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多用途轮式电动移动平台结构设计,多用途,轮式,电动,移动,平台,结构设计
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三 江 学 院本科生毕业设计（论文）题 目 多用途轮式电动移动平台结构设计 机械工程 学院机械设计制造及其自动化（数控技术）专业学生姓名 缪涛 学号 B08152065 指导教师 庞伟 职称 副教授 指导教师工作单位 江苏大学 起讫日期 2012.2.20-2012.6. 8 摘 要自动引导车（AGV）是一种经济、高效、稳定的物流运输解决方案，目前它已经从汽车工业逐渐渗透到社会的各个行业。在农业领域，AGV也已经开始试验性的应用。但是，由于现有的农用AGV大多为工业AGV的 改良品，所以效果还没有达到理想状态。本次设计就是针对农业的特点，对AGV的底盘进行有目的的研发，以使其适应农田的复杂环境。同时它还能搭载各种识别、收获装置，真正实现现代化的农业生产。设计主要采用了农用轮胎来代替以往惯用的履带和舵轮，使用四个伺服电机作为驱动和控制原动机，其中两个36W的作为转向控制电机，两个150W的作为主驱动电机。它们再配合了大传动比的减速机后，可以输出高达90N/m的转矩。这样，即使AGV行驶在高低起伏的田间，也可以“如履平地”。加强型的车身不但宽敞，而且还可以容纳更多的设备，如机械手、红外线传感器、卫星定位仪等。这篇说明书主要阐述了AGV底盘的设计思路和原理以及设备安全度的校核。关键词：自动引导车；农用机械；伺服电机；减速机；焊接。ABSTRACTAutomatic Guided Vehicle (AGV) is an economical, efficient, stable and logistics transportation solutions, from the automotive industry has gradually penetrated into the various sectors of society. In the field of agriculture, the AGV has begun a pilot application. However, because most of the existing agricultural AGV for industrial AGV improved products, so the effect has not yet achieve the desired state. The design characteristics of agriculture, the AGV chassis for the purpose of research and development to adapt them to the complex environment of the farmland. It can also carry a variety of identification, harvesting device, truly modern agricultural production.Designed primarily agricultural tires instead of the usual in the past crawler and wheel uses four servo motor drive and control the prime mover, which as a steering control motor two 36W and two 150W as the main drive motor. Them together with a large transmission ratio speed reducer, you can output up to 90N / m of torque. In this way, even if the AGV is driving the field in the ups and downs can also be Rulvpingdi. Strengthen the type of body is not only spacious, but also to accommodate more equipment such as robots, infrared sensors, satellite locator.This manual mainly describes the AGV chassis design ideas and principles, as well as equipment safety check.Key words：Auto Guided Vehicle(AGV)；agricultural machine；servo electromotor；retarder；jointing目 录第一章 设计任务书11.1课题依据：11.2任务要求11.3毕业设计进度计划1第二章 机械装置设计总体方案设计22.1总体方案的选择和比较22.2原动机选择依据32.3传动装置的确定5第三章 主要零部件的设计计算63.1齿轮设计63.2轴的设计143.3轴承的选择163.4键的选择17第4章 车体与支撑部件的设计184.1车体的设计184.2支撑架的设计18第5章 设备的使用和保养19结束语20致 谢21参考文献222012届三江学院毕业设计（论文）第一章 设计任务书1.1课题依据 设计一轮式行走方式的电动移动平台，作为多用途的试验用载体平台，可在其上进一步安装多种作业机械，如收获机械、喷药机械等其他机构，完成多种试验作业操作，为田间试验提供一个多用途的机械载体。在机械平台结构基础上，可加装工业自动控制机构，为达到自动行走和遥控行走的功能打下基础。 要求：考虑适应田间土路面行走和水泥路面行走的功能要求，预留自动控制系统的安装空间。 1.2任务要求 1. 调研报告、查阅文献资料。 2. 移动平台的结构部分方案设计，部件选型。 3. 移动平台的结构总装图设计绘制。 4. 零部件图纸设计绘制。 5. 翻译外文资料。 6. 撰写毕业设计说明书。1.3毕业设计进度计划 3.13-3.26 调研、查阅文献资料、翻译外文资料。 3.27-4.16 移动平台的结构部分方案设计，部件选型。 4.17-4.30 移动平台的结构总装图设计绘制。 5.1-5.28 零部件图纸设计绘制。 5.29-6.10 整理资料，撰写毕业设计说明书，准备答辩。 第二章 机械设计总体方案设计2.1总体方案的选择和比较： 根据田间的实际情况，AGV的设计方案如下：2.1.1 驱动方式： 由于农用AGV工作于农田环境，综合路面状况的稳定性因素，选择农业轮胎（GB/T1192-1999）,前进动力由两部分伺服电机提供，并经过减速机减速。2.1.2转向方式： 采用差速转向，当需要转向时，计算机向转向控制电机发出驱动信号，是两前轮摆转到适当位置，之后计算机向主驱动伺服电机发出信号，两部伺服电机向不同的方向转动，使得小车绕着后桥重点做原地转动。这种转向方式的设计可以使轮式车辆的转弯半径最小化R车身全长。 图1 在最初的机构方案设计中，所选择的是类似于汽车的传动与转向装置，即转向采用四连杆机构，后轮传动采用单电机差速器机构。但是在之后的方案评估中发现四连杆和差动装置机构复杂，设计难度较大，故采用了如图所示的机构方案。 这种方案最大的有点是结构简单，车身内部空间大，机构运动实现简单，最重要的是转弯半径极小（1m，使用四杆机构的转弯半径大约为3m），非常符合农田工作的需要。 但是鱼与熊掌不可兼得，在具备众多优点的同时，这种机构也不可避免的长生了一些缺点。过多的伺服电机是的制造成本很难控制，而且功耗与额外损耗加大。这些缺点恰恰是四连杆机构的优势。 鉴于是理论验证机型，在原型机设计阶段可以不必太计较成本，故选择了此机构，在具体的结构与机构设计中还有很多这样的矛盾的因素，也都是本着效果最佳的原则进行取2.1.3技术指标驱动电机：直流无刷伺服电机12V,150W2。转向电机：直流无刷伺服电机12V，35W2.蓄电池：工业车辆用免维护蓄电池，12V2并联，100Ah2.1.4技术指标行走速度：0-1m/s(安全工作时为0.5m/s)。载重：200kg。行走方向：前进、后退、左转、右转。工作时间：3小时定位精度：20mm。车身尺寸：1000650380（mm）.2.2原动机选择依据 原动机的选择的主要依据是功率与扭矩，即原动机的输出功率必须足以克服各种阻力做功，原动机经过减速后输出的转矩必须能够客服阻力矩。2.2.1转向伺服电机： 机构正常工作时载荷最大为m=200kg，充气轮胎与泥土路面的滚动摩擦系数R =1.5mm，轮胎半径R=150mm，前轮摆转半径r=110mm，转向电机工作时车前轮最大平动线速度v=0.2m/s。 由公式M阻=FNR得： M阻=mgR=30Nm 由于总的阻力被四个轮子均分，所以F=50NW=10.7W所以综合环境变化以及安全系数的影响选取的伺服电机的动率不能小于20W。 扭矩TI= 所以所选择的电机的扭矩不能小于0.04。 综合以上各种因素，设计选择了型号为110SZH5/36W/12V/0.686Nm/3000rpmin的伺服电机作为转向电机使用。2.2.2主驱动伺服电机： 机构正常工作时载荷最大为m=200Kg，充气轮胎与泥土路面的滚动摩擦系数=1.5mm,轴距L=733mm，轮胎半径R=150mm,原地转弯时全轮转弯半径、后轮转弯半径,正常行进时速度v=0.5m/s。 由公式得： 总的阻力为正常进行时 ，单台电机功率不能小于54W。 扭矩 单台电机扭矩不能小于0.35Nm。原地转向时 所受的阻力矩 所以克服阻力距作的功，= W=258W,单台电机功率不应小于130W。 扭矩 单台电机扭矩不能小于0.8Nm综合以上各种因素，设计选择了型号为110SZ61/150W/12V/0.843Nm/1700rpmin的伺服电机作为转向电机使用。2.3传动装置的确定 本着结构紧凑的原则，本设计的传动机构均采用薄型齿轮传动。 减速机方面使用了伺服电机原厂配套的紧凑型星轮减速机，这种减速机的好处在于原厂的电机连接方便、传动比大、效率高（95%以上）、361的减速机有方向自锁功能（这一点十分重要，因为前轮在正常行进过程中要保持固定的状态）等。 传动齿轮方面，前轮采用了m=2的200不完全直齿圆柱齿轮与40直齿圆柱齿轮啮合的方式传动功率。后轮采用了m=2的100直齿圆柱齿轮与30直齿圆柱齿轮啮合的方式传动功率。（齿轮参数的具体选择依据相见第三章齿轮设计校核篇） 这样做的作用可以进一步的增大传动比，以使系统能够有更大的扭矩输出。同时这种设计也可以使高速小扭矩电机的功率最大限度的得以发挥。第三章 主要零部件的设计计算3.1齿轮设计齿轮的损坏原因及形式： 齿轮在啮合过程中，齿轮根部产生弯曲应力，过度圆角处又有应力集中，故当齿轮收到足够大的载荷作用，其根部的弯曲应力超过材料的许用应力时，轮齿就会断裂。这种由于强度不够而产生的断裂，起断面则是一次性断裂所呈现的粗粒状表面。常见的断裂则是 由于在重复载荷作用下使齿轮根部手拉面的最大应力区出现疲劳裂痕而逐渐扩展到一定深度后产生的折断，起破坏断面在疲劳裂缝部分呈光滑表面，而突然断裂部分呈粗粒状断面。 齿面点蚀是常用的高档齿轮齿面接触疲劳的破坏方式。齿面长期在脉动的接触应力作用下，会逐渐产生大量与齿面成尖角的小裂缝。啮合时由于齿面的相互挤压，使充满了润滑油的裂缝处油压增高，导致裂缝的扩展，最后产生剥落，使齿面上形成大量的扇形小麻点，即所谓点蚀。点蚀使齿形误差加大甚至产生动荷载，甚至可能引起轮齿折断。通常是靠近节圆根部齿面处的点蚀较靠近节圆顶部齿面处的点蚀严重；主动小齿轮较被动大齿轮严重。 轻载齿轮啮合中产生胶合损坏的情况比较少。 增大齿轮齿根部齿厚、加大齿根圆角半径，采用高齿，提高重合度，增多同时啮合的轮齿对数，提高轮齿柔度，采用优质材料等，都是提高轮齿弯曲强度的措施。合理选择齿轮参数，增大齿廓曲率半径，降低接触应力，提高齿轮硬度等，提高齿面硬度，选择适当的齿面表面处理和镀层等，是防止齿面胶合的措施。变速器齿轮的材料和热处理： 现代汽车齿轮大都采用渗碳合金钢制造，使齿轮的高硬度与轮齿心部的高韧性相结合，以大大提高其接触强度、弯曲强度及耐磨性。在选择齿轮的材料和热处理时同时考虑到其机械加工性能和制造成本。 根据以上注意事项和经验选择直齿圆柱齿轮 7级精度 模数（法面模数）Mn=2 端面模数Mt=2 螺旋角=0（度） 基圆柱螺旋角b=0（度） 结构形式ConS=开式 齿轮1布置形式ConS1=对称布置 齿轮2布置形式ConS2=对称布置 齿面啮合类型GFace=硬齿面 热处理质量级别Q=ML 齿轮1材料及热处理Met1=45 齿轮1硬度取值范围HBSP1=45-50 齿轮1硬度HBS1=48 齿轮1材料类别MetN1=0 齿轮1极限应力类别MetType1=11 齿轮2材料及热处理Met2=45 齿轮2硬度取值范围HBSP2=45-50 齿轮2硬度HBS2=48 此轮2材料类别MetN2=0 齿轮2极限应力类别MetType2=11齿面疲劳强度齿根弯曲疲劳强度3.1.1后桥传动齿轮的设计校核根据总体设计要求以及动力参数，初步确定从动齿轮2的分度圆直径为100mm，主动齿轮1的分度圆直径为30mm。则：齿轮1齿数=15齿轮1变位系数=0.00齿轮1齿宽=25.00（mm）齿轮1齿宽系数=1.66667齿轮2齿数=50齿轮2变位系数=0.00齿轮2齿宽=20.00（mm）齿轮2齿宽系数=0.40000总变位系数Xsum=0.00000校准中心距=65.00000（mm）实际中心距A=65.00000（mm）齿数比 U=3.33333端面重合度 =1.61805纵向重合度 =0.00000总重合度 =1.61805齿轮1分度圆直径=30.00000（mm）齿轮1齿顶圆直径=34.00000(mm)齿轮1齿根圆直径=25.00000（mm）齿轮1齿顶高=2.00000（mm）齿轮1齿根高=2.50000（mm）齿轮1全齿高=4.50000（mm）齿轮1齿顶压力角at=33.989448（度）齿轮2分度圆直径=100.00000（mm）齿轮2齿顶圆直径=104.00000（mm）齿轮2齿根圆直径=95.00000（mm）齿轮2齿顶高=2.00000（mm）齿轮2齿根高=2.50000（mm）齿轮2齿全高=4.50000（mm）齿轮2齿顶压力角=25.371225（度)齿轮1分度圆弦齿厚 =3.13585（mm）齿轮1分度圆弦齿高=2.08217（mm）齿轮1固定弦齿厚=2.77410（mm）齿轮1固定弦齿高=1.49511（mm）齿轮1公法线跨齿数 =2齿轮1公法线长度=9.27656（mm)齿轮2分度圆弦齿厚=3.14108（mm）齿轮2分度圆弦齿高=2.02467（mm）齿轮2固定弦齿厚=2.77410（mm）齿轮2固定弦齿高=1.49511（mm）齿轮2公法线跨齿数 =6齿轮2公法线长度=33.87400（mm）齿顶高系数=1.00顶隙系数=0.25压力角（度）端面齿顶高系数=1.00000端面顶隙系数=0.25000端面压力角=20（度)查表得到强的校核相关系数：圆周力Ft=924.09733（N）齿轮线速度V=0.16232（m/s）使用系数=1.00000动载系数K=1.01398齿向载荷分布系数=1.00000综合变形对载荷分布的影响=1.00000安装精度对载荷分布的影响=0.00000齿间载荷分布系数=1.25946节点区域系数=2.49457材料的弹性系数=189.80000接触强度重合度系数=0.89106接触强度螺旋角系数=1.00000重合、螺旋角系数=0.89106接触疲劳寿命系数=1.00000工作硬化系数=1.00000接触强度尺寸系数=1.00000齿向载荷分布系数=1.00000齿间载荷分布系数=1.40150抗弯强度重合度系数=0.71352抗弯强度螺旋角系数=1.00000抗弯强度重合、螺旋角系数=0.71352齿轮1复合齿形系数=4.67631齿轮1硬力校正系数=1.50071齿轮2复合齿形系数=3.99695齿轮2应力校正系数=1.71210由上可得 全都满足条件。3.1.2前桥传动齿轮的设计校核根据总体设计要求以及动力参数，初步确定从动齿轮2的分度圆直径为200mm，主动齿轮1的分度圆直径为50mm。则：齿轮1齿数=20齿轮1变位系数=0.00齿轮1齿宽=25.00（mm）齿轮1齿宽系数=1.25000齿轮2齿数=100齿轮2变位系数=0.00齿轮2齿宽=20.00（mm）齿轮2齿宽系数=0.20000总变位系数Xsum=0.00000校准中心距=120.00000（mm）实际中心距A=120.00000（mm）齿数比 U=5.00000端面重合度 =1.70467总重合度 =1.61805齿轮1分度圆直径=40.（mm）齿轮1齿顶圆直径=44.(mm)齿轮1齿根圆直径=35.（mm）齿轮1齿顶高=2.（mm）齿轮1齿根高=2.5（mm）齿轮1全齿高=4.5（mm）齿轮1齿顶压力角at=31.321259（度）齿轮2分度圆直径=200.00000（mm）齿轮2齿顶圆直径=204.00000（mm）齿轮2齿根圆直径=195.00000（mm）齿轮2齿顶高=2.00000（mm）齿轮2齿根高=2.50000（mm）齿轮2齿全高=4.50000（mm）齿轮2齿顶压力角=22.887942（度)齿轮1分度圆弦齿厚 =3.13836（mm）齿轮1分度圆弦齿高=2.06165（mm）齿轮1固定弦齿厚=2.77410（mm）齿轮1固定弦齿高=1.49511（mm）齿轮1公法线跨齿数 =2齿轮1公法线长度=9.41662（mm)齿轮2分度圆弦齿厚=3.14146（mm）齿轮2分度圆弦齿高=2.01234（mm）齿轮2固定弦齿厚=2.77410（mm）齿轮2固定弦齿高=1.49511（mm）齿轮2公法线跨齿数 =11齿轮2公法线长度=64.79587（mm）齿顶高系数=1.00顶隙系数=0.25压力角（度）端面齿顶高系数=1.00000端面顶隙系数=0.25000端面压力角=20（度)查表得到强的校核相关系数：圆周力Ft=3342.15000（N）齿轮线速度V=0.01047（m/s）使用系数=1.00000动载系数K=1.00037齿向载荷分布系数=1.00000综合变形对载荷分布的影响=1.00000安装精度对载荷分布的影响=0.00000齿间载荷分布系数=1.00000节点区域系数=2.49457材料的弹性系数=189.80000接触强度重合度系数=0.87471接触强度螺旋角系数=1.00000重合、螺旋角系数=0.87471接触疲劳寿命系数=1.27175工作硬化系数=1.00000接触强度尺寸系数=1.00000齿向载荷分布系数=1.00000齿间载荷分布系数=1.00000抗弯强度重合度系数=0.68997抗弯强度螺旋角系数=1.00000抗弯强度重合、螺旋角系数=0.68997齿轮1复合齿形系数=4.38000齿轮1硬力校正系数=1.54586齿轮2复合齿形系数=3.95000齿轮2应力校正系数=1.79000由上可得 全都满足条件。3.2轴的设计轴的结构设计 轴的结构取决于载荷情况，传动布置方案，轴上零件的布局和定位、固定方式，轴承的类型和尺寸，轴的毛胚，制造和装配工艺等条件。轴的结构应使轴受力合理，轴上零件定为可靠，装拆方便，尽量减少应力集中，并具有良好的公益性。对于刚度要求高的轴，要从结构上采取减少变形的措施。 设计中使用45钢作为轴的材料，可以保证轴具有足够的弯曲强度和刚度。 由于前后两种轴的尺寸在直径的布置上完全相同，只是前桥轴不承受转矩，所以只需要对后桥轴进行校核即可。3.2.1轴的强度校核轴的校核一般有转矩法，变量弯矩法，安全因素法三种。因为后桥轴即承受弯矩又承受转矩，所以在此采用当量弯矩法。由工作时所承受的力以及扭矩情况可以得到如下的弯矩和扭矩图Me=38.7N由于轴是阶梯轴，而且还有键槽，所以它可能有两个危险截面，即弯矩最大处1和键槽处2。由公式Me= ，=0.26，分别计算得到： 所以此轴强度合格。3.2.2轴的刚度校核 轴的变形主要有扭转变形和弯曲变形。轴刚度的校核主要有当量轴径法，能量法和积分变换法三种。由于扭转变形在本设计中对结构的影响很小，所以在此只使用当量轴径法对弯曲变形做出校核。在正常工作时轴的状态为=0.075m，l=0.045m,F=500N，E=175GPa 由公式d= I= Y=- 得到= y= 所以此轴的刚度也符合要求。3.3轴承的选择 设计中轴承有两种，分别是角接触球轴承和推力球轴承。3.3.1轴的刚度校核在最恶劣的工作环境下，AGV轴承的工作参数如下：径向载荷：300N轴向载荷：250N使用寿命：10000h工作转速：30r/min接触角：15载荷系数：1.5计算结果：当量动载荷：893.25N 当量静载荷：457.50H设计算选取的轴承（7005ACJ）额定动载荷：8580N，额定静载荷：5850N，极限转速：1700r/min。完全符合要求。3.2.2推力球轴承的选择在受力最大的情况下，推力球轴承的工作参数为：径向载荷：200N轴向载荷：500N使用寿命：10000工作转速：20r/min接触角：15载荷系数：1.5计算结果：当量动载荷：750.00， 当量静载荷：750.00，设计所选用的轴承（51207）额定动载荷：30200N，额定静载荷：62500N，极限转速：4000r/min。符合设计要求。3.4键的选择 键的类型可根据联结的结构夜店、使用要求和工作条件参照设计手册选定。在某些特殊情况下，可以使用非标准的尺寸。键的长度可以按照轮毂长度从标准中选取。 设计中后轮轴上与齿轮相连的键是整个系统驱动的中枢。由于键的宽度小长度短，所以它是整个系统中最脆弱的键，所以选择了非标准的平头普通键，并且使用双键搭配。如果它的强度合格，那么其它的也是合格的。实际中在这种情况下，经常会使用花键，但是花键的制造复杂，配合要求较高导致其成本也很高，所以采用了机械设计手册上推荐的双键方案。 它的基本参数如下： L=18mm，K=3，I=L，b=8 由公式得到，p=67MPa=75MPa 其它的键的p分别为20.5MPa和5MPa 所以键的选择合乎要求。第4章 车体与支撑部件的设计4.1车体的设计车体的设计主要是考虑到结构简单,制作方便，装配容易，重量轻，等特点.所选用的材料为成型角钢，和经过设计切割并弯折的4mm薄钢板.连接方式为手工缝焊和塞焊.这两种焊接方式实现容易成型后精度比较高、强度也很高，成本低而且对焊接工人的水平要求不高。具体的焊接图样以及装配后的效果见车体零件图。 由于要在车体上安装带有齿轮的电动机等部件，而齿轮的中心距要求比较高，所以在焊接时要注意优先保证此处的尺寸除此之外，车体内要预留安装电池，控制系统得空间。车内有400 340 300的预留空间,但是如果安装额外的蓄电池，则需要在车体两侧,后轮中间的位置加装悬挂架，这样可以再增加两个60150300的空间。这些空间足以满足车内能源与控制设备的安装。 固定方面，由于车内的蓄电池等设备都是不需要经常维护的，所以在选择好电池种类后可以根据其体积自主安排其摆放位置，并在其位置设置固定支座保证其有良好的稳定性。具体的固定位置在此不作详细安排，需要随内部设备进行灵活调整。 车体结合后所能承受的最大重量大约为500Kg（保守的估计)。这一数字是在社会调研过程中从专门设计和制造纸架结构件的工程师和工人处得到的，比较可靠。由于结构过于复杂，所以具体的数值很难得到。如果想得到具体的承载上限，可以使用有限元分析软件进行计算。4.2支撑架的设计附录彩图是使用ansys有限元分析软件对前后桥支撑架的内部应力有限元分析，从上面可以看到在多种情况下支撑架的内部应力分布。第一组是小车正常行进或停止时的分析，第二组是转向时的应力分析，第三组是不加负载是的应力分析。由于使用的是非授权的ProE与ansys软件，在软件接口处出现了一些问题，图示的应力单位应该为KPa。 从驾上可以清楚的看到前桥支撑的应力集中部分在竖直的支撑板和各个角上,所以在铸造时应该注意使用比较大的铸适圆角以避免应力集中，并且可以适当加厚竖板或使用两组肋板以增加其强度。后桥支撑的应力集中主要是在轴承座与支撑相接的部分，这里可以通过圆角对其进行缓解。同时在安装轴承前，可以考虑使用在轴承座上开卸荷槽的方法避免应力集中。最重要的是一定要检查，以保证没有气孔或其他缺陷。 不过即使没有做圆角，从图上也可以看出其最大内应力也远远低于HT200的许用应力。所以所选取得材料和结构是完全符合设计标准的。 第5章 设备的使用和保养本设计是由12V直流电驱动，由于耗电比较大，所以必须使用大容量蓄电池。必要时还可以在车的两侧空间加挂两个蓄电池，以增加使用时间。车体表面可以用薄板覆盖，以阻挡灰尘。但是必须注意薄板的覆盖不可以影响到其它设备的安装和紧固，尤其是要方便附属机器人设备的安装。 车体要经过防腐处理，转动部分要使用油脂润滑。应该尽量避免雨天作业，由于过于泥泞的路面可能引起车辆行走或转向的困难，而且车身的防水性能不好，可能会影响电子设备的正常工作。转向控制齿轮和电机由于结构原因没有办法进行更好的覆盖，因此要经常对其进行检查，及时添加润滑油脂，清除污垢。为了使小车能够正常地运行，应注意车的全重不要超过200Kg。结束语这次毕业设计的题目是轮式电动移动平台的设计（即AGV底盘的设计），这是一个全新的设计题目，以前从来没有遇到过。设计中涉及到的关于焊接，絎架结构，车辆转向等相关事项都是我所欠缺的。在参阅了很多相关书籍之后才有些了解，同时也带来了一些新的灵感。比如在转向机构的设计中，我使用了一种很奇特的转向方式（见第二章平台机构简图），这种思想来自于通用汽车公司的一款概念吉普车。从图上可以看出这种车可以将同一侧的轮子向不同的方向转动，当轮子的轴心都经过一点时车可以以一个固定的圆心向原地转向。除此之外我还获取了很
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