机械设计大赛 无碳小车 设计说明书.docx

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1、机械设计大赛 无碳小车 设计说明书 书目 前言 第1章、绪论.4 1.1 参赛主题.4 1.2 功能分析.4 1.3 设计方法.4 第2章、轨迹和行走机构选型与计算6 2.1 轨迹和行走机构选型.6 2.2 轨迹参数计算.7 第3章、限制机构选型与计算.10 3.1 限制机构选型.10 3.2 放大机构的设计.12 3.3 凸轮的设计.13 第4章、传动机构选型与计算16 4.1 传动机构选型.16 4.2 齿轮系的设计.16 4.2 尺寸参数校核.17 1 第5章、动力机构选型与计算19 5.1 绕绳轮安装位臵分析.19 5.2 力分析.20 5.3 前轮转向阻力矩的计算.23 5.4 弹簧

2、劲度系数的计算.23 5.5 尺寸参数的获得.23 5.6 质量属性参数的确定.26 5.7 参数的计算.27 5.8 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.31 7.1 误差分析 .31 7.1.1 设计误差.31 7.1.2 参数误差31 7.1.3 加工与装配误差.31 7.2 传动效率的计算.32 7.2.1 动力机构效率的计算.32 7.2.2 传动机构效率的计算.33 7.2.3 限制机构效率的计算.34 2 第8章、仿真分析.35 第9章、综合评价及改进方案.37 9.1 综合评价.37 9.2 改进方案.39 第10章、参考文献.4

3、0 第11章、附录.40 11.1 机构运动简图及装配图.40 11.2 小车三维装配图及爆炸图.42 第1章、绪论 1.1 参赛主题 第三届全国高校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。通过商议，我们选择的竞赛项目为项目二。 1.2 功能分析 依据本次竞赛规定，竞赛项目二是小车在半张标准乒乓球台（长1525mm、宽1370mm）上，绕相距肯定距离的两个障碍沿8字形轨迹绕行，绕行时不行以撞倒障碍物，不行以掉下球台。障碍物为直径20mm、长200mm的2个圆棒，相距肯定距

4、离放臵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臵、转向限制装臵、驱动机构等。 1.3 设计方法 在小车的设计过程中，应当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 4 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纳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，应采纳发散思维，留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，留意刚好对机构进行调整。 小车的设计方法是保证小车技术含量的关键，在设计

5、方法上，我们在关键部分采纳参数化组合设计，以保证设计精度和方案的可行性。再设计流程上，我们按部就班步步为营，同时兼顾全局。下面是我们的设计流程图。 图1-1 5 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，我们采纳列举法，进行逐一筛选。经过协商，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)，2=a2*cos2，由此可知极坐标下曲线上任何一点的曲率半径为R=2a3cos2q。 通过分析，双纽线是全部

6、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，再回到动身点，运动过程没有曲率突变，全部路程都光滑过渡。但是，由于双纽线本身的困难性，导致限制机构的设计的难度相当大，通过绘图计算，发觉四杆机构不能同时满意转向刚好间上的限制，而用凸轮机构则导致 6 凸轮的轮廓曲线太过困难。 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，这些问题都会严峻影响小车的稳定性，因此不采纳这些轨迹作为理论曲线。 轨迹敲定： 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

7、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，易于限制。 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 7 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，简洁有效。 针对方案二，采纳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。 8 针对方案三，通过在后轮主动轴上安装差速器来实现差速

8、。 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须要增加很多齿轮，大大的增加了成本和机构困难度。况且，方案二的定时限制难度较大，而依据阅历方案三牢靠度不高，因此，考虑到经济效益以及牢靠度，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。 2.2 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a 轨迹参数：中心距为2p,圆弧半径为R，直线斜率为k, 设定不行行区域为直径为200mm的圆。 小车运动场地尺寸：长1525mm，宽1370mm。 依据以上

9、参数，建立直角坐标系，理论轨迹下，可列出以下方程： 2p+2R+2c1500 .(2-1) 2 (R+2c)1350.(2-2) R100+c .(2-3) 又小车转弯时左轮曲率半径满意关系：r= b+c(2-4) tana 转弯时，小车曲率半径满意r=R 依据以上式子，线性规划取合理的值，所得结果如下： r=250mm, 2p=600mm, R=250, a=38.66o 2c=150mm, b=200mm. 依据以上参数，可作出小车左右轮的轨迹图（2-1）如图所示： 10 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为 S=

10、3219.23mm， 其中直线路程为：S1=331.66*2=663.32mm, 弧线路程为：S2=1278.00*2=2556 11 第3章、限制机构选型及计算 3.1 限制机构选型 依据小车运动的轨迹，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限制机构。 在假定小车速率恒定运动的状况下，设小车驱动轮的速率恒定为v，周期为T。忽视过渡阶段，设小车走直线的时间为t1，走弧线的时间为t2。依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 t1 t1+ t2 t1+ t22 t1+ t2 2t1+t22(t1+ t2

11、) 小车启动，走直由直线过渡到轨迹由弧线过轨迹由直线再转线，前轮转角为曲线，并走直渡到直线，前轮回到弧线，前轮左0度。 线，前轮右转a度。 回转a度。 转a度。历时t2后回到起始点。 依据上表分析，由于t1t2,故排不采纳槽轮机构。不完全齿轮以及凸轮机构均可实现.令：T=60s，后轮半径R1=70mm,前轮R2=20mm,左轮周长C=2pR1 则：左轮一周期内所转过的圈数为：r1= 半个周期内，走直线所需圈数：r2= S1 CSC 12 走曲线所需圈数：r= 3S2 C代入数据即可求得: r1=7.3194r r2=0.7541r r3=2.9262r 依据以上计算，可知，假如用不完全齿轮，在

12、保证肯定精度的状况下，导致齿轮过大，且须附加锁止机构，因此成本科及困难度较高。而小车实现理论轨迹所需限制简洁，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。假如用凸轮摇块机构，只需凸轮有四段圆弧即可，所以，凸轮轮廓曲线简洁，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意关系：d=dtana 由于a=38.66o，考虑到安装，d10mm,则：d=8.00mm。 图3-1 13 32 放大机构的设计 由2.1可知，d=8.00mm，推程过大，导致凸轮过渡区域过大，严峻影响限制精度。为此，设计一个放大机构来保证限制精度。

13、故须增加放大机构。 图3-2 为了后续设计的便利，我们对整个限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; 图3-3 14 设四杆长度依次为：a,b,c,d，各杆的方向向量为：a ，b，c，d。依据几何关系有： a+b=c+d.(3-1) acosq11+bcosq21=dcosq41-ccosq31.(3-2) acosq13+bcosq23=dcosq43-ccosq33.(3-3) q11=q13=a.(3-4) b2+(a+c)2=d2.(3-5) d1=DEtanq31.(3-6) d2=DEtanq33.(3-7) 依据小车尺寸，考虑到安装问题，选定合适参数，令a=20m

14、m,DE=20mm,又a=38.66o，可求得限制机构各尺寸参数如下： b=30mm,c=84mm,d1=3.76mm,d2=4.08mm。 3.3 凸轮的设计： 凸轮推程为d1=3.76mm，回程d2=4.08mm，凸轮基圆半径为r0，偏距e=0。T=60s,小车走直线所对应凸轮的转角为q1= S1180o=36.88o，走S2弧线所对应的凸轮的转角为q2=180o-q1=143.12o。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 1 凸轮运动转角 036.88o 推杆运动规律 如图位臵2所示，前轮转角位0，推杆处于推程为d2的位臵。 36.88o180o 推杆由d2上升

15、到 d1+d2，之后保持远休 3 180o216.88o 回程，通过圆弧过渡，回到d2位臵，并保持休止 4 216.88o360o 推杆接着回程，推程变为0后保持休止状态 依据推杆的运动规律，为了提高精确度，削减过渡时间，并且保证过渡平滑削减冲击，同时考虑到整体尺寸，设定凸轮基圆半径r0=33.92mm,滚子半径为7mm,则大圆弧半径为r1=38mm，小圆弧半径为r2=30.20mm，可设计图轮轮廓曲线如下图（3-4）所示： 图3-4 依据以上设计，可绘制限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须要经过肯定的传动机构调速后

16、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，可以考虑运用带轮、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：n1=S=7.3606rpm C凸轮转速：n2=1rpm 总传动比为：i12=7.3606 5059 2022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*

17、=1,c*=0.25,各齿轮参数如下表： 表4-1 齿轮参数 序号 M Z Alpha(压d/毫da/毫df/毫db/毫b（齿力角)/度 米 米 米 米 宽）/毫米 1 2 3 4 1.5 1.5 1.5 1.5 20 50 20 59 20 20 20 20 30.00 33.00 26.25 28.19 20 75.00 78.00 71.25 70.48 10 30.00 33.00 26.25 28.19 20 88.50 91.50 84.75 83.16 10 4.3齿轮尺寸校核： 各齿轮模数等参数都一样，且Zmin=,17，假如齿数最大的齿轮满意齿厚条件，则其他各齿轮也将满意条件

18、。 m=1.5,z=59,alpha=20o,ha*=1,c*=0.25 则，分度圆齿厚：s=齿顶圆半径 ra=基圆半径rb=db 2pm 2da 2b齿顶圆压力角：aa=arccos rrainvaa=tanaa-aa inva=tana-a 则齿顶厚度：sa=sra-2ra(invaa-inva) r 19 求得：aa=24.65o，inva=0.0149,invaa=0.0287 代入式：得sa=1.173mm满意齿厚条件条件。 所以，全部齿轮都不会有齿廓变尖的状况。整理设计后的齿轮系传动机构如下图所示： 图4-1 20 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

19、的原动力机构，其输入能量为铁块下落所供应的重力势能，输出为驱动轴的转动动能。就机构的实现形式而言，用绕绳轮干脆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稳定运转停止三个阶段，在启动阶段，小车须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，动能渐渐削减的零，是自动的过程。因此，须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 绕绳轮安装位臵的确定 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

20、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：Mr2 1、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所在轮轴上的力矩变为:M=MeR1，因R2此齿轮副转动存在扭矩变更的问题，而Mr2 pMr1，若果绕绳轮担心 21 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 限制过程力分析 依据小车的轨迹，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

21、的变更， 转向力矩的计算; 前轮转向阻力矩为：Mr2。 摩擦系数：各构件材料均采纳5A05铝合金，滑动摩擦系数为：f1=0.14，与木板的滚动摩阻系数：d1=0.36/mm，摩擦圆半径为r，各构件长为：li，转动副销钉半径为R，弹簧的劲度系数为k，推杆最大推程p,暂态推程为x。 对转向限制机构做力分想，析： 阶段4： 22 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5-2-1 23 图5-2-2 图5-2-3 图5-2-4 图5-2-5 对构件1有： FR21(l1cosq1+r)=Mr2（5-1) 对构件2有： FR12=FR32.

22、(5-2) 对构建3有： 1 2FR23.(5-3) （l3cosq+r）=FR43l3对构件4有： FR34cosq2+Fn+Ff54sinq3=FN54.(5-4) 24 对构件5有： Me5=FR45d(5-5) 联立上述5式，求得： 1Mr2l3cosq2+rcosq2+Fn2l3(l1cosq1+r)d(5-6) =cosJ3-fsinq3() Me5忽视摩擦的状况下： 同样对各构件分别做力分析可求得： 1Mr2l3cosq2cosq2+Fn2l3(l1cosq1)d(5-7) =cosJ3() Me5其中： r=p2fR.(5-8) 代入数值得：r=0.66mm.(5-9) Fn=

23、kx.(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，前轮变形微小，故可假设前轮与地面接触面为一半径为R深为Dh的圆柱。则，前轮转动的阻力矩为： 积分得： 25 Mr2=(0RFC2pr2f)dr(5-11) 2pR Mr2= 其中：R=2FCR(5-12) 3psFC(5-13) 5.4 弹簧劲度系数的计算： 为了保证其次过渡阶段弹簧能驱动前轮转向，其劲度系数与阻力矩满意以下关系： Mr2Dqkx2.(5-14) Mr2kxl321.(5-15) l312 5.5 参数的获得： 在过渡阶段，前轮的转角处于渐变阶段，为了获得合适的参数，我们采纳作图法来

24、获得特别点参数，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肯定的调整。如下图(5-4)所示： 通过作一系列的协助线，量取相应的尺寸即可。凸轮转动中心到对应位臵滚子的转动中心的距离即连心线长为h0，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J3。 图5-3 26 测得阶段四与阶段二的参数如下表： 表5-1 阶段四数据 ho d 13.01 10.06 q3 d q2 q1 q2 8.60 39.64 19.84 14.70 1.48 2.46 11.90 6.35 24.30 14.9

25、8 1.47 4.65 表5-2 阶段二数据 ho d 13.41 9.93 q3 d q2 q1 q2 42.95 43.98 18.12 13.05 1.69 2.72 2.98 2.76 15.74 26.17 4.85 7.82 27 5.6 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 = 5.7502203e+05 毫米3 曲面面积 = 3.0700972e+05 毫米2 平均密度 = 4.0046427e-09 公吨 / 毫

26、米3 质量 = 2.3027578e-03 公吨 依据 PRT_CSYS_DEF 坐标边框确定重心: 28 X Y Z 4.9962801e+01 1.5108786e+02 7.8382376e+01 毫米 5.7 参数的确定 依据以上参数，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 29 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) GyG=FCyc.(5-17) GxG=FBxB(5-18) xB=150,yC=200,xG=79,yG=50,G=22.57N

27、 代入数值，求得： FC=5.64N FB=11.87N FA=5.06N 代入式 :Mr2=0.0003 Nm (R=0.089mm)(5-19) Dq=38.66o,第四过渡阶段d1=4.08mm，其次过渡阶段d2=3.74mm， k=24.32 N/m 左轮的滚动摩阻：Mr1=d1(FA+FB+FC),代入数值：得Mr1=8.13Nmm 第四阶段：Me5=58.20Nmm 55.75Nmm 其次阶段：x=4.08+d Fn=0.14N0 0.165N Me5=72.06Nmm 68.56Nmm 因此，加在绕绳轮上的最大阻力矩为：MR=80.19Nmm(5-20) 30 5.8 绕绳轮最大

28、半径的确定： 如图所示：绕绳轮的半径为R1 铁块重力为G=9.8N 平衡状态下绕绳轮的受力关系满意下式： GR1=MR 代入数据，解得： R1=8.18mm 图5-6 至此，所车体有构件尺寸均已确定。 31 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肯定的偏差，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行少的。 小车转弯的曲率半径由车体尺寸以及前轮转角确定，但是，车子一旦加工完成，车体尺寸无法改动，因此，可以通过变更前轮转角来调整小车的形势轨迹。如图所示： 图6-1 限制前轮转向的摇杆通过螺钉固定连

29、接，但是螺钉相对于摇杆的位臵式可调的，通过变更其相对位臵来变更摇杆的长度，从而调整前轮的转角 。 32 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，添加了一些志向化设计，如在假定小车做匀速运动的状况下完成整个轨迹，据此选定和似的参数，设计出了前轮转向限制机构。实际中，小车不行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，不行能突变，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，任然存在肯定的误差，因此，在限制机构的设计上存在误差。 7.1.2 参数误差 在第5章所进行的力分析时，采纳了参数化设计，涉及

30、到很多的参数，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，运用的尼龙许用应力也与现实存在肯定的差距。因此，在绕绳轮的设计上存在肯定的误差，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 33 这个误差是可以调整的。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，削减成本，因而大大的削减了加工误差。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的调整优化。 7.2 效率的计算 小车主体由动力机构、传动

31、机构和转向限制机构串联而成。令各机构的机械效率为h 1、h2、h3，则小车整体的机械效率为： h总=h1h2h3 7.2.1动力机构的机械效率 如图 所示，绕绳轮与后轮转轴干脆固定连接，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，故可忽视不计），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纳5A05铝合金，其滑动摩擦因数为f=0.14，滑轮半径R1=22mm，滑轮与滑轮轴组成的转动副的摩擦圆曲率半径为r=0.66mm。 对滑轮受力分析如下图(7-1)所示： 34 图7-1 对转动中心由平衡条件可得： TR1+Frr=GR1.(7-1) Fr=G+

32、T.(7-2) 联立可求得： T=GR1-r.(7-3) R1+r忽视摩擦的状况下，同理可求得： T=G.(7-4) 又， h1=T.(7-5) T联立 代入数据，求得：h1=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状况下 35 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： h2=97%97%=94.1%.(7-7) 7.2.3转向限制机构传动效率的计算 过渡阶段，前轮转向限制机构的传动效率可有式 计算可得。联立式 有： h3=Me5(7-8) Me5取最大传动力矩位臵的参数做计算，

33、求得： h3=93.6%.(7-9) 综合式(7-6)、(7-7)、(7-9)可得： h总=84.5%.(7-10) 36 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： 图8-1 37 通过测量，发觉前轮最大转角分别为：34.96度、38.46o度。与理论设计的角度38.66o存在肯定的误差。在时间上，通过测量，过渡阶段主要安排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。 小车前轮角速度和角加速度图象如图（8-2）所示，通过测量，小车前轮的最大

34、加速度如图第一个波峰所示，为16.05度/秒。变速阶段与小车前轮角位移变更阶段相对应。 图8-2 小车前轮角加速度图象如左图（8-3）所示，明显，在个别位臵加速度较大，大体改变不大，因此，小车在转向时不会出现急转弯导致小车失衡的情形。 图8-3 38 第9章、综合评价及方案改进 通过对小车的设计以及运动仿真分析，我们对小车做了整体的综合评价，并提出了改进方案。 9.1 综合评价 9.1.1 不足处 1、小车主要由凸轮四杆机构，齿轮传动机构，以及绕绳轮动力机构组成，机构组成较困难，零件装配定位难度大。 2、小车整体机构分布不够紧凑，零件分布不够匀称。 3、小车各机构采纳串联方式连接，传动效率不够

35、高。 9.1.2 优点 1、小车整体设计采纳优化参数设计，限制精度高。 2、在进行机构或零件设计时充分考虑到加工与制造，因此零件相对简洁，加工难度低，加工精度高，成本低。 3、小车运动过渡阶段平稳缓和，运行稳定性高。 39 9.2 方案改进 针对以上分析，我们提出了一下改进方案: 1、保证加工精度和肯定加工成本的前提下，优化结构设计，使小车整体结构尽可能的紧凑。 2、在保证明现预定功能的前提下，优化机构设计，尽可能地提高整体机械效率，削减摩擦损耗。 3、优化机构布局，使小车重心尽可能地靠里，增加小车反抗外界 干扰的实力。 40 第10章、参考文献 【1】濮良贵，纪名刚. 机械设计. 8版. 北

36、京 ： 高等教化出版社 ，2006. 【2】孙恒，陈作模.，葛文杰. 机械原理. 7版. 北京：高等教化出版社 ， 2006. 【3】黄靖远 ，高志，陈祝林.机械设计学. 3版 .北京：机械工业出版社，2006.【4】周增文，汤酚则，张亮峰.机械加工工艺基础. 长沙:中南高校出版社. 2003.【5】徐绍军，云忠.工程制图. 2版.长沙：中南高校出版社.2022. 41 第11章、附录 附录 1、机构运动简图及装配图 11.1.1 机构运动简图 图11-1 42 11.1.2 装配图 图11-2 1、摇杆1 2、连杆 3、摇杆2 4、推杆 5、推杆座 6、弹簧 7、凸轮 8、轴承座1 9、齿轮3 10、齿轮2 11、轴承座2 12、齿轮2 13、后轮轴 14、后轮 15、齿轮1 16、轴1 17、轴2 18、车板