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机械部分设计直流伺服电动机的选择伺服电动机的主要参数是功率(KW)。但是，选择伺服电动机并不按功率，而是更根据下列三个指标选择。运动参数：AGV 行走的速度为 600mm/s，则车轮的转速为 n  v 1000 πd  1000 6  140 3.14   22.75r/min （2.1）电机的转速选择蜗轮-蜗杆的减速比 i=62 n 电  in  62  22.75  1410.5r/mi n （2.2）自动引导小车的受力分析如图 2.3 所示： F A A G P F D D O F B B F C C 小车车架自重为 P 2.3 车轮受力简图 p  ρabhg  2.85  10 3  0.5  0.3  0.032  9.8  134N （2.3）小车的载荷为 G G  mg  35  9.8  343N （2.4）取坐标系 OXYZ 如图 2.3 所示，列出平衡方程由于两前轮及两后轮关于 Y 轴对称，则 F A F ， C F B F D zF  0 ， 2 F A  2 F C   P G  0 （2.5）

xM  0 ，  0.075 G  0.17 P   2 0.3  F C  0 （2.6）解得 A F F  B  157.66N F C F  D  80.84N 两驱动后轮的受力情况如图 2.4 所示：滚动摩阻力偶矩 fM 的大小介于零与最大值之间，即 0  MM f  max （2.7） M max  NF   .0 006  157 66.  .0 mN946  （2.8）其中δ滚动摩阻系数，查表 5-2[2]，δ=2～10，取δ=6mm 牵引力 F 为 MF  max d 2  946 .0 07.0  N5.13 电机 1 / G W 图 2.4 后轮受力（2.9） F O P F N F S A 图 2.5 前轮受力摩擦系数 µ 滚子直径 D mm 牵引力 F N 传递效率 ŋ 重物的重力 W N 传动装置减速比 1/G （1）求换算到电机轴上的负荷力矩（ LT ） ( TL    )  DWF 2 157    015 .05.13 7.0 mN587 .0     1 G 66.  8.9 1000 140 2   1 62  8.9 1000 （2.1 0）

取=0.7, W =157.66 N , =0.15 （2）求换算到电机轴上的负荷惯性（ LJ ） J L  J 2  2    Z 1 Z 2     J 1  J 3  J 4  （2.11） 0000349 1     62   mKg 000036189   .0  .0 .0( 004766  .0 000131  .0 0000604 2 2 其中 1J 为车轮的转动惯量； 2J 为蜗杆的转动惯量； 3J 为蜗轮的转动惯量； 4J 为蜗轮轴的转动惯量。（3）电机的选定根据额定转矩和惯量匹配条件，选择直流伺服电动机。电机型号及参数：MAXON F2260 Ø60mm 石墨电刷 80W JM = 1290gcm2 匹配条件为[3] J L J  L max  361 gcm89. 2 0.25  J L J max M  1 0.25  361.89   1  0.25 0.2805 1   J  J M  J L  1290  361 89.  1651 gcm89. 2 （2.12）即惯量 J （2.13）其中 MJ 为伺服电动机转子惯量故电机满足要求。（4）快移时的加速性能最大空载加速转矩发生在自动引导小车携带工件，从静止以阶跃指令加速到伺服电机最高转速 maxn 时。这个最大空载加速转矩就是伺服电动机的最大输出转矩 maxT 。 T max  J   J 2 n  max 60 at  1651 89.  14.32 4000   60 076 .0   mN91.0 

（2.14）加速时间 T a  4 T M  .04 019  .0 S076 （2.15）其中，机械时间常数 19MT ms 联轴器的设计由于电动机轴直径为Φ8mm，并且输出轴削平了一部分与蜗杆轴联接部分轴径为Ф12mm，故其结构设计如图 2.6 所示。蜗杆轴电机轴图 2.6 联轴器机构图联轴器采用安全联轴器，销钉直径 d可按剪切强度计算，即[4] d  8 KT D Z m    （2.16）销钉材料选用 45 钢。查表 5-2[5] 优质碳素结构钢（GB 699-88） 45 调质≤200mm b =637MPa s =353MPa s =17% Ψ=35% α  x 0.39MJ/M 2 硬度 217～255HBS 销钉的许用切应力为   τ （2.17）  (0.7 ~ 0.8) bσ  0.75  637  477.75MPa 过载限制系数 k值查表 14-4[4] 取 k=1.6 T .0 mN587  d 6.18  12   1  587 477 14.3  .0 646 mm 75.

选用 d=5mm 满足剪切强度要求。蜗杆传动设计选择蜗杆的传动类型根据 GB/T 10085-1988 的推荐，采用渐开线蜗杆(ZI)。选择材料蜗杆要求表面硬度和耐磨性较高，故选用材料 40Cr。蜗轮用灰铸铁 HT200 制造，采用金属模铸造。蜗杆传动的受力分析如图 2.7 所示确定作用在蜗轮上的转矩 T2 按 Z=1，故取效率[4]η=0.7,则 T 2  9.55  10 6 P 2 n 2  9.55  10 6  Pη /in 1 12  9.55  10 6  0.7 0.08  22.75  23508N.mm （2.18）图 2.7 蜗轮-蜗杆受力分析各力的大小计算为 F t 1  F a 2  2 T 1 d 1  2 587  4.22  N4.52 （2.19）

F 1 a  F t 2  2 T 2 d 2  2 23508  5.77  606 N66. （2.20） F r 1  F r 2  F t 2 tan 0 20  606 66.  tan 0 20  220 N8. （2.21）按齿根弯曲疲劳强度进行设计根据渐开线蜗杆传动的设计准则，按齿根弯曲疲劳强度进行设计。蜗轮轮齿因弯曲强度不足而失效的情况，多数发生在蜗轮齿数较多或渐开线传动中。弯曲疲劳强度条件设计的公式为[4] 2 m d 1  1.53 KT 2   z  F 2 Y Fa 2  Y  （2.22）确定载荷系数 K[4] 由于工作载荷较稳定，故取 0 载荷分布不均系数 Kβ=1，由表 11-15[4]选取使用系数 KA=1.15。由于转速不高，冲击不大，可取动载系数 KV=1.1,则 K K K K    A  V 1.15 1 1.1 1.265    （2.23）由表 11-8[4]得，蜗轮的基本许用弯曲应力[σF]=48MPa 假设 2 z  62  3°10'48"，蜗轮的当量齿数 z V 2  z 2 3 cos   62  10 ° ´48˝ 3 cos 3 62.29 （2.24） 62.29 FaY ，从图 11-19[4]中可查得齿形系数 2  2.3 根据 2 x  ， 2 Vz  0 螺旋角系数 Y  1   0.9773 （2.25） 3 ° ´48˝   1   140 ° 265 .1 53.1  62  10 140° 23508  48 2 dm 1  .03.2  9773 mm 3 由表 11-2[4]得中心距 a=50mm 1 d 22.4mm 模数 m=1.25mm 分度圆直径 2 dm 1 35mm 3 蜗杆头数 1 1 z 直径系数 17.92

分度圆导程角 γ=3°11′38″ 蜗轮齿数 2 z  62 变位系数 x   2 0.04 蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸 (1) 蜗杆轴向齿距（2.26） Pa   m  14.3  25.1  .3 925 mm 齿顶圆直径 da 1  21 d  mha  25.1124.22   mm9.24 （2. 27）齿根圆直径 d f 1  (21 d  cmha  )  25.11(24.22   25.0  )25.1  .19 275 mm （2.28）蜗杆轴向齿厚 (2) 蜗轮 Sa  m  1 2 传动比（2.30）  1 2 14.3  25.1  .1 9625 mm （2.29） i  z 2 z 1  62 1  62 蜗轮分度圆直径 d 2  mz 2  25.1  62  mm5.77 （2.31）蜗轮喉圆直径 d a 2  d 2  (2 ham   x 2 )  25.125.77   （ 04.01  ） mm1.80 （2.32）蜗轮齿根圆直径 d f 2  d 2  (2 ham  x 2  c ) 25.125.77   04.01(  )25.0  .74 475 mm （2.33）蜗轮咽喉母圆半径 r g 2  a 1 2 d a 2  50  1 2 mm95.91.80  （2.34）精度等级公差和表面粗糙度的确定考虑到所设计的自动引导小车属于精密传动，从 GB/T 10089-1988 圆柱蜗杆、蜗轮精度中选择 6 级精度，侧隙种类为 d,标注为 6d,GB/T 10089-1988。

热平衡核算由于该蜗轮-蜗杆传动是渐开线传动，蜗轮-蜗杆产生的热传递到空气中，故无须热平衡计算。轴的设计前轮轴的设计（结构如图 2.8）前轮轴只承受弯矩而不承受扭矩，故属于心轴。图 2.8 前轮轴结构（1）求作用在轴上的力自动引导小车的前轮受力，受力如图 2-9a 所示。 F F C F 1  F 2  1 2 CF  1 2  80 84.  40 N42. （2）轴的结构设计（a）拟定轴上零件的装配方案装配方案是：左轮辐板、右轮辐板、螺母、套筒、滚动轴承、轴用弹性挡圈依次从轴的右端向左安装，左端只安装滚动轴承和轴用弹性挡圈。这样就对各轴段的粗细顺序作了初步安排。（b）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度初步选择滚动轴承。自动引导小车前轮轴只受弯矩的作用，主要承受径向力而轴

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