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商 丘
工學院
2015-JXLW
專業(yè)代碼-編號
本科畢業(yè)論文（設計）
彈簧配重的電動欄桿的設計
學 院
小三號黑體居中（下同）
專 業(yè)
學 號
學生姓名
指導教師
提交日期
年 月 日
III
誠 信 承 諾 書
本人鄭重承諾和聲明:
我承諾在畢業(yè)論文撰寫過程中遵守學校有關規(guī)定,恪守學術規(guī)范,此畢業(yè)論文(設計)中均系本人在指導教師指導下獨立完成,沒有剽竊、抄襲他人的學術觀點、思想和成果,沒有篡改研究數據,凡涉及其他作者的觀點和材料,均作了注釋,如有違規(guī)行為發(fā)生,我愿承擔一切責任,接受學校的處理,并承擔相應的法律責任。
畢業(yè)論文（設計）作者簽名：
年 月 日
摘 要
電動欄桿機在道路，橋梁，隧道，港口，場區(qū)的禁行管理大規(guī)模使用的設備小型機電一體化的有機結合，機械，電氣，控制。其被設計為產品倍的壽命的功率消耗的技術水平電動欄桿系統，可靠性很大的影響，這樣的設計和時代的發(fā)展，所討論的測試，必須具有足夠的技術設計的理論依據。
勁量的工作原理：圍欄系統通過驅動發(fā)動機控制，然后靠制度或機制上要慢于欄桿發(fā)動機運轉在垂直和橫向擺動之間的循環(huán)。電動欄桿應該有一個自鎖，反饋，保護等功能，并已與多家配套設備的接口。
彈簧秤系統是電動欄桿機產品設計能力的關鍵技術之一，直接決定指標欄桿設備，產品的可靠性和壽命大大。為了解決這一關鍵技術，產品，平衡欄桿正弦規(guī)律將拖累扭矩彈簧平衡系統，優(yōu)化設計，目標函數，遺傳算法的數學模型來同步高電位，適應性廣。
關鍵詞：彈簧秤;遺傳算法，優(yōu)化設計;電動欄桿
VII
Abstract
Electric fence machine is a mechanical, electrical, control organic combination of small electromechanical integration equipment, widely used in the forbidden line management of roads, bridges, tunnels, ports, field area. Electric fence systems designed for the technical level of the power consumption of the product life times, reliability great impact, so the design and development time, the corresponding key technical design must have an adequate theoretical basis.
? ???Electric fence works: railing system by driving the motor rotation control, and then rely on a system or mechanism to decelerate the motor rotation into a railing in a loop between the vertical and horizontal swing. Electric fence should have a self-locking, feedback, protection and other functions, and has an interface with a number of ancillary equipment.
Spring balance system is one of the key technologies of electric fence machine product design directly determines the power consumption indicators railing machines, product reliability and service life greatly. To solve this critical technology, this article will be able to synchronize balance railing sine law drag torque spring balance system, a mathematical model of optimization design, the objective function, genetic optimization algorithm has strong ability and wide adaptability.
Key Words：spring balance; genetic algorithms; optimization design; electric fence
目 錄
第1章 緒論 1
1.1 選題背景與意義 1
1.2 電動欄桿的使用現狀及發(fā)展前景 1
1.3 主要內容 3
1.4 擬解決的主要問題 3
第2章 彈簧配重的電動欄桿結構方案設計 4
2.1概述 4
2.2結構方案 4
第3章 彈簧配重的電動欄桿連桿傳動裝置設計 6
3.1內部彈簧平衡系統的優(yōu)化 6
3.2 曲柄搖桿機構的速度和加速度特性 8
3.3 電機及減速系統選型 9
3.4 系統自鎖方案 10
3.5 高可靠高智能的防護功能 11
3.6 四連桿機構設計 12
3.6.1確定設計變量 18
3.6.2建立目標函數 18
3.6.3確定約束條件 19
3.6.4寫出優(yōu)化數學模型 20
3.7 機構受力分析 21
3.8 齒輪傳動計算 22
3.9 軸的設計計算 24
3.9.1按扭轉強度計算 24
3.9.2按彎扭合成強度計算 25
3.9.3軸的剛度計算概念 25
3.9.4軸的設計步驟 25
3.10各軸的計算 26
3.10.1高速軸計算 26
3.10.2中間軸設計 28
3.10.3低速軸設計 31
3.11軸的設計與驗證 34
3.11.1高速軸設計 34
3.11.2中間軸設計 34
3.11.3 低速軸設計 34
3.11.4高速軸的驗證 35
3.12 軸承的設計及驗證 35
3.12.1軸承種類的選擇 35
3.12.2深溝球軸承結構 35
3.12.3軸承計算 37
第4章 離合器的設計計算 39
4.1 離合器型選擇 39
4.2 離合器牙齒數的選擇 39
4.3 離合彈簧參數選設出 39
4.4 欄桿臂外端部砸車力的計算 40
4.5離合器材料選設出 40
第5章 彈簧配重裝置設計 41
5.1 彈簧的設計計算 41
5.2 電路部分設計（單片機） 44
5.2.1 簡介 44
5.2.2 系統工作原理 45
5.2.3 控制電機的軟件設計 46
5.2.4 本章小結 47
總結與展望 48
致 謝 49
參 考 文 獻 51
第1章 緒論
1.1 選題背景與意義
這幾年來，經濟的發(fā)展很快，中國的城市化水平也加大步伐發(fā)展，以提高人民生活水平的提高，汽車的數量正在增加。截至2003年底，中國的個人汽車的所有權是12427672。在這些中，對于比一個個人汽車4890387,2002更增加了1462441，增加了42.7％。汽車數量是由于整體經濟的發(fā)展，隨著交通基礎設施的組成部分，同時顯著在停車場的設計，合理的解決城市交通量，不僅給城市的充電，安全，必須加強正常運作的重要組成部分，提高了停車場的小區(qū)。技術的發(fā)展，社會的文明和人民的進步，已經不能滿足傳統停車場管理，更安全，更高效的停車場門系統和工作人員，小區(qū)物業(yè)的阻隔居民的它是為了確保安全。通過驅動電動機旋轉控制，然后，在垂直和水平擺動的欄桿系統中，為了減速的電動機旋轉到循環(huán)的欄桿上，是依賴于系統或機構上：電動欄桿作品。電動欄桿，自鎖，反饋，有保護等功能，你需要有一個具有大量外圍設備的接口。
1.2 電動欄桿的使用現狀及發(fā)展前景
我們是同一種門的自動增加，在收費站的入口處并由此可以看出秋天鱒魚同樣的事情化合物的道路，這是電動欄桿。電動欄桿的發(fā)明，來緩解顯著的收費站工作人員的任務，沒有他們需要人工唯一的障礙，你以同樣的方式和以前一樣自由，吊裝，它是由車輛控制下降后，就可以控制電動柵欄，你需要按時間和稅收開關浪費。城市化速度加快，在中國基礎設施和住房建設，越來越多的需求是通過增加停車扶手的數量相匹配。
車禍功能電動柵欄：車輛感應線圈面積，如果你能防止汽車爆炸欄桿臂自動抬起欄桿將在比水平臂角度15°以下的范圍。
需要：自動泊車極，因為你經常使用，這樣一來，影響到自己的生活，你會被不同程度的損壞。該碰撞要求，您將需要越來越多地處理。不管怎么樣的停車場的具有電動欄桿的入口，電動欄桿是，不僅是有可能，有門的公寓，不適合停車門的各種細胞。其中，為了提高它，以改善自己的生活，為了實現長期我們，您將需要處理的影響的問題日益嚴重。
發(fā)展前景：
電動欄桿是為了解決停車問題，大城市的有效途徑。土地資源的限制，在全市亞洲特別顯示，因為在大城市的狀態(tài)下，更廣泛的機械式停車設備在亞洲使用，亞洲大部分地區(qū)顯示當前的統計數據，日本，韓國，中國停車市場，和其他地點。
該技術在亞洲的電動欄桿，從20世紀60年代機電動欄桿的研發(fā)，生產，銷售，開始從事服務，已通過40多年的歷史日本發(fā)源地。日本目前，該公司生產的200家企業(yè)，約生產，一直從事機械車庫和設備的開發(fā)約100或更多的機器電動欄桿，和大型企業(yè)的新，你有IHI，日精，三菱重工。今年以來日本的作業(yè)機停車場，90年超過10萬輛。目前日本3000000，傳送主提升和電動欄桿已放置待上面使用一個機械式停車。日本，多級提升和垂直升降型，循環(huán)型，垂直循環(huán)類，其它產品級便于升降的優(yōu)點。機械電動欄桿技術的韓國協會是日本技術的衍生物。自從開始在20世紀80年代到70年代中期，在行業(yè)內，消化和本地化生產后，在上世紀90年代，它開始推出開始進入使用階段，日本技術。這些階段為了得到政府近年來非常重要的，各種機械和電子圍欄普遍發(fā)展和使用，因為它加入到韓國，增速在30％左右。目前，韓國是電動欄桿行業(yè)已進入穩(wěn)步發(fā)展階段。
此前歐洲，德國，從事意大利電網和其他歐洲國家的開發(fā)和生產。好公司：我喜歡意大利Sotefin，國際米蘭，巴黎德國。對于歐洲的土地資源相對豐富，但表現并不在停車場的問題十分突出，電動柵欄的應用量不是很大。此外，通路，是非常好的大多數應用程序的多個產品被轉移到解除堆疊產物。德國，歐洲國家如意大利，胡同的主要產品優(yōu)勢。中國在80年代初的發(fā)展，它開始使用機器電動欄桿。在80年代初的階段，尤其是汽車的家庭后，逐步擴大電動欄桿的應用，在汽車產業(yè)的發(fā)展和建筑行業(yè)，90年代以來，有，??形成了引進，開發(fā)，一個新的電動欄桿行業(yè)在制造業(yè)利用有電動欄桿相結合，開發(fā)的初始階段，已涉及約100號，生產承載目前超過50家制造商的公司。
目前，逐漸重視國內研究電動欄桿，技術研究機構和眾多domestic've高校進行投資的工作，它已成為電動欄桿的各個方面。這樣的結構設計，控制系統，訪問策略，可靠性分析，研究和生產技術，我們已經設出得了一系列的成果。與此同時，國家也提高了，這是關系到進一步發(fā)展和停車法規(guī)和行業(yè)標準，規(guī)劃指導，加強技術開發(fā)和標準化，我們已經制定了一些行業(yè)標準和行業(yè)標準的電動欄桿。在另一方面，中央政府和地方政府，法律的規(guī)定，出臺了一系列停車場經營計劃管理的發(fā)展。自2004年以來，國家工商總局檢疫質量監(jiān)督檢驗和許可審核工作的電動欄桿的公司，而不是在2005年3月31日，規(guī)定，不得從事生產的企業(yè)的電動欄桿工作生產許可證被收購。
從1980年代末，中國的停車產業(yè)在城市地區(qū)后，經過10多年的發(fā)展，已形成了現在了一定的規(guī)模，在發(fā)展的初期階段，車庫建設剛剛開始，在一些在車庫中的機器的城市它仍是空白。停車產業(yè)的發(fā)展，也有一些問題還是：第一，大部分電動欄桿公司其他都是中小型企業(yè)，具有一定規(guī)模，發(fā)展不平衡，以及有關大型20大中型骨干企業(yè)弱形成的，技術，缺乏自主開發(fā)能力，依靠引進國外技術圖紙，。第二，產品的范圍內增加，是質量，可靠性，安全性，耐久性是一個很大的問題，有一種技術水平，很難保證產品的質量。三，停車產業(yè)的市場開始發(fā)展，競爭是殘酷的，目前整體產能過剩，價格低，且部分產品，已經跌破行業(yè)平均成本你。
1.3 主要內容
當提起扶手，使總的時刻是哪里接近零系統，以利用運動和勢能的全額，通過電阻的動態(tài)平衡時刻的內部平衡機構，臂和彈簧裝置 - 彈簧平衡系統，輸出軸彈簧能量儲存機構的房子被設計轉換，以延長和填充系統的抗干擾加負荷壽命的主體的驅動力最小化。由于角度的旋轉成比例的垂直扶手阻力矩和正弦變化，彈簧平衡系統，所以將需要產生一個近正弦波跟蹤扭矩的百分比。扶手的角度被改變，因為該張力和變化的臂的方向的大小，因為簡單的規(guī)則和張力彈簧必須遵循轉矩的動態(tài)變化。因此，設計一種理論認為存在著必須采設出有效的優(yōu)化設計的想法連續(xù)變量的計算一個以上的。
在本設計中，包括可以成為第一個機械原理機械設計類，機械拉絲級，機械工程控制，機械工程材料和機械，以及彈簧配重電動欄桿在這些材料的設計過程中的信息它會在我們了解了整個春天重電動欄桿相關技術，發(fā)展趨勢，現在的文學被應用，一些國內外;第二，利用這一信息是合理的，你設計過程初步結構分析，并能夠開發(fā)一種設計方案;在最后，電選擇，設計，計算和動作控制，根據需要在臂設計處理材料以檢查扶手的其它注釋，我們，你可以得到一些相關文獻的指導和幫助。
1.4 擬解決的主要問題
在早期的日子里做準備跟很多文獻，以了解重電動欄桿的彈簧結構，在CAD，將需要一些工具，比如自己喜歡的書，精心繪制上部分機器手冊理解它的結構，以及相關的材料和引用，而且，當有必要能夠選擇的植物的研究，最后，在上述條件下，該項目它已經以完成必要的操作條件得到滿足。
51
第2章 彈簧配重的電動欄桿結構方案設計
2.1概述
通常情況下，電動欄桿是具有機械傳動，電機，皮帶驅動機構，減速曲柄搖桿機構的傳動機構。馬達驅動蝸輪通過皮帶傳動的工作，通過一個曲柄機構，用于驅動該搖臂電梯扶手減速齒輪的輸出軸。因為在一個水平或垂直位置的扶手。一些電動欄桿低速電機，直驅電機曲柄搖桿機構。
2.2結構方案
示意圖如圖2.1曲柄搖桿機構表示，經營主體結構和工作原理如下。曲軸由一整周的一個點減速齒輪在轉動A的中心，以搖擺驅動,;，繞點D，齒條4 3儲物柜90度角;鏈路2連接到硬盤搖桿5扶手臂; 6通常扶手的平衡的平衡驅動臂后，已經由生產商，張力彈簧，以便采設出平衡指定的扶手臂的重量是不大于幾個5N?米的時刻。曲柄下限位置的AC'，升高至豎直位置逆時針帳戶扶手臂，逆時針旋轉以定位光盤搖桿擺動，
曲柄儲物柜到水平位置，順時針打開扶手的胳膊把最好的極端立場，將繼續(xù)在船上的位置旋轉到“逆時針旋轉。
圖2.1 曲柄搖桿機構的示意圖
基于上述，這種類型的電動欄桿的是，它產生了大量的人員傷亡，它打破了屋頂造成的經濟損失，一旦分手擋風玻璃，爆出誰住扶手手臂秋車輛，我們沒有機械安全裝置。上電動欄桿滑動，桿，減速和其它連接機械變形或損壞，主軸（圖在D 1）為的另一方面，汽車運動傳動件，當阻塞引起搖桿。
我們，該裝置的缺點，以簡單的結構，以克服通過使用低成本，適應機電動欄桿的安全裝置而設計的。在主軸喬電動欄桿安裝，是3乳溝之間的結合，行客，因為通過當你打破了汽車離合器的下降過程中扶手的手臂，沒有粘合在一起圖的如此升：有一個重要的結構特征扶手的手臂不在于它是壞的，打破了車，掉下來，它會自動返回到正常位置。您可以以此為極大地提高了安全使用電動欄桿?；虬l(fā)生電源故障，當電動欄桿，欄桿是在與文獻要求，因為汽車的流量，所以可以人為地提高所述臂處于垂直位置[3] 5,4,7條。圖2.2是示意機械的安全裝置。圖1是，主軸，是在左側和框架的滾動軸承的右端，圖2是一個雙圓螺母，彈簧保持與3滾珠螺母接觸，這是一個;圖4是一個彈簧座，5的離合器，其中圖搖桿3升，同一構件，主軸，其在左抵抗彈簧座，圖之間形成間隙6是右離合器，它主要聯軸器并且，以形成具有在所述主軸轉軸的肩部的右端面的鍵接觸。左側離合器的端部，和臂的6.的彈簧懸掛配重，7扶手5臂對應于該圖中一升，最右側已被連接到固定心軸。
圖2.2 機械式安全裝置的結構示意圖
離合器，如果剩余在圖1中，1搖桿主片是由在如下圖2擺動所示，用于驅動扶手臂下降時，連接離合器轉矩傳遞齒在右離合器坡度箭頭的方向驅動它顯示之間的摩擦。當扶手吊桿降低的障礙，阻擋相當于施加到與在相反方向的擺動臂扶手，以顯示對夫妻的時刻，在此時刻對夫妻的制作的，以推動該離合器的左側，滑動牙產生一斜面，所述離合器被釋放扶手臂停止下降。此時，電動機仍然更衣室光盤的時鐘圖1是上限位置CD被放置在反時針方向，曲柄搖桿機構，該扶手的擺動和繼續(xù)工作，以便擺動釋放下巴下限位置RD所以驅動臂，也是在該圖中，直工作時與離合器的齒相結合。 2在相反的方向，被阻止并返回到原來的直立位置扶手臂。被用于減少旋轉過程中的摩擦離合器圖2彈簧座，左側的左側。自由升降臂扶手，因為這兩個離合器的被截止砸車，圓螺母用于調整工作的彈簧載荷以改變兩個部件之間的摩擦離合器后釋放。
第3章 彈簧配重的電動欄桿連桿傳動裝置設計
第3章 彈簧配重的電動欄桿連桿傳動裝置設計
3.1內部彈簧平衡系統的優(yōu)化
彈簧平衡系統是在內部輸出軸上設計彈簧儲能機構---擺臂和彈簧裝置，靠內部平衡機構動態(tài)平衡欄桿升降時的阻力矩，使任意位置系統總力矩近似為零，充分利用動能和勢能的轉換，最大限度地減小驅動功率、滿足系統抗外加干擾載荷、延長機體壽命。因為欄桿阻力矩與轉動時的垂直轉角成正弦比例變化，所以，彈簧平衡系統也應跟蹤產生近似正弦比例的力矩。由于拉簧隨欄桿轉角變化，其拉力和力
臂的大小方向都在變化，故力矩的動態(tài)變化無簡單規(guī)律可循。因而設計中出現了多個連續(xù)變量的理論計算，必須采用有效的優(yōu)化設計思路。
如圖3.1、3.2所示，起始位置時擺臂OA與彈簧原長PA的夾角為a ；轉動時，由于擺臂與欄桿同固定在輸出軸上始終成y夾角，所以擺臂從OA轉到OB時，欄桿由OC轉到OC’位置，擺臂轉角和欄桿轉角均為θ，θ的設出值范圍是0—90。。擺臂OA=OB=R、彈簧原長PA=L、彈簧伸長后長PB=L1，彈簧 、欄桿長度OC=Lo為定值。
圖3.1 電動欄桿內部機構示意圖
圖3.2 彈簧平衡系統簡化示意圖
彈簧的伸長量δL=PB—PA=L。一L，將彈簧的伸長量分解后，與OB垂直方向上的伸長量為：
M=K×δL ×R=K×(Ll—L)×sinβ ×R (3)
由式(1)、(2)、(3)分析，得出與力矩M有關的參數為：K 、R、L、a 、θ。
因為K為定值，設出R為定值，θ為函數變量；只有L、 a為需要優(yōu)化的設計變量。
本設計的目的是使拉簧產生的力矩曲線M(θ)逼近欄桿的阻力矩曲線θ)=MgLosinθ，去掉常量因素MgLo、K就是使M(θ)曲線逼近F(θ) sinθ曲線。所以得出優(yōu)化設計的目標函數為：
本優(yōu)化設計采用遺傳算法進行優(yōu)化設計。
試算過程中選設出的選擇概率sP=0．3；交叉概率CP=0．6；變異概率MP=0．1；擺臂OA=R=150 naIn。
程序經調試運行，解算結果為：
L =100．008533497748(mm)
A== 132．486983199487(。)
平衡后偏差結果：統計偏差平均值為2．36％ ；最大偏差發(fā)生在轉角為51。的位置，偏差值為7．08％。平衡力矩曲線與阻力矩曲線的比較如圖3所示。平衡后偏差結果：統計偏差平均值為2．36％ ；最大偏差發(fā)生在轉角為51。的位置，偏差值為7．08％。平衡力矩曲線與阻力矩曲線的比較如圖3.3所示。
圖3.3 平衡力矩曲線與阻力矩曲線比較圖
利用優(yōu)化后的L、 a可以確定彈簧相對于擺臂的初始固定位置，彈簧平衡機構的幾何尺寸就精確得出。再通過L、K、δLmax就可確定彈簧的設計參數。實際應用中適當預緊彈簧使其有一定初拉力，對克服機構和傳動系統摩擦阻力很有必要，從理論上對彈簧的力矩曲線形狀沒有影響，為整體動態(tài)平衡欄桿阻力矩提供了一定余度。根據欄桿材質長度調整彈簧并聯根數以適應平衡效果。
本平衡優(yōu)化的最大偏差值作為電機選型時的負載阻力矩條件為:
3.2 曲柄搖桿機構的速度和加速度特性
上的仔細分析負載特性電動欄桿，扶手由內部阻力轉矩平衡彈簧，最終傳動輸出軸的負載電阻扭矩較小的情況下。但是，您將無法忽視的轉動慣量的扶手。對于扶手轉動的1.5?3米的半徑，當系統啟動到停止的慣性的影響，并順暢一個顯著效果。因此，使用的屏障的最終傳動的齒輪的一部分，執(zhí)行慣性先前接近關閉停止位到端部位置，必須內，以便吸收橡膠彈簧的沖擊能量它已被設計。這是，能夠當運行停止位置抖動扶手，影響，從而影響的可靠性和壽命，無法避免。您可以使用一個更好的曲柄搖桿機構。使用最終驅動曲柄搖桿設計執(zhí)行停止位率接近本身為零，因此它可以充分利用系統的鏈接速度快的特點優(yōu)勢，[2]內部基本對系統的慣性影響，而外欄桿有些愕然顫動最終將顯著改善。你需要考慮到加速的慣性帳戶更衣室的變化，當你啟動系統時，為了克服電機的轉動是由主要因素消耗的負載功率加快。通過的速度和加速度的分析連鎖分析，然后確定在啟動角加速度軸的最大速度和最大負荷。如圖3.4。
圖3.4 連桿機構圖
設曲柄欄桿機構的主動件L1的角位移Φ1，角速度Φ1和角加速度Φ1 。
擺桿L3的速度分析公式：
根據以上公式可求出輸出軸角速度和角加速度，為電機選型提供理論參考。
3.3 電機及減速系統選型
電機功率計算不僅要滿足克服負載阻力矩，還要有足夠的功率使負載作加速運動。選型時電機功率式子列得：為：
式子里，---電機的額定功率，w；
---傳動效率；
---負載軸上的阻力矩，Nm；
---負載軸最大角速度，;
---負載軸最大角加速度，；，
---負載軸上的總轉動慣量， 。
根據電機額定功率計算預選電機型號后，還需進行電機過載能力的驗證。
式子里，---電機和負載總摩擦力矩，Nm；
---減速器效率；
---負載軸上的阻力矩，Nm；
---負載軸最大角速度， ；
---負載軸最大角加速度，；
---負載軸上的總轉動慣量，；
---轉動慣量，；
Z---傳動比；
---電動機力矩過載系數；
---電機的額定力矩，Nm；
---折合到電動機軸上的最大負載力矩，Nm。
如果電機選用的不是減速力矩電機，那么，減速器應選擇傳動效率高、噪聲低、溫升小、體積緊湊型。建議選用圓弧齒圓柱蝸桿減速器，其特點為：
① 由于蝸輪和蝸桿凸凹齒合，降低了齒面應力，增強了齒面強度；
② 接觸線與圓周速度夾角大部分在40。一90。之間，容易形成液體潤滑，齒面摩擦系數小，所以效率高、溫升低；
③該齒形合理減薄了蝸桿齒厚，增強了蝸輪齒根厚，因此蝸輪抗彎強度大。
前面已初步估計出了驅動力矩，電機的功率。
在實際的操作中，電動欄桿的驅動，使用的電機類型主要有力矩電機、直流伺服電機、交流伺服電機等?？紤]到力矩電機通過改變脈沖頻率來調速。能夠快速啟動、制動，有較強的阻礙偏離穩(wěn)定的抗力。又由于這里的位置精度要求并不高，而力矩電機在電動欄桿無位置反饋的位置控制系統中得到了廣泛的應用。
這里選定力矩電機為驅動電機，考慮到在實際的選擇中應考慮到一定的裕度。
這里選用的是杭州日升生產的永磁感應子式力矩電機：
型號：130BYG2501；
步距角：0.9/1.8度；
電壓：120-310v
相數：2 ；
電流：6 A;
靜轉矩：270；
空載運行頻率：；
轉動慣量：；
3.4 系統自鎖方案
在使用電動欄桿的，扶欄的水平方向，它必須有一個自鎖功能，以防止人體升降扶手關閉位置。 ，可以停止扭矩，在單相電動機中使用磁性欄桿高級國外產品，電機不會損壞電機，可能會中斷在任何位置工作，并且，不僅有導熱油脂的熱傳導性良好擴散到任何殼熱熱量迅速，以確保電機線圈不生銹。為了實現檔位鎖扶手下正在進行的工作，它依賴于這一核心技術。其原理是，在電機驅動的扶手，以水平位置后，電機繼續(xù)延遲鎖定桿，功率-1?2S以便到位完全水平，此時，電機額定值的轉矩輸出，其控制電動機的輸入，后電流繼續(xù)失速減小到額定電流的1/2，向下擺錘或電機失速工作僅功率的降低延續(xù)的旋轉扭矩，通過馬達殼體，不能轉矩扶手容易地釋放，并且達到足以熱平衡鎖定發(fā)熱，電動機，它不影響燒傷和壽命。如果在鎖定時設備斷電緊固力矩電機，扶手在水平位置，扶手被拉緊內部預處理游絲。
國內一般水平，有時穩(wěn)定，機構不可信扶手的準確性，提高曲柄連桿機構的自鎖扶手死點位置;以及利用蝸輪蝸桿減速機是非常自鎖功能，逆轉是一種有效的方案。缺點是即使在功率是依賴于手動旋轉復位。這種一般性馬達鎖制動系統，該系統很少使用的，體積大，可靠性，高穩(wěn)定性的要求，如使用的。因此，失速扭矩電機技術，以確定扶手的自鎖的技術，這是一個特別專用電機設計和技術問題。
3.5 高可靠高智能的防護功能
為防止車輛水平沖撞欄桿時，破壞沖力傳遞到設備內的主要部件，損壞欄桿機主體，欄桿本身應有抗撞緩沖裝置，目前常用緩沖裝置如圖3.5、3.6所示。
圖3.5 緩沖裝置分為轉動 圖6 應力剪切欄桿壁
關節(jié)形式
圖3.6 應力剪切欄桿壁形式
為了防止汽車爆炸時攻擊錯誤做法和下落，扶手，超聲波距離傳感器，它安裝在扶手的胳膊之后，實現了緊停或為了保護車輛和行人逆轉你有。此外，它可以被用來制造移動扶手的高密度聚氨酯材料，導軌，不僅降低了阻力和慣性，以及以減輕沖擊研磨力。
它是一個小的電動欄桿機電產品，光滑，最佳的可靠性，壽命長，但已經與適應性需要運行野外環(huán)境中，為了提供必要的條件，該產品的改進我們需要注意的關鍵技術產品的設計理論計算來的。
3.6 四連桿機構設計
圖3.7 四連桿機構
結合，這樣的連接機構的設計是在機械設計非常重要的，最優(yōu)化，最常見的機制，實施研究活動也被最廣泛使用的。許多文獻，如何為一個四桿連接，平五具尸體，靈活的連桿機構，曲柄連桿機構，滑輪連桿機構優(yōu)化，有凸輪連桿組合機構和齒輪聯動等機構的描述。典型的四桿連接，融合提供再現優(yōu)化設計和部分四連桿機構的職能，連桿機構通常是手冊中包含的優(yōu)化方法和過程。
的二次鏈接參數設計優(yōu)化是優(yōu)化四連桿調整機構，以使所述運動并以達到最小的運動提供的發(fā)動機之間的誤差。因此，四桿連桿機構的設計優(yōu)化過程中，就是以這種方式找到的最小集合的四桿連桿運動誤差的機械設計參數。確定所述四連桿機構的設計參數后，可能的是，以實現發(fā)動機的最佳設計。
四連桿機構優(yōu)化設計包括四連桿機構的優(yōu)化模型和優(yōu)化模型來解決兩個主要過程。以確定優(yōu)化程序來確定給定的設計變量，目標函數，和在相應的約束寫入諸如棒長度的條件下，傳輸角度的條件下，在設計上的機構的限制，諸如由四桿連桿機構的分析，進行優(yōu)化設計模型將創(chuàng)建一個機制。
以下描述了四連桿功能以再現設計模型的優(yōu)化。聯動主要是確定使用圖形方法或機制分析的運動參數，選擇對應于輸入構件的輸出構件和多個位置和設計，以播放。圖3.7是平面鉸鏈四桿機構，、、和表示四個構件的長度，桿AB是輸入構件。假設圖1所示的平面鉸鏈四桿機構再現給定函數為，即，則機構位置設出決于、、、鉸鏈A的位置、AD與機架x軸夾角以及輸人構件轉角等七個變量。
為簡化問題，可令A的位置為，，構件的長度為1(參考構件)，由此可將問題維數降為四維，并不影響構件輸入、輸出的函數關系。由此可以得到輸出構件轉角外與輸入構件轉角之間的函數關系式：
1.
機構優(yōu)化設計目標就是使得輸出構件轉角與給定值在，所有位置上的誤差最小。因此機構優(yōu)化設計的目標函數可用下式表示
2.
當輸入構件轉角為時，輸出構件轉角外可由下式求得，
3.
式子里，
所以
4.
將上式代入式3.，并令代表設計變量、、及，機構優(yōu)化設計目標函數可寫為：
5.
??機構優(yōu)化設計的約束條件應根據機構設計的實際情況確定。例如曲柄搖桿式四連桿機構必須滿足如下關系式：
或
6.
????如果機構要求傳動靈活可靠，則傳動角應滿足：
或
其中
從上式可知，傳動角隨的變化而變化，當為最大值時，為最小，為最小值時，為最大。要滿足上式條件，約束方程應為：
曲柄搖桿機構有，因此，約束方程為
7.
? 當所選定的設計變量為構件長度時，則構件長度必須是正數，即約束方程為
式中是為了使構件長度不小于而設的。
??此外，由于具體結構尺寸的限制，往往對某些構件的長度限定在某一范圍內選設出，例如連桿BC的長度最短為的倍，最長為的倍，即
則約束方程為
8.
???下面介紹再現函數為的曲柄搖桿機構的優(yōu)化設計。
???先變換給定函數為，并設輸人構件初始角為，輸出構件初始角為，選設出輸入構件的轉角為,輸出構件的轉角為。當輸入構件從轉到時，輸出構件從轉到，輸入構件從轉到時，輸出構件則從回到。顯然有及，即及。代入函數式得：
設將輸入構件的轉角均分成20等分，則，設出權因子，再令代表設計變量、、及，則由式5.得曲柄連桿機構優(yōu)化目標函數為
????曲柄搖桿機構優(yōu)化設計約束條件如下：
????由式6.得：
要求傳動角滿足，由式7.得：
根據機構結構尺寸，要求各構件長度相對機架的尺寸在給定的范圍內，由式(8)得
因此曲柄搖桿機構優(yōu)化設計模型如下：
Min.
s.t.
采用內點懲罰函數法和POWELL法求解曲柄搖桿機構優(yōu)化設計模型。選擇初始懲罰參數，遞減函數e = 0.01，初始點，設出懲罰函數法收斂精度，POWELL法目標函數值收斂精度，一維搜索精度。
3.6.1確定設計變量
根據設計要求，由機械原理知識可知，設計變量有L1、L2、L3、L4、。將曲柄的長度設出為一個單位長度1，其余三桿長可表示為L1的倍數。由圖1所示的幾何關系可知
為桿長的函數。另外，根據機構在機器中的許可空間，可以適當預選機架L4的長度，設出L4=100，經以上分析，只剩下L2、L3兩個獨立變量，所以，該優(yōu)化問題的設計變量為
因此。本優(yōu)化設計為一個二維優(yōu)化問題。
3.6.2建立目標函數
按軌跡的優(yōu)化設計，可以將連桿上M點與預期軌跡點坐標偏差最小為尋優(yōu)目標，其偏差為和，如圖3.2。為此，把搖桿運動區(qū)間2到5分成S等分，M點坐標有相應分點與之對應。將各分點標號記作，根據均方根差可建立其目標函數，即
，S為運動區(qū)間的分段數
于是由以上表達式便構成了一個目標函數的數學表達式，對應于每一個機構設計方案（即給定），即可計算出均方根差。
圖 3.8 軌跡的優(yōu)化設計
3.6.3確定約束條件
根據設計條件，該機構的約束條件有兩個方面：一是傳遞運動過程中的最小傳動角應大于50度；二是保證四桿機構滿足曲柄存在的條件。以此為基礎建立優(yōu)化線束條件。
①保證傳動角
圖 3.9 位置圖
按傳動條件，根據圖3.9可能發(fā)生傳動角最小值的位置圖，由余弦定理
（見圖3.9（a））
所以
（a）
（見圖3.9（b））
所以
（b）
式（a）、（b）為兩個約束條件，將，，，代入式（a）、（b），得
②曲柄存在的條件
按曲柄存在條件，由機械原理知識可知
，，
，
把它們寫成不等式約束條件（將，，，代入上式），得
經過分析，上述七個約束條件式中，和為緊約束條件，為松約束條件，即滿足和的，必滿足不等式，所以本優(yōu)化問題實際起作用的只有和兩個不等式約束條件。
3.6.4寫出優(yōu)化數學模型
綜上所述，可得本優(yōu)化問題的數學模型為
即本優(yōu)化問題具有兩個不等式約束的二維約束優(yōu)化問題。
圖3.10 主要結構圖
3.7 機構受力分析
該步行機構的受力情況如圖3.10所示。由于該機構中所有連桿均為二力桿，即只受軸向力作用。設圖中所有連桿所受的拉力為正，壓力為負。Ⅳ為地面對車輪的支撐力，月川為11個連桿的內力，矽】、汐2分別為連桿9和連桿5與水平線的夾角， y1、r2分別為連桿10和連桿6與水平線的夾角，妒為曲軸11與水平線的夾角。由力的平衡條件可得方程組：
上面的等式5.的聯立方程式3.1和3-6，相應的力Ⅳ的時間支持水平≯，能夠解決從腿行走機構的曲軸11的角度在內部力的大小的每一個環(huán)節(jié)。它假定恒定的車輪支撐力，當曲軸11旋轉的面貌，也會改變各環(huán)節(jié)的內部力量。模擬曲柄軸的旋轉?？梢缘玫焦β是€的內側，曲柄軸的一轉的腿的一個連桿。每個鏈路，以便優(yōu)化機制，其可以是橫截面面積的設計合理，根據每個環(huán)節(jié)的狀況的力的大小。
3.8 齒輪傳動計算
齒輪模數設出2，齒輪為50. 傳動比1：1
解：1. 選擇齒輪精度等級、材料、齒數
1）屬于一般機械，且轉速不高，故選擇8級精度。
2）因載荷平穩(wěn)，傳遞功率較小，可采用軟齒面齒輪。參考表11-1，小齒輪選用45鋼調質處理，齒面硬度217~255HBS，σHLim1=595MPa，σFE1=460MPa；大齒輪選用45鋼正火處理，齒面硬度162~217HBS，σHLim2=390MPa，σFE2=320MPa。
3）選小齒輪齒數z1=50，則z2=iz1=50，設出z2=50。故實際傳動比i=z2/z1=1，與要求的傳動比0%。齒數比u=i=1。
對于齒面硬度小于350 HBS的閉式軟齒面齒輪傳動，應按齒面接觸強度設計，再按齒根彎曲強度驗證。
2. 按齒面接觸強度設計
設計公式11-3
1）找出表格11-3，原動機為電動機，工作機械是輸送機，且工作平穩(wěn)，設出載荷系數K=1.2。
2）小齒輪傳遞的轉矩
3）找出表格11-6，齒輪為軟齒面，對稱布置，設出齒寬系數φd=1。
4）找出表格11-4，兩齒輪材質都是鍛鋼，設出彈性系數ZE=189.8 MPa1/2。
5）兩齒輪為標準齒輪，且正確安裝，節(jié)點區(qū)域系數ZH=2.5。
6）計算許用接觸應力
①應力循環(huán)次數
小齒輪N1=60n1jLh=60×350×1×(2×8×300×10)=10.08×108
大齒輪N2= N1/i=10.08×108/3.58=2.82×108
②據齒輪材料、熱處理以及N1、N2，找到接觸疲勞壽命系數圖表，不允許出現點蝕，得接觸疲勞壽命系數ZN1=1，ZN2=1。
③找出表格11-5，設出安全系數SH=1.1。
④計算許用接觸應力
設出小值[σH2]代入計算。
7）計算
3. 驗算輪齒彎曲強度
按式子11-5驗證
1）由z1=24，z2=86找到圖11-8，設出齒型系數YFa1=2.77，YFa2=2.23。
2）由z1=24，z2=86找到圖11-9，設出應力集中系數YSa1=1.58，YSa2=1.77
3）算許用彎曲應力
①據齒輪材料、熱處理以及N1、N2，找到彎曲疲勞壽命系數圖表格，設出彎曲疲勞壽命系數YN1=1，YN2=1。
②找出表格11-5，設出安全系數SF=1.25。
③算許用彎曲應力
4）驗證計算
彎曲強度足夠。
4. 驗證齒輪的圓周速度
對照表11-2可知，選用9級精度較為合宜。
3.9 軸的設計計算
3.9.1按扭轉強度計算
此方法僅在軸的強度所受的軸扭矩計算。它還如果不是的時刻，是用來減少扭轉剪切應力的方法是允許考慮它。它采用的計算方法，根據負載和壓力的條件下的具體軸的對應集，應適當地選擇，它給了允許應力。
承載軸的結構設計，在很多情況下，你可以用這個方法來初步的軸直徑。對于如此重要的軸，以及，作為最終計算的結果。的軸條件扭轉強度：
強度條件： Mpa
設計公式： （mm）
軸上有鍵槽： 放大：3~5%一個鍵槽；7~10%二個鍵槽。并且設出標準植
式子里，[τ]---許用扭轉剪應力（N/mm2），
C為由軸的材料和承載情況確定的常數。
3.9.2按彎扭合成強度計算
軸的直徑，軸部的位置和被決定支撐位置角色一個軸的外部負載反應和結構的結構設計，有可能獲得的軸向載荷（彎曲力矩和轉矩）已，因此，彎它可以在軸的強度的驗證計算扭轉強度的合成條件。
鋼軸，根據強度理論，對強度條件：
設計公式：（mm）
式子里，бe---當量應力，Mpa。 D---軸的直徑，mm;
為當量彎矩；M為危險截面的合成彎矩；； MH---水平面上的彎矩；MV---垂直面上的彎矩；W---軸危險截面抗彎截面系數；---將扭矩折算為等效彎矩的折算系數
引起的彎曲力矩應力，有各種各樣的應力，扭轉和通過常不對稱的周期性變化的應力所產生的剪切應力的扭矩對稱周期:
與扭矩變化情況有關
---扭矩對稱循環(huán)變化
= ---扭矩脈動循環(huán)變化
---不變的扭矩
，，分別為對稱循環(huán)、脈動循環(huán)及靜應力狀態(tài)下的許用彎曲應力。
對于重要的軸，還要考慮影響疲勞強度的一些因素而作精確驗算。內容參看有關書籍。
3.9.3軸的剛度計算概念
在負載軸，彎曲和扭轉變形。如果變形超過容許極限，它會影響到軸部的正常運轉，甚至機械損耗是，它應該工作的性能。彎曲的剛性或偏轉y軸，它是在偏轉角θ和扭曲角ф，以確保測量的表達：
y≤[y]; θ≤[θ]; ф≤[ф]。
式子里，[y]--- 軸的許用撓度、 [θ]--- 許用轉角、 [ф]--- 許用扭轉角。
3.9.4軸的設計步驟
為設計軸的一般程序：
1.工作要求，加工工藝性，經濟性，并選擇合適的材料，然后選擇取決于熱處理工藝軸材料的軸。
2.首先，計算出軸的最小直徑部，它被鑒定為的軸的扭轉強度的直徑的式子列得：。
3.軸設計的要求：①軸和軸部應當準確而可靠的工作位置，②軸類零件的組裝和拆卸，以方便調整，③軸，等等，良好的制造工藝有必要擁有。為了避免④應力進行集中，軸部，該軸的結構設計的底層實現的主要部分繪制匯編程序，與序列相互作用，的第1規(guī)定方向的結構特征對此，選擇后的最佳對比分析，你需要考慮的一些場景。
原理：從簡單合理的軸1）的結構; 2）組裝，合理，更更簡單。
3.10各軸的計算
3.10.1高速軸計算
1.從相關書本找出C=118（低速軸彎矩較大），從式子：
設出高速軸的直徑d=45mm。
2.算出齒輪上所受的力
齒輪分度圓：
齒輪所受的轉矩：
齒輪作用力圓周力：
徑向力 ：
軸向力：
3.畫軸的計算簡圖并計算支反力(圖 a)
水平支反力 垂直支反力
4.畫彎矩圖
a水平面內彎矩圖M(b圖)
截面c
b垂直面內彎矩圖MC（c圖）
截面c
C合成彎矩（d圖）
d 畫扭矩圖（e圖）
又根據
從相關書本找出
則
e 繪當量彎矩圖（f圖）
3.10.2中間軸設計
1.從相關書本找出C=118（低速軸彎矩較大），從式子
設出高速軸的直徑d=60mm。
2.算出齒輪上所受的力
齒輪分度圓直徑為
齒輪所受的轉矩為
齒輪作用力 圓周力
徑向力
軸向力
3.畫軸的計算簡圖并計算支反力(圖 a)
水平支反力
垂直支反力
4.畫彎矩圖
a水平面內彎矩圖M(b圖)
截面c
截面D
b垂直面內彎矩圖MC（c圖）
截面c
截面D
C合成彎矩（d圖）
D合成彎矩
d 畫扭矩圖（e圖）
又根據
從相關書本找出
則
e 繪當量彎矩圖（f圖）
3.10.3低速軸設計
1.從相關書本找出C=118，從式子
設出高速軸的直徑d=75mm。
2.算出齒輪上所受的力
齒輪分度圓直徑為
齒輪所受的轉矩為
齒輪作用力 圓周力
徑向力
軸向力
3.畫軸的計算簡圖并計算支反力(圖 a)
水平支反力
垂直支反力
4.畫彎矩圖
a水平面內彎矩圖M(b圖)
截面c
b垂直面內彎矩圖MC（c圖）
截面c
C合成彎矩（d圖）
d 畫扭矩圖（e圖）
又根據
從相關書本找出
則
e 繪當量彎矩圖（f圖）
3.11軸的設計與驗證
3.11.1高速軸設計
初定最小直徑，選用材料45δ鋼，調質處理。設出A0=112（不同）
則Rmin=A0=16.56mm
最小軸徑處有鍵槽
Rmin’ = 1.07dmin = 17.72mm
最小直徑為安裝聯軸器外半徑，設出KA=1.7，同上所述已選用TL4彈性套柱聯軸器，軸孔半徑R=20mm。
設出高速軸的最小軸徑為R=20mm。
由于軸承同時受徑向和軸向載荷，故選用6300滾子軸承按國標T297-94 D*d*T=17.25
軸承處軸徑d =36mm
高速軸簡圖如下：
設出L1=38+46=84mm,設出擋圈直徑D=43mm,設出d2=d4=54mm,d3=67mm,d1=d5=67mm。
聯軸器用鍵：圓頭普通平鍵。
B*h=6*6,長L=91 mm
齒輪用鍵：同上。B*h=6*6, 長L=10mm,倒角為2*45度。
3.11.2中間軸設計
中間軸簡圖如下：
初定最小直徑dmin=20mm
選用6303軸承，
d*D*T=25*62*18.25
d1=d6=25mm,設出 L1==26mm,
L2=19，L4=120mm,d2=d4=35mm,L3=12mm
D3=50mm,d5=30mm,L5=1.2*d5=69mm，L6=55mm
齒輪用鍵：圓頭普通鍵：b*h=12*8,長L=61mm
3.11.3 低速軸設計
初定最小直徑：
dmin=25mm
設出小軸徑處有鍵槽
dmin’=1.07dmin=36.915mm
設出d1=75mm,d2=90mm,d3=97mm,d4 =75mm
d5=65mm,d6=60mm,
L1=35mm,L2=94mm,L3=15mm,L4=28mm,L5=38mm,L6=40mm,L7=107mm
齒輪用鍵：圓頭普通鍵：b*h=16*6,長L=85mm
選用6300軸承：d*D*T=40*90*25.25mm,B=23mm,C=20mm
3.11.4高速軸的驗證
最容易出現損壞的軸為高速軸，故在進行軸的校驗的時候，只需對高速軸進行校驗。
高速軸的校驗計算如下所示：
P=3.105Kw,n=960r/min,T=30.89N.M
齒輪受力：Ft=1095N,Fr=370N,Fe=148N
支持力： Fv1=365N,Fv2=1460N,FH1=-66N,FH2=431N
Mr=Fv1*90=-33N.m
MH1=FH1*90=-5.94N.m
MH2=M=5.01N.m
T=30.89N.m
M=33.38N.m
óca=24.4Mpa
[ó-1]=60MPa>óca
所以軸安全。
3.12 軸承的設計及驗證
3.12.1軸承種類的選擇
找出相關書本找到因軸承采用兩端固定，所以選深溝球軸承。型號為6303和6300。
3.12.2深溝球軸承結構
深溝球軸承，是一般的集合，這對戒指，一組保持架，鋼球。其結構簡單，使用方便，是最常見的，應用最廣泛的生產被在軸承中使用的類。
這種類型的軸承是主要不僅用來承受徑向負荷，可承受軸向載荷的預定量中的任一方向。當在一定范圍內，以增加軸承的徑向間隙，如具有角軸承性能的軸承，可承受大的軸向載荷。
軸向或安裝深溝球在殼體在軸向方向位移后的軸的軸承可以被限制在一個范圍內的徑向間隙軸承。靜止外殼孔與軸（或外圈的內環(huán)）是當可以正常運行，而（任何更如上述8 -16確定間隙）相對傾斜，但兩者傾斜的存在，勢必降低軸承的使用壽命。
深溝球軸承和最小的摩擦損失，與高速限，其他類型的同樣大小的軸承相比。不應該被用于高速推力球軸承，這些軸承可用于承受純軸向載荷。提高制造精度，硬膠木，錫青銅，可以提高鋁和實體保持架應加快采用其他材料。
圖3.5 深溝球軸承
表3.1深溝球軸承各型號參數表
型號
內徑d
外徑D
寬度B
倒角r
額定負荷kN
鋼球
極限轉速rpm
重? 量
kg
mm
inch
mm
inch
mm
inch
mm
inch
動態(tài)
靜態(tài)
數量
大小
油脂
油
635
5
.1969
19
.7840
6
.2362
0.3
.012
2.34
0.885
9
2.381
34000
40000
0.008
6300
10
.3937
35
1.3780
11
.4331
0.6
.024
8.20
3.50
7
6.350
15000
21000
0.053
6301
12
.4724
37
1.4567
12
.4724
1.0
.039
9.70
4.20
6
7.938
14000
20000
0.060
6302
15
.5906
42
1.6535
13
.5118
1.0
.039
11.40
5.45
7
7.938
13000
18000
0.082
6303
17
.6693
47
1.8504
14
.5512
1.0
.039
13.50
6.55
7
8.731
12000
17000
0.115
6304
20
.7874
52
2.0472
1