機械設計大賽無碳小車設計說明書

1、目錄前言第1章、緒論.4 1.1 參賽主題.4 1.2 功能分析.4 1.3 設計方法.4第2章、 軌跡和行走機構選型與計算6 2.1 軌跡和行走機構選型.6 2.2 軌跡參數(shù)計算.7第3章、控制機構選型與計算.10 3.1 控制機構選型.10 3.2 放大機構的設計.12 3.3 凸輪的設計.13第4章、傳動機構選型與計算16 4.1 傳動機構選型.16 4.2 齒輪系的設計.16 4.2 尺寸參數(shù)校核.17第5章、動力機構選型與計算19 5.1 繞繩輪安裝位置分析.19 5.2 力分析.20 5.3 前輪轉向阻力矩的計算.23 5.4 彈簧勁度系數(shù)的計算.23 5.5 尺寸參數(shù)的獲取.23

2、 5.6 質量屬性參數(shù)的確定.26 5.7 參數(shù)的計算.27 5.8 繞繩輪最大半徑的確定.29第6章、微調機構簡介.30第7章、誤差分析及效率計算.31 7.1 誤差分析.31 設計誤差.31 參數(shù)誤差31 加工與裝配誤差.31 7.2 傳動效率的計算.32 動力機構效率的計算.32 傳動機構效率的計算.33 控制機構效率的計算.34第8章、仿真分析.35第9章、綜合評價及改進方案.37 9.1 綜合評價.37 9.2 改進方案.39第10章、參考文獻.40第11章、附錄.40 11.1 機構運動簡圖及裝配圖.40 11.2 小車三維裝配圖及爆炸圖.42第1章 、 緒論 1.1 參賽主題 第

3、三屆全國大學生工程訓練大賽的競賽主題為“無碳小車越障競賽”。這次競賽包含兩個競賽項目。第一個項目與往屆競賽相同，為小車走“S”形線路繞桿。競賽項目二為小車走“8”字形線路繞桿。通過商量，我們選擇的競賽項目為項目二。1.2 功能分析根據本次競賽規(guī)定，競賽項目二是小車在半張標準乒乓球臺（長1525mm、寬1370mm）上，繞相距一定距離的兩個障礙沿8字形軌跡繞行，繞行時不可以撞倒障礙物，不可以掉下球臺。障礙物為直徑20mm、長200mm的2個圓棒，相距一定距離放置在半張標準乒乓球臺的中線上。 小車是在重物下落所帶來的重力勢能的作用下實現(xiàn)運動和轉向。因此，小車需具備能量轉換裝置、轉向控制裝置、驅動機

4、構等。1.3 設計方法在小車的設計過程中，應該充分綜合考慮到材料、加工制造、生產成本等個方面因素，以保證小車的設計更加符合實際，削減理論與實際之間的差距。小車實現(xiàn)繞“8”字功能，應有相應的軌跡，因此，在進行小車的機構設計時可采用從小車的理論軌跡入手，逆向進行機構設計的方法。在進行機構設計時，應采用發(fā)散思維，注意機構的選型與組合，應充分考慮到各機構間的相互關系以及整體效應，注意及時對機構進行調整。小車的設計方法是保證小車技術含量的關鍵，在設計方法上，我們在關鍵部分采用參數(shù)化組合設計，以保證設計精度和方案的可行性。再設計流程上，我們循序漸進步步為營，同時兼顧全局。下面是我們的設計流程圖。 圖1-1

5、第2章、 軌跡和行走機構選型及其 計算2.1 軌跡和行走機構的選型 為了獲得最優(yōu)的理論軌跡，我們采用列舉法，進行逐一篩選。經過商議，列舉了以下幾種軌跡： 1、雙紐線2、互補正弦曲線3、相切圓4、形“8”字折線 5、其他形似“8”的曲線等雙紐線：其直角坐標以及極坐標方程為：(x2 + y2)2 = 2a2(x2 y2)，2=a2*cos2，由此可知極坐標下曲線上任何一點的曲率半徑為。通過分析，雙紐線是所有曲線中經過相同距離的倆個樁的路程是最短的， 同時雙紐線曲率又大變小再變大在變小，再回到出發(fā)點，運動過程沒有曲率突變，所有路程都光滑過渡。但是，由于雙紐線本身的復雜性，導致控制機構的設計的難度相當

6、大，通過繪圖計算，發(fā)現(xiàn)四桿機構不能同時滿足轉向及時間上的控制，而用凸輪機構則導致凸輪的輪廓曲線太過復雜?；パa正弦曲線，相切圓，折線 正弦曲線可以用四桿機構實現(xiàn)，但是由于在端點處存在去兩次曲率突變。相切圓、“8”字折線可以很簡答的實現(xiàn)，但是也存在曲率突變的問題，這些問題都會嚴重影響小車的穩(wěn)定性，因此不采用這些軌跡作為理論曲線。軌跡敲定： 為了保證小車能夠穩(wěn)定實現(xiàn)八字運動，我們最終確定小車的理論軌跡為倆段圓弧通過倆段公切線連接。這樣既保證了小車運動過程的平穩(wěn)性，又同時使得軌跡規(guī)律性強，易于控制。 針對這個想法，我們設定了倆種軌跡分別如圖（2-1）、（2-2）所示。圖2-1圖2-2考慮到小車的行走機

7、構，我們擬定了三種小車行走機構的方案，如下：方案一、后輪單輪驅動，其他倆輪從動方案二、后輪定時驅動，前輪從動方案三、后輪同時驅動，前輪從動針對方案一，左輪與主動軸通過鍵連接，后輪通過軸承與主動軸相連，即可實現(xiàn)轉彎時的差速，簡單有效。針對方案二，采用齒輪系分別驅動左右后輪，其中用互補的的不完全齒輪定時驅動左輪右輪。針對方案三，通過在后輪主動軸上安裝差速器來實現(xiàn)差速。通過分析，方案一不能實現(xiàn)軌跡圖（2-1），方案二不能實現(xiàn)軌跡圖（2-2），方案三則能實現(xiàn)倆種軌跡。由于方案二和方案三需要增加許多齒輪，大大的增加了成本和機構復雜度。況且，方案二的定時控制難度較大，而根據經驗方案三可靠度不高，因此，考慮

8、到經濟效益以及可靠度，放棄了這兩種方案。最終選定的軌跡如圖（2-2）所示，實現(xiàn)的方式為方案一。2.2 軌跡參數(shù)計算理論軌跡的計算及參數(shù)確定： 假設：小車尺寸參數(shù)：小車寬為2c，輪距為b，前輪最大轉角為 軌跡參數(shù)：中心距為2p,圓弧半徑為R，直線斜率為k, 設定不可行區(qū)域為直徑為200mm的圓。 小車運動場地尺寸：長1525mm，寬1370mm。根據以上參數(shù)，建立直角坐標系，理論軌跡下，可列出以下方程： 2p+2R+2c1500 .(2-1) 2 (R+2c)1350.(2-2) R100+c .(2-3) 又小車轉彎時左輪曲率半徑滿足關系：= (2-4) 轉彎時，小車曲率半徑滿足根據以上式子，

9、線性規(guī)劃取合理的值，所得結果如下：=250mm, 2p=600mm, R=250, =38.66 2c=150mm, b=200mm. 根據以上參數(shù)，可作出小車左右輪的軌跡圖（2-1）如圖所示：圖2-1 由于左輪驅動，右輪從動，故需計算左輪有關參數(shù)，如圖粉色曲線所示。測量計算得：主動輪一個周期走過的路程為S=3219.23mm， 其中直線路程為：S=331.66*2=663.32mm, 弧線路程為：S1278.00*2=2556 第3章、 控制機構選型及計算3.1 控制機構選型根據小車運動的軌跡，可知小車前輪轉向為間歇運動，因此可用不完全齒輪機構，槽輪機構，凸輪機構等做小車前輪轉向的控制機構。

10、在假定小車速率恒定運動的情況下，設小車驅動輪的速率恒定為v，周期為T。忽略過渡階段，設小車走直線的時間為t，走弧線的時間為t。根據小車一個周期內的軌跡可繪制出小車運動循環(huán)圖 表3-1 小車運動循環(huán)分析0 tt t+ tt+ t2 t+ t2t+t2(t+ t)小車啟動，走直線，前輪轉角為0度。由直線過渡到曲線，并走直線，前輪右轉度。軌跡由弧線過渡到直線，前輪回轉度。軌跡由直線再轉回到弧線，前輪左轉度。歷時t后回到起始點。根據上表分析，由于tt,故排不采用槽輪機構。不完全齒輪以及凸輪機構均可實現(xiàn).令：T=60s，后輪半徑R=70mm,前輪R=20mm,左輪周長C=則：左輪一周期內所轉過的圈數(shù)為：

11、r=半個周期內，走直線所需圈數(shù)：r=走曲線所需圈數(shù)：r=代入數(shù)據即可求得: r=7.3194rr=0.7541rr=2.9262r根據以上計算，可知，如果用不完全齒輪，在保證一定精度的情況下，導致齒輪過大，且須附加鎖止機構，因此成本科及復雜度較高。而小車實現(xiàn)理論軌跡所需控制簡單，只需在必要的時候驅動前輪轉向即可，而不需考慮轉向這個過程。如果用凸輪搖塊機構，只需凸輪有四段圓弧即可，所以，凸輪輪廓曲線簡單，加工難度大大降低，加工精度也可相應提高。因此，可初步設計出凸輪搖塊機構如圖所示：凸輪推程與推桿到搖塊的距離滿足關系：=d由于=38.66，考慮到安裝，d10mm,則：=8.00mm。圖3-132

12、 放大機構的設計由2.1可知，=8.00mm，推程過大，導致凸輪過渡區(qū)域過大，嚴重影響控制精度。為此，設計一個放大機構來保證控制精度。故須增加放大機構。 圖3-2為了后續(xù)設計的方便，我們對整個控制機構做了逐步分析計算以確定其大體尺寸參數(shù)。如圖所示;圖3-3設四桿長度依次為：a,b,c,d，各桿的方向向量為： ，。根據幾何關系有：+=+.(3-1).(3-2) .(3-3)=.(3-4)b.(3-5).(3-6).(3-7)根據小車尺寸，考慮到安裝問題，選定合適參數(shù)，令a=20mm,mm,又=38.66，可求得控制機構各尺寸參數(shù)如下：b=30mm,c=84mm,=3.76mm,=4.08mm。3

13、.3 凸輪的設計：凸輪推程為=3.76mm，回程=4.08mm，凸輪基圓半徑為，偏距e=0。T=60s,小車走直線所對應凸輪的轉角為=36.88，走弧線所對應的凸輪的轉角為=180=143.12。則推桿的運動規(guī)律如下表所示：表3-2 凸輪運動循環(huán)分析序號凸輪運動轉角推桿運動規(guī)律1036.88如圖位置2所示，前輪轉角位0，推桿處于推程為的位置。236.88180推桿由上升到+，之后保持遠休3180216.88回程，通過圓弧過渡，回到位置，并保持休止4216.88360推桿繼續(xù)回程，推程變?yōu)?后保持休止狀態(tài)根據推桿的運動規(guī)律，為了提高精確度，減少過渡時間，并且保證過渡平滑減少沖擊，同時考慮到整體尺

14、寸，設定凸輪基圓半徑mm,滾子半徑為7mm,則大圓弧半徑為，小圓弧半徑為，可設計圖輪輪廓曲線如下圖（3-4）所示：圖3-4根據以上設計，可繪制控制機構總體部署如圖（3-5）所示：圖3-5第4章、 傳動機構及計算4.1 傳動機構的選型重物下落產生的動力需要經過一定的傳動機構調速后傳動到凸輪以驅動前輪轉向機構使前輪轉向。凸輪做整周定速運轉，這就要求傳動機構末端構件能做整周圓周運動，而傳動機構前端也是整周運轉構件，所以，可以考慮使用帶輪、齒輪、鏈輪為傳動主機構。由于小車整體尺寸比較小，傳動距離較短，所以帶輪以及鏈輪機構不能表現(xiàn)其優(yōu)勢，而且這倆種機構傳動效率低，精度不夠高。再考慮到結構方面，齒輪機構是

15、最好的選擇。4.2 齒輪系的設計左輪轉速：凸輪轉速：總傳動比為：7.3606因此，傳動機構由兩級直齒圓柱齒輪傳動?？紤]到小車整體尺寸以及加工精度和難度問題，取齒輪的模數(shù)為m=1.5。標準齒輪,各齒輪參數(shù)如下表：表4-1 齒輪參數(shù)序號MZAlpha(壓力角)/度d/毫米da/毫米df/毫米db/毫米b（齒寬）/毫米11.5202030.0033.0026.2528.192021.5502075.0078.0071.2570.481031.5202030.0033.0026.2528.192041.5592088.5091.5084.7583.16104.3齒輪尺寸校核：各齒輪模數(shù)等參數(shù)都一致，且

16、Z=,17，如果齒數(shù)最大的齒輪滿足齒厚條件，則其他各齒輪也將滿足條件。m=1.5,z=59,alpha=20,則，分度圓齒厚：s=齒頂圓半徑 基圓半徑齒頂圓壓力角：則齒頂厚度：s求得：，代入式：得滿足齒厚條件條件。所以，所有齒輪都不會有齒廓變尖的情況。整理設計后的齒輪系傳動機構如下圖所示：圖4-1第5章、 動力機構選型及計算 動力機構是驅動小車運動以及驅動前輪轉向的原動力機構，其輸入能量為鐵塊下落所提供的重力勢能，輸出為驅動軸的轉動動能。就機構的實現(xiàn)形式而言，用繞繩輪直接連接驅動軸作為動力輸出機構最為簡便，能量損耗最低。因此，動力機構的關鍵在于繞繩輪的設計。 小車的運動過程分為啟動穩(wěn)定運轉停止

17、三個階段，在啟動階段，小車需要較大的驅動力矩來推動小車前進，穩(wěn)定運轉階段要求小車的加速度很小，即驅動輪的轉速基本穩(wěn)定不變，停車階段主要是能量消耗完畢，動能逐漸減少的零，是自動的過程。因此，需要初步計算出小車的啟動驅動力矩以及穩(wěn)定運驅動轉力矩。5.1 繞繩輪安裝位置的確定理論上，繞繩輪安裝在任何一根軸上都能實現(xiàn)小車的驅動和轉向，但是，考慮到傳動效率以及車體穩(wěn)定性問題，把繞繩輪安裝在驅動輪軸上最合適。理由如下：如圖（4-1）定軸齒輪系設：后輪驅動阻力矩為：，前輪轉向阻力矩為：1、假設繞繩輪樁在齒輪2的輪軸上，重物下落通過繞繩輪產生的驅動力矩為，則傳遞到齒輪1所在輪軸上的力矩變?yōu)?，因此齒輪副轉動存

18、在扭矩改變的問題，而 ，若果繞繩輪不安裝在驅動輪輪軸上的話，會導致齒輪系傳力負荷過大，一方面會降低傳動效率，另一方面會加速齒輪磨損，而且對齒輪的各方面性能要求更高。因此，把繞繩輪安裝在驅動輪輪軸最合適。5.2 控制過程力分析 根據小車的軌跡，前輪轉向機構一個周期共分為四個階段，只有在過渡階段存在力的改變，轉向力矩的計算; 前輪轉向阻力矩為：。摩擦系數(shù)：各構件材料均采用5A05鋁合金，滑動摩擦系數(shù)為：，與木板的滾動摩阻系數(shù)：0.36/mm，摩擦圓半徑為，各構件長為：，轉動副銷釘半徑為R，彈簧的勁度系數(shù)為k，推桿最大推程p,暫態(tài)推程為x。對轉向控制機構做力分想，析： 階段4： 圖5-1過渡階段4，

19、各構件的狀態(tài)如圖（5-1）所示，對構件分別做力分析受力分析圖（5-3）如下圖5-2-1圖5-2-2 圖5-2-3 圖5-2-4 圖5-2-5 對構件1有： （5-1)對構件2有： .(5-2)對構建3有： .(5-3)對構件4有： .(5-4)對構件5有： (5-5)聯(lián)立上述5式，求得： (5-6)忽略摩擦的情況下：同樣對各構件分別做力分析可求得： (5-7)其中： .(5-8)代入數(shù)值得：=0.66mm.(5-9) .(5-10)5.3 前輪轉向阻力矩的計算： 前輪在車體重力的作用下發(fā)生變形，由于力很小，前輪變形極小，故可假設前輪與地面接觸面為一半徑為R深為的圓柱。則，前輪轉動的阻力矩為：

20、(5-11) 積分得： (5-12) 其中：(5-13)5.4 彈簧勁度系數(shù)的計算： 為了保證第二過渡階段彈簧能驅動前輪轉向，其勁度系數(shù)與阻力矩滿足以下關系： .(5-14) .(5-15) 5.5 參數(shù)的獲?。涸谶^渡階段，前輪的轉角處于漸變階段，為了獲取合適的參數(shù)，我們采用作圖法來獲取特殊點參數(shù)，以求得最大的驅動力矩。由于實際加工與裝配過程中會有較大的誤差，因此，這些理論計算的出的數(shù)據只能作為一個參考，實際繞繩輪的大小可能還需經過一定的調整。如下圖(5-4)所示：通過作一系列的輔助線，量取相應的尺寸即可。凸輪轉動中心到對應位置滾子的轉動中心的距離即連心線長為，到滾子與凸輪接觸處切線的法線的距

21、離為d，連心線與法線的夾角為。圖5-3測得階段四與階段二的參數(shù)如下表：表5-1 階段四數(shù)據d8.6013.0119.841.4811.9024.301.4739.6410.0614.702.466.3514.984.65表5-2 階段二數(shù)據d42.9513.4118.121.692.9815.744.8543.989.9313.052.722.7626.177.825.6 質量相關參數(shù)的確定：通過三維造型，設計好零件并組裝成裝配圖之后，定義了各個零件的質量屬性，通過proe分析測量，獲得了小車的質量，重心（如圖（5-5）線圈內的坐標系）等數(shù)據，記錄如下：圖5-4體積 = 5.7502203e+

22、05 毫米3曲面面積 = 3.0700972e+05 毫米2平均密度 = 4.0046427e-09 公噸 / 毫米3質量 = 2.3027578e-03 公噸 根據 PRT_CSYS_DEF 坐標邊框確定重心:X Y Z 4.9962801e+01 1.5108786e+02 7.8382376e+01 毫米5.7 參數(shù)的確定根據以上參數(shù)，可以計算出，在加上鐵塊后，各個輪子所受正壓力：設，前輪為C，后輪左輪為A，右輪為B。如圖（5-6）所示：圖5-5參照坐標系在m處，測得小車重心坐標系在n處。對小車整體受力分析有：.(5-16).(5-17)(5-18)代入數(shù)值，求得：代入式 :0.0003

23、 Nm (R=0.089mm)(5-19),第四過渡階段mm，第二過渡階段mm，k=24.32 N/m左輪的滾動摩阻：,代入數(shù)值：得8.13Nmm第四階段：58.20Nmm 55.75Nmm第二階段： 0.165N =72.06Nmm 68.56Nmm因此，加在繞繩輪上的最大阻力矩為：80.19Nmm(5-20)5.8 繞繩輪最大半徑的確定：如圖所示：繞繩輪的半徑為鐵塊重力為G=9.8N平衡狀態(tài)下繞繩輪的受力關系滿足下式：代入數(shù)據，解得：=8.18mm圖5-6至此，所車體有構件尺寸均已確定。第6章 微調機構簡介 由于存在加工誤差和轉配誤差，并且，小車轉向存在過渡階段，因此，小車實際運動軌跡將會

24、與理論軌跡有一定的偏差，為了是小車盡可地能實現(xiàn)盡量多的完整8字繞行，必要的微調機構是比不可少的。小車轉彎的曲率半徑由車體尺寸以及前輪轉角決定，但是，車子一旦加工完成，車體尺寸無法改動，因此，可以通過改變前輪轉角來調整小車的形勢軌跡。如圖所示：圖6-1控制前輪轉向的搖桿通過螺釘固定連接，但是螺釘相對于搖桿的位置式可調的，通過改變其相對位置來改變搖桿的長度，從而調節(jié)前輪的轉角 。第7章、誤差分析及效率計算7.1 誤差分析 設計誤差在進行小車的設計時，添加了一些理想化設計，如在假定小車做勻速運動的情況下完成整個軌跡，據此選定和似的參數(shù)，設計出了前輪轉向控制機構。實際中，小車不可能做完全的勻速運動，必

25、定會有速度的波動，此外，由于小車在轉彎時，不可能突變，過渡階段很關鍵地影響著小車的運動軌跡，雖然，我們通過放大機構來提高精度，但是，任然存在一定的誤差，因此，在控制機構的設計上存在誤差。7.1.2 參數(shù)誤差在第5章所進行的力分析時，采用了參數(shù)化設計，涉及到許多的參數(shù)，如鋁合金與木板的滑動摩擦因素以及滾動摩阻系數(shù)等，在計算前輪的變形時，使用的尼龍許用應力也與現(xiàn)實存在一定的差距。因此，在繞繩輪的設計上存在一定的誤差，但是這個誤差可以通過更換繞繩輪來的待解決。 加工誤差及裝配誤差 加工誤差和裝配誤差的存在，必定會導致小車運動的偏差，然而這個誤差是可以調節(jié)的。在進行結構設計時，我們考慮到加工的問題，使

26、設計出的零件盡可能地易于加工，減少成本，因而大大的減少了加工誤差。然而，對裝配的誤差考慮較少，造成整體結構不夠緊湊，裝配誤差比較大。因此，在后續(xù)的過程程中，應當對整體結構做相應的調整優(yōu)化。 7.2 效率的計算小車主體由動力機構、傳動機構和轉向控制機構串聯(lián)而成。令各機構的機械效率為、 、，則小車整體的機械效率為：動力機構的機械效率如圖 所示，繞繩輪與后輪轉軸直接固定連接，繩子與定滑輪以及繞繩輪只存在滾動摩擦（或者存在極少量的滑動摩擦，故可忽略不計），因此能量的損耗只在于滑輪與滑輪軸之間的摩擦損耗。滑輪和滑輪軸的材料都是采用5A05鋁合金，其滑動摩擦因數(shù)為f=0.14，滑輪半徑=22mm，滑輪與滑

27、輪軸組成的轉動副的摩擦圓曲率半徑為。 對滑輪受力分析如下圖(7-1)所示：圖7-1對轉動中心由平衡條件可得： .(7-1) .(7-2)聯(lián)立可求得： T=.(7-3)忽略摩擦的情況下，同理可求得： .(7-4)又， .(7-5)聯(lián)立 代入數(shù)據，求得：95.9%.(7-6) 傳動機構效率的計算查閱資料可知，8級精度的直齒圓柱齒輪在有席油潤滑的情況下的傳動效率為97%。由于，傳動機構為兩級齒輪副傳動，因此，可計算出傳動機構的總機械效率為： =94.1%.(7-7)轉向控制機構傳動效率的計算過渡階段，前輪轉向控制機構的傳動效率可有式 計算可得。聯(lián)立式 有： (7-8)取最大傳動力矩位置的參數(shù)做計算，求得： =93.6%.(7-9)綜合式(7-6)、(7-7)、(7-9)可得： %.(7-10)第8章、仿真分析 通過對小車進行機構連接，我們對小車做了運動仿真分析。輸出了仿真動畫，以及小車前輪的轉速，角加速度和角位移圖象，如下圖所示：圖8-1通過測量，發(fā)現(xiàn)前輪最大轉角分別為：34.96度、38.46度。與理論設計的角度38.66存在一定的誤差。在時間上，通過測量，過渡階段主要分配在小車走弧線的階段，過渡階段的時間為3.5秒，走直線的時間為6.02秒，走弧線的時間為20.37秒。 小車前輪角速度和角加速度圖象如圖（8-2）所示，通過測量，小車前輪的最大加速度如圖第一個波