AGV自动导引小车的设计
摘要
AGV即自动导引小车，它集声、光、电、计算机技术于一体，综合了当今科技领域先进的理论和应用技术。
广泛应用在柔性制造系统和自动化工厂中，具有运输效率高、节能、工作可靠、能实现柔性运输等许多优点，极大的提高生产自动化程度和生产效率。
本文在分析研究国内外AGV现状与发展的基础上，设计了两后轮独立驱动的自动导引小车，其主要工作内容包括：小车机械传动设计、直流伺服电机的选择、A T89C51单片机控制系统硬件电路、运动学分析、控制系统软件设计及圆弧插补程序。
所设计的小车能够实现自主运行、运动轨迹（圆弧、直线）的控制等功能，达到了沿着设定的路线行驶。
关键词：自动导引小车，单片机控制，设计，PWM技术
Design on Automatic Guided Vehicle
Abstract
The AGV namely Automatic Guided Vehicle, it collect sound, the light, the electricity, the computer technology in a body, and synthesizes the technical domain advanced theory and the application technology. It widespread applied in the flexible manufacturing system and the factory automation, and has the merits of high transportation efficiency, the energy conservation, the work reliable, the flexible transportation. It enormously enhanced production automaticity and production efficiency.
Based on the analysis of the domestic and foreign AGV present situation and its development foundation, AGV with two wheel independent drive is designed. The content of the paper includes: design of mechanical structure and drive of the car, the choice of direct current servo motor, the hardware electric circuit of AT89C51 control system, the kinematic analysis, the software design of control system and the procedure of interpolation the circular arc. The designed car can realize the functions of independent movement, the path (circular arc, straight line) control and so on, and has achieved to travel along the hypothesis route.
Keyword: Automatic Guided Vehicle, singlechip computer control，Design , PWM
目录
摘要 (I)
Abstract (II)
第一章绪论 (1)
1.1AGV自动导引小车简介 (1)
1.2AGV自动导引小车的分类 (1)
1.3国内外研究现状及发展趋势 (1)
第二章机械部分设计 (2)
2.1设计任务 (2)
2.2确定机械传动方案 (2)
2.3直流伺服电动机的选择 (3)
2.4联轴器的设计 (5)
第三章控制系统的设计 (19)
3.1控制系统总体方案 (19)
3.2鉴向 (19)
3.3计数的扩展 (20)
3.4中断的扩展 (21)
3.5数摸转换器的选择 (22)
3.6电机驱动芯片选择 (23)
3.7运动学分析 (26)
3.8控制软件的设计 (27)
结论 (32)
参考文献（References） (32)
致谢 (32)
第一章绪论
1.1 AGV自动导引小车简介
AGV(Automatic Guided Vehicle),即自动导引车，是一种物料搬运设备，是能在一位置自动进行货物的装载，自动行走到另一位置，自动完成货物的卸载的全自动运输装置。
AGV 是以电池为动力源的一种自动操纵的工业车辆。
装卸搬运是物流的功能要素之一，在物流系统中发生的频率很高，占据物流费用的重要部分。
因此，运输工具得到了很大的发展，其中AGV的使用场合最广泛，发展十分迅速。
1.2 AGV自动导引小车的分类
自动导引小车分为有轨和无轨两种。
所谓有轨是指有地面或空间的机械式导向轨道。
地面有轨小车结构牢固，承载力大，造价低廉，技术成熟，可靠性好，定位精度高。
地面有轨小车多采用直线或环线双向运行，广泛应用于中小规模的箱体类工件FMS中。
高架有轨小车（空间导轨）相对于地面有轨小车，车间利用率高，结构紧凑，速度高，有利于把人和输送装置的活动范围分开，安全性好，但承载力小。
高架有轨小车较多地用于回转体工件或刀具的输送，以及有人工介人的工件安装和产品装配的输送系统中。
有轨小车由于需要机械式导轨，其系统的变更性、扩展性和灵活性不够理想。
无轨小车是一种利用微机控制的，能按照一定的程序自动沿规定的引导路径行驶，并具有停车选择装置、安全保护装置以及各种移载装置的输送小车。
无轨小车按引导方式和控制方法的分为有径引导方式和无径引导自主导向方式。
有径引导方式是指在地面上铺设导线、磁带或反光带制定小车的路径，小车通过电磁信号或光信号检测出自己的所在位置，通过自动修正而保证沿指定路径行驶。
无径引导自主导向方式中，地图导向方式是在无轨小车的计算机中预存距离表（地图），通过与测距法所得的方位信息比较，小车自动算出从某一参考点出发到目的点的行驶方向。
这种引导方式非常灵活，但精度低。
1.3国内外研究现状及发展趋势
AGV是伴随着柔性加工系统、柔性装配系统、计算机集成制造系统、自动化立体仓库而产生并发展起来的。
日本人认为1981年是柔性加工系统元年，这样计算AGV大规模应用的历史也只有15至20年。
但是，其发展速度是非常快的。
1981年美国通用公司开始使用AGV，1985年AGV保有量500台，1987年AGV保有量3000台。
资料表明欧洲40%的AGV用于汽车
工业，日本15%的AGV用于汽车工业，也就是说AGV在其他行业也有广泛的应用[1]。
目前国内总体看AGV的应用刚刚开始，相当于国外80年代初的水平。
但从应用的行业分析，分布面非常广阔，有汽车工业，飞机制造业，家用电器行业，烟草行业，机械加工，
仓库，邮电部门等[1]。
这说明AGV有一个潜在的广阔市场。
AGV从技术的发展看，主要是从国家线路向可调整线路；从简单车载单元控制向复杂系统计算机控制；从原始的段点定期通讯到先进的实时通讯等方向发展；从落后的现场控制到先进的远程图形监控；从领域的发展看，主要是从较为集中的机械制造、加工、装配生产线向广泛的各行业自动化生产，物料搬运，物品仓储，商品配送等行业发展。
第二章机械部分设计
2.1设计任务
设计一台自动导引小车AGV，可以在水平面上按照预先设定的轨迹行驶。
本设计采用AT89C51单片机作为控制系统来控制小车的行驶，从而实现小车的左、右转弯，直走，倒退，停止功能。
其设计参数如下：
自动导引小车的长度：500mm
自动导引小车的宽度：300mm
自动导引小车的行驶速度：100mm/s
2.2确定机械传动方案
方案一：采用三轮布置结构。
直流伺服电动机经过减速器和差速器，通过两半轴将动力传递到两后轮。
自动导引小车的转向由转向机构驱动前面的一个万向轮转向。
传动系统如图2-1所示。
图2-1 传动方案一
方案二：采用四轮布置结构。
自动导引小车采用两后轮独立驱动差速转向，两前轮为万向轮的四轮结构形式。
直流伺服电动机经过减速器后直接驱动后轮，当两轮运动速度不同时，就可以实现差速转向。
传动系统如图2-2所示。
图2-2 传动方案二
四轮结构与三轮结构相比较有较大的负载能力和较好的平稳性。
方案一有差速器和转向机构，故机械传动误差大。
方案二采用两套蜗轮-蜗杆减速器及直流伺服电动机，成本相对于方案一较高，但它的传动误差小，并且转向灵活。
因此，采用方案二作为本课题的设计方案。
2.3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100mm/s ，则车轮的转速为
πd 10001000622.75min 3.14140
v
n r ⨯==≈⨯ （2-1） 电机的转速
选择蜗轮-蜗杆的减速比 i=62
6222.751410.5min n in r ==⨯=电 （2-2） 自动导引小车的受力分析：
图2-3 车轮受力简图
小车车架自重为P 3ρ 2.85100.50.30.0329.8134P abhg N ==⨯⨯⨯⨯⨯≈ （2-3） 小车的载荷为G 359.8343G mg N ==⨯= （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 A B F F =，C D F F =
0z F =∑， 220A C F F P G +--= （2-5） 0x M =∑， 0.0750.1720.30C G P F --+⨯⨯= （2-6）
解得 157.66A B F F N == 80.84C D F F N ==
两驱动后轮的受力情况如图2-4所示：
滚动摩阻力偶矩f M 的大小介于零与最大值之间，即
max 0f M M ≤≤ （2-7）
max δ0.006157.660.946==⨯=⋅N M F N m （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 max 0.94613.50.07
2
M F N d === （2-9）
图2-4 后轮受力 图2-5
摩擦系数 µ 牵引力 F N 重物的重力 W N 滚子直径 D mm 传递效率 ŋ 传动装置减速比 1/G
1） 求换算到电机轴上的负荷力矩（L T ） ()19.8••21000
L F W D T G μη+=⨯ （2-10） 13.50.15157.6614019.80.726210000.587N m
+⨯=
⨯⨯⨯=⋅
取η=0.7, W =157.66N , μ=0.15 2） 求换算到电机轴上的负荷惯性（L J ）
()2
121342L Z J J J J J Z ⎛⎫=+++ ⎪⎝⎭ （2-11） ()2
2
10.00003490.0047660.0001310.0000604620.000036189⎛⎫=+++ ⎪⎝⎭
=⋅kg m 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
21290M J gcm =
S
匹配条件为[3] 2max 361.89L L J J gcm ==
max 0.251L M J J <
< （2-12） 即 361.890.251<<1290
⇒0.250.28051<< 惯量J 21290361.891651.89M L J J J gcm =+=+= （2-13）
其中M J 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导引小车携带工件，从静止以阶跃指令加速到伺服电机最高转速max n 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max T 。
max max 22 3.1440001651.890.9160600.076
a n T J J N m t πθ⨯⨯===⨯=⋅⨯ （2-14） 加速时间 440.0190.076a M T T s ==⨯= （2-15） 其中 机械时间常数19M T ms =
2.4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。
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 = （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 σ=637MPa s σ=353MPa s δ=17% Ψ=35% 20.39k MJ m α= 硬度217～255HBS
销钉的许用切应力为
[]()0.7~0.80.75637477.75B MPa τσ==⨯= （2-17）
过载限制系数k 值 查表14-4
[4] 取k=1.6 T=0.321N•m
0.646d mm =≈ 选用d=5mm 满足剪切强度要求。
2.5蜗杆传动设计
1.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)。
2.选择材料
蜗杆要求表面硬度和耐磨性较高，故材料选用40Cr 。
蜗轮用灰铸铁HT200制造，采用金属模铸造。
3.蜗杆传动的受力分析
确定作用在蜗轮上的转矩T2
按Z=1，估取效率
[4]η=0.7,则
6662221120.080.79.55109.55109.55102350822.75
P P T N mm n n i η⨯=⨯=⨯⨯=⨯⨯=⋅ （2-18）
图2-7 蜗轮-蜗杆受力分析
各力的大小计算为
11212258765.2218
t a T F F N d ⨯===≈ （2-19）
21222223508606.6677.5
a t T F F N d ⨯===≈ （2-20） 00122tan 20606.66tan 20220.8r r t F F F N ===⨯≈ （2-21）
4.按齿根弯曲疲劳强度进行设计
根据开式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开式传动中。
弯曲疲劳强度条件设计的公式为
[4] []
221221.53Fa F KT m d Y Y z βσ≥• （2-22） 确定载荷系数K [4]
由于工作载荷较稳定，故取载荷分布不均系数K β=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 1.151 1.1 1.265A V K K K K β=⋅⋅=⨯⨯= （2-23） 由表11-8[4]得，蜗轮的基本许用弯曲应力[]34F MPa σ=
假设 262z = γ=3°10'48"，蜗轮的当量齿数
22336262.29cos cos 310γ==≈V z z °´48˝
（2-24） 根据20x =，262.29V z =，从图11-19[4]中可查得齿形系数2 2.3Fa Y =
螺旋角系数 310110.9773140βγ=-=-
=Y °´48˝°140?
（2-25） 231 1.53 1.26523508 2.30.977334.376248m d mm ⨯⨯≥⨯⨯=⨯ 由表11-2[4]得
中心距a=50mm 模数m=1.25mm 分度圆直径122.4d mm = 23135m d mm =
蜗杆头数11z = 直径系数17.92 分度圆导程角γ=3°11′38″ 蜗轮齿数262z = 变位系数20.04x =+
5.蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸
1）蜗杆
轴向齿距 3.14 1.25 3.925a p m mm π==⨯= （2-26）
齿顶圆直径 *11222.421 1.2524.9a d d ha m mm =+=+⨯⨯= （2-27）
齿根圆直径
()()*11222.421 1.250.25 1.2519.275f d d ha m c mm =-+=-⨯⨯+⨯= （2-28）
蜗杆轴向齿厚 11
3.14 1.25 1.962522
a s m mm π=
=⨯⨯= （2-29） 2）蜗轮
传动比 2162
621
z i z =
== （2-30） 蜗轮分度圆直径 22 1.256277.5d mz mm ==⨯= （2-31）
蜗轮喉圆直径 ()
()*222277.52 1.2510.0480.1a d d m ha x mm =++=+⨯⨯+= （2-32） 蜗轮齿根圆直径
()
()**222277.52 1.2510.040.2574.475f d d m ha x c mm =--+=-⨯⨯-+= （2-33） 蜗轮咽喉母圆半径 2211
5080.19.9522
g a r a d mm =-
=-⨯= （2-34） 6.精度等级公差和表面粗糙度的确定
考虑到所设计的自动导引小车属于精密传动，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
7.热平衡核算
由于该蜗轮-蜗杆传动是开式传动，蜗轮-蜗杆产生的热传递到空气中，故无须热平衡计算。
2.6轴的设计
2.6.1前轮轴的设计
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
自动导引小车的前轮受力，受力如图2-9a)所示。
C
F F =
1
80.8440.422
C F F F N ==⨯=1´˝=
2 2.轴的结构设计
1）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。
2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
(1)初步选择滚动轴承。
自动导引小车前轮轴只受弯矩的作用，主要承受径向力而轴向力较小，故选用单列深沟球轴承。
由轴承产品目录中初步选取单列深沟球轴承6004，其尺寸为d×D×T=20mm×42mm×12mm,故20d d d mm ===ⅠⅢⅨ。
右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。
由手册上查得6004型轴承的定位轴肩高度h=2.5mm ，因此取25d mm =Ⅳ。
(2)取安装左、右轮辐处的轴段Ⅵ的直径30d mm =Ⅵ;轮辐的左端采用轴肩定位，右端用螺母夹紧轮辐。
已知轮辐的宽度为34mm ，为了使螺母端面可靠地压紧左右轮辐，此轴段应略短于轮辐的宽度，故取32l mm =Ⅵ。
左右轮辐的左段采用轴肩定位，轴肩高度0.07h d >，取h=3mm ，则轴环处的直径36V d mm =。
轴环宽度b≥1.4h ，取5V l mm =。
(3)轴用弹性挡圈为标准件。
选用型号为GB 894.1-86 20，其尺寸为020d mm =,故
19d d mm ==ⅡⅩ, 1.1l l mm ==ⅡⅩ ,13 1.111.9l mm =-=Ⅲ。
其余尺寸根据前轮轴上关于左右轮辐结合面基本对称可任意确定尺寸，确定了轴上的各段直径和长度如图2-8所示。
3）轴上零件的周向定位
左右轮辐与轴的周向定位采用平键联接。
按d Ⅵ由手册查得平键截面b×h=8mm×7mm (GB/T 1095-1979),键槽用键槽铣刀加工，长为28mm(标准键长见GB/T 1096-1979),同时为了保证左右轮辐与轴配合有良好的对中性，故选择左右轮辐与轴的配合为H7/n6。
滚动轴承与轴的周向定位是借过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为j7。
4）确定轴上圆角和倒角尺寸
取轴端倒角为1×45°，各轴肩处的圆角半径为R1。
3.求轴上的载荷
首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。
根据轴的计算简图作出轴的弯矩图。
M
图2-9 前轮轴的载荷分析图
1211
80.8440.4222
F F F N ==
=⨯= 1239L L mm ==
1140.42391576.38C M F L N mm =-=-⨯=-⋅
4.按弯曲应力校核轴的强度
进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩的截面强度。
最大负弯矩在截面C 上，
1576.38=-⋅C M N mm 。
对截面C 进行强度校核，由公式[4]
[]1ca M
W
σσ-=
≤ （2-35） 由表15-1[4]得，45钢 调质 []160MPa σ-=
由表15-4
[4]
得，
()()2
2
3
33843043.14302288.8432232230
bt d t d W mm d π-⨯⨯-⨯=-=-=⨯ （2-36）
[]11576.38
0.6892288.84
ca MPa σσ-=
=<
因此该轴满足强度要求，故安全。
2.6.2后轮轴的设计
后轮轴在工作中既承受弯矩又承受扭矩，故属于转轴。
图2-10 后轮轴结构
1.求后轮轴上的功率2P 、转速2n 和转矩2T 取蜗轮-蜗杆传动的效率η=0.7,则
20.080.70.056P P KW η==⨯= （2-37）
222.75min n n r == 223508T N mm =⋅
2.作用在蜗轮上的力
21263.8t F N = 265.22a F N = 2460r F N = 3.初步确定轴的最小直径 先按式（15-2[4]
初步估算轴的最小直径。
选取轴的材料为45钢，调质处理。
根据表
15-3
[4]
，取0A =115，于是得
min 11515.5d A mm === （2-38） 后轮轴的最小直径是安装轮辐处轴的直径d Ⅵ。
由于轮辐与轴采用键联结，故
26d mm =Ⅵ。
4.轴的结构设计
1)拟定轴上零件的装配方案
装配方案是：蜗轮、套筒、深沟球轴承、轴用弹性挡圈依次从轴的左端向右安装；右端安装深沟球轴承、透盖、内轮辐、轴端挡圈从右端向左安装。
2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
(1)初步选择滚动轴承。
因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列深沟球轴承。
单列深沟球轴承6206，其尺寸为d×D×T=30mm×62mm×16mm ，故30d d d mm ===ⅠⅢⅤ。
右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。
由手册上查得6206型轴承的定位轴肩高度h=3mm,因此，取36d mm =Ⅳ。
(2)轴用弹性挡圈为标准件。
选用型号为GB 894.1-86 30,其尺寸为030d mm =，故
28.6d mm =Ⅱ， 1.7L mm =Ⅱ。
(3)取安装轮辐处的轴段Ⅵ的直径26d mm =Ⅵ。
轮辐的宽度为27mm,为了使轴端挡圈可靠地压紧轮辐，此轴段应略短于轮辐的宽度，故取26l mm =Ⅵ。
其余尺寸根据零件的结构可任意选取。
确定了轴上的各段直径和长度如图2-10所示。
3)轴上零件的周向定位
蜗轮与轴的周向定位采用平键联接。
按d Ⅲ由手册查得平键截面b×h=8mm×7mm,键槽长为25mm 。
轮辐与轴的配合为H8/h7。
4)确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为1×45°，各轴肩处的圆角半径为R1。
5.求轴上的载荷
后轮轴上的受力分析2-11a)。
L1=L2=27.5mm L3=41mm
1)在水平面上后轮轴的受力简图为2-11b)。
由静力平衡方程求出支座A 、B 的支反力
12211
1263.8631.922
NH NH t F F F N ==
=⨯= 三个集中力作用的截面上的弯矩分别为
11631.927.517377.25HD NH M F L N mm =⋅=⨯=⋅
HA HB M M ==
图2-11 后轮轴的载荷分析图 2)在垂直面上后轮轴的受力简图2-11c)。
由静力平衡方程求出支座A 、B 的支反力
==2
265.22´NV a F F N ⋅⨯=
=
=2N mm 65.2277.5
2527.2752
2
a a F D
M （2-39）
=∑0A
M ， ()-⋅-+⋅+⋅+=212113220r a NV F L M F L F L L (2-40)
()
⎡
⎤=
⋅+-⋅+⎣
⎦122131122NV r a F F L M F L L L
()1
46027.52527.275157.66227.541227.5
⎡⎤=
⨯⨯+-⨯⨯+⎣⎦⨯ 0.726N =
0y
F =∑， 1220NV NV r F F F F ++-= (2-41)
122NV r NV F F F F =--
460157.660.762
301.578N
=--=
在AD 段中，将截面左边外力向截面简化，得
()=⋅=111301.578NV M F x x 1x 1027.5x << (2-42)
在DB 段中，同样将截面左边外力向截面简化，得
()()2122227.5NV r a M x F x F x M =+-+ 027.52<x < (2-43)
222
301.57827.5301.5784602527.27510820.67158.422x x x =⨯+-+=-
在BC 段中，同样将截面右边外力向截面简化，得
()=⋅=333157.66M x F x x 3041x << (2-44)
0VA VC M M == =⨯=⋅301.57827.58293.395VD M N mm 左
=-⨯=⋅10820.67158.422010820.67VD M N mm 右
=⨯=⋅157.66416464.06VB M N mm 计算A 、B 、C 、D 截面的总弯矩M
0A C M M ==
===119254.85D M Nmm
(2-45)
220470.85D M N mm =
==⋅ (2-46)
646406B VB M M N mm ==⋅
后轮轴上的转矩 223508T T N mm ==⋅
6.按弯扭合成应力校核轴的强度
进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面D ）的强度。
由式（15-5）
[4]
得
10.85ca MPa σ=
=
= (2-47)
其中，α为折合系数，取α=0.6
W 为轴的抗弯截面系数，由表15-4[4]得
()
()
2
2
3
3
3843043.1430
2288.8432
232
230
bt d t d
W mm d
π-⨯⨯-⨯=
-
=
-
=⨯
选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1[4]
查得160MPa σ-⎡⎤=⎣⎦
因此1ca σσ-⎡⎤⎣⎦<，故安全。
2.7滚动轴承选择计算 2.7.1前轮轴上的轴承
要求寿命2500h L h ≥，转速1000100010
28.96min 3.14110
n r d
υ
π⨯=
=
=⨯，轴承的
径向力40.42r F N =，轴向力0a F =。
1． 由上述条件试选轴承 试选6004型轴承，查表16-2
[4]
9.38r C kN = 0 5.02r C kN = lim 15000min n r =
2． 按额定动载荷计算
由式
[4]
C P
= (2-48)
对球轴承ε=3， ()P r a P r P f XF YF f F =+= (2-49)
查表13-6
[4]
自动导引小车 1.2P f =
代入得 1.240.4248.504P N =⨯=
48.50479.149380C N N =⨯
=<
故6004型轴承能满足要求。
3． 按额定静载荷校核
由式 000C S P ≥ (2-50) 查表13-8
[4]
，选取0S =2
00040.42r a r P X F Y F F N =+== (2-51) 代入上式，0005020240.4280.84C N S P N =>=⨯=满足要求。
2.7.2蜗杆轴上的轴承
要求寿命2500h L h ≥，转速1410.5min n r =，轴承的径向载荷1110.4r F N =，作用在轴上的轴向载荷606.66a F N =。
1． 由上述条件试选轴承 选30203型轴承，查表5-24
[5]
19.8C kN = 013.2C kN = lim 9000min n r =（脂润滑） 0.35e =
图2-12 蜗杆轴上的轴承受力
2． 按额定动载荷计算
112110.4
32.4722 1.7
r F S S N Y ==
==⨯ (2-52) 2132.47606.66639.13a S F N S +=+=﹥
∴ 12639.13a a F S F N
=+=，2232.47a F S N ==
()P r a P f XF YF =+
查表15-12
[5]
， 1.2P f =
11639.13
5.7890.35110.4
a r F e F ===﹥， 0.4X =， 1.7Y = ()1 1.20.4110.4 1.7606.661290.58P N =⨯⨯+⨯=
2232.47
0.2940.35110.4
a r F e F ===﹤， 1X =， 0Y =
()2222 1.2110.4132.48P r a P r P f XF YF f F N =+==⨯=
由式()
152
-[5]
C P = 10
3
ε=
11290.586433C P N ==⨯
=
2132.48660C P N ==⨯
=
12C C 、均小于19800C N =满足要求。
3． 按额定静载荷校核 由表()
1510-[5]
000C S P ≥
查表15-14
[5]
，取0 1.8S =
11011
5.7890.5221
a r F F Y ===⨯﹥ 0101010.5110.41606.66661.86r a P X F Y F N =+=⨯+⨯=
22011
0.2940.5221
a r F F Y ===⨯﹤ 022110.4r P F N ==
0102P P 、均小于013200C N =，满足要求。
4． 极限转速校核
由式 max 12lim n f f n = (2-53)
11290.580.065219800
P C ==，由图15-5[5]得 11f = 1
1
5.789a r F F =，由图15-6[5]得 20.5f = max 110.590004500min n r =⨯⨯=
2132.480.006719800
P C ==，由图15-5[5]得 11f =
2
2
0.294a r F F =，由图15-6[5]得 21f = max 21190009000min n r =⨯⨯=
n 小于max 1n 和max 2n 满足要求。
2.7.3后轮轴上的轴承
要求轴承的寿命2500h L h ≥，转速22.75min n r =，轴承A 的径向载
荷
1700r F N ===；轴承B 的径向载
荷2631.9r F N =
==；轴向载荷为65.22a F N =。
由于轴承A 承受的载荷大于轴承B 的载荷，故只需对轴承A 进行校核。
1． 由上述给定条件试选轴承
试选6206型轴承，查表15-19[5]
14.91C kN = 010.01C kN = lim 9500min n r =（脂润滑）
2． 按额定动载荷计算 由式
C P =
对球轴承3ε=，
()P r a P f XF YF =+
由
065.22
0.006510010
a F C == 查表15-19[5] 0.19, 2.3e Y == 由
65.22
0.0930.19700
a r F e F ==<= 查表15-19[5] r P F = 查表15-12
[5]
自动导引小车 1.2P f =
代入得 1.2700840P N =⨯=
8401264.6514910C N N =⨯
=< 故6206型轴承能满足要求。
3． 按额定静载荷校核
由式 000C S P ≥ 查表15-14
[5]
，选取01S =
由
0.093a
r
F F = 查表15-19
[5]
，
0.8a
r
F F <时， 001,0X Y == 得 0700r P F N == 代入上式，00010010700C N S P N =>=满足要求。
4． 极限转速校核
max 12lim n f f n = 由
8400.056314910
P C == 查图15-5[5] 11f =
65.22
0.093700
a r F F == 查图15-6[5] 21f = 代入 max 1195009500min n r =⨯⨯= max 22.75min n r n =<满足要求。
第三章控制系统的设计
3.1 控制系统总体方案
本系统使用AT89C51单片机作为核心的控制运算部分。
连接在电机上的数字编码器在电机运转时发出的脉冲信号，经过自行设计和制作的脉冲鉴向电路，可以得到电机的运转方向；来自鉴向电路的正反方向的脉冲信号进入到两块8253计数器进行计数，以获得电机的旋转速度和位移；经过在AT89C51单片机上运行的各种控制程序的适当运算以后，输出的控制量经过两块DAC1208转换器变成模拟量，输出到两块UC3637直流电动机脉宽调制器，通过H桥开关放大器，作为执行机构的速度或者力矩给定，从而控制电机的运转，使整个AGV自动导引小车能够完成所设计的控制任务。
整个控制系统的组成框图如下：
图3-1 控制系统的组成框图
3.2 鉴向
伺服电机根据控制要求能够工作在四个不同的象限，作为系统的状态检测部分，必须能够检测电机的转速及分辨电机不同的旋转方向。
安装在电机旋转轴上的数字编码器在电机运转时能够产生相位相差90度的两路脉冲信号，电机的旋转方向可以由鉴向电路对此两路脉冲进行鉴向后获得，其原理如图3-2所示。
V
图3-2 鉴向原理
伺服电机反转时，A相脉冲超前于B相脉冲90度，在cp十端输出反向计数脉冲，当正转
时，B相脉冲超前于A相脉冲90度，在cp一端输出正向计数脉冲，见图3-3中的(b)和(c}所示，分辨出的脉冲进入脉冲计数电路进行计数，再由计算机读入进行处理。
其电路图见图3-3中的(a)所示。
图3-3 电机转向分辨电路
本次设计使用的数字编码器为500P/ R ,即电机每旋转一周输出500个脉冲,电机到车轮的减速齿轮的减速比为62 : 1 ,因此车轮每前进或者后退一周产生500×62 即31000个脉冲,可见分辩率非常高。
编码器的脉冲输出为差动形式,鉴向电路接收差动形式的脉冲信号,鉴向后输入到8253计数器。
3.3 计数的扩展
为了得到驱动轮运转的速度、位移等,而数字编码器的输出经过鉴向电路提供的是电机的正转和反转脉冲,必须对这些脉冲分别进行计数、运算才能得到所要的速度、位移等状态量。
本系统中使用了两块8253计数器,每块芯片具有三个16 位计数器。
四个独立的计数器即1# 、2 # 、3 # 和4 # 分别用于两台电机的正/ 反转脉冲的计数。
8253可编程定时器／计数器可由软件设定定时与计数功能，设定后与CPU并行工作，不占用CPU时间，功能强，使用灵活。
它具有3个独立的16位计数器通道，每个计数器都可以按照二进制或二－十进制计数，每个计数器都有6种工作方式，计数频率可高达2MHz，芯片所有的输入输出都与TTL兼容。
8253的内部结构框图如图3-4所示；引脚如图3-5所示。
图3-4 8253内部结构框图图3-5 8253引脚图
U6地址为：8000H计数器0 8001H计数器1 8002H计数器2 8003H控制字
U7地址为：6000H 计数器0 6001H 计数器1 6002H 计数器2 6003H 控制字 U6读/写控制逻辑接线：4CS Y =，00Q A =，11Q A =； U7读/写控制逻辑接线：3CS Y =，00Q A =，11Q A =。
U6芯片中计数器0和计数器1用于左轮电机正反转计数，并处于工作方式3。
U7芯片中计数器0和计数器1用于右轮电机正反转计数，并处于工作方式3。
在中断服务程序中,这四个计数器分别对两台伺服电机的正/ 反脉冲进行计数,所得到的计数值减掉上一次的计数值,就可以得到在这一时间周期内的各路脉冲数。
右轮反转、正转和左论反转、正转的结果分别存于临时变量temp 1、temp 2、temp 3 和temp 4 中,在主程序中通过对它们进行运算就可以得到移动机器人的状态量了。
3.4 中断的扩展
AT89C51单片机是使用两个级联的8259A 中断控制器来控制中断的。
主8259A 芯片
上的IRQ2 扩展成从片上的IRQ8~IRQ15 使用。
8259A 作为一种可编程中断控制器，是一种集成芯片。
它用来管理输入到CPU 的各种中断申请，主要外围设备，能提供中断向量、屏蔽各种中断输入等功能。
每一个8259A 芯片都能直接管理8级中断，最多可以用9片8259A 芯片级连，由其构成级连机构可以管理64级中断。
8259A 的外部引脚：
70~D D ：数据线，CPU 通过数据线向8259A 发
送各种控制命令和读取各种状态信息。
INT ：中断请求，和CPU 的INTR 引脚相连，用来向CPU 提出中断请求。
INTA ：中断响应，接收CPU 的中断响应信号。
图3-6 8259A 引脚图 RD ：读信号，低电平有效，通知8259A 将某个
寄存器的内容送到数据总线上。
WR ：写信号，低电平有效，通知8259A 从数据线上接受数据（即命令字）。
CS ：片选信号，低电平有效。
0A ：端口选择，指出当前哪个端口被访问。
07~IR IR ：接收设备的中断请求。
20~CAS CAS ：级联端，指出具体的从片。
在采用主从式级联的多片8259A 的系统中，
主从片的20~CAS CAS 对应连接在一起。
SP EN ：主从片/缓冲器允许，双功能引脚，双向。
它有两个用处：当作为输入时，
用来决定本片8259A 是主片还是从片。
作为输出时，当从8259A 往CPU 传送数据时，由
SP EN 引出的信号作为总线启动信号，以控制总线缓冲器的接收和发送。
本次设计采用两片8259A 进行级联：主片的2
IR 引脚连接从片的中断请求INT ，如果某一
个引脚下面没有连接从片，则可以直接连接外部中断请求；而主片、从片的中断响应信号
INTA 和数据信号07D D ~互相连在一起。
主片CAS 和从片CAS 互相连在一起，当从片数量较
多时，可以在主片CAS 和从片CAS 之间增加驱动器。
主片的SP EN 接高电平。
从片的
SP EN 接低电平。
在8259A 的主从式级联方式中，中断的优先级设置类似于单片机的情况。
级联如图3-7所示。
AT89C5174H C 138
8259A U0
U8
U5主
从
U48259A 图3-7 8259A 的级联
3.5 数摸转换器的选择
将数字量转换为模拟量的器件称为数/模转换器(digital-analog converter),简称为DAC 。
数/模转换器的主要技术指标有分辨率、转换精度、线性误差和建立时间。
分辨率 指最小输出电压与最大输出电压之比。
本次设计采用DAC1208芯片，故其分辨率为
()
412
1
2.442102
1
-≈⨯-。
转换精度 以最大的静态转换误差的形式给出。
DAC1208芯片为12位数/模转换器其最大误差为:1121
110
0.001222222
n n FS FS A V ++∆=
===,精度为0.01±％。
线性度 指DAC 的实际转换特性曲线和理想直线之间的最大偏移差。
建立时间 在数字输入端发生满量程码的变化以后，数/模转换器的模拟输出稳定到最终值±1/2LSB 时所需要的时间，当输出的模拟量为电流时，这个时间很短。
DAC1208的内部结构及引脚如图3-8和图3-9所示。
图3-8 DAC1208的内部结构图 图3-9 DAC1208的引脚图
CS WR 1AGND DI 9DI 8DI 2DI 3DI 4DI 5DI 6DI 7V REF R fb DGND
V cc
BYTE 1/BYTE 2WR 2XFER I out2I out1
DAC1208
110987654322014151617181913
12
1124232221(LSB)DI 0
DI 1DI 11(MSB)DI 10。
