無碳小車設計方案

1、廣州大學機械設計制造及其自動化特色專業(yè)實 踐 報 告設計項目：工業(yè)產品力學分析實踐、工業(yè)產品材料分析與設計實踐班級：實踐小組名稱：實踐小組組員：序號姓名學號分工備注123456報告撰寫人姓名：提交日期：2012/6/17廣州大學機電工程系目 錄1 設計任務41.1無碳小車整體動力學分析報告41.2無碳小車各構件材料力學性能分析報告41.3無碳小車典型零件材料組織分析42 設計過程42.1 機構設計42.2 機構簡圖分析5主要機構組成5原理5自由度分析52.3 機構立體圖分析6車架8原動機構8轉向機構8行走機構92.4 參數分析模型92.4.1 動力學分析模型9運動學分析模型10急回運動特性、傳

2、動角、死點分析11靈敏度分析模型13參數確定132.5零部件設計133設計結果與總結144參考文獻14附：Matlab編程源代碼151 設計任務1.1無碳小車整體動力學分析報告含無碳小車各機構運動學分析（運動軌跡計算、機構各構件長度尺寸確定等）無碳小車動力學分析，各運動副摩擦分析、各構件受力分析。要求Matlab編程計算（附源代碼）1.2無碳小車各構件材料力學性能分析報告含各構件強度分析、剛度分析基于結構安全的無碳小車各構件結構優(yōu)化方案。要求Matlab編程計算（附源代碼）1.3無碳小車典型零件材料組織分析取無碳小車中典型金屬材料進行材料組織分析，給出3種以上材料試樣制作方法、組織照片等。2

3、設計過程2.1 機構設計行進動作分解 發(fā)條小車提供動力動力傳輸導輪轉向行走的路線發(fā)條釋放的彈性勢能提供動力齒輪機構帶動連桿機構往復運動前輪按需求有規(guī)律地走S型按照類正弦函數的路線行走小車主要由四個機構組成：發(fā)條動力機構、齒輪傳動機構、曲柄連桿機構、連桿前輪轉向機構。 、轉向機構。 動力傳輸2.2 機構簡圖分析：1432EDCBA2.2.1主要機構組成機構由曲柄1和連桿2、滑塊C組成的曲柄連桿機構（一下簡稱R）、連桿3和連桿4組成，共5個活動構件。2.2.2原理傳動齒輪A在發(fā)條帶動下作順時針旋轉運動，一方面通過車軸帶動驅動后輪前進，另一方面通過曲柄連桿機構帶動轉向“連桿4”，從而帶動小車有規(guī)律地

4、左右搖擺，實現(xiàn)小車前進過程中自動轉彎的效果。2.2.3自由度分析a)自由度分析的必要性：通過自由度分析可以知道機構的運動受到了多少約束，這樣在畫簡圖的時候，就可以知道機構的運動方式了。約束不足或約束多了，機構都不能提供正常的運動。例如死機構等，所以對設計進行自由度的分析是作為制造的前條件。b)自由度計算：總共有5個活動構件：曲柄連桿機構R（曲柄1、連桿2、滑塊C）、桿3、桿4。有7個低副 ：機構中ABCDE為轉動副。構件CD為移動副。有0個高副所以，自由度F=3*5-（2*7+0）=1我們的勢能小車只有唯一的原動件齒輪7，我們通過計算得出小車的自由度為1，所以能夠保證小車具有確定的運動。2.3

5、 機構立體圖分析：前輪轉彎機構D大圖曲柄連桿機構R大圖車架車架不用承受很大的力，精度要求低。考慮到重量加工成本等，車架采用木材加工制作成三角底板式?？梢酝ㄟ^回收廢木材獲得，已加工。原動機構原動機構的作用是將發(fā)條的彈性勢能轉化為小車的驅動力。能實現(xiàn)這一功能的方案有多種，就效率和簡潔性來看齒輪最優(yōu)。小車對原動機構還有其它的具體要求。1.驅動力適中，不至于小車拐彎時速度過大傾翻，或重塊晃動厲害影響行走。2.到達終點前重塊豎直方向的速度要盡可能小，避免對小車過大的沖擊。同時使發(fā)條的動能盡可能的轉化到驅動小車前進上，如果重塊豎直方向的速度較大，發(fā)條本身還有較多動能未釋放，能量利用率不高。3.由于不同的場

6、地對輪子的摩擦摩擦可能不一樣，在不同的場地小車是需要的動力也不一樣。在調試時也不知道多大的驅動力恰到好處。因此原動機構還需要能根據不同的需要調整其驅動力。4.機構簡單，效率高。2.3.3轉向機構轉向機構是本小車設計的關鍵部分，直接決定著小車的功能。轉向機構也同樣需要盡可能的減少摩擦耗能，結構簡單，零部件已獲得等基本條件，同時還需要有特殊的運動特性。能夠將旋轉運動轉化為滿足要求的來回擺動，帶動轉向輪左右轉動從而實現(xiàn)拐彎避障的功能。能實現(xiàn)該功能的機構有：凸輪機構+搖桿、曲柄連桿+搖桿、曲柄搖桿、差速轉彎等等。其中本小車中采用曲柄連桿+搖桿機構 優(yōu)點：運動副單位面積所受壓力較小，且面接觸便于潤滑，故

7、磨損減小，制造方便，已獲得較高精度；兩構件之間的接觸是靠本身的幾何封閉來維系的，它不像凸輪機構有時需利用彈簧等力封閉來保持接觸。缺點：一般情況下只能近似實現(xiàn)給定的運動規(guī)律或運動軌跡，且設計較為復雜；當給定的運動要求較多或較復雜時，需要的構件數和運動副數往往比較多，這樣就使機構結構復雜，工作效率降低，不僅發(fā)生自鎖的可能性增加，而且機構運動規(guī)律對制造、安裝誤差的敏感性增加；機構中做平面復雜運動和作往復運動的構件所長生的慣性力難以平衡，在高速時將引起較大的振動和動載荷，故連桿機構常用于速度較低的場合。在本小車設計中由于小車轉向頻率和傳遞的力不大故機構可以做的比較輕，可以忽略慣性力，機構并不復雜，利用

8、MATLAB進行參數化設計并不困難，加上個鏈接可以利用軸承大大減小摩擦損耗提高效率。對于安裝誤差的敏感性問題我們可以增加微調機構來解決。行走機構行走機構即為三個輪子，輪子又厚薄之分，大小之別，材料之不同需要綜合考慮。有摩擦理論知道摩擦力矩與正壓力的關系為： 對于相同的材料為一定值。而滾動摩擦阻力，所以輪子越大小車受到的阻力越小，因此能夠走的更遠。但由于加工問題材料問題安裝問題等等具體尺寸需要進一步分析確定。2.4 參數分析模型 動力學分析模型a、驅動驅動輪受到的力矩MA，曲柄輪受到的扭矩M1，NA為驅動輪A受到的壓力，F(xiàn)A為驅動輪A提供的動力，有（其中是考慮到摩擦產生的影響而設置的系數）b、轉

9、向假設小車在轉向過程中轉向輪受到的阻力矩恒為MC，其大小可由赫茲公式求得，由于b比較小，故對于連桿的拉力FC，有c、小車行走受力分析設小車慣量為I，質心在則此時對于旋轉中心O 的慣量為I （平行軸定理）小車的加速度為：運動學分析模型a、驅動：當驅動軸（曲柄）轉過的角度為，則有則曲柄軸（軸1）轉過的角度小車移動的距離為（以A輪為參考）b、轉向：當轉向桿與驅動軸間的夾角為時，曲柄轉過的角度為則與滿足以下關：解上述方程可得與的函數關系式c、小車行走軌跡只有A輪為驅動輪，當轉向輪轉過角度時，則小車轉彎的曲率半徑為小車行走過程中，小車整體轉過的角度當小車轉過的角度為時，有 為求解方程，把上述微分方程改成

10、差分方程求解，通過設定合理的參數得到了小車運動軌跡急回運動特性、傳動角、死點分析 急回運動特性：曲柄搖桿機構中，曲柄雖作等速轉動，而搖桿擺動是空回行程的平均速度卻大于工作行程的平均速度。急回特性是連桿機構重要的運動特性，其急回運動的程度通常用行程速比系數來衡量。在曲柄連桿滑塊機構中，推程傳動角的大小是表示機構傳動效率高低、傳動性能優(yōu)劣的一個重要參數。所以，如何在保證運動要求的前提下，獲得優(yōu)良的傳動性能，就是設計的目的。死點指的是機構的傳動角=0，這時主動件會通過連桿作用于從動件上的力恰好通過其回轉中心，所以出現(xiàn)了不能使構件AB即從動件轉動的頂死現(xiàn)象，機構的這種位置稱為死點。1432EDCBA設

11、滑塊的行程速比系數K、滑塊的沖程H，曲柄的長度a和連桿的長度b。根據作圖法設計原理可得：極位夾角=180°(K-1)/(K+1)在AC1C2中有： H2(b+a)2+(b-a)2-2(b+a)(b-a)cos 整理得： (1)由上述幾何關系可見，在已知K(已知)和H的情況下，對應曲柄的某一長度a，機構的其它幾何尺寸b可確定。其中曲柄的轉角為=對應著機構的推程，即為推程運動角。而曲柄的轉角=則對應著機構的回程，即回程運動角。極限位置和分別為推程的起始位置和終止位置。 如圖所示，所以機構有急回作用，此時行程速度變化系數為K=當機構以曲柄AB為原動件時，從動件滑塊與BC所夾的銳角即為傳動角

12、，其最小傳動角將出現(xiàn)在曲柄AB垂直機架的位置。即推程最小傳動角必出現(xiàn)推程起始位置或曲柄滑塊路程近垂直位置ABC時 當以曲柄AB為原動件時，因為機構的最小傳動角0，所以機構無死點位置。但當以滑塊為主動件時，因為機構從動件曲柄AB與BC存在兩處共線位置，故有兩個死點位置。 本機構AB為原動件，所以無死點位置2.4.4靈敏度分析模型小車一旦設計出來在不改變其參數的條件下小車的軌跡就已經確定，但由于加工誤差和裝配誤差的存在，裝配好小車后可能會出現(xiàn)其軌跡與預先設計的軌跡有偏離，需要糾正。其次開始設計的軌跡也許并不是最優(yōu)的，需要通過調試試驗來確定最優(yōu)路徑，著同樣需要改變小車的某些參數。為了得到改變不同參數

13、對小車運行軌跡的影響，和指導如何調試這里對小車各個參數進行靈敏度分析。通過MATLAB編程得到幅值周期方向i-0.0117-0.09158528.135b176.5727-35.3795578.82R-0.316316.39132528.1437a11.465469-0.27592528.5547曲柄半徑r123.71445-18.9437535.3565d0.040819-117.738528.1465轉向桿的長-1.637693.525236527.5711連桿長度-176.955-196.268477.35612.4.5參數確定單位：mm轉向輪與曲柄軸軸心距 b=150;搖桿長c=60;

14、驅動輪直徑D=35;驅動輪A與轉向輪橫向偏距a1=70驅動輪B與轉向輪橫向偏距a2=70;驅動軸與轉向輪的距離d=127;曲柄長r1=132.5零部件設計需加工的零件：a驅動軸6061空心鋁合金管。外徑6mm 內徑3mmb車輪聚甲醛板（POM板材）。厚度：8mm，規(guī)格尺寸：600*1200mmc車架廢木材。規(guī)格尺寸：150*100*4mmd曲柄鋼板。厚度2mme連桿、搖桿6061實心鋁管。直徑8mm3設計結果與總結勢能轉彎小車小車在彈簧勢能作用下自動行走示意圖。小車最大的缺點是精度要求非常高，改進小車的精度要求，使能調整簡單，小車便能達到很好的行走效果。另外，在設計過程中，由于個人對此項目所運

15、用到的各種軟件未能很好掌握，所以很多地方會有所欠漏，在之后的設計中會努力鍛煉，把設計的各種細節(jié)做得更好。4參考文獻朱 理主編 機械原理張建中、何曉玲主編 機械設計課程設計徐錦康主編 機械設計附：Matlab編程源代碼動力學分析程序clearclcticn=1000;h=linspace(0,0.5,n);ii=3;b=0.15;R=0.111;%驅動輪A與轉向輪橫向偏距a1a1=0.08;%驅動輪B與轉向輪橫向偏距a2a2=0.08;%曲柄半徑r1r1=0.01347;%繩輪半徑r2r2=0.006;%驅動軸與轉向輪的距離dd=0.18;%轉向桿的長cc=0.06;l=sqrt(b2+r12)

16、+(0.351)/1000;%算法g=-10;sd2=h/r2;sd1=sd2/ii+pi/2;C=l2-2*c2-r12.*(cos(sd1).2-(b-r1.*sin(sd1).2;A=2.*c.*(b-r1.*sin(sd1);B=-2*c2;af=asin(C./sqrt(A.2+B.2)-atan(B./A);format longrou=a1+(d)./(tan(af);s=sd2*R;ds=s(2)-s(1);dbd=ds./(rou);bd=cumsum(dbd);dy=ds*cos(bd);dx=-ds*sin(bd);x=cumsum(dx);y=cumsum(dy);xb

17、=x-(a1+a2).*cos(bd);yb=y-(a1+a2).*sin(bd);xc=x-a1*cos(bd)-d*sin(bd);yc=y-a1*sin(bd)+d*cos(bd); toc %動力學分析%參數輸入%小車總質量mc=1.6+1;Nc=9.8*mc/3;%小車慣量rc=0.07;I=mc*rc2;a3=0.05;II=I+m*(rou-a1).2+a32);%傳動效率lmd=0.5;%前輪半徑RC=0.05;%前輪寬度B=2/1000;%彈性模量E1=100*1000000000;E2=150*1000000000;mu=0.2;%接觸應力sgmc=sqrt(Nc/B/RC

18、)/(2*pi*(1-mu2)/E1);bc=Nc/sgmc/2/B;%摩擦因素mucmuc=0.1;%摩擦力矩McMc=sgmc*muc*bc*B2/4;%摩阻系數sgm=0.5/1000;mMN=rou.*(m*9.8*r2*lmd-Nc*sgm)/R;K=rou.*m*r22*lmd/R2;NCNB=Nc*sgm.*sqrt(rou-a1).2+d2)/RC+Nc*sgm*(rou-a1-a2);RIA=II./rou;NRA=NCNB*R./rou;aa=(mMN-NCNB)./(K+RIA); plot(y,aa)hold on2.4.2運動學分析程序clearclctic%符號定義

19、%驅動軸轉過角度sd2%驅動軸傳動比ii%轉向輪軸心距b%轉向桿的長c%轉向輪轉過的角度af%驅動輪半徑R%驅動輪A與轉向輪橫向偏距a1%驅動輪B與轉向輪橫向偏距a2%驅動軸與轉向輪的距離d%小車行駛的路程s%小車x方向的位移x%小車y方向的位移y%軌跡曲率半徑rou%曲柄半徑r1%繩輪半徑r2%參數輸入n=1000;h=linspace(0,0.5,n);ii=3;b=0.15;R=0.111;%驅動輪A與轉向輪橫向偏距a1a1=0.08;%驅動輪B與轉向輪橫向偏距a2a2=0.08;%曲柄半徑r1r1=0.01347;%繩輪半徑r2r2=0.006;%驅動軸與轉向輪的距離dd=0.18;

20、%轉向桿的長cc=0.06;l=sqrt(b2+r12)+(0.351)/1000; %算法g=-10;sd2=h/r2;sd1=sd2/ii+pi/2;C=l2-2*c2-r12.*(cos(sd1).2-(b-r1.*sin(sd1).2;A=2.*c.*(b-r1.*sin(sd1);B=-2*c2;af=asin(C./sqrt(A.2+B.2)-atan(B./A);format longrou=a1+(d)./(tan(af);s=sd2*R;ds=s(2)-s(1);dbd=ds./(rou);bd=cumsum(dbd);dy=ds*cos(bd);dx=-ds*sin(bd)

21、;x=cumsum(dx);y=cumsum(dy);xb=x-(a1+a2).*cos(bd);yb=y-(a1+a2).*sin(bd);xc=x-a1*cos(bd)-d*sin(bd);yc=y-a1*sin(bd)+d*cos(bd); plot(x,y,'b',xb,yb,'b',xc,yc,'m'); hold on grid on for i=1:9 t=0:0.01:2*pi; xy=0.01.*cos(t)-0.23; yy=0.01.*sin(t)+i; plot(xy,yy); hold on endtoc靈敏度分析程序c

22、leartic%符號定義%驅動軸轉過角度sd2%驅動軸與圓柱凸輪軸傳動比ii%轉向輪與圓柱凸輪軸心距b%轉向桿的長c%轉向輪轉過的角度af%驅動輪半徑R%驅動輪A與轉向輪橫向偏距a1%驅動輪B與轉向輪橫向偏距a2%驅動軸與轉向輪的距離d%小車行駛的路程s%小車x方向的位移x%小車y方向的位移y%軌跡曲率半徑rou%曲柄半徑r1%繩輪半徑r2%參數輸入n=10000;h=linspace(0,0.5,n);ii=3;b=0.15;R=0.111;%驅動輪A與轉向輪橫向偏距a1a1=0.08;%驅動輪B與轉向輪橫向偏距a2a2=0.08;%曲柄半徑r1r1=0.01347;%繩輪半徑r2r2=0.006;%驅動軸與轉向輪的距離dd=0.18;%轉向桿的長cc=0.06;l=sqrt(b2+r12)+(0.351)/1000;aa=zeros(1,8);kk=zeros(3,8);A1=zeros(9,4);ddc=0.000001;aa(1,1)=ii;aa(1,2)=b;aa(1,3)=R;aa(1,4)=a1;aa(1,5)=r1;aa(1,6)=r2;aa(1,7)=c;aa(1,8)=l;%