码垛机机械手的整体设计

1前言
1.1选题背景及意义
1.1.1国内外研究现状
从专业化程度看，目前国内码垛设备厂专业化程度还不高，很多的企业是兼业生产，仅上海、山东、江苏、辽宁、浙江、广东等省市专业厂较多。

很久以来，包装生产线只是做到把物料包装好为止，至于后续的搬运工作则完全由搬运工人来完成。

造成这种局面的原因有很多，但主要是由于我国生产力水平较低，劳动力便宜，科研技术人才缺乏造成的。

随着知识经济时代的到来，这种局面必将会被打破。

总的来说，我国码垛设备制造工业经近20年的努力，在数量质量，水平方面均有较大的进展，为我国建立一个门类齐全、技术先进、水平相当，独立完善的码垛设备生产系统奠定了坚实的基础。

但要想在未来的国际竞争中占有一席之地，还必须要找出自身缺点和不足，特别是要找出与北美、日本、西欧等国家的差距。

现在码垛机已获得日益广泛的应用，随着组装运的发展，向货板上装货呈现出自动化的发展趋势，出现了码垛机，完成硬纸箱、塑料箱、油桶等物品堆放与自动搬运等操作；特别是自动仓库的出现，更加速了码垛机的广泛应用。

1.1.2 选题的目的及意义
在现在市场上，码垛机的种类较多，而本次课题针对太阳能热水器成品的码垛进行设计。

通过结构改进，提高其码垛性能，并以此加深、巩固所学基础知识，并将知识有机的整合到一起，提高自己的设计水平和动手能力。

1.2方案设计及论证
码垛机工作时，伺服电机通过同步齿形带带动导轨架进行水平移动，机械手将成品从生产线取下，同时伺服电机通过同步齿形带带动滚珠丝杠螺母副带动机械手竖直运动，将产品整齐地码在架子上。

设计参数：
1. 码垛高度：3m
2. 导轨架移动速度：1.5m/s
3. 生产能力：5垛/小时
4. 货物尺寸：宽 500-800mm 长800-2000mm
1.2.1水平传动方案初步设计
首先，应满足机器的功能要求，如传递功率大小、转速和运动形式，此外还应满足工作平稳、传动效率较高、传动距离远、结构简单、工艺性好、使用维护方便等特点。

常用传动方案有3种：
（1）带传动：①结构简单,适用于两轴中心距较大的传动场合；②传动平稳,能缓冲、减振，噪声低；③同步齿形带能保证精确的传动比等。

（2）链传动:①和齿轮传动比较,它可以在两轴中心相距较远的情况下传递运动和动力；②能在低速、重载和高温条件下及灰土飞扬的不良环境中工作；③工作可靠，维护方便；④传递效率较高,一般可达0.95～0.97；⑤缺点是链条的铰链磨损后,使得节距变大造成脱落现象；⑥不易实现伺服控制。

（3）圆柱齿轮传动：①能保证瞬时传动比恒定,平稳性较高,传递运动准确可靠；②传递的功率和速度范围较大；③结构紧凑、工作可靠,可实现较大的传动比；④传动效率高,使用寿命长。

根据码垛机的实际工作情况，结合机械造价以及太阳能厂的生产效益，选择电机—同步带传动，然后与减速器相连，再将动力通过同步带齿形带传给导轨架进行码垛工作，如图1.1所示。

图1.1水平传动系统示意图
1.2.2竖直传动方案初步设计
（1）由于竖直传动也需要实现精确的伺服控制，并且传动中心距较大，所以也选择同步带进行传动，然后将动力传递给滚珠丝杠螺母副，通过滚珠丝杠螺母副带动机械手的竖直移动。

传动方案示意图如图1.2所示。

1-滚珠丝杠螺母副；2-电动机；3-机械手；4-同步齿形带；5-带轮
图1.2 竖直传动系统示意图
滚珠丝杠螺母副结构和原理介绍：丝杠和螺母的螺纹滚道间置有钢球，当螺母转动时，钢球沿螺纹滚道滚动，使丝杠和螺母做相对运动时为滚动摩擦，提高了传动效率和传动精度。

在螺母上有钢球返回通道，与螺纹滚道形成循环回路，使钢球在螺纹滚道内循环。

见图1.3。

图1.3 滚珠丝杠螺母副
1.2.3总体方案初步设计
通过上述方案设计，对于方案进行了整合加工，可得到设计的总体方案，即采用电动机—联轴器--减速器--同步带传动—轴承架—导轨架，电动机—同步带传动—滚珠丝杠螺母副—机械手的整体传动方案。

整体设计方案如图1.4所示。

图1.4 设计方案简图
2 传动系统的总体设计
2.1 传动系统总体方案设计
根据码垛机的实际工作情况，以及从空间紧凑性，传动可行性方面考虑，选择其传动系统部件组成为：
电动机--联轴器--减速器—同步带传动--轴承座—导轨架； 电动机—同步带—滚珠丝杠螺母副—机械手。

2.2 选择电动机
（1）一般情况下选用Y 系列三相交流一步电动机。

对于启动频繁、制动和反转的场合（如起重机），则应选用起重或冶金用YZ 型（笼型）或YZR 型（绕线型）三相交流异步电动机。

而本次设计要求精确伺服控制，所以选择伺服电机。

电动机结构形式有开启式、防护式、和防爆式等。

电机的安装形式可根据防护要求选择。

（2）确定电动机的功率 标准电动机的容量以额定功率表示，所选用电动机的额定功率应不小于所需工作机要求的功率P d 。

工作机要求的电动机功率P d 为
P d =P w /η (2-1)
式中 P d —工作机要求的电动机输出功率，单位为kw P w —工作机所需输入功率，单位为kw ； η—电动机至工作机之间传动装置的总效率。

总传动效率的计算：
4321ηηηηη= (2-2)
其中1η、2η、3η、4η分别为联轴器、减速器、带传动的效率、轴承的传动效率。

查机械设计手册（表1-7）知各部分的传动效率： ①十字滑块联轴器：1η=0.97~0.99 ②减速器（摆线针轮减速器）：2η=0.94 ③同步带传动：3η=0.95~0.98 ④滚动轴承：4η=0.98
4321ηηηηη==0.85~0.89
所以总传动效率 η=0.85~0.89 因此
P d =P w /η= 4.3 /0.85kw=5.06kw (2-3) P d =P w /η=4.3/0.89kw=4.83kw (2-4) 所以所需电机的功率范围为：4.83kw~5.06kw （3）电动机转速的选择
按照工作机转速要求和传动机构的合理传动比范围,可以推算电动机转速的可选范围：各种常用传动机构的合理传动比查手册得：
其中同步带传动带速可达50-100m/s ，最大传动比为i max =10.
一般展开式摆线针轮减速器传动比推荐值为i=11。

所以减速器其传动比范围分布的合理范围为：11
所以总传动比i 的合理范围为：11-12 所以选择电机的转速其合理值为：2000r /min
因为要实现精确地伺服控制，因此应选择伺服电机，查询资料应该选用同步转速2000r/min ,额定功率为5kw 的型号为HC-SFS-502的电动机。

参数如表1.1所示。

表1.1
2.3传动系统总传动比及各级传动比分配
已知电动机的转速n1=2000r/min ，所需工作机转速n2=204.55r/min ，则总传动比i=2000/204.55=9.78
传动比分配及选择原则为
（1）各级机构传动比应尽量在推荐的范围内选取。

（2）应使传动装置结构尺寸较小，重量较轻。

（3）应使各传动件尺寸协调，结构匀称合理，避免干涉碰撞。

同轴式则为i 2 i 1。

一般允许工作机实际转速与要求的转速的相对误差为（3%~5%）。

分析本传动系统，本传动系统中由减速器以及同步带传动来分配传动比。

根据以
上选择原则，同步带传动比选择为9
8
，则减速器传动比选择11，误差为0.5%，在误
差允许的范围内，合适。

型号 功率(kw) 电流(A) 转速(r/min) 效率(%) HC-SFS-502
5.0
4.0
2000
77.5
3 传动零件的选择设计及计算
3.1 同步齿形带传动的设计及计算
同步齿形带传动是一种挠性传动。

传动的基本组成零件为带轮和传动带。

当主动带轮转动时，利用带轮和传动带间的啮合作用，将运动和动力通过传动带传递给从动轮。

同步齿形带传动有结构简单、传动平稳、传动精确和缓冲吸震等特点，在近代机械中应用广泛。

码垛机需要伺服控制，需要实现精确地传动，所以选择同步齿形带传动。

3.1.1 水平同步齿形带带的选用安装及计算
同步带是以钢丝绳或玻璃纤维为强力层，外覆以聚氨酯或氯丁橡胶的环形带，带的内周制成齿状，使其与齿形带轮啮合。

图3.1 普通同步带的结构
根据抗拉体的不同，同步带分为钢丝芯和玻璃纤维芯同步带两种。

本设计中选择钢丝芯同步带。

已知条件：电动机功率：P =5.0kw ，转速：n 1=181.82r/min ，传动比i =9
8。

每天工
作8小时。

处于传动系统的第二级，经过减速器后输入同步带的功率为
P 1= Pn 1n 2=5.0×0.97×0.94＝4.559kw
由表8-7查得工作情况系数K A =1.4，故
P d =K A P 1=1.4x4.559=6.38(kw) (3-1)
（2）选择同步带的带型和节距
根据P d 、n 1由机械设计手册图14.1-14选用XH 型，节距为 P b =22.225mm （3）确定带轮的齿数节圆直径
1）大带轮齿数 z 1=26
2）初选大带轮的节圆直径d 1。

由机械设计手册表14.1-16，大带轮的节圆直径
d 1= z 1 P b ／π=26×22.225／π＝183.94mm (3-2)
3)小带轮的齿数
z 2=i z 1=8／9×26≈23≥z min （3-3）
4）小带轮的节圆直径
d 2= z 2 P b ／π=23×22.225／π=162.71mm
5）带速 v=1000
601
1⨯n d π=
1000
6082
.18194.183⨯⨯⨯πs m =1.75s m ≤v max (3-4)
（4）确定同步带中心距a 和基准长度L d
1) 根据式
)(7.021d d d d +≤a 0≤)(221d d d d +mm (3-5)
初定中心距a 0为350mm 2)由式
2
122100a 4)()(2a 2d d d d d d d d L -+++=π
(3-6)
计算带所需基准长度
2122100a 4)()(2a 2d d d d d d d d L -+
++=π
=[2⨯350+2π⨯(162.71+183.94)+3504)71.16294.183(2
⨯-]
=1244.84mm
由机械设计手册表14.1-51查得应选用带长代号为507的XH 型同步带，其节线长度p L =1289.05mm ，节线长上的齿数z=58 3) 计算中心距a a ≈ a 0 +
2
L L d -=[350+(1289.05-1244.84)/2]=372.11(mm) (3-7)
中心距变化范围为350.00-372.11mm （5）验算小带轮啮合齿数
m z =ent[22z -a
z P b 222π（1z -2z ）]=ent[223-11.37222325.222⨯⨯π(26-23)] =11 （3-8）
（6）基本额定功率的计算
由表14.1-58查的T a =4048.90N ，m=1.484kg ／m
P 0=1000)(2v m v T a -=1000
75
.1]75.1484.190.4048[2⨯⨯-=7.08kw （3-9）
（7）带宽b s 的计算
b s =b s014.10
P K P z d （3-10）
由表14.1-52查得XH 型带0s b =101.60mm, z m =11;K z =1。

s b =101.6014.108
.738
.6mm=92.46mm
所以应选择带宽代号为400的XH 型带，其s b =101.6mm （8）带轮结构和尺寸
传动选用的同步带为507XH400； 大带轮：z 1=26，1d =183.94mm 1a d =181.14mm 小带轮：2z =23，2d =162.71mm 2a d =159.92mm 3.1.2 带轮的设计计算
根据带轮的基准直径，带轮转速等条件，确定带轮的材料，结构形式，轮槽，轮辐和轮毂的几何尺寸、公差和表面粗糙度以及相关技术要求。

根据轮辐结构的不同，同步带轮可以分为实心式，腹板式，孔板式、椭圆轮辐式。

根据机械设计手册中册第二版（修订）表8-12，设计中的小带轮选择为实心轮，大带轮选择为孔板轮。

（1）大带轮计算：
已知大带轮节圆直径为183.94mm ，速器轴伸直径为D=30mm 故D 1=(1.8~2)D =(1.8~2)30=(58-60)mm ，取D 1=60mm L =(1.5~2)D =(1.5~2)30mm=(45-60)mm,取L =60mm 由机械设计手册（单行本）表14.1-60查得
w b =7.90±0.15 g h =7.14013.0- 5.1±Φ=20 f r =1.98 a r =13
.00
39.2+ δ2=2.794
外圆直径 a d =d-δ2=183.94-2.794mm=181.14mm
外圆节距 z
d p a
π=
=
26
14
.181⨯πmm=21.89mm
根圆直径 g a f h d d 2-==181.14-2⨯3.05mm=175.04mm （2）小轮计算：
已知大带轮节圆直径为162.71，伸直径为D=30mm 故D 1=(1.8~2)D =(1.8~2)30=(58-60)mm ，取D 1=60mm L =(1.5~2)D =(1.5~2)30mm=(45-60)mm,取L =60mm 由机械设计手册（单行本）表14.1-60查得
w b =7.90±0.15 g h =7.14013.0- 5.1±Φ=20 f r =1.98 a r =13
.00
39.2+ δ2=2.794
外圆直径 a d =d-δ2=162.71-2.794mm=159.92mm 外圆节距 z
d p a
π=
=
22
92
.159⨯πmm=22.84mm
根圆直径 g a f h d d 2-==159.92-2⨯3.05mm=153.82mm 3.1.3 竖直同步带的选择安装及计算
已知条件：电动机功率：P =1.5kw ，转速：n 1=1000r/min ，传动比i =2。

每天工作8小时。

处于传动系统的第一级，输入同步带的功率为
P = 1.5kw
（1）确定计算功率
由表8-7查得工作情况系数K A =1.4，故
P d =K A P =1.45.1⨯=2.1(kw)
（2）选择同步带的带型和节距
根据P d 、n 1由机械设计手册图14.1-14选用H 型，节距为 P b =12.7mm （3）确定带轮的齿数节圆直径 1）大带轮齿数
z 1=28
2）初选大带轮的节圆直径d 1。

由机械设计手册表14.1-61，大带轮的节圆直径
d 1=
π
b
p z 1＝
π
7
.1228⨯mm=113.19mm
3)小带轮的齿数
z 2=iz 1=2814
11
⨯
=22≥z min 4）小带轮的节圆直径
d 2=π
b
p z 2 =
π
7
.1222⨯mm=88.94mm
5）带速 v=1000
601
1⨯n d π=
1000
601000
2.113⨯⨯⨯πs m =5.93s m ≤v max
（4）确定同步带中心距a 和基准长度L d
)(7.021d d +≤a 0≤)(221d d +
初定中心距a 0为300mm 2)由式
2
122100a 4)()(2a 2d d d d L -+++=π
计算带所需基准长度
2
122100a 4)()(2a 2d d d d L -+
++=π =[2⨯300+π⨯(113.19+88.94)+)94.8819.113(2
-]
=918.00mm
由机械设计手册表14.1-51查得应选用带长代号为360的H 型同步带，其节线长度p L =914.40mm ，节线长上的齿数z=72。

3) 计算中心距a a ≈ a 0 +
2
L L p -=300+
2
00
.91840.914-mm=296.40mm
中心距变化范围为296.40-300mm （5）验算小带轮啮合齿数
m z =ent[22z -a
z P b 222π（1z -2z ）]=ent[222-40.29622270.122⨯⨯π(28-22)] =10
（6）基本额定功率的计算
由表14.1-58查的T a =2100.85N ，m=0.448kg ／m
P 0=1000
)(2v m v T a
=100089
.8)89.8448.085.2100(2⨯⨯-=18.36kw
（7）带宽b s 的计算 b s =b s014
.10
P K P z d
由表14.1-52查得H 型带0s b =76.2mm, z m =10;K z =1。

s b =76.2⨯14
.193
.51
.2mm=30.79mm
所以应选择带宽代号为150的H 型带，其s b =38.1mm
（8）带轮结构和尺寸
传动选用的同步带为360H150； 大带轮：z 1=28，1d =113.19mm 1a d =111.82mm 小带轮：2z =22，2d =88.94mm 2a d =87.56mm 3.1.3 同步带的张紧、安装与防护
（1）同步带传动在运转一段时间以后，会因为带的塑性变形和磨损而松弛。

为了保证带传动正常工作应定期检查带的松弛程度，采取相应的补救措施。

可以选择1.调整中心距法，2.张紧轮法。

通过选择，本设计选择定期张紧装置来调节带的初拉力，使带重新张紧。

（2）同步带在安装时，带轮的轴线应该平行，各带轮相对的带槽的对称平面应重合，误差不得超过20o ，否则会引起同步带的扭曲使两侧面过早磨损。

（3）同步带应定期检查及时调整，发现损坏的同步带应及时更换，新旧带、普通同步带、不同规格的同步带均不能混合使用。

这样既可防止绞伤人，又可以防止灰尘、油及其它杂物飞溅到带上影响传动。

（4）为了安全起见，本设计中的同步带传动置于保护罩内，使之不能外露，达到良好的保护效果,这样既可防止绞伤人，又可以防止灰尘、油及其它杂物飞溅到带上影响传动。

3.2 滚珠丝杠副的设计计算
（1）最大工作载荷计算
最大工作负载F z =2000N ，沿丝杠轴向，横向工作载荷F y =0.5F z =1000N 。

因此，滚珠丝杠的最大工作载荷即滚珠丝杠的进给抗力为：
N
fF F y
z m 2150100015.02000F =⨯+=+= （3-11）
式中，f 为导杆和轴套之间的摩擦系数，f=0.15。

（2）校核最大动负载C
滚珠丝杠最大动负载m m F f L 3C =，式中，L 为工作寿命，L=60nT/106，n 为丝杠
转速，
m i n /1500/254
100
/n 0r s r L v ===
= （3-12）
T 为额定使用寿命，取T=15000h ，则L=60×1500×15000/106=1350。

F m 为运转状态系数，在无冲击状态下，f m =1.2。

代入如上述数据算得C=28514.40N ，查表知型号为FF1204-3的滚珠丝杠额定动负载C a =4kN ，安全裕度为4000//349.33=11.45。

（3）传动效率计算
根据初选滚珠丝杠型号查表知螺旋升角λ=4.55°，一般摩擦角φ=1/6，则
6.900.74tan 55.4tan =︒
︒
=η （2.18）
传动效率很高，合乎要求。

3.3减速器的选择
（1）根据传动比分配计算，本设计中需要确定一个传动比11的摆线针轮减速器，其输入轴的最高转速为2000r ∕min ，低于0o 时，启动前润滑油应预热。

（2）选择减速器型号
电机输入转速 n 1=2000r ∕min 减速器输出转速 n 2=181.82 r ∕min 电机输入功率 P 1=5kw
减速器输出功率 P 2=211ηηP =597.094.0⨯⨯kw=4.56kw
电机输入转矩 m N n ⋅⨯=P =T 20005
95509550111=23.88m N ⋅
减速器输出转矩 m N m N i ⋅=⋅⨯⨯⨯=T =T 51.23997.094.01188.232112ηη
计算工作转矩 =⋅⨯=T =T m N n n c 52.239)1500
2000
(
)(3
10
1
211ε261.11m N ⋅
查机械设计手册（单行本）表18.1-99得选ZWD5.5-5A-11，其输出轴许用
转矩P T =483.0m N ⋅满足c T ≤P T 。

表明减速器的转臂轴承寿命和零件强度均满足要求，故所选减速器合适。

3.3 轴的设计及计算
3.3.1 轴的作用
（1）轴是组成机器的主要零件之一。

所有可以做回转运动的零件都必须安装在轴上才得以传递运动和动力。

按照承受载荷的不同，轴可以分为转轴，心轴和传动轴三类。

轴按照轴线形状的不同，分为曲轴和直轴两类。

直轴根据外形的不同可分为光轴和阶梯轴两种。

光轴形状简单加工容易，但轴上的零件不易装配及定位，阶梯轴则正好与光轴相反。

因此光轴主要用于心轴和传动轴，阶梯轴则常用于转轴。

（2）轴的设计是根据轴上零件的安装，定位及轴的制造工艺等方面的要求合理的确定轴的结构形式和尺寸。

轴的工作能力计算指的是轴的强度，刚度和振动稳定性等方面的计算。

多数情况下轴的工作能力主要取决于轴的强度。

这时只需对轴进行强度计算以防止断裂或塑性变形，对高速运转的轴，还应进行振动稳定性计算，以防发生共振而破坏。

3.3.2 轴的设计计算
（1）轴的材料选择：由于主要是承受较大载荷，且没有较大冲击，所以选择40Cr 作为轴的材料。

轴的材料为40Cr ，调质处理。

（2）轴的结构设计 轴的最小尺寸的确定
根据机械设计表15-3，取A 0=112，于是得
3
3
2.156
11212
63.2
p d A n
≥=⨯= （4.1） 由于要铣一个键槽，所以d min =63.63*｛1+（5%-7%）｝ 算出d min =66.8-68.1mm ，取d min =67mm 。

3.4 滚动轴承的选择
3.4.1 滚动轴承的作用
滚动轴承是现代机器中，广泛应用的部件之一，它是依靠主要元件见的滚动接触来支撑转动零件的。

滚动轴承绝大多数已经标准化，并有专业工厂大量制造及供应各种常规规格的轴承。

滚动轴承的基本结构主要由内圈、外圈、滚动体、和保持架等4部分组成。

内圈
用来和轴颈装配，外圈用来和轴承座孔装配。

通常内圈随轴颈回转，外圈固定，但也可用于外圈回转而内圈不动。

3.4.2滚动轴承的选择
选择滚动轴承主要依据几下几个原则
（1）轴承载荷
轴承所受载荷的大小、方向和性质，是选择滚动轴承类型的主要依据。

（2）轴承的转速
一般转速下，转速的高低对类型的选择不发生什么影响，只有在转速较高时，才回有比较显著的影响。

（3）轴承的调心性能
当轴承的中心线与轴承座中心线补充和而有角度误差是，或因轴受力而弯曲或倾斜时，会造成轴承的内外圈轴线发生偏斜。

这时，应采用具有一定调心性能的调心轴承或带座外球面球轴承。

（4）轴承的安装和拆卸
便于拆卸，也是在选择轴承类型时应考虑的一个因素。

在轴承座没有刨分面而必须严轴向安装和拆卸轴承部件时，应优先选用内外圈可分离轴承。

使用机械设计手册通过以上原则以及轴的内径，选择圆锥滚子轴承。

轴承型号为30214,个数为2个。

3.4联轴器的选择
（1）联轴器是机械传动中常用的部件。

他们主要用来连接轴与轴，以传递运动与转矩；有时也可用作安全装置。

联轴器用来把两轴连接在一起，机器运转时两轴不能分离；只有在机器停车并将连接拆开后，两轴才能分离。

（2）选择联轴器类型可以考虑以下几点：
①所需传递的转矩大小和性质以及对缓冲减震功能的要求。

②联轴器的工作转速高低和引起的离心力大小。

对于高速传动轴，应选用平衡精度高的联轴器。

③两轴相对位移的大小和方向。

在安装调整过程中，难以保持两轴严格精确对中，或工作过程中两轴将产生较大的附加相对位移时，应选用挠性联轴器。

④联轴器的可靠性和工作环境。

通常由金属元素制成的不需润滑的联轴器比较可靠；需要润滑的联轴器，其性能易受润滑完善程度的影响，可能污染环境。

⑤联轴器的制造、安装、维护和成本。

在满足其使用性能的条件下，应选用拆卸方便、维护简单、成本低的联轴器。

（3）本设计中的联轴器用来连接电动机输出轴与减速器输入轴，用以将电动机输出地动力传到减速器上。

已知输出轴转速约为2000r/min。

通过加工，综合考虑以上几点，选择凸缘联轴器。

轴孔直径为48mm，个数为1个。

4 其他零部件的计算
4.1气缸的设计
4.1.1气缸的作用
气压传动中将压缩气体的压力能转换为机械能的气动执行元件。

气缸有作往复直线运动的和作往复摆动的两类（见图）。

作往复直线运动的气缸又可分为单作用、双作用、膜片式和冲击气缸4种。

①单作用气缸：仅一端有活塞杆，从活塞一侧供气聚能产生气压，气压推动活塞产生推力伸出，靠弹簧或自重返回。

②双作用气缸：从活塞两侧交替供气，在一个或两个方向输出力。

③膜片式气缸：用膜片代替活塞，只在一个方向输出力，用弹簧复位。

它的密封性能好，但行程短。

④冲击气缸：这是一种新型元件。

它把压缩气体的压力能转换为活塞高速(10～20米／秒)运动的动能，借以作功。

冲击气缸增加了带有喷口和泄流口的中盖。

中盖和活塞把气缸分成储气腔、头腔和尾腔三室。

它广泛用于下料、冲孔、破碎和成型等多种作业。

作往复摆动的气缸称摆动气缸，由叶片将内腔分隔为二，向两腔交替供气，输出轴作摆动运动，摆动角小于280°。

此外，还有回转气缸、气液阻尼缸和步进气缸等。

4.12气缸的计算
根据工作所需力的大小来确定活塞杆上的推力和拉力。

由此来选择气缸时应使气缸的输出力稍有余量。

若缸径选小了，输出力不够，气缸不能正常工作；但缸径过大，不仅使设备笨重、成本高，同时耗气量增大，造成能源浪费。

在夹具设计时，应尽量采用增力机构，以减少气缸的尺寸。

下面是气缸理论出力的计算公式：
F：气缸理论输出力(kg)
F′：效率为85％时的输出力(kg)－－(F′＝F×85％）
D：气缸缸径(mm)
P：工作压力(kg／cm2)
气缸其使用压力为5kg／cm2，在气缸推出时其推力为132kgf，(气缸效率为85％)。

(1)由气缸的推力132kgf和气缸的效率85％，可计算出气缸的理论推力为F ＝F′／85％＝155(kgf)
(2)由使用压力5kgf／cm2和气缸的理论推力，查出选择缸径为 63的气缸便可满足使用要求。

5结论
随着码垛机技术的进一步发展。

其应用必将越来越广泛，所以码垛机机械手的设计有着十分重要的意义。

本文完成了一个实现伺服控制的码垛机的设计。

在机械结构方面，水平方向利用同步带传动，同步带能够实现精确地伺服控制，而且结构简单，运动平稳，维护方便，污染小，符合节能环保的设计趋势。

竖直方向利用同步带和滚珠丝杠配合传动，同样能够实现精确伺服控制，且滚珠丝杠结构紧凑，能够节约空间。

在控制系统方面，利用了电气数字控制，提高了机械手的实时性，能够精确的对机械进行控制。

作为一项融合多种学科发展成果的码垛机设计，本设计在完成上述工作的同时，深觉还有很多深化空间，学要进一步的研究学习。

（1）机械结构设计可继续优化，以进一步提高运动时的系统稳定性，从而提高工作效率。

（2）随着传感器技术、信息处理技术和计算机技术的快速发展，机械手可以加入更多传感器，以提高机器的可控制性及安全性。

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致谢
在即将完成我的本科生活之际，向所有关心、帮助我的老师、同学、亲人表示衷心的感谢。

首先我要感谢我的导师樊宁。

回顾这半年来的学习生活，我感到非常幸运能够遇到一位好导师。

樊老师严谨的治学态度、忘我的敬业精神、平易近人的性格都给我留下了深刻的印象。

樊老师在整个设计进程中给我指定了周密的学习计划，在我遇到困难时，总是给予我悉心的指导。

另外，在毕业设计期间还为我提供了良好的学习设计条件，使我能够充分扩展自己的知识面。

其次，要感谢和我同组的所有同学，在我遇到难题时，他们总是很热心的帮我解答。

还要感谢我的舍友王清和宿晓杰同学，他们在毕业设计期间给我提过很多宝贵的建议。

最后感谢一直以来支持和关心我的家人，他们的期盼是我最大的动力。