長（mm） 28.8 189.4 45 190.7 桿長（mm） 30.36 179.8 45 180.7 桿長（mm） 31.7 170.1 45 170.5 桿長（mm） 33.1 160.5 45 160.7 桿長（mm） 31 150.5 45 150.5 桿長（mm） 35.3 135.8 45 134.7 該方案是我們經(jīng)過仔細分析，綜合評價所得，它具有思路簡單、清晰，能滿足預定的設計要求。 10．小結 該臺式電風扇搖頭裝置的設計方案是按照設計任務書的要求設計的。設計思路簡單、清晰，能滿足預定的設計要求。 臺式電風扇搖頭裝置設計是一個自主開發(fā)的題目，我們嚴格按照課程設計要求，從設計目的和設計任務入手，進行運動分解和功能分析，然后根據(jù)各分運動來選取常見的機構并進行分析評價，如搖頭機構的選用，凸輪機構和四連桿機構都能完成左右往復搖擺動作，但由于凸輪機構制造較為困難，加工成本高，且易磨損，存在沖擊，運動不平穩(wěn)，產(chǎn)生噪音，而四連桿機構特點具有機構簡單，加工方便，成本低，運動較平穩(wěn)的特點。所以我們選擇舍棄凸輪機構，而選擇了四連桿機構。將各方案進行綜合評價，我們選擇了方案二。最后對齒輪箱和蝸桿蝸輪的傳動比以及四連桿機構的桿長進行了設計，并確定了相關參數(shù)。 總體來說，該機構已達到了設計要求，完成了預定的目的和任務，設計合理且符合實際，可操作性強。但也還存在一些問題。如四連桿機構的最小傳動角太小，以及四連桿機構只設計了其長度，沒有考慮其他尺寸。 機械原理課程設計是我們進入大學以來的第一個課程設計，始終保持了良好的科學的嚴謹?shù)目茖W態(tài)度，雖然為期時間不是很長，但受益匪淺，從最開始的一頭霧水，通過團隊成員的熱烈討論后，問題開始漸漸清晰，方案也由零個到一個，再到多個，這次設計使我深深的體會到個人的力量是渺小的，團隊的力量是巨大的。設計的成敗決定于團隊的配合是否到位。 在以后的學習過程當中，要努力培養(yǎng)團隊意識。 11．致謝 本課題在選題及設計過程中得到張涵老師的悉心指導，在這里表示感謝；也感謝我們團隊成員的積極配合和團結合作。如果沒有你們，這個設計將不可能完成。還要特別感謝我的室友們，是他們讓我在遇到不能理解或操作問題時給我提供了許多好的建議，使我少走了不少彎路。也正是在他們的集思廣益中，這個方案才得以順利完成，充分發(fā)揮了集體的智慧，解決了許多我們自己很困惑的難題。 參考目錄 [1] 孫桓，陳作模主編．機械原理．北京：高等教育出版社，2006 [2]裘建新主編。機械原理課程設計指導書. 北京：高等教育出版社，2005 [3] 曲繼方主編．機械原理課程設計．北京：機械工業(yè)出版社，1989 [4] 成大先主編．機械設計手冊．北京：化學工業(yè)出版社，2007.11