自動擺盤機設計【7張CAD圖紙及說明書全套】【YC系列】

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Based at improving the efficiency of food service and sanitation of the premise, we designed an automatic pendulum disk drive, stepping motor driven arm up and down movement, and horizontal and vertical rotation, by pressure-driven robot crawling and unclamp, can achieve automatic put dishes of various types and materials. The design of the automatic pendulum disk drive consists of a base, transfer mechanism, the arm lifting mechanism, the arm swing mechanism, sucker. The design is first, through the automatic Wobble machine structure and principles for analysis, presented in this analysis, based on the overall structure of the program; then, the main technical parameters were calculated selection; then, for each of the main components were designed and check; and finally, through AutoCAD drawing software to draw an automatic pendulum disk drive assembly and main parts diagram in Fig. Through this design, the consolidation of the university is the professional knowledge, such as: mechanical principles, mechanical design, mechanics of materials, tolerances and interchangeability theory, mechanical drawing and the like; mastered the design of general machinery products and be able to skillfully use AutoCAD mapping software on the future work of great significance in life. Keywords: Automatic pendulum disk drive, Ball screws, Gears, Shafts 31 第一章 緒論 1.1研究背景及意義 隨著社會經(jīng)濟的高速發(fā)展和人們生活水平的提高，越來越多的人選擇在酒店、餐館和會所等場合就餐。而餐飲服務質(zhì)量在很大程度上決定了其在行業(yè)中的競爭力。 目前，大多數(shù)餐飲服務場所的食物搭配、烹飪加工、呈菜上桌等基本是人工操作來完成，這就需要餐飲企業(yè)雇傭大量人力，不僅成本過高，往往還伴隨意外事故，因而，實現(xiàn)餐飲服務行業(yè)廚具設備的自動化，是解決上述問題、提高企業(yè)競爭力的良好途徑。其中機械手是物流自動化的重要裝備，它不僅提高勞動生產(chǎn)效率，還能代替人類完成高強度、高危險、重復枯燥的工作，減輕人的勞動強度［1］。 同時，由于餐用盤子具有表面光滑，外形規(guī)則，薄而輕等特點，易于實現(xiàn)自動抓取和碼垛。本文旨在設計一套簡易的自動擺盤設備，實現(xiàn)盤子的自動擺放，達到提高工作安全性、節(jié)省勞動力、降低生產(chǎn)成本的現(xiàn)實目標。 所以，對自動擺盤機的設計和研究，顯得尤為重要也非常的有意義。 1.2 擺盤機簡介 自動擺盤機是用于餐用盤子清洗后的整理并疊成堆，便于下到工序是用那個。擺盤機利用步進電動機帶動手臂進行上下移動和水平垂直旋轉(zhuǎn)，通過氣壓驅(qū)動機械手抓取和松放，能夠?qū)崿F(xiàn)全自動擺放各種型式和材料的盤子自動擺盤機由底座、傳送機構(gòu)、臂部升降機構(gòu)、臂部擺動機構(gòu)、吸盤等構(gòu)成。 第二章 總體方案設計 2.1設計要求及分析 該自動擺盤機的主要功能是以一定的節(jié)拍連續(xù)將盤子放置在傳送帶上，經(jīng)傳送帶送到一定的位置，以供使用，使用后在傳送帶的末端被取出。系統(tǒng)要求如下： （1）系統(tǒng)運行安全可靠，便于系統(tǒng)檢測和故障維修； （2）能夠?qū)崿F(xiàn)連續(xù)的自運行，噪聲小，運行穩(wěn)定，減少人工的干預； （3）具有較好的定位精度，重復定位誤差控制在較小范圍； （4）具有故障預防機制，避免發(fā)生碰撞等不良事故； （5）設備操作簡單，結(jié)構(gòu)合理，外形美觀，綠色環(huán)保。 2.2方案選擇 2.2.1傳送機構(gòu)方案 由于盤子重量不大，并且對傳送的精度要求不高，所以采用平帶傳送帶進行傳送即可滿足要求，結(jié)構(gòu)如下圖示： 圖2-1傳送機構(gòu)方案 2.2.2臂部升降機構(gòu)方案 升降機構(gòu)通常有采用液壓缸的液壓式、采用氣缸的氣動式，也有采用絲杠/螺紋傳動的機械式。但是通常液壓式、和氣動式需要比較龐大的液壓/氣動系統(tǒng)來提供動力源，并且液壓式對工作環(huán)境污染較嚴重，而氣動式則沖擊較大，均不適合用于本次擺盤機的臂部升降機構(gòu)。 因此本次采用絲杠/螺紋傳動的機械式降機構(gòu)，為了提高工作效率本次采用滾珠絲杠副作為升降機構(gòu)，其結(jié)構(gòu)如下圖示： 圖2-2臂部升降機構(gòu)方案 2.2.3臂部擺動機構(gòu)方案 擺動機構(gòu)，通?？梢酝ㄟ^齒輪傳動、四桿機構(gòu)（曲柄搖桿機構(gòu)）等實現(xiàn)，但是為了保證擺動機構(gòu)的穩(wěn)定性以及減小機構(gòu)尺寸確保機構(gòu)的緊湊性，本次采用齒輪傳動，結(jié)構(gòu)如下圖示： 圖2-3臂部擺動機構(gòu)方案 2.2.4總體方案確定 總體設計簡圖及說明： 圖2-4自動擺盤機總體方案 自動擺盤機是由傳送帶、底座、線性模組、機械手等機械裝置組成。線性模組固定在底座上，步進電機1帶動手臂做往復擺動，步進電機連接滾珠絲杠做升降運動，傳送帶按固定節(jié)拍把盤子送到指定位置。 2.3結(jié)構(gòu)原理分析 該自動擺盤機主要由機械手、線型模組、底座、輸送帶等各種機械設備組成。線型模組固定在底座上，步進電動機帶動滾珠絲杠實現(xiàn)手臂的上下移動，步進電動機1帶動手臂實現(xiàn)往復擺動，工作流程如圖2 所示［4］。傳送帶將吸盤擺放的盤子以預定節(jié)拍送進，當?shù)谝粋€盤碼堆的盤子取完時，由步進電動機12 帶動齒輪副將第二個盤碼堆移至第一個盤碼堆的位置，繼續(xù)擺盤。 圖2-5自動擺盤機循環(huán)工作流程 2.4總體參數(shù)選定 以普通陶瓷盤子為例，選取參數(shù)如下： 盤子口徑大約為190mm，高約為20mm，厚度約為5mm，質(zhì)量約為M=0.5kg。 第三章 傳送機構(gòu)設計 3.1電動機的選擇 伺服電動機又稱為脈沖電動機，是一種把電脈沖信號轉(zhuǎn)換成與脈沖數(shù)成正比的角位移或直線位移的執(zhí)行元件。具有以下四個特點：①轉(zhuǎn)速（或線速度）與脈沖頻率成正比；②在負載能力允許的范圍內(nèi)，不因電源電壓、負載、環(huán)境條件的波動而變化；③速度可調(diào)，能夠快速啟動、制動和反轉(zhuǎn)；④定位精度高、同步運行特性好。 自動擺盤機的動力系統(tǒng)要求電動機定位精度高，速度調(diào)節(jié)方便快速，受環(huán)境影響小，且頜定功率小，并且可用于開環(huán)系統(tǒng)。而BF系列伺服電動機為反應式伺服電動機，具備以上的所有條件，我們選用的型號90BF004的電動機作為主運動的動力源。 選用時主要有以下幾個步驟： 3.1.1 扭矩的計算 伺服電機最大靜轉(zhuǎn)矩是指電機的定位轉(zhuǎn)矩。伺服電機的名義啟動轉(zhuǎn)矩與最大靜轉(zhuǎn)矩的關(guān)系是； 伺服電機空載啟動是指電機在沒有外加工作負載下的啟動。伺服電機所需空載啟動力矩按下式計算： 式中： ——空載啟動力矩； ——空載啟動時運動部件由靜止升速到最大快進速度折算到電機軸上的加速力矩； ——空載時折算到電機軸上的摩擦力矩； ——由于絲桿預緊折算到電機軸上的附加摩擦力矩； 而且初選電機型號時，應滿足伺服電動機所需空載啟動力矩小于伺服電動機名義啟動轉(zhuǎn)矩，即： 計算的各項力矩如下： ①加速力矩 = =1.8×10 = =0.519N/m ②空載摩擦力矩 =0.6 ③附加摩擦力矩 == =0.519+0.6+1.222=2.341 =0.951×25=23.775 3.1.2 啟動矩頻特性校核 伺服電機有三種工況：啟動、快速進給運動、工進運行。 前面提出的，僅僅是指初選電機后檢查電機最大靜轉(zhuǎn)矩是否滿足要求，但是不能保證電機啟動時不丟步。因此，還要對啟動矩頻特性進行校核。 伺服電機啟動有突跳啟動和升速啟動。 突跳啟動時加速力矩很大，啟動時丟步是不可避免的。因此很少見。而升速啟動過程中只要升速時間足夠長，啟動過程緩慢，空載力矩中的加速力矩不會很大。一般不會發(fā)生丟步現(xiàn)象。 3.2傳送帶的設計 本設計為了實現(xiàn)自動化，節(jié)省人力、物力和提高效率，在盤子輸送方面擬采用帶傳動。在實際工作環(huán)境下有平帶傳動、齒形帶和同步帶等形式。齒形帶在傳送有幾何規(guī)則輪廓的零件時有很大的優(yōu)勢，而且當帶高速運動時，采用齒形帶能夠較好的定位所傳送的零件保證零件不會在帶上移動，齒形帶不是標準件，一般需要在平帶上自己安裝齒形，制造不方便；同步帶傳動，屬于嚙合傳動，高速、高精度，適合在高精度儀器裝置中使用，帶比較薄，比較輕，同步帶一般采用伺服電機驅(qū)動。 平帶傳動具有如下的特點： （1）結(jié)構(gòu)簡單，傳動平穩(wěn)，具有過載保護的作用 （2）有緩沖吸震的作用 （3）運動平穩(wěn)無噪聲 （4）適用于遠距離傳輸（Smax=15m） （5）制造、安裝精度要求不高 雖然平帶傳動由于帶的彈性形變會傳動比不穩(wěn)定；張緊力和軸向力較大；軸向尺寸較大比、不易安裝等缺點，但是考慮到在本方案的設計中帶傳動的作用是實現(xiàn)PCB板的傳送，不需要在帶上實現(xiàn)板的定位，因此，在此方案中可以采用平帶裝置。在裝置中采用伺服電機控制可以實現(xiàn)帶的及時啟停。傳送皮帶（尺寸600×200mm）的示意圖如圖3.3所示。 根據(jù)設計要求：盤子需從較遠距離傳送過來，傳送盤子用傳送帶，使盤子能自動往前運輸，因此本次采用平帶傳動傳送盤子結(jié)構(gòu)方案如下圖： 雖然平帶傳動由于帶的彈性形變會傳動比不穩(wěn)定；張緊力和軸向力較大；軸向尺寸較大比、不易安裝等缺點，但是考慮到在本方案的設計中帶傳動的作用是實現(xiàn)盤子的傳送，不需要在帶上實現(xiàn)盤子的定位，因此，在此方案中可以采用平帶裝置。在裝置中采用伺服電機控制可以實現(xiàn)帶的及時啟停。 圖3.3 平帶傳動示意圖 3.3滾筒的設計 滾筒采用灰鐵鑄造后機加工成型，滾筒結(jié)構(gòu)尺寸如圖3.4所示： 圖3.4 滾筒 第四章 臂部升降機構(gòu)的設計 4.1 電動機的選擇 步進電動機又稱為脈沖電動機，是一種把電脈沖信號轉(zhuǎn)換成與脈沖數(shù)成正比的角位移或直線位移的執(zhí)行元件。具有以下四個特點：①轉(zhuǎn)速（或線速度）與脈沖頻率成正比；②在負載能力允許的范圍內(nèi)，不因電源電壓、負載、環(huán)境條件的波動而變化；③速度可調(diào)，能夠快速起動、制動和反轉(zhuǎn)；④定位精度高、同步運行特性好。 擺盤機臂部升降機構(gòu)要求電動機電位精度高，速度調(diào)節(jié)方便快速，受環(huán)境影響小，且額定功率小，并且可用于開環(huán)系統(tǒng)。而BF系列步進電動機為反應式步進電動機，具備以上的所有條件，我們選用了型號90BF004的反應式步進電動機作為主運動的動力源，該機功率為0.42KW。選用時主要有以下幾個步驟： 4.1.1根據(jù)脈沖當量和最大靜轉(zhuǎn)矩初選電機型號 (1)步距角 初選步進電機型號，并從手冊中查到步距角,由于 綜合考慮，我初選了，可滿足以上公式。 (2)距頻特性 步進電機最大靜轉(zhuǎn)矩Mjmax是指電機的定位轉(zhuǎn)矩。步進電機的名義啟動轉(zhuǎn)矩Mmq與最大靜轉(zhuǎn)矩Mjmax的關(guān)系是： Mmq= 步進電機空載啟動是指電機在沒有外加工作負載下的啟動。步進電機所需空載啟動力矩按下式計算： 式中：Mkq為空載啟動力矩；Mka為空載啟動時運動部件由靜止升速到最大快進速度折算到電機軸上的加速力矩；Mkf為空載時折算到電機軸上的摩擦力矩；為由于絲桿預緊折算到電機軸上的附加摩擦力矩。 而且初選電機型號時應滿足步進電動機所需空載啟動力矩小于步進電機名義啟動轉(zhuǎn)矩，即： MkqMmq=λMjmax 計算Mkq的各項力矩如下： ①加速力矩 ②空載摩擦力矩 ③附加摩擦力矩 4.1.2啟動矩頻特性校核 步進電機有三種工況：啟動，快速進給運行，工進運行。 前面提出的，僅僅是指初選電機后檢查電機最大靜轉(zhuǎn)矩是否滿足要求，但是不能保證電機啟動時不丟步。因此，還要對啟動矩頻特性進行校核。 步進電機啟動有突跳啟動和升速啟動。 突跳啟動時加速力矩很大，啟動時丟步是不可避免的。因此很少用。而升速啟動過程中只要升速時間足夠長，啟動過程緩慢，空載啟動力矩中的加速力矩不會很大。一般不會發(fā)生丟步現(xiàn)象。 4.2滾珠絲桿副的選型與校核 滾珠絲桿已由專門工廠制造，因此，不用我們自己設計制造，只要根據(jù)使用工況選擇某種類型的結(jié)構(gòu)，再根據(jù)載荷、轉(zhuǎn)速等條件選定合適的尺寸型號并向有關(guān)廠家訂購。此次設計中滾珠絲桿被三次選用，故本人只選取其中最重要的主軸傳動中的滾珠絲桿加于設計和校核。其步驟如下： 首先對于一些參數(shù)說明如下： 軸向變載荷，其中i表示第i個工作載荷，i=1、2、3…n ； 第i個載荷對應的轉(zhuǎn)速(r/min); 第i個載荷對應的工作時間 (h) ; 絲桿副最大移動速度(mm/min); 絲桿預期壽命。 4.2.1型號選擇 （1）根據(jù)使用和結(jié)構(gòu)要求 選擇滾道截面形狀，滾珠螺母的循環(huán)方式和預緊方式； （2）計算滾珠絲桿副的主要參數(shù) ①根據(jù)使用工作條件，查得載荷系數(shù)=1.0系數(shù)=1.5； ②計算當量轉(zhuǎn)速 ③計算當量載荷 ④初步確定導程 取4mm ⑤計算絲桿預期工作轉(zhuǎn)速 ⑥計算絲桿所需的額定載荷 （3）選擇絲桿型號 根據(jù)初定的和計算的，選取導程為4mm，額定載荷大于的絲桿。所選絲桿型號為CDM2004-2.5。其為外循環(huán)雙管式、雙螺母墊片預緊、導珠管埋入式系列滾珠絲桿。 4.2.2校核計算 （1）臨界轉(zhuǎn)速校核 校核合格。 （2）由于此絲桿是豎直放置，且其受力較小，溫度變化較小。所以其穩(wěn)定性、溫度變形等在此也沒必要校核。 （3）滾珠絲桿的預緊 預緊力一般取當量載荷的三分之一或額定動載荷的十分之一。即： 其相應的預緊轉(zhuǎn)矩 4.3 導軌的選型與校核 4.3.1導軌的選型 導軌主要分為滾動導軌和滑動導軌兩種， 直線滾動導軌在數(shù)控機床中有廣泛的應用。相對普通機床所用的滑動導軌而言，它有以下幾方面的優(yōu)點： ①定位精度高 直線滾動導軌可使摩擦系數(shù)減小到滑動導軌的1/50。由于動摩擦與靜摩擦系數(shù)相差很小，運動靈活，可使驅(qū)動扭矩減少90%，因此，可將機床定位精度設定到超微米級。 ②降低機床造價并大幅度節(jié)約電力 采用直線滾動導軌的機床由于摩擦阻力小，特別適用于反復進行起動、停止的往復運動，可使所需的動力源及動力傳遞機構(gòu)小型化，減輕了重量，使機床所需電力降低90%，具有大幅度節(jié)能的效果。 ③可提高機床的運動速度 直線滾動導軌由于摩擦阻力小，因此發(fā)熱少，可實現(xiàn)機床的高速運動，提高機床的工作效率20～30%。 ④可長期維持機床的高精度 對于滑動導軌面的流體潤滑，由于油膜的浮動，產(chǎn)生的運動精度的誤差是無法避免的。在絕大多數(shù)情況下，流體潤滑只限于邊界區(qū)域，由金屬接觸而產(chǎn)生的直接摩擦是無法避免的，在這種摩擦中，大量的能量以摩擦損耗被浪費掉了。與之相反，滾動接觸由于摩擦耗能小．滾動面的摩擦損耗也相應減少，故能使直線滾動導軌系統(tǒng)長期處于高精度狀態(tài)。同時，由于使用潤滑油也很少，大多數(shù)情況下只需脂潤滑就足夠了，這使得在機床的潤滑系統(tǒng)設計及使用維護方面都變的非常容易了。所以在結(jié)構(gòu)上選用：開式直線滾動導軌。參照南京工藝裝備廠的產(chǎn)品系列。 4.3.2滑動導軌副的計算、選擇 根據(jù)給定的工作載荷Fz和估算的Wx和Wy計算導軌的靜安全系數(shù)fSL=C0/P，式中：C0為導軌的基本靜額定載荷，kN；工作載荷P=0.5(Fz+W)； fSL=1.0~3.0(一般運行狀況)，3.0~5.0（運動時受沖擊、振動）。根據(jù)計算結(jié)果查有關(guān)資料初選導軌： 因系統(tǒng)受中等沖擊,因此取 根據(jù)計算額定靜載荷初選導軌: 選擇漢江機床廠BGX系列滾動直線導軌,其型號為: BGXH25BE 基本結(jié)構(gòu)及參數(shù)如下: 導軌的額定動載荷N 依據(jù)使用速度v（m/min）和初選導軌的基本動額定載荷 (kN)驗算導軌的工作壽命Ln： 額定行程長度壽命: 導軌的額定工作時間壽命: 導軌的工作壽命足夠. 導軌的靜安全系數(shù)： ：靜安全系數(shù)；：基本靜額定負載；：工作載荷 導軌壽命計算： 4.4軸承及鍵的校核與壽命計算 （1）軸承 1）.按承載較大的滾動軸承選擇其型號，因支承跨距不大，故采用兩端固定式軸承組合方式。軸承類型選為深溝球軸承，軸承的預期壽命取為：L'h＝29200h 由上面的計算結(jié)果有軸承受的徑向力為Fr1=340.43N， 軸向力為Fa1=159.90N， 2）．初步選擇深溝球軸承6202，其基本額定動載荷為Cr=51.8KN，基本額定靜載荷為C0r=63.8KN。 3）．徑向當量動載荷 動載荷為，查得，則有 由式13-5得 滿足要求。 （2）鍵 1）選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸 小帶輪處選用單圓頭平鍵，尺寸為 2)校核鍵聯(lián)接的強度 鍵、軸材料都是鋼，由機械設計查得鍵聯(lián)接的許用擠壓力為 鍵的工作長度 ，合適 第五章 臂部擺動機構(gòu)的設計 5.1電動機的選擇 步進電機是一種能將數(shù)字輸入脈沖轉(zhuǎn)換成旋轉(zhuǎn)或直線增量運動的電磁執(zhí)行元件。每輸入一個脈沖電機轉(zhuǎn)軸步進一個距角增量。電機總的回轉(zhuǎn)角與輸入脈沖數(shù)成正比例，相應的轉(zhuǎn)速取決于輸入脈沖的頻率。步進電機具有慣量低、定位精度高、無累計誤差、控制簡單等優(yōu)點，所以廣泛用于機電一體化產(chǎn)品中。選擇步進電動機時首先要保證步進電機的輸出功率大于負載所需的功率，再者還要考慮轉(zhuǎn)動慣量、負載轉(zhuǎn)矩和工作環(huán)境等因素。 5.1.1電機軸的轉(zhuǎn)動慣量 a、旋轉(zhuǎn)軸的轉(zhuǎn)動慣量 上式中：d—直徑,旋轉(zhuǎn)外徑d=8mm L—長度=30mm P—鋼的密度=7800 經(jīng)計算得 b、齒輪的轉(zhuǎn)動的慣量 上式中：d—直徑,齒輪外徑d=30mm L—長度=14mm P—鋼的密度=7800 經(jīng)計算得 c、聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)動慣量 查表得 因此 5.1.2電機扭矩計算 a、折算至電機軸上的最大加速力矩 上式中： J=0.0028kg/m2 ta—加速時間 KS—系統(tǒng)增量，取15s-1,則ta=0.2s 經(jīng)計算得 b、折算至電機軸上的摩擦力矩 上式中：F0—導軌摩擦力，F(xiàn)0=Mf，而f=摩擦系數(shù)為0.02，F(xiàn)0=Mgf=32N P—絲桿螺距（m）P=0.001m η—傳動效率，η=0.90 I—傳動比，I=1 經(jīng)計算得 c、折算至電機軸上的由絲桿預緊引起的附加摩擦力矩 上式中P0—滾珠絲桿預加載荷≈1500N η0—滾珠絲桿未預緊時的傳動效率為0.9 經(jīng)計算的T0=0.05N·M 則快速空載啟動時所需的最大扭矩 根據(jù)以上計算的扭矩及轉(zhuǎn)動慣量，選擇電機型號為SIEMENS的IFT5066，其額定轉(zhuǎn)矩為6.7N.m。 5.2齒輪傳動的設計 前述算得，步進電機工作轉(zhuǎn)速能在較大范圍變化本次計算取，傳動比 5.2.1選精度等級、材料和齒數(shù) 采用7級精度由表6.1選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS。 選小齒輪齒數(shù) 大齒輪齒數(shù)取 5.2.2按齒面接觸疲勞強度設計 由設計計算公式進行試算，即 1） 確定公式各計算數(shù)值 （1）試選載荷系數(shù) （2）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 （3）小齒輪相對兩支承非對稱分布，選取齒寬系數(shù) （4）由表6.3查得材料的彈性影響系數(shù) （5）由圖6.14按齒面硬度查得 小齒輪的接觸疲勞強度極限 大齒輪的接觸疲勞強度極限 （6）由式6.11計算應力循環(huán)次數(shù) （7）由圖6.16查得接觸疲勞強度壽命系數(shù) （8）計算接觸疲勞強度許用應力 取失效概率為1％，安全系數(shù)為S=1，由式10-12得 （9）計算 試算小齒輪分度圓直徑，代入中的較小值 計算圓周速度v 計算齒寬b 計算齒寬與齒高之比b/h 模數(shù) 齒高 計算載荷系數(shù)K 根據(jù)，7級精度，查得動載荷系數(shù) 假設，由表查得 由于載荷中等振動，由表5.2查得使用系數(shù) 由表查得 查得 故載荷系數(shù) （10）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式可得 （11）計算模數(shù)ｍ 5.2.3按齒根彎曲強度設計 彎曲強度的設計公式為 （1）確定公式內(nèi)的計算數(shù)值 由圖6.15查得 小齒輪的彎曲疲勞強度極限 大齒輪的彎曲疲勞強度極限 由圖6.16查得彎曲疲勞壽命系數(shù) 　 計算彎曲疲勞許用應力 取失效概率為1％，安全系數(shù)為S=1.3，得 計算載荷系數(shù) （2）查取齒形系數(shù) 由表6.4查得　 （3）查取應力校正系數(shù) 由表6.4查得 　 （4）計算大小齒輪的，并比較 大齒輪的數(shù)據(jù)大 （5）設計計算 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，可取有彎曲強度算得的模數(shù)1.32mm，并圓整取第一標準模數(shù)值m=1.5mm，并按接觸強度算得的分度圓直徑 算出小齒輪齒數(shù)　取 大齒輪齒數(shù)取 5.2.4幾何尺寸計算 （1）計算分度圓直徑 （2）計算中心距 （3）計算齒寬寬度取 綜合整理兩級齒輪參數(shù)如下表： 序號 名稱 符號 參數(shù)選擇 小齒輪 大齒輪 1 齒數(shù) Z 20 40 2 模數(shù) m 1.5mm 3 分度圓直徑 4 齒頂高 5 齒根高 6 全齒高 7 頂隙 8 齒頂圓直徑 9 齒根圓直徑 10 齒寬 11 中心距 5.3 旋轉(zhuǎn)軸及軸上零件的設計與校核 5.3.1尺寸與結(jié)構(gòu)設計計算 1）傳動軸上的功率P1,轉(zhuǎn)速n1和轉(zhuǎn)矩T1 ，， 2）初步確定軸的最小直徑 先按式初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)機械設計表11.3，取，于是得： 該處開有鍵槽故軸徑加大5％～10％，且傳動軸的最小直徑顯然是安裝齒輪輪處的直徑。??；。 3）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 （a）為了滿足車輪的軸向定位的要求2軸段左端需制出軸肩，軸肩高度軸肩高度，取故取2段的直徑，長度。 （b）初步選擇滾動軸承。因軸承只受徑向力的作用，故選用深溝球軸承。根據(jù)，查機械設計手冊選取0基本游隙組，標準精度級的深溝球軸承6203，故，軸承采用軸肩進行軸向定位，軸肩高度軸肩高度，取，因此，取。 （c）齒輪處由于齒輪分度圓直徑，故采用齒輪軸形式，齒輪寬度B=18mm。另考慮到齒輪端面與箱體間距1mm以及兩級齒輪間位置配比，取，。 4）軸上零件的周向定位 查機械設計表，聯(lián)接車輪的平鍵截面。 5.3.2強度校核計算 1）求作用在軸上的力 已知齒輪的分度圓直徑為，根據(jù)《機械設計》（軸的設計計算部分未作說明皆查此書）式(10-14)，則 2）求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖。在確定軸承支點位置時，從手冊中查取a值。對于6203型深溝球軸承，由手冊中查得a=14mm。因此，軸的支撐跨距為L1=72mm。 根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖可以看出截面C是軸的危險截面。先計算出截面C處的MH、MV及M的值列于下表。 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F ， ， C截面彎矩M 總彎矩 扭矩 圖5-1 彎矩圖和扭矩圖 3）按彎扭合成應力校核軸的強度 根據(jù)式(15-5)及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力，取，軸的計算應力 已選定軸的材料為45Cr，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得。因此，故安全。 4）鍵的選擇 采用圓頭普通平鍵A型（GB/T 1096—1979）連接，聯(lián)接車輪的平鍵截面，。齒輪與軸的配合為，滾動軸承與軸的周向定位是過渡配合保證的，此外選軸的直徑尺寸公差為。 5.3.3鍵的校核與壽命計算 （1）選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸 小帶輪處選用單圓頭平鍵，尺寸為 （2）校核鍵聯(lián)接的強度 鍵、軸材料都是鋼，由機械設計查得鍵聯(lián)接的許用擠壓力為 鍵的工作長度 ，合適 5.4擺臂設計 由于盤子重量較輕，約為M=0.5kg，所以擺臂不需要進行強度計算，擺臂尺寸只需根據(jù)需要采用CAD作圖法進行匹配，結(jié)果如下圖示： 圖5-2 擺臂 5.5吸盤的選擇 考慮到盤子表面比較平整光滑，選用硅橡膠吸盤，其具有良好的耐熱性、耐寒性和極低毒性，是食品行業(yè)通常采用的真空吸盤。 以普通陶瓷盤子為例，口徑大約為190mm，高約為20mm，厚度約為5mm，質(zhì)量約為M=0.5kg，則提起該盤子吸盤需要的提升力為F=Mg=4.9N。 這里選取型號為ZP10DS 的SMC 深形硅橡膠材料的真空吸盤，查該型號真空吸盤的水平提升升力表可知，在真空壓力值為-300mmHg 時，準10 真空吸盤的水平提升力為3.2N。 T＝sF 式中， T-吸盤水平提升力； F-所需提升力； s-安全系數(shù)，取4。 故T＝sF=4×4.9N=19.6N 則至少需要7 個此種型號的吸盤工作，才能達到使用要求，本設計采用12 個吸盤兩排軸向均勻分布（如圖4 所示），以適應提升其它類別盤子的需要。 圖5-3 吸盤 總 結(jié) 畢業(yè)設計是大學學習階段一次非常難得的理論與實際相結(jié)合的學習機會，通過這次對變電站巡檢全向移動小車理論知識和實際設計的相結(jié)合，鍛煉了我的綜合運用所學專業(yè)知識，解決實際工程問題的能力，同時也提高了我查閱文獻資料、設計手冊、設計規(guī)范能力以及其他專業(yè)知識水平，而且通過對整體的掌控，對局部的取舍，以及對細節(jié)的斟酌處理，都使我的能力得到了鍛煉，經(jīng)驗得到了豐富，并且意志品質(zhì)力，抗壓能力以及耐力也都得到了不同程度的提升。 這是我們都希望看到的也正是我們進行畢業(yè)設計的目的所在，提高是有限的但卻是全面的，正是這一次畢業(yè)設計讓我積累了許多實際經(jīng)驗，使我的頭腦更好的被知識武裝起來，也必然讓我在未來的工作學習中表現(xiàn)出更高的應變能力，更強的溝通力和理解力。 順利如期的完成本此畢業(yè)設計給了我很大的信心，讓我了解專業(yè)知識的同時也對本專業(yè)的發(fā)展前景充滿信心，但同時也發(fā)現(xiàn)了自己的許多不足與欠缺，留下了些許遺憾，不過不足與遺憾不會給我打擊只會更好的鞭策我前行，今后我更會關(guān)注新科技新設備新工藝的出現(xiàn)，并爭取盡快的掌握這些先進知識，更好的為祖國的四化服務。 參考文獻 [1] 趙春海，朱華炳等. 基于單片機控制的自動擺盤機設計. 機械工程師，2013（12）：113-114. 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[19] 王承義.機械手及其應用[M].北京：機械工業(yè)出版社，1981：105-125 致 謝 大學生活即將結(jié)束，在這短短的四年里，讓我結(jié)識了許許多多熱心的朋友、工作嚴謹教學相幫的教師。畢業(yè)設計的順利完成也脫離不了他們的熱心幫助及指導老師的精心指導，在此向所有給予我此次畢業(yè)設計指導和幫助的老師和同學表示最誠摯的感謝。 首先，向本設計的指導老師表示最誠摯的謝意。在自己緊張的工作中，仍然盡量抽出時間對我們進行指導，時刻關(guān)心我們的進展狀況，督促我們抓緊學習。老師給予的幫助貫穿于設計的全過程，從借閱參考資料到現(xiàn)場的實際操作，他都給予了指導，不僅使我學會書本中的知識，更學會了學習操作方法。也懂得了如何把握設計重點，如何合理安排時間和論文的編寫，同時在畢業(yè)設計過程中，她和我們在一起共同解決了設計中出現(xiàn)的各種問題。 其次，要向給予此次畢業(yè)設計幫助的老師們，以及同學們以誠摯的謝意，在整個設計過程中，他們也給我很多幫助和無私的關(guān)懷，更重要的是為我們提供不少技術(shù)方面的資料，在此感謝他們，沒有這些資料就不是一個完整的論文。 另外，也向給予我?guī)椭乃型瑢W表示感謝。 總之，本次的設計是老師和同學共同完成的結(jié)果，在設計的一個月里，我們合作的非常愉快，教會了大我許多道理，是我人生的一筆財富，我再次向給予我?guī)椭睦蠋熀屯瑢W表示感謝！