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上海電機學院
畢業(yè)設計
課 題 自動化車床的供料及出料裝置設計
專 業(yè)
年 級 2009級
姓 名 學 號
指 導 教 師 （簽字）
學 院（系）院長（簽字）
年 月 日
自動化車床的供料及出料裝置設計
摘 要
供料及出料具有很多人類所不具有的能力，包括快速分析環(huán)境能力；抗干擾能力強，能長時間工作和工作精度高。可以說供料及出料是工業(yè)進步的產物，它也發(fā)揮了在當今工業(yè)的至關重要的作用。如今，供料及出料工業(yè)已成為世界各國備受關注的產業(yè)。
本文闡述了自動化供料及出料的發(fā)展歷史，國內外的應用狀況，及其巨大的優(yōu)越性，提出了具體的供料及出料設計要求和進行了總體方案設計具體結構設計、計算；
在分析國內外智能供料及出料研究現狀的基礎上，本文設計了一種新型供料及出料結構——將驅動系統(tǒng)機構相結合，在兩個電機的驅動下，通過一些簡單的傳動機構，使供料及出料可以實現運行。建立了供料及出料的準靜態(tài)模型，進行了準靜態(tài)分析，從而獲得供料及出料在步態(tài)運動時各部件的受力狀況。
關鍵詞：供料及出料，步態(tài)行走，供料及出料；工業(yè)；傳動；強度
III
自動化車床的供料及出料裝置設計
Abstract
Feeding and discharging ability of many humans do not have, including rapid analysis of environmental capacity; strong anti-interference ability, can work for a long time and high precision work. Can be said that the feeding and discharging is a product of industrial progress, it also plays a vital role in today's industry. Now, the feeding and discharging industrial countries in the world has become the concern of the industry.
This paper describes the automatic feeding and the development history, application status at home and abroad, and its great superiority, proposed the concrete material feeding and discharging the design requirements and the specific structure design, calculation of overall scheme design;In the analysis of domestic and foreign intelligence information and basic research on the current situation, this paper designed a new type of feeding and discharging structure -- will drive system of combined mechanism, the drive two motors, through some simple transmission mechanism, the material feeding and discharging can be implemented to run. Establishment of the feeding and quasi static model material, quasi static analysis is carried out, so as to obtain the feeding and the stress state of material in the gait motion components.
Keywords: feeding and discharging, gait, feeding and discharging; industrial; transmission; strength
目 錄
摘 要 I
Abstract II
目 錄 III
1 緒論 1
1.1 課題研究意義 1
1.2自動化車床設備應用 1
1.3 自動化車床設備 2
1.4 自動化車床設備趨勢 2
2 自動化車床的供料及出料裝置設計結構方案設計 3
2.1機構方案設計 3
2.2機構方案論述 4
3 供料及出料四連桿機構設計 6
3.1四連桿機構設計 6
3.2確定設計變量 7
3.3建立目標函數 7
3.4確定約束條件 8
3.5寫出優(yōu)化數學模型 9
4 輸送帶裝置設計 10
4.1同步帶的概述 10
4.1.1同步帶介紹 10
4.1.2同步帶傳動的主要失效形式 11
4.2 同步帶傳動的設計準則 13
4.3同步帶分類 13
4.4同步帶傳動計算 14
4.4.1同步帶計算選型 14
4.4.2同步帶的主要參數（結構部分） 16
4.5同步帶的設計 18
4.6同步帶輪的設計 19
5 凸輪機構的設計 20
5.1凸輪從動件運動規(guī)律 20
5.2 凸輪輪廓線曲線的設計 21
5.3凸輪機構基本尺寸的確定 24
5.4滾子半徑的選擇 24
5.4.1凸輪理論輪廓內凹部分 24
5.4.2凸輪理論輪廓的外凸部分 24
5.5 直動滾子推桿盤形凸輪 26
5.6直動平底推桿盤形凸輪 26
6 氣缸設計 28
6.1供料用氣缸的計算 28
6.2下擺動關節(jié)氣缸的計算 29
6.3四連桿關節(jié)氣缸的計算 30
7 氣動原理設計 33
8 PLC控制部分設計 35
8.1 可編程序控制器的選擇及工作過程 35
8.1.1 可編程序控制器的選擇 35
8.1.2 可編程序控制器的工作過程 35
8.2 可編程序控制器的使用步驟 36
8.3可編程序控制器控制方案 37
8.3.1 控制系統(tǒng)的工作原理及控制要求 37
8.3.2.控制要求 37
8.4 PLC控制原理圖設計 38
總結與展望 40
參 考 文 獻 41
致 謝 42
自動化車床的供料及出料裝置設計
1 緒論
1.1 課題研究意義
市場的開放性和全球化使產品的競爭日趨激烈。而決定產品競爭力的指標是產品的開發(fā)時間(Time ) ， 產品(Quality)，成本(Cost)，創(chuàng)新能力(Creation)和服務(Service)。用戶在追求高質量產品的同時，會更多的追求較低的價格和較短的交貨周期。美國制造業(yè)在20世紀50至40年代主要以擴大生產規(guī)模作為企業(yè)競爭力的第一要素，而在70年代競爭力的第一要素為降低生產成本，80年代為提高產品質量，90年代為市場響應速度。所以現代企業(yè)都期望通過提高自身的科技含量，增強競爭力。
制造業(yè)是國家重要的基礎工業(yè)之一，制造業(yè)的基礎是。是眾多機械制造的母機，它的發(fā)展水平，與制造業(yè)的生產能力和制造精度有著直接關系，關系到國家機械工業(yè)以至整個制造業(yè)的發(fā)展水平.是先進制造技術的基本單元載體，機械產品的質量、更新速度、對市場的應變能力、生產效率等在很大程度上取決于的效能。因此，制造業(yè)對于一個國家經濟發(fā)展起著舉足輕重的作用我國是世界上產量最多的國家.根據德國工業(yè)協(xié)會(VD W )2000年統(tǒng)計資料，在主要的生產國家中，中國排名為世界第五位。但是在國際市場競爭中仍處于較低水平:即使在國內市場也面臨著嚴峻的形勢:一方面國內市場對各類產品有著大量的需求，而另一方面卻有不少國產滯銷積壓，國外產品充斥市場。
1.2自動化車床設備應用
據統(tǒng)計，一般在車間中普通機床的平均切削時間很少超過全部工作時間的15%。其余時間是看圖、裝卸工件、調換刀具、操作機床、測量以及清除鐵屑等等。使用數控機床雖然能提高85%，但購置費用大。某些情況下，即使生產率高，但加工相同的零件，其成本不一定比普通機床低。故必須更多地縮短加工時間。不同的加工方法有不同的特點，就鉆削加工而言，自動化車床設備是一種通過少量投資來提高生產率的有效措施。雖然不可調式多軸頭在自動線中早有應用，但只局限于大批量生產。即使采用可調式多軸頭擴大了使用范圍，仍然遠不能滿足批量小、孔型復雜的要求。尤其隨著工業(yè)的發(fā)展，大型復雜的自動化車床設備更是引人注目。例如原子能發(fā)電站中大型冷凝器水冷壁管板有15000個ψ20孔，若以搖臂鉆床加工，單單與锪沉頭孔就要842.5小時，另外還要劃線工時151.1小時。但若以數控八軸落地鉆床加工，鉆锪孔只要171.6小時，劃線也簡單，只要1.9小時。因此，利用數控控制的二個坐標軸，使刀具正確地對準加工位置，結合自動化車床設備不但可以擴大加工范圍，而且在提高精度的基礎上還能大大地提高工效，迅速地制造出原來不易加工的零件。有人分析大型高速柴油機30種箱形與桿形零件的2000多個操作中，有40%可以在自動更換主軸箱機床中用二軸、三軸或四軸多軸頭加工，平均可減少20%的加工時間。1975年法國巴黎機床展覽會也反映了自動化車床設備的使用愈來愈多這一趨勢。
1.3 自動化車床設備
自動化車床設備是在一次進給中同時加工許多孔或同時在許多相同或不同工件上各加工一個孔。這不僅縮短切削時間，提高精度，減少裝夾或定位時間，并且在數控機床中不必計算坐標，減少字塊數而簡化編程。它可以采用以下一些設備進行加工：立鉆或搖臂鉆上裝多軸頭、多軸鉆床、多軸組合機床心及自動更換主軸箱機床。甚至可以通過二個能自動調節(jié)軸距的主軸或多軸箱，結合數控工作臺縱橫二個方向的運動，加工各種圓形或橢圓形孔組的一個或幾個工序?，F在就這方面的現狀作一簡介。
1.4 自動化車床設備趨勢
自動化車床設備生產效率高，投資少，生產準備周期短，產品改型時設備損失少。而且隨著我國數控技術的發(fā)展，自動化車床設備的范圍一定會愈來愈廣，加工效率也會不斷提高。
43
自動化車床的供料及出料裝置設計
2 自動化車床的供料及出料裝置設計結構方案設計
2.1機構方案設計
由輸送帶將坯料送到料架上，供料裝置將坯料送入車床主軸的中心，夾緊工件；平端面、端面倒角；加工完后，工件落入出料托盤中，托盤隨后向輸出斜槽傾斜。由輸送帶輸出。
在加工過程中，工件托架必須要轉到一個離開加工碎屑的位置。
1、 圓形工件的料架；2、工件（末加工）；3、氣缸；4、四連桿機構（雙搖桿）
5、出料斜槽；6、加工完的工件；7、供料用氣缸；8、夾具；9、工具滑塊
10、供料設備；11、出料裝置；12、擺動關節(jié)；13、杠桿
圖示所示為自動車床的供料和出料機構。V 形的高度可調。托架從料架中取出一個未加工的工件，并把工件輸送到機床主軸的中心，在這個位置，被一個凸輪（未顯示）推進到夾具中，加工完后，工件落入出料托盤中，這個托盤隨后向輸出斜槽傾斜。整個設備是裝在一個基座上的，并與機器上工具的區(qū)域連接。在加工過程中，工件托架必須要轉到一個離開加工碎屑的位置。
適用元件：
標準氣缸ESN…
標準氣缸DNG…或DNC…
接近開關SM…
氣缸
安裝腳架LBG…
雙耳環(huán)SGS…
單向流量閥GR…
耳軸支座LNZ…
安裝附件
管接頭
2.2機構方案論述
負載大小的確定主要是考慮沿供料及出料各運動方向作用于機械接口處的力和扭矩。其中應包括供料及出料末端的重量、抓取工件或作業(yè)對象的重量和規(guī)定速度和加速度條件下，產生的慣性力等。由本次設計給的設計參數可初估本次設計屬于小負載。
驅動方式
由于伺服電機具有控制性能好，控制靈活性強，可實現速度、位置的精確控制，對環(huán)境沒有影響，體積小，效率高，適用于運動控制要求嚴格的中、小型供料及出料等特點，故本次設計采用了伺服電機驅動
（三）傳動系統(tǒng)設計
供料及出料傳動裝置中應盡可能做到結構緊湊、重量輕、轉動慣量和體積小，在傳動鏈中要考慮采用消除間隙措施，以提高供料及出料的運動和位置控制精度。在供料及出料中常采用的機械傳動機構有齒輪傳動、蝸桿傳動、滾珠絲杠傳動、同步齒形帶傳動、鏈傳動、行星齒輪傳動、諧波齒輪傳動和鋼帶傳動等，由于齒輪傳動具有效率高，傳動比準確，結構緊湊、工作可靠、使用壽命長等優(yōu)點，且大學學習掌握的比較扎實，故本次設計選用齒輪傳動。
（四）工作范圍
工業(yè)供料及出料的工作范圍是根據工業(yè)供料及出料作業(yè)過程中操作范圍和運動軌跡來確定，用工作空間來表示的。工作空間的形狀和尺寸則影響供料及出料的機械結構坐標形式、自由度數和操作機各手臂關節(jié)軸線的長度和各關節(jié)軸轉角的大小及變動范圍的選擇
（五） 運動速度
供料及出料操作機手臂的各個動作的最大行程確定后，按照循環(huán)時間安排確定每個動作的時間，就能進一步確定各動作的運動速度，用m/s或（°）/s表示，各動作的時間分配要考慮多方面的因素，例如總的循環(huán)時間的長短，各動作之間順序是依序進行還是同時進行等。應試做各動作時間的分配方案表，進行比較，分配動作時間除考慮工藝動作的要求外，還應考慮慣性和行程的大小，驅動和控制方式、定位方式和精度等要求。
自動化車床的供料及出料裝置設計
3 供料及出料四連桿機構設計
3.1四連桿機構設計
連桿機構是最常用的機構，因此連桿機構優(yōu)化設計在機構設計中十分重要，研究工作開展得也最為廣泛。有大量的文獻介紹有關平面四桿機構、平面五桿機構、柔性連桿機構、曲柄連桿機構、槽輪連桿機構、凸輪連桿組合機構和齒輪連桿等機構的優(yōu)化。鑒于四連桿機構的典型性，本節(jié)結合四連桿機構的函數再現優(yōu)化設計問題，闡述連桿機構優(yōu)化問題的一般方法及流程。
四連桿機構的優(yōu)化設計就是對四連桿機構的參量進行優(yōu)化調整，使得機構給定的運動和機構所實現的運動之間誤差最小。因此四連桿機構的優(yōu)化設計的過程，就是尋找使得四連桿機構運動誤差最小的一組機構設計參量。四連桿機構設計參量確定后，就可認為實現了機構的優(yōu)化設計。
四連桿機構的優(yōu)化設計包括四連桿機構優(yōu)化模型建立和優(yōu)化模型求解二個主要過程。通過對四連桿機構的分析確定優(yōu)化方案，確定設計變量，給出目標函數，并將機構設計制約條件，如桿長條件、傳動角條件等，寫成相應的約束條件，即可建立機構優(yōu)化設計模型。
下面介紹四連桿機構函數再現優(yōu)化設計模型的建立。
3.2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、。將曲柄的長度取為一個單位長度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，取L4=5，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。
3.3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 2
3.4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
按傳動條件，根據圖3可能發(fā)生傳動角最小值的位置圖，由余弦定理
（見圖3（a））
所以
（a）
（見圖3（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。
3.5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。
4 輸送帶裝置設計
4.1同步帶的概述
4.1.1同步帶介紹
同步帶是綜合了帶傳動、鏈條傳動和齒輪傳動的優(yōu)點而發(fā)展起來的新塑傳動帶。它由帶齒形的一工作面與齒形帶輪的齒槽嚙合進行傳動，其強力層是由拉伸強度高、伸長小的纖維材料或金屬材料組成，以使同步帶在傳動過程中節(jié)線長度基本保持不變，帶與帶輪之間在傳動過程中投有滑動，從而保證主、從動輪間呈無滑差的間步傳動。
同步帶傳動（見圖3-1）時，傳動比準確，對軸作用力小，結構緊湊，耐油，耐磨性好，抗老化性能好，一般使用溫度-20℃―80℃，v<50m/s，P<300kw,i<10,對于要求同步的傳動也可用于低速傳動。
圖3.1 同步帶傳動
同步帶傳動是由一根內周表面設有等間距齒形的環(huán)行帶及具有相應吻合的輪所組成。它綜合了帶傳動、鏈傳動和齒輪傳動各自的優(yōu)點。轉動時，通過帶齒與輪的齒槽相嚙合來傳遞動力。 同步帶傳動具有準確的傳動比，無滑差，可獲得恒定的速比，傳動平穩(wěn)，能吸振，噪音小，傳動比范圍大，一般可達1:10。允許線速度可達50M/S，傳遞功率從幾瓦到百千瓦。傳動效率高，一般可達98%，結構緊湊，適宜于多軸傳動，不需潤滑，無污染，因此可在不允許有污染和工作環(huán)境較為惡劣的場所下正常工作。 本產品廣泛用于紡織、機床、煙草、通訊電纜、輕工、化工、冶金、儀表儀器、食品、礦山、石油、汽車等各行業(yè)各種類型的機械傳動中。同步帶的使用，改變了帶傳動單純?yōu)槟Σ羵鲃拥母拍睿瑪U展了帶傳動的范圍，從而成為帶傳動中具有相對獨立性的研究對象，給帶傳動的發(fā)展開辟了新的途徑。
2 同步帶的特點
(1)、傳動準確，工作時無滑動，具有恒定的傳動比；
(2)、傳動平穩(wěn)，具有緩沖、減振能力，噪聲低；
(3)、傳動效率高，可達0.98，節(jié)能效果明顯；
(4)、維護保養(yǎng)方便，不需潤滑，維護費用低；
(5)、速比范圍大，一般可達10，線速度可達50m/s，具有較大的功率傳遞范圍，可達幾瓦到幾百千瓦；
(6)、可用于長距離傳動，中心距可達10m以上。
4.1.2同步帶傳動的主要失效形式
在同步帶傳動中常見的失效形式有如下幾種：
(1)、同步帶的承載繩斷裂破壞
同步帶在運轉過程中承載繩斷裂損壞是常見的失效形式。失效原因是帶在傳遞動力過程中，在承載繩作用有過大的拉力，而使承載繩被拉斷。此外當選用的主動撈輪直徑過小，使承載繩在進入和退出帶掄中承受較大的周期性的彎曲疲勞應力作用，也會產生彎曲疲勞折斷(見圖3-2)。
圖3.2 同步帶承載繩斷裂損壞
(2)、同步帶的爬齒和跳齒
根據對帶爬齒和跳齒現象的分析，帶的爬齒和眺齒是由于幾何和力學兩種因素所引起。因此為避免產生爬齒和跳齒，可采用以下一些措施：
1、控制同步帶所傳遞的圓周力，使它小于或等于由帶型號所決定的許用圓周力。
2、控制帶與帶輪間的節(jié)距差值，使它位于允許的節(jié)距誤差范圍內。
3、適當增大帶安裝時的初拉力開。，使帶齒不易從輪齒槽中滑出。
4、提高同步帶基體材料的硬度，減少帶的彈性變形，可以減少爬齒現象的產生。
(3)、帶齒的剪切破壞
帶齒在與帶輪齒嚙合傳力過程中，在剪切和擠壓應力作用下帶齒表面產生裂紋此裂紋逐漸向齒根部擴展，并沿承線繩表面延件，直至整個帶齒與帶基體脫離，這就是帶齒的剪切脫落（見圖3-3）。造成帶齒剪切脫落的原因大致有如下幾個：
1、同步帶與帶輪問有較大的節(jié)距差，使帶齒無法完全進入輪齒槽，從而產生不完全嚙合狀態(tài)，而使帶齒在較小的接觸面積上承受過大的載荷，從而產生應力集中，導致帶齒剪切損壞。
2、帶與帶輪在圍齒區(qū)內的嚙合齒數過少，使嚙合帶齒承受過大的載荷，而產生剪切破壞。
3、同步帶的基體材料強度差。
為減少帶齒被剪切，首先應嚴格控制帶與帶輪間的節(jié)距誤差，保證帶齒與輪齒能正確嚙合；其次應使帶與帶輪在圍齒區(qū)內的嚙合齒數等于或大于6，此外在選材上應采用有較高勿切韌擠壓強度的材料作為帶的基體材料。
圖3.3 帶齒的剪切破壞
(4)、帶齒的磨損
帶齒的磨損（見圖3-4）包括帶齒工作面及帶齒齒頂因角處和齒谷底部的廓損。造成磨損的原因是過大的張緊力和忻齒和輪齒間的嚙合干涉。因此減少帶齒的磨損，應在安裝時合理的調整帶的張緊力；在帶齒齒形設計時，選用較大的帶齒齒頂圓角半徑，以減少嚙合時輪齒的擠壓和刮削；此外應提高同步帶帶齒材料的耐磨性。
圖3.4 帶齒磨損
(5)、同步帶帶背的龜裂(圖3-5)
同步帶在運轉一段時期后，有時在帶背會產生龜裂現象，而使帶失效。同步帶帶背產
生龜裂的原因如下，
1、帶基體材料的老化所引起；
2、帶長期工作在道低的溫度下，使帶背基體材料產生龜裂。
圖3.5 同步帶帶背龜裂
防止帶背龜裂的方法是改進帶基體材料的材質，提向材料的耐寒、耐熱性和抗老化性能，此外盡量避免同步帶在低溫和高溫條件下工作。
4.2 同步帶傳動的設計準則
據對同步帶傳動失效形式的分析，可知如同步帶與帶輪材料有較高的機械性能，制造工藝合理，帶、輪的尺寸控制嚴格，安裝調試也正確，那么許多失效形式均可避免。因此，在正常工作條件下，同步帶傳動的主要失效形式為如下三種；
(1)同步帶的承載繩疲勞拉斷；
(2同步帶的打滑和跳齒；
(3)同步帶帶齒的磨損。
因此，同步帶傳動的設計淮則是同步帶在不打滑情況下，具有較高的抗拉強度，保證承線繩不被拉斷。此外，在灰塵、雜質較多的工作條件下應對帶齒進行耐磨性計算。
4.3同步帶分類
同步帶齒有梯形齒和弧齒兩類，弧齒又有三種系列：圓弧齒(H系列又稱HTD帶)、平頂圓弧齒(S系列又稱為STPD帶)和凹頂拋物線齒（R系列)。
梯形齒同步帶 梯形齒同步帶分單面有齒和雙面有齒兩種，簡稱為單面帶和雙面帶。雙面帶又按齒的排列方式分為對稱齒型（代號DA)和交錯齒型(代號DB〕。
梯形齒同步帶有兩種尺寸制：節(jié)距制和模數制。我國采用節(jié)距制，并根據ISO 5296制訂了同步帶傳動相應標準GB/T 11361～11362-1989和GB/T 11616-1989。
弧齒同步帶 弧齒同步帶除了齒形為曲線形外，其結構與梯形齒同步帶基本相同，帶的節(jié)距相當，其齒高、齒根厚和齒根圓角半徑等均比梯形齒大。帶齒受載后，應力分布狀態(tài)較好，平緩了齒根的應力集中，提高了齒的承載能力。故弧齒同步帶比梯形齒同步帶傳遞功率大，且能防止嚙合過程中齒的干涉。
弧齒同步帶耐磨性能好，工作時噪聲小，不需潤滑，可用于有粉塵的惡劣環(huán)境。已在食品、汽車、紡織、制藥、印刷、造紙等行業(yè)得到廣泛應用。
4.4同步帶傳動計算
4.4.1同步帶計算選型
設計功率是根據需要傳遞的名義功率、載荷性質、原動機類型和每天連續(xù)工作的時間長短等因素共同確定的，表達式如下：
式中 ——需要傳遞的名義功率
——工作情況系數，按表2工作情況系數選取=1.5；
表3-3.工作情況系數
確定帶的型號和節(jié)距
可根據同步帶傳動的設計功率Pd'和小帶輪轉速n1，由同步帶選型圖中來確定所需采用的帶的型號和節(jié)距。
其中Pd=4.5kw，n1=960/15.027=64 rpm。查表3-4
表3-4
選同步帶的型號為H：，節(jié)距為：Pb=8.00mm
選擇小帶輪齒數z1，z2
可根據同步帶的最小許用齒數確定。查表3-3-3得。
查得小帶輪最小齒數14。
實際齒數應該大于這個數據
初步取值z1=21故大帶輪齒數為：z2=i×z1=1×z1=34。
故z1=21，z2=21。
確定帶輪的節(jié)圓直徑d1，d2
小帶輪節(jié)圓直徑d1= d2=Pbz1/π=8.00×21/3.14≈53.5mm
驗證帶速v
由公式v=πd1n1/60000計算得，
s﹤vmax=40m/s，
確定帶長和中心矩
現在選取軸間間距為取1350mm
10、同步帶帶長及其齒數確定
=()
=
=2866.4mm
11、帶輪嚙合齒數計算
有在本次設計中傳動比為1，所以嚙合齒數為帶輪齒數的一半，即=17。
12、基本額定功率的計算
查基準同步帶的許用工作壓力和單位長度的質量表4-3可以知道=2100.85N，m=0.448kg/m。
所以同步帶的基準額定功率為
==0.21KW
表3-5 基準寬度同步帶的許用工作壓力和單位長度的質量
4.4.2同步帶的主要參數（結構部分）
1、同步帶的節(jié)線長度
同步帶工作時，其承載繩中心線長度應保持不變，因此稱此中心線為同步帶的節(jié)線，并以節(jié)線周長作為帶的公稱長皮，稱為節(jié)線長度。在同步帶傳動中，帶節(jié)線長度是一個重要
參數。當傳動的中心距已定時，帶的節(jié)線長度過大過小，都會影響帶齒與輪齒的正常嚙合，因此在同步帶標準中，對梯形齒同步帶的各種哨線長度已規(guī)定公差值，要求所生產的同步帶節(jié)線長度應在規(guī)定的極限偏差范圍之內（見表3-6）。
表3-6 帶節(jié)線長度表
2、帶的節(jié)距Pb
如圖3-4所示，同步帶相鄰兩齒對應點沿節(jié)線量度所得約長度稱為同步帶的節(jié)距。帶節(jié)距大小決定著同步帶和帶輪齒各部分尺寸的大小，節(jié)距越大，帶的各部分尺寸越大，承載能力也隨之越高。因此帶節(jié)距是同步帶最主要參數．在節(jié)距制同步帶系列中以不同節(jié)距來區(qū)分同步帶的型號。在制造時，帶節(jié)距通過鑄造模具來加以控制。梯形齒標準同步帶的齒形尺寸見表3-5。
3、帶的齒根寬度
一個帶齒兩側齒廓線與齒根底部廓線交點之間的距離稱為帶的齒根寬度，以s表示。帶的齒根寬度大，則使帶齒抗剪切、抗彎曲能力增強，相應就能傳動較大的裁荷。
圖3.7 帶的標準尺寸
表3-7 梯形齒標準同步帶的齒形尺寸
4、帶的齒根圓角
帶齒齒根回角半徑rr的大小與帶齒工作時齒根應力集中程度有關t齒根圓角半徑大，可減少齒的應力集中，帶的承載能力得到提高。但是齒根回角半徑也不宜過大，過大則使帶
齒與輪齒嚙合時的有效接觸面積城小，所以設計時應選適當的數值。
5、帶齒齒頂圓角半徑八
帶齒齒項圓角半徑八的大小將影響到帶齒與輪齒嚙合時會否產生于沙。由于在同步帶傳動中，帶齒與帶輪齒的嚙合是用于非共扼齒廓的一種嵌合。因此在帶齒進入或退出嚙合時，
帶齒齒頂和輪齒的頂部拐角必然會超于重疊，而產生干涉，從而引起帶齒的磨損。因此為使帶齒能順利地進入和退出嚙合，減少帶齒頂部的磨損，宜采用較大的齒頂圓角半徑。但與齒根圓角半徑一樣，齒頂圓角半徑也不宜過大，否則亦會減少帶齒與輪齒問的有效接觸面積。
6、齒形角
梯形帶齒齒形角日的大小對帶齒與輪齒的嚙合也有較大影響。如齒形角霹過小，帶齒縱向截面形狀近似矩形，則在傳動時帶齒將不能順利地嵌入帶輪齒槽內，易產生干涉。但齒形角度過大，又會使帶齒易從輪齒槽中滑出，產生帶齒在輪齒頂部跳躍現象。
4.5同步帶的設計
在這里，我們選用梯形帶。帶的尺寸如表3-8。帶的圖形如圖3-5。
表3-8 同步帶尺寸
型號
節(jié)距
齒形角
齒根厚
齒高
齒根圓角半徑
齒頂圓半徑
H
8
40。
6.12
4.3
1.02
1.02
圖 同步帶
4.6同步帶輪的設計
同步帶輪的設計的基本要求
1、保證帶齒能順利地嚙入與嚙出
由于輪齒與帶齒的嚙合同非共規(guī)齒廓嚙合傳動，因此在少帶齒頂部與輪齒頂部拐角處的干涉，并便于帶齒滑入或滑出輪齒槽。
2、輪齒的齒廊曲線應能減少嚙合變形，能獲得大的接觸面積，提高帶齒的承載能力即在選探輪齒齒廓曲線時，應使帶齒嚙入或嚙出時變形小，磨擦損耗小，并保證與帶齒均勻接觸，有較大的接觸面積，使帶齒能承受更大的載荷。
3、有良好的加了工藝性
加工工藝性好的帶輪齒形可以減少刀具數量與切齒了作員，從而可提高生產率，降低制造成本。
4、具有合理的齒形角
齒形角是決定帶輪齒形的重要的力學和幾何參數，大的齒形角有利于帶齒的順利嚙入和嚙出，但易使帶齒產生爬齒和跳齒現象；而齒形角過小，則會造成帶齒與輪齒的嚙合干涉，因此輪齒必須選用合理的齒形角。
5 凸輪機構的設計
5.1凸輪從動件運動規(guī)律
基本運動規(guī)律
從動件位移s隨凸輪轉角φ的變化情況如圖2-3所示，圖中橫坐標代表凸輪轉角φ，縱坐標代表從動件位移s、速度v和加速度a隨凸輪轉角φ的變化規(guī)律稱為從動件運動規(guī)律。從動件運動規(guī)律又可分為基本運動規(guī)律，基本運動規(guī)律有以下幾種：
圖2-3
等速運動規(guī)律：從動件在運動過程中速度為常數，而在運動的始、末點處速度產生突變，理論上加速度為無窮大，產生無窮大的慣性力，機構將產生極大的沖擊，稱為剛性沖擊，次類運動規(guī)律只使用于低速運動的場合。
等加速等減速運動規(guī)律：從動件在運動過程中加速度為常數，而在運動的始、末點處加速度有突變，產生較大的加速度和慣性力，由此而引起的沖擊稱為柔性沖擊，這種運動規(guī)律只適用與中速運動的場合。
余弦加速度運動規(guī)律：又名簡諧運動規(guī)律。從動件在整個運動過程中速度皆連續(xù)，但在運動的始、末點處加速度有突變，產生柔性沖擊，因而也只適用中速運動場合。
正弦加速度運動規(guī)律：又名擺線運動規(guī)律。從動件在整個運動過程中速度和加速度皆連續(xù)無突變，避免了剛性沖擊和柔性沖擊，可以用于高速運動的場合。
在工程實際中，為使凸輪機構獲得更好的工作性能，經常采用以某種基本運動規(guī)律為基礎，輔之以其他運動規(guī)律與其組合，從而獲得組合運動規(guī)律。當采用不用的運動規(guī)律組合成改進型運動規(guī)律時，它們在連接點處的位移、速度和加速度應分別相等；這就是兩運動規(guī)律組合時必須滿足的邊界條件。
常用的組合運動規(guī)律有：改進性等速運動規(guī)律，改進性正弦加速度運動規(guī)律和改進性梯形加速度運動規(guī)律。
基本的從動件運動規(guī)律方程如表2-1：
從動件運動位移方程
運動規(guī)律
從動件運動方程
推程0°≤δ≤δ1
回程0°≤δ`≤δ3
等速運動規(guī)律
S=hδ1δ
S=h-hδ3δ
等加速等減速運動規(guī)律
0°≤δ≤δ12
S=2hδ12δ2
0°≤δ`≤δ32
S=h- 2hδ32δ2
δ12≤δ≤δ1
S=h-2hδ12(δ1-δ)2
δ32<δ≤δ3
S=2hδ32δ3-δ2
余弦加速度運動規(guī)律
S=h21-cosπδ1δ
S=h21+cosπδ3δ
正弦加速度運動規(guī)律
S=hδδ1-12πsin2πδ1δ
S=h1-δδ3+12πsin2πδ3δ
表2-1
5.2 凸輪輪廓線曲線的設計
凸輪機構設計的關鍵是凸輪輪廓曲線的設計,而凸輪的輪廓曲線形狀取決于從動件運動規(guī)律。從動件運動規(guī)律的形式通常有多項式運動規(guī)律、三角函數運動規(guī)律、組合運動規(guī)律等。凸輪機構從動件常用的等速(加速度a=0)、等加速等減速(加速度為常數,即a=c)、簡諧(又稱余弦加速度規(guī)律)、擺線(又稱正弦加速度規(guī)律)等4種形式的運動規(guī)律。在設計凸輪輪廓曲線之前,必須首先根據機構的工作要求選定從動件運動規(guī)律。從動件的運動規(guī)律確定后,通過計算機仿真就可以得到凸輪的精確輪廓線。
以擺動滾子從動件盤形凸輪機構為例。圖2-4為擺動滾子從動件盤性凸輪機構簡圖。
其中C(Xc,Yc)為凸輪理論輪廓線上的任意一點，N（Xn,Yn）、N`Xn`，Yn`分別為外緣和內緣凸輪工作輪廓上與點C對應的點，DXd,Yd、D`Xd`,Yd`分別為加工N點和N`點時刀具中心的位置， 圖2-4
RD為刀具半徑，Rr為滾子半徑，Rb為基圓半徑，SO為擺桿初始角（SO=csc-1L2+l2-Rb22Ll),S為擺角增量，θ為凸輪轉角，L為擺心距，l為擺桿長，ω為角速度。
在圖2-4直角坐標系中，由三角形的函數關系可以得到凸輪任一時刻理論輪廓直角坐標為xc=Lsinθ-lsinS+S0+θ (2-1)
yc=Lcosθ-lcosS+S0+θ (2-2)
工作輪廓坐標為：
XN=xc?Rr-Lsinθ+lS`θ+1sinS+S0+θ/? (2-3)
YN=ycμRrLcosθ+lS`θ+1cosS+S0+θ/? (2-4)
?=L2+l2S`θ+12-2LlS`θ+1cosS+S0 (2-5)
當凸輪機構為外緣型時，工作輪廓坐標中的±和μ取上方的符號，為內緣型時取下方的符號。計算刀具中心軌跡坐標時，將Rr以-RD-Rr代入工作輪廓坐標即可。
設凸輪以等角速度ω逆時針方向轉動，凸輪基園半徑Rb、滾子半徑rr，導路和凸輪軸心間的相對位置及偏距e，從動件的運動規(guī)律S=Sφ，如圖2-5。
(1)理論輪廓線方程BX，Y
圖2-6
x=S0+Ssinφ+ecosφy=S0+Scosφ-esinφ 圖2-5
其中S0=r02-e2
(2)實際輪廓方程B`X`,Y`如圖2-6
x`=x?rcosθy`=y±rsinθ (2-6)
tanθ=-dxdy=dxdφ-dydφ=sinθcosθ
dxdφ=dsdφ-esinφ+S0+Scosφ
dydφ=dsdφ-ecosφ-S0+Ssinφ
sinφ=dxdφdxdφ2+dydφ2
cosφ=-dydφdxdφ2+dydφ2
5.3凸輪機構基本尺寸的確定
凸輪機構的壓力角及許用值
(1)壓力角：從動件于凸輪在接觸點處的受力方向與其在該點絕對速度方向之間所夾的銳角即為壓力角。如圖2-7所示
tanφ=PDBD=OP?es0+s=dsdφ?er02-e2+s
(2)許用壓力角：為了改善凸輪機構的受力情況，提高機械效率，規(guī)定了允許采用的最大壓力角α。
αmax≤α
推程（工作行程）推薦的許用壓力角為：
直動從動件：α=30°~40°
擺動從動件：α=35°~45°
回程（空回行程）α=70°~80°
(3)基圓半徑的確定：
根據公式： r0≥dsdφ?etanα-s2+e2 圖2-7
為保證凸輪機構在整個運動周期中均能滿足αmax≤α,應選取計算結果中的最大值作為凸輪的基圓半徑。
5.4滾子半徑的選擇
5.4.1凸輪理論輪廓內凹部分
如圖2-6a所示，工作輪廓曲率半徑ρa、理論輪廓曲率半徑ρ與滾子半徑rr三者之間的關系為
ρa=ρ+rr (2-7)
這時，工作輪廓曲率半徑恒大于理論輪廓曲率半徑，即ρa>ρ。這樣，當理論輪廓作出后，不論選擇多大的滾子，都能做出工作輪廓。
5.4.2凸輪理論輪廓的外凸部分
如圖2-8b所示，工作輪廓曲率半徑ρa理論輪廓曲率半徑ρ與滾子半徑rr三者之間的關系為:
ρa=ρ+rr (2-8)
圖2-8滾子半徑對工作輪廓的影響
如圖2-6b，當ρ>rr時，ρa>0；這時，可以作出論拖的工作輪廓；
如圖2-6c，當ρ=rr時，雖然能作出凸輪工作輪廓，但出現了尖點；尖點處是極容易磨損的。
如圖2-6d，當ρ
Mg=(3.057+0.1+0.660+0.309+0.139)10=41.65 N。
根據公式F=PA+，系統(tǒng)壓為最低0.3Mpa考慮，可得
壓側的輸出力為94.2 N；拉側的輸出力為65.7 N，顯然滿足要求。
參照（ISO6432標準），氣缸1選用缸徑為20mm，行程為25mm的亞德客超薄氣缸，代號為ACQ-2025 。
同理，下壓氣缸4選用亞德客筆型氣缸，代號為PB-1030。
圖2.10 AIRTAC超薄氣缸
參照供料用傳動方案設計，又下擺動關節(jié)的沖壓力Pz=8.6 N，選擇的氣缸類型分別為（表2.4）：
氣缸名稱
上模板氣缸
下壓氣缸
品牌及類型
AIRTAC ACQ-25X12
AIRTAC ACQ-40X50
缸徑mm
25
40
活塞桿外徑mm
9
14
行程mm
10
40
受壓面積mm2(押側/拉側)
421/298
1057/756
理論輸出力N(押側/拉側)
117.3/103.3
337.0/216.7
表2.4 下擺動關節(jié)氣缸的規(guī)格
氣缸的運動時序表如下：
氣缸名稱
速度
T（伸出）/s
T（收回）/s
上模板氣缸
21
0-0.5
2.5-3
下壓氣缸
23
0.5-2.5
1.5-3
表2.5 下擺動關節(jié)氣缸的運動時序表
6.3四連桿關節(jié)氣缸的計算
對四連桿關節(jié)連接滑塊進行受力分析（在最大壓力角處），圖示如下：
圖2.27 連接滑塊的受力分析
連接滑塊受力來自兩個部分，第一是氣缸給的動力，第二是連接滑塊和滑銷之間的摩擦阻力。
連接滑塊的摩擦阻力又來自兩個部分，其一是滑塊上方零部件的重量和自重引起的，另一個是由送料凸輪給的力F在水平方向的分量引起的。其中，是連接滑塊、螺釘、墊圈、彈簧墊片、送料夾滑塊、連接螺釘、送料夾、送料夾固定螺釘在送料滑銷上的壓力之和，跟據proe中質量分析，設置材料Q235A的密度為，可分別得出各零件的質量。
經分析，得總質量M=(連接滑塊質量+六角螺釘質量+墊圈質量+彈簧墊片質量+連接螺釘質量) X 2+送料夾X 3 +送料夾固定螺釘X 6 + 送料夾滑塊質量。
即M=（0.065+0.0038+0.0014+0.0026+0.0038）X 2 + 0.0068 X 3 + 0.0019 X 6 + 0.132= 0.245 Kg
故，=Mg=0.2168 X 10 =2.164 N
又查得剛和剛（粗糙度3.2）之間的 u=0.1。
N （1）
（2）
根據連接滑塊Y方向的力衡，可知 （3）
聯立（1）（2）（3）解得F= 0.340 N
根據要求，四連桿關節(jié)氣缸選用筆型氣缸（ISO6432標準），理論出力計算公式是：
F=PA+
式中：F——氣缸理論輸出力（N）
P——工作壓力(MPa)
A——活塞受力面積（）
——彈簧復位力（N）
系統(tǒng)壓力為0.30.5MPa，選用復動型氣缸時，=0 N，取系統(tǒng)壓力極小值時，可得：
氣缸活塞面積大于6.288即可。
即氣缸缸徑大于1.457就行。
參照（ISO6432標準），選用缸徑為12mm，行程為40mm的筆型氣缸足夠滿足要求。選用亞德客氣缸，代號為PB-1240。
7 氣動原理設計
氣動原理圖如圖4-1所示。整個氣動系統(tǒng)就是要對供料氣缸、擺動氣缸、四連桿氣缸動作進行控制。
圖4-1 氣動原理圖
氣路元件表如圖4-1所示：
圖4-1 氣路元件表
序號
型號規(guī)格
名稱
數量
1
L1-25
單向節(jié)流閥
6
2
24DH-10-S
三位四通電磁滑閥
3
3
QF-44
手動截止閥
1
4
QSL-26SQTY-20-S
壓力組件
1
5
YJ-1
壓力繼電器
1
6
Q24DH-10-S
兩位三通電磁滑閥
1
各執(zhí)行機構的調速，凡是能采用排氣口節(jié)流方式的，都在電磁閥的排氣口安裝節(jié)流阻尼螺釘進行調速，這種方法的特點是結構簡單，效果尚好。如手臂伸縮氣缸在接近氣缸處安裝兩個快速排氣閥，可加快起動速度，也可調節(jié)全程上的速度。升降氣缸采用進氣節(jié)流的單向節(jié)流閥以調節(jié)手臂的上升速度，由于手臂靠自重下降，其度調節(jié)仍采用在電磁閥排氣口安裝節(jié)流阻尼螺釘來完成。氣液傳送器氣缸側的排氣節(jié)流，可用來調整回轉液壓緩沖器的背壓大小。為簡化氣路，減少電磁閥的數量，各工作氣缸的緩沖均采用液壓緩沖器，這樣可以省去電磁閥和切換節(jié)流閥或行程節(jié)流閥的氣路阻尼元件。電磁閥的通徑，是根據各工作氣缸的尺寸、行程、速度計算出所需壓縮空氣流量，與所選用電磁閥在壓力狀態(tài)下的公稱使用流量相適應來確定的。
8 PLC控制部分設計
考慮到氣缸的通用性，同時使用點位控制，因此我們采用可編程序控制器(PLC)對氣缸進行控制.當氣缸的動作流程改變時，只需改變PLC程序即可實現，非常方便快捷。
8.1 可編程序控制器的選擇及工作過程
8.1.1 可編程序控制器的選擇
目前，國際上生產可編程序控制器的廠家很多，如日本三菱公司的F系列PC,德國西門子公司的SIMATIC N5系列PC、日本OMRON(立石)公司的C型、P型PC等。考慮到本氣缸的輸入輸出點不多，工作流程較簡單，同時考慮到制造成本，因此在本次設計中選擇了OMRON公司的C28P型可編程序控制器。
8.1.2 可編程序控制器的工作過程
可編程序控制器是通過執(zhí)行用戶程序來完成各種不同控制任務的。為此采用了循環(huán)掃描的工作方式。具體的工作過程可分為四個階段。
第一階段是初始化處理。
可編程序控制器的輸入端子不是直接與主機相連，CPU對輸入輸出狀態(tài)的詢問是針對輸入輸出狀態(tài)暫存器而言的。輸入輸出狀態(tài)暫存器也稱為I/0狀態(tài)表.該表是一個專門存放輸入輸出狀態(tài)信息的存儲區(qū)。其中存放輸入狀態(tài)信息的存儲器叫輸入狀態(tài)暫存器;存放輸出狀態(tài)信息的存儲器叫輸出狀態(tài)暫存器。開機時，CPU首先使I/0狀態(tài)表清零，然后進行自診斷。當確認其硬件工作正常后，進入下一階段。
第二階段是處理輸入信號階段。
在處理輸入信號階段，CPU對輸入狀態(tài)進行掃描，將獲得的各個輸入端子的狀態(tài)信息送到I/0狀態(tài)表中存放。在同一掃描周期內，各個輸入點的狀態(tài)在I/0狀態(tài)表中一直保持不變，不會受到各個輸入端子信號變化的影響，因此不能造成運算結果混亂，保證了本周期內用戶程序的正確執(zhí)行。
第三階段是程序處理階段。
當輸入狀態(tài)信息全部進入I/0狀態(tài)表后，CPU工作進入到第三個階段。在這個階段中，可編程序控制器對用戶程序進行依次掃描，并根據各I/0狀態(tài)和有關指令進行運算和處理，最后將結果寫入I/0狀態(tài)表的輸出狀態(tài)暫存器中。
第四階段是輸出處理階段。
CPU對用戶程序已掃描處理完畢，并將運算結果寫入到I/0狀態(tài)表狀態(tài)暫存器中。此時將輸入信號從輸出狀態(tài)暫存器中取出，送到輸出鎖存電路，驅動輸出繼電器線圈，控制被控設備進行各種相應的動作。然后，CPU又返回執(zhí)行下一個循環(huán)的掃描周期。
8.2 可編程序控制器的使用步驟
在可編程序控制器與被控對象(機器、設備或生產過程)構成一個自動控制系統(tǒng)時，通常以七個步驟進行:
(1)系統(tǒng)設計
即確定被控對象的工作原理，控制要求，動作及動作順序。
(2)I/0分配
即確定哪些信號是送到可編程序控制器的，并分配給相應的輸入端號;哪些信號是由可編程序控制器送到被控對象的，并分配相應的輸出端號.此外，對用到的可編程序控制器內部的計數器、定時器等也要