【正文】 擦理論可知：摩擦力矩和正壓力的關(guān)系為：.................................................................................② 而滾動摩擦所受的阻力為：.............................................................................③ 根據(jù)上述公式我們可以初步判定我們無碳小車的設(shè)計原則，即小車質(zhì)量要輕，輪體直徑應(yīng)盡可能的大。初步計算時，為了方便計算，我們初步取得輪子直徑為100mm,但是在繪圖的過程中發(fā)現(xiàn)無法安裝轉(zhuǎn)向機構(gòu)，所以后初步設(shè)計直徑為150mm。小車至少要完整的走過一圈的距離，所以車輪要轉(zhuǎn)動的圈數(shù)為：..........................................................................................④ 式中：, 將以上數(shù)據(jù)代入公式④中： 根據(jù)設(shè)計結(jié)構(gòu)即無碳小車的傳動路線，小車采用的是重塊通過繩索直接與滾筒相連，由滾筒驅(qū)動與之同軸的齒輪，齒輪再驅(qū)動后面的小齒輪。而在齒輪傳功中，齒輪件的傳動比常取，同樣的滾筒也要轉(zhuǎn)圈。近似的我們圓整為圈，又因為小車上的重塊需要下降，據(jù)此根據(jù)公式①我們可以估算出小車滾筒的直徑： 在繪圖過程中，根據(jù)裝配的要求我們?nèi)∏拜喼睆綖椤? 考慮到一級齒輪傳動圓柱齒輪范圍為，故選。 各軸轉(zhuǎn)速的計算 （1）輸入轉(zhuǎn)矩 選定轉(zhuǎn)向裝置 該自行小車在前行時能夠自動避開賽道上設(shè)置的兩個障礙物（每間隔到，放置一個直徑、高的彈性障礙圓棒），并在半個乒乓球案長，寬中，繞兩個障礙物走 字型，不完全齒輪具有轉(zhuǎn)向功能。 所以轉(zhuǎn)向裝置選擇不完全齒輪。 確定轉(zhuǎn)向裝置的基本參數(shù) 小車行走時的軌跡如圖可知，用滑塊連桿實現(xiàn)表示出來可得桿件的基本參數(shù)：，寬度6mm，厚度3mm,滑桿長56mm，寬度6mm，厚度3mm,支撐架高51mm，寬度4mm，厚度4mm，連桿高30mm,厚度5mm，寬度10mm,轉(zhuǎn)向機構(gòu)軸高69mm，直徑8mm. 轉(zhuǎn)向機構(gòu)桿如圖 支撐架 轉(zhuǎn)向機構(gòu) 擺桿 滑桿 連桿 前輪最大轉(zhuǎn)角：13度 、精度等級、材料及齒數(shù) （1）按照我們的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動，壓力角取為。 （2）無碳小車為一般工作機器，參考表106，選用7級精度。 （3）材料選擇。由表101，大齒輪與小齒輪均選擇選擇45剛(調(diào)質(zhì))，硬度為240HBS。 （4）選小齒輪齒數(shù)為,大齒輪齒數(shù)，因為與要互質(zhì),所以取.。 （1）由式（1011）①試算小齒輪分度圓直徑，即 1) 確定公式內(nèi)的各項數(shù)值 ①試選載荷系數(shù) ②計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 ③由表107選取齒寬系數(shù) ④由圖1020查得區(qū)域系數(shù)⑤由表105查得材料的彈性影響系數(shù)（大小齒輪均采用鍛造）為 ⑥由式（109）計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù) ⑦計算接觸疲勞許用應(yīng)力。 由圖1025d①查得兩齒輪的接觸疲勞極限為 由式（1015）①計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)： 由圖1023查取接觸疲勞壽命系數(shù)。 取失效概率為1%，安全系數(shù)為S=1，由式（1014）得 取和中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即 2）試算小齒輪分度圓直徑 （2）調(diào)整小齒輪分度圓直徑 1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備。 ①圓周速度v。 ②齒寬b。 2）計算實際載荷系數(shù)。 ①由表102①查得使用系數(shù) ②根據(jù)、7級精度，由圖108查查得動載系數(shù)。 ③齒輪圓周力 查表103①得齒間載荷分配系數(shù)。 ④由表104①，7級精度，小齒輪，相對承非對稱布置齒向載荷分布系數(shù),由此，得到實際載荷系數(shù) 3)由式（1012）①，可得按實際的載荷系數(shù)算得的分度圓直徑： 及相應(yīng)的齒輪模數(shù) （1）由式（107）①試算模數(shù)，即、 1）確定公式中的各參數(shù)值 ①試選 ②由式（105）①計算彎曲疲勞強度用重合度系數(shù)。 ③計算。 由圖1017①查得齒形系數(shù) 由圖1018①查得應(yīng)力修正系數(shù) 由圖1024c①查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為 由圖1022①查得齒形 由圖1017①查得齒形彎曲疲勞壽命系數(shù) 取彎曲疲勞安全系數(shù)，由式（1014）得 因為大齒輪的大于小齒輪，所以取 2）試算模數(shù) （2）調(diào)整齒輪模數(shù) 1)計算實際載荷載荷載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備。 ①圓周速度v。 ②齒寬b。 ③寬高比。 1)計算實際載荷系數(shù)。 ①根據(jù),7級精度，由圖108查得動載系數(shù)。由 查表103得齒輪間載荷分配系數(shù)。 ③由表104用插值法查得,結(jié)合查圖1013，得 則載荷系數(shù)為 3）由式（1013），可得按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)?？扇∮蓮澢趶姸人愕玫哪?shù)并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值，按接觸強度算得的分度圓直徑,算出小齒輪齒數(shù)， 取，則大齒輪齒數(shù)，取，與互為質(zhì)數(shù)。 這樣設(shè)計出的齒輪傳動，即滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。 （1）計算分度圓直徑 （2）計算中心距 （3）計算齒輪寬度， 考慮不可避免的安裝誤差，為了保證設(shè)計齒寬b和節(jié)省材料，一般將小齒輪略加寬，即 取,而使大齒輪的齒寬等于設(shè)計齒寬，即。 上述齒輪副的中心距不便于相關(guān)零件的設(shè)計和制造。為此，可以通過調(diào)整傳動比、改變齒數(shù)或變位法進行圓整。采用變位法將中心距就近圓整至。在圓整時，以變位系數(shù)和不超出圖1021a中推薦的合理工作范圍為宜。其他幾何參數(shù)，如、m、b等保持不變。齒輪變位后，齒輪副幾何尺寸發(fā)生變化。應(yīng)重新校核齒輪強