電動式場地運輸車智能化控制系統設計TOC\o'1-3'\h\z\u引言 11場地運輸車發展概況及研究現狀 22場地運輸車總體方案設計 42.1設計任務 42.2電動式場地運輸車總體方案設計 42.2.1傳動方案設計 42.2.2控制系統方案設計 63場地運輸車關鍵零部件結構設計 73.1直流伺服電動機的選擇 73.2聯軸器的設計 93.3蝸桿傳動設計 103.4.1選擇蝸桿的傳動類型 103.4.2選擇材料 103.4.3蝸桿傳動的受力分析 113.4.4按齒根彎曲疲勞強度進行設計 113.4.5蝸桿與蝸輪的主要參數與幾何尺寸 123.4.6精度等級公差和表面粗糙度的確定 133.4.7熱平衡核算 133.5軸的設計 133.5.1前輪軸的設計 133.5.2后輪軸的設計 163.6滾動軸承選擇計算 203.6.1前輪軸上的軸承 203.6.2蝸桿軸上的軸承 213.6.3后輪軸上的軸承 234控制系統的設計 254.1電機控制 254.2計數的擴展 264.3中斷的擴展 264.4數摸轉換器的選擇 284.7DAC1208的內部結構圖圖4.8DAC1208的引腳圖 294.5電機驅動芯片選擇 304.6運動學分析 324.6.1運動學方程 324.6.2轉彎半徑 324.7控制軟件的設計 335總結 42參考文獻 44PAGE43PAGE44引言場地運輸車是一種可以在工廠車間的各個生產線間隨意穿梭，連接各生產工序、生產線或物流鏈的車輛（唐俊杰，蔡欣怡，2022）[1]。傳統的場地運輸車多采用發動機作為動力、以液壓驅動，在車間作業過程中，存在噪聲大、排氣污染、操縱不方便等問題，因此，研究設計適于車間場地使用的電動式場地運輸車，對現代廠礦企業提高生產效率，提高生產環境質量具有重要的意義（許嘉澄，林綺夢，2023）[2]。1場地運輸車發展概況及研究現狀隨著國內外的人工智能自動化立體倉庫以及計算機不斷智能化制造產業系統使得AGV小車不斷發展。目前，AGV自動引導小車的運行軌道主要分為有軌和無軌兩類[3]。有軌小車指的事在一定高度的空間或水平地面安裝的機械式導軌路線進行小車的運行路線引導（魏澤宇，宋雅萱，2021）[4]，該AGV自動引導小車具有造價低、技術成熟以及具有定位精度高等優勢。地面有軌AGV自動引導小車最常見的運行方式主要有直線運行，因為該類AGV小車的特殊性質使得被廣泛運用在需要運輸中小規模箱體或盤裝工件等方面（馬志博，馮雅茹，2022）。在這般的條件下在高空安裝機械式導軌運行的小車即空間導軌小車，對比與水平地面相關的有軌小車來看，呈現如下諸多優勢，即空間使用率高、水平地面占有率低等，并且能很好的將人與傳輸裝置的工作范圍區間合理分開，但是承載力小、維護以及維修不方便，所以，在這種狀態里多在安裝受到人為干預、刀具運送等各類系統等方面運用高架小車。由于需要有機械式的導軌才能正常運行，因此有軌小車存在靈活性差、變更性不理想等問題，導致使用范圍較小（賴景天，丁雪霏，2024）。無軌AGV自動引導小車是一種飛機械式導軌引導而是采用微機控制的，在運行過程中已配備有如下裝備如安全保護、停車等[5]。依照控制方式的差異，可劃分為無徑自主引導和有徑自動引導兩種方式，這在一定水平上揭露無徑自主引導主要是通過小車中上位機內預存的目標位置的距離表（簡稱地圖），通過感應設備判斷運行的方位以及四周是否存在障礙物等，最終小車通過自動測算出從某位置出發能正確運行到目標位置的行駛方向以及運行時間，從這些反饋中可見這種引導模式靈活性高，但是技術要求高、運行的精度低。將如反光帶等各類引導物鋪設于地面，進而就運行來看明確小車路徑，即有徑引導方式（曹志強，曾祥瑞，2021）[6]，小車主要通過感光或電磁信號判斷運行的位置，并進行方向的自動修復防止偏移引導位從而保證按照預設位置運行，這種引導模式具有一定的靈活性（張宇軒，李子豪，2018）。隨著國內外的人工智能自動化立體倉庫以及計算機不斷智能化制造產業系統使得AGV小車不斷發展，依據此理論框架進行系統研究得出而柔性加工產業系統開始于1981年，按照這樣計算AGV小車的發展史至今也有近40年，但是在當今時代仍然在不斷更新換代[7]。美國通用公司從1981年就開始逐漸研發AGV小車，綜上所述的結論是并逐漸使用AGV小車協助工人完成不同的工作，直到1985年僅僅經過了四年AGV小車的數量就從0臺增加到500臺，到1987年的時候AGV小車的數量已經達到3000臺（鄭智航，何啟航，2023）[8]。據相關資料顯示AGV小車在歐洲的汽車制造業中占比率已經達到40%，日本的汽車制造業中使用AGV小車占總數量的15%，基于當前環境這表明在其他的行業中也廣泛運用了AGV小車協助人們完成工作(鄭若冰,林睿鋒,2020)[9]。由上述可知曉目前國內AGV小車的發展也步入正軌，但是跟其他國家比較還是有很大的差距，但是從國內的行業分析，AGV小車應用范圍較廣闊，已經涉及到機械加工、智能立體倉庫、汽車制造業、物流行業等(袁天佑,邢可欣,2021)[10]，這樣說明AGV小車在國內還是有很好的市場發展前景，技術方面也有很大發展空間。AGV小車的發展從技術方面看，在這般的條件下主要有原來簡單裝卸運行單元逐漸向自動運行以及裝卸的復雜計算機自動控制系統；由以前的國家制定的發展規劃線路到目前的可調的發展路線；自現場控制逐步發展為現如今的實時、遠程監控；自此前指定時間段進行定期通訊到現在的實時監測以及實時通訊等方面的發展等(高韻欣,吳凱俊,2020)[11]。2場地運輸車總體方案設計2.1設計任務按任務書要求本文需要按照表2.1的設計參數，設計一臺能自動引導的AGV小車，并且能按照預設先設計的運行路線進行行駛以及滿足相關行駛功能。在這種狀態里本設計主要是通過使用單片機AT89C51作為AGV小車驅動部分的控制板，并通過程序編寫滿足停止、運行、前進后退以及轉彎功能(鄒文倩,邵宸希,2023)。表2-1小車設計參數車長度車寬度行駛速度負載小車轉彎半徑小車最大速度500mm300mm100mm/s≤35kg≥71cm≤10m/s2.2電動式場地運輸車總體方案設計一臺完整的電動式場地運輸車由驅動系統、控制系統、轉向系統、傳感器、車架、動力系統等組成。本文設計的電動式場地運輸車總體方案如圖2.1所示(張文天，趙瑞倩，陳羽翔,2020)[12]。圖2-1電動式場地運輸車總體方案簡圖2.2.1傳動方案設計AGV自動引導小車按照車輪數量不同分為三輪布置結構和四輪布置結構兩種，本文將對兩種設計方案進行介紹，并選取適合本課題設計的最佳方案。方案一：AGV自動引導小車的車輪采用三輪布置結構，將采用直流伺服電機提供動力，這在一定水平上揭露通過內部的減速、差速器，并依托于兩半軸使得驅動力被傳輸至AGV小車的兩后輪，從而滿足小車的前進、后退。經過對已有階段性研究的深入梳理，本文為后續研究提供了有益的指引。在研究方法層面，本文發現了諸多優化與提升的契機。前期的探索為本文積累了寶貴的經驗，明確了哪些方法成效顯著，哪些需進一步修正或舍棄。以數據收集為例，本文應更加重視樣本的多元性與代表性，確保所選樣本能精準體現目標群體的整體特征。同時，針對各異的研究問題，靈活采用多種數據收集技術，以提升數據的全面性與可信度。AGV小車轉彎主要是通過小車的轉向經過驅動萬向輪，從而左右轉向功能，方案一的設計如圖2.1所示(陳向陽,崔雪瑩,2021)。圖2-2三輪AGV小車傳動設計方案二：將四輪布設這一方式運用于AGV自動引導小車，此類結構即通過的獨立驅動差速轉向設計，前兩輪采用的萬向輪設計，通過四個輪的運轉能很好使得小車在運行中保持平穩的狀態（朱智勇，何錦秀，2020）。這在一定程度上體現減速器內通過的、來自直流伺服電機的動力將使得后輪受到直接驅動并進行運動，若后輪存在車速方面差異，差速轉向即可產生，從而實現前進、后退、左右轉向功能，方案二的傳動系統設計如圖2.2所示。圖2-3四輪AGV小車傳動設計方案一的三輪結構的設計與方案二的四輪設計相比在運行中平穩性比較差和承重能力低，并由于方案一三輪結構設計中使用了差速器和轉向機械機構，因此運行中會存在機械傳動誤差大和后期維護難等問題（袁曉天，孟志遠，2018）。從這些反饋中可見方案二的四輪結構設計中雖然采用了兩套直流伺服電機和蝸輪-蝸桿減速器導致生產成本相對方案一較高很多，但是它具有轉向方便靈活、機械傳動誤差小以及運行穩定性可靠等優點。本文在研究旅程中，對誤差的把控采取了系列嚴苛的策略與行動，以確保數據之精準、結果之可信。本文精心繪制了研究路線圖，并對可能誘發誤差的諸多因素——包括環境波動、操作變異、計算精度等——進行了全面審視與評估。通過執行標準化操作與運用技術手段，本文確保了數據的一致性與可復制性。為進一步凈化數據，本文實施了雙重錄入與交叉驗證機制，有效消弭了人為失誤或輸入錯誤導致的數據偏差。因此，經過對兩種方案的優缺點比較，依據此理論框架進行系統研究得出本文課題的AGV小車設計方案采用方案二(趙明和,吳子辰,2023)。2.2.2控制系統方案設計本設計的AGV自動引導小車的控制運算部分使用的是AT89C51單片機作為控制系統。直流伺服電動機正常運行時，綜上所述的結論是電動機上的數字編碼器將脈沖信號發出，其整體旋轉方向可基于脈沖鑒向電路而明確(高旭東,李俊彬,2020)。AGV自動引導小車整體的設計控制部分主要是先通過AT89C51單片機進行程序運算，并將運算的控制量的結果通過DAC1208轉換成模擬量，基于當前環境再通過直流伺服電動機脈寬調制器UC3637模塊，最后通過H橋開關放大器來驅動控制部分的直流伺服電動機的運行[13]。AGV自動引導小車的控制系統框架圖如圖2.3所示（崔澤昊，熊逸辰，2024）：圖2-4控制系統的組成框圖3場地運輸車關鍵零部件結構設計3.1直流伺服電動機的選擇根據AGV小車設計要求的運動參數表2.1可知，AGV小車在進行直線運行時的速度為100mm/s，根據轉速計算公式可得出車輪的轉速為（馬嘉霖，馮思琪，2021）：(3.1)在這般的條件下根據本課題設計實際情況，本文選擇的蝸輪-蝸桿的減速比為62，即i=62，針對電機明確其實際轉速時，需以其與車輪之間存在的傳動比為參照：(3.2)依據整體設計形成如下展示的受力分析圖(陳宇婷,趙子安,2020)：圖3-1AGV小車車輪受力簡圖由此明確，其車架重量即：(3.3)載荷、即G為：(3.4)構建起參見上圖所示的OXYZ，即空間坐標系，平衡方程隨之列出：，，因設備兩個后輪、前后輪基于Y軸呈現對稱關系，因此即，，獲知下列關系(劉清華,張悅琳,2022)：（3.5）（3.6）進而獲知：，。以前后輪為對象，通過剖析明確受力狀況，進而形成圖3.2、3.2所示的前后輪受力簡圖：圖3-2前輪受力簡圖圖3.3后輪受力簡圖圖3.2、3.3中μ表示小車在水平地面行駛時，車輪與地面間的摩擦系數；F、W、D分別對應于牽引力、整體重力、滾子直徑(黃志豪,吳梓萱,2019)；?、1/G分別對應于傳遞效率、傳動裝置減速比。根據小車運動條件分析可知，僅當值處于0與最高值以內時，小車行進方向才可為向前，即(3.7)(3.8)其中，δ即滾動摩阻系數，查理論力學表5-2可知，其中δ取值范圍為2～10，此處取δ=6mm。根據牽引力公式可知F為（胡睿德，甘博遠，2018）：(3.9)根據上述條件可以求換算到電機軸上的負荷力矩（）以及電機軸上的負荷慣性（）值。負荷力矩（電機軸）：(3.10)其中，、、分別明確為0.7、157.66N、0.15。負荷慣性即(崔錦程,譚小雅,2020)：（3.11）根據AGV自動引導小車任務書設計要求以及上述計算可以選擇MAXONF2260直流伺服電動機作為本設計動力驅動器，這在一定水平上揭露該電動機的JM=1290gcm2，則可知。（3.12）根據公式2.12可得：。而電機的慣量為：(3.13)式中，為伺服電動機轉子慣量，通過將上述計算值與直流伺服電動機MAXONF2260的相關參數進行對比，可得出該型號的電動機是滿足本文設計要求（敖志遠，唐啟航，2021）。本研究立足于既有的理論基石，構筑了當前的框架模型，無論在信息流轉還是數據解析策略上，均彰顯了對前輩學術成就的敬重與承接，并在其上孕育了創新思維與進步。在信息流轉架構上，本文汲取了傳統的信息處理智慧，保障了信息從收集、傳遞至解析的每一步都高效無誤。通過嚴謹的數據源篩選與規范化處理流程，本文有效提升了信息品質，同時強化了信息流的透明度與追溯性。AGV自動引導小車在靜止時快速提速至電機轉速為最高狀態時，即會產生空載加速轉矩最大值，此時，這在一定程度上體現該轉矩的輸出即最高值：(3.14)加速時間：(3.15)機械時間常數。綜上所述，選用拓達生產的MAXONF2260直流電機套裝。3.2聯軸器的設計根據直流伺服電動機MAXONF2260的相關參數可知電機直徑即8mm。因需將蝸桿軸與輸出軸另一側連接，此處軸徑即12mm，此處結構具體參見如下(熊俊杰,宋雅婷,2022)：圖3-3聯軸器機構圖參見上圖明確，從這些反饋中可見將安全聯軸器運用于設計進程中，所以在針對銷釘明確直徑時，此處主要基于剪切強度，即（譚文博，黃俊馳，2022）：（3.16）圖3.4的安全聯軸器中選用45鋼作為銷釘，通過查表明確優質碳素結構鋼（GB699-88）45的相關參數：調質≤200mm；=637MPa；=353MPa；=17%；；硬度許用切應力（銷釘）：(3.17)過載限制系數k值，通過查表明確為1.6（周智航，孫天，2023）：若明確為5mm時，與剪切強度需求相符。3.3蝸桿傳動設計3.4.1選擇蝸桿的傳動類型在針對蝸桿選定傳動類型方面，往往通過對比標準文件內的數據，并最終明確機構為ZI，即漸開線蝸桿。3.4.2選擇材料依據設計的實際需求，依據前面深入分析的內容蝸桿的整體表面硬度需相對偏高且需較為耐磨。所以，本文選定以40Cr作為制備渦輪的材料，而以HT200灰鑄鐵作為制備渦輪的材料，并結合金屬模完成相應打造活動(唐嘉,李婉清,2023)。3.4.3蝸桿傳動的受力分析本課題設計的蝸輪轉矩T2值的大小確定，是根據轉矩計算公式確定，則：(3.18)式中，效率η為0.7；Z=1。圖3-4蝸輪-蝸桿受力分析計算力的數值即：（3.19）(3.20)(3.21)3.4.4按齒根彎曲疲勞強度進行設計基于當前環境在蝸輪、蝸桿互為嚙合方面，受到彎曲強度影響，前者的齒輪無法發揮作用，所以在二者嚙合以前，需針對齒根開展有關彎曲疲勞強度的相應設計工作(張嘉偉,趙雨欣,2019)。具體公式即：（3.22）載荷系數K是由載荷分布不均系數、使用系數以及動載系數三者的乘積確定的。因此，由上述可知曉根據系統設計的工作載荷穩定性要求，本課題的設計的轉速不高以及不存在較大沖擊力，所以載系數KV=1.1；根據查表11-15[4]可知使用系數KA=1.15；載荷分布不均系數Kβ=1，則(葛思源,馬詩琪,2021)：（3.23）通過查表，針對蝸輪明確其許用彎曲基本應力[σF]=48Mpa。假定；3°10'48"，與蝸輪對應的即如下當量齒數：（3.24）因，，由圖明確齒形系數，螺旋角系數即：圖3-5(3.25)查表獲知（王浩然，陳詩語，2020）：表3-1相關參數中心距a模數m分度圓直徑d1分度圓導程角γ蝸桿頭數z1蝸輪齒數z2直徑系數變位系數x250mm1.25mm22.4mm3°11′38″16217.92+蝸桿與蝸輪的主要參數與幾何尺寸(1)蝸桿軸向齒距即：(3.26)齒頂圓直徑即(孫潔瑤,高澤明,2021)：(3.27)齒根圓直徑即：(3.28)蝸桿軸向齒厚即：(2.29)(2)蝸輪傳動比即：（3.30）分度圓直徑即：(3.31)喉圓直徑即：(3.32)齒根圓直徑即：(2.33)咽喉母圓半徑即：(3.34)3.4.6精度等級公差和表面粗糙度的確定在這般的條件下因研究對象需必須精準到達目標位置，因此是需要精密傳動裝置。根據機械結構傳動裝置要求本課題的圓柱蝸桿、蝸輪對應的精度均為6級，并明確d為側隙類型(林浩然,陳夢琪,2021)。在數據分析時期，本文采取了諸多統計手法來驗證數據的有效性，并挖掘潛在的異常值。通過對數據分布特點的深度剖析，可以高效地濾除那些顯著偏離正常范圍的數據點，同時確保具有代表性的樣本信息得以留存。另外，本文還借助敏感性分析來評判不同參數變化對研究結論的影響程度，以促使最終結論具備可靠性和普適性。3.4.7熱平衡核算依據如上傳動方式，在傳動方面選定漸開線方式，因此，形成于運行進程中的熱量可較好的向空氣內傳遞，在這種狀態里無需再次核算熱平衡(孫海濤,羅秋怡,2021)。3.5軸的設計3.5.1前輪軸的設計因設備以萬向輪方案來設計前輪，所以前輪軸在運行中無需面對扭矩，而僅需承受彎矩，此類即對應于心軸。圖3-6前輪軸結構（1）對軸上作用的力進行求取這在一定水平上揭露由圖3-7a前輪軸的載荷分析可以計算出設備前輪實際的受力大小，；。（2）針對軸設計明確結構（a）就相應零件擬定裝配的具體方案在設備整體裝配進程中，從軸的右側向左安裝，此類方式即可初步設定軸段實際粗細順序。（b）基于軸向定位針對軸來明確實際長度與直徑因設備前輪所需承受的作用僅為彎矩，從這些反饋中可見故初步選擇采用滾動軸承，最終明確單列深溝球軸承6004。而在軸向定位前輪右側時，因對軸肩加以運用，根據單列深溝球軸承6004的相關參數信息可得：定位軸肩高度h=2.5mm；dⅣ的取值為25mm。通過針對輪輻安裝部位分析受力，依據此理論框架進行系統研究得出明確軸段需求30mm左右的直徑，數值即dⅥ=30mm；安裝輪輻的模式多為軸右側采用螺母鎖緊輪輻，左側采用軸肩固定的方式(趙昕怡,徐靜雅,2019)。根據輪輻表可知寬度為34mm，由于用進行左右側輪輻壓緊，所以軸段需要比輪輻寬度要短，綜上所述的結論是故軸段取值為lⅥ=32mm；由于設計的軸肩高度h需要大于0.07d,所以此處的軸肩高度即3mm，軸環直徑、寬度分別對應于36mm、1.4h，lⅤ取值即5mm。設計尺寸以及長度參見如下(蔡嘉欣,林澤宇,2020)。（c）軸上零件的周向定位基于當前環境在軸、輪輻的周向定位方面，以二者中的平鍵發揮聯接作用，參照相應手冊明確，其截面即，以鍵槽銑刀對此開展相應加工活動，長度為28mm。因將過度配合運用于周向定位，需確保軸的直徑公差即j7。本文提出的框架模型突出展示了其適應多變和易于擴展的特質。鑒于研究背景和需求的廣泛差異性，本文在模型設計時注重了各組件的模塊化設計，使得在具體情況下能夠靈活調整或替換特定模塊，而不損害整體架構的穩定性和效能。這種設計方式不僅大大增強了模型的實際應用潛力，而且為后續研究者提供了一個靈活的開放式平臺，鼓勵他們在已有基礎上進行創新性的二次開發或改進。（d）針對軸上明確圓角和倒角尺寸為了方便機械安裝以及防止安裝時造成劃傷，必須對軸進行倒圓角以及倒角處理，在這般的條件下本文前輪軸設計的各軸肩處的圓角半徑為R1，軸端進行1×45°的倒角處理(呂秋水,蔡思源,2021)。（3）求軸上的載荷圖3.7是根據軸的機械機構載荷受力情況畫出的軸的計算簡圖及軸的彎矩圖。圖3-7前輪軸的載荷分析圖通過圖3.7就可以計算出F1、F2、L1、L2、MC的值為：；；。（4）基于彎曲應力針對軸的強度進行校核在對此開展強度校核時，在這種狀態里僅需校準彎矩截面強度最大的部分，結合圖明確此種彎矩最大值出現于截面C部位，即。對此開展強度校核工作，參見下式：（3.35）查表明確，45鋼調質。查表明確：(3.36)所以軸與強度需求相符，所以可相對安全。3.5.2后輪軸的設計因設備方面以獨立驅動差速轉向作為后輪設計的具體方案，這在一定水平上揭露因此在實際運行進程中，后輪軸所需承受的不僅包括轉矩、也包括彎矩，此類即為轉軸(趙陽陽,許婉兒,2022)。圖3-8后輪軸結構（1）功率、轉速和轉矩傳動率明確為0.7,即：(3.37)（2）在蝸輪方面作用的力；；。（3）針對軸初擬直徑最小值設備以45鋼作為后輪軸制備的材料，需以對此開展調質處理作為基本前提，通過查表，若確定為115時，確定的軸最小直徑是符合設計要求。(3.38)輪輻是安裝在AGV自動引導小車后輪軸直徑最小部位，其直徑即dⅥ=26mm，且將鍵聯結方式運用于此(陳曉云,鄭文靜,2020)。（4）針對軸明確結構（a）就相應零件擬定裝配的具體方案在設備整體裝配進程中，依據此理論框架進行系統研究得出從軸的左側向右安裝，但需自右向左裝配內輪輻、透蓋等部件。（b）基于軸向定位針對軸來明確實際長度與直徑因設備前輪所需承受的作用僅為彎矩，故初步選擇采用滾動軸承，因為小車。在運行中由于既要受軸向力影響也要受到徑向力影響，綜上所述的結論是故最終選擇單列深溝球軸承6206。AGV自動引導小車后輪右端滾動軸承采用的軸肩進行軸向定位，根據單列深溝球軸承6206的相關參數信息可得(趙宇和,王俊杰,2020)：定位軸肩高度h=3mm；dⅣ的取值為36mm。后輪安裝中使用的彈性擋圈選用的是GB894.1-8630標準的擋圈件，根據標準件的規格確定尺寸為,故；。通過針對輪輻安裝部位分析受力，明確軸段需求26mm左右的直徑，數值即dⅥ=26mm；依據表明確寬度即27mm，基于當前環境由于用進行左右側輪輻壓緊，所以軸段需要比輪輻寬度要短，故軸段取值為lⅥ=26mm。前輪的其余尺寸可以根據設計要求任意確定，設計尺寸以及長度參見如下(林晨曦,谷子杰,2022)。在對階段性研究成果及計算數據進行深入分析后，本文發現其與前文綜述中的結論基本一致，這一現象首先表明了本研究所采用的方法在有效性和可靠性方面均表現出色。這種高度的一致性不僅對先前研究結論進行了有力印證，也為當前的理論框架提供了更為堅實的支撐。憑借嚴謹的研究設計、系統的數據收集以及科學的數據分析，本文成功復現了前人研究中的核心發現，并在此基礎上展開了更為深入的探究與討論。這一過程不僅進一步鞏固了本文對研究假設的信心，同時也充分證明了所選研究方法的科學性與有效性。（c）軸上零件的周向定位在軸、輪輻的周向定位方面，以二者中的平鍵發揮聯接作用，參照相應手冊明確，其截面即，由上述可知曉以鍵槽銑刀對此開展相應加工活動，長度為25mm。（d）確定軸上圓角和倒角尺寸為了方便機械安裝以及防止安裝時造成劃傷，必須對軸進行倒圓角以及倒角處理，在這般的條件下本文前輪軸設計的各軸肩處的圓角半徑為R1，軸端進行1×45°的倒角處理。（5）針對軸求取荷載以后輪軸為對象，分析其受力即3.9a。L1=L2=27.5mm；L3=41mm(a)圖3.9b是AGV自動引導小車行進于水平面時，后軸輪受力對應如下簡圖。在這種狀態里基于靜力平衡方程可以分別求解出圖3.9a中A、B支座的支反力、在軸上集中力中作用的截面彎矩值(丁嘉豪,孫瑩瑩,2022)。圖3-9圖3-10圖3-11后輪軸的載荷分析圖(b)垂直面中后軸輪受力對應的簡圖即c。依照方程可針對A、B兩大支座計算獲知支反力。（3.39），（3.40）圖3-12=-127.87（3.41）圖3-13=220.8-157.66+127.87=190.01N在段中，面向截面使得截面左側外力得到簡化，即：(3.42)在段中，面向截面使得截面左側外力得到簡化，即：(3.43)=190.01×27.5+190.01X2-220.8X2+2030.5=7283.275-29.79X2在段中，面向截面使得截面右側外力得到簡化，即：(3.44)圖3-14針對A、B、C、D截面計算獲知總彎矩M：圖3-15(3.45)(3.46)轉矩（后軸輪）：。（6）按扭合成應力校核以彎扭合成盈利針對軸校核其強度校，這在一定水平上揭露僅需校準扭矩截面強度、形成于軸的彎矩最大值等(劉宏偉,孫秋霜,2021)，通過圖3.9可知該軸承受的最大彎矩和扭矩截面在D處，由公式：(3.47)這在一定程度上體現其中，即折合系數，該數值明確為0.6。即與軸對應的抗彎截面系數，查表明確：查表明確，材料45鋼調質。所以，由此即較為安全。3.6滾動軸承選擇計算3.6.1前輪軸上的軸承依據設計工作的實際需求，壽命Lh≧2500h，轉速，與軸承對應的徑向、軸向力分別為、。（1）基于上述條件初步明確軸承(徐華杰,趙菲琳,2021)以6004型軸承作為首選，查表：（2）依照動載荷額定值進行計算(3.48)其中，=3。(3.49)查表獲知自動引導小車依據此理論框架進行系統研究得出通過帶入明確所以此類軸承與需求相符。（3）基于額定靜載荷進行校核(3.50)查表明確，選定=2。(3.51)在式內帶入，，與需求相符。3.6.2蝸桿軸上的軸承依據前面深入分析的內容依據設計工作的實際需求，壽命，轉速即，軸承所需承受的徑向、軸向載荷分別為、。（1）基于上述條件初步明確軸承(高怡然,陳子杰,2023)以30203型軸承作為首選，查表明確：（脂潤滑）圖3-16蝸桿軸上的軸承受力（2）依照額定動載荷值進行計算(3.52)，圖3-17查表獲知，。圖3-18，圖3-19；參照公式：；。均比更小，與需求相符。（3）依照額定靜載荷值進行校核參照表：。查表明確，即。圖3-20圖3-21均比更小，與需求相符。（4）極限轉速校核(3.53)，讀圖明確；，讀圖明確；。，由圖15-5得：。，讀圖明確：。比和更小，由上述可知曉與需求相符。3.6.3后輪軸上的軸承依據后輪部位軸承實際壽命轉速即，如下即為徑向荷載，分別對應于A與B兩大軸承：；；軸向載荷為。由圖中受力分析可知在軸承A比軸承B的承受更大載荷，在這種狀態里所以僅需以軸承A作為對象，對此開展相應校核工作(陳梓萱,黃浩然,2024)。于數據分析方法的挑選環節，本文不但采用了傳統的統計分析手段，諸如描述性統計、回歸分析等，還引入了近年來發展迅猛的數據挖掘技術與算法。例如，通過聚類分析來識別數據中的潛在模式，或者利用決策樹算法對未來趨勢進行預估。這些先進的方法為深入探究復雜現象提供了強大的支持，有助于揭示海量數據背后隱藏的深層次關系。并且，本文特別突出混合方法的運用，即把定量研究和定性研究相互結合，以實現更全面的研究視野。（1）基于上述條件初步明確軸承以6206型軸承作為首選，查表：（脂潤滑）（2）依照額定動載荷值進行計算圖3-22其中，對球軸承。圖3-23基于，查表明確，。基于，查表明確，。查表明確，自動引導小車，通過帶入進而獲知：。所以該型號軸承可與需求相符。（3）按額定靜載荷校核圖3-24查表明確，選定為。基于，查表明確，時，即：。通過帶入，與需求相符。（4）極限轉速校核圖3-25基于，查圖明確，，，查圖明確，，帶入后，由此與實際需求相符。4控制系統的設計4.1電機控制在實際設計方面，選定直流伺服電機能滿足在四個不同象限工作，電動機的鑒向電路設計部分是整個檢測系統工作實際狀態的方面，需在實際運行進程中可針對電機明確實際轉速、旋轉方向。這在一定水平上揭露在對此進行明確時，即以數字編碼器對90°形成于運轉進程中的相位差的相位脈沖進行辨別[14]，如下即為電路原理圖(陳曉宇，趙文濤,2024)：圖4-1鑒向原理這在一定程度上體現需以A、B兩大相脈沖的90°為滯后亦或是超前，進而針對伺服電機明確正反轉，若A比B滯后90°，則正向計數脈沖隨之輸出于CP部位；反之輸出端CP處輸出反向計數脈沖，從這些反饋中可見電機的正反向脈沖圖如下圖b與c所示。在脈沖計數電路內通過的即為計數，且向PC設備傳輸結果并完成處理[15]，整體電路圖可參見如下a圖(李宇航,王雪兒,2023)。在數據收集過程中，本文運用了多種多樣的方法，包括問卷調查、實地探訪以及文獻研讀等，意在從多個角度收集全面且詳實的數據信息。通過對這些數據的規范化分析和整理，本文能夠有力地驗證研究假設，并揭示其中蘊含的規律性和潛在聯系。盡管本研究取得了一定的成績，但本文也明白，任何研究都存在其固有的不足。未來的研究可以在已有基礎上進一步深化拓展，特別是在樣本的篩選、研究手段的優化以及理論框架的完善等方面，仍有較大的發展空間。圖4-2電機轉向分辨電路4.2計數的擴展AGV自動引導小車的速度與位移等狀態量都是需要進過正反轉脈沖進行計算和運算才能得出，依據此理論框架進行系統研究得出而脈沖量是由電機上的數字編碼器通過鑒向電路獲取的電機的正反轉工作狀態所得。系統的計數器使用的是8253計數器，該計數器通過軟件設計具有定時的功能，依據前面深入分析的內容工作方面還具有六大類方式（金俊豪，洪澤楷，2021），計數頻率可在運作進程中達到2MHz，且其輸入、輸出端都和TTL相兼容。8253計數器的內部結構圖以及引腳圖如圖4.3、4.4所示。圖4-3253內部結構框圖圖4.48253引腳圖U6中8000H、8001H、8002H、8003H分別是計數器0、1、2以及控制字；U7中6000H、6001H、6002H、6003H6000H分別是計數器0、1、2以及控制字。如下即讀/寫控制邏輯接線：U6：，，。U7：，，。AGV自動引導小車后輪的左輪小車控制電機的正反轉計數是選用的U6芯片中的計數器0、1進行計數，綜上所述的結論是而后輪的右輪小車控制電機的正反轉計數是選用的U7芯片中的計數器0、1進行計數。基于當前環境為了獲取一段時間周期內的脈沖數，都是通過上述四個計數器通過獲取所得的計數值減掉上一次的計數值進行計算。4.3中斷的擴展作為集成芯片，可以8259A確定為可編程中斷控制器，本系統內用于單片機AT89C51控制器進行控制中斷作用，在這般的條件下該集成芯片還具有如下功能，如中斷向量的提供等。8級中斷可直接以該芯片進行管理，可以9片芯片運用于系統內并完成級聯，進而形成64級中斷，如下即為相應引腳圖：圖4-4259A引腳圖圖中明確如讀寫信號、中斷請求等各類引腳均被包括在外部引腳內。圖中是數據線，由上述可知曉通過數據線能接受或發生來自CPU傳輸給8259A芯片的各種控制命令等；INT引腳即將中斷請求信號發送至CPU，此種即中斷請求；即對來自CPU的中斷響應信號進行接收，在這種狀態里屬于中斷響應（魏澤宇，宋雅萱，2021）；即僅低電平時有效的一類讀信號，使得芯片受到通知，向數據總線傳輸寄存器內的相應數據；即僅低電平時有效的一類寫信號，主要功能是由于將數據線上的數據信息發送給8259A芯片。本課題設計采用的將兩片8259A進行連接，從芯片發出的中斷請求信號將通過主芯片的引腳傳輸個主芯片，這在一定程度上體現如果系統中不存在從片，則直接將外部中斷直接連接到主芯片的引腳上。鑒于時間因素的顯著影響，本文對前述結論的驗證暫不深入展開。科學研究往往是一個漫長的歷程，尤其在面對復雜問題或新領域時，需充足的時間來觀測現象、解析數據并形成可靠的結論。盡管本研究已取得初步成果，但全面且細致地驗證所有結論，仍需更長時間的持續追蹤與反復試驗。此舉不僅有助于消除偶然因素的干擾，也能提升研究成果的可信度與普遍適用性。此外，技術手段的進步亦對結論驗證產生影響。隨著科技的不斷發展，新興研究工具與技術的涌現為科學研究開辟了更廣闊的視野。從這些反饋中可見由圖4.6可知主從芯片的數據信號和中斷響應信號是相互連接的，但是當從片數量較多時，需要在主從芯片中添加驅動器。在8259A的主從式級聯方式中，主從片的引腳分別連接的高低電平，主從芯片的聯接方式參見下圖（馬志博，馮雅茹，2022）：圖4-5259A的級聯4.4數摸轉換器的選擇ADC的功效，即轉換數字量為模擬量，該轉換器的性能判斷是主要是通過建立時間、精度轉換、分辨率和線性誤差的技術性指標進行判別。數模轉換器只有當模擬輸出量是電流時，依據前面深入分析的內容從穩定輸出到最終值用時會很短；數模轉換器的轉換精度是指靜態轉換誤差是以最大的形式輸出；基于當下整體背景情況數模轉換器的分辨率是指輸出電壓的最小和最大值間的比值，例（賴景天，丁雪霏，2024）：本文使用的DAC1208芯片其分辨率為；基于當前環境數模轉換器的線性度是指理想直線與實際轉換特性曲線之間的最大偏移值。圖4.7、4.8分別是其引腳以及結構圖。圖4-64.7DAC1208的內部結構圖圖4.8DAC1208的引腳圖該芯片的工作方式有三種分別是直通、單緩沖、雙緩沖方式。直通式是指將DAC寄存器和輸入寄存器連接成直通方式；由上述可知曉雙緩沖方式是將DAC1208的兩個鎖存器采用控鎖存方式連接，本設計因為采用的直流伺服電機為令同步效果得以體現，需在連接方式方面運用雙緩沖（曹志強，曾祥瑞，2021）；在這般的條件下而單緩沖即以受控鎖存方式完成寄存器的連接，另外一個采用直通方式。圖4-7DAC1208雙緩沖連接方式U9、U10的輸入寄存器地址以及DAC寄存器地址分別為3（賴景天，丁雪霏，2024）H、1（賴景天，丁雪霏，2024）H、5（賴景天，丁雪霏，2024）H、5（賴景天，丁雪霏，2024）H。本次設計DAC1208芯片采用的雙緩沖連接方式參見上圖，若高電平被輸入至引腳，在這種狀態里以8位輸入寄存器完成等數據的接收，否則將采用4位輸入寄存器接收傳輸的數據；片選信號接收到的高低電平將明確與鎖存信號第一級數據鎖存是否有效。這在一定水平上揭露若高電平被接收于時，第一級即可鎖存；若同時有效且需以寫信號為1，才能進行第一級鎖存信號；當信號有效并且寫信號為2時，將進行第二級鎖存信號。4.5電機驅動芯片選擇此處以PWM技術運用于直流伺服電機之中，這在一定程度上體現以此來驅動電機，基于對直流電壓進行控制，即可使得輸出脈沖寬度等與輸入信號成方波脈沖串的線性關系，從而達到控制電機的f=30KHz轉速。因此PWM切換頻率需要進行選擇，如下所示：（1）為改善電機的運行特性，從這些反饋中可見克服靜摩擦就需要采取切換頻率使電機軸上產生微振。即：(4.1)式中，，即力矩常數；即電感；即PWM電源電壓；即電機靜摩擦力矩。（2）位置誤差設置需比最大的微振角位移相對更大，即：（4.2)其中，J即轉動慣量；預設位置誤差。（3）需盡可能使得出現于電機的高頻功耗有所減少，即：(4.3)式中，為電內阻。采用UC3637型號的PWM芯片、H功率放大電路使得伺服電機被控制，如下即為原理圖。圖4-8UC3637原理框圖UC3637是三角波振蕩器，如下即電路圖：圖4-9恒幅三角波產生電路計算三角波參數[6]，需以0.5Ma作為定時電路實際電流，即：(4.4)(4.5)其中，為PWM頻率；允許。(4.6)依據此理論框架進行系統研究得出通過圖4.11所示的控制系統，可以的得知：；；；PWM頻率；限流Imax=8A；則：(4.7)(4.8)(4.9)；(4.10)式中，電源電壓；恒流充電電流；三角波峰值的轉折電壓；、分別對應于定時電阻、電容；即振蕩頻率。4.6運動學分析4.6.1運動學方程假設后輪的中心點為P點，瞬心點為Q點。(4.11)(4.12)（4.13）(4.14)(4.15)通過整理，形成：(4.16)其中，即雅可比矩陣。4.6.2轉彎半徑依據前面深入分析的內容假定設備質量分布相對均衡；小車的車輪半徑為r；小車后輪間的間距為B；小車在轉彎時的速度為彎；綜上所述的結論是小車后輪到轉彎圓心間距為轉彎半徑R；車輪與路面的摩擦系數為；小車在水平面正常運行時后兩輪的速度為，則有：(4.17)查表5-2，取，所以取AGV小車的最小轉彎半徑為，則左右輪的速度分別為：(4.18)(4.19)4.7控制軟件的設計公式(4.11)、(4.15)分別表示AGV小車在運行時的線速度和角速度，因此能得出、x、y的狀態量值，即：（4.20）（4.21）(4.22)（4.23）(4.24)近似檢測是采用的數學中的數值積分方法，即將區間分成，若干子區間。要想檢測精度達到使用要求就需要控制周期短或子區間充分足夠小,表達式如下:（4.25)（4.26）(4.27)控制系統最重要一部分是程序編寫，并且要求代碼過程簡短，程序易懂并且執行效率高等特點。基于當下整體背景情況本文設計AGV自動引導小車的行駛路徑多依據預設線路行進，因此程序編寫，需要通過檢測裝置反饋的電壓信號判斷AGV小車行駛路線是否存在偏差，若存在位置偏差控制器將需要進行偏差的量傳輸給電機，基于當前環境從而控制小車按照預設路線行駛（馬志博，馮雅茹，2022）。因此，AGV自動引導小車在行駛中，需要不斷進行位置檢測并反饋給控制板，進而調整電機的轉速和方向，從而達到實時控制的效果。首先程序開始前需要先設定各別變量值和函數，并對本系統的各芯片初始化；再讀取行駛前設置的路線坐標；再進行軌跡插補；由上述可知曉讀取上一次運行時的誤差進行分析并驅使小車向前行駛；在進行路線的檢測，并判斷第一段路線是否運行完成，若是NO將檢測的路線數據與實際設置的路線數據進行比較是否產生偏差，若存在偏差將偏差值傳給轉換器D/A請進行路線糾正。若YES將運行下一段路線，并判斷是否到達終點，到達終點停止運行，若沒有到達終點將繼續行駛。DDA圓弧插補程序：XPBIT00H；X向溢出標志YPBIT01H；Y向溢出標志XSEQU60H；起點坐標XYSEQU61H；起點坐標YXEEQU62H；終點坐標XYEEQU63H；終點坐標YJVXEQU64H；X積分累加器JVYEQU65H；Y積分累加器JRXEQU66H；X被積函數寄存器JRYEQU67H；Y被積函數寄存器JEXEQU68H；X向終點計數器JEYEQU69H；Y向終點計數器ORG1000HMOVJVX，YS；初始化MOVJVY，XSMOVJRX，#0MOVJRY，#0MOVR2，XSMOVR4，XEACALLBSUB；MOVJEX，R6MOVR2，YSMOVR4，YEACALLBSUB；MOVJEY，R6CLRXPCLRYPMOVR2,XSMOVR4,YSACALLYC；調用溢出子程序CF:MOVA,JEX；X向JZYXMOVR2,JRXMOVR4,JVXACALLBADD；修改X向寄存器MOVJRX,R6MOVA,R7CJNEA,JRX,NX1；X向是否溢出SETBXPDECXSDECJEX；-X走一步AJMPYXNX1:JCYXSETBXPDECXSDECJEXXY:MOVA,JEY；JZZDPMOVR2,JRYMOVR4,JVYACALLBADD；MOVJRY,R6MOVA,R7CJNEA,JRY,NX2；SETBYP；+Y走一步INCYSDECJEYAJMPJINX圖4-11NX2:JCJINX；SETBYPINCYSDECJEYJINX:JNBXP,NX3；DECJVYNX3:JNBYP,CFINCJVXAJMPCFZDP:MOVA,JEXJNZCF；X向到終點嗎？MOVA,JEYJNZCF；Y向到終點嗎？ENDBADD：BSUB：BSUB：MOVA，R4；取減數CPLACC.7；MOVR4，ABADD：MOVA，R2；取被加數XRLA，R4；兩數異號MOVC，ACC.7；當兩數不同號CY=1，反之CY=1圖4.13DDA圓弧插補流程圖MOVA，R2CLRACC.7；符號位清0MOVR2，AMOVA，R4CLRACC.7；符號位清0MOVR4，AJCJIAN；兩數異號轉JIANMOVA，R2ADDA，R4MOVR6，ARETJIAN：MOVA，R2；相減CLRCSUBBA，R4