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商 丘 工学院本科毕业论文（设计） 弹簧配重的电动栏杆的设计 学 院小三号黑体居中（下同）专 业学 号学生姓名指导教师提交日期年 月 日III诚信承 诺 书本人郑重承诺和声明:我承诺在毕业论文撰写过程中遵守学校有关规定,恪守学术规范,此毕业论文(设计)中均系本人在指导教师指导下独立完成,没有剽窃、抄袭他人的学术观点、思想和成果,没有篡改研究数据,凡涉及其他作者的观点和材料,均作了注释,如有违规行为发生,我愿承担一切责任,接受学校的处理,并承担相应的法律责任。毕业论文（设计）作者签名：年月日摘 要 电动栏杆机是机械、电气、控制有机结合的小型机电一体化设备，广泛用于公路、桥梁、隧道、口岸、场区的禁行管理。电动栏杆系统设计的技术水平对产品的消耗功率、寿命次数、可靠性指标影响很大，所以设计开发时，对相应的关键技术设计必须有充分的理论依据。 电动栏杆的工作原理：栏杆控制系统通过驱动电机转动，再靠减速系统或机构把电机转动变为栏杆在垂直与水平之间的循环摆动。电动栏杆应具备自锁、反馈、防护等功能，并有与多项附属设备的接口。弹簧平衡系统是电动栏杆机产品设计的关键技术之一，直接决定栏杆机的功率消耗指标，对产品的可靠性和寿命影响很大。为解决此关键技术，本文就能同步平衡栏杆正弦规律变化的阻力矩的弹簧平衡系统，提出了优化设计的数学模型、目标函数，利用具有很强优化能力和广泛适应性的遗传算法。关键词：弹簧平衡；遗传算法；优化设计；电动栏杆VIIAbstractElectric 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 录第1章 绪论11.1 选题背景与意义11.2 电动栏杆的使用现状及发展前景11.3 主要内容31.4 拟解决的主要问题3第2章 弹簧配重的电动栏杆结构方案设计42.1概述42.2结构方案4第3章 弹簧配重的电动栏杆连杆传动装置设计63.1内部弹簧平衡系统的优化63.2 曲柄摇杆机构的速度和加速度特性83.3 电机及减速系统选型93.4 系统自锁方案103.5 高可靠高智能的防护功能113.6 四连杆机构设计123.6.1确定设计变量183.6.2建立目标函数183.6.3确定约束条件193.6.4写出优化数学模型203.7 机构受力分析213.8 齿轮传动计算223.9 轴的设计计算243.9.1按扭转强度计算243.9.2按弯扭合成强度计算253.9.3轴的刚度计算概念253.9.4轴的设计步骤253.10各轴的计算263.10.1高速轴计算263.10.2中间轴设计283.10.3低速轴设计313.11轴的设计与校核343.11.1高速轴设计343.11.2中间轴设计343.11.3 低速轴设计343.11.4高速轴的校核353.12 轴承的设计及校核353.12.1轴承种类的选择353.12.2深沟球轴承结构353.12.3轴承计算37第4章 离合器的设计计算394.1 离合器型选择394.2 离合器牙齿数的选择394.3 离合弹簧参数选取394.4 栏杆臂外端部砸车力的计算404.5离合器材料选取40第5章 弹簧配重装置设计415.1 弹簧的设计计算415.2 电路部分设计（单片机）445.2.1 简介445.2.2 系统工作原理455.2.3 控制电机的软件设计465.2.4 本章小结47总结与展望48致 谢49参 考 文 献51 第1章 绪论1.1 选题背景与意义 近年来，随着经济的发展，我国的城市化水平加快和人民生活水平的提高，汽车的数量不断增加。截至2003年底，我国个人汽车保有量为12427672辆。其中，个人轿车4890387辆，比2002年增加1462441辆，增长率为42.7%。伴随着经济的发展汽车数量整在急剧增加，停车场作为交通设施的一部分，合理的停车场设计不仅解决了城市的额市容、交通、收费问题，也是小区加强安全和正常运营必不可少的一部分。由于科技的发展，社会文明的进步人们已经远远不能满足传统的停车场管理，更加安全，高效的停车大门系统和工作人员，是保证小区居民财产安全的一道屏障。电动栏杆的工作原理：栏杆控制系统通过驱动电机转动，再靠减速系统或机构把电机转动变为栏杆在垂直与水平之间的循环摆动。电动栏杆应具备自锁、反馈、防护等功能，并有与多项附属设备的接口。1.2 电动栏杆的使用现状及发展前景 在公路的收费站处以及小区的入口处我们都能看见一个会自动升起和降落的类似闸门一样的东西，这个就是电动栏杆。电动栏杆的发明大大方便了收费站的工作人员，他们只需要按下一个开关，就可以自由的控制电动栏杆的抬起和降落进而控制车辆的通过了，而不需要像以前那样人工搬运阻碍物，既浪费时间又耗费体力。伴随着城市化进程的加快，中国的基础设施和小区建设越来越多，需要与之相配应的停车收费栏杆越来越多。防撞车功能的电动栏杆：在栏杆臂下落至水平夹角大于15的范围内，如有车辆驶入线圈感应区，栏杆臂将自动抬起防止砸车。必要性：停车场的自动电杆，由于使用频繁会出现不同程度的损坏，从而影响它自身的使用寿命。其中防撞的要求日益需要解决。无论什么类型的停车场都有电动栏杆大门，电动栏杆大门不仅适用停车场各种小区，公寓门口都可以。其中，撞击问题日益需要解决以增加其使用寿命，使其更好，更长时间的为我们服务。发展前景：电动栏杆机是机械、电气、控制有机结合的小型机电一体化设备，广泛用于公路、桥梁、隧道、口岸、场区的禁行管理。电动栏杆系统设计的技术水平对产品的消耗功率、寿命次数、可靠性指标影响很大，所以设计开发时，对相应的关键技术设计必须有充分的理论依据。有了这种电动栏杆机可以减少工作人员的劳动强度，减少服务人员的劳动时间，提高车辆的通行效率，而且还可以避免车辆拥挤发生的撞车事故，可以避免因为人工操作不当导致的意外事故，减少人与人之间的矛盾和摩擦，促进社会和谐进步。电动栏杆是解决大都市内停车难问题的有效方法。土地资源紧张是大都市的现状，在亚洲各国大城市表现的尤为突出，所以机械式立体停车库在亚洲的应用比较广泛，目前统计结果表明，立体停车库市场大多在亚洲的日本、韩国、中国等地。 亚洲的电动栏杆技术起源于日本，日本从20世纪60年代开始从事机械电动栏杆的开发、生产、销售和服务，至今已有四十多年的历史。目前在日本从事机械式停车库及其设备开发、制造的公司约有200多家，其中生产机械式电动栏杆的公司约100多家，比较大的公司有新明和、石川岛播磨、日精、三菱重工等。从90年代起日本每年投入运行的机械停车泊位都在10万以上。目前全日本己经投入使用的机械式停车位超过300万个，其中以升降横移式电动栏杆为主。对于日本，优势在多层升降横移类、垂直升降类、水平循环类、垂直循环类、简易升降类等产品上。韩国机械电动栏杆技术是日本技术的派生。产业从20世纪70年代中期开始起步，80年代开始引进日本技术，经过消化生产和本土化，90年代开始进入使用阶段。由于这几个阶段得到政府的高度重视，各种机械电动栏杆得到普遍开发和利用，韩国近几年增长速度都在30%左右。目前韩国电动栏杆行业进入稳步发展阶段。 在欧洲，德国和意大利等欧洲国家从事电动栏杆开发和生产也比较早。较好的公司有:意大利Sotefin, Interpark,德国Palis等。由于欧洲国家土地资源比较富余，停车问题表现不很突出，电动栏杆应用量不是很大。多数为巷道堆垛式产品，多层升降横移式产品应用也很好。德国和意大利等欧洲国家的优势主要在巷道堆垛类产品上。我国在20世纪80年代初开始研制和使用机械式电动栏杆。80年代是起步阶段，90年代以来，随着汽车工业和建筑业的发展，尤其是轿车进入家庭后，电动栏杆的应用逐步推广，已经形成了新兴的电动栏杆行业，步入引进、开发、制造、使用相结合的初步发展阶段，现在从事电动栏杆制造的企业数约有100家，其中主机生产企业超过50家。 目前，电动栏杆的研究工作在国内也得到逐步的重视，国内许多研究院所和高等院校都投入技术力量，对电动栏杆的各个方面.例如结构设计、控制系统、存取策略、可靠性分析、以及生产工艺等方面进行研究，取得了一系列的成果。与此同时 ，国家也进一步发展和完善与停车产业相关的法规和各项标准，先后制订了多项电动栏杆的行业标准和行业规范，加强规划引导、技术开发和标准化工作。同时，从中央到地方，都颁布了一系列的法规条文，对停车行业的发展进行规划管理。从2004年起，国家质量监督检验检疫总局对电动栏杆生产企业进行许可证评审工作，规定在2005年3月31日前未取得生产许可证的企业，不得从事电动栏杆的生产工作。 我国城市停车行业从80年代末起，经过十几年的发展，现在形成了一定的规模，但是还处于初始发展阶段，车库建设尚在起步阶段，在一些大城市中机械化车库仍然是空白。停车行业的发展仍存在着一些问题:第一，电动栏杆企业己经形成了一定的规模，但是发展不平衡，骨干的大中型企业在20家左右，其它的则是中小企业居多，技术力量薄弱，缺乏自主开发能力，靠引进国外技术图纸。第二，产品的种类增多了，但是质量、可靠性、安全性、耐久性均存在着较大的问题，产品的技术水平和质量难以保证。第三，停车行业的市场开始发育，但是竞争太残酷，目前总体能力过剩，价格偏低，有的产品已经降到行业平均成本价以下。1.3 主要内容 弹簧平衡系统是在内部输出轴上设计弹簧储能机构摆臂和弹簧装置，靠内部平衡机构动态平衡栏杆升降时的阻力矩，使任意位置系统总力矩近似为零，充分利用动能和势能的转换，最大限度地减小驱动功率、满足系统抗外加干扰载荷、延长机体寿命。因为栏杆阻力矩与转动时的垂直转角成正弦比例变化，所以，弹簧平衡系统也应跟踪产生近似正弦比例的力矩。由于拉簧随栏杆转角变化，其拉力和力臂的大小方向都在变化，故力矩的动态变化无简单规律可循。因而设计中出现了多个连续变量的理论计算，必须采用有效的优化设计思路。 在本次设计中，拟应用到的文献涉及机械原理机械设计类，机械绘图类，机械工程控制类，机械工程材料和力学以及弹簧配重的电动栏杆的资料，在设计过程中这些材料可以首先帮我们从整体上了解与弹簧配重的电动栏杆相关的技术以及现在国内外的发展趋势；其次，利用这些资料，可以在设计过程中进行合理的结构分析和设计方案的初步制定；最后，电动栏杆臂设计过程中的所需材料的选择，设计与校核计算，运动过程的控制以及其他的注意事项，都可以在相关文献资料中得到一些指导与帮助。1.4 拟解决的主要问题在前期得做好各项准备，要查阅大量的文献了解弹簧配重的电动栏杆的的结构，并在CAD，上画出这个零件，认真去了解它的结构，这当中就需要一些工具书比如机械手册，以及有关教材及参考资料，最后如果有需要还可以选择去工厂调研，以上条件具备完成本课题所需的工作条件。51第2章 弹簧配重的电动栏杆结构方案设计2.1概述通常，电动栏杆是机械传动，其传动机构包括电动机、皮带传动机构、减速器和曲柄摇杆机构。工作时电动机通过皮带传动带动蜗轮蜗杆减速器，减速器的输出轴通过曲柄摇杆机构带动栏杆臂升降使栏杆处于水平或竖直位置。有些电动栏杆采用低速电动机，直接用电动机带动曲柄摇杆机构。2.2结构方案曲柄摇杆机构的示意图见图2.1，其主要结构与工作原理为：1为曲柄，由减速器驱动绕A点作整周转动；2为连杆；3为摇杆，绕D点摆动，摆角90度；4为机架；5为栏杆臂，与摇杆刚性连接；6为拉伸弹簧，用以平衡栏杆臂的重量，一般生产厂家规定平衡后驱动栏杆臂的力偶矩不大于5Nm。当曲柄A占逆时针转动至位置时，摇杆CD逆时针摆至下极限位置AC，栏杆臂上升至竖直位置；曲柄继续逆时针转动至位置船”时，摇杆又顺时针摆至上极限位置口，栏杆臂下降至水平位置。 图2.1 曲柄摇杆机构的示意图由上述可知，这类电动栏杆都不具有机械式安全装置，一旦栏杆臂下落时砸住车辆，轻则砸烂挡风玻璃、砸坏车顶造成经济损失，重则造成人员伤亡。同时，砸车时电动栏杆传动部分运动受阻，造成主轴(图1中D处)、摇杆、连杆、减速器等机件变形或损坏。我们为克服上述装置的不足而设计了一种结构简单、成本低廉、适应性强的机械式电动栏杆安全装置。其主要结构特点是：在电动栏杆主轴上加装牙嵌离合器，使得图l中3之间不是剐性联接，而是通过离合器联接在一起，这样栏杆臂在下降过程中一黾砸车时，栏杆臂会停止下降，砸不坏车，并自动返回到竖直位置。因而大大提高了电动栏杆的使用安全性。当停电或电动栏杆出故障时，可以人为地将栏杆臂抬起到竖直位置让车辆通行，符合文献35、4、7条的要求。图2.2是机械式安全装置的结构示意图。图中l是主轴，其左右两端由滚动轴承支承在机架上；2是两个圆螺母；3是弹簧，其左端与圆螺母接触；4是弹簧座；5是离合器，它与图l中的摇杆3是同一构件，与主轴之间形成间隙配合，左端紧靠弹簧座；6是右离合器，它与主轴形成键联接，右端面靠紧主轴轴肩左端与左离合器啮合，并带有挂配重弹簧(图1中的6)的臂；7是栏杆臂，相当于图l中的5，固联在主轴右端。图2.2 机械式安全装置的结构示意图 主要工作原理如下，当左离合器被图1中摇杆驱动、按图2所示箭头方向摆动时，离合器牙斜面之间的磨擦力偶矩传递给右离合器，带动栏杆臂下降。当栏杆臂下降遇到障碍时，相当于障碍物对栏杆臂施加一个与图示摆动方向相反的力偶矩，此力偶矩使牙斜面间产生相对滑动，从而推动左离合器左移，使离合器脱开，栏杆臂停止下降。此时，电动机仍使得曲柄摇杆机构继续工作，当图l中摇杆cD顺时针摆到上极限位置cD时，又逆时针向下极限位置rD摆动，使得脱开的牙嵌离合器又结合，离合器牙的直边工作，带动栏杆臂也向与图2相反的方向摆动，从而使受阻的栏杆臂又返回到原来的竖直位置。图2中的弹簧座用来减轻左离合器左端面转动时的摩擦。圆螺母用来调节弹簧的工作负荷，以改变离合器左右两部分之间的摩擦力，使栏杆臂既能自由升降，又能在砸车受阻后离合器脱开。第3章 弹簧配重的电动栏杆连杆传动装置设计第3章 弹簧配重的电动栏杆连杆传动装置设计3.1内部弹簧平衡系统的优化弹簧平衡系统是在内部输出轴上设计弹簧储能机构摆臂和弹簧装置，靠内部平衡机构动态平衡栏杆升降时的阻力矩，使任意位置系统总力矩近似为零，充分利用动能和势能的转换，最大限度地减小驱动功率、满足系统抗外加干扰载荷、延长机体寿命。因为栏杆阻力矩与转动时的垂直转角成正弦比例变化，所以，弹簧平衡系统也应跟踪产生近似正弦比例的力矩。由于拉簧随栏杆转角变化，其拉力和力臂的大小方向都在变化，故力矩的动态变化无简单规律可循。因而设计中出现了多个连续变量的理论计算，必须采用有效的优化设计思路。如图3.1、3.2所示，起始位置时摆臂OA与弹簧原长PA的夹角为a ；转动时，由于摆臂与栏杆同固定在输出轴上始终成y夹角，所以摆臂从OA转到OB时，栏杆由OC转到OC位置，摆臂转角和栏杆转角均为，的取值范围是090。摆臂OA=OB=R、弹簧原长PA=L、弹簧伸长后长PB=L1，弹簧 、栏杆长度OC=Lo为定值。图3.1电动栏杆内部机构示意图图3.2弹簧平衡系统简化示意图弹簧的伸长量L=PBPA=L。一L，将弹簧的伸长量分解后，与OB垂直方向上的伸长量为：M=KL R=K(LlL)sin R (3)由式(1)、(2)、(3)分析，得出与力矩M有关的参数为：K 、R、L、a 、。因为K为定值，取R为定值，为函数变量；只有L、 a为需要优化的设计变量。本设计的目的是使拉簧产生的力矩曲线M()逼近栏杆的阻力矩曲线)=MgLosin，去掉常量因素MgLo、K就是使M()曲线逼近F() sin曲线。所以得出优化设计的目标函数为：本优化设计采用遗传算法进行优化设计。试算过程中选取的选择概率sP=03；交叉概率CP=06；变异概率MP=01；摆臂OA=R=150 naIn。程序经调试运行，解算结果为：L =100008533497748(mm)A= 132486983199487(。)平衡后偏差结果：统计偏差平均值为236 ；最大偏差发生在转角为51。的位置，偏差值为708。平衡力矩曲线与阻力矩曲线的比较如图3所示。平衡后偏差结果：统计偏差平均值为236 ；最大偏差发生在转角为51。的位置，偏差值为708。平衡力矩曲线与阻力矩曲线的比较如图3.3所示。图3.3平衡力矩曲线与阻力矩曲线比较图利用优化后的L、 a可以确定弹簧相对于摆臂的初始固定位置，弹簧平衡机构的几何尺寸就精确得出。再通过L、K、Lmax就可确定弹簧的设计参数。实际应用中适当预紧弹簧使其有一定初拉力，对克服机构和传动系统摩擦阻力很有必要，从理论上对弹簧的力矩曲线形状没有影响，为整体动态平衡栏杆阻力矩提供了一定余度。根据栏杆材质长度调整弹簧并联根数以适应平衡效果。本平衡优化的最大偏差值作为电机选型时的负载阻力矩条件为: 3.2 曲柄摇杆机构的速度和加速度特性对电动栏杆的负载特性进行细致分析，如果靠内部弹簧把栏杆阻力矩平衡后，末级传动的输出轴上负载阻力矩将很小。但栏杆的转动惯量不可忽视。因为栏杆转动半径为153m，其惯量对系统启动平稳性和停止时的冲击影响很大。所以一些在末级传动中使用齿轮传动的栏杆机，内部都要在接近停位时预先断电，靠惯性运行到终点位置，且设计了吸收冲击能量的橡胶弹簧。这就使栏杆运行到停位时抖动、冲击不可避免，从而影响系统可靠性和使用寿命。不如采用曲柄摇杆机构。而采用曲柄摇杆为末级传动的设计中，能利用连杆系统本身的速度特性使在停位速度接近为零，使系统惯性冲击作用到内部机座中2】，而外部栏杆在末位冲击颤动明显改善。在启动时系统惯量必须考虑摇杆加速度变化，使电机克服负载加速转动所消耗的功率成为主要因素。通过对连杆机构的速度分析和加速度分析 】，确定启动时负载轴上的最大角速度和最大角加速度。如图3.4所示。图3.4连杆机构图设曲柄栏杆机构的主动件L1的角位移1，角速度1和角加速度1 。摆杆L3的速度分析公式：根据以上公式可求出输出轴角速度和角加速度，为电机选型提供理论参考。3.3 电机及减速系统选型电机功率计算不仅要满足克服负载阻力矩，还要有足够的功率使负载作加速运动。选型时电机功率计算公式为：式中：-电机的额定功率，w；-传动效率；-负载轴上的阻力矩，Nm；-负载轴最大角速度，;-负载轴最大角加速度，；，-负载轴上的总转动惯量， 。根据电机额定功率计算预选电机型号后，还需进行电机过载能力的校核。式中：-电机和负载总摩擦力矩，Nm；-减速器效率；-负载轴上的阻力矩，Nm；-负载轴最大角速度， ；-负载轴最大角加速度，；-负载轴上的总转动惯量，；-转动惯量，；Z-传动比；-电动机力矩过载系数；-电机的额定力矩，Nm；-折合到电动机轴上的最大负载力矩，Nm。如果电机选用的不是减速力矩电机，那么，减速器应选择传动效率高、噪声低、温升小、体积紧凑型。建议选用圆弧齿圆柱蜗杆减速器，其特点为： 由于蜗轮和蜗杆凸凹齿合，降低了齿面应力，增强了齿面强度； 接触线与圆周速度夹角大部分在40。一90。之间，容易形成液体润滑，齿面摩擦系数小，所以效率高、温升低；该齿形合理减薄了蜗杆齿厚，增强了蜗轮齿根厚，因此蜗轮抗弯强度大。前面已初步估计出了驱动力矩，电机的功率。在实际的操作中，电动栏杆的驱动，使用的电机类型主要有力矩电机、直流伺服电机、交流伺服电机等。考虑到力矩电机通过改变脉冲频率来调速。能够快速启动、制动，有较强的阻碍偏离稳定的抗力。又由于这里的位置精度要求并不高，而力矩电机在电动栏杆无位置反馈的位置控制系统中得到了广泛的应用。这里选定力矩电机为驱动电机，考虑到在实际的选择中应考虑到一定的裕度。这里选用的是杭州日升生产的永磁感应子式力矩电机：型号：130BYG2501；步距角：0.9/1.8度；电压：120-310v相数：2 ；电流：6 A;静转矩：270；空载运行频率：；转动惯量：；3.4 系统自锁方案在电动栏杆的使用中，栏杆水平封闭位置时必须有自锁功能防止人为抬升栏杆。国外先进的Magnetic栏杆产品采用的是单相可堵转力矩电机，电机可在任意位置堵转工作不会损坏电机，而且内有导热良好的导热脂，既可以把热很快传到外壳散热，又能保证电机线圈不生锈。靠此核心技术实现了其堵转下持续工作锁紧栏杆。原理是：电动机驱动栏杆转到水平位置后，电机继续延时加电1 2s，使连杆在水平锁紧位置充分到位，而电机在此时输出额定转矩持续堵转，之后控制电机输入电流减小为额定电流的12，继续维持摆杆向下的转动力矩，电机还是堵转工作只是功率减小，其力矩足以锁定栏杆不被轻易抬起，其发热量会通过电机壳散热达到平衡，不会烧坏电机和影响寿命。栏杆处于水平锁定位置时，如果设备断电电机锁紧力矩失去，栏杆被内部预先调紧的平衡弹簧拉起。国内一般水平的栏杆采用曲柄在连杆机构死点位置自锁栏杆抬起，由于受机构精度和稳定性影响，有时不可靠；而采用蜗轮蜗杆减速器的反向自锁功能是很有效的方案。但缺点是停电后要靠人工回转复位。如采用电机的制动装置锁紧，其体积大且可靠性、稳定性要求高，一般较少采用。所以，可堵转力矩电机的技术应用决定了栏杆自锁技术水平，而这种电机设计尤为特殊且技术难度大。3.5 高可靠高智能的防护功能为防止车辆水平冲撞栏杆时，破坏冲力传递到设备内的主要部件，损坏栏杆机主体，栏杆本身应有抗撞缓冲装置，目前常用缓冲装置如图3.5、3.6所示。图3.5缓冲装置分为转动 图6 应力剪切栏杆壁关节形式图3.6应力剪切栏杆壁形式为防止栏杆误动作后砸车或下落过程中伤人，在栏杆臂上安装超声波测距传感器，实现转动中紧停或反转来保护车辆或行人。也可采用高密聚氨脂材料做栏杆，既减轻了栏杆阻力和惯量，也缓冲了砸击力量。电动栏杆虽然是小型机电一体化产品，但要求运行平稳、可靠、寿命长，并对野外环境适应性强，所以必须重视产品关键技术设计的理论计算，为产品改进优化提供必要的参考依据。3.6 四连杆机构设计图3.7 四连杆机构连杆机构是最常用的机构，因此连杆机构优化设计在机构设计中十分重要，研究工作开展得也最为广泛。有大量的文献介绍有关平面四杆机构、平面五杆机构、柔性连杆机构、曲柄连杆机构、槽轮连杆机构、凸轮连杆组合机构和齿轮连杆等机构的优化。鉴于四连杆机构的典型性，本节结合四连杆机构的函数再现优化设计问题，阐述连杆机构优化问题的一般方法及流程。四连杆机构的优化设计就是对四连杆机构的参量进行优化调整，使得机构给定的运动和机构所实现的运动之间误差最小。因此四连杆机构的优化设计的过程，就是寻找使得四连杆机构运动误差最小的一组机构设计参量。四连杆机构设计参量确定后，就可认为实现了机构的优化设计。四连杆机构的优化设计包括四连杆机构优化模型建立和优化模型求解二个主要过程。通过对四连杆机构的分析确定优化方案，确定设计变量，给出目标函数，并将机构设计制约条件，如杆长条件、传动角条件等，写成相应的约束条件，即可建立机构优化设计模型。下面介绍四连杆机构函数再现优化设计模型的建立。连杆机构函数再现设计主要通过选取输人构件和输出构件相对应若干位置、采用机构图解法或分析法确定机构各参数。图1是典型的平面铰链四杆机构，、和分别表示于四个构件的长度，杆AB是输入构件。假设图1所示的平面铰链四杆机构再现给定函数为，即，则机构位置取决于、铰链A的位置、AD与机架x轴夹角以及输人构件转角等七个变量。为简化问题，可令A的位置为，构件的长度为1(参考构件)，由此可将问题维数降为四维，并不影响构件输入、输出的函数关系。由此可以得到输出构件转角外与输入构件转角之间的函数关系式：（1）机构优化设计目标就是使得输出构件转角与给定值在，所有位置上的误差最小。因此机构优化设计的目标函数可用下式表示（2）当输入构件转角为时，输出构件转角外可由下式求得，（3）式中：所以（4）将上式代入式（3），并令代表设计变量、及，机构优化设计目标函数可写为：（5）机构优化设计的约束条件应根据机构设计的实际情况确定。例如曲柄摇杆式四连杆机构必须满足如下关系式：或（6）如果机构要求传动灵活可靠，则传动角应满足：或其中从上式可知，传动角随的变化而变化，当为最大值时，为最小，为最小值时，为最大。要满足上式条件，约束方程应为：曲柄摇杆机构有，因此，约束方程为（7） 当所选定的设计变量为构件长度时，则构件长度必须是正数，即约束方程为式中是为了使构件长度不小于而设的。此外，由于具体结构尺寸的限制，往往对某些构件的长度限定在某一范围内选取，例如连杆BC的长度最短为的倍，最长为的倍，即则约束方程为（8）下面介绍再现函数为的曲柄摇杆机构的优化设计。先变换给定函数为，并设输人构件初始角为，输出构件初始角为，选取输入构件的转角为,输出构件的转角为。当输入构件从转到时，输出构件从转到，输入构件从转到时，输出构件则从回到。显然有及，即及。代入函数式得：设将输入构件的转角均分成20等分，则，取权因子，再令代表设计变量、及，则由式（5）得曲柄连杆机构优化目标函数为曲柄摇杆机构优化设计约束条件如下：由式（6）得：要求传动角满足，由式（7）得：根据机构结构尺寸，要求各构件长度相对机架的尺寸在给定的范围内，由式(8)得因此曲柄摇杆机构优化设计模型如下：Min. s.t.采用内点惩罚函数法和POWELL法求解曲柄摇杆机构优化设计模型。选择初始惩罚参数，递减函数e = 0.01，初始点，取惩罚函数法收敛精度，POWELL法目标函数值收敛精度，一维搜索精度。3.6.1确定设计变量根据设计要求，由机械原理知识可知，设计变量有L1、L2、L3、L4、。将曲柄的长度取为一个单位长度1，其余三杆长可表示为L1的倍数。由图1所示的几何关系可知为杆长的函数。另外，根据机构在机器中的许可空间，可以适当预选机架L4的长度，取L4=100，经以上分析，只剩下L2、L3两个独立变量，所以，该优化问题的设计变量为因此。本优化设计为一个二维优化问题。3.6.2建立目标函数按轨迹的优化设计，可以将连杆上M点与预期轨迹点坐标偏差最小为寻优目标，其偏差为和，如图3.2。为此，把摇杆运动区间2到5分成S等分，M点坐标有相应分点与之对应。将各分点标号记作，根据均方根差可建立其目标函数，即 ，S为运动区间的分段数于是由以上表达式便构成了一个目标函数的数学表达式，对应于每一个机构设计方案（即给定），即可计算出均方根差。图 3.8 轨迹的优化设计3.6.3确定约束条件根据设计条件，该机构的约束条件有两个方面：一是传递运动过程中的最小传动角应大于50度；二是保证四杆机构满足曲柄存在的条件。以此为基础建立优化线束条件。保证传动角图 3.9 位置图按传动条件，根据图3.9可能发生传动角最小值的位置图，由余弦定理 （见图3.9（a）所以 （a） （见图3.9（b）所以 （b）式（a）、（b）为两个约束条件，将，代入式（a）、（b），得曲柄存在的条件按曲柄存在条件，由机械原理知识可知，把它们写成不等式约束条件（将，代入上式），得经过分析，上述七个约束条件式中，和为紧约束条件，为松约束条件，即满足和的，必满足不等式，所以本优化问题实际起作用的只有和两个不等式约束条件。3.6.4写出优化数学模型综上所述，可得本优化问题的数学模型为 即本优化问题具有两个不等式约束的二维约束优化问题。 图3.10 主要结构图3.7 机构受力分析该步行机构的受力情况如图3.10所示。由于该机构中所有连杆均为二力杆，即只受轴向力作用。设图中所有连杆所受的拉力为正，压力为负。为地面对车轮的支撑力，月川为11个连杆的内力，矽】、汐2分别为连杆9和连杆5与水平线的夹角， y1、r2分别为连杆10和连杆6与水平线的夹角，妒为曲轴11与水平线的夹角。由力的平衡条件可得方程组：将以上5个方程组联立方程组31和3-6，可以解得当撑力为，曲轴11与水平线的夹角为时，该支腿步行机构中各连杆的内力大小。假设地面对车轮的支撑力不变，当曲轴11转动时，各连杆的内力也会随之变化。并且进行曲轴旋转一周的仿真。即可得到曲轴转动一周，该支腿机构各连杆的内力变化曲线。根据各连杆受力的情况便可以合理设计各连杆的截面积大小，从而对该机构进行优化。3.8 齿轮传动计算齿轮模数取2，齿轮为50. 传动比1：1解：1. 选择齿轮精度等级、材料、齿数1）属于一般机械，且转速不高，故选择8级精度。2）因载荷平稳，传递功率较小，可采用软齿面齿轮。参考表11-1，小齿轮选用45钢调质处理，齿面硬度217255HBS，HLim1=595MPa，FE1=460MPa；大齿轮选用45钢正火处理，齿面硬度162217HBS，HLim2=390MPa，FE2=320MPa。3）选小齿轮齿数z1=50，则z2=iz1=50，取z2=50。故实际传动比i=z2/z1=1，与要求的传动比0%。齿数比u=i=1。对于齿面硬度小于350 HBS的闭式软齿面齿轮传动，应按齿面接触强度设计，再按齿根弯曲强度校核。2. 按齿面接触强度设计设计公式11-31）查表11-3，原动机为电动机，工作机械是输送机，且工作平稳，取载荷系数K=1.2。2）小齿轮传递的转矩3）查表11-6，齿轮为软齿面，对称布置，取齿宽系数d=1。4）查表11-4，两齿轮材料都是锻钢，故取弹性系数ZE=189.8 MPa1/2。5）两齿轮为标准齿轮，且正确安装，故节点区域系数ZH=2.5。6）计算许用接触应力应力循环次数小齿轮N1=60n1jLh=603501(2830010)=10.08108大齿轮N2= N1/i=10.08108/3.58=2.82108据齿轮材料、热处理以及N1、N2，查接触疲劳寿命系数图表，不允许出现点蚀，得接触疲劳寿命系数ZN1=1，ZN2=1。查表11-5，取安全系数SH=1.1。计算许用接触应力取小值H2代入计算。7）计算 3. 验算轮齿弯曲强度按公式11-5校核 1）由z1=24，z2=86查图11-8，得齿型系数YFa1=2.77，YFa2=2.23。2）由z1=24，z2=86查图11-9，得应力集中系数YSa1=1.58，YSa2=1.773）计算许用弯曲应力据齿轮材料、热处理以及N1、N2，查弯曲疲劳寿命系数图表，得弯曲疲劳寿命系数YN1=1，YN2=1。查表11-5，取安全系数SF=1.25。计算许用弯曲应力4）校核计算弯曲强度足够。4. 验算齿轮的圆周速度对照表11-2可知，选用9级精度较为合宜。3.9 轴的设计计算3.9.1按扭转强度计算这种方法是只按轴所受的扭矩来计算轴的强度。如果还受不大的弯矩时，则采用降低许用扭转切应力的办法予以考虑。并且应根据轴的具体受载及应力情况，采取相应的计算方法，并恰当地选取其许用应力。在进行轴的结构设计时，通常用这种方法初步估算轴径。对于不大重要的轴，也可作为最后计算结果。轴的扭转强度条件为：强度条件： Mpa 设计公式： （mm）轴上有键槽： 放大：35%一个键槽；710%二个键槽。并且取标准植式中：许用扭转剪应力（N/mm2），C为由轴的材料和承载情况确定的常数。3.9.2按弯扭合成强度计算通过轴的结构设计，轴的主要结构尺寸、轴上零件的位置以及外载荷和支反力的作用位置均已确定，轴上的载荷（弯矩和扭矩）已可以求得，因而可按弯扭合成强度条件对轴进行强度校核计算。对于钢制的轴，按第三强度理论，强度条件为：设计公式：（mm）式中、：e为当量应力，Mpa。 d为轴的直径，mm; 为当量弯矩；M为危险截面的合成弯矩； MH为水平面上的弯矩；MV为垂直面上的弯矩；W为轴危险截面抗弯截面系数；为将扭矩折算为等效弯矩的折算系数弯矩引起的弯曲应力为对称循环的变应力，而扭矩所产生的扭转剪应力往往为非对称循环变应力与扭矩变化情况有关 扭矩对称循环变化 = 扭矩脉动循环变化 不变的扭矩，分别为对称循环、脉动循环及静应力状态下的许用弯曲应力。对于重要的轴，还要考虑影响疲劳强度的一些因素而作精确验算。内容参看有关书籍。3.9.3轴的刚度计算概念轴在载荷作用下，将产生弯曲或扭转变形。若变形量超过允许的限度，就会影响轴上零件的正常工作，甚至会丧失机器应有的工作性能。轴的弯曲刚度是以挠度y或偏转角以及扭转角来度量，其校核公式为：yy; ; 。式中：y、 、 分别为轴的许用挠度、许用转角和许用扭转角。3.9.4轴的设计步骤设计轴的一般步骤为：（1）选择轴的材料 根据轴的工作要求，加工工艺性、经济性，选择合适的材料和热处理工艺。（2）初步确定轴的直径 按扭转强度计算公式，计算出轴的最细部分的直径。（3）轴的结构设计 要求：轴和轴上零件要有准确、牢固的工作位置；轴上零件装拆、调整方便；轴应具有良好的制造工艺性等。尽量避免应力集中；根据轴上零件的结构特点，首先要预定出主要零件的装配方向、顺序和相互关系，它是轴进行结构设计的基础，拟定装配方案，应先考虑几个方案，进行分析比较后再选优。原则：1）轴的结构越简单越合理；2）装配越简单越合理。3.10各轴的计算3.10.1高速轴计算（1）查得C=118（低速轴弯矩较大），由公式 取高速轴的直径d=45mm。（2）求作用在齿轮上的力齿轮分度圆直径为 齿轮所受的转矩为 齿轮作用力 圆周力 径向力 轴向力 （3）画轴的计算简图并计算支反力(图 a)水平支反力 垂直支反力 （4）画弯矩图a水平面内弯矩图M(b图)截面c b垂直面内弯矩图MC（c图）截面c C合成弯矩（d图）d 画扭矩图（e图） 又根据 查得 则 e 绘当量弯矩图（f图）3.10.2中间轴设计（1）查得C=118（低速轴弯矩较大），由公式 取高速轴的直径d=60mm。（2）求作用在齿轮上的力齿轮分度圆直径为 齿轮所受的转矩为 齿轮作用力 圆周力 径向力 轴向力 （3）画轴的计算简图并计算支反力(图 a)水平支反力 垂直支反力 （4）画弯矩图a水平面内弯矩图M(b图)截面c 截面D b垂直面内弯矩图MC（c图）截面c 截面D C合成弯矩（d图）D合成弯矩d 画扭矩图（e图） 又根据 查得 则 e 绘当量弯矩图（f图）3.10.3低速轴设计（1）查得C=118，由公式 取高速轴的直径d=75mm。（2）求作用在齿轮上的力齿轮分度圆直径为 齿轮所受的转矩为 齿轮作用力 圆周力 径向力 轴向力 （3）画轴的计算简图并计算支反力(图 a)水平支反力 垂直支反力 （4）画弯矩图a水平面内弯矩图M(b图) 截面c b垂直面内弯矩图MC（c图） 截面c C合成弯矩（d图）d 画扭矩图（e图） 又根据 查得 则 e 绘当量弯矩图（f图）3.11轴的设计与校核3.11.1高速轴设计初定最小直径，选用材料45钢，调质处理。取A0=112（不同）则Rmin=A0=16.56mm最小轴径处有键槽Rmin = 1.07dmin = 17.72mm最小直径为安装联轴器外半径，取KA=1.7，同上所述已选用TL4弹性套柱联轴器，轴孔半径R=20mm。 取高速轴的最小轴径为R=20mm。由于轴承同时受径向和轴向载荷，故选用6300滚子轴承按国标T297-94 D*d*T=17.25 轴承处轴径d =36mm高速轴简图如下：取L1=38+46=84mm,取挡圈直径D=43mm,取d2=d4=54mm,d3=67mm,d1=d5=67mm。联轴器用键：圆头普通平键。B*h=6*6,长L=91 mm齿轮用键：同上。B*h=6*6, 长L=10mm,倒角为2*45度3.11.2中间轴设计中间轴简图如下：初定最小直径dmin=20mm选用6303轴承，d*D*T=25*62*18.25 d1=d6=25mm,取 L1=26mm, L2=19，L4=120mm,d2=d4=35mm,L3=12mm D3=50mm,d5=30mm,L5=1.2*d5=69mm，L6=55mm齿轮用键：圆头普通键：b*h=12*8,长L=61mm3.11.3 低速轴设计初定最小直径：dmin=25mm 取小轴径处有键槽 dmin=1.07dmin=36.915mm取d1=75mm,d2=90mm,d3=97mm,d4 =75mmd5=65mm,d6=60mm,L1=35mm,L2=94mm,L3=15mm,L4=28mm,L5=38mm,L6=40mm,L7=107mm齿轮用键：圆头普通键：b*h=16*6,长L=85mm选用6300轴承：d*D*T=40*90*25.25mm,B=23mm,C=20mm3.11.4高速轴的校核 最容易出现损坏的轴为高速轴，故在进行轴的校验的时候，只需对高速轴进行校验。高速轴的校验计算如下所示：P=3.105Kw,n=960r/min,T=30.89N.M齿轮受力：Ft=1095N,Fr=370N,Fe=148N支持力：Fv1=365N,Fv2=1460N,FH1=-66N,FH2=431NMr=Fv1*90=-33N.mMH1=FH1*90=-5.94N.mMH2=M=5.01N.mT=30.89N.m M=33.38N.mca=24.4Mpa-1=60MPaca所以轴安全。3.12 轴承的设计及校核3.12.1轴承种类的选择查机械设计课程设计手册第二版 吴宗泽 罗圣国 主编 高等教育出版社出版P62 滚动轴承由于采用两端固定，采用深沟球轴承。型号为6303和6300。3.12.2深沟球轴承结构深沟球轴承一般由一对套圈，一组保持架，一组钢球组成。其结构简单，使用方便，是生产最普遍，应用最广泛的一类轴承。该类轴承主要用来承受径向负荷，但也可承受一定量的任一方向的轴向负荷。当在一定范围内，加大轴承的径向游隙，此种轴承具有角接触轴承的性质，还可以承受较大的轴向负荷。深沟球轴承装在轴上以后，可使轴或外壳的轴向位移限制在轴承的径向游隙范围内。同时，当外壳孔和轴（或外圈对内圈）相对有倾斜时，（不超过816根据游隙确定）仍然可以正常地工作，然而，既有倾斜存在，就必然要降低轴承的使用寿命。深沟球轴承与其它类型相同尺寸的轴承相比，摩擦损失最小，极限转速较高。在转速较高不宜采用推力球轴承的情况下，可用此类轴承承受纯轴向负荷。如若提高其制造精度，并采用胶木、青铜、硬铝等材质的实体保持架，其转速还可提高。图3.5 深沟球轴承表3.1深沟球轴承各型号参数表型号内径d外径D宽度B倒角r额定负荷kN钢球极限转速rpm重 量kgmminchmminchmminchmminch动态静态数量大小油脂油6355.196919.78406.23620.3.0122.340.88592.38134000400000.008630010.3937351.378011.43310.6.0248.203.5076.35015000210000.053630112.4724371.456712.47241.0.0399.704.2067.93814000200000.060630215.5906421.653513.51181.0.03911.405.4577.93813000180000.082630317.6693471.850414.55121.0.03913.506.5578.73112000170000.115630420.7874522.047215.59061.1.04315.907.9079.52511000150000.144630525.9843622.440917.66931.1.04321.2010.90711.50010000130000.21936306301.1811722.834619.74801.10.4326.7015.00812.0008000100000.34986307351.3780803.149621.82681.5.05933.5019.10813.494680080000.45426308401.5748903.543323.90551.5.05940.5024.00815.081580072000.63946309451.77171003.937025.98431.5.05953.0032.00817.462500062000.83636310501.96851104.3307271.06302.0.07962.0038.50819.050440055001.0822深沟球轴承结构简单，使用方便，是生产批量最大、应用范围最广的一类轴承，主要用以承受径向负荷。当轴承的径向游隙加大时，具有角接触球轴承的性能，不承受加大的轴向负荷。此类轴承摩擦系数小，震动、噪声低,极限转速高。不耐冲击，不适宜承受较重负荷。 深沟球轴承一般采用钢板冲压浪形保持架，也可采用工程塑料、铜制实体保持架。密封轴承内部根据不同的使用环境可添加相应的轴承专用润滑脂。可大批量的生产外径小于260mm的普通级深沟球轴承。应用于各类汽车的变速箱、发动机、水泵等部位，并适合其它各种机械上采用。根据用户的要求，可制造高级精度（P6、P5、P4级），各种游隙组别，特殊振动，噪声要求（Z1、Z2或V1、V2）的深沟球轴承。 A.深沟球轴承60000型； B.外围有止动槽的深沟球轴承60000-N型； C.一面带防尘盖的深沟球轴承60000-Z型， 两面带防尘盖的60000-2Z型； D.一面带防尘圈（接触式）的深沟球轴承60000-RS型，两面接触密封60000-2RS型； E.一面带密封圈（非接触式）的深沟球轴承60000-RZ型，两面非接触式的深沟球轴承60000-2RS型； F.双列深沟球轴承40000型； G.有装球缺口的深沟球轴承200、300型或200V、300V型。3.12.3轴承计算高速轴轴承Ft1=1095NFa2=Fr1tansin1=370NFr2=Fa1=Ftansin1=148N FV1=Ft1=365N FV2=Ft1=1460NM=5010N.M FH2*90=Fv2*120-M FH1*90=Fv1*30+M FH1=-66N;FH2=431N Fr1=317NFr2=1522N Fd1=92.7N Fd2=380.54N 轴承压紧，放松。 Fa1=Fae+Fd2=148N+380N=528N Fa2=Fd2=380N1.430.3;x1=0.4y1=20. 253，当人为地将栏杆臂由水平位置抬起到竖直位置，或者是栏杆臂砸车、下降受阻时，离台器原来啮合的牙脱开后可能会与另一个牙重新啮合，从而破坏栏杆臂的原来“水平”、“竖直”工作位置。图4.2中离合器牙齿数取=6。粗实线画出的是原来栏杆臂的工作位置，细线画出的是不正常的“新”工作位置。所以取离合器牙齿数z=3，且在圆周方向均布，使得栏杆臂被抬起90后，离合器下一下牙还没啮合上，还能再返回原来的工作状态。图4.2 离合器牙齿数4.3 离合弹簧参数选取由义献1第20章中的概念可知，为保证离合器正常工作时离合器不脱开弹簧应施加于离合器的轴向力为：则：由文献,选取的弹簧参数：弹簧丝直径d=5mm，弹簧中径D2=40mm，左旋。4.4 栏杆臂外端部砸车力的计算由文献中的概念，抬起栏杆臂使离合器脱开应加于栏杆臂的力偶矩为当栏杆臂长度L=3m时，抬起栏杆臂所应加在栏杆臂外端的力:若不考虑栏杆下降速度的影响，栏杆臂外端砸车时的力即为38N，可见此力不足以对车辆造成损坏。4.5离合器材料选取离合器左半部分带有摇杆，右半部分带有挂配重弹簧的臂，工作速度不高，脱开结合不频繁，载荷较小，所以选Zc310570。第5章 弹簧配重装置设计第5章 弹簧配重装置设计弹簧平衡和质量平衡是比较常用的平衡方法，可控力平衡由于配备附加装置，在此不采用。总体方案的论证中，为了减轻整体质量，避免影响所选电机的正常工作，延缓喷漆机器人的工作速度，所以选择弹簧进行平衡，如图所示，对整体作受力平衡分析。图5.1 小受力示意图图中：弹簧拉力（N）；摆杆重力（N）； 负载重力（N）。5.1 弹簧的设计计算弹簧是整体设计不可或缺的部分，以下为弹簧的设计计算步骤17。（1）现选用碳素弹簧钢丝（GB4357-89C级）第类弹簧。设钢丝直径d=4mm。取G=82000MPa，查表得MPa。MPa（2）确定钢丝直径 取旋绕比 曲度系数 丝杠直径计算公式： （4.2）其中弹簧的工作拉力，这里取N。各数据代入公式（4.3）得： mm取d=4mm。 弹簧中径: mm查表取D=25mm,K=1.24mm。 mm与原值相近。取d=4mm。此时D=25mm是标准值。 弹簧内径: mm 弹簧外径: mm（3）计算弹簧刚度 （4.3）式中： 弹簧的工作拉力，这里取N； 与对应的弹簧长度，mm； 与对应的弹簧长度，mm（见图4.5）。代入公式得： N/mm（4）计算弹簧圈数 （4.4） 代入各数据得： 圈 取n=95圈（6）弹簧初拉力 N （7） 极限工作应力 取 则MPa（8） 极限工作载荷 N（9）计算弹簧的变形 （4.5） 式中： 变形量； 与形变对应的拉力。将分别代入公式（4.5）得：mmmm（10）特性校核 基本满足要求。（11）计算其他结构参数 （4.6） （4.7）式中： 自由长度； 螺旋角； 弹簧节距，mm。代入数据得：自由长度： mm 弹簧变形后长度： mm mm根据以上计算，选定的有关参数为：材料为碳素弹簧钢丝，钢丝直径为4mm，旋绕比为6.25，弹簧中径25mm，弹簧右旋，螺旋角为，自由长度为434mm。为尽量使弹簧能满足不同平衡的平衡要求，在弹簧两端加上螺纹结构，安装时用螺母调节弹簧的长度以改变拉力大小，使大臂保持平稳。5.2 电路部分设计（单片机）5.2.1 简介电动栏杆是用于公路，桥梁，隧道，停车场收费和居民小区管理的专用设备。目前市场上同类产品种类繁多，普遍存在的问题是：有的产品采用单独的电机和减速装置，体积大，需要定期进行维护（如加注机油等），在高寒地区应用时，冬天会出现凝固现象，影响正常使用；有的产品采用一体化电机，但接口不够丰富，应用于不同的自动收费系统时，有时需要进行改动；有的采用带有触点的到位开关，故障率高。我们在总结各种产品的基础上，根据多年实际工作经验，设计了一种新型的电动栏杆，其主要特点如下：1） 采用国内先进的一体化免维护力矩电机和无触点的到位开关，并采用正弦连杆机构，确保长时间可靠工作。2） 终点位置低功率锁紧功能。由于到位后，栏杆处于低功率工作状态，使栏杆起落平稳，不发生抖动。同时电机产生的热量使内部机构保持一定温度，防止在高寒地区使用出现凝固损。3） 具有自动起落杆功能和防砸车功能： 通过设置不同的工作方式并配合相应的外部设备可以控制栏杆自动起落， 当栏杆下面有车时，标志杆绝不下落，从而避免意外发生。4）采用获得国家专利的防撞机构， 在由于意外原因导致车辆撞击电动栏杆标志杆时，防撞机构可使之旋转90，从而避免电动栏杆的损坏。5）具防颤动机构，动作快捷稳定，低噪音。6） 系统集成度高，设有多种工作模式，逻辑功能强，附设有多种外设接口。最大限度满足客户的不同要求。7）单程起落时间0.9 秒、1.4 秒、1.8 秒、3 秒多种型号。8）适应高速公路、桥梁、隧道等收费站，也可作为单位、居民小区、停车场等管理场合门禁处的安全阻拦设施。5.2.2 系统工作原理系统可分为中心处理单元，输入部分，输出部分，系统状态监测部分，电源部分。各部分功能如下：图5.2 系统原理功能图1） 中心处理单元， 采用目前应用最为广泛的51 系列单片机，其价格低，接口资源丰富，工作稳定可靠。2）本产品的输入部分包括工作方式选择，手动起落控制。到位信号输入.及外设信号输入。a：工作方式选择：用BCD 码开关设置工作方式，本产品设有多种工作方式，可以最大限度满足不同用户的需求。b：手动起落控制：起落输入信号用来控制电机的正反转，控制信号通过光藕连接到单片机由于光耦输入采用电流环传送形式。光耦的输入与输出相互隔离，提高了系统的抗干扰能力，可用于远距离传输，经试验，最大传输距离可达900 米。c：到位信号输入：到位传感器采用无触点的光电开关，工作稳定可靠。d：外设输入信号输入：系统预留了外设端口，可以接车辆检测器，红外线防护装置或超声波反射装置的输出信号，这些外设的作用是：1. 用于车辆防砸，在栏杆下落过程中，当有车进入栏杆覆盖范围内，以上外设可以检测到车辆的存在并向系统发出信号，系统由此控制栏杆自动抬起，防止砸车。2. 通过工作方式的设置，可由以上外设检测到车辆到达，系统据此实现来车自动抬杆和过车自动落杆。因为输入信号即可能是电平信号也可能是开关量信号，为适合不同的输入信号，内部设置了跳线，以实现电平信号和开关量信号的转换。此外，本产品也可与遥控装置配合使用，使之具有遥控功能。3. 输出部分：主要包括，电机正反转控制和继电器触点输出，开放式集电极输出，电机正反转部分：其电路框图如下。图5.3 电路框图市场上许多产品采用两个继电器来控制电机的正反转，与许多同类产品不同，本产品采用三个固态继电器来控制栏杆动作，采用固态继电器可以无触点的对电机进行控制， 三个继电器功能如下，S1 为正转，S2 为反转，S3 为刹车，当需要电机转动时，先打开刹车，然后打开正转或反转继电器，当到位时，关闭刹车，此时电机处于低压低速堵转状态，这种设计可以保证电机到位平稳，具有到位锁紧功能。同时其低速堵转产生的热量在高寒地区运用时可以防止电机冷凝。小型继电器的输出可以控制某些外部设备，如信号灯与报警器等，开放式集电极输出实际上是功率开关晶体管输出，输出的信号可以作为栏杆状态指示等，这两种输出信号可适用于任何设备。4）系统监控部分：由于系统运行时会受到各种电磁干扰，因此设有看门狗电路，以防止各种干扰造成的程序非正常运行和系统死机。2.5 电源部分：由于电机为感性负载，在工作中会产生谐波干扰，这些谐波干扰不仅会影响到系统本身的稳定，也会影响电力系统的供电环境，过量的电流谐波会使电动机产生附加的功率损耗，引起发热，目前市场上大多数产品没有考虑此问题，其电源采用普通的串联型稳压电源，效果并不理想。为此，本产品电源部分采用了新型的开关电源设计，电路简单，抗干扰，效率高，工作稳定。并可为外设提供标准工业电压。也可由计算机直接控制。5.2.3 控制电机的软件设计控制电机工作的基本程序框图如下图5.4所示。初始化程序主要做一些对51 内部的寄存器以及对所有标志位进行初始化状态处理，并对定时器设初值等等工作。起落动作可以由按键控制，也可由外设（如线圈检测器，红外装置等）及RS232 或485 通讯控制。电机的正反转处理程序，即对相应的固态继电器进行控制，控制其处于导通或关闭状态，以达到电机工作与正转或反转状态。需要注意的是。正转与反转之间的时间间隙即电机停止正转处于反转或者电机停止反转处于正传的转换时间最起码要大于20ms 以上，以防止过流烧坏固态继电器。图5.4 基本程序框图5.2.4 本章小结本产品性能优越，维护方便。最大限度的满足了实际需要和用户要求，在国内许多公路收费工程中得到应用。取得了可观的经济效益和社会效益。总结与展望总结本文对电动栏杆系统进行了设计。由于作者的水平有限，而且对有些相关学科，如传感器技术、控制技术等并不是很了解，仍有许多问题需要解决，还