自動引導小車(AGV)的結構設計另外有完整圖紙

1、本科畢業(yè)設計說明書論文 第 i 頁 共 i 頁 目 錄 1 緒論 . 1 1.1 agv自動引導小車簡介 . 1 1.2 自動引導小車的分類 . 1 1.3 國內外研究現狀及發(fā)展趨勢 . 1 2 機械部分設計 . 3 2.1 設計任務 . 3 2.2 確定機械傳動方案 . 3 2.3 直流伺服電動機的選擇 . 4 2.4 聯軸器的設計 . 7 2.5 蝸桿傳動設計 . 8 2.6 軸的設計 . 10 2.7 滾動軸承選擇計算 . 18 3 控制系統(tǒng)的設計 . 23 3.1 控制系統(tǒng)總體方案 . 23 3.2 鑒向 . 23 3.3 計數的擴展 . 24 3.4 中斷的擴展 . 26 3.5 數

2、摸轉換器的選擇 . 27 3.6 電機驅動芯片選擇 . 29 3.7 運動學分析 . 33 3.8 控制軟件的設計 . 34 結束語 . 42 致謝 . 43 參考文獻 . 44 本科畢業(yè)設計說明書論文 第 1 頁 共 44 頁 1 緒論 1.1 agv自動引導小車簡介 agvautomatic guided vehicle即自動引導車是一種物料搬運設備是能在某位置自動進行貨物的裝載自動行走到另一位置自動完成貨物的卸載的全自動運輸裝置。agv是以電池為動力源的一種自動操縱的工業(yè)車輛。裝卸搬運是物流的功能要素之一在物流系統(tǒng)中發(fā)生的頻率很高占據物流費用的重要部分。因此運輸工具得到了很大的發(fā)展其中a

3、gv的使用場合最廣泛發(fā)展十分迅速。 1.2 自動引導小車的分類 自動引導小車分為有軌和無軌兩種。 所謂有軌是指有地面或空間的機械式導向軌道。地面有軌小車結構牢固承載力大造價低廉技術成熟可靠性好定位精度高。地面有軌小車多采用直線或環(huán)線雙向運行廣泛應用于中小規(guī)模的箱體類工件fms中。高架有軌小車空間導軌相對于地面有軌小車車間利用率高結構緊湊速度高有利于把人和輸送裝置的活動范圍分開安全性好但承載力小。高架有軌小車較多地用于回轉體工件或刀具的輸送以及有人工介入的工件安裝和產品裝配的輸送系統(tǒng)中。有軌小車由于需要機械式導軌其系統(tǒng)的變更性、擴展性和靈活性不夠理想。 無軌小車是一種利用微機控制的能按照一定的程

4、序自動沿規(guī)定的引導路徑行駛并具有停車選擇裝置、安全保護裝置以及各種移載裝置的輸送小車。無軌小車按照引導方式和控制方法的分為有徑引導方式和無徑引導自主導向方式。有徑引導是指在地面上鋪設導線、磁帶或反光帶制定小車的路徑小車通過電磁信號或光信號檢測出自己的所在位置通過自動修正而保證沿指定路徑行駛。無徑引導自主導向方式中地圖導向方式是在無軌小車的計算機中預存距離表地圖通過與測距法所得的方位信息比較小車自動算出從某一參考點出發(fā)到目的點的行駛方向。這種引導方式非常靈活但精度低。 1.3 國內外研究現狀及發(fā)展趨勢 agv是伴隨著柔性加工系統(tǒng)、柔性裝配系統(tǒng)、計算機集成制造系統(tǒng)、自動化立體倉庫而產生并發(fā)展起來的

5、。日本人認為1981年是柔性加工系統(tǒng)元年這樣計算agv大規(guī)模應用的歷史也只有15至20年。但是其發(fā)展速度是非常快的。1981年美國通 本科畢業(yè)設計說明書論文 第 2 頁 共 44 頁 用公司開始使用agv1985年agv保有量500臺1987年agv保有量3000臺。資料表明歐洲40的agv用于汽車工業(yè)日本15的agv用于汽車工業(yè)也就是說agv在其他行業(yè)也有廣泛的應用1。 目前國內總體看agv的應用剛剛開始相當于國外80年代初的水平。但從應用的行業(yè)分析分布面非常廣闊有汽車工業(yè)、飛機制造業(yè)、家用電器行業(yè)、煙草行業(yè)、機械加工、倉庫、郵電部門等1。這說明agv有一個潛在的廣闊市場。 agv從技術的發(fā)

6、展看主要是從國家線路向可調整線路從簡單車載單元控制向復雜系統(tǒng)計算機控制從原始的段點定期通訊到先進的實時通訊等方向發(fā)展從落后的現場控制到先進的遠程圖形監(jiān)控從領域的發(fā)展看主要是從較為集中的機械制造、加工、裝配生產線向廣泛的各行業(yè)自動化生產、物料搬運、物品倉儲、商品配送等行業(yè)發(fā)展。 本科畢業(yè)設計說明書論文 第 3 頁 共 44 頁 2 機械部分設計 2.1 設計任務 設計一臺自動引導小車agv可以在水平面上按照預先設定的軌跡行駛。本設計采用at89c51單片機作為控制系統(tǒng)來控制小車的行駛從而實現小車的左、右轉彎、直走、倒退、停止功能。 其設計參數如下 應達到的技術要求如下 自動引導小車的長度500m

7、m 1.負載35 kg 自動引導小車的寬度300mm 2.小車轉彎半徑71 cm 自動引導小車的行駛速度100mm/s 3.小車最大速度10 m/s 2.2 確定機械傳動方案 方案一采用三輪布置結構。直流伺服電動機經過減速器和差速器通過兩半軸將動力傳遞到兩后輪。自動引導小車的轉向由轉向機構驅動前面的一個萬向輪轉向。傳動系統(tǒng)如圖2.1所示。 圖2.1 傳動方案一 方案二采用四輪布置結構。自動引導小車采用兩后輪獨立驅動差速轉向兩前輪為萬向輪的四輪結構形式。直流伺服電動機經過減速器后直接驅動后輪當兩輪運動速度不同時就可以實現差速轉向。傳動系統(tǒng)如圖2.2所示。 本科畢業(yè)設計說明書論文 第 4 頁 共

8、44 頁 圖2.2 傳動方案二 四輪結構與三輪結構相比較有較大的負載能力和較好的平穩(wěn)性。方案一有差速器和轉向機構故機械傳動誤差大。方案二采用兩套蝸輪-蝸桿減速器及直流伺服電動機成本相對于方案一較高但它的傳動誤差小并且轉向靈活。因此采用方案二作為本課題的設計方案。 2.3 直流伺服電動機的選擇 伺服電動機的主要參數是功率kw。但是選擇伺服電動機并不按功率而是更根據下列三個指標選擇。 運動參數agv行走的速度為100mm/s則車輪的轉速為 22.75r/min1403vn 2.1 電機的轉速 選擇蝸輪-蝸桿的減速比i62 n1410.5r/mi22.7562電inn 2.

9、2 自動引導小車的受力分析如圖2.3所示 ogpfbfcfafdabcd 2.3 車輪受力簡圖 本科畢業(yè)設計說明書論文 第 5 頁 共 44 頁 小車車架自重為p 134n9.80.0320.30.5102.853abhgp 2.3 小車的載荷為g 343n9.835mgg 2.4 取坐標系oxyz如圖2.3所示列出平衡方程 由于兩前輪及兩后輪關于y軸對稱則 abffcdff 0zf 220acffpg 2.5 0xm 0.0750.1720.30cgpf 2.6 解得 157.66nbaff 80.84ndcff 兩驅動后輪的受力情況如圖2.4所示 滾動摩阻力偶矩fm的大小介于零與最大值之間

10、即 max0mmf 2.7 mn946.066.157006.0maxnfm 2.8 其中滾動摩阻系數查表5-22210取6mm 牽引力f為 n5.1307.0946.02maxdmf 2.9 電 機1/gw 圖2.4 后輪受力 圖2.5 前輪受力 摩擦系數 ? 牽引力 f n 重物的重力 w n 滾子直徑 d mm 傳遞效率 ? 傳動裝置減速比 1/g 1 求換算到電機軸上的負荷力矩lt aofsfnpf 本科畢業(yè)設計說明書論文 第 6 頁 共 44 頁 mn587.010008.962121407.066.157015.05.1310008.912gdwftl 2.10 取0.7 w157

11、.66n 0.15 2 求換算到電機軸上的負荷慣性lj 2121342lzjjjjjz 2.11 22mkg000036189.00000604.0000131.0004766.06210000349.0 其中 1j為車輪的轉動慣量2j為蝸桿的轉動慣量 3j為蝸輪的轉動慣量4j為蝸輪軸的轉動慣量。 3 電機的選定 根據額定轉矩和慣量匹配條件選擇直流伺服電動機。 電機型號及參數maxon f2260 ?60mm 石墨電刷 80w jm 1290gcm2 匹配條件為3 2maxgcm89.361lljj max0.251lmjj 2.12 即 361.890.2510.250.28051 慣量j

12、2gcm89.165189.3611290lmjjj 2.13 其中mj為伺服電動機轉子慣量 故電機滿足要求。 4快移時的加速性能 最大空載加速轉矩發(fā)生在自動引導小車攜帶工件從靜止以階躍指令加速到伺服電機最高轉速maxn時。這個最大空載加速轉矩就是伺服電動機的最大輸出轉矩maxt。 mn91.0076.060400014.3289.1651602maxmaxatnjjt 2.14 本科畢業(yè)設計說明書論文 第 7 頁 共 44 頁 加速時間 s076.0019.044matt 2.15 其中機械時間常數ms19mt 2.4 聯軸器的設計 由于電動機軸直徑為8mm并且輸出軸削平了一部分與蝸桿軸聯接

13、部分軸徑為12mm故其結構設計如圖2.6所示。 電機軸蝸桿軸 圖2.6 聯軸器機構圖 聯軸器采用安全聯軸器銷釘直徑d可按剪切強度計算即4 8mktddz 2.16 銷釘材料選用45鋼。查表5-25 優(yōu)質碳素結構鋼gb 699-88 45 調質200mm b637mpa s353mpa s17 35 2x0.39mj/m 硬度217255hbs 銷釘的許用切應力為 477.75mpa6370.750.80.7b 2.17 過載限制系數k值 查表14-44 取k1.6 mn587.0t mm646.075.47711214.35876.18d 選用d5mm滿足剪切強度要求。 本科畢業(yè)設計說明書論文

14、 第 8 頁 共 44 頁 2.5 蝸桿傳動設計 2.5.1 選擇蝸桿的傳動類型 根據gb/t 10085-1988的推薦采用漸開線蝸桿zi。 2.5.2 選擇材料 蝸桿要求表面硬度和耐磨性較高故選用材料40cr。蝸輪用灰鑄鐵ht200制造采用金屬模鑄造。 2.5.3 蝸桿傳動的受力分析如圖2.7所示 確定作用在蝸輪上的轉矩t2 按z1故取效率40.7則 23508n.mm22.750.70.08109.55109.55109.55612162262/inpnpt 2.18 圖2.7 蝸輪-蝸桿受力分析 各力的大小計算為 n4.524.22587221121dtffat 2.19 n66.60

15、65.7723508222221dtffta 2.20 n8.22020tan66.60620tan00221trrfff 2.21 本科畢業(yè)設計說明書論文 第 9 頁 共 44 頁 2.5.4 按齒根彎曲疲勞強度進行設計 根據漸開線蝸桿傳動的設計準則按齒根彎曲疲勞強度進行設計。蝸輪輪齒因彎曲強度不足而失效的情況多數發(fā)生在蝸輪齒數較多或漸開線傳動中。 彎曲疲勞強度條件設計的公式為4 221221.53fafktmdyyz 2.22 確定載荷系數k4 由于工作載荷較穩(wěn)定故取0載荷分布不均系數k1由表11-154選取使用系數ka1.15。由于轉速不高沖擊不大可取動載系數kv1.1則 1.1511.

16、11.265avkkkk 2.23 由表11-84得蝸輪的基本許用彎曲應力f48mpa 假設 262z 31048quot蝸輪的當量齒數 22336262.29coscos310vzz?48? 2.24 根據20x262.29vz從圖11-194中可查得齒形系數22.3fay 螺旋角系數 310110.9773140y?48?140 2.25 312mm9773.03.2486223508265.153.1dm 由表11-24得 中心距a50mm 模數m1.25mm 分度圓直徑22.4mm1d 31235mmdm 蝸桿頭數11z 直徑系數17.92 分度圓導程角31138 蝸輪齒數262z 變

17、位系數20.04x 2.5.5 蝸桿與蝸輪的主要參數與幾何尺寸 1 蝸桿 軸向齒距 mm925.325.114.3mpa 2.26 齒頂圓直徑 mm9.2425.1124.22211mhadda 2.27 本科畢業(yè)設計說明書論文 第 10 頁 共 44 頁 齒根圓直徑 mm275.1925.125.025.1124.22211cmhaddf 2.28 蝸桿軸向齒厚 mm9625.125.114.32121msa 2.29 2 蝸輪 傳動比 2162621ziz 2.30 蝸輪分度圓直徑 mm5.776225.122mzd 2.31 蝸輪喉圓直徑 mm1.8004.0125.125.772222

18、xhamdda 2.32 蝸輪齒根圓直徑 mm475.7425.004.0125.125.772222cxhamddf 2.33 蝸輪咽喉母圓半徑 mm95.91.8021502122agdar 2.34 2.5.6 精度等級公差和表面粗糙度的確定 考慮到所設計的自動引導小車屬于精密傳動從gb/t 10089-1988圓柱蝸桿、蝸輪精度中選擇6級精度側隙種類為d標注為6dgb/t 10089-1988。 2.5.7 熱平衡核算 由于該蝸輪-蝸桿傳動是漸開線傳動蝸輪-蝸桿產生的熱傳遞到空氣中故無須熱平衡計算。 2.6 軸的設計 2.6.1 前輪軸的設計結構如圖2.8 前輪軸只承受彎矩而不承受扭矩

19、故屬于心軸。 本科畢業(yè)設計說明書論文 第 11 頁 共 44 頁 圖2.8 前輪軸結構 1求作用在軸上的力 自動引導小車的前輪受力受力如圖2-9a所示。 cff n42.4084.80212121cfff 2軸的結構設計 a擬定軸上零件的裝配方案 裝配方案是左輪輻板、右輪輻板、螺母、套筒、滾動軸承、軸用彈性擋圈依次從軸的右端向左安裝左端只安裝滾動軸承和軸用彈性擋圈。這樣就對各軸段的粗細順序作了初步安排。 b根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 初步選擇滾動軸承。自動?夾登奧種嶂皇芡渚氐淖饔彌饕惺芫斷蛄嵯蛄閑恃玫猩罟登蛑岢小芍岢脅紡柯賈諧醪窖猩罟登蛑岢?004其尺寸為d?d?t20mm?42

20、mm?12mm故ddd20mm。 右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。由手冊上查得6004型軸承的定位軸肩高度h2.5mm因此取d25mm。 取安裝左、右輪輻處的軸段的直徑d30mm輪輻的左端采用軸肩定位右端用螺母夾緊輪輻。已知輪輻的寬度為34mm為了使螺母端面可靠地壓緊左右輪輻此軸段應略短于輪輻的寬度故取l32mm。左右輪輻的左段采用軸肩定位軸肩高度 本科畢業(yè)設計說明書論文 第 12 頁 共 44 頁 0.07hdgt取h3mm則軸環(huán)處的直徑d36mm。軸環(huán)寬度b1.4h取l5mm。 軸用彈性擋圈為標準件。選用型號為gb 894.1-86 20其尺寸為d020mm故 dd19mm ll1.1m

21、m l13-1.111.9。 其余尺寸根據前輪軸上關于左右輪輻結合面基本對稱可任意確定尺寸確定了軸上的各段直徑和長度如圖2.8所示。 c軸上零件的周向定位 左右輪輻與軸的周向定位采用平鍵聯接。按d由手冊查得平鍵截面b?h8mm?7mmgb/t 1095-1979鍵槽用鍵槽銑刀加工長為28mm標準鍵長見gb/t 1096-1979同時為了保證左右輪輻與軸配合有良好的對中性故選擇左右輪輻與軸的配合為h7/n6。滾動軸承與軸的周向定位是借過度配合來保證的此處選軸的直徑尺寸公差為j7。 d確定軸上圓角和倒角尺寸 取軸端倒角為1?45各軸肩處的圓角半徑為r1。 3求軸上的載荷 首先根據軸的結構圖作出軸的

22、計算簡圖。根據軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖 mcm 圖2.9 前輪軸的載荷分析圖 n42.4084.80212121cfff mm3921ll mmn38.15763942.4011lfmc 4按彎曲應力校核軸的強度 進行校核時通常只校核軸上承受最大彎矩的截面強度。最大負彎矩在截面c上mmn38.1576cm。 對截面c進行強度校核由公式4 本科畢業(yè)設計說明書論文 第 13 頁 共 44 頁 1camw 2.35 由表15-14得45鋼 調質 mpa601 由表15-44得 32323mm84.228830243048323014.3232dtdbtdw 2.36 1mpa689.084.228838.1576ca 因此該軸滿足強度要求故安全。 2.6.2 后輪軸的設計 后輪軸在工作中既承受彎矩又承受扭矩故屬于轉軸。 圖2.10 后輪軸結構 1求后輪軸上的功率2p、轉速2n和轉矩2t 取蝸輪-蝸桿傳動的效率0.7則 kw056.07.008.02pp 2.37 r/min75.222nn mmn235082t 2作用在蝸輪上的力 n66.6062t