機械設計大賽無碳小車設計說明書.doc

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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(gòu)選型與計算………………………………6 2.1 軌跡和行走機構(gòu)選型………………………………….6 2.2 軌跡參數(shù)計算………………………………………….7 第3章、控制機構(gòu)選型與計算………………………….………….10 3.1 控制機構(gòu)選型………………………………………...10 3.2 放大機構(gòu)的設計…………………...…………………12 3.3 凸輪的設計………………………………………...…13 第4章、傳動機構(gòu)選型與計算……………………………………16 4.1 傳動機構(gòu)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(gòu)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(zhuǎn)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 5.6 質(zhì)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(diào)機構(gòu)簡介………………………………….……….….30 第7章、誤差分析及效率計算………………………….…………..31 7.1 誤差分析 ………………………………...……….31 7.1.1 設計誤差……………………………..……………31 7.1.2 參數(shù)誤差…………………………………………31 7.1.3 加工與裝配誤差……………………...………….31 7.2 傳動效率的計算…………………………….…………32 7.2.1 動力機構(gòu)效率的計算……………...…………….32 7.2.2 傳動機構(gòu)效率的計算…………………………..33 7.2.3 控制機構(gòu)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(gòu)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(jù)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(zhuǎn)向。因此，小車需具備能量轉(zhuǎn)換裝置、轉(zhuǎn)向控制裝置、驅(qū)動機構(gòu)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(chǎn)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(gòu)設計時可采用從小車的理論軌跡入手，逆向進行機構(gòu)設計的方法。在進行機構(gòu)設計時，應采用發(fā)散思維，注意機構(gòu)的選型與組合，應充分考慮到各機構(gòu)間的相互關系以及整體效應，注意及時對機構(gòu)進行調(diào)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 第2章、 軌跡和行走機構(gòu)選型及其 計算 2.1 軌跡和行走機構(gòu)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(jīng)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)，ρ^2=a^2*cos2θ，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(jīng)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(gòu)的設計的難度相當大，通過繪圖計算，發(fā)現(xiàn)四桿機構(gòu)不能同時滿足轉(zhuǎn)向及時間上的控制，而用凸輪機構(gòu)則導致凸輪的輪廓曲線太過復雜。 互補正弦曲線，相切圓，折線 正弦曲線可以用四桿機構(gòu)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構(gòu)，我們擬定了三種小車行走機構(gòu)的方案，如下： 方案一、后輪單輪驅(qū)動，其他倆輪從動 方案二、后輪定時驅(qū)動，前輪從動 方案三、后輪同時驅(qū)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(zhuǎn)彎時的差速，簡單有效。 針對方案二，采用齒輪系分別驅(qū)動左右后輪，其中用互補的的不完全齒輪定時驅(qū)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(gòu)復雜度。況且，方案二的定時控制難度較大，而根據(jù)經(jīng)驗方案三可靠度不高，因此，考慮到經(jīng)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(zhuǎn)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(jù)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(zhuǎn)彎時左輪曲率半徑滿足關系：= …………(2-4) 轉(zhuǎn)彎時，小車曲率半徑滿足 根據(jù)以上式子，線性規(guī)劃取合理的值，所得結(jié)果如下： =250mm, 2p=600mm, R=250, =38.66 2c=150mm, b=200mm. 根據(jù)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(qū)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(gòu)選型及計算 3.1 控制機構(gòu)選型 根據(jù)小車運動的軌跡，可知小車前輪轉(zhuǎn)向為間歇運動，因此可用不完全齒輪機構(gòu)，槽輪機構(gòu)，凸輪機構(gòu)等做小車前輪轉(zhuǎn)向的控制機構(gòu)。 在假定小車速率恒定運動的情況下，設小車驅(qū)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(jù)小車一個周期內(nèi)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~ t t~ t+ t t+ t~2 t+ t 2t+t~2(t+ t) 小車啟動，走直線，前輪轉(zhuǎn)角為0度。 由直線過渡到曲線，并走直線，前輪右轉(zhuǎn)度。 軌跡由弧線過渡到直線，前輪回轉(zhuǎn)度。 軌跡由直線再轉(zhuǎn)回到弧線，前輪左轉(zhuǎn)度。歷時t后回到起始點。 根據(jù)上表分析，由于tt,故排不采用槽輪機構(gòu)。不完全齒輪以及凸輪機構(gòu)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(nèi)所轉(zhuǎn)過的圈數(shù)為：r= 半個周期內(nèi)，走直線所需圈數(shù)：r= 走曲線所需圈數(shù)：r= 代入數(shù)據(jù)即可求得: r=7.3194r r=0.7541r r=2.9262r 根據(jù)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(gòu)，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(qū)動前輪轉(zhuǎn)向即可，而不需考慮轉(zhuǎn)向這個過程。如果用凸輪搖塊機構(gòu)，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(gòu)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3-1 3．2 放大機構(gòu)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(gòu)來保證控制精度。故須增加放大機構(gòu)。 圖3-2 為了后續(xù)設計的方便，我們對整個控制機構(gòu)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(jù)幾何關系有： +=+……………………………………………………….(3-1) …………………………..(3-2) …………………………..(3-3) =…………………………………………………………...(3-4) b……………………………………………………….(3-5) ………………………………………………………..(3-6) ………………………………………………………..(3-7) 根據(jù)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(gòu)各尺寸參數(shù)如下： b=30mm,c=84mm,=3.76mm,=4.08mm。 3.3 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(zhuǎn)角為==36.88，走弧線所對應的凸輪的轉(zhuǎn)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(zhuǎn)角 推桿運動規(guī)律 1 0~36.88 如圖位置2所示，前輪轉(zhuǎn)角位0，推桿處于推程為的位置。 2 36.88~180 推桿由上升到+，之后保持遠休 3 180~216.88 回程，通過圓弧過渡，回到位置，并保持休止 4 216.88~360 推桿繼續(xù)回程，推程變?yōu)?后保持休止狀態(tài) 根據(jù)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(jù)以上設計，可繪制控制機構(gòu)總體部署如圖（3-5）所示： 圖3-5 第4章、 傳動機構(gòu)及計算 4.1 傳動機構(gòu)的選型 重物下落產(chǎn)生的動力需要經(jīng)過一定的傳動機構(gòu)調(diào)速后傳動到凸輪以驅(qū)動前輪轉(zhuǎn)向機構(gòu)使前輪轉(zhuǎn)向。凸輪做整周定速運轉(zhuǎn)，這就要求傳動機構(gòu)末端構(gòu)件能做整周圓周運動，而傳動機構(gòu)前端也是整周運轉(zhuǎn)構(gòu)件，所以，可以考慮使用帶輪、齒輪、鏈輪為傳動主機構(gòu)。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(gòu)不能表現(xiàn)其優(yōu)勢，而且這倆種機構(gòu)傳動效率低，精度不夠高。再考慮到結(jié)構(gòu)方面，齒輪機構(gòu)是最好的選擇。 4.2 齒輪系的設計 左輪轉(zhuǎn)速： 凸輪轉(zhuǎn)速： 總傳動比為：7.3606 因此，傳動機構(gòu)由兩級直齒圓柱齒輪傳動。 考慮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 M Z Alpha(壓力角)/度 d/毫米 da/毫米 df/毫米 db/毫米 b（齒寬）/毫米 1 1.5 20 20 30.00 33.00 26.25 28.19 20 2 1.5 50 20 75.00 78.00 71.25 70.48 10 3 1.5 20 20 30.00 33.00 26.25 28.19 20 4 1.5 59 20 88.50 91.50 84.75 83.16 10 4.3齒輪尺寸校核： 各齒輪模數(shù)等參數(shù)都一致，且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(gòu)如下圖所示： 圖4-1 第5章、 動力機構(gòu)選型及計算 動力機構(gòu)是驅(qū)動小車運動以及驅(qū)動前輪轉(zhuǎn)向的原動力機構(gòu)，其輸入能量為鐵塊下落所提供的重力勢能，輸出為驅(qū)動軸的轉(zhuǎn)動動能。就機構(gòu)的實現(xiàn)形式而言，用繞繩輪直接連接驅(qū)動軸作為動力輸出機構(gòu)最為簡便，能量損耗最低。因此，動力機構(gòu)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(zhuǎn)—停止三個階段，在啟動階段，小車需要較大的驅(qū)動力矩來推動小車前進，穩(wěn)定運轉(zhuǎn)階段要求小車的加速度很小，即驅(qū)動輪的轉(zhuǎn)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(qū)動力矩以及穩(wěn)定運驅(qū)動轉(zhuǎn)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(qū)動和轉(zhuǎn)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(qū)動輪軸上最合適。 理由如下：如圖（4-1）定軸齒輪系 設：后輪驅(qū)動阻力矩為：，前輪轉(zhuǎn)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(chǎn)生的驅(qū)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(zhuǎn)動存在扭矩改變的問題，而 ，若果繞繩輪不安裝在驅(qū)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(qū)動輪輪軸最合適。 5.2 控制過程力分析 根據(jù)小車的軌跡，前輪轉(zhuǎn)向機構(gòu)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(zhuǎn)向力矩的計算; 前輪轉(zhuǎn)向阻力矩為：。 摩擦系數(shù)：各構(gòu)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(gòu)件長為：，轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向控制機構(gòu)做力分想，析： 階段4： 圖5-1 過渡階段4，各構(gòu)件的狀態(tài)如圖（5-1）所示，對構(gòu)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(gòu)件1有： ………………………………（5-1) 對構(gòu)件2有： ………………………………………………..(5-2) 對構(gòu)建3有： …………………………...(5-3) 對構(gòu)件4有： …………………………..(5-4) 對構(gòu)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(gòu)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(zhuǎn)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(zhuǎn)動的阻力矩為： ……………………(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(qū)動前輪轉(zhuǎn)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?。? 在過渡階段，前輪的轉(zhuǎn)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(qū)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(jù)只能作為一個參考，實際繞繩輪的大小可能還需經(jīng)過一定的調(diào)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(zhuǎn)動中心到對應位置滾子的轉(zhuǎn)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(jù) d 8.60 13.01 19.84 1.48 11.90 24.30 1.47 39.64 10.06 14.70 2.46 6.35 14.98 4.65 表5-2 階段二數(shù)據(jù) d 42.95 13.41 18.12 1.69 2.98 15.74 4.85 43.98 9.93 13.05 2.72 2.76 26.17 7.82 5.6 質(zhì)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(zhì)量屬性，通過proe分析測量，獲得了小車的質(zhì)量，重心（如圖（5-5）線圈內(nèi)的坐標系）等數(shù)據(jù)，記錄如下： 圖5-4 體積 = 5.7502203e+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(zhì)量 = 2.3027578e-03 公噸 根據(jù) 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(jù)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 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(jù)，解得： =8.18mm 圖5-6 至此，所車體有構(gòu)件尺寸均已確定。 第6章 微調(diào)機構(gòu)簡介 由于存在加工誤差和轉(zhuǎn)配誤差，并且，小車轉(zhuǎn)向存在過渡階段，因此，小車實際運動軌跡將會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(diào)機構(gòu)是比不可少的。 小車轉(zhuǎn)彎的曲率半徑由車體尺寸以及前輪轉(zhuǎn)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(zhuǎn)角來調(diào)整小車的形勢軌跡。如圖所示： 圖6-1 控制前輪轉(zhuǎn)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(diào)的，通過改變其相對位置來改變搖桿的長度，從而調(diào)節(jié)前輪的轉(zhuǎn)角 。 第7章、誤差分析及效率計算 7.1 誤差分析 7.1.1 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(jù)此選定和似的參數(shù)，設計出了前輪轉(zhuǎn)向控制機構(gòu)。實際中，小車不可能做完全的勻速運動，必定會有速度的波動，此外，由于小車在轉(zhuǎn)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(gòu)來提高精度，但是，任然存在一定的誤差，因此，在控制機構(gòu)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。 7.1.3 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(diào)節(jié)的。在進行結(jié)構(gòu)設計時，我們考慮到加工的問題，使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(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)做相應的調(diào)整優(yōu)化。 7.2 效率的計算 小車主體由動力機構(gòu)、傳動機構(gòu)和轉(zhuǎn)向控制機構(gòu)串聯(lián)而成。令各機構(gòu)的機械效率為、 、，則小車整體的機械效率為： 7.2.1動力機構(gòu)的機械效率 如圖 所示，繞繩輪與后輪轉(zhuǎn)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?；喓突嗇S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，滑輪與滑輪軸組成的轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(jù)，求得：95.9%..............................................(7-6) 7.2.2 傳動機構(gòu)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(gòu)為兩級齒輪副傳動，因此，可計算出傳動機構(gòu)的總機械效率為： =94.1%............................................................(7-7) 7.2.3轉(zhuǎn)向控制機構(gòu)傳動效率的計算 過渡階段，前輪轉(zhuǎn)向控制機構(gòu)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(gòu)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(zhuǎn)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(zhuǎn)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峰所示，為16.05度/秒。變速階段與小車前輪角位移改變階段相對應。 圖8-2 小車前輪角加速度圖象如左圖（8-3）所示，顯然，在個別位置加速度較大，大體變化不大，因此，小車在轉(zhuǎn)向時不會出現(xiàn)急轉(zhuǎn)彎導致小車失衡的情形。 圖8-3 第9章、綜合評價及方案改進 通過對小車的設計以及運動仿真分析，我們對小車做了整體的綜合評價，并提出了改進方案。 9.1 綜合評價 9.1.1 不足處 1、小車主要由凸輪四桿機構(gòu)，齒輪傳動機構(gòu)，以及繞繩輪動力機構(gòu)組成，機構(gòu)組成較復雜，零件裝配定位難度大。 2、小車整體機構(gòu)分布不夠緊湊，零件分布不夠均勻。 3、小車各機構(gòu)采用串聯(lián)方式連接，傳動效率不夠高。 9.1.2 優(yōu)點 1、小車整體設計采用優(yōu)化參數(shù)設計，控制精度高。 2、在進行機構(gòu)或零件設計時充分考慮到加工與制造，因此零件相對簡單，加工難度低，加工精度高，成本低。 3、小車運動過渡階段平穩(wěn)緩和，運行穩(wěn)定性高。 9.2 方案改進 針對以上分析，我們提出了一下改進方案: 1、保證加工精度和一定加工成本的前提下，優(yōu)化結(jié)構(gòu)設計，使小車整體結(jié)構(gòu)盡可能的緊湊。 2、在保證實現(xiàn)預定功能的前提下，優(yōu)化機構(gòu)設計，盡可能地提高整體機械效率，減少摩擦損耗。 3、優(yōu)化機構(gòu)布局，使小車重心盡可能地靠里，增強小車抵抗外界 干擾的能力。 第10章、參考文獻 【1】濮良貴，紀名剛. 機械設計. 8版. 北京 ： 高等教育出版社 ，2006. 【2】孫恒，陳作模.，葛文杰. 機械原理. 7版. 北京：高等教育出版社 ， 2006. 【3】黃靖遠 ，高志，陳祝林. 機械設計學. 3版 . 北京：機械工業(yè)出版社，2006. 【4】周增文，湯酚則，張亮峰. 機械加工工藝基礎. 長沙:中南大學出版社. 2003. 【5】徐紹軍，云忠. 工程制圖. 2版. 長沙：中南大學出版社. 2010. 第11章、附錄 附錄1、機構(gòu)運動簡圖及裝配圖 11.1.1 機構(gòu)運動簡圖 圖11-1 11.1.2 裝配圖 圖11-2 1、搖桿1 2、連桿 3、搖桿2 4、推桿 5、推桿座 6、彈簧 7、凸輪 8、軸承座1 9、齒輪3 10、齒輪2 11、軸承座2 12、齒輪2 13、后輪軸 14、后輪 15、齒輪1 16、軸1 17、軸2 18、車板 11.2三維裝配圖及爆炸圖 圖11-3 圖11-4 圖11-5