机械原理课程设计报告.docx

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1、机械原理课程设计报告题目：S轨迹无碳小车15目录、题目：无碳小车设计一一S型赛道 2、小车整体方案设计 32.1、 整体方案分析 32.2、 小车各机构方案设计 4221、车架4222、原动机构5223、传动机构6224、转向机构7225、行走机构8226、微调机构92.3、 车整体示意图： 9三、各机构设计计算 103.1 小车的轨迹103.2 小车的转向机构 15四、小车整体受力分析 193.2.1 三维建模193.2.2 测量244.2.1 整体运动力学分析 254.2.2 功率损失264.2.3 后轮轴受力分析264.2.4 小车做功分析 26五、评价分析265.1 小车优缺点265.

2、2 改进方向27六、参考文献27、题目：无碳小车设计一一S型赛道设计一种小车，驱动其行走及转向的能量是根据能量转换原理，由给定重力势能转换来的。给定重力势能为4焦耳（取g=10m/S2）,竞赛时统一用质量为1Kg 的重块（。50X 65 mm普通碳钢）铅垂下降来获得，落差 400 2mm重块落下 后，须被小车承载并同小车一起运动，不允许从小车上掉落。图1为小车示意图。图1:无碳小车示意图要求小车行走过程中完成所有动作所需的能量均由此重力势能转换获 得，不可使用任何其他的能量来源。要求小车具有转向控制机构，且此转向控制机构具有可调节功能，以适 应放有不同间距障碍物的竞赛场地。要求小车为三轮结构，

3、具体设计、材料选用及加工制作均由参赛学生自 主完成。竞赛小车在前行时能够自动交错绕过赛道上设置的障碍物。障碍物为直径20mm高200mm勺多个圆棒，沿直线等距离摆放。以小车前行的距离和成 功绕障数量来综合评定成绩。见图 2。图2:无碳小车在重力势能作用下自动行走示意图二、小车整体方案设计2.1、 整体方案分析1、根据设想，我们想出了四种整体设计方案：(1)常规小车往届比赛出现频率最高的小车，即三只轮子呈普通三角形分布，后轮驱动。(2)前轮驱动小车重物下落后驱动前轮转向，同时前轮兼具转向的功能。优点：运动分析简单，不用考虑后轮差速问题。缺点：结构设计复杂，动力传动方向会变导致能量的损失。(3)前

4、轮偏置式小车前轮与后端某一轮在一个平面上，即三只轮子呈直角三角形分布。该方案运动分 析较第一种简单。(4)前二后一轮式即前端两轮，后端一轮，后轮为驱动轮，前面两个轮子为转向轮。最终综合各方面因素，我们选择了常规小车，既三个轮子呈三角形分布，后 轮驱动，前轮负责转向。2、根据题目，小车要具有重力势能转换为动能的功能。驱动自身行走的功能以 及自动转向的功能。因此我们将小车分为五个模块分别进行设计。这五个模块分 别为原动机构、传动机构、转向机构、驱动机构以及微调机构。重物下落带动原动机构，原动机构通过传动机构将运动传递到驱动机构和转 向机构，微调机构可以对整个小车的运动进行微小调节，以应对不同的情况

5、。具体运动流程图如图2-1所示：驱动机构转向机构图2-1运动流程图2.2、 小车各机构方案设计为了得到比较合适的方案，采用扩展性思维设计每一个模块，寻求多种可行 的方案。我们通过查阅资料罗列了各种可能的机构。如图 2-2所示无碳小车车架原动机构传动机构弹要储能武直齿轮樵齿能带轮jL不用附加传动它向机构k仃走机构凸轮卷杆曲柄连杆十桎杆曲柄推杆差速转向双轮同步单轮躯动普遍凸荒轮差速驱动撇调机构谶1二蹦母滑槽图2-2各种机构方案在选择方案时要综合考虑功能、材料、加工、制造成本等各方面因素，从而 选择较为合适的方案。221、车架对于无碳小车来说，车架主要起到连接、固定和承重的作用，而且考虑小车整体的重

6、量问题，我们将车架尽可能做得小，以减轻重量；另外，考虑到小 车上各个机构的安装问题，我们设计的车架是类似于三角底板式的车架，如图 2-3所示图2-3车架222、原动机构原动机构的作用是将重块的重力势能转化为小车的动能。能实现这一功能 的方案有多种，其中纯轮式机构是最简单、最有效率的一种机构。另外，小车 对原动机构还有其它的具体要求：(1)驱动力适中，不至于小车拐弯时速度过大倾翻，或重块晃动厉害影响行 走。(2)到达终点前重块竖直方向的速度要尽可能小，避免对小车过大的冲击。同 时使重块的动能尽可能的转化到驱动小车前进上对的动能，如果重块竖直方向 的速度较大，重块本身还有较多动能未释放，能量利用率

7、不高。(3)由于不同的场地对轮子的摩擦摩擦可能不一样，在不同的场地小车是需要 的动力也不一样。在调试时也不知道多大的驱动力合适。因此原动机构还需要 能根据不同的条件来调整其驱动力。(4)机构简单，效率高。基于以上分析我们提出了输出驱动力可调的纯轮式原动机构。如下图2-4我们将绕线轮做成锥状，外表面为螺纹。锥状可以调节输出驱动力，螺纹可以固定绳子，使松线更加平稳，不致滑动，如下图2-5。图2-4绳轮式原动机构绕线轮优化过程图2-5各种绕线轮223、传动机构传动机构的功能是把动力和运动传递到转向机构和驱动轮上。要使小车行 驶的更远及按设计的轨道精确地行驶，传动机构要做到传递效率高、传动稳 定、结构

8、简单、重量轻等。(1)不用其它额外的传动装置，直接由动力轴驱动轮子和转向机构，这种方式 效率最高、结构最简单。在不考虑其它条件时这是最优的方式。(2)带轮具有结构简单、传动平稳、价格低廉、缓冲吸震等特点但其效率及传 动精度并不高。不适合本小车设计。(3)齿轮具有效率高、结构紧凑、工作可靠、传动比稳定但价格较高。因此在 第一种方式不能够满足要求的情况下优先考虑使用齿轮传动。我们选择的是齿轮传动，如图2-6所示：图2-6齿轮传动机构224、转向机构转向机构是本小车设计的关键部分，直接决定着小车的功能。转向机构也 同样需要尽可能的减少摩擦耗能，结构简单，零部件已获得等基本条件，同时 还需要有特殊的运

9、动特性。能够将旋转运动转化为满足要求的来回摆动，带动 转向轮左右转动从而实现拐弯避障的功能。能实现该功能的机构有：凸轮机构+摇杆、曲柄连杆+摇杆、曲柄摇杆、差速转弯等等。(1)凸轮机构+摇杆图2-7凸轮的二维图凸轮是具有一定曲线轮廓或凹槽的构件，它运动时，通过高副接触可以使 从动件获得连续或不连续的任意预期往复运动。优点：只需设计适当的凸轮轮廓，便可使从动件得到任意的预期运动，而 且结构简单、紧凑、设计方便；缺点：凸轮轮廓加工比较困难。(2)曲柄连杆+摇杆曲植连杆推杆图2-8曲柄连杆+摇杆的机构简图优点：运动副单位面积所受压力较小，且面接触便于润滑，故磨损减小， 制造方便，已获得较高精度；两构

10、件之间的接触是靠本身的几何封闭来维系 的。 缺点：一般情况下只能近似实现给定的运动规律或运动轨迹，且设计较为复杂；当给定的运动要求较多或较复杂时，需要的构件数和运动副数往往 比较多，这样就使机构结构复杂，工作效率降低，不仅发生自锁的可能性增 加，而且机构运动规律对制造、安装误差的敏感性增加；机构中做平面复杂运 动和作往复运动的构件所长生的惯性力难以平衡，在高速时将引起较大的振动 和动载荷，故连杆机构常用于速度较低的场合。曲柄摇杆机构简图结构较为简单，但和凸轮一样有一个滑动的摩擦副，其效率低。其急回特 性导致难以设计出较好的机构。(4)差速转弯差速拐是利用两个偏心轮作为驱动轮，由于两轮子的角速度

11、一样而转动半 径不一样，从而使两个轮子的速度不一样，产生了差速。小车通过差速实现拐 弯避障。综合上面分析我们选择凸轮机构作为小车转向机构的方案。225、行走机构行走机构即为三个轮子，轮子有厚薄、大小的区别，材料的不同需要综合考由摩擦理论知道摩擦力矩与正压力的关系为M =N对于相同的材料6为一定值。r _ AT _ N $而滚动摩擦阻力JR 五，所以轮子越大小车受到的阻力越小，因此能够走的更远。但由于加工问题材料问题安装问题等等具体尺寸需要进 一步分析确定。由于小车是沿着曲线前进的，后轮必定会产生差速。对于后轮可以采用双轮 同步驱动，双轮差速驱动，单轮驱动。双轮同步驱动必定有轮子会与地面打滑，由

12、于滑动摩擦远比滚动摩擦大会损 失大量能量，同时小车前进受到过多的约束， 无法确定其轨迹，不能够有效避免 碰到障碍。双轮差速驱动可以避免双轮同步驱动出现的问题， 可以通过差速器或单向轴 承来实现差速。差速器涉及到最小能耗原理，能较好的减少摩擦损耗，同时能够 实现满足要运动。单向轴承实现差速的原理是但其中一个轮子速度较大时便成为 从动轮，速度较慢的轮子成为主动轮，这样交替变换着。但由于单向轴承存在侧 隙，在主动轮从动轮切换过程中出现误差导致运动不准确。单轮驱动即只利用一个轮子作为驱动轮，一个为导向轮，另一个为从动轮。就如一辆自行车外加一个车轮一样。从动轮与驱动轮间的差速依靠与地面的运动 约束确定的

13、。其效率比利用差速器高，但前进速度不如差速器稳定，传动精度比 利用单向轴承高。综上所述，行走机构的轮子应有恰当的尺寸， 而且应用差速器后小车的行走 会更加稳定，走的路程也会更长。226、微调机构在转向机构中由于加工和安装的误差等问题， 有可能会使得前轮的转向出现 较大的误差，因此还有要一个简单的微调机构来进行调节。微调机构的另一个作 用是做出适当的调整，从而使小车行走的路线更好。2.3小车整体示意图:/ I|HH |5/1LLLLKTVFI图2-10整体示意图重物下落带动带动主动杆7做转动， 从而带动齿轮6和锥齿轮6转动。其 中，齿轮6转动带动差速器的齿轮8转动， 从而驱动后轮转动；锥齿轮5的

14、转动 带动锥齿轮5转动，锥齿轮3与凸轮4周接在一起，凸轮4的转动来引起推杆 2的前后摆动，从而使得摆杆1绕A点转动，前轮与摆杆固接，摆杆的转动使得 前轮得以转动。三、各机构设计计算3.1小车的轨迹我们首先设定小车的行走轨迹，在一个周期内，小车的行走轨迹如图3-1所 示，小车开始按照半径为500mm故圆弧运动，即弧OC ,在C点小车前轮开始 回转，并按照与凸轮转角的一定关系，慢慢变为 0,走过CD段后，前轮转角以 相同的方式向相反的方向进行转向，经过 DE段后，前轮转角保持不变，此时小车依旧按照半径为500mm故圆弧运动经过EF段。此后小车均按照相同的方式 行走由上图可以算出，小车做圆周运动时转

15、过的角度arcsin(-AC) arcsin(100) 19.5BC300小车近似按照“S形”曲线行走，在dt时间段内可将之处理为圆弧，如图 3-2所 示。某一时刻小车导向轮转角为民。其曲率半径为p ,则p与a关系为:Dsin a 后面两个主动轮轨迹曲率半径分别为P 1、p 2, p 1、p 2与p的关系为：1 -d 2 d 在dt时间段内，主动轮行走路程为ds,车身整体转角dp,二者有关系:, dsd 进一步分析小车轨迹曲率半径P与小车转角 B的关系，如图3-3所示：在dt 时间段内，小车轨迹曲率半径由P变为 ，而且假定曲率半径p和 的圆心为 一点，则可以的得到关系：cos(d ) 其中，

16、d。那么可以得到小车行走的路程dsarccos()。d小车位置的增量为：dx ds cos dy ds sinds图3-3小车转向分析图对ds进行积分可以得到小车的总路程 S=2754.3mm.s在一个周期内，总路程为S,则后轮转动圈数n （后）大约为n （后）=,2 r其中r为后轮的半径。原动件与凸轮之间的锥齿轮传动比为1,即n （凸轮）=n（原），因此，后轮与原动件的传动比i=n （后）/n （原）=。由于一个周期 2 r内的路径S=2754.3mm预估后轮直径R=110mMJ；入上式得i=3.99 ,由此确定传 动比为4。应用 MATLAB 编写程序可以得到小车在半个周期内的轨迹：Fig

17、ure 1文件编辑(E)杳看iH通入。)T具点面(D) SD(W)帮助3)D日a %*小|6|，回口000000000。通灯修 。5 o 343.3211 1El小车轨迹Ree图3-4小车轨迹曲线另外半个周期与之对称，可以看到，小车的行走路线近似的为“ S”型，符合假设要求。程序文本：clear;R=110;t1=0:0.1:(0.1*pi);r1=2.8+0*t1;alpha1=atan(r1-2)/2);though1=200./sin(alpha1);s1=R*4*t1;ds1=s1(2)-s1(1);d_beita1=ds1./(though1);%车身整体转过的角度d_beita_j

18、iaodu1=d_beita1*180/pi;beita1=cumsum(d_beita1);beita_jiaodu1=beita1*180/pi;dx1=ds1.*cos(beita1);dy1=ds1.*sin(beita1);x1=cumsum(dx1);%、车x方向的位移 xy1=cumsum(dy1);%、车y方向的位移 yplot(x1,y1);hold on;t2=(0.1*pi):0.1:(0.9*pi);R=110;r2=3-2*t2/pi;alpha2=atan(r2-2)/2);though2=200./sin(alpha2);s2=R*4*t2; ds2=s2(2)-

19、s2(1);d_beita2=ds2./(though2);%身整体转过的角度d_beita_jiaodu2=d_beita2*180/pi;beita2=cumsum(d_beita2);beita_jiaodu2=beita2*180/pi;dx2=ds2.*cos(beita2);dy2=ds2.*sin(beita2);x2=cumsum(dx2);%、车x方向的位移xy2=cumsum(dy2);%、车y方向的位移 yplot(x2,y2);title( 小车轨迹);xlabel( X/mm);ylabel( Y/mm); grid on;3.2小车的转向机构小车的转向机构我们设定为

20、凸轮机构加摇杆机构，如图3-5所示:图3-5小车转向机构简图凸轮的转动由主动杆通过锥齿轮传动，凸轮的转动引起推杆的前后移动，从而使摆杆进行逆时针、顺时针的转动，以此来使得前轮进行转动。由图可以做出分析：e r 12 11 13分解到x、y方向上可得：x 方向：e 0 0 0 13 cos y方向：0 r l2 l1 l3 sin 其中，r为凸轮的向径，l2为推杆的杆长。联立式和式可得，r e tan l1 l2 根据我们的设定，l1 5cm, e 2cm, 12 3cm,由此可得，r 2 tan 2而且在一个周期内，凸轮转动一周。在一个周期内的转向轮运动循环图如表 3-6所示：重物卜落主动杆转

21、动凸轮回程凸轮回程凸轮推程凸轮推程转向轮左转转向轮右转转向轮右转转向轮左转表3-6 一个周期内的运动循环图D由公式 sin a可以得出小车做圆弧运动时前轮转的角度arcsin（D） arcsin（20） 21.8 ,由此根据图3-1小车轨迹设定图得出小车在 500一个周期内的转向形式:小车轨迹各阶段前轮转向形式凸轮转角OCK （占整体的1/20）前轮保持逆时针 21.8 0不 变0-0.1 九CD段（占整体的4/20）前轮转向由21.8逐渐较 小至00.1 兀-0.5 九DE段（占整体的4/20）前轮转向由0开始顺时针逐 渐增大至21.8 00.5 兀-0.9 九EF段（占整体的2/20）前轮

22、保持顺时针 21.8 0不 变0.9 兀-1.1 九FG段（占整体的4/20）前轮问由21.8逐渐较小至01.1 兀-1.5 九GH段（占整体的4/20）前轮转向由0开始逆时针逐 渐增大至21.8 01.5 兀-1.9 九HK段（占整体的1/20）前轮保持逆时针转向21.8 0 /、变1.9九-2九由此可以得到凸轮转角t与凸轮和工作点连线的距离r的关系，即理论轮 廓：t 0,0,1 兀尸2.8t 6 （0.1 兀,0.9 兀,r=3-2t/ 兀t 6 （0.9 兀，1.1 冗,r=1.2t （1.1 兀，1.9 冗,r=2t/ 兀-1t （1.9 兀，2 兀尸2.8其图像如图3-7所示：17图

23、3-7推杆轨迹由此确定凸轮基圆半径为1.2cm,并利用极坐标作图函数画出凸轮的理论曲 线。利用matlab编程可以得到凸轮的理论曲线：12D300图3-8理论轮廓曲线19另外，我们设定凸轮凹槽的半径为 2m项因此，根据理论轮廓曲线，我们可以得到凸轮的实际轮廓曲线：b);b);b);-, b ); %a轮理图3-9实际轮廓曲线其中，凸轮的基圆半径为12mm,凸轮凹才g半径为2mm因此凸轮不会出现失真现象。另外，由于我们采用的是力封闭的凸轮机构，不存在自锁问题。 程序文本：clear;t1=0:0.1:(0.1*pi);r1=2.8+0*t1;polar(t1,r1,b);hold on;t2=(

24、0.1*pi):0.1:(0.9*pi);r2=3-2*t2/pi;polar(t2,r2, hold on;t3=(0.9*pi):0.1:(1.1*pi);r3=1.2+0*t3;polar(t3,r3, hold on;t4=(1.1*pi):0.1:(1.9*pi);r4=2*t4/pi-1;polar(t4,r4, hold on;t5=(1.9*pi):0.1:(2*pi);r5=2.8+0*t5;polar(t5,r5,论轮廓。hold on;t11=0:0.1:(0.1*pi)x11=3+0*t11;polar(t11i11,k);hold on;t12=(0.1*pi):0.

25、1:(0.9*pi)x12=3.2-2*t12/pi;polar(t12i12, hold on;t13=(0.9*pi):0.1:(1.1*pi)x13=1.4+0*t13;polar(t13j13,khold on;t14=(1.1*pi):0.1:(1.9*pi);r14=2*t14/pi-0.8;polar(t14,r14, hold on;t15=(1.9*pi):0.1:(2*pi)x15=3+0*t15;polar(t15j15,k);hold on;t21=0:0.1:(0.1*pi);r21=2.6+0*t21;polar(t21,r21,k);hold on; t22=(0

26、.1*pi):0.1:(0.9*pi);r22=2.8-2*t22/pi;polar(t22,r22, hold on;t23=(0.9*pi):0.1:(1.1*pi);r23=1+0*t23;polar(t23,r23,k);hold on;t24=(1.1*pi):0.1:(1.9*pi);r24=2*t24/pi-1.2;polar(t24,r24, hold on;t25=(1.9*pi):0.1:(2*pi);r25=2.6+0*t25;polar(t25,r25,k);廓。四、小车整体受力分析4.1 三维建模与测量4.1.1 三维建模k););k);k);k);%实际轮整体图如根

27、据对小车整体方案的设计，我们用SolidWorks画出小车的三维模型,23图4-3小车装配图图4-1小车轴测图图4-2小车侧视图小车装配图如下:G5-*2 B2 72 Vl.11*, 乐 fj节a 萧*%山 中c-b，IB22- ?00。+工世阳M块13也 3IS孤 & gu*T 苦n鲁在骞葡瞽 * 生 7T 聿 生- st 由 口-右.=一口一Id146dir02*由Cn1-j1*主要零部件设计图如下:图4-4车架图4-5齿轮系图4-6支架1#图4-10转向轮叉架图4-11车轮27图4-12差速器4.1.2 测量我们本着尽量减小车重、提高效率、降低成本的原则，对小车各部分机构分别进 行选材，

28、利用SolidWorks可以测量机构质量的功能，我们通过输入各种材料的密 度测量了各部分机构的质量，所选材料及质量如下表所示。零件材料密度(g/cm3)质量(kg)车架铝合金2.800.175齿轮1.200.260原动轴45号钢7.850.092后轮塑料1.400.040后轮轴45号钢7.850.247锥齿轮塑料1.400.033连接轴硬质铝2.700.069凸轮铝合金2.800.033推杆塑料1.400.020摆杆塑料1.400.016叉架铝合金2.800.037前轮硬质铝2.700.042重物支撑架塑料1.400.094重锤1.000总计2.160表4-13材料清单如表4-3所示，小车整体

29、重量大约控制在 2.16kg左右。4.2受力分析图4-14小车整体受力分析如图4-5所示，对小车进行力分析。Fy 0 mg=3N 总摩擦力 Ff =3N*f1=mg*f1 （fl约为0.1） 转动力矩M=mg*r1（r1为驱动轴半径）驱动轮与驱动轴被设计成为一体，因为后轮也获得一个转动力矩M.M=Ft*r2 （Ft为小车后轮上的驱动力，r2为小车后轮半径）由上式求出小车后轮上的驱动力 Ft在小车起动过程中，前转向轮、后轮受到的总静摩擦力为Ff0若想要小车起动,则驱动力与总的摩擦力之间的关系应为：FtFf=mg*f1 由牛顿第二定律可得：Ft-Ff=ma（a为小车加速度）将 m=2.16kg、g

30、=10m/s2、U=0.02m、r2=0.11m带入式和式可求得 Ft=3.93N,Ff=2.16N,带入式得 a=0.82m/s2a=r3*w（r3为后轮轴半径，w1为后轮轴角加速度）带入 a=0.82m/s2、r3=0.02m 可得 w1=41rad/s根据齿轮系传动比i=4可得w2=10.25rad/s （w2为驱动轴的角加速度）驱动轴加速度a =r1*w2=0.2m/s2因为与重锤连接的绳也与驱动轴相连，所以a即为重锤的加速度将 h=0.4m、a =0.21m/s2带入 h=at 2/2 求得 t=1.95s将重锤下落过程看作是初速度为 0的匀加速直线运动，则平均速度为V=a t/2=

31、0.20m/s4.2.2 功率损失由于前轮在转向的过程中要克服摩擦力做功， 所以运动过程中会有功率损失，假 设小车做匀速运动，则前轮处受力平衡，摆杆的推力等于前轮所受的摩擦力， 如 图4-15所示，下面通过计算得出损失的功率。Ffl V 7 F图4-15对前轮的受力分析水平方向合外力为0,则F=Ff1因为 Ff1=Ff/3=0.72N ,贝U F=0.72N所以 P=F*V=0.72*0.20=0.144W此即为小车前轮的损耗功率4.2.3 后轮轴受力分析后轮轴作为小车行走机构的关键零件，需要满足多个条件。后轮轴要有足够的强 度可以承受压在其上的重量，还要与左右轮相互配合，与差速器配合，所以要

32、对 后轮轴进行受力分析，下面是对后轮轴和左右车轮整体的受力分析图。MdVmgJrr NFf，IN图4-16对后轮轴的受力分析已知Md=0.432Nm 根据 Md=Ft*r1求出驱动力Ft=3.93N竖直方向合外力为0,则mg=2N此mg是小车对后轴的重力，重心位于小车车架的中心，后轴所承受的重力为总.3. 3重力的2 ,此时的mg=2.16* 2 =1.87kg,代入式可得N=0.94NFf=mg*f1 （fl 约为 0.1） 带入 m=1.87kg,g=10m/s2求得 Ff=1.87N4.2.4 小车做功分析重锤做功W=mghi* （为势能转化率约为0.95）阻力做功W =Ff*S根据能的转化与守恒，W=W求得：S=3.8m o五、评价分析5.1 小车优缺点优点：(1)小车机构简单，采用齿轮传动，损耗能量少。(2)采用大的驱动轮，滚阻系数小，行走距离远。缺点：小车精度要求高，使得加工零件成本高，微调机构费时。5.2 改进方向小车最大的缺点是精度要求非常高，改进小车的精度要求，使能调整简单, 小车便能达到很好的行走效果。六、参考文献