创新设计无碳小车最终版

机械综合创新设计

任 务 说 明 书

班级：_

组员：_ _ _ ______________________

指导老师：______胡华荣______

目 录

1 设计任务„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„3

1.1无碳小车整体动力学分析报告 „„„„„„„„„„„„„„„3 1.2无碳小车各构件材料力学性能分析报告„„„„„„„„„„„3 1.3无碳小车典型零件材料组织分析 „„„„„„„„„„„„„„3

2 设计过程„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„3

2.1 机构设计„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„3 2.2 机构简图分析 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„4

2.2.1主要机构组成„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„4 2.2.2原理„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„5 2.2.3自由度分析„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„5

2.3 无碳小车机构立体图及其结构分析„„„„„„„„„„„„6

2.3.1整车的装配图„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„6 2.3.2原动机构„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„7 2.3.3车架„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„8 2.3.4传动机构„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„9 2.3.5转向机构„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„10 2.3.6微调机构„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„11 2.3.7行走机构„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„11

2.4 参数分析模型 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„12

2.4.1 动力学分析模型„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„12 2.4.2运动学分析模型„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„13 2.4.3急回运动特性、传动角、死点分析„„„„„„„„„„„„„„14 2.4.4灵敏度分析模型„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„16 2.4.5参数确定„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„16

2.5零部件设计„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„16

3设计结果与总结 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„17 4参考资料„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„18 附表„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„19

1 设计任务

1.1无碳小车整体动力学分析报告

含无碳小车各机构运动学分析（运动轨迹计算、机构各构件长度尺寸确定等） 无碳小车动力学分析，各运动副摩擦分析、各构件受力分析。 要求Matlab 编程计算

1.2无碳小车各构件材料力学性能分析报告

含各构件强度分析、刚度分析

基于结构安全的无碳小车各构件结构优化方案。 要求Matlab 编程计算（附源代码）

1.3无碳小车典型零件材料组织分析

取无碳小车中典型金属材料进行材料组织分析，给出3种以上材料试样制作方法、组织照片等。

2 设计过程

2.1 机构设计

行进动作分解

小车主要由四个机构组成：发条动力机构、齿轮传动机构、曲柄连杆机构、连杆前轮转

向机构。

2.2 机构简图分析：

C

1

2

4

2.2.1主要机构组成

机构由曲柄1和连杆2、滑块C 组成的曲柄连杆机构（一下简称R ）、连杆3和连杆4组成，共5个活动构件。

2.2.2原理

传动齿轮A 在发条带动下作顺时针旋转运动，一方面通过车轴带动驱动后轮前进，另一方面通过曲柄连杆机构带动转向“连杆4”，从而带动小车有规律地左右摇摆，实现小车前进过程中自动转弯的效果。

2.2.3自由度分析

a) 自由度分析的必要性：

通过自由度分析可以知道机构的运动受到了多少约束，这样在画简图的时候，就可以知道机构的运动方式了。约束不足或约束多了，机构都不能提供正常的运动。例如死机构等，所以对设计进行自由度的分析是作为制造的前条件。

b) 自由度计算：

总共有5个活动构件：曲柄连杆机构R （曲柄1、连杆2、滑块C ）、杆3、杆4。 有7个低副 ：机构中ABCDE 为转动副。构件CD 为移动副。 有0个高副

所以，自由度F=3*5-（2*7+0）=1

我们的势能小车只有唯一的原动件齿轮7，我们通过计算得出小车的自由度为1，所以能够保证小车具有确定的运动。

2.3 无碳小车机构立体图及其结构分析：

2.3.1整车的装配图

2.3.2原动机构

小车原动机构的要求：

①. 驱动力适中，不至于小车拐弯时速度过大而翻车，或重块晃动厉害影响行走。

②到达终点前重块竖直方向的速度要尽可能小，一则速度过大对小车有很大的冲击力，有可能破坏小车；二则，速度过大意味着重物的重力势能利用率不够。

③在不同的场地。轮所受的摩擦力不同，障碍之间的距离不同，所需要驱动力的大小也不同，因此还得根据需要来调整小车原动结构提供驱动力的大小。 ④尽可能使其匀速，提高其稳定性。

综合考虑装置的简洁性和高效率两方面，我们选择了绳轮结构，并且将轮设计为锥形，以实现对速度的控制和调节。

2.3.3车架

车架在小车设计中起过度连接、支撑固定作用。我们采用的是三角形和矩形组合的板式。这样有利于提高小车的稳定性及各方面的配合。 材料：有机塑料

参数确定：据整体尺寸综合考虑

设计理由：由于底板所承载的负荷比较小，选用有机塑料作为材料，减少能量损耗，薄壁面积应小于400mm ×400mm 。小车的重块在车上重物支撑杆上方开始下落，距离车底板上面约有600m m 多。而小车为了节省能量及避障性好，车底板一般又不能选的面积太大，两后轮轮距不能太大，限制底板打宽度不能大。另外，也可以通过降低小车底板距离地面的高度来降低整个车的重心，达到良好的动态平衡，为此将小车底板折弯，满足整车重心降低的需要，在滚筒轴上安装大齿轮的对应部位将小车底板铣出长孔，使得大齿轮转动不至于与底板接触摩擦。

传动机构，采用的是最简单的齿轮传动。

转向机构是本小车设计的关键部分，直接决定着小车的功能。转向机构也同样需要尽可能的减少摩擦耗能，结构简单，零部件已获得等基本条件，同时还需要有特殊的运动特性。能够将旋转运动转化为满足要求的来回摆动，带动转向轮左右转动从而实现拐弯避障的功能。能实现该功能的机构有：凸轮机构+摇杆、曲柄连杆+摇杆、曲柄摇杆、差速转弯等等。 其中本小车中采用曲柄连杆+摇杆机构

优点：运动副单位面积所受压力较小，且面接触便于润滑，故磨损减小，制造方便，已获得较高精度；两构件之间的接触是靠本身的几何封闭来维系的，它不像凸轮机构有时需利用弹簧等力封闭来保持接触。

缺点：一般情况下只能近似实现给定的运动规律或运动轨迹，且设计较为复杂；当给定的运动要求较多或较复杂时，需要的构件数和运动副数往往比较多，这样就使机构结构复杂，工作效率降低，不仅发生自锁的可能性增加，而且机构运动规律对制造、安装误差的敏感性增加；机构中做平面复杂运动和作往复运动的构件所长生的惯性力难以平衡，在高速时将引起较大的振动和动载荷，故连杆机构常用于速度较低的场合。

经过大量查阅资料，综合考虑各种机构的利弊，包括加工难度、安装难度、传动效率、转向精度、及是否会发生自锁现象等，我们选择曲柄连杆+摇杆作为小车转向机构的方案。 可是通过曲柄摇杆机构不能完成三维空间的运动转换，因此必须采用双球形关节的连杆，可是以我们学校的加工能力，很难加工出高精度的关节轴承，故我们经过思考，用钩子+孔洞的组合代替了关节轴承。这样的机构摩擦力小，加工简单，而且能很好地取代关节轴承的作用。

2.3.6微调机构

微调机构全部采用的是简单方便的螺纹

微调机构是小车的调节部分，也是小车必不可少的装置。一方面，小车上的曲柄连杆比较灵敏，需要微微调整，对误差进行修正。另一方面，是为了调整小车的轨迹（幅值，周期，方向等），使小车走一条最优的轨迹，以适合比赛的需求。

在连杆处我们采用的是双头螺柱和两个内螺纹对连杆的长度进行微调，以适应加工精度引起的误差，同时能够很好地配合摇杆精心组合调节。具体图示及相关尺寸如下： 在摇杆处，我们经过深思熟虑，最后采用了调节精度高且稳定的的螺纹结构。

我们通过以上两种调节机构的配和，对其进行多方向调节，在修正加工引起的误差的同时，更灵活地调整小车运动轨迹

2.3.7行走机构

行走机构即为三个轮子，轮子又厚薄之分，大小之别，材料之不同需要综合考虑。 有摩擦理论知道摩擦力矩与正压力的关系为：

M =N ⋅δ对于相同的材料δ为一定值。 而滚动摩擦阻力

f =R =R

，所以轮子越大小车受到的阻力越小，因此能够走的更远。

但由于加工问题材料问题安装问题等等具体尺寸需要进一步分析确定。

2.4 参数分析模型

2.4.1 动力学分析模型

a 、驱动

驱动轮受到的力矩M A ，曲柄轮受到的扭矩M 1，N A 为驱动轮A 受到的压力，F A 为驱动轮A 提供的动力，有

M

M A +1=M 2⋅λ2

i （其中λ2是考虑到摩擦产生的影响而设置的系数）

M A =N A ⋅δ+F A ⋅R

b 、转向

假设小车在转向过程中转向轮受到的阻力矩恒为M C ，其大小可由赫兹公式求得，

N c 1⋅B R c

1-μ11-μ2π(+)

E 1E 2

2

2

σc =

N c =σc ⋅B ⋅2b

由于b 比较小，故

2

M c =4μσc bB

对于连杆的拉力F C ，有

sin θc 2=

θc =

1

r 1⋅sin θ1

l

π

2

-α-arcsin

c ⋅(1-cos α) l ⋅cos θc 2

M c =F c ⋅cos θc 2⋅c ⋅sin θc 1

M 1=F c ⋅c ⋅sin(θ+θc 2)

c 、小车行走受力分析

设小车惯量为I ，质心在则此时对于旋转中心O ’ 的惯量为I ’

I '=I +m [(ρA -a 1) 2+a 3]

I '⋅α=F A ⋅ρA -

小车的加速度为：a A =

2

（平行轴定理）

N c ⋅δN ⋅δ2

⋅(ρA -a 1) +d 2-B (ρA -a 1-a 2) r c R

δ⋅ρA

a A a

=R r 2

2.4.2运动学分析模型

a 、驱动：

当驱动轴（曲柄）转过的角度为d θ2，则有

d θ2=

则曲柄轴（轴1）转过的角度

dh r 2

d θ1=

小车移动的距离为（以A 轮为参考）

d θ2i

ds =R ⋅d θ2

b 、转向：

当转向杆与驱动轴间的夹角α为时，曲柄转过的角度为θ1 则α与θ1满足以下关：

l 2=c 2⋅(1-cos α)+(b +c ⋅sin α-r 1⋅sin θ1)+r 1⋅cos 2θ1

2

2

2

解上述方程可得θ1与α的函数关系式

α=f (θ1)

c 、小车行走轨迹

只有A 轮为驱动轮，当转向轮转过角度α时，则小车转弯的曲率半径为

ρ=

b

+a 1

tan α

小车行走ds 过程中，小车整体转过的角度

d β=

当小车转过的角度为β时，有

ds

ρ

⎧dx =-ds ⋅sin β⎨

⎩dy =ds ⋅cos β

为求解方程，把上述微分方程改成差分方程求解，通过设定合理的参数得到了小车运动轨迹

2.4.3急回运动特性、传动角、死点分析

急回运动特性：曲柄摇杆机构中，曲柄虽作等速转动，而摇杆摆动是空回行程的平均速度却大于工作行程的平均速度。急回特性是连杆机构重要的运动特性，其急回运动的程度通常用行程速比系数来衡量。

在曲柄连杆滑块机构中，推程传动角γ的大小是表示机构传动效率高低、传动性能优劣的一个重要参数。所以，如何在保证运动要求的前提下，获得优良的传动性能，就是设计的目的。

死点指的是机构的传动角γ=0，这时主动件会通过连杆作用于从动件上的力恰好通过其回转中心，所以出现了不能使构件AB 即从动件转动的顶死现象，机构的这种位置称为死点。

C

1

2

设滑块的行程速比系数K 、滑块的冲程H ，曲柄的长度a 和连杆的长度b 。 根据作图法设计原理可得： 极位夹角θ=180°(K-1)/(K+1)

在△AC 1C 2中有：

H 2＝(b+a)2+(b-a)2-2(b+a)(b-a)cosθ

整理得： b =H 2-2a 2(1+c o θs )

2(1-c o θs )

(1)

由上述几何关系可见，在已知K(已知θ)和H 的情况下，对应曲柄的某一长度a ，机构

的其它几何尺寸b 可确定。

其中曲柄的转角为Ф=180︒+θ对应着机构的推程，即为推程运动角。而曲柄的转角Ф=180︒-θ则对应着机构的回程，即回程运动角。极限位置AB 1C 1和AB 2C 2分别为推程的起始位置和终止位置。 如图所示

∠C 1AC ≠0，所以机构有急回作用，此时行程速度变化系数为

K=180︒+θ÷180︒-θ

当机构以曲柄AB 为原动件时，从动件滑块与BC 所夹的锐角即为传动角，其最小传动角将出现在曲柄AB 垂直机架的位置。即∠ABC

推程最小传动角γmin 必出现推程起始位置AB 1C 1或曲柄滑块路程近垂直位置ABC 时 当以曲柄AB 为原动件时，因为机构的最小传动角γmin ≠0，所以机构无死点位置。但当以滑块为主动件时，因为机构从动件曲柄AB 与BC 存在两处共线位置，故有两个死点位置。

本机构AB 为原动件，所以无死点位置

4

2.4.4灵敏度分析模型

小车一旦设计出来在不改变其参数的条件下小车的轨迹就已经确定，但由于加工误差和装配误差的存在，装配好小车后可能会出现其轨迹与预先设计的轨迹有偏离，需要纠正。其次开始设计的轨迹也许并不是最优的，需要通过调试试验来确定最优路径，着同样需要改变小车的某些参数。为了得到改变不同参数对小车运行轨迹的影响，和指导如何调试这里对小车各个参数进行灵敏度分析。通过MATLAB 编程得到 幅值 周期 i -0.0117 -0.09158 b 176.5727 -35.3795 R -0.3163 16.39132 a1 1.465469 -0.27592 曲柄半径r1

23.71445 -18.9437 d 0.040819 -117.738 转向杆的长

-1.63769 3.525236 连杆长度

-176.955 -196.268

2.4.5参数确定

单位：mm

转向轮与曲柄轴轴心距 b=150; 摇杆长c=60;

驱动轮直径D=35;

驱动轮A 与转向轮横向偏距a1=70 驱动轮B 与转向轮横向偏距a2=70; 驱动轴与转向轮的距离d=127; 曲柄长r1=13

2.5零部件设计

需加工的零件： a ．驱动轴

6061空心铝合金管。外径6mm 内径3mm b ．车轮

聚甲醛板（POM 板材）。厚度：8mm ，规格尺寸：600*1200mm c ．车架

废木材。规格尺寸：150*100*4mm d ．曲柄

钢板。厚度2mm e ．连杆、摇杆

6061实心铝管。直径8mm

方向 528.135 578.82 528.1437 528.5547

535.3565 528.1465

527.5711 477.3561

3设计结果与总结

小车行走轨迹图

整个小车的设计用到了各种机械结构和机械原理，经过我们的设计和组合，各个结构相互联系、相互配合，成为一个有机的整体。

安装好小车，放置好重物后，经过一定的试车和微调，小车就可以开始工作了。松开手，重物缓缓下落，通过定滑轮的绳从滚筒上慢慢展开，同时带动滚筒所在的轴以及轴上的齿轮转动，齿轮通过啮合使得后轮所在从轮轴转动，小车向前行驶；在主动轴上曲柄转动，通过曲柄摇杆机构控制前轮周期性转向，从而使小车走出特定的S 形轨迹。 小车的整体评估： 优点：

整个小车以模块化设计的方法设计组合而成，各机构无论是功能还是加工等都是相对独立的。各机构部件选择合理，效率高，结构简单，加工容易，精确度能得到很好地保证。 微调机构均采用螺纹的结构，调节精度高，且加工相对容易。

以钩子+孔洞的结构代替复杂且加工难度高精度难保证的关节轴承，结构简单效果良好。 采用单轮驱动，方便简单。 缺点：

所有的设想、计算等均只是处于理论的阶段，还需整体实践。 钩子+孔洞的设想方向不错，但细节部分还需改进。

4参考资料

朱 理主编 《机械原理》

张建中、何晓玲主编 《机械设计课程设计》

徐锦康主编 《机械设计》

张美麟主编 《机械创新设计》

成大先主编

《机械设计手册》

附表

动力学分析程序

clear clc tic

n=1000;

h=linspace(0,0.5,n); ii=3; b=0.15; R=0.111;

%驱动轮A 与转向轮横向偏距a1 a1=0.08;

%驱动轮B 与转向轮横向偏距a2 a2=0.08; %曲柄半径r1 r1=0.01347; %绳轮半径r2 r2=0.006;

%驱动轴与转向轮的距离d d=0.18; %转向杆的长c c=0.06;

l=sqrt(b^2+r1^2)+(0.351)/1000; %算法 g=-10; sd2=h/r2;

sd1=sd2/ii+pi/2;

C=l^2-2*c^2-r1^2.*(cos(sd1)).^2-(b-r1.*sin(sd1)).^2; A=2.*c.*(b-r1.*sin(sd1)); B=-2*c^2;

af=asin(C./sqrt(A.^2+B.^2))-atan(B./A); format long

rou=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=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

%动力学分析 %参数输入 %小车总质量 mc=1.6+1; Nc=9.8*mc/3; %小车惯量 rc=0.07; I=mc*rc^2;

a3=0.05;

II=I+m*((rou-a1).^2+a3^2); %传动效率 lmd=0.5;

%%%%%%%%%%%%% %前轮半径 RC=0.05; %前轮宽度 B=2/1000; %弹性模量

E1=100*1000000000; E2=150*1000000000; mu=0.2; %接触应力

sgmc=sqrt((Nc/B/RC)/(2*pi*(1-mu^2)/E1)); bc=Nc/sgmc/2/B; %摩擦因素muc muc=0.1; %摩擦力矩Mc

Mc=sgmc*muc*bc*B^2/4; %摩阻系数

sgm=0.5/1000;

mMN=rou.*(m*9.8*r2*lmd-Nc*sgm)/R; K=rou.*m*r2^2*lmd/R^2;

NCNB=Nc*sgm.*sqrt((rou-a1).^2+d^2)/RC+Nc*sgm*(rou-a1-a2); RIA=II./rou;

NRA=NCNB*R./rou;

aa=(mMN-NCNB)./(K+RIA);

plot(y,aa) hold on

运动学分析程序

clear clc tic

%符号定义

%驱动轴转过角度sd2 %驱动轴传动比ii %转向轮轴心距b %转向杆的长c

%转向轮转过的角度af %驱动轮半径R

%驱动轮A 与转向轮横向偏距a1 %驱动轮B 与转向轮横向偏距a2 %驱动轴与转向轮的距离d %小车行驶的路程s %小车x 方向的位移x %小车y 方向的位移y %轨迹曲率半径rou %曲柄半径r1 %绳轮半径r2 %参数输入 n=1000;

h=linspace(0,0.5,n); ii=3; b=0.15;

R=0.111;

%驱动轮A 与转向轮横向偏距a1

a1=0.08;

%驱动轮B 与转向轮横向偏距a2

a2=0.08;

%曲柄半径r1

r1=0.01347;

%绳轮半径r2

r2=0.006;

%驱动轴与转向轮的距离d

d=0.18;

%转向杆的长c

c=0.06;

l=sqrt(b^2+r1^2)+(0.351)/1000;

%算法

g=-10;

sd2=h/r2;

sd1=sd2/ii+pi/2;

C=l^2-2*c^2-r1^2.*(cos(sd1)).^2-(b-r1.*sin(sd1)).^2; A=2.*c.*(b-r1.*sin(sd1));

B=-2*c^2;

af=asin(C./sqrt(A.^2+B.^2))-atan(B./A);

format long

rou=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=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

end

toc

灵敏度分析程序

clear

tic

%符号定义

%驱动轴转过角度sd2

%驱动轴与圆柱凸轮轴传动比ii

%转向轮与圆柱凸轮轴心距b

%转向杆的长c

%转向轮转过的角度af

%驱动轮半径R

%驱动轮A 与转向轮横向偏距a1

%驱动轮B 与转向轮横向偏距a2

%驱动轴与转向轮的距离d

%小车行驶的路程s

%小车x 方向的位移x

%小车y 方向的位移y

%轨迹曲率半径rou

%曲柄半径r1

%绳轮半径r2

%参数输入

n=10000;

h=linspace(0,0.5,n);

ii=3;

b=0.15;

R=0.111;

%驱动轮A 与转向轮横向偏距a1

a1=0.08;

%驱动轮B 与转向轮横向偏距a2

a2=0.08;

%曲柄半径r1

r1=0.01347;

%绳轮半径r2

r2=0.006;

%驱动轴与转向轮的距离d

d=0.18;

%转向杆的长c

c=0.06;

l=sqrt(b^2+r1^2)+(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;

%算法

for i=1:9

if i>1

aa(1,i-1)=aa(1,i-1)+ddc;

end

ii=aa(1,1);

b=aa(1,2);

R=aa(1,3);

a1=aa(1,4);

r1=aa(1,5);

r2=aa(1,6);

c=aa(1,7);

l=aa(1,8);

g=-10;

sd2=h/r2;

sd1=sd2/ii+pi/2;

C=l^2-2*c^2-r1^2.*(cos(sd1)).^2-(b-r1.*sin(sd1)).^2; A=2.*c.*(b-r1.*sin(sd1));

B=-2*c^2;

af=asin(C./sqrt(A.^2+B.^2))-atan(B./A);

format long

rou=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);

plot(x,y)

grid on

hold on

for j=fix(6.5*n/9):fix(8.5*n/9)

if x(j)==min(x(fix(6.5*n/9):fix(8.5*n/9))) A1(i,1)=x(j);

A1(i,2)=y(j);

end

if x(j)==max(x)

A1(i,3)=x(j);

A1(i,4)=y(j);

end

end

if i>1

aa(1,i-1)=aa(1,i-1)-ddc;

end

end

for i=2:9

kk(1,i-1)=(A1(i,1)-A1(1,1))/ddc/14;%幅值

kk(2,i-1)=(A1(i,4)-A1(1,4))/ddc/4;%波长

kk(3,i-1)=A1(i,3)/ddc/8/8;%角度

end

toc

kk'

机械综合创新设计

任 务 说 明 书

班级：_

组员：_ _ _ ______________________

指导老师：______胡华荣______

目 录

1 设计任务„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„3

1.1无碳小车整体动力学分析报告 „„„„„„„„„„„„„„„3 1.2无碳小车各构件材料力学性能分析报告„„„„„„„„„„„3 1.3无碳小车典型零件材料组织分析 „„„„„„„„„„„„„„3

2 设计过程„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„3

2.1 机构设计„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„3 2.2 机构简图分析 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„4

2.2.1主要机构组成„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„4 2.2.2原理„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„5 2.2.3自由度分析„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„5

2.3 无碳小车机构立体图及其结构分析„„„„„„„„„„„„6

2.3.1整车的装配图„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„6 2.3.2原动机构„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„7 2.3.3车架„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„8 2.3.4传动机构„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„9 2.3.5转向机构„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„10 2.3.6微调机构„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„11 2.3.7行走机构„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„11

2.4 参数分析模型 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„12

2.4.1 动力学分析模型„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„12 2.4.2运动学分析模型„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„13 2.4.3急回运动特性、传动角、死点分析„„„„„„„„„„„„„„14 2.4.4灵敏度分析模型„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„16 2.4.5参数确定„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„16

2.5零部件设计„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„16

3设计结果与总结 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„17 4参考资料„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„18 附表„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„19

1 设计任务

1.1无碳小车整体动力学分析报告

含无碳小车各机构运动学分析（运动轨迹计算、机构各构件长度尺寸确定等） 无碳小车动力学分析，各运动副摩擦分析、各构件受力分析。 要求Matlab 编程计算

1.2无碳小车各构件材料力学性能分析报告

含各构件强度分析、刚度分析

基于结构安全的无碳小车各构件结构优化方案。 要求Matlab 编程计算（附源代码）

1.3无碳小车典型零件材料组织分析

取无碳小车中典型金属材料进行材料组织分析，给出3种以上材料试样制作方法、组织照片等。

2 设计过程

2.1 机构设计

行进动作分解

小车主要由四个机构组成：发条动力机构、齿轮传动机构、曲柄连杆机构、连杆前轮转

向机构。

2.2 机构简图分析：

C

1

2

4

2.2.1主要机构组成

机构由曲柄1和连杆2、滑块C 组成的曲柄连杆机构（一下简称R ）、连杆3和连杆4组成，共5个活动构件。

2.2.2原理

传动齿轮A 在发条带动下作顺时针旋转运动，一方面通过车轴带动驱动后轮前进，另一方面通过曲柄连杆机构带动转向“连杆4”，从而带动小车有规律地左右摇摆，实现小车前进过程中自动转弯的效果。

2.2.3自由度分析

a) 自由度分析的必要性：

通过自由度分析可以知道机构的运动受到了多少约束，这样在画简图的时候，就可以知道机构的运动方式了。约束不足或约束多了，机构都不能提供正常的运动。例如死机构等，所以对设计进行自由度的分析是作为制造的前条件。

b) 自由度计算：

总共有5个活动构件：曲柄连杆机构R （曲柄1、连杆2、滑块C ）、杆3、杆4。 有7个低副 ：机构中ABCDE 为转动副。构件CD 为移动副。 有0个高副

所以，自由度F=3*5-（2*7+0）=1

我们的势能小车只有唯一的原动件齿轮7，我们通过计算得出小车的自由度为1，所以能够保证小车具有确定的运动。

2.3 无碳小车机构立体图及其结构分析：

2.3.1整车的装配图

2.3.2原动机构

小车原动机构的要求：

①. 驱动力适中，不至于小车拐弯时速度过大而翻车，或重块晃动厉害影响行走。

②到达终点前重块竖直方向的速度要尽可能小，一则速度过大对小车有很大的冲击力，有可能破坏小车；二则，速度过大意味着重物的重力势能利用率不够。

③在不同的场地。轮所受的摩擦力不同，障碍之间的距离不同，所需要驱动力的大小也不同，因此还得根据需要来调整小车原动结构提供驱动力的大小。 ④尽可能使其匀速，提高其稳定性。

综合考虑装置的简洁性和高效率两方面，我们选择了绳轮结构，并且将轮设计为锥形，以实现对速度的控制和调节。

2.3.3车架

车架在小车设计中起过度连接、支撑固定作用。我们采用的是三角形和矩形组合的板式。这样有利于提高小车的稳定性及各方面的配合。 材料：有机塑料

参数确定：据整体尺寸综合考虑

设计理由：由于底板所承载的负荷比较小，选用有机塑料作为材料，减少能量损耗，薄壁面积应小于400mm ×400mm 。小车的重块在车上重物支撑杆上方开始下落，距离车底板上面约有600m m 多。而小车为了节省能量及避障性好，车底板一般又不能选的面积太大，两后轮轮距不能太大，限制底板打宽度不能大。另外，也可以通过降低小车底板距离地面的高度来降低整个车的重心，达到良好的动态平衡，为此将小车底板折弯，满足整车重心降低的需要，在滚筒轴上安装大齿轮的对应部位将小车底板铣出长孔，使得大齿轮转动不至于与底板接触摩擦。

传动机构，采用的是最简单的齿轮传动。

转向机构是本小车设计的关键部分，直接决定着小车的功能。转向机构也同样需要尽可能的减少摩擦耗能，结构简单，零部件已获得等基本条件，同时还需要有特殊的运动特性。能够将旋转运动转化为满足要求的来回摆动，带动转向轮左右转动从而实现拐弯避障的功能。能实现该功能的机构有：凸轮机构+摇杆、曲柄连杆+摇杆、曲柄摇杆、差速转弯等等。 其中本小车中采用曲柄连杆+摇杆机构

优点：运动副单位面积所受压力较小，且面接触便于润滑，故磨损减小，制造方便，已获得较高精度；两构件之间的接触是靠本身的几何封闭来维系的，它不像凸轮机构有时需利用弹簧等力封闭来保持接触。

缺点：一般情况下只能近似实现给定的运动规律或运动轨迹，且设计较为复杂；当给定的运动要求较多或较复杂时，需要的构件数和运动副数往往比较多，这样就使机构结构复杂，工作效率降低，不仅发生自锁的可能性增加，而且机构运动规律对制造、安装误差的敏感性增加；机构中做平面复杂运动和作往复运动的构件所长生的惯性力难以平衡，在高速时将引起较大的振动和动载荷，故连杆机构常用于速度较低的场合。

经过大量查阅资料，综合考虑各种机构的利弊，包括加工难度、安装难度、传动效率、转向精度、及是否会发生自锁现象等，我们选择曲柄连杆+摇杆作为小车转向机构的方案。 可是通过曲柄摇杆机构不能完成三维空间的运动转换，因此必须采用双球形关节的连杆，可是以我们学校的加工能力，很难加工出高精度的关节轴承，故我们经过思考，用钩子+孔洞的组合代替了关节轴承。这样的机构摩擦力小，加工简单，而且能很好地取代关节轴承的作用。

2.3.6微调机构

微调机构全部采用的是简单方便的螺纹

微调机构是小车的调节部分，也是小车必不可少的装置。一方面，小车上的曲柄连杆比较灵敏，需要微微调整，对误差进行修正。另一方面，是为了调整小车的轨迹（幅值，周期，方向等），使小车走一条最优的轨迹，以适合比赛的需求。

在连杆处我们采用的是双头螺柱和两个内螺纹对连杆的长度进行微调，以适应加工精度引起的误差，同时能够很好地配合摇杆精心组合调节。具体图示及相关尺寸如下： 在摇杆处，我们经过深思熟虑，最后采用了调节精度高且稳定的的螺纹结构。

我们通过以上两种调节机构的配和，对其进行多方向调节，在修正加工引起的误差的同时，更灵活地调整小车运动轨迹

2.3.7行走机构

行走机构即为三个轮子，轮子又厚薄之分，大小之别，材料之不同需要综合考虑。 有摩擦理论知道摩擦力矩与正压力的关系为：

M =N ⋅δ对于相同的材料δ为一定值。 而滚动摩擦阻力

f =R =R

，所以轮子越大小车受到的阻力越小，因此能够走的更远。

但由于加工问题材料问题安装问题等等具体尺寸需要进一步分析确定。

2.4 参数分析模型

2.4.1 动力学分析模型

a 、驱动

驱动轮受到的力矩M A ，曲柄轮受到的扭矩M 1，N A 为驱动轮A 受到的压力，F A 为驱动轮A 提供的动力，有

M

M A +1=M 2⋅λ2

i （其中λ2是考虑到摩擦产生的影响而设置的系数）

M A =N A ⋅δ+F A ⋅R

b 、转向

假设小车在转向过程中转向轮受到的阻力矩恒为M C ，其大小可由赫兹公式求得，

N c 1⋅B R c

1-μ11-μ2π(+)

E 1E 2

2

2

σc =

N c =σc ⋅B ⋅2b

由于b 比较小，故

2

M c =4μσc bB

对于连杆的拉力F C ，有

sin θc 2=

θc =

1

r 1⋅sin θ1

l

π

2

-α-arcsin

c ⋅(1-cos α) l ⋅cos θc 2

M c =F c ⋅cos θc 2⋅c ⋅sin θc 1

M 1=F c ⋅c ⋅sin(θ+θc 2)

c 、小车行走受力分析

设小车惯量为I ，质心在则此时对于旋转中心O ’ 的惯量为I ’

I '=I +m [(ρA -a 1) 2+a 3]

I '⋅α=F A ⋅ρA -

小车的加速度为：a A =

2

（平行轴定理）

N c ⋅δN ⋅δ2

⋅(ρA -a 1) +d 2-B (ρA -a 1-a 2) r c R

δ⋅ρA

a A a

=R r 2

2.4.2运动学分析模型

a 、驱动：

当驱动轴（曲柄）转过的角度为d θ2，则有

d θ2=

则曲柄轴（轴1）转过的角度

dh r 2

d θ1=

小车移动的距离为（以A 轮为参考）

d θ2i

ds =R ⋅d θ2

b 、转向：

当转向杆与驱动轴间的夹角α为时，曲柄转过的角度为θ1 则α与θ1满足以下关：

l 2=c 2⋅(1-cos α)+(b +c ⋅sin α-r 1⋅sin θ1)+r 1⋅cos 2θ1

2

2

2

解上述方程可得θ1与α的函数关系式

α=f (θ1)

c 、小车行走轨迹

只有A 轮为驱动轮，当转向轮转过角度α时，则小车转弯的曲率半径为

ρ=

b

+a 1

tan α

小车行走ds 过程中，小车整体转过的角度

d β=

当小车转过的角度为β时，有

ds

ρ

⎧dx =-ds ⋅sin β⎨

⎩dy =ds ⋅cos β

为求解方程，把上述微分方程改成差分方程求解，通过设定合理的参数得到了小车运动轨迹

2.4.3急回运动特性、传动角、死点分析

急回运动特性：曲柄摇杆机构中，曲柄虽作等速转动，而摇杆摆动是空回行程的平均速度却大于工作行程的平均速度。急回特性是连杆机构重要的运动特性，其急回运动的程度通常用行程速比系数来衡量。

在曲柄连杆滑块机构中，推程传动角γ的大小是表示机构传动效率高低、传动性能优劣的一个重要参数。所以，如何在保证运动要求的前提下，获得优良的传动性能，就是设计的目的。

死点指的是机构的传动角γ=0，这时主动件会通过连杆作用于从动件上的力恰好通过其回转中心，所以出现了不能使构件AB 即从动件转动的顶死现象，机构的这种位置称为死点。

C

1

2

设滑块的行程速比系数K 、滑块的冲程H ，曲柄的长度a 和连杆的长度b 。 根据作图法设计原理可得： 极位夹角θ=180°(K-1)/(K+1)

在△AC 1C 2中有：

H 2＝(b+a)2+(b-a)2-2(b+a)(b-a)cosθ

整理得： b =H 2-2a 2(1+c o θs )

2(1-c o θs )

(1)

由上述几何关系可见，在已知K(已知θ)和H 的情况下，对应曲柄的某一长度a ，机构

的其它几何尺寸b 可确定。

其中曲柄的转角为Ф=180︒+θ对应着机构的推程，即为推程运动角。而曲柄的转角Ф=180︒-θ则对应着机构的回程，即回程运动角。极限位置AB 1C 1和AB 2C 2分别为推程的起始位置和终止位置。 如图所示

∠C 1AC ≠0，所以机构有急回作用，此时行程速度变化系数为

K=180︒+θ÷180︒-θ

当机构以曲柄AB 为原动件时，从动件滑块与BC 所夹的锐角即为传动角，其最小传动角将出现在曲柄AB 垂直机架的位置。即∠ABC

推程最小传动角γmin 必出现推程起始位置AB 1C 1或曲柄滑块路程近垂直位置ABC 时 当以曲柄AB 为原动件时，因为机构的最小传动角γmin ≠0，所以机构无死点位置。但当以滑块为主动件时，因为机构从动件曲柄AB 与BC 存在两处共线位置，故有两个死点位置。

本机构AB 为原动件，所以无死点位置

4

2.4.4灵敏度分析模型

小车一旦设计出来在不改变其参数的条件下小车的轨迹就已经确定，但由于加工误差和装配误差的存在，装配好小车后可能会出现其轨迹与预先设计的轨迹有偏离，需要纠正。其次开始设计的轨迹也许并不是最优的，需要通过调试试验来确定最优路径，着同样需要改变小车的某些参数。为了得到改变不同参数对小车运行轨迹的影响，和指导如何调试这里对小车各个参数进行灵敏度分析。通过MATLAB 编程得到 幅值 周期 i -0.0117 -0.09158 b 176.5727 -35.3795 R -0.3163 16.39132 a1 1.465469 -0.27592 曲柄半径r1

23.71445 -18.9437 d 0.040819 -117.738 转向杆的长

-1.63769 3.525236 连杆长度

-176.955 -196.268

2.4.5参数确定

单位：mm

转向轮与曲柄轴轴心距 b=150; 摇杆长c=60;

驱动轮直径D=35;

驱动轮A 与转向轮横向偏距a1=70 驱动轮B 与转向轮横向偏距a2=70; 驱动轴与转向轮的距离d=127; 曲柄长r1=13

2.5零部件设计

需加工的零件： a ．驱动轴

6061空心铝合金管。外径6mm 内径3mm b ．车轮

聚甲醛板（POM 板材）。厚度：8mm ，规格尺寸：600*1200mm c ．车架

废木材。规格尺寸：150*100*4mm d ．曲柄

钢板。厚度2mm e ．连杆、摇杆

6061实心铝管。直径8mm

方向 528.135 578.82 528.1437 528.5547

535.3565 528.1465

527.5711 477.3561

3设计结果与总结

小车行走轨迹图

整个小车的设计用到了各种机械结构和机械原理，经过我们的设计和组合，各个结构相互联系、相互配合，成为一个有机的整体。

安装好小车，放置好重物后，经过一定的试车和微调，小车就可以开始工作了。松开手，重物缓缓下落，通过定滑轮的绳从滚筒上慢慢展开，同时带动滚筒所在的轴以及轴上的齿轮转动，齿轮通过啮合使得后轮所在从轮轴转动，小车向前行驶；在主动轴上曲柄转动，通过曲柄摇杆机构控制前轮周期性转向，从而使小车走出特定的S 形轨迹。 小车的整体评估： 优点：

整个小车以模块化设计的方法设计组合而成，各机构无论是功能还是加工等都是相对独立的。各机构部件选择合理，效率高，结构简单，加工容易，精确度能得到很好地保证。 微调机构均采用螺纹的结构，调节精度高，且加工相对容易。

以钩子+孔洞的结构代替复杂且加工难度高精度难保证的关节轴承，结构简单效果良好。 采用单轮驱动，方便简单。 缺点：

所有的设想、计算等均只是处于理论的阶段，还需整体实践。 钩子+孔洞的设想方向不错，但细节部分还需改进。

4参考资料

朱 理主编 《机械原理》

张建中、何晓玲主编 《机械设计课程设计》

徐锦康主编 《机械设计》

张美麟主编 《机械创新设计》

成大先主编

《机械设计手册》

附表

动力学分析程序

clear clc tic

n=1000;

h=linspace(0,0.5,n); ii=3; b=0.15; R=0.111;

%驱动轮A 与转向轮横向偏距a1 a1=0.08;

%驱动轮B 与转向轮横向偏距a2 a2=0.08; %曲柄半径r1 r1=0.01347; %绳轮半径r2 r2=0.006;

%驱动轴与转向轮的距离d d=0.18; %转向杆的长c c=0.06;

l=sqrt(b^2+r1^2)+(0.351)/1000; %算法 g=-10; sd2=h/r2;

sd1=sd2/ii+pi/2;

C=l^2-2*c^2-r1^2.*(cos(sd1)).^2-(b-r1.*sin(sd1)).^2; A=2.*c.*(b-r1.*sin(sd1)); B=-2*c^2;

af=asin(C./sqrt(A.^2+B.^2))-atan(B./A); format long

rou=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=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

%动力学分析 %参数输入 %小车总质量 mc=1.6+1; Nc=9.8*mc/3; %小车惯量 rc=0.07; I=mc*rc^2;

a3=0.05;

II=I+m*((rou-a1).^2+a3^2); %传动效率 lmd=0.5;

%%%%%%%%%%%%% %前轮半径 RC=0.05; %前轮宽度 B=2/1000; %弹性模量

E1=100*1000000000; E2=150*1000000000; mu=0.2; %接触应力

sgmc=sqrt((Nc/B/RC)/(2*pi*(1-mu^2)/E1)); bc=Nc/sgmc/2/B; %摩擦因素muc muc=0.1; %摩擦力矩Mc

Mc=sgmc*muc*bc*B^2/4; %摩阻系数

sgm=0.5/1000;

mMN=rou.*(m*9.8*r2*lmd-Nc*sgm)/R; K=rou.*m*r2^2*lmd/R^2;

NCNB=Nc*sgm.*sqrt((rou-a1).^2+d^2)/RC+Nc*sgm*(rou-a1-a2); RIA=II./rou;

NRA=NCNB*R./rou;

aa=(mMN-NCNB)./(K+RIA);

plot(y,aa) hold on

运动学分析程序

clear clc tic

%符号定义

%驱动轴转过角度sd2 %驱动轴传动比ii %转向轮轴心距b %转向杆的长c

%转向轮转过的角度af %驱动轮半径R

%驱动轮A 与转向轮横向偏距a1 %驱动轮B 与转向轮横向偏距a2 %驱动轴与转向轮的距离d %小车行驶的路程s %小车x 方向的位移x %小车y 方向的位移y %轨迹曲率半径rou %曲柄半径r1 %绳轮半径r2 %参数输入 n=1000;

h=linspace(0,0.5,n); ii=3; b=0.15;

R=0.111;

%驱动轮A 与转向轮横向偏距a1

a1=0.08;

%驱动轮B 与转向轮横向偏距a2

a2=0.08;

%曲柄半径r1

r1=0.01347;

%绳轮半径r2

r2=0.006;

%驱动轴与转向轮的距离d

d=0.18;

%转向杆的长c

c=0.06;

l=sqrt(b^2+r1^2)+(0.351)/1000;

%算法

g=-10;

sd2=h/r2;

sd1=sd2/ii+pi/2;

C=l^2-2*c^2-r1^2.*(cos(sd1)).^2-(b-r1.*sin(sd1)).^2; A=2.*c.*(b-r1.*sin(sd1));

B=-2*c^2;

af=asin(C./sqrt(A.^2+B.^2))-atan(B./A);

format long

rou=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=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

end

toc

灵敏度分析程序

clear

tic

%符号定义

%驱动轴转过角度sd2

%驱动轴与圆柱凸轮轴传动比ii

%转向轮与圆柱凸轮轴心距b

%转向杆的长c

%转向轮转过的角度af

%驱动轮半径R

%驱动轮A 与转向轮横向偏距a1

%驱动轮B 与转向轮横向偏距a2

%驱动轴与转向轮的距离d

%小车行驶的路程s

%小车x 方向的位移x

%小车y 方向的位移y

%轨迹曲率半径rou

%曲柄半径r1

%绳轮半径r2

%参数输入

n=10000;

h=linspace(0,0.5,n);

ii=3;

b=0.15;

R=0.111;

%驱动轮A 与转向轮横向偏距a1

a1=0.08;

%驱动轮B 与转向轮横向偏距a2

a2=0.08;

%曲柄半径r1

r1=0.01347;

%绳轮半径r2

r2=0.006;

%驱动轴与转向轮的距离d

d=0.18;

%转向杆的长c

c=0.06;

l=sqrt(b^2+r1^2)+(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;

%算法

for i=1:9

if i>1

aa(1,i-1)=aa(1,i-1)+ddc;

end

ii=aa(1,1);

b=aa(1,2);

R=aa(1,3);

a1=aa(1,4);

r1=aa(1,5);

r2=aa(1,6);

c=aa(1,7);

l=aa(1,8);

g=-10;

sd2=h/r2;

sd1=sd2/ii+pi/2;

C=l^2-2*c^2-r1^2.*(cos(sd1)).^2-(b-r1.*sin(sd1)).^2; A=2.*c.*(b-r1.*sin(sd1));

B=-2*c^2;

af=asin(C./sqrt(A.^2+B.^2))-atan(B./A);

format long

rou=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);

plot(x,y)

grid on

hold on

for j=fix(6.5*n/9):fix(8.5*n/9)

if x(j)==min(x(fix(6.5*n/9):fix(8.5*n/9))) A1(i,1)=x(j);

A1(i,2)=y(j);

end

if x(j)==max(x)

A1(i,3)=x(j);

A1(i,4)=y(j);

end

end

if i>1

aa(1,i-1)=aa(1,i-1)-ddc;

end

end

for i=2:9

kk(1,i-1)=(A1(i,1)-A1(1,1))/ddc/14;%幅值

kk(2,i-1)=(A1(i,4)-A1(1,4))/ddc/4;%波长

kk(3,i-1)=A1(i,3)/ddc/8/8;%角度

end

toc

kk'