无碳小车设计报告v4.0(20141015)

广州大学第二届工程训练综合能力竞赛暨第四届全国大学生工程训练综合能力竞赛无碳小车设计报告竞赛项目：“S”型赛道场地竞赛成员：张伟鑫、古剑峰、冯燕柱学院：机械与电气工程学院指导老师：***时间： 2014年10月12日2014广州大学工程训练综合能力竞赛无碳小车设计报告总43页第 1 页产品名称：小车编号1、设计概述1.1 设计要求设计一种三轮结构小车，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而得到的, 不可以使用任何其他来源的能量。

该给定重力势能由竞赛时统一使用质量为1Kg的标准砝码（￠50×65 mm，碳钢制作）来获得，砝码的可下降高度为400±2mm。

标准砝码始终由小车承载，不允许从小车上掉落。

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。

左下图为竞赛要求设计的无碳小车示意图；右下图为无碳小车在重力势能作用下自动行走的轨迹示意图。

图1 无碳小车示意图图2 无碳小车在重力势能作用下自动行走示意图1.2设计方法小车的设计要做到目标明确，通过对命题的分析得到比较清晰开阔的设计思路。

作品的设计需要有系统性，规划性和创新性。

设计过程中需要综合考虑材料、尺寸、制造成本等各方面因素。

小车的设计是提高小车性能的关键。

在设计方法上我们借鉴了参数化设计、优化设计、系统设计等现代设计发明的理论方法采用MATLAB、SolidWorks、AutoCAD、ADAMS等软件辅助设计。

设计得出的小车必须满足重力势能转换、驱动自身行走及自动避障等功能。

需1/ 43要我们对小车分别进行机械设计、工艺方案设计、经济成本分析、以及工程管理方案设计等。

其中，机械设计包括方案设计及修改、机构运动分析以及机构力分析等。

重物下落，通过滑轮机构把重物产生的拉力减半，并沿着与重物连接的细线传递到绕线轴中，从而传递到同轴的传动机构中，通过一定传动比的传动机构将转动速度加大，并把动力传到同轴的驱动轮驱使小车前行。

另外，传动机构也把动力传递给转向机构支持小车前轮转向，从而实现小车自动规避障碍物。

小车的功能分析图如下。

图3 小车功能分析图2/ 433/ 434/ 435/ 432.3方案敲定根据小车设计的需求和比赛的要求，决定分别以不同的机构分点列出敲定的方案并作出必要的解释：2.3.1 原动机构比赛要求在重物下落释放的能量能够提供小车前行的前提下，重物尽可能慢地落下。

则需要对重物进行减速并适当地减少力的消耗。

因此需要通过动滑轮将细绳拉动重物产生的拉力减半，以减少能量的损失，使小车行驶更长远。

另一方面，要求重物下降速度慢，而小车驱动轮行驶的速度要快，因此需要把绕线轴设在速度慢的一段。

绕线轴设成三层阶梯型，容易综合小车自身的性能进行分层。

小车起步时，需要的力比较大，因此通过增大绕线圈的直径使其扭矩增大从而驱动小车起步前行，而后因小车行驶中具有惯性，所需的扭矩比起步时小，因此选较小直径的绕线圈以保持小车行驶速度基本恒定。

因此选用方案二更妥。

图4 原动机构重物部分渲染图图5 原动机构绕线器部分渲染图2.3.2 传动机构结合比赛的主题和竞赛的要求，传动机构传递的传动比必须保持稳定，且传动效率要高，皮带轮传动机构和链传动机构传动比不够稳定，而且皮带轮传动机构和链传动机构传动距离大。

蜗轮蜗杆机构工作时发热严重，能量损耗大，传动效率低。

齿轮传动机构紧密性强，传动比稳定，能量损耗较低，传动效率可高达98%，因此可以很好地提高能量利用率，选择以齿轮副来完成滚筒轴到后轮轴的动力传动，驱使小车行驶，会使小车行驶得更远。

6/ 43图6 传动机构渲染图图7 转向机构摇杆部分渲染图图8 转向机构曲柄连杆部分渲染图2.3.3 转向机构在本车的设计中，由于凸轮轮廓加工比较困难，尺寸不能够可逆地改变，精度也很难保证，重量较大，效率低，摩擦方面的能量损失大。

曲柄滑块机构（对心）的曲柄匀速转动，摇杆左右匀速摆动，结合靠谱的原动机构，小车运行轨迹接近正弦曲线，曲率变化连续。

曲柄滑块机构结构简单，容易加工，能量利用率高，且便于对前轮摆动角度的调节，以适应不同的赛道要求。

因此曲柄滑块机构是不错的选择。

以下是曲柄滑块转向机构运动的三个特殊位置简图。

7/ 43图9 转向机构状态①图10 转向机构状态②图11 转向机构状态③2.3.4 微调机构若要令小车根据不同条件的赛道而做出调整，则需要在小车转向机构处加上至少两个微调和一个粗调，曲柄出一个微调，连杆处一个粗调一个微调。

螺纹调整范围小，可作为微调，卡位调整范围大且方便，可作为粗调。

由于曲柄的变化范围只有少数几个位置，则可以直接做成卡位形式，而连杆结构可由一个螺纹调整作为微调，一个卡位调整作为粗调。

图12 微调机构曲柄部分（粗调）图13 微调机构水平杆部分（粗调）8/ 43图14 无碳小车简图3、设计结果以下计算可能会用到的参数：绕线轴半径为r0，大齿轮半径为r大，小齿轮半径为r小，后轮（驱动轮/自由轮）半径为r4，曲柄长度为e，连杆长度为l1，水平杆长度为l2，摇杆长度为l3，机架长为l4，重物高ℎ，重物质量m，驱动轮与前轮横向偏距a1，自由轮与前轮横向偏距a2。

3.1结构本无碳小车由原动机构、变速机构、转向机构、微调机构和行走机构（车身车架）等五个部分组成。

小车采用基于齿轮的曲柄滑块加摇杆机构，车身基础采用骨架式，将重物下降所减少的重力势能尽可能多的转化成小车前进驱动力做的功和所消耗的动能。

9/ 433.2运动分析小车运动过程分析简图：图15 小车运动分析流程图3.2.1 原动机构重物与动滑轮连接，所以当重物下降dh时，绕线器绕过的长度为2dℎ，所以有2dℎ=2πr0dn①（r0绕线器的半径），而绕线器转过的角度为2πdn，所以dθ=2πdn②由①②式得：ℎ=2πr0n, θ=2πn=ℎr0，因为ω0=dθdt,所以ω0=2πdndt（ω1为绕线器的角速度）10/ 433.2.2 变速机构变速机构由模数为1的大、小齿轮组成，设齿轮的传动比为i，大齿轮的角速度为ω大，小齿轮的角速度为ω小，则有ω大=ω1，ω小=ω大×i。

由于小齿轮与后轮轴紧配，设后轮的角速度ω后=ω小，则后轮速度v4=ω小×r后（r后为后轮的半径）。

3.2.3 转向机构图16 转向机构曲柄连杆部分图17 转向机构摇杆部分⑴位置分析e sinθ=l1sinφ③e cosθ+l1cosφ+l2−(l2+l1)=l3tan x即：e cosθ+l1cosφ−l1=l3tan x④(e为曲柄的长，l1为连杆的长，l2为水平连杆的长，l3为摇杆的长）解此方程即可得到θ、φ。

得到路程的图像如图18所示：图18 ADAMS路程仿真图11/ 4312 / 43⑵ 速度分析将式③、④对时间取一次导数，可得 eωe cos θ=l 1ω1cos φ ⑤−eωe sin θ−l 1ω1sin φ=l 3ω3(sec x)2 即： −eωe sin θ−l 3ω3(sec x)2=l 1ω1sin φ ⑥解之可求得ω5、ω7。

把式 ⑤ 、⑥写成矩阵形式 [e cos θ0−e sin θ−k(sec x)2][ωe ω3]=ω1[l 1cos φl 1sin φ] 可得到速度图像如图19所示：图19 ADAMS 速度仿真图⑶加速度分析将式⑤ 、⑥对时间取导，可得加速度的关系ea e cos θ−eωe 2sin θ=l 1a 1cos φ−l 1ω12sin φ ⑦−ea e sin θ−eωe 2cos θ−l 3a 3(sec x)2−2l 3ω32(sec x)2tan x =l 1a 1sin φ+l 1ω12cos φ ⑧把⑦、⑧写成矩阵形式 [e cos θ−e cos φ−e sin θ−l 1sin φ][a e a 1]=[eωe sin θ−l 1ω1sin φeωe cos θl 1ω1cos φ][ωe ω1] +a 3[0l 3(sec x)2]+ω3[02l 3(sec x)2tan x ] 可得到加速度图像如图20所示：图20 ADAMS 加速度仿真图13/ 432x的范围为31°−−54°，tan(x)=e，取l3=70mm，则e的范围为19mm−36mm；取i=5，则2πr4=s。

第①种情况s′=2.4m ,所以r4′=76.39mm,l3后轮的直径为152.78mm；第②种情况s′′=1.92m ,所以r4′′=61mm,后轮的直径为122mm；第③种情况s′′′=2.88m ,所以r4′′′=91.5mm,后轮的直径为183mm。

图21 间距为900mm、1000mm、1100mm小车路线图图22间距为900mm、1000mm、1100mm小车路线图图23间距为700mm、800mm小车路线图图24间距为1200mm、1300mm小车路线图14/ 43当θ=90°时，φ取得最大值，这时传动角γ取得最小值。

因为cosγ=el1，e的最大值为36mm ,γmin=40°−50°，所以取γ=50°，l1=56mm，因而l1≥56mm。

经过讨论，我们决定l1=60mm。

因为l1+l2=155mm , 所以l2=95mm。

设计目标：小车行走的水平距离为60m，理论行走时间t总=300s。

所以周期数为n=30，所走的总行程S=n×s=72m,周期时间t=t总n=10s,车身速度V=st =0.24m/s,重物下降速度V0=ℎt总=1750m/s。

因为 2ℎ=2πr1n，所以r0=4.24mm。

绕线轴的角速度ω0=2V0r0=0.67rad/s,大齿轮的角速度ω大=ω0，后轮的角速度ω后=ω大×i=3.37rad/s。

图 25 转向机构曲柄连杆部分3.3力学分析3.3.1 原动机构质量为m=1kg的重物悬挂在高h=400mm的位置，以加速度（g−a）向下加速运动，绳子的拉力恒为T，则有：T=m(g−a)，假设绕线器的半径为r1，则输入小车系统的扭矩为M1=T⋅r1⋅λ1（其中λ1表示考虑到摩擦影响而设置的系数）。

假设驱动轮所受到的力矩为M A,曲柄轮所受到的扭矩为M e，驱动轮所受到的压力为N A，行进中驱动轮所提供的动力F A,齿轮传动比为i，则由力矩守恒定律有：M A+M ei =M1⋅λ2（其中λ2表示考虑到摩擦影响而设置的系数），又M A=N A·δ+F A·r后，其中r后为后轮半径。

3.3.2 变速机构采用齿轮机构实现变速传动，将原动机构输入的扭矩传递到后轮及曲柄。

根据齿轮传动的额定功率和转速。

可以得到齿轮传递的名义扭矩和轮齿上的名义法向载荷F n。