机械设计大赛 无碳小车 设计说明书

1、目录.、八、一前言第1章、绪论41.1 参赛主题.41.2 功能分析 .41.3 设计方法.4第2章、轨迹和行走机构选型与计算 62.1 轨迹和行走机构选型.62.2 轨迹参数计算 .7第3章、控制机构选型与计算 .103.1 控制机构选型 .103.2 放大机构的设计 123.3 凸轮的设计13第4章、传动机构选型与计算 164.1 传动机构选型 . .164.2 齿轮系的设计 . .164.2 尺寸参数校核 . .17第5章、动力机构选型与计算195.1 绕绳轮安装位置分析 .195.2 力分析 .205.3 前轮转向阻力矩的计算 .235.4 弹簧劲度系数的计算 .235.5 尺寸参数的

2、获取 . 235.6 质量属性参数的确定 . .265.7 参数的计算 .275.8 绕绳轮最大半径的确定 . .29第 6 章、微调机构简介 . .30第 7 章、误差分析及效率计算 . .317.1 误差分析 . .317.1.1 设计误差 . 317.1.2 参数误差 317.1.3 加工与装配误差 . .317.2 传动效率的计算 . 327.2.1 动力机构效率的计算 . .327.2.2 传动机构效率的计算 .337.2.3 控制机构效率的计算 .3435第 8 章、仿真分析第9章、综合评价及改进方案 379.1 综合评价. .379.2 改进方案 .39第 10章、参考文献 .4

3、0第 11章、附录 . .4011.1 机构运动简图及装配图 . 4011.2 小车三维装配图及爆炸图 . .42第 1 章 、 绪论1.1 参赛主题第三届全国大学生工程训练大赛的竞赛主题为“无碳小车越障 竞赛”。这次竞赛包含两个竞赛项目。第一个项目与往届竞赛相同， 为小车走“ S”形线路绕杆。竞赛项目二为小车走“ 8”字形线路绕 杆。通过商量，我们选择的竞赛项目为项目二。1.2 功能分析根据本次竞赛规定， 竞赛项目二是小车在半张标准乒乓球台 （长 1525mm 、宽 1370mm ）上，绕相距一定距离的两个障碍沿 8 字形 轨迹绕行，绕行时不可以撞倒障碍物，不可以掉下球台。障碍物为直 径 2

4、0mm 、长 200mm 的 2 个圆棒，相距一定距离放置在半张标准 乒乓球台的中线上。小车是在重物下落所带来的重力势能的作用下实现运动和转 向。因此，小车需具备能量转换装置、转向控制装置、驱动机构等。1.3 设计方法在小车的设计过程中，应该充分综合考虑到材料、加工制造、生产成本等个方面因素， 以保证小车的设计更加符合实际， 削减理论与实际之间的差距小车实现绕“ 8”字功能，应有相应的轨迹，因此，在进行小车 的机构设计时可采用从小车的理论轨迹入手， 逆向进行机构设计的方 法。在进行机构设计时，应采用发散思维，注意机构的选型与组合， 应充分考虑到各机构间的相互关系以及整体效应， 注意及时对机构进

5、 行调整。小车的设计方法是保证小车技术含量的关键，在设计方法上， 我们在关键部分采用参数化组合设计，以保证设计精度和方案的可行 性。再设计流程上，我们循序渐进步步为营，同时兼顾全局。下面是 我们的设计流程图。图1-1第2章、轨迹和行走机构选型及其计算2.1轨迹和行走机构的选型为了获得最优的理论轨迹，我们采用列举法，进行逐一筛选。 经过商议，列举了以下几种轨迹：1、双纽线2、互补正弦曲线3、相切圆4、形“8”字折线5、其他形似“ 8”的曲线等双纽线：其直角坐标以及极坐标方程为：(x2 + y2)2 = 2a2(x2 - y2)，p A2=aA2*cos2 0,由此可知极坐标下曲线上任何一点的曲率

6、半径为 R 二 2a o3lcos2日通过分析，双纽线是所有曲线中经过相同距离的俩个桩的路程是 最短的，同时双纽线曲率又大变小再变大在变小，再回到出发点, 运动过程没有曲率突变，所有路程都光滑过渡。但是，由于双纽线本 身的复杂性，导致控制机构的设计的难度相当大，通过绘图计算，发 现四杆机构不能同时满足转向及时间上的控制， 而用凸轮机构则导致凸轮的轮廓曲线太过复杂 互补正弦曲线，相切圆，折线正弦曲线可以用四杆机构实现，但是由于在端点处存在去两次 曲率突变。相切圆、“ 8 ”字折线可以很简答的实现，但是也存在曲率 突变的问题，这些问题都会严重影响小车的稳定性，因此不采用这些轨迹作为理论曲线。轨迹敲

7、定：为了保证小车能够稳定实现八字运动， 我们最终确定小车的 理论轨迹为俩段圆弧通过俩段公切线连接。 这样既保证了小车运动过 程的平稳性，又同时使得轨迹规律性强，易于控制。针对这个想法，我们设定了俩种轨迹分别如图(2-1 )、(2-2 )所示。图2-1图2-2考虑到小车的行走机构，我们拟定了三种小车行走机构的方案， 如下：方案一、后轮单轮驱动，其他俩轮从动方案二、后轮定时驱动，前轮从动方案三、后轮同时驱动，前轮从动针对方案一，左轮与主动轴通过键连接，后轮通过轴承与主动轴 相连，即可实现转弯时的差速，简单有效。针对方案二，采用齿轮系分别驱动左右后轮，其中用互补的的不 完全齿轮定时驱动左轮右轮。针对

8、方案二，通过在后轮主动轴上安装差速器来实现差速。通过分析，方案一不能实现轨迹图（2-1），方案二不能实现轨迹图（2-2），方案三则能实现俩种轨迹。由于方案二和方案三需要增加许 多齿轮，大大的增加了成本和机构复杂度。况且，方案二的定时控制 难度较大，而根据经验方案三可靠度不高，因此，考虑到经济效益以 及可靠度，放弃了这两种方案。最终选定的轨迹如图（2-2 ）所示, 实现的方式为方案一。22轨迹参数计算理论轨迹的计算及参数确定：假设：小车尺寸参数：小车宽为 2c,轮距为b，前轮最大 转角为轨迹参数：中心距为2p,圆弧半径为R，直线斜率 为k,设定不可行区域为直径为200mm的圆。小车运动场地尺寸：

9、长 1525mm，宽1370mm。根据以上参数，建立直角坐标系，理论轨迹下，可列出以下方程：2p+2R+2c -1500 .(2-1)2 (R+2c) -1350 .(2-2).(2-3)R-100+c又小车转弯时左轮曲率半径满足关系:；-=(2-4)bctan:-转弯时，小车曲率半径满足 R根据以上式子，线性规划取合理的值，所得结果如下:250mm,2p=600mm,R=250,:=38.662c=150mm,b=200mm.根据以上参数，可作出小车左右轮的轨迹图（2-1 ）如图所示:图2-1由于左轮驱动，右轮从动，故需计算左轮有关参数，如图粉色曲线所示。测量计算得：主动轮一个周期走过的路程

10、为S=3219.23mm，其中直线路程为：Si=331.66*2=663.32mm,弧线路程为：S2 = 1278.00*2=2556第3章、控制机构选型及计算3.1 控制机构选型根据小车运动的轨迹，可知小车前轮转向为间歇运动，因此可 用不完全齿轮机构，槽轮机构，凸轮机构等做小车前轮转向的控制机 构。在假定小车速率恒定运动的情况下，设小车驱动轮的速率恒定 为v,周期为T。忽略过渡阶段，设小车走直线的时间为 t1，走弧线 的时间为t2。根据小车一个周期内的轨迹可绘制出小车运动循环图表3-1小车运动循环分析0 t1+ t2ti + t22 ti + t22ti+t22(ti + t2)小车启动，走

11、直线，前轮转角为0度。由直线过渡到 曲线，并走直 线，前轮右转: 度。轨迹由弧线过渡到直线，前轮回转度。轨迹由直线再转 回到弧线，前轮左 转度。历时t2后 回到起始点。根据上表分析，由于1啦2,故排不采用槽轮机构。不完全齿轮以及凸 轮机构均可实现.令：T=60s，后轮半径Ri=70mm,前轮R2=20mm,左轮周长C=2二R 则：左轮一周期内所转过的圈数为：ri=C半个周期内，走直线所需圈数：2=3C走曲线所需圈数：3=生3 C代入数据即可求得：r1 =7.3194rJ =0.7541r5=2.9262r根据以上计算，可知，如果用不完全齿轮，在保证一定精度的 情况下，导致齿轮过大，且须附加锁止

12、机构，因此成本科及复杂度较 高。而小车实现理论轨迹所需控制简单， 只需在必要的时候驱动前轮 转向即可，而不需考虑转向这个过程。如果用凸轮摇块机构，只需凸 轮有四段圆弧即可，所以，凸轮轮廓曲线简单，加工难度大大降低， 加工精度也可相应提高。因此，可初步设计出凸轮摇块机构如图所示:凸轮推程与推杆到摇块的距离满足关系： =d tan:由于=38.66 ，考虑到安装，d - 10m mJ则：=8.00mm。图3-13. 2 放大机构的设计由2.1可知，：=8.00mm,推程过大，导致凸轮过渡区域过大，严 重影响控制精度。为此，设计一个放大机构来保证控制精度。故须增 加放大机构。为了后续设计的方便，我们

13、对整个控制机构做了逐步分析计算以确定 其大体尺寸参数。如图所示；设四杆长度依次为：a,b,c,d,各杆的方向向量为：a ，b，c， d。根据几何关系有:(3-1)(3-2)a cos ti b cos Ri 二 d cos 耳勺 一 c cosia cosr13 b cos *3 = d cos% -c cosv33 .(3-3)Ki =亠3 二： (3-4)b2 (a c)2 =d2 .(3-5)M =DE tan為 .(3-6)-2 = DE tan 二33 .(3-7)根据小车尺寸，考虑到安装问题，选定合适参数，令a=20mm,DE =20 mm,又=38.66，可求得控制机构各尺寸参数

14、如下：b=30mm,c=84mm,、r=3.76mm,、2=4.08mm。3.3凸轮的设计：凸轮推程为1=3.76mm，回程2=4.08mm，凸轮基圆半径为山，偏距e=0。T=60s,小车走直线所对应凸轮的转角为 刊=色180 =36.88，走S2弧线所对应的凸轮的转角为 6=180 -円=143.12。则推杆的运动规律如下表所示：表3-2凸轮运动循环分析序号凸轮运动转角推杆运动规律1036.88如图位置2所示，前 轮转角位0,推杆处于 推程为、：2的位置。236.88 180推杆由-2上升到，之后保持远休3180 216.88回程，通过圆弧过渡，回到2位置，并保持休止4216.88 360推

15、杆继续回程，推程变为0后保持休止状态根据推杆的运动规律，为了提高精确度，减少过渡时间，并且保证过渡平滑减少冲击，同时考虑到整体尺寸，设定凸轮基圆半径：0 = 33.92 mm,滚子半径为7mm,则大圆弧半径为 = 38mm，小圆弧半 径为2 -30.20mm，可设计图轮轮廓曲线如下图（3-4）所示：根据以上设计，可绘制控制机构总体部署如图（3-5）所示:图3-5第4章、传动机构及计算4.1传动机构的选型重物下落产生的动力需要经过一定的传动机构调速后传动到凸轮以驱动前轮转向机构使前轮转向。 凸轮做整周定速运转，这就要求 传动机构末端构件能做整周圆周运动，而传动机构前端也是整周运转 构件，所以，可

16、以考虑使用带轮、齿轮、链轮为传动主机构。由于小 车整体尺寸比较小，传动距离较短，所以带轮以及链轮机构不能表现 其优势，而且这俩种机构传动效率低，精度不够高。再考虑到结构方 面，齿轮机构是最好的选择。4.2齿轮系的设计左轮转速：Sn17.3606rpm凸轮转速：n2 =1rpm总传动比为:50 59“ =7.3606 -20 20因此，传动机构由两级直齿圆柱齿轮传动考虑到小车整体尺寸以及加工精度和难度问题，取齿轮的模数为m=1.5。标准齿轮ha =1,c、0.25,各齿轮参数如下表：表4-1齿轮参数序号MZAlpha（压 d/ 毫 da/ 毫df/毫db/毫b （齿宽）/毫米力角”度米米米米11

17、.5202030.0033.0026.2528.192021.5502075.0078.0071.2570.481031.5202030.0033.0026.2528.192041.5592088.5091.5084.7583.16104.3齿轮尺寸校核:各齿轮模数等参数都一致，且 Z min =,17，如果齿数最大的齿轮满足齿 厚条件，则其他各齿轮也将满足条件。m=1.5,z=59,alpha=20 ,ha =1,c =0.25则分度圆齿厚：S专齿顶圆半径基圆半径db2齿顶圆压力角：叫=arccosH匕丿inv ： a = tan ： a inv- tan:-二-则齿顶厚度：Sa=s 且-2

18、ra in v：ai nv:r求得：a =24.65 , inv: =0.0149,inv : a =0.0287代入式：得Sa = 1.173mm满足齿厚条件条件。所以，所有齿轮都不会有齿廓变尖的情况。 整理设计后的齿轮系传动 机构如下图所示：42-V77A-K/J1vnAV/fflM7/JI图4-1第5章、动力机构选型及计算动力机构是驱动小车运动以及驱动前轮转向的原动力机构，其 输入能量为铁块下落所提供的重力势能，输出为驱动轴的转动动能。 就机构的实现形式而言，用绕绳轮直接连接驱动轴作为动力输出机构 最为简便，能量损耗最低。因此，动力机构的关键在于绕绳轮的设计。小车的运动过程分为启动 一稳

19、定运转一停止三个阶段，在启动 阶段，小车需要较大的驱动力矩来推动小车前进，稳定运转阶段要求小车的加速度很小，即驱动轮的转速基本稳定不变，停车阶段主要是 能量消耗完毕，动能逐渐减少的零，是自动的过程。因此，需要初步 计算出小车的启动驱动力矩以及稳定运驱动转力矩。5.1绕绳轮安装位置的确定理论上，绕绳轮安装在任何一根轴上都能实现小车的驱动和转 向，但是，考虑到传动效率以及车体稳定性问题，把绕绳轮安装在驱 动轮轴上最合适。理由如下：如图（4-1）定轴齿轮系设：后轮驱动阻力矩为：Mr1，前轮转向阻力矩为：Mr21、假设绕绳轮桩在齿轮2的轮轴上，重物下落通过绕绳轮产生的驱 动力矩为Me，则传递到齿轮1所

20、在轮轴上的力矩变为：M =匹&，因R2此齿轮副转动存在扭矩改变的问题，而 Mr2 M r1，若果绕绳轮不安装在驱动轮轮轴上的话，会导致齿轮系传力负荷过大，一方面会降低传动效率，另一方面会加速齿轮磨损，而且对齿轮的各方面性能要求更高。因此，把绕绳轮安装在驱动轮轮轴最合适。5.2控制过程力分析根据小车的轨迹，前轮转向机构一个周期共分为四个阶段，只有在过渡阶段存在力的改变，转向力矩的计算；前轮转向阻力矩为：Mr2。摩擦系数：各构件材料均采用5A05铝合金，滑动摩擦系数为：fl =0.14，与木板的滚动摩阻系数： 0.36/mm，摩擦圆半径为?， 各构件长为：li，转动副销钉半径为 R,弹簧的劲度系数

21、为k，推杆 最大推程p,暂态推程为X。对转向控制机构做力分想，析：阶段4：图5-1过渡阶段4,各构件的状态如图（5-1）所示，对构件分别做力分析 受力分析图（5-3）如下图 5-2-13EFvFB025c图 5-2-5(5-1)(5-2)(5-3)(5-4)图 5-2-2Fr21 li cost = Mr2对构件2有:Fr12 = F R32对构建3有:图 5-2-4Fr23( l3xcos0Fr43 l|对构件4有:Fr34 COSFn Ff54 sin3 二 Fn54图 5-2-3对构件1有:对构件5有:(5-5)M e5 = F R45 d联立上述5式，求得:e51Mr2 l3 COS2

22、 亠COS2cos 乜-f sin *Fn(5-6)忽略摩擦的情况下:同样对各构件分别做力分析可求得:M e5Mr2l； cosv2 cosr2l3 li cos刊FnCOS： 3(5-7)其中:jif R2.(5-8)代入数值得：=0.66mm(5-9).(5-10)5.3前轮转向阻力矩的计算:前轮在车体重力的作用下发生变形，由于力很小，前轮变形极小，故可假设前轮与地面接触面为一半径为 R深为5的圆柱。则,前轮转动的阻力矩为：M r2(企 2二r2f)dr10兀R(5-11)积分得:M r2(5-12)2Fc 汉 R3其中：R二(5-13)5.4弹簧劲度系数的计算:为了保证第二过渡阶段弹簧能

23、驱动前轮转向，其劲度系数与阻 力矩满足以下关系：i 2M r2kx .(5-14)kxl2Mr2 乞普 .(5-15)l35.5参数的获取：在过渡阶段，前轮的转角处于渐变阶段，为了获取合适的 参数，我们采用作图法来获取特殊点参数，以求得最大的驱动力矩。 由于实际加工与装配过程中会有较大的误差，因此，这些理论计算的出的数据只能作为一个参考，实际绕绳轮的大小可能还需经过一定的 调整。如下图(5-4)所示：图5-3通过作一系列的辅助线，量取相应的尺寸即 可。凸轮转动中心到对应位置滚子的转动中 心的距离即连心线长为ho，到滚子与凸轮接 触处切线的法线的距离为d,连心线与法线的夹角为二3。测得阶段四与阶

24、段二的参数如下表:表5-1阶段四数据hd58.6013.0119.841.4811.9024.301.4739.6410.0614.702.466.3514.984.65表5-2阶段二数据hd642.9513.4118.121.692.9815.744.8543.989.9313.052.722.7626.177.825.6质量相关参数的确定：通过三维造型，设计好零件并组装成装配图之后， 定义了各个零件的质量属性，通过proe分析测量，获得了小车的质量，重心（如 图（5-5）线圈内的坐标系）等数据，记录如下：图5-4体积二5.7502203e+05毫米八3曲面面积二3.0700972e+05毫

25、米八2平均密度二4.0046427e-09公吨/毫米八3质量二 2.3027578e-03 公吨根据PRT_CSYS_DEF坐标边框确定重心：XX Y Z 4.9962801e+011.5108786e+02 7.8382376e+01 毫5.7参数的确定根据以上参数，可以计算出，在加上铁块后，各个轮子所受正压力：设，前轮为C,后轮左轮为A，右轮为B。如图（5-6）所示:图5-5参照坐标系在m处，测得小车重心坐标系在 n处。对小车整体受力分析有：Fa Fb Fc =G .(5-16)G yG =F c y .(5-17)G xG = Fb xB (5-18)xB = 150, yc = 200

26、, xG = 79, yG = 50, G = 22.57 N代入数值，求得：Fc =5.64NFb =11.87NFa =5.06N代入式 :Mr2 =0.0003 N.m (R=0.089mm) (5-19)-38.66，第四过渡阶段M = 4.08 m m,第二过渡阶段3.74 mm , k=24.32 N/m左轮的滚动摩阻：Mr1 “1 (Fa Fb Fc),代入数值：得M “ =8.13Nmm第四阶段： Me5 =58.20Nmm55.75Nmm第二阶段：x=4.08Fn =0.140N 0.165N Me5=72.06Nmm68.56Nmm因此，加在绕绳轮上的最大阻力矩为：Mr =

27、80.19Nmm(5-20)5.8绕绳轮最大半径的确定:图5-6如图所示：绕绳轮的半径为Ri铁块重力为G=9.8N平衡状态下绕绳轮的受力关系满足下式:G Ri = M r代入数据，解得：R1 =8.18mm至此，所车体有构件尺寸均已确定第6章微调机构简介由于存在加工误差和转配误差，并且，小车转向存在过渡阶段， 因此，小车实际运动轨迹将会与理论轨迹有一定的偏差， 为了是小车 尽可地能实现尽量多的完整 8字绕行，必要的微调机构是比不可少 的。小车转弯的曲率半径由车体尺寸以及前轮转角决定，但是，车子一旦加工完成，车体尺寸无法改动，因此，可以通过改变前轮转角来 调整小车的形势轨迹。如图所示：图6-1控

28、制前轮转向的摇杆通过螺钉固定连接，但是螺钉相对于摇杆的位置 式可调的，通过改变其相对位置来改变摇杆的长度， 从而调节前轮的 转角。第 7 章、误差分析及效率计算7.1 误差分析7.1.1 设计误差在进行小车的设计时， 添加了一些理想化设计， 如在假定小车做 匀速运动的情况下完成整个轨迹， 据此选定和似的参数， 设计出了前 轮转向控制机构。实际中， 小车不可能做完全的匀速运动，必定会有 速度的波动，此外，由于小车在转弯时，不可能突变，过渡阶段很关 键地影响着小车的运动轨迹，虽然，我们通过放大机构来提高精度， 但是，任然存在一定的误差，因此，在控制机构的设计上存在误差。7.1.2 参数误差在第 5

29、 章所进行的力分析时，采用了参数化设计，涉及到许多 的参数， 如铝合金与木板的滑动摩擦因素以及滚动摩阻系数等， 在计 算前轮的变形时， 使用的尼龙许用应力也与现实存在一定的差距。 因 此，在绕绳轮的设计上存在一定的误差， 但是这个误差可以通过更换 绕绳轮来的待解决。7.1.3 加工误差及装配误差加工误差和装配误差的存在，必定会导致小车运动的偏差，然而这个误差是可以调节的。在进行结构设计时，我们考虑到加工的问题, 使设计出的零件尽可能地易于加工， 减少成本，因而大大的减少了加 工误差。然而，对装配的误差考虑较少，造成整体结构不够紧凑，装 配误差比较大。因此，在后续的过程程中，应当对整体结构做相应

30、的 调整优化。7.2效率的计算小车主体由动力机构、传动机构和转向控制机构串联而成。 令各机构的机械效率为i、2、3，则小车整体的机械效率为：总二 1237.2.1动力机构的机械效率如图 所示，绕绳轮与后轮转轴直接固定连接，绳子与定滑轮 以及绕绳轮只存在滚动摩擦（或者存在极少量的滑动摩擦，故可忽略 不计），因此能量的损耗只在于滑轮与滑轮轴之间的摩擦损耗。滑轮 和滑轮轴的材料都是采用5A05铝合金，其滑动摩擦因数为f=0.14， 滑轮半径Ri=22mm，滑轮与滑轮轴组成的转动副的摩擦圆曲率半径为二 0.66mm。对滑轮受力分析如下图（7-1）所示:对转动中心由平衡条件可得:T R F G R1 .

31、(7-1)Fr -G T .(7-2)T=G联立可求得：(7-3)忽略摩擦的情况下，同理可求得:TG (7-4)又， 厂右 .(7-5)联立代入数据，求得：i =95.9%(7-6)7.2.2传动机构效率的计算查阅资料可知，8级精度的直齿圆柱齿轮在有席油润滑的情况下的传动效率为97%。由于，传动机构为两级齿轮副传动，因此，可计算出传动机构的总机械效率为：(7-7)2=97% 97% =94.1%7.2.3转向控制机构传动效率的计算过渡阶段，前轮转向控制机构的传动效率可有式计算可得联立式有：3仝Me5(7-8)取最大传动力矩位置的参数做计算，求得:3=93.6%(7-9)综合式(7-6)、(7-

32、7)、(7-9)可得：总=84.5%(7-10)第8章、仿真分析通过对小车进行机构连接，我们对小车做了运动仿真分析。输出了仿真动画，以及小车前轮的转速，角加速度和角位移图象，如下图所示:40.0050.0060.00ufli：Kucnj iao (dcqI o nI?(运动学I n I40.00 _ao.oo _J?O.QO _J10.GO J-10.00-?0,00 _J30.00 J图8-1通过测量，发现前轮最大转角分别为：34.96度、38.46度。与 理论设计的角度38.66存在一定的误差。在时间上，通过测量，过渡 阶段主要分配在小车走弧线的阶段，过渡阶段的时间为3.5秒，走直线的时间为6.02秒，走弧线的时间为20.37秒。Analysis De fifiitionl?（运昭）24.0015.00 J10.00 J 10.0020.帅IC.04孔上D弘40 BOAnnly（hiDcfiniHtn 12 itH 川胡丿歸亡卜图8-210.如0.00-25.00AnalyisDefini-l ionIZ （第40-.加.J1.-T