機械設(shè)計大賽 無碳小車 設(shè)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(shè)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(shè)計.12 3.3 凸輪的設(shè)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(shè)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

2、 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(shè)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

3、.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(xué)生工程訓(xùn)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

4、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(shè)計方法在小車的設(shè)計過程中，應(yīng)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(shè)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(yīng)有相應(yīng)的軌跡，因此，在進行小車的機構(gòu)設(shè)計時可采用從小車的理論軌跡入手，逆向進行機構(gòu)設(shè)計的方法。在進行機構(gòu)設(shè)計時，應(yīng)采用發(fā)散思維，注意機構(gòu)的選型與組合，應(yīng)充分考慮到各機構(gòu)間的相互關(guān)系以及整體效應(yīng)，注意及時對機構(gòu)進行調(diào)整。小車的設(shè)計方法是保證小車技術(shù)含量的關(guān)鍵，在設(shè)計方法上，我們在關(guān)鍵部分采用參數(shù)化組合設(shè)計，以保證設(shè)計精度和方案的可行性。再設(shè)計流程上

5、，我們循序漸進步步為營，同時兼顧全局。下面是我們的設(shè)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)，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(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

6、程都光滑過渡。但是，由于雙紐線本身的復(fù)雜性，導(dǎo)致控制機構(gòu)的設(shè)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(dǎo)致凸輪的輪廓曲線太過復(fù)雜?；パa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(shè)定了倆種軌

7、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(fù)雜度

8、。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(shè)：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(shè)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

9、曲率半徑滿足關(guān)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(guān)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

10、，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(shè)小車驅(qū)動輪的速率恒定為v，周期為T。忽略過渡階段，設(shè)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 tt t+ tt+ t2 t+ t2t+t2(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=

11、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=7.3194rr=0.7541rr=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(dǎo)致齒輪過大，且須附加鎖止機構(gòu)，因此成本科及復(fù)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(yīng)提高。因此，可初步設(shè)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(guān)系：=d由

12、于=38.66，考慮到安裝，d10mm,則：=8.00mm。圖3-132 放大機構(gòu)的設(shè)計由2.1可知，=8.00mm，推程過大，導(dǎo)致凸輪過渡區(qū)域過大，嚴重影響控制精度。為此，設(shè)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(shè)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(shè)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(guān)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

13、參數(shù)如下：b=30mm,c=84mm,=3.76mm,=4.08mm。3.3 凸輪的設(shè)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(yīng)凸輪的轉(zhuǎn)角為=36.88，走弧線所對應(yīng)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1036.88如圖位置2所示，前輪轉(zhuǎn)角位0，推桿處于推程為的位置。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(jù)推桿的運動規(guī)律，

14、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(shè)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(shè)計圖輪輪廓曲線如下圖（3-4）所示：圖3-4根據(jù)以上設(shè)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

15、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(shè)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?？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11.5202030.0033.0026.2528.192021.5502075.0078.0071.2570.481031.5202030.0033.0026.2528.192041.5592088.5091.5

16、084.7583.16104.3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(shè)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

17、此，動力機構(gòu)的關(guān)鍵在于繞繩輪的設(shè)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(shè)：后輪驅(qū)動阻力矩為：，前輪轉(zhuǎn)向阻力矩為：1、假設(shè)繞繩輪樁在齒輪2的輪軸上，重物下落通過繞繩輪

18、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(dǎo)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

19、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

20、，故可假設(shè)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(guān)系： .(5-14) .(5-15) 5.5 參數(shù)的獲?。涸谶^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(yīng)的尺寸即可。凸輪轉(zhuǎn)動中心

21、到對應(yīng)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)d8.6013.0119.841.4811.9024.301.4739.6410.0614.702.466.3514.984.65表5-2 階段二數(shù)據(jù)d42.9513.4118.121.692.9815.744.8543.989.9313.052.722.7626.177.825.6 質(zhì)量相關(guān)參數(shù)的確定：通過三維造型，設(shè)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

22、）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(shè)，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：

23、.(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(guān)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

24、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(shè)計誤差在進行小車的設(shè)計時，添加了一些理想化設(shè)計，如在假定小車做勻速運動的情況下完成整個

25、軌跡，據(jù)此選定和似的參數(shù)，設(shè)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(guān)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(shè)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(shè)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(yīng)力也與現(xiàn)實存在一定的差距。因此，在繞繩輪的設(shè)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

26、的存在，必定會導(dǎo)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(shè)計時，我們考慮到加工的問題，使設(shè)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(yīng)當對整體結(jié)構(gòu)做相應(yīng)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

27、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

28、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(shè)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，