机械原理课程设计半自动拖地机

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1、一、 半自动拖地机简介半自动拖地机可用于大型商场，广场地面及墙面的清洗，通过电动机带动。高效又环保。其特有的地面圆盘可以一开一合，增大与地面摩擦的频率，从而更高效地清洗地面。另外半自动拖地机还带有清洗墙面圆盘系统，可以实现上下左右全方位地运动，从而更全面地清洗墙面。为了使半自动拖地机清洗过的地面不至于太潮湿与光滑，拖地机还带有风扇系统，及时吹干清洗过的地面与墙面。半自动拖地机电动机减速系统风扇系统动力轮系统地面圆盘系统墙面圆盘系统吹干地面吹干墙面1-1 设计题目：半自动拖地机1-2 设计条件：通过课程设计实习，全面分析实验室现有设备：机器动力源、工作原理、主要技术参数（如生产率、电机型号、电机

2、转速、电机功率、适应参数范围等）；包含哪些执行机构，执行机构自由度是多少；从电机到执行构件的传动比是多少，传动方案是什么等。请指出实验室设备的缺陷，且不必拘泥于“机械、机构”的研究范畴，尝试从功能角度出提出改进创意。设计参数：1、 半自动拖地机的前进速度为0.1m/s2、 动力小轮直径为0.1m3、地面圆盘张合频率为4Hz4、地面圆盘直径为1m 5、墙面圆盘直径为0.1m6、墙面圆盘上下移动或者左右移动的频率为2Hz7、墙面圆盘上下移动或者左右移动的最大幅度为0.5m8、主传动机构许用压力角=40辅助传动机构许用压力角=709、电动机转速n=1400r/min10、电动机功率储备系数 =1.5

3、11、小风扇功率为1W1-3 设计任务1、绘制整体及各部分机构示意图，并说明各部分机构可以实现的功能。2、设计减速系统 （1）设计减速传动系统。电动机转速n=1400r/min,要减到适合的工作频率，确定传动方案，及各级减速传动比的大小，绘制传动简图。 （2）设计齿轮传动。若采用了齿轮传动，按等强度或等寿命条件设计齿轮传动，绘制齿轮啮合图。编写程序计算基本几何尺寸，验算重合度，小齿轮顶厚度，不根切条件及过渡曲线不干涉条件。 3、设计动力轮系统 （1）动力轮系统中后轮驱动拖地机前行，前轮控制方向。 （2）动力轮系统中加有制动装置，以便紧急情况下的及时停止运动。 4、设计地面圆盘系统 （1）地面圆

4、盘边缘分为四个小块，通过凸轮的转动，实现开合运动。 （2）通过锥齿轮实现电动机的转动转化为凸轮的转动。 5、设计墙面圆盘系统 （1）墙面圆盘系统原理为曲柄滑块机构，电动机带动不同的曲柄实现圆盘上下或左右的往复移动。 （2）通过角度的调节，使墙面圆盘的移动幅度可以调节。 （3）墙面圆盘系统内部应装有弹簧，使其可以伸缩自如，不仅可以清洗平直的墙面，也可以清洗带有曲率的墙面。 6、设计风扇系统 （1）风扇系统的动力由自带的小型电动机提供。 （2）风扇可通过连杆装置调节到地面或者墙面，吹干刚清洗过的地面或墙面。二、绘制整体及各部分机构示意图，并说明各部分机构可以实现的功能。2-1整体外形示意图1 墙面

5、圆盘 2.风扇 3.动力轮 4.地面圆盘2-2地面圆盘系统示意图该圆盘由边缘四小块A,B,C,D和中心凸轮E组成，通过凸轮E的转动，可以实现边缘四小块的开合运动，增大与地面的摩擦，更好地清洗地面。2-3墙面圆盘系统示意图墙面圆盘系统的原理为一曲柄滑块机构，如上图所示。为了实现墙面圆盘移动幅度的调节，我们设计了如下的机构：由于曲柄滑块机构中滑块能移动的距离为一固定值，即图中四条线段L1,L2,L3和L4的长度,通过调节这些线段的位置就可以调节墙面圆盘的移动幅度。如：L1调节的范围最宽，L4最窄。三、减速系统的设计3-1计算传动比 （1）电动机转速为1400r/min,半自动拖地机前进速度为0.1

6、m/s,即6m/min,同时4个动力小轮的直径都为0.1m,则小轮圆周长0.1，则电动机与动力轮系统之间的传动比为i1=1400/(6/0.1)70；（2）电动机转速为1400r/min，墙面圆盘上下移动或者左右移动的频率为2Hz，即一秒钟曲柄转2次，转速即为120r/min,则电动机与墙面圆盘系统之间的传动比为i2=1400/120=35/3;（3）电动机转速为1400r/min，地面圆盘张合频率为4Hz，即一秒钟底部凸轮转2次，转速即为120r/min，则电动机与地面圆盘系统之间的传动比为i3=1400/120=35/3;四、传动方案论证4-1第一级减速系统方案方案一：带轮减速系统 带传动

7、适用于要求传动平稳、传动比不要求准确，100KW一下的中小功率的远距离传动，也可应用于本方案中的半自动拖地机。带传动优点：可用于中心距较大的两轴间的传动；有良好的挠性和弹性；能吸震和缓冲，传动平稳噪声小；有过载保护功能，当过载时轮缘打滑，防止其它的机件损坏；结构简单，制造，安装和维护均较方便。缺点：不能够保证恒定的传动比，传动精度和效率低；带对轴有很大的压轴力；带传动装置结构不够紧凑；带的寿命较短；不适用于高温、易燃及有腐蚀介质的场合。 工作过程：原动机驱动主动带轮转动，通过带与带轮之间的摩擦力，使从动带轮一起转动，从而实现运动和动力的传递。 方案二：链条减速系统链传动由两个链轮和绕在两轮上的

8、中间挠性件-链条所组成。靠链条与链轮之间的啮合来传递两平行轴之间的运动和动力，属于具有啮合性质的强迫传动。其中应用最广泛的是滚子链传动。 链传动的优点是：可以在两轴中心距较远的情况下传递运动和动力。能在低速，重载和高温条件下及尘土大的情况下工作。能够保证准确的传动比，传递功率较大，并且作用在轴上的力较小。传动效率高。链传动的缺点是：链条的铰链磨损后，使节距变大造成脱节。安装和维护要求较高。方案三：齿轮减速系统（1）直齿轮传动的优点：传动性能好，承载能力高，传动的功率范围广，传动效率高且工作可靠，寿命长缺点：要求较高的制造和安装精度，成本较高，且只适用于于电机平行轴之间的减速传动（2）平行轴斜齿

9、轮的优点：啮合性能好，重合度大，传动平稳，可获得更为紧凑的结构，且制造成本与直齿轮相同。 缺点：产生轴向力，且随螺旋角的增大而增大，所以可以采用人字齿，但是人字齿的加工制造较为困难。方案选择：经对比，齿轮传动由于要求较高的制造和安装精度，成本较高；链条传动由于噪音教大，平稳性不好，因此不用。而带传动由于有良好的挠性和弹性，能吸震和缓冲，传动平稳，噪声小，结构简单，制造，安装和维护均较方便，符合半自动拖地机的要求，因此，选用方案一。4-2第二级减速系统方案 方案一：圆柱齿轮减速系统齿轮传动的承载能力及其可靠性，主要取决于齿轮齿体及齿面抵抗各种失效的能力。齿轮传动中常见的失效形式主要有：轮齿折断、

10、齿面点蚀、齿面磨损、齿面胶合和齿面塑性变形。齿轮传动的主要优点为：传递功率大、速度范围广、效率高、工作可靠，寿命长，结构紧凑，能保证恒定的瞬时传动比，可传递空间任意两轴间的运动。其主要缺点为：制造和安装精度要求高、成本高、不宜用于中心距较大的传动。齿轮传动在工作过程中应满足两项基本要求：（1）传动平稳：要求齿轮传动的瞬时传动比不变，尽量减少冲击、振动和噪声，以保证机器的正常工作。（2）承载能力高：要求在尺寸小、重量轻的前提下，轮齿的强度高、耐磨性好，在预定的使用期内不出现断齿、齿面点蚀及严重磨损等现象。 方案二：涡轮减速系统涡轮蜗杆传动优点：传动比大，传动平稳，噪声低，可制成具有自锁性的蜗杆。

11、缺点：传动效率低，易磨损，发热量大，制造成本高。这里并不需要极大的传动比，所以用不着涡轮了。在蜗杆传动中，蜗轮轮齿的失效形式有点蚀、磨损、胶合和轮齿弯曲折断。但一般蜗杆传动效率较低，滑动速度较大，容易发热等，故胶合和磨损破坏更为常见。 方案三：锥齿轮减速系统圆锥齿轮机构是用来传递两相交轴之间运动和动力的一种齿轮机构。锥齿轮传动优点：可轻松实现输入输出轴相交的传动，传动比较大，可实现较高速度的传动。啮合好，噪音低。寿命较长，工作稳定可靠 。缺点:制造精度要求高。方案选取：经过对比，因为涡轮蜗杆传动效率低，易磨损，发热量大，制造成本高，且由于第二级减速系统并不要求较高的传动比，因此不用；圆锥齿轮可

12、以改变方向，但在半自动拖地机中，电动机到动力轮以及墙面圆盘系统的传动不需要改变方向，因此对于动力轮系统和墙面圆盘系统选用圆柱齿轮传动，对于地面圆盘系统，由于要改变方向，因此选用圆锥齿轮传动。五、分配各级减速比 5-11、对于动力轮系统，第一级为带传动，取其传动比为i=7,第二级为圆柱齿轮传动，取其传动比为i=10, 满足带轮传动比小于齿轮传动比的要求。其中皮带轮传动是过载保护装置。2、对于墙面圆盘系统，第一级为带传动，取其传动比为i=7/3,第二级为圆柱齿轮传动，取其传动比为i=5, 满足带轮传动比小于齿轮传动比的要求。其中皮带轮传动是过载保护装置。3、对于地面圆盘系统，第一级为带传动，取其传

13、动比为i=7/3,第二级为圆锥齿轮传动，取其传动比为i=5, 满足带轮传动比小于齿轮传动比的要求。其中皮带轮传动是过载保护装置。5-21、对于动力轮系统：带传动部分：i=7齿轮传动部分：齿轮传动比为i=10采用变位齿轮传动 取z1=15 z2=150两齿轮的模数m=5mm、ha*=1、c*=0.25渐开线标准齿轮不根切的最小齿数为Zmin=17(ha*=1, =20)采用变位齿轮则变位齿轮不根切的最小变位系数X= ha* x (zmin-z)/zmin，X1min=1x(17-15)/17=0.1176X2min=1x(17-150)/17=-7.8235齿轮的相关参数及计算所得的相关数据如下

14、表所示：齿轮1齿轮2分度圆直径d1=75d2=750齿顶高ha1=5ha2=5齿根高hf1=6.25hf2=6.25全齿高h1=11.25h2=11.25齿顶圆直径da1=85da2=760齿根圆直径df1=62.5df2=737.5基圆直径db1=70.5db2=704.8齿距p1=15.7p2=15.7齿厚s1=7.85s2=7.85槽宽e1=7.85e2=7.85中心距a1=412.5a2=412.5顶隙c1=1.25c2=1.25基圆齿距pb1=14.76pb2=14.76法向齿距pn1=14.76pn2=14.76通过C语言进行编程的具体步骤为：#include#define PI

15、3.14159264main() double m=5.0,a=20,ha=1,c=0.25,z1=15,z2=150,x1=0.12,x2= -7.82,p1,p2,r1,r2rb1,rb2,ha1,ha2,hf1,hf2,ra1,ra2,rf1,rf2,s1,s2,e1,e2/*定义齿轮各基本参数值及基本尺寸符号*/p3=p4=PI*m; /*计算分度圆周节*/ r1=m*z1/2;r2=m*z2/2; /*计算分度圆半径*/ rb1=r1*cos(a);rb2=r2*cos(a); /*计算基圆半径*/ ha1=ha*m+x1*m;ha2=ha*m+x2*m; /*计算齿顶高*/ hf1

16、= ha*m+c*m-x1*m;hf2= ha*m+c*m-x2*m; /*计算齿根高*/ ra1=r1+ha1;ra2=r2+ha2; /*计算齿顶圆半径*/ rf1=r1-hf1;rf2=r2-hf2; /*计算齿根圆半径*/ s1=PI*m/2+2*x1*m*tan(a);s2=PI*m/2+2*x2*m*tan(a); /*计算分度圆齿厚*/ e1=PI*m/2-2*x1*m*tan(a);e2=PI*m/2-2*x2*m*tan(a); /*计算分度圆齿槽宽*/ printf(p1=p2=%fn r1=%f,r2=%fn rb1=%f,rb2=%fn ha1=%f,ha2=%fn h

17、f1=%f,hf2=%fn, p1,p2,r1,r2,rb1,rb2,ha1,ha2,hf1,hf2);printf(ra1=%f,ra2=%fn rf1=%f,rf2=%fn s1=%f,s2=%fn e1=%f,e2=%fn, ra1,ra2,rf1,rf2,s1,s2,e1,e2); /*打印输出各量计算结果*/运行结果即为上表。2、对于墙面圆盘系统：带传动部分：i=7/3齿轮传动部分：齿轮传动比i=5采用变位齿轮传动 取z1=15 z2=75两齿轮的模数m=5mm、ha*=1、c*=0.25渐开线标准齿轮不根切的最小齿数为Zmin=17(ha*=1, =20)采用变位齿轮则变位齿轮不根

18、切的最小变位系数X= ha* x (zmin-z)/zmin，X1min=1x(17-15)/17=0.1176X2min=1x(17-75)/17=-3.4118齿轮的相关参数及计算所得的相关数据如下表所示：齿轮1齿轮2分度圆直径d1=75d2=375齿顶高ha1=5ha2=5齿根高hf1=6.25hf2=6.25全齿高h1=11.25h2=11.25齿顶圆直径da1=85da2=385齿根圆直径df1=62.5df2=362.5基圆直径db1=70.5db2=352.4齿距p1=15.7p2=15.7齿厚s1=7.85s2=7.85槽宽e1=7.85e2=7.85中心距a1=225a2=2

19、25顶隙c1=1.25c2=1.25基圆齿距pb1=14.76pb2=14.76法向齿距pn1=14.76pn2=14.76通过C语言进行编程的具体步骤为：#include#define PI 3.14159264main() double m=5.0,a=20,ha=1,c=0.25,z1=15,z2=75,x1=0.12,x2= -3.41,p1,p2,r1,r2rb1,rb2,ha1,ha2,hf1,hf2,ra1,ra2,rf1,rf2,s1,s2,e1,e2/*定义齿轮各基本参数值及基本尺寸符号*/p3=p4=PI*m; /*计算分度圆周节*/ r1=m*z1/2;r2=m*z2/2

20、; /*计算分度圆半径*/ rb1=r1*cos(a);rb2=r2*cos(a); /*计算基圆半径*/ ha1=ha*m+x1*m;ha2=ha*m+x2*m; /*计算齿顶高*/ hf1= ha*m+c*m-x1*m;hf2= ha*m+c*m-x2*m; /*计算齿根高*/ ra1=r1+ha1;ra2=r2+ha2; /*计算齿顶圆半径*/ rf1=r1-hf1;rf2=r2-hf2; /*计算齿根圆半径*/ s1=PI*m/2+2*x1*m*tan(a);s2=PI*m/2+2*x2*m*tan(a); /*计算分度圆齿厚*/ e1=PI*m/2-2*x1*m*tan(a);e2=

21、PI*m/2-2*x2*m*tan(a); /*计算分度圆齿槽宽*/ printf(p1=p2=%fn r1=%f,r2=%fn rb1=%f,rb2=%fn ha1=%f,ha2=%fn hf1=%f,hf2=%fn, p1,p2,r1,r2,rb1,rb2,ha1,ha2,hf1,hf2);printf(ra1=%f,ra2=%fn rf1=%f,rf2=%fn s1=%f,s2=%fn e1=%f,e2=%fn, ra1,ra2,rf1,rf2,s1,s2,e1,e2); /*打印输出各量计算结果*/运行结果即为上表。3、对于地面圆盘系统：带传动部分：i=7/3齿轮传动部分：齿轮传动比i

22、=5采用变位齿轮传动 取z1=15 z2=75两齿轮的模数m=5mm、ha*=1、c*=0.25渐开线标准齿轮不根切的最小齿数为Zmin=17(ha*=1, =20)采用变位齿轮则变位齿轮不根切的最小变位系数X= ha* x (zmin-z)/zmin，X1min=1x(17-15)/17=0.1176X2min=1x(17-75)/17=-3.4118齿轮的相关参数及计算所得的相关数据如下表所示：齿轮1齿轮2分度圆直径d1=75d2=375齿顶高ha1=5ha2=5齿根高hf1=6.25hf2=6.25全齿高h1=11.25h2=11.25齿顶圆直径da1=85da2=385齿根圆直径df1

23、=62.5df2=362.5基圆直径db1=70.5db2=352.4齿距p1=15.7p2=15.7齿厚s1=7.85s2=7.85槽宽e1=7.85e2=7.85中心距a1=225a2=225顶隙c1=1.25c2=1.25基圆齿距pb1=14.76pb2=14.76法向齿距pn1=14.76pn2=14.76通过C语言进行编程的具体步骤为：#include#define PI 3.14159264main() double m=5.0,a=20,ha=1,c=0.25,z1=15,z2=75,x1=0.12,x2= -3.41,p1,p2,r1,r2rb1,rb2,ha1,ha2,hf1

24、,hf2,ra1,ra2,rf1,rf2,s1,s2,e1,e2/*定义齿轮各基本参数值及基本尺寸符号*/p3=p4=PI*m; /*计算分度圆周节*/ r1=m*z1/2;r2=m*z2/2; /*计算分度圆半径*/ rb1=r1*cos(a);rb2=r2*cos(a); /*计算基圆半径*/ ha1=ha*m+x1*m;ha2=ha*m+x2*m; /*计算齿顶高*/ hf1= ha*m+c*m-x1*m;hf2= ha*m+c*m-x2*m; /*计算齿根高*/ ra1=r1+ha1;ra2=r2+ha2; /*计算齿顶圆半径*/ rf1=r1-hf1;rf2=r2-hf2; /*计算

25、齿根圆半径*/ s1=PI*m/2+2*x1*m*tan(a);s2=PI*m/2+2*x2*m*tan(a); /*计算分度圆齿厚*/ e1=PI*m/2-2*x1*m*tan(a);e2=PI*m/2-2*x2*m*tan(a); /*计算分度圆齿槽宽*/ printf(p1=p2=%fn r1=%f,r2=%fn rb1=%f,rb2=%fn ha1=%f,ha2=%fn hf1=%f,hf2=%fn, p1,p2,r1,r2,rb1,rb2,ha1,ha2,hf1,hf2);printf(ra1=%f,ra2=%fn rf1=%f,rf2=%fn s1=%f,s2=%fn e1=%f,

26、e2=%fn, ra1,ra2,rf1,rf2,s1,s2,e1,e2); /*打印输出各量计算结果*/运行结果即为上表。地面圆盘系统的设计电动机经过减速系统减速后，中心凸轮获得了2r/s转速，地面圆盘系统为了能够正常的工作，必须保持中心凸轮与边缘的四个从动件时刻保持高副接触。在地面圆盘的上方有四根连杆连接中心凸轮的四个从动件，连杆中装有弹簧，以保证四个从动件与中心凸轮的紧密接触，具体结构如下图所示：凸轮机构的设计：方案一：凸轮为椭圆状，最大的向径为0.4m，最小向径为0.2m，厚度为0.1m，从动件为四个扇形，半径为r=(1-0.4/2)/20.36m(计算原理见图-2)，厚度为0.1m，如

27、图-1（只画出了凸轮与四个从动件中的一个相连）所示，整个地面圆盘的直径就为两个扇形的直径加上中心凸轮最大向径与最小向径的平均数，即为1m，符合参数的要求。此时，从动件为曲面从动件，凸轮与从动件之间直接高副接触，摩擦力较大。 图-1 图-2方案二：如图-3（只画出了凸轮与四个从动件中的一个相连）所示，凸轮为椭圆状，但是在椭圆的边缘装上小滚轮，凸轮的最大向径为0.5m，最小向径为0.3m，厚度为0.1m，小滚轮的直径为0.002m，厚度为0.1m，比凸轮向径的值少两个数量级，因此对凸轮向径值的影响微乎其微的，四个从动件扇形的半径为r=(1-0.5/2)/20.32m，厚度为0.1m，整个地面圆盘的

28、直径就为两个扇形的直径加上中心凸轮最大向径与最小向径的平均数，即为1m，符合参数的要求。图-3方案三：如图-4（只画出了凸轮与四个从动件中的一个相连）所示凸轮为椭圆状，四个从动件为扇形，但在与凸轮接触处连接一个平底，与四个扇形从动件是连接在一起的，凸轮的最大的向径为0.4m，最小向径为0.2m，厚度为0.1m，从动件扇形的半径为r=(1-0.4/2)/20.36m，厚度为0.1m，平底为长0.3m，宽0.1m的薄片，厚度为0.001m，因此平底的厚度对整个地面圆盘的直径的影响微乎其微，整个地面圆盘的直径仍旧为两个扇形的直径加上中心凸轮最大向径与最小向径的平均数，即为1m，符合参数的要求。图-4

29、经过对比，方案一凸轮与从动件之间是高副接触，摩擦力较大，使电动机负载过大，影响半自动拖地机的正常运转；方案三在扇形底部加一个薄平底，这容易导致平底的断裂或焊接不牢，而且也具有一定的摩擦力，而且平底的出现使得凸轮对扇形从动件的作用力不能总是通过扇形圆心，不利于从动件的开合运动；而方案二中的滚珠有利的减小了摩擦力，而且凸轮对扇形从动件的作用力始终作用于扇形的圆心，有利于地面圆盘的开合运动，因此最终选定方案二。方案二凸轮结构的内部分析：（1）凸轮廓线设计：半自动拖地机的地面圆盘系统中的凸轮设计为椭圆形状，因为从动只要有规律的开合运动便达到与地面增加摩擦的目的，而并非向其他机械那样需要从动件去完成某种

30、特定的轨迹，因此，我们遵照方案二将凸轮设计为椭圆形，这种轮廓的凸轮外形全为外凸形状，更好的与从动件接触，有利于从动件的开合运动。具体参数为，椭圆形凸轮的最大向径为0.5m，最小向径为0.3m。（2） 压力角：如图所示，凸轮最开始与扇形从动件接触时如下图-5（由于小滚轮不影响分析，暂时将其略去）所示：图-5随着凸轮沿逆时针方向旋转到最大向径与y轴重合时，压力角在不断增大，最终等于90，扇形从动件达到最大升距，对每个从动件，压力角的变化规律都是一样的，根据这一规律我们可以制作出从动件的运动规律图： 根据前面的计算，地面圆盘的开合频率为2Hz，则中心凸轮的转速为2r/s,为了简化计算过程，我们将椭圆

31、形凸轮简化为一条线段，常为0.5m，即椭圆形凸轮的最大向径，如图-6所示，图中的L1到L5即代表不同位置出凸轮，它们的长度都恒为0.5m（图中由于是静态的图，所以无法将五条线段画成等长度，但是计算时要用0.5m带入计算）图-6分析上图-6，带入参数计算可得BAE=67.06已知AE=0.32m,EF长度为0.5/2=0.25m，EFG=45，可求得EG=FG=0.177m,一开始（EF代表凸轮最开始的位置，凸轮沿逆时针转动）A点距离FG的距离为:S1=AEcos(BAE/2)+EG=0.444m当凸轮沿逆时针转过90/8=11.25时，A点距离FG的距离为:S2=AEcos(BAE/2-BAE

32、/8)+EFsin（45+11.25）=0.498m当凸轮沿逆时针转过,22.5时，A点距离FG的距离为:S3= AEcos(BAE/2-2BAE/8)+EFsin（45+22.5）=0.537m当凸轮沿逆时针转过33.75时，A点距离FG的距离为:S4= AEcos(BAE/2-3BAE/8)+EFsin（45+33.75）=0.562m当凸轮沿逆时针转过45时，A点距离FG的距离为:S5=AO+OF=0.32+0.25=0.57m当凸轮沿逆时针转过56.25时，A点距离FG的距离为:S6=S4=0.562m当凸轮沿逆时针转过67.5时，A点距离FG的距离为:S7=S3=0.537m当凸轮沿

33、逆时针转过78.75时，A点距离FG的距离为:S8=S2=0.498m当凸轮沿逆时针转过90时，A点距离FG的距离为:S9=S1=0.444m运用excel进行分析，可得出如下的从动件运动规律的数据如下：时间/s位移/m时间/s位移/m00.4440.50.4440.0156250.4980.5156250.4980.031250.5370.531250.5370.0468750.5620.5468750.5620.06250.570.56250.570.0781250.5620.5781250.5620.093750.5370.593750.5370.1093750.4980.6093750

34、.4980.1250.4440.6250.4440.1406250.4440.6406250.4440.156250.4440.656250.4440.1718750.4440.6718750.4440.18750.4440.68750.4440.2031250.4440.7031250.4440.218750.4440.718750.4440.2343750.4440.7343750.4440.250.4440.750.4440.2656250.4980.7656250.4980.281250.5370.781250.5370.2968750.5620.7968750.5620.31250.

35、570.81250.570.3281250.5620.8281250.5620.343750.5370.843750.5370.3593750.4980.8593750.4980.3750.4440.8750.4440.3906250.4440.8906250.4440.406250.4440.906250.4440.4218750.4440.9218750.4440.43750.4440.93750.4440.4531250.4440.9531250.4440.468750.4440.968750.4440.4843750.4440.9843750.44410.444从动件运动规律的数据图如

36、下由上图可知，扇形从动件在运动过程中总是停歇-开合-停歇，由于有四个凸轮，两个相对的凸轮为一组，当一组凸轮开合时，另一组停歇，反之亦然。墙面圆盘系统的设计半自动拖地机中墙面圆盘共有四个，我们就拿其中一个进行分析设计，其他的依样画葫芦即可。墙面圆盘系统由两个曲柄滑块机构和两个分别调节上下和左右移动幅度的调节机构组成，对于两个曲柄滑块机构，也是分别控制上下和左右移动的，通过开关装置来具体控制电动机对某一具体曲柄滑块机构的调节。由于上下和左右移动的运动原理相同，因此我们以上下移动为例进行具体分析：方案一：设计为偏置曲柄滑块机构，偏心距为0.25m，曲柄长度为0.15m，连杆长度为0.35m，可应用余

37、弦定理计算滑块的移动幅度为s2=(0.15+0.35)2 +(0.35-0.15) 2-2(0.15+0.35) (0.35-0.15), 可以计算求得s0.1m。 图-1方案二：设计为对心曲柄滑块机构，曲柄长度为0.05m，连杆长度为0.35m，因此滑块移动的幅度为s=（0.05+0.35）-（0.35-0.05）=0.1m图-2经过比较，方案一的偏置曲柄滑块机构存在急回运动特性，对于普通的清洗墙面而言并不需要这种急回特性，而且偏置曲柄滑块机构存在偏心距，横向尺寸距离变大，设计较为复杂，设计成本高，不符合经济性原则；方案二的对心曲柄滑块机构简易可行，设计成本低，机构较为简单，而同样也可以完美

38、的实现墙面圆盘系统清洁墙面的功能，因此，我们选用方案二。对于方案二，我们进行具体分析：图-3根据方案二中的参数可知：图中圆AECF的半径为0.05m，EG=FG=0.35m，BD=0.1m，BC=0.3由于1s时间内，曲柄转两次，滑块从B到G到D然后再返回B，这便是一次上下或者左右运动，由于频率为2Hz，因此，在1s时间内有两次上述运动，我们来研究滑块的运动规律：设t0=0时，滑块处于D点，D点距O点的距离为x0=0.4m（1）当t1=1/16s时，曲柄逆时针转过45，我们做如下分析： 图-4MON=45，因此ON=MN=OMcos45=0.05cos45=0.0354m，在RtMNR中，已知

39、MN=0.0354m,MR=0.35m,因此可求得NR2=MR2+MN2 ,求得NR=0.348m，所以R点距O点的距离为x2=ON+NR=0.0354+0.348=0.3834m(2)当t2=2/16s时,曲柄转过90，根据（1）中的分析，我们可以求得x2=（0.352-0.052）=0.3464m（3） 当t3=3/16s时,曲柄逆时针转过135，此时与（1）的情况相反，参照（1）的算法得：x3=NR-NO=0.3126 m（4） 当t4=4/16s时，曲柄逆时针转过180，此时x4=BC=0.3m以上四步为滑块从D到B的过程，然后从B到D的过程与上述过程相反，因此运用excel，可得滑块

40、运动规律的数据如下：时间/s位移/m时间/s位移/m00.40.50.40.06250.38340.56250.38340.1250.34640.6250.34640.18750.31260.68750.31260.250.30.750.30.31250.31260.81250.31260.3750.34640.8750.34640.43750.38340.93750.383410.4滑块运动图如下：图-5调节幅度机构的设计：方案一：由于滑块移动的幅度都为0.1m，因此下图的调节装置中的固定长度即为0.1m，操控墙面圆盘的机械手的长度为0.5m，将机械手等分成几份，通过控制固定长度的所在位置，

41、我们可以调节机械手的转动角度，进而控制墙面圆盘的移动幅度。如图所示，AOB明显大于COD图-6方案二：将方案二进行该进，运用杠杆原理通过小范围的移动可以控制整个机械手的移动幅度，但这种方案的缺点在于滑块控制机械手时承受的负载比方案一大，控制的幅度越小，滑块的负载也越小，这一点与方案一相同。方案二也是通过控制角度来控制幅度。如图-6，AOB明显大于COD，但滑块处于AB上时所承受的负载明显大于滑块在CD处所承受的负载。图-6经过比较，方案一较为简洁，但是滑块的在机械手上移动距离过大，也就意味着必须将整个对心曲柄滑块机构进行很大范围的移动，容易造成机器在运转过程中的失稳现象，因此方案一可行性不高；

42、而方案二，虽然加重了滑块控制机械手时的负载，但是，整个对心曲柄滑块机构却不需要做大范围的移动，有利整个半自动拖地机的稳定性，因此我们选择方案二。动力轮系统的设计： 半自动拖地机的动力轮系统由四个轮子组成，就好比汽车的四个轮子，两个轮子负责驱动，另外两个轮子负责转向。对此我们提出了如下几种方案： 方案一：如图-1，前两个轮子（轮1、轮2）负责转向，后两个轮子（轮3，轮4）负责驱动，中间有一根传动轴6，电动机通过内部减速系统驱动后轮。如图-1，前两个轮子（轮1、轮2）负责转向，后两个轮子（轮3，轮4）负责驱动，中间有一根传动轴6，电动机通过内部减速系统驱动后轮。方案二：如图-2，后两个轮子（轮3，

43、轮4）负责转向，前两个轮子（轮1，轮2），中间有一根传动轴6，电动机通过内部减速系统驱动前轮。方案三：如图-3，动力轮系统由3个轮子组成，后两个轮子（轮2，轮3）为驱动轮，前轮1负责转向，中间有一根传动轴4，电动机通过内部减速系统驱动后轮。其实也可以将本方案改为如图-4所示的情况，只是将三个轮子的前后位置调换了一下。 方案四：如图-5所示，动力轮系统中的两个前轮（轮1，轮2）负责转向，一组后轮（轮3，轮4，轮5，轮6，轮7，轮8）通过中间的传动轴与电动机相连，电动机通过减速系统带动带动后轮驱动整个半自动拖地机前进方案五：如图-6所示，动力轮系统由一个前轮（轮1，负责转向）,一个后轮（轮4，负责

44、驱动），以及两个边轮（轮2，轮3，负责稳定）组成，后轮通过转动轴与电动机相连，电动机通过减速系统驱动后轮。 经对比，方案一和方案二模仿汽车的四轮系统，但不符合半自动拖地机稳定性的要求，而且半自动拖地机的运行速度较慢，主要质量集中在中心部位，因此传统的汽车四轮系统不符合我们对半自动拖地机的要求；方案三的三轮系统虽然减少了一个轮子，符合经济性原则，但容易使半自动拖地机在运行过程中失去平衡，因此也不可取；方案四的的多轮动力轮系统虽然提高了稳定性，但是增加了电动机的负载，也不符合经济性原则，占用内部空间太多，因此也不可取。最终我们选择改良后方案五的四轮系统，既能保持半自动拖地机一定速度的运行，也能更好

45、的为持整体的稳定性，在中心的重量更好的分布在周围四个轮子上，因此我们最终选择方案五。动力轮系统平稳运行时的运动分析：（1）如图-7为动力轮系统位移-时间图，由于半自动拖地机以一恒定的速度0.1m/s前行，因此其位移-时间图为一条倾斜向上的直线。图-7（2）如图-8为动力轮系统的速度-时间图，由于半自动拖地机的速度恒为0.1m/s,因此其速度-时间图为一条平行与x轴的直线图-8（3）如图-9为动力轮系统的加速度-时间图，由于半自动拖地机在运行时一恒定速度0.1m/s运行，一次运行时的加速度为零，因此加速度-时间图为一条y=0的直线。图-9动力轮系统启动阶段的运动分析： 由于动力轮系统由静止加速到

46、0.1m/s的过程中需要10s，加速度为0.01m/s 2因此，对于启动阶段的运动分析比平稳运行阶段的分析更为重要。（1）如图-10为动力轮系统启动阶段的位移-时间图，由于动力轮系统以恒定的加速度0.01m/s 2启动，因此其启动阶段的位移-时间图为一条抛物线。图-10（2）如图-11为动力轮系统启动阶段的速度-时间图，由于动力轮系统以恒定的加速度0.01m/s 2启动，因此其启动阶段的速度-时间图为一条斜向上的线段，加速到10s时，速度达到0.1m/s时即平稳运行。图-11（3）如图-12为动力轮系统启动阶段的加速度-时间图，由于动力轮系统以恒定的加速度0.01m/s 2启动，因此其启动阶段的加速度-时间图为一条y=0.01的线段，加速到10s时，速度达到0.1m/s时加速度即变为零。图-12