斜置辊轮式胶带分拣系统设计说明书.doc

中国矿业大学毕业设计
目 录
第1章 绪论 1
第1.1节 现代分拣系统概述 1
第1.2节 自动分拣系统的组成 2
第1.3节 分拣机分类 3
第2章 方案的确定 4
第2.1节 机械部分方案的确定 4
第2.2节 控制部分方案确定 5
第3章 机械结构设计 6
第3.1节 滚筒体自身转动装置的设计 6
3.1.1 传动方案设计 6
3.1.2 电机的选择 6
3.1.3 计算传动装置的运动和动力参数 7
3.1.4 滚筒中的齿轮传动设计 11
3.1.5 中间齿轮轴的设计计算： 9
3.1.6 高速齿轮轴 19
3.1.7 滚筒体厚度的计算 20
3.1.8 法兰轴设计 20
3.1.9 轴承选择计算 26
3.1.10 紧固件的计算： 27
3.1.11 键联接计算 28
3.1.12 滚筒体受力分析 29
3.1.13 滚筒支架的设计 29
3.1.14 动作时间的计算 30
第3.2节 气压推移装置的设计计算 30
3.2.1 气压传动及其应用 31
3.2.2 气压传动的优缺点 31
3.2.3 气压传动系统的组成 32
3.2.4 气缸的设计 33
3.2.5 气压缸的设计计算 34
3.2.6 步进电机的选择 40
3.2.7 锥齿轮的设计 42
3.2.8 底座轴承的设计计算 46
2.2．9 同步齿轮的设计计算 46
第4章 控制系统设计 50
第4.1节 颜色识别系统 50
4.1.1 传感器与其等效电路 50
4.1.2 双结硅色敏器件的检测电路 51
第4.2节 步进电机 52
4.2.1 步进电机的工作原理 53
4.2.2 步进电机驱动电路 54
第4.3节 控制系统设计 58
4.3.1 芯片简介 58
4.3.2 扩展三总线的产生 60
4.3.3 扩展数据存储器 62
4.3.4 A/D转换与接口技术 63
4.3.5 步进电机的微机控制 65
4.3.6 流程图 68
4.3.7 软件 68
参考文献 73
附录 75
致 谢 91

第1章 绪论
　　自动分拣机是按照预先设定的计算机指令对物品进行分拣，并将分检出的物品送达指定位置的机械。随着激光扫描、ti9aoma及计算机控制技术的发展，自动分拣机在物流中的使用日益普遍。在邮政部门自动信函分拣机及自动包裹分拣机已经使用多年。
被检货物经由各种方式，如人工搬运、机械搬运、自动化搬运等送入分检系统，经合流后汇集到一条输送机上。物品接受激光扫描仪对其条形码的扫描，或通过其它自动识别的方式，如光学文字读取装置、声音识别输入装置等方式，将分拣信息输入计算机中央处理器中。计算机通过将所获得的物品信息与预先设定的信息进行比较，将不同的被拣物品送到特定的分拣道口位置上，文成物品的分检工作。分拣道口可暂时存放未被取走的物品。当分拣道口满载时，由光电控制，阻止分拣物品不再进入分拣道口。

第1.1 节 现代分拣系统概述
1、现代分拣系统的基本构成包括混杂一起的物品的输入、分拣运输机系统和分拣后物品的输出三大部分。
2、对成件物品分拣系统的基本要求是：
（1）能够迅速准确的分拣物品，且分拣差错率低，现代大型分拣系统的分拣速度每小时可达几万件。
（2）分拣能力要强，现代大型分拣系统分拣口数目可达数百个。
（3）分拣系统对分拣物品的大小、形状、质量、包装形式及材质等因素的适应范围要宽。
（4）工作时对分拣物品的冲击和振动要小，安全保护措施齐全，对被分拣物不能造成损坏。
（5）分拣作业中操作人员输入分拣命令简单方便，人工辅助动作简单、省力。
（6）自动控制和计算机管理的功能完善，性能安全可靠。

第1.2节 自动分拣系统的组成
自动分拣系统一般由控制装置、分类装置、输送装置及分拣道口组成。以上四部分装通过计算机网络联结在一起，配合人工控制及相应的人工处理环节构成一个完整的自动分系统。
1、控制装置的作用是识别、接收和处理分拣信号，根据分拣信号的要求指示分类装置按商品品种、按商品送达地点或按货主的类别对商品进行自动分类。这些分拣需求可以通不同方式，如可通过条形码扫描、色码扫描、键盘输入、重量检测、语音识别、高度检测形状识别等方式，输入到分拣控制系统中去，根据对这些分拣信号判断，来决定某一种商该进入哪一个分拣道口。
2、分类装置的作用是根据控制装置发出的分拣指示，当具有相同分拣信号的商品经该装置时，该装置动作，使其改变在输送装置上的运行方向进入其它输送机或进入分拣口。分类装置的种类很多，一般有推出式、浮出式、倾斜式和分支式几种，不同的装置对拣货物的包装材料、包装重量、包装物底面的平滑程度等有不完全相同的要求。
3、输送装置的主要组成部分是传送带或输送机，其主要作用是使待分拣商品鱼贯通过控制装置、分类装置，并且输送装置的两侧一般要连接若干分拣道口，使分好类的商品滑下主输送机（或主传送带）以便进行后续作业。
4、分拣道口是已分拣商品脱离主输送机（或主传送带）进入集货区域的信道，一般由钢带、皮带、滚筒等组成滑道，使商品从主输送装置滑向集货站台，在那里由工作人员将该道口的所有商品集中后或是入库储存，或是组配装车并进行配送作业。

第1.3节 分拣机的分类
分拣机的种类很多，按照分拣机采用的主要输送机的类型，可分为链式分拣机、带式分拣机、胶带分拣机、辊道分拣机及其它分拣机等。其中，链式分拣机又分为翻盘式分拣机、翻板式分拣机、翼盘式分拣机、三维翻转式翻盘分拣机等；胶带分拣机有以下几种：横向推出式胶带分拣机、斜行胶带式分拣机斜置辊轮式胶带分拣机、转台式胶带分拣机、底卸式胶带分拣机；辊道分拣机可分为横向胶带式辊道分拣机、横向推出式辊道分拣机等。此外，还有一些专用分拣机不断出现，例如悬挂式分拣机、信函自动分拣系统、电子称量分拣机等。

第2章 方案的确定

第2.1节 机械部分方案的确定
本设计要做的是辊轮式分拣机的小型化模型，基本思路如下：在分拣口前500mm处，安装气压推移装置，平时气压缸是收缩起来的，当所要分拣的物体到达气压推移装置处，根据所要分拣的物品确定气压缸的伸缩。在分拣口处，安装三排轴线可以向左右偏转45°角的辊轮，平时辊轮轴线与胶带运行方向垂直，分拣时，斜置辊轮轴线向左或向右偏转45度，使分拣物被辊轮拖动从侧面脱离胶带输送机滑入分拣溜槽。这种分拣机不适合分拣体积较小的物品，太小的物品会卡在辊轮之间或从间隙中掉出。
实现这个分拣功能需要满足两种运动要求，首先要使辊轮绕自身轴线转动以带动被分拣的物品运动，其次，要实现整排辊轮左右的偏转。
关于辊轮自身的转动问题，有以下几种方式可以实现：可以采用带传动、链传动或者齿轮传动等方式用电动机带动。整排辊轮的偏转可以通过步进电机的正反转控制来实现。但是两种功能综合考虑，要使辊轮在轴线偏转的同时自身转动，需要传动装置来带动，这就需要动力装置与辊轮同时偏转才能保证传动可以实现，例如，也就是要动力装置与辊轮的相对位置保持不变，若要每个辊轮沿不同的轴线来偏转就需要给每个辊轮分别配电机和传动机构，这样的话，结构就占空间位置将会比较大，布置不太合理。从多方面考虑，决定用内置电机的电动滚筒形式来解决这个问题，电动滚筒可单独驱动，所以，适用于不便于布置成组驱动的部位。关于偏转的实现：步进电机要带动辊轮沿不同的轴线自身偏转，要同时动作，则需要一个平行四边形机构来实现，然后只要带动一根轴转动就可以使几个轴同步转动。基本方案图如图2.1：
图2.1 机械部分总体方案

第2.2节 控制部分方案确定
首先是信号识别的问题，如果分拣口数目很多则可以考虑使用条形码识别系统。本设计只是一个小型化的模型，分拣口只有三个，所以，利用颜色识别比较简单易行，这就涉及到传感器的选择问题，和模拟量与数字量的转换等等。首先由传感器采集信号，由于传感器得到的信号微弱且不稳定，必须经过放大、采样保持电路以获得稳定的信号，然后由A/D转换变为数字信号送入8031处理器，再通过软件的设计，发送信号给步进电机，使其正转或者反转。如下图所示

传感器
放大电路
驱动电路
动作装置
微处理器
采样保持
A/D转换
图2.2 控制流程图

第3章 机械结构设计
第3.1 节 滚筒体自身转动装置的设计
3.1.1 传动方案设计
该传动系统采用两级定轴轮系传动，由内齿轮带动滚筒，并将电机及传动系统置于滚筒内部，构成电动滚筒型式。如图

图3.1 电动滚筒结构简图
1——电动机 2——第一级小齿轮 3——第一级大齿轮 4——第二级小齿轮5——内齿圈 6——滚筒体
3.1.2 电机的选择
电机选择（所涉及公式参考《实用微电机手册》）
1）电动机输出的转矩主要是克服负载惯量，只要加速到同步转速后，电动机的输出转矩只用来克服摩擦转矩。因此负载转矩最大时应是启动的瞬间。
设电动机起动的时刻t=0,电机的角速度ω=0，从零加速到同步转速时是匀加速运动，加速时间是0.2s,稳定速度是2π/s，则启动时的等效转矩为：
（3 · 1）
式中 J——负载的转动惯量（g·cm）
n——电动机的同步转速（r/min）
设物体质量m=5kg，辊轮转速n=40r/min,辊轮半径r=2.5cm
J=mr=5×2.5=31250g/cm
物重 W=5kg×9.8N/kg=49N
摩擦力 F’ =μW= 0.045×49 = 2.2N
物体作用在至少3个辊轮上，所以实际摩擦力
F==N=0.735N
m≈500g
J=
电动机应提供的转矩为
M =5.23×10·n·(J+ J)+F·r
=5.23×10×40×(31250+1562.5)+0.735×2.5=7.3N·cm
2）假设工作阻力为20N，
则滚筒所需功率 ,
需要电动机的功率
辊轮主轴功率P=2.2W
所以选择43TRY-02永磁容分同步电动机可以满足要求
参数：
启动转矩9.8N·cm,额定功率3.0W，额定转速250r/min,
外形尺寸φ43×22.5
3.1.3 计算传动装置的运动和动力参数
1. 传动比定为 ，
2. 各级转速
=250 r/min

3. 各级功率

4. 各级转矩

3.1.4 滚筒中的齿轮传动设计
滚筒中的齿轮传动设计（所涉及公式及参数来自《机械设计工程学Ⅰ》）
1. 高速级齿轮计算（预期工作寿命：8×300×8h）
1）选择齿轮材料
查表8-17 小齿轮选用KTZ500-03，大齿轮选用KTZ500-03
HBS=201~269，HBS=201~269
2）按齿面接触疲劳强度设计计算
确定齿轮传动精度等级，按v=（0.013~0.022）n估取圆周速度v=0.1m/s，参考表8-14，表8-15选取 Ⅱ公差组10级
取小轮分度圆直径d，由式（8-64）得
d≥ （3 · 2）
齿宽系数 查表8-23，按齿轮相对轴承为悬臂布置，取 =0.23
小轮齿数Z 在推荐值20~40中选Z=24
大轮齿数
齿数比u =36/24=1.5
传动比误差为 误差在±5%范围内 合适
小轮转矩 由式（8-53）得

载荷系数K　由式（8-53）得 K=KKKK
使用系数K查表8-20 K=1
动载荷系数 K 查图8-57得初值K=1.1
齿向载荷分布系数K 查图8-60 K=1.15
齿间载荷分配系数K，由式（8-55）及β=0得
==[1.88－3.2（+）]cosβ=[1.88－3.2(+)]=1.66
查表8-21并插值 K=1.29
则载荷系数K的初值 =1×1.1×1.15×1.29=1.63
弹性系数 查表8-22 =143.7
节点影响系数 查图8-64（β=0，） =2.5
重合度系数 查图8-65（）
许用接触应力[] 由式（8-69）得[]=··／
接触疲劳极限应力 、查图8-69
=460N/mm =460N/mm
应力循环次数由式（8-70）得
=60njL=60×250×1×(8×300×8)=2.88×10
=/u=2.88×10/1.5=1.76×10
则 查图8-70得接触强度的寿命系数、（不允许有点蚀） ==1
硬化系数，查图8-71及说明 =1
接触强度安全系数 查表8-27，按一般可靠度查
=1.0~1.1，取=1.1
[]=460×1×1/1.1=418N/ mm
[]=460×1×1/1.1=418N/ mm
故的设计初值为
=8.89mm
齿轮模数m m=/=8.89/24=0.39mm 查表8-3 m=0.4mm
小轮分度圆直径的参数圆整值 =m=24×0.4=9.6mm
圆周速度 v=π/60000=π×9.6×250/60000=0.12m/s
动载荷系数，查图（8-57）得：=1
载荷系数=1×1×1.15×1.29=1.4835
小轮分度圆直径
≥=8.89
取9mm
大轮分度圆直径 =m=0.4×36=14.4=15mm
中心距 a=0.4×(24+36)/2=12mm
齿宽 b==0.28×9=3mm
大轮齿宽 mm
小轮齿宽 =+1=4mm
3）齿根弯曲疲劳强度校核计算
由式（8-66） （3 · 3）
齿形系数 查图8-67
小轮 =2.52 大轮=2.33
应力修正系数 查图8-68
小轮=1.63 大轮=1.7
重合度系数 由式（8-67）
=0.25+0.75/=0.25+0.75/1.66=0.69
许用弯曲应力 [] 由式（8-71）
[]=
弯曲疲劳极限 查图8-71
=390N/mm =390N/mm
弯曲寿命系数查图8-73
==1
尺寸系数 查图8-74 =1
安全系数 查图8-27 =1.3
则 []==390×1×1/1.3=300N/mm
[]==390×1×1/1.3=300N/mm
故 ==166.17 N/mm
＜[]
==128.19 N/mm
＜[]
齿根弯曲强度足够
4）齿轮主要几何尺寸计算
齿顶高
齿根高
齿全高
齿顶圆直径

齿根圆直径

2. 内啮合齿轮计算（预期工作寿命：8×300×8h）
1）选择齿轮材料
查表8-17 小齿轮选用KTZ 500—03 大齿轮选用KTZ 500—03 HBS=201～269， HBS=201～269
2）按齿面接触疲劳强度设计计算
确定齿轮传动精度等级，按v=（0.013~0.022）n估取圆周速度v=0.1m/s，参考表8-14，表8-15选取
小轮分度圆直径d，由式（8-64）得
（3 · 4）
齿宽系数ψ查表8-23
按齿轮相对轴承为非对称布置 取ψ=0.8
小齿轮数Z 在推荐值20～40中选 取Z=20
大齿轮数Z Z==4×20=80
齿数比 u= Z/Z=4
传动比误差 ，误差在±5%范围内 合适
小轮转矩T，由式（8-5）得
T=9550 P/n =9550×2.55/166.7=146.11N·mm
载荷系数K，由式（8-54）得
使用系数K，查表8-20，K=1
动载荷系数，查图8-57得初值K=1.1
齿向载荷分布系数K，查图8-60，K=1.15
齿间载荷分配系数K，由式（8-55）及β=0得

查表8-21并插值，K=1.306
则载荷系数K的初值K=1×1.1×1.5×1.306=1.65
弹性系数Z，查表8-22，Z=143.7
节点影响系数Z，查图8-64（β=0，x=x=0） Z=2.5
重合度系数，查图8-65（）Z=0.875
许用接触应力[]，由式（8-69）得[]=
接触疲劳极限应力，，查图8-69
==460N/mm，
应力循环次数由式（8-70）得
N=60×132.37×1×（8×300×8）=1.767×10h
N= N/u=1.767×10/4=4.417×10h
则查图8-70得接触强度的寿命系数Z，Z（不允许有点蚀）
Z= Z=1
硬化系数Z，查图8-71及说明，Z=1
接触强度安全系数S，查表8-27，按一般可靠度查S=1.0~1.1
取S=1.1
[]=460×1×1/1.1=418 N/mm
[]=460×1×1/1.1=418 N/mm
故d的设计初值d为
d≥=7.68mm
齿轮模数m= d/Z=7.68/20=0.38
查表8-3，圆整m=0.4
小轮分度圆直径的参数圆整值 d’= Zm=20×0.4=8mm
圆周速度 v=πdn/60000=π×12×166.67/60000=0.096m/s
与估取圆周速度v很相近,对K取值影响不大,不必修正K
K=K=1.1, K=K=1.65
小轮分度圆直径d= d’=8mm
大轮分度圆直径d=mZ=0.4×80=32mm
中心距 a==12mm
齿宽 b=7.68×0.8=6.14mm
大轮齿宽 b=6mm
小轮齿宽 b= b+1=7mm
3) 齿根弯曲疲劳强度校核计算
由式(8-66)
齿形系数Y,查图8-67
小轮Y=2.52 大轮Y=2.3
应力修正系数Y,查图8-68,
小轮Y=1.62, 大轮Y=1.72
重合度系数Y,由式(8-67)
Y=0.25+0.75/=0.25+0.75/1.715=0.687
许用弯曲应力[],由式(8-71) ,
[]= （3 · 5）
弯曲疲劳极限,查图8-72,
=390N/mm,=390N/mm
弯曲寿命系数Y,查图8-73 Y=Y=1
尺寸系数Y, 查图8-74 Y=1
安全系数S, 查表8-27 S=1.3
则 []=390×1×1/1.3=300N/mm
[]=390×1×1/1.3=300N/mm
=[]
=[]
齿根弯曲强度足够
4）齿轮主要几何尺寸计算
齿顶高
齿根高
齿全高
齿顶圆直径

齿根圆直径

3.1.5 中间齿轮轴的设计计算：
基本尺寸如下：
a’=12mm，b=1mm，L=1mm，L=1mm，L=9mm，B=7mm，r=0.5mm
弯矩计算：
垂直方向
=8.01×0.009=0.072 N·m
=6.79×0.001=0.00679 N·m
水平方向
=9.56×0.009=0.086 N·m
=0.01867 N·m
合成弯矩
=0.112 N·m
=0.0199 N·m
轴径计算：
=0.169 N·m
=0.128 N·m
=3.645mm
=3.645mm
圆整 =4mm =4mm
危险断面疲劳强度安全系数S校核：
=4mm
Z=，
，=1.0
C=0.75（1+0.05）=0.827
M N·m
M=（=（1.1×=384.86 N·m
T N·m
M N·m
M’= N·m
S
校核通过。
=4mm
Z=
==5.52×10
Z=
=
=1.18×10
，=1.0
C=0.75（1+0.05）=0.827
M N·m
M=（=（1.1×=15.726 N·m
T N·m
S=
校核通过。
3.1.6 高速齿轮轴
P=2.8W=0.0028kW，D=50mm，M=0.084 N·m
F，F
R=
L=2mm
弯矩M=R L=19.87×0.002=0.0397N·m
合成弯矩M’==0.093N·m
轴径d=1.04×21.68=1.04×21.68×=2.986mm
圆整 d’=3mm
危险截面疲劳强度安全系数校核：
d’=3mm
Z=
==5.66×10
Z=
==3.215×10
，=1.0，=0.05
C=0.75（1+0.05）=0.827
M=（=（1.1×=5940.37N·m
TN·m
S=
校核通过。
3.1.7 滚筒体厚度的计算
电动滚筒的筒体失效主要是磨损破坏。
根据经验计算公式
（3 · 6）
式中 P——功率，kW
l——筒长，mm
D——滚筒直径，mm，R＝D/2 （mm）
[σ]——许用应力，N/mm
取，对于Q235A钢，＝235，则＝58.75
则
∴ =0.085mm
这里取t=1mm强度足够。
3.1.8 法兰轴设计
将左右法兰轴与电机联接成一个组件，按简支梁进行受力分析和计算，如图所示

图3.2 法兰轴应力图
受力分析
简支梁外载荷如下
M为Z齿圈作用在轴上的反力矩，是通过Z齿轮传递到a、b支点而产生的；左法兰轴轴头与支座无键联接，故不受扭矩作用，它的轴头按右法兰轴断面尺寸而无需核算。
、为由Z内齿圈作用在Z齿轮上的径向分力与齿轮作用在齿轮的径向分力，所求出的a、b两支点沿垂直方向的支座反力；
、为由Z、Z齿轮的切向分力所求出的a、b两支点沿水平方向的支座反力；
为左右法兰轴、电机、Z、、齿轮等的质量，作用点按L/2处考虑；
G为滚筒体、左右端盖、内齿圈等旋转部分的质量；
、为支点A、B沿垂直方向的支座反力；
、为支点A、B沿水平方向的支座反力；
、、、为齿轮Z、、Z、Z的圆周力；
、、、为齿轮Z、、Z、Z的径向力
已知条件如下：
滚筒功率P=2.8W=0.0028 kW，速度V=0.109m/s，直径D=50mm
材料：QT400-15，电机转速250r/min，
小齿轮分度圆直径d=9mm，内齿轮分度圆直径d=32mm
其它尺寸如下：L=80mm ，a=12mm，c=3mm ，c’=6mm，b=4mm，L/2=1mm，L=6mm，G=0.1×9.8=0.98N，G=0.4×9.8=3.92N，B/2=3
外载荷计算：
输入扭矩M=9550=9550×=0.084N·m
第一级齿轮传递的扭矩M=i M=0.084×1.5=0.126 N·m
i==36/24=1.5
i=Z/Z=80/20=4
M’=iM=4×0.126=0.50424N·m
M=500= N·m
F=F=
F=F=
F=F=
F=F==11.49N
R
R
R
R
F=1.575
R= （3 · 7）
=12N
R （3 · 8）
=
=0.68N
R （3 · 9）
=
=22.57N
R （3 · 10）
=
=4.16N
法兰轴轴头力矩计算：
A点分析：
垂直方向弯矩 M=12×0.003=0.036 N·m
水平方向弯矩 M=22.57×0.003=0.068 N·m
合成弯矩 M==0.077 N·m
法兰轴断面直径的计算：
M=0.313 N·m
[]=40
d=21.68=21.68=4.3mm
圆整 d=5mm
B点分析：
垂直方向弯矩M=12×0.5×0.002=0.012N·m
水平方向弯矩M=22.57×0.001=0.02257N·m
合成弯矩M==0.0256 N·m
法兰轴断面直径的计算：
M=0.304 N·m
d=1.04×21.68=1.04×21.68=4.43m
圆整 d=5mm
疲劳强度安全系数校核：
M==12×0.006=0.072 N·m
M==22.57×0.006=0.135 N·m
M===0.153 N·m
应力幅的等效系数 =0.05
疲劳极限的换算系数=1.45 =1.3
=1.367
=325.32 N·m
附：Z=1.23×
Z=2.46×
=576.08 N·m
5.66
疲劳强度的许用安全系数 [S]=1.7
>1.7，校核通过。
=1.45 =1.3
=1.367
=3.02 N·m
=576.08 N·m
=7.06＞1.7，校核通过。
3.1.9 轴承选择计算
1）法兰轴与端盖轴承寿命
轴承型号：深沟球轴承61800
F/2=31.815/2=15.91N，G/2=3.93/2=1.96N
n=

P=N
查表 C==1079N

2）中间齿轮轴轴承
，，，
N
N
轴径d=6mm
相配轴承型号：深沟球轴承627/6-2Z
查滚子轴承表 C==495
n=166.67r/min
=0.594

3.1.10 紧固件的计算：
1）滚筒右端盖联接螺栓
联接螺栓所在圆半径 r=22mm
螺栓数量 z=6
切向力R=
预紧力P=6.5R=6.5×3.83=24.87N
许用拉应力[]==80N/（按4.8级）
公称应力面积A
复合强度校核==73.56≤[]=100N/mm，故安全。
2）右法兰轴与电机端盖联接螺栓
D=50mm，mm
r==38/2=19mm
=13.44mm
滚筒输入扭矩
Z=4
R==N
N
N·m
=2.526N

N/
3.1.11 键联接计算
中间齿轮轴与齿轮的键联接

[p]=140N/

N/
3.1.12 滚筒体受力分析
P=2.35W=0.00235Kw，v=0.1m/s，l=75mm，D=50mm，t=1mm
圆周力
扭矩
剪切应力

，所以滚筒是安全的。

3.1.13 滚筒支架的设计
该支架只承受来自滚筒和成件物品的重量
每个滚轮约重 =0.5×9.8=4.9N,
每个物体约重 G=5×9.8=49N
所以作用在支架上的总重量G=
初选支架材料HT100，支架壁厚2mm，查表
总重量在支架上的作用面积S=2××π×10=15.7
则＜＝130
由此可知，支架强度足够。
3.1.14 动作时间的计算
假设物体最小体积为　200×300×200　()
滚筒转动45°用时 =0.2s
传感器安装在距离分拣口1000mm处，则从被传感器检测到物体到达分拣口，用时　＝1/0.1＝10s
分拣时，支架转过45°后到物体成功分拣（即支架转过后的保持时间）为　＝0.48/0.1=4.8s
分拣时， 液压缸伸缩所用的时间
=0.5/1=0.5s
所以，分拣一个物体需要的总时间为　t＝+++＝6s
两个物体之间的最小距离应为　S＝vt＝0.1×6=0.6m

第3.2节 气压推移装置的设计计算
3.2.1气压传动及其应用
气压传动简称气动,是指以压缩空气为工作介质来传递动力和控制信号。控制和驱动各种机械和设备，以实现生产过程机械化，自动化的一门技术。它是流体传动及控制学科的一个重要的分支。因为以压缩空气为工作介质，具有防火、防暴、防电磁干扰，抗振动、冲击、辐射，无污染，结构简单，工作可靠等特点，所以气动技术与液压、机械、电气和电子技术一起，互相补充，已发展成为实现生产过程自动化的一个重要手段，在机械工业、冶金工业、轻纺食品工业、化工、交通运输、航空航天、国防建设等各个部门已得到广泛的应用。
3.2.2气压传动的优缺点
气压传动的优点
（１） 空气随处可取，取之不尽，节省了购买、储存、运输介质的费用和麻烦；用后的空气直接排入大气，对环境无污染，处理方便，不必设备回收管路，因而也不存在介质变质、补充和更换等问题。
（２） 因空气粘度小（约为液压油的万分之一），在管内流动阻力小，压力损失小，便于集中供气和远距离输送。即使有泄漏，也不会像液压油一样污染环境。
（３） 与液压相比，气动反应快，动作迅速，维护简单，管路不易堵塞。
（４） 气动组件结构简单，制造容易，食欲标准化、系列化　、通用化。
（５） 气动系统对工作环境适应性好，特别在易燃、易爆、多尘埃、强磁、辐射、振动等恶劣工作环境中工作时，安全可靠性由于液压、电子和电气系统。
（６） 空气具有可压缩性，使启动系统能够实现超载自动保护，也便于储气罐储存能量，以备急需。
（７） 排气时气体因膨胀而温度降低，因而气动设备可以自动降温，长期运行也不会发生过热现象。
气压传动的缺点
（１） 空气具有可压缩性，当载荷变化时，气动系统的动作稳定性差，但可以采用气液联动装置解决问题。
（２） 工作压力较抵（一般为０.４～0.8Ma），又因结构尺寸不宜过大，因而输出功率较小。
（３） 气信号传递的速度比光、电子速度慢，故不宜用于要求高传递速度的复杂回路中，但对一般机械设备，气动信号的传递速度是能够满足要求的。
（４） 排气噪声大，需加消声器。
气动与液压传动控制方式的性能比较。
液压传动控制方式操作力 最大，动作较慢，不怕振动，结构复杂，负载变化影响较小，适于短距离操纵，无级调速性能良好，工作寿命一般，维护要求高，但价格稍贵。
气压传动控制方式操作力中等，动作较快，环境适应性好，构造简单，负载影响较大，适应于中距离操纵，无级调速性能较好，工作寿命长，维护要求不高，购买价格便宜。
在本设计中，工作压力小，结构尺寸和输出功率也小，负载变化小，而且要求动作速度快，所以，综合以上气压和液压传动的优缺点，选择气压传动是比较合适的，无污染，价格便宜，维护方便。
3.2.3气压传动系统的组成
典型的气压传动系统有气压发生装置、执行组件、控制组件和辅助组件四个部件组成。
1. 气压发生装置
气压发生装置简称气源装置，是获得压缩空气的能源装置，其主体部分是空气压缩机，另外还有气源净化设备。空气压缩机将原动机供给的机械能转化为空气的压力能；而气源净化设备用以降低压缩空气的温度，除去压缩空气中的水分、油分以及污染杂质等。使用气动设备较多的厂矿常将气源装置集中在压气站内，由压气站再 统一向各用气点分配供应压缩空气。
2. 执行组件
执行组件是以压缩空气为工作介质，并将压缩空气的压力能转变为机械能的能量转换装置。包括直线往复运动的气缸，作连续回转运动的气马达和作不连续回转的摆动马达等。
3. 控制组件
控制组件又称操纵、运算、检测组件，是用来控制压缩空气流的压力、流量和流动方向等，以便使执行机构完成预定运动规律的组件。包括各种压力阀、方向阀、射流组件、行程阀、转换器和传感器等。
4. 辅助组件
辅助组件是使压缩空气净化、润滑、消声以及组件间连接所需要的一些装置。包括分水滤气器、油雾器以及各种管路附件等。
3.2.4气缸的设计
选择气缸时应注意以下几个方面：
（１） 选择气缸的类型；根据使用场合和负载特点选择不同类型的气缸。
（２） 选择安装形式：有气缸的安装位置、社用目的等因素来决定。其原则四：负载作用力方向应始终与气缸轴线方向一致，以防活塞杆手弯曲力的作用。
（３） 确定气缸作用力的:大小：根据工作机构所需要的作用力 的大小类确定，并要留有一定裕度。
（４） 确定旗杆:高兴成与使用场合和机构所需要的形成比有关，也手加工和机构的限制。有些场合，应按所需要行程增加10~20mm的行程余量。
（５） 确定以内的速度：普通气缸的运动速度为0.5~1m/s，应根据需要在系统中设备调速组件，如节流阀等，且多采用排气节流调速，以增加系统刚性，防止爬行。
（６） 注意润滑：除无油润滑气缸外，均应注意气缸的合理润滑，在气源入口处设备油雾器，并根据需要调节供油量。
3.2.5气压缸的设计计算
1、确定气缸活塞杆的推力F
确定负载的大小。
物料的品质m1：5 kg
气压缸的质量m2：5 kg
物体与皮带的摩擦因子： (机械设计手册（新编软件2008）)
所以一个气压缸的作用力为：

由于本设计是两个气压缸共同作用，故每个气压缸承受一半的作用力

2、 气缸内径D的计算
推力作功时，（m） （3 · 11）
式中，p——气缸工作压力，
——负载率
负载率与气缸工作压力p有关，且综合反映活塞的快速作用和气缸的效率。下表列出了传输气缸与p的关系。的最佳值为0.3~0.5，气缸高速运动或垂直安装时取=0.3，低速运动是取=0.5。对与作夹具用的夹紧气缸，取=0.8~0.9。
表3.1 负载率与气缸工作力p发关系

0.016
0.20
0.24
0.30

0. 10~0.30
0.15~0.40
0.20~0.50
0.25~0.60

0.40
0.50
0.60
0.70~1

0.30~0.65
0.35~0.70
0.40~0.75
0.45~0.75
在此选择 =0.3
p=0.3 （3 · 12）
则气缸的内径为

计算出的气压缸内径需要按照GB/T2348—1993（液压气动系统及组件-缸内径及活塞杆外径）进行圆整。由此可得气缸的内径为
D=25mm
3、活塞杆直径的计算
与计算气缸的内径D相同。一般取d/D=0.2~0.3，必要时也可取 d/D=0.16~0.4。当活塞杆受压时，且其行程L≥10d时，还要校核其稳定性。
d=(0.16~0.4)D=4~10mm
在此取活塞杆的直径d=10mm。（计算出的活塞杆的直径需按照GB/T2348—1993液压3气动系统及组件-缸内径及活塞杆的外径进行圆整。
4、缸筒壁厚的计算
一般气缸筒壁厚δ与缸径D之比小于1 / 10。
气缸缸筒承受压缩空气的压力，其壁厚可按簿壁筒公式计算：

式中 D——缸筒内径，mm
——实验压力，，为工作压力p的1.5倍
[σ]——缸筒材料的许用应力，
——缸筒材料的抗拉强度，
n——安全系数，一般取n=6~8
按公式计算出的壁厚通常都很薄，加工比较困难，实际设计过程中一般都需要按照加工工艺要求，适当增加壁厚，尽量选用标准钢管或铝合金管。
缸筒材料常采用20号无缝钢管、铝合金2A12、铸铁HT150和HT200等。
本设计中采用20号冷拔无缝钢管，考虑到加工工艺，选用壁厚尺寸为=5mm。
5、 确定气缸活塞杆的行程
活塞杆的行程：S=250mm
计算出的活塞杆的行程需要按照GB2349——1980（液压气动系统及组件-缸活塞行程系列）进行圆整。故可以查得
L=500mm
6、 多数场合下活塞杆承受的是推力负载，细长杆件受压易产生弯曲和变形，必须考虑压杆的稳定性。
当活塞杆计算长径比L/d＞10时，当气缸承受的轴向负载达到极限值后，极为微小的干扰力都会使活塞杆产生弯曲变形，出现不桅顶现象，导致气缸不能正常工作。
活塞杆的稳定性条件是
气缸的压杆稳定