基于PLC的自动叠衣机的设计【含二维图纸CAD和三维sw图]

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As a kind of household intelligent folding machine, this design has small size, simple structure, and can fold clothes conveniently and quickly, so as to realize the intelligent folding of clothes. Key words: Folding method; PLC; Photoelectric Sensor; Intermittent movement  目 录 摘 要 I ABSTRACT II 第1章 绪 论 1 1.1 研究目的及意义 1 1.2 国内外研究现状 1 1.3 本文研究的内容 2 第2章 总体方案的设计 3 2.1总体结构设想 3 2.2执行机构方案 3 2.2.1 方案一 3 2.2.2 执行机构方案二 4 2.3 传动方案 5 2.4 整体机构示意图 5 第3章 自动叠衣机部分零部件的外形设计 7 3.1衣物折叠装置 7 3.2开关手柄 7 3.3大锥齿轮 8 3.4 曲柄轮 8 第4章 齿轮的强度设计与计算 10 4.1直齿圆柱齿轮的强度设计计算 10 4.2根据刘易斯方程式设计计算直齿圆柱齿轮强度 10 4.3根据赫兹应力的面压设计计算 14 4.4 直齿轮传动计算 16 4.5齿轮传动的设计参数、许用应力与精度选择 23 4.6 圆锥齿轮设计计算 27 第5章 控制系统设计 32 5.1 控制系统的选择 32 5.2 控制系统硬件设计 33 5.2.1 PLC基本结构 33 5.2.2 PLC工作原理 34 5.2.3功能特点 35 5.2.4 PLC型号的选择 36 5.2.5 按钮设置 36 5.2.6光电传感器 37 5.3整体设计框图       37 5.4 PLC程序I/O端口分配表 37 5.5 PLC系统接线图 38 结 论 39 参考文献 40 致 谢 41 39 蚌埠学院本科生毕业设计 第1章 绪 论 1.1 研究目的及意义 随着国民经济的发展和人们生活节奏的加快，越来越多的人没有时间照顾自己的生活。在日常生活中，叠衣服是一项非常频繁和琐碎的工作。人们主要依靠手工折叠，没有合适的自动化设备来折叠衣服。 对于办公室工作人员来说，工作压力越来越大，所以花在家务上的时间越来越少。大多数人不愿意自己做衣服。例如，衬衫是许多专业办公室的必备品，它最能反映出聪明和熟练的工作场所。衬衫的折叠要求很高。由于手工折叠和容易折叠，衬衫很难恢复原来的外观。对我们的大学生来说，课程越来越多，学习也越来越艰苦。每天在书房和图书馆努力学习，很难抽出时间把衣服收起来，叠衣服对我们来说是一件很头痛的事。折叠的不规则性要比不折叠好，当衣服数量较大时，比较费时费力。对于那些失去自我照顾能力的老年人和残疾人来说，很难安排衣服。 折叠衣物有许多优点，如看起来整洁，养成良好的习惯，节省空间，减少污染的可能性，及时找到衣物。但是花很多时间叠衣服是非常令人沮丧的。 目前，一方面，折板已经出现在市场上折叠衣服，但仍然需要手动折叠衣服，所以它不是最佳的选择。另一方面，虽然市场上有一些高科技的智能机器人来代替家务劳动，但它们普遍价格昂贵，使用复杂，维修困难，难以普及。因此，市场迫切需要一种廉价、操作简单、维护方便、高效的机器人作为生活助手，为他们解决一些家务劳动中的不便。 为了解决这一生活中的小问题，我设计制造了一台经济型家用智能折页机，以满足上述需求并解决这些困难。本发明提供了一种家用智能折叠机，可以方便快捷地折叠衣物。 1.2 国内外研究现状 国内对自动叠衣机的研究还非常少，在国外对自动叠衣机的研究比国内多。一家名为Foldinate的公司宣称研发了一部叠衣机器。这部和公司同名的自动叠衣机Fo ld in ate用法非常简单，只要将衣物夹好，机器就会将衣物叠好，期间还会喷出蒸气将皱纹烫平，甚至可以添加香味或柔顺剂。叠好的衣物会堆叠起来，提醒用户取走。 据了解，这款FoldMate自动叠衣机能够将常规的衬衣、裤子以及毛衣等衣物折叠整齐，用户需要做的就是将这些衣物挂在这款设备搭配的衣架上，剩下的工作它会替我们完成。就目前而言，这款FoldMate自动叠衣机还无法折叠毛衣、袜子、内衣或者其他类型的不规则状衣物。这款设备能够-次性折叠10到15件衬衫。 法国的DM公司近期推出了也-款自动叠衣机，看起来比同类产品小巧，但其功能却相差无几。DM公司的自动叠衣机会将洗过但是未经熨烫的衣服经过高温蒸汽熨烫之后再自动叠好。如果想让衣服闻起来有香味，还可以添加香薰或柔顺剂，整个过程只需在触控屏幕上完成。消费者唯一要做的事情就是手动将洗好的衣服夹在自动叠衣机上，剩下的机器会自动完成。 1.3 本文研究的内容 查阅有关书籍和资料，了解自动叠衣机由来及研究领域;掌握自动叠衣机基本结构和分类，了解自动叠衣机的应用及其在国内外的研究现状;了解自动叠衣机的工作方式和原理; 本次毕业设计的基本内容为设计一款自动叠衣机，先对整体方案进行设计，然后再分别细化设计各个零部件，再加上PLC自动控制。 1．自动叠衣服机构包括连杆机构、曲柄连杆机构、齿轮机构三种常用机构。 2．设计各机构的相对位置和各构件的尺寸。 3. 利用CAD画出各机构的运动方案简图。 4. 齿轮机构的计算与设计。根据传动比选择齿轮，根据齿宽确定各两齿轮的齿数，给出模数，进而确定齿轮的各个参数。 XX学院本科生毕业设计 第2章 总体方案的设计 2.1总体结构设想 通过折叠衣物的动作，可以知道，机器折叠衣物可以通过旋转180度来实现。因此，假设电机的旋转提供动力并使活动部件旋转。执行机构带动整个机构运动，折板实现衣物的折叠运动。设计了执行机构和传动机构。执行机构由连杆机构和导杆机构组成，传动部分由齿轮系组成。 运动过程设计：电机的转动提供动力，引起主动件转动。主动件引起整个机构运动，折叠板实现衣物折叠运动，整个机构以机械原理课本上的齿轮机构和导杆机构为主导来实现衣物的折叠运动。该机构采用电力驱动，传动方式为：电机-主轴转动-齿轮转动-工作部分的折叠运动。 2.2执行机构方案 2.2.1 方案一 如图2—2所示，该方案主要利用了连杆机构在运动过程中存在的死点，通过死点来实现叠衣服的工作要求，实现了接近180度的转动，执行件的转动角度只能是接近180度，而且大于180度。 图2—1 方案一机构简图 2.2.2 执行机构方案二 该方案是在执行件的转角处装了复位弹簧，通过复位弹簧的作用可使执行件转动180度时速度为零，并且反向运动，实现叠衣服的工作要求。三维建模图以及机构见图如图2—2所示。 图2—2三维建模图以及机构见图 方案比较：方案一是通过自身运动过程中的死点实现确定的运动但是执行件的转角大于180度，而叠衣板是需要做180度的转动，但是该种方案通过减小摆角使执行件的转动尽可能达到预期的运动效果但是永远不能达到理想的运动效果。 然而方案二是在上一种方案上进行了改进，该种方案更能使机构作确定的运动。 2.3 传动方案 从上面的机构示意图可知，执行机构的运动不能同时运动，必须将两个机构的运动错开，为此选择了间歇机构来实现该种运动的要求，间歇传动机构示意图如图2—3所示：位于中央的曲柄轮转动一圈，会带动位于周围的四槽连接机构依次转动一个角度，从而实现间歇传动的功能。 图2—3 间歇机构示意图 2.4 整体机构示意图 整体传动机构如图2—4所示： 5 4 3 2 1 1.电机 2.直齿轮传动 3.曲柄连杆机构 4.锥齿轮机构 5.间歇机构 图2—4 整体机构示意图 整体传动机构的运动过程如下：电机通过一组直齿轮将动力传递到间歇机构，间歇机构再将动力依次传递给曲柄连杆机构，从而带动折板翻转。 XX学院本科生毕业设计 第3章 自动叠衣机部分零部件的外形设计 3.1衣物折叠装置 将多手臂折叠法运用于折叠装置中，该装置由上左板、右板、中板和上板组成。衣物折叠装置如图3-1所示，该装置的主体部分是一个箱体。箱体的上表面由3块可以绕固定轴旋转的塑料板组成。该装置通过板子的翻转实现衣物的折叠。 图3-1 折叠板 3.2开关手柄 在自动叠衣机箱体下部设有开关手柄，将衣物放在叠衣机上后，按下手柄，叠衣机自动运行，三块面板依次折叠，将衣物叠好。手柄还可以随时中止叠衣机的运行。在叠衣机工作时因为故障或紧急情况需要中断运行时，可以抬起手柄，手柄的另一端会插入间歇机构的凹槽中，从而中断动力传输，同时切断电机电源保证安全。 图3-2 开关手柄 3.3大锥齿轮 大锥齿轮是整个传动机构中的重要部件，电机经过3个直齿轮和1个小锥齿轮将动力传递给大锥齿轮，大锥齿轮通过4个扇形支架和曲柄轮啮合，它们是间歇机构的重要组成部分。大锥齿轮的造型如下图3-3所示。 图3-3 大锥齿轮 3.4 曲柄轮 曲柄轮是间歇机构的核心组件，它把从大锥齿轮传递过来的动力按照一定的时间顺序依次传递给4槽连接，从而带动三个折板翻转。曲柄轮的造型如下图3-4所示。 图3-4 曲柄轮 3.5 四槽连接 四槽连接巧妙地利用曲柄轮的曲柄和四槽连接的四个槽的啮合运动实现了间歇运动机构。四槽连接的造型如下图3-5所示。 图3-5 四槽连接 XX学院本科生毕业设计 第4章 齿轮的强度设计与计算 塑料齿轮的强度设计计算一般可以从影响齿轮寿命的两个主要方面考虑：一是齿根处的齿断裂；二是齿距圆附近的齿磨损或粗化导致的齿断裂。计算齿轮失效强度的方法很多。例如，正齿轮的强度设计可以用刘易斯方程计算，而第二种情况下可以用赫兹应力系数的表面压力计算。在本附录中，路易斯方程用于讨论运动仪器塑料齿轮断裂强度的设计和计算。简要介绍了用赫兹法计算表面压力的方法。 4.1直齿圆柱齿轮的强度设计计算 路易斯计算式，是以齿轮轮齿进人啮合，在齿顶受力时，力来考虑的，这是齿轮单齿受力的最恶劣条件。实际计算时，节圆附近的齿形系数。‘齿轮的强度涉及的因素较多，计算时有下述几项主要约定 ①不考虑山负载方向所产生的作用于齿根上的垂直应力，产生的作用于齿根上的剪切应力。该齿齿根所产生的最大弯曲应计算式中的齿形系数往往采用以及由负载圆周方向分力所产生的作用于齿根上的剪切应力。 ②不考虑轮齿齿根圆角处的应力集中。 ③对于精度较高，特别是齿形已作修形的齿轮，k`J顶受全负载的假设是不存在的。 ④由齿根过度曲线与齿廓相接点附近的危险断面与实例是否一致，尚无法确定。此外，也不易求得此点处的齿厚。 ⑤最理想的状况，是齿轮传动时在整个齿宽上啮合，但由于加工误差和实际传动误差，则必须考虑齿宽方向的实际接触的宽度 4.2根据刘易斯方程式设计计算直齿圆柱齿轮强度 (1)作用在轮齿上的切向负载、传递扭矩和传递功率。刘易斯计算式中，直齿轮的负载p及传动力矩T，按下式计算。 p=σbbmy' T=σbbⅆ2y'2000z 式中 P――作用在齿轮上的切向负载，Ｎ或kgf； T——传动力矩，N.m或kgf.com; σb——弯曲应力,MPa或kgf/mm²; b——齿宽，mm； m——齿轮模数，mm； d——分度圆直径，mm； y'——在节点附近的齿形系数； z——齿数。 在m=1mm标准齿轮节点附近受负荷时的齿形系数y'，见表4-1。 表4-1齿形系数y'（标准模数）（在节点附近受到负荷是的值） 压力角 z 14½˚ 20˚标准 20˚低齿 压力角 z 14½˚ 20˚标准 20˚低齿 12 0.355 0.415 0.496 28 0.534 0.597 0.688 13 0.377 0.443 0.515 30 0.540 0.606 0.697 14 0.399 0.468 0.540 34 0.553 0.628 0.713 15 0.415 0.490 0.556 38 0.565 0.650 0.729 16 0.430 0.503 0.578 43 0.575 0.672 0.738 17 0.446 0.512 0.587 50 0.587 0.694 0.757 18 0.459 0.522 0.603 60 0.603 0.713 0.773 19 0.471 0.534 0.616 75 0.613 0.735 0.792 20 0.481 0.543 0.628 100 0.622 0.757 0.807 21 0.490 0.553 0.638 150 0.635 0.779 0.829 22 0.496 0.559 0.647 300 0.650 0.801 0.855 24 0.509 0.572 0.663 齿条 0.660 0.823 0.880 26 0.522 0.587 0.679 当确定了所设计齿轮的所需要素和运转条件，则可以根据式(附2-1)、式(附2-2)计算出所需要扭矩.但是，这里所存在的间题是最大许用弯曲应力6、应为多少。这可是齿轮强度计算中的一个必须解决的重要问题。 (2)最大许用育曲应力许用弯曲应力不仅与各种传动条件有关，同时也随齿轮模数大小的不同而变化。图附2-1所示为标准条件下，试验所得的与各种模数相对应的最大许用弯曲应力。以此为基础，根据各种不同的传动条件，求出最大许用弯曲应力。 σℎ=σb'×KVKTKLKMKGCs σb——实际运转中的最大许用弯曲应力，MPa或kgf/mm²; σb'——由4-1查得标准条件下最大许用弯曲应力，MPa或kgf/mm²; cs——使用状况系数，见表4-2； KV——速度补偿系数，见图4-1； KT——温度系数； KL——润滑系数； KM——材料系数； KG——材料强度修正系数。 表4-2 使用状况系数Cs 负载的种类 一天的运转时间 24h 8~10h 3h 0.5h 均一负载 1.25 1.00 0.80 0.50 轻度冲击 1.50 1.25 1.00 0.80 中度冲击 1.75 1.50 1.25 1.00 重度冲击 2.00 1.75 1.50 1.25 图4—1 标准条件下最大许用弯曲应力 图4—2 速度补偿系数 温度系数KT:驱动轮系的工作温度较高时，必须进行温度补偿。一般来说，运动中的齿轮强度与弯曲疲劳强度的温度依存性与静止弯曲强度有一定的关系;因此、必须用弯曲强度与温度之间的关系对温度进行补偿。弯曲强度与温度的关系，如图4-1所示。 润滑系数KL:按以下情况选。 齿轮无润滑时KL=0. 75 油脂初期润滑KL=1. 0 连续润滑KL=1. 5-3.0 不同的润滑条件，如是否为循环油润滑等，其效果是不同的。故润滑系数在上述范围内选择。对于一次性润滑，其润滑系数为KL=1. 5, 材料系数KM POM齿轮与金属齿轮啮合时，KM=1. 0; POM齿轮与POM齿轮啮合时，Km =0.75。 POM齿轮与金属齿轮啮合时，金属肯轮应有相适应的粗糙度要求，齿面过于粗糙的金属齿轮，则会加剧POM齿轮齿面的磨损。材料强度修正系数KG:参见表附4-3 表4-3 材料强度修正系数Ka 品级 KG 品级 KG M270 0.9 AW-01 0.9 M90 1 SW-01 1 M25 1.2 NW-01 1.1 对于由图4-1求得的标准试验条件下的最大许用弯曲应力，所要求的标准传动条件如下。 ② 使用状况:均匀负载。     ②转时间:8-10h/日，CS=1(见表4-2),       ③ 节圆速度:14m/s, Kv=1(见图4-2).        ④ 温度:常温(20℃), KT=1(见图4-3).     ⑤润滑:油脂初期润滑，KL=1. 0. ⑤ 材料系数:POM齿轮与金属齿轮啮合，KM=1, ⑥ 材料强度修正系数:POM齿轮KG =1(见表4-3).      此时，实际运转中最大许用弯曲应力在数值上等于标准试验条件下的最大许用弯曲。     图4-1中的模数范围在m=0. 8 - 2 mm,一般来说，这是当前塑料齿轮的常用模数。当模数m<0. 8mm8时/日，用模数m=0. 8mm进行最大许用弯曲应力的计算，从齿轮强度上说，一则安全性更好。  如果齿轮模熬m=3mm时，可选取模数m=2mm时的最大许用弯曲应力的80%也被认为是可行的。  另外，考虑到使用状况的误差与离散性，实际上图附2-1曲线比实验的平均值低约25%左右，以确保选用时不发生强度方面的间题。  (3)重合度如上所述，刘易斯计算式为单齿的齿顶承受负载时的齿根强度。而齿轮啮合时，实际上往往是1对轮齿以上在同时啮合。‘齿形角为。于200的齿轮轮系，‘重合度在ε=1-2之间。例如，z1=20齿轮与z2=3。大齿轮相啮合厂重合度约为ε==1. 6。简单地说，也就是平均有1.6对齿在同时啮合传动，_因此，如前所述，在使用刘易斯计算式时，如果用单齿齿顶承受负载时的齿形系数，就显得过于保守。为此本附录选用在节圆附近承受,负载时的齿形系数y'。 4.3根据赫兹应力的面压设计计算 在有润滑油的条件下，POM齿轮的磨损量很小;但在无润滑油的条件下，塑料齿轮很容易因齿面磨损而导致轮齿发生断裂。:这种现象在载荷大、传动速度高和散热条件不良的情况下，更容易发生。为此，有必要根据赫兹应力的面压来设计计算齿轮强度。参考文献[9]是通过下式和图4-4来求出面压Sc: Sc=Pbd1×i+1i×1.41E1+1E2sin2α 式中 P——齿面上所承受的切向负荷，N或kgf； b——齿宽，mm; d1——小齿轮的节圆直径，mm； i——齿数比，ⅈ=z2∕z1； E——材料弯曲弹性系数，MPa；或kgf/mm²，POM参见图附2-5； α——齿形角； 下标1为小齿轮； 小标2为POM-M90齿轮； 图4-4 圆柱直齿轮最大许用面压 图4-4是在以下，所得到的试验值为基准，考虑了标准分散后，所决定许约定条件下用弯曲应力的值。     ①齿轮材质组合:钢/POM,     ②齿轮副模数:m=2mm,     ③环境温度:·常温。     ④润滑条件:无润滑剂。     ⑤钢齿轮齿面:经过磨削、研磨加工。     ⑥磨损量限度:为齿厚的10%。如果齿面未经过磨削或研磨，齿面粗糙度最大值RQ( 55m,许用面值压必须比图附2-5的最大许面压值小4-8MPa。 图4-5 POM弯曲强度与温度依存性 4.4 直齿轮传动计算 齿轮传动承载能力计算依据 轮辐、轮缘、轮毂等设计时，由经验公式确定尺寸。若设计新齿，可参《工程手册》20、22篇，用有限元法进行设计。 轮齿的强度计算： 齿根弯曲强度计算：应用材料力学弯曲强度公式进行计算。数学模型：将轮齿看成悬臂梁，对齿根进行计算，针对齿根折断失效。 轮齿表面接触疲劳计算。由赫兹公式进行计算。将一对相互啮合的齿看成两个圆柱体，针对齿面点蚀失效。 几何尺寸计算（参机械原理）。 受力分析 不计摩擦力，轮齿所受工作载荷即为沿啮合线作用的法向力Fn。因为齿向载荷的分布情况由Kβ考虑，所以认为轮齿啮合传动时，Fn沿接触线均匀分布，并将其简化为集中力。 当小齿轮传递的扭矩不变时，Fn大小不变，方向沿啮合线垂直于齿面。将Fn在分度圆上分解成两个互相垂直的分力，即切于分度圆的圆周力Ft和径向力Fr。 若已知P1、n1 N.mm 主动轮上Ft1与圆周速度相反，从动轮上Ft2与圆周速度相同。外啮合齿轮传动Fr1 、Fr2指向各自轮心。 齿根弯曲强度计算 齿根弯曲应力计算 因为齿轮轮缘刚性较大，所以可将齿看成宽度为的悬臂梁，并以此作为推导齿根弯曲应力计算公式的力学模型。 危险剖面及其位置 受载齿的危险剖面是一在轮齿根部的平剖面，位置在与齿廓对称中线各成300的二直线与齿根过渡曲线相切处。 载荷及其作用位置 的齿轮传动，当载荷作用于齿顶时，（力一定）力臂最大，但此时相邻的一对齿仍在啮合，载荷由两对齿分担，齿根弯矩不一定最大。当轮齿在节线附近啮合时，只有一对齿啮合，但此时力臂不是最大，齿根弯矩不一定最大。齿根所受最大弯矩发生在轮齿啮合点位于单对齿啮合区最高点。 进行弯曲疲劳强度计算时，对于制造精度较低（7级及以下）的齿轮传动，因为制造误差较大，可认为载荷的大部分甚至全部由在齿顶啮合的轮齿承受，轮齿根部产生最大弯矩。为简化计算，对于制造精度较低（7级及7级以下）的齿轮传动，常将齿顶作为齿根弯曲强度计算时的载荷作用位置，并按全部载荷作用于一对轮齿进行计算。 对制造精度较高（6级及以上）的齿轮传动，应考虑重合度的影响，其计算方法参GB3480-83或有关资料。 齿根弯曲应力计算公式 将分解成，并将其简化到危险截面上，--产生剪应力τ，产生压应力σc，产生弯曲应力σF。分析表明，σF起主要作用，若只用σF计算齿根弯曲疲劳强度，误差很小（<5%），在工程计算允许范围内，所以危险剖面上只考虑σF。 单位齿宽（b=1）时齿根危险截面的理论弯曲应力为 令，代入上式，得 令 --齿形系数，表示齿轮齿形对σF的影响。的大小只与轮齿形状有关（z、h*a、c*、α）而与模数无关，其值查表10-5。 齿根危险截面理论弯曲应力为 实际计算时，应计入载荷系数及齿根危险剖面处的齿根过渡曲线引起的应力集中的影响。 式中：--考虑齿根过渡曲线引起的应力集中系数，其影响因素同，其值可查表10-5。 齿根弯曲疲劳强度计算 校核公式 MPa 令，--齿宽系数。 将代入上式 设计公式 由上式可知：在一定的使用条件和寿命下，当b、z、齿轮材料及其热处理规范一定时，齿根弯曲疲劳强度取决于模数。 配对二齿轮的、不同，、也不同。所以进行校核时，应分别对二齿轮进行校核。设计时，应将和中较大者代入设计公式。 齿面接触疲劳强度计算 齿面接触应力计算 一对齿的啮合过程，可近似看成二曲率半径随时间变化着的平行圆柱体的接触。所以将赫兹公式作为推导齿面接触应力公式的基础。 危险位置 由于变化的曲率半径和齿间载荷分配的综合影响，轮齿表面在不同啮合位置的接触应力不同。因此，计算齿面的接触强度时，应同时考虑啮合点所受的载荷及综合曲率的大小。对端面重合度≤2的直齿轮传动，以小齿轮单对齿啮合的最低点（D点）产生的接触应力最大，与小齿轮啮合的大齿轮，对应的啮合点是单对齿啮合的最高点，位于大齿轮的齿顶面上。由前述可知，同一齿面往往齿根面先发生点蚀，然后才扩展到齿顶面，即齿顶面比齿根面具有较高的接触疲劳强度。因此，虽然此时接触应力大，但对大齿轮不一定会构成威胁。由右图可看出，大齿轮在节点处的接触应力较大，同时，大齿轮单对齿啮合的最低点（D点）处接触应力也较大。按理应分别对小齿轮和大齿轮节点与单对齿啮合的最低点处进行接触强度计算。但按单对齿啮合的最低点计算接触应力比较麻烦，并且当小齿轮齿数z1≥20时，按单对齿啮合的最低点计算所得的接触应力与按节点啮合计算得的接触应力极为相近。为了计算方便，通常以节点啮合为代表进行齿面的接触强度计算。 齿面接触应力计算 二齿轮在节点处啮合，曲率半径为 P点的当量曲率为： 齿数比 与关系为：增速传动 减速传动 节点处只有一对齿啮合， 将以上二式代入赫兹公式并考虑载荷系数 令， MPa 式中： --弹性系数，仅与齿轮材料特性有关，其值查表10-6。 --节点区域系数，考虑节点位置的齿廓曲率半径等因素对接触应力的影响，标准直齿轮时，=2.5。+--外啮合；—--内啮合。 齿面接触疲劳强度计算 校核公式 MPa 将代入上式 设计公式 mm 由上式可知：在一定的使用条件和寿命下，当b、u、齿轮材料及其热处理规范一定时，齿轮传动的接触疲劳强度取决于d1(中心距a)。 配对齿轮的，但不一定等于，所以设计或校核时，应以、中较小者代入上式。 一对标准钢制齿轮 MPa mm 齿轮传动的强度计算说明 当配对齿轮均为硬齿面时，两轮的材料、热处理方法及硬度均可取成一样的。设计时，可分别按齿根弯曲疲劳强度及齿面接触疲劳强度的设计公式进行计算，并取其中较大者作为设计结果。 当用设计公式初步计算齿轮的分度圆直径d1（或模数mn）时，动载系数Kv、齿间载荷分布系数Kα及齿向载荷分布系数Kβ不能预先确定，此时可试选一载荷系数Kt，则计算出来的分度圆直径（或模数）也是一个试算值d1t（或mnt），然后按d1t值计算齿轮的圆周速度，查取动载系数Kv、齿间载荷分布系数Kα及齿向载荷分布系数Kβ，计算载荷系数K。若算得的K值与试选的值Kt相差不多，就不必修改原计算；若二者相差较大时，应按下式校正 试算所得的分度圆直径d1t（或mnt）： 4.5齿轮传动的设计参数、许用应力与精度选择 齿轮传动设计参数的选择 压力角α 由《机械原理》可知，增大压力角α，轮齿的齿厚及节点处的齿廓曲率半径亦随之增加，有利于提高齿轮传动的弯曲强度及接触强度。我国对一般用途的齿轮传动规定的标准压力角α=200。为增强航空齿轮用齿轮传动的弯曲强度及接触强度，规定α=250的标准压力角。对重合度接近2的高速齿轮传动，推荐采用齿顶高系数为1~1.2，压力角为160~180的齿轮，可增加轮齿的柔性，降低和动载荷。 小齿轮齿数z1 若齿轮传动的中心距不变，增加齿数z1---增大重合度、改善传动平稳性---减小模数、降低齿高---减少金属切削量，节省制造费用。 降低齿高---减小滑动速度---减少磨损及减小胶合的可能性。 但模数小---齿厚减薄---降低轮齿的弯曲强度。 对闭式齿轮传动，传动尺寸主要取决于齿面接触疲劳强度，齿根弯曲疲劳强度较充裕，此时，在保持齿轮传动尺寸不变的前提下，为提高传动的平稳性，减小冲击振动，齿数多一些，z1=20~40。开式（半开式）齿轮传动，由于轮齿主要为磨损失效，为使轮齿不致过小，齿数取少一些，z1=17~20。 模数m 模数值必须取标准系列值。 模数m越大---轮齿尺寸越大---在齿宽b、齿数z相同的条件下---轮齿弯曲疲劳强度越高。 但模数m越小---中心距不变的条件下，齿数z越多---重合度越大---传动越平稳；且模数m越小---齿高越小---齿顶圆越小---节省材料---切齿时切去的金属量少---提高效率。 所以，在满足齿根弯曲疲劳强度的条件下，模数m取小一些。 齿宽系数φd 轮齿越宽---承载能力越高---轮齿不宜过窄； 但轮齿越宽---齿面上载荷分布更不均匀—轮齿不宜过宽。 φd荐用值见表10-7。对于标准圆柱齿轮减速器，，对外啮合齿轮传动 φa的值规定为0.2，0.25，0.30，0.40，0.50，0.60，0.80，1.0，1.2。运用设计公式时，对标准减速器，先选定φa后再计算出相应的φd值。 计算齿宽，圆整。为防止两齿轮因装配后轴向稍有错位而导致啮合齿宽减小，常把小齿轮的齿宽在计算齿宽的基础上人为加宽约5~10mm。 齿轮传动的许用应力 本书荐用的齿轮疲劳极限是用m=3~5mm，α=200，b=10~50mm，v=10m/s，齿面粗糙的度为0.8的直齿付试件，失效概率为1%，经持久疲劳实验确定。一般齿轮传动，因绝对尺寸、表面粗糙度、速度及润滑对实际齿轮疲劳极限影响不大，不预考虑，只考虑N对疲劳极限的影响。 式中：S---疲劳强度安全系数。对接触疲劳强度计算，点蚀破坏发生后，只引起、振动，不立即导致不能继续工作的后果，所以。 若一旦发生断齿，会发生严重事故，所以。 KN---寿命系数。KFN ---图10-18；KHN ---图10-19。 式中：n---齿轮转速，rpm； j---每转一圈，同侧齿面的啮合次数。 ---工作寿命，h。 ---齿轮疲劳极限。弯曲：（---实验齿轮应力校正系数），图10-20；点蚀：，图10-21。 ---取中间偏下值，即在MQ及ML中间选值。 若齿面硬度超出图中荐用范围，可大体按外插法查相应的、。 图10-20为脉动循环的，对称循环的极限应力值仅为脉动循环应力的70%。 齿轮精度的选择 各类机器所用齿轮传动的精度等级范围参表10-8，按载荷及速度推荐的齿轮传动精度等级如图10-22。 直齿圆柱齿轮传动的设计 齿轮传动的基本要求 传动准确、平稳； 在尺寸小、重量轻的前提下，承载能力高。 已知条件 齿轮传动的工作条件，P、n、i；原动机、工作机的工作特性等；（2）结构要求；（3）工艺条件；（4）使用要求；（5）环境条件。 承载能力计算---根据计算准则 闭式软齿面齿轮传动： 应用齿面接触疲劳强度设计公式求d1； 由参数选择原则及几何关系确定z、m及其它； 校核齿根弯曲疲劳强度。 闭式硬齿面齿轮传动及开式齿轮传动 应用齿根弯曲疲劳强度设计公式求m，开式传动将求得的m增大10~20%，以补偿磨损对轮齿的削弱； 由参数选择原则及几何关系确定z、d1及其它； 校核齿面接触疲劳强度（开式不需）。 由前面根据承受载荷情况设定齿轮模数m=3mm，选取压力角为α=20°，齿顶高系数ℎa∗=1，顶隙系数c∗=0.25，并且e=s，则该直齿圆柱齿轮的几何尺寸参数如下表4—4、表4—5所示： 齿轮1 表4—4 名称 代号 计算数值 名称 代号 计算数值 模数 3mm 压力角 齿数 18 分度圆直径 54mm 齿顶高 3mm 齿根高 3.75mm 齿全高 6.75mm 齿顶圆直径 60mm 齿根圆直径 46.5mm 基圆直径 50.7mm 齿距 基圆齿距 尺厚 齿槽宽 齿轮2 表4—5 名称 代号 计算数值 名称 代号 计算数值 模数 3mm 压力角 齿数 36 分度圆直径 108mm 齿顶高 3mm 齿根高 3.75mm 齿全高 6.75mm 齿顶圆直径 114mm 齿根圆直径 100.5mm 基圆直径 101.4mm 齿距 基圆齿距 尺厚 齿槽宽 4.6 圆锥齿轮设计计算 一：初步设计 1，已知条件 初定小齿轮Z1=8、大齿轮Z2=16（，齿数比u=i=Z2÷Z1=16÷8=2。 2，初定力矩 设定一字槽扳手手柄处直径为￠20mm、拧扳手所需要的力为50N。 根据公式M=FL，可得： M=10×10-3×50 N·m =0.5 N·m 3，载荷系数K=KA·KV·Kα·Kβ 通过查表得：使用系数：KA=1 、动载系数：KV=1 齿间载荷分配系数：Kα=1 、齿向载荷分配系数：Kβ=1 则K=1×1×1×1.2=1.2 4，估算齿轮许用接触应力： 查图得=900N/mm2 , 初定安全系数=1.1 =900÷1.1 N/mm2 =818.18 N/mm2 5，估算 =14.925mm 二：几何计算 分锥角：=26.565°， =63.435° 大端模数：=1.8656（查表取me=1.75） 大端分度圆直径：de1=Z1me=8×1.75=14mm , de2=Z2me=16×1.75=28mm 外锥距：=14÷2sin26.565°=12.516mm 齿宽系数：￠R=0.3 (一般取0.25-0.35) 齿宽：b=￠RRe=0.3×12.516=3.7548mm ，圆整后取整数4 实际齿宽系数￠R=b/Re=4÷12.516=0.32 7, 中点模数：mm= me(1-0.5￠R)=1.75(1-0.5×0.32)=1.47mm 8, 中点分度圆直径：dm1=de1(1-0.5￠R)=14(1-0.5×0.32)=11.76mm dm2=de2(1-0.5￠R)=28(1-0.5×0.32)=23.52mm 9, 顶隙：C=C*me=0.2×1.75=0.35mm (C*查GB12369-1990齿制C*=0.2) 10，切向变位系数：xt1=0 , xt2=0 11，高变位系数：x1=0 ,x2=0 12，大端齿顶高：ha1=(1+x1)me =1.75mm , ha2=(1+x1) me =1.75mm 13，大端齿根高：hf1=(1+C*- x1)me=2.1mm ，hf2=(1+C*- x2)me=2.1mm 14，全齿高：h=(2+ C*)me=3.85mm 15，齿根高：9.5°，=9.5° 16，齿顶角：θa1=θf2=9.5°, θa2=θf1=9.5°(采用等顶隙收缩齿) 17，顶锥角：δa1=δ1+θa1=36.065°, δa2=δ2+θa2=72.935° 18，根锥角：δf1=δ1-θf1=17.065°, δf2=δ2-θf2=53.935° 19，大端齿顶圆直径：dae1=de1+2ha1cosδ1=17.1304mm , dae2=de2+2ha2cosδ2=29.5645mm 20，冠顶距：=13.21775mm，=5.4348mm 21，大端分度圆弧齿厚：s1= me(π/2+2x1tanα+xt1)=2.7475mm , s2=πme- s1=2.7475mm 22，大端分度圆弦齿厚：2.73mm , 2.743mm 23，大端分度圆弦齿高：1.87mm ,1.78mm 24，当量齿数：8.9445（小于直齿圆柱齿轮的根切齿数17，但其工作载荷平稳、转速极小、安装空间小，故不做调整。） 62.63 25，当量齿轮分度圆直径：13.15mm , 52.59mm 26，当量齿顶圆直径：dva1=dv1+2ha1=16.65mm , dva2=dv2+2ha2=56.09mm 27，当量齿轮根圆直径：dvb1=dv1cosα=12.355mm ，dvb2=dv2cosα=49.42mm 28，当量齿轮传动中心距：av=1/2(dv1+dv2)=32.87mm 29，当量齿轮基圆齿距：pvb=πmmcosα=5.16mm 30，啮合线长度：68mm 31，端面重合度：1.317 32，齿中部接触线长度：3.42 33，齿中部接触线投影长度： 三：强度校核 A:由于是开式齿轮，所以不进行齿面接触疲劳强度校核； B：以下进行齿根抗弯疲劳强度校核。 齿根抗弯疲劳强度校核： 计算公式： (查表得：KA=1、KV=1、KFβ=KHβ=1.5、KFα=KHα=1) Ft=85N 复合齿形系数YFS1=4.5 , YFS2=4.35 (根据zv1和zv2查表得) 重合度系数：0.82 锥齿轮系数：1 载荷分配系数：1 齿根弯曲应力计算值：80N/mm2 ,=77.33 N/mm2 齿根许用弯曲应力： 齿根弯曲疲劳强度基本值：200N/mm2 (查图得) 寿命系数：KNT=1 相对齿根圆敏感系数： 相对齿根表面状况系数：YRrelT=1 尺寸系数：YX1=YX2=1 (查图得) 最小安全系数：SFmin=1.4 许用弯曲应力值143N/mm2 齿根弯曲强度核算结果：80N/mm2<143N/mm2 ,通过！ 77.33 N/mm2<143N/mm2 ,通过！  第5章 控制系统设计 折叠板设有三个定位孔，光电传感器分别安装于定位孔内，衣服置于折叠板上，通过衣服遮住不同位置的光电传感器，向控制器输入不同的信号，从而实现衣服的自动识别功能。由传感器向控制器输入信号，控制器控制伺服电机转动，驱动折叠板旋转。 5.1 控制系统的选择 在市场上找到的信息，目前大部分的家用叠衣机以单片机作为控制中心使用，而单片机具有体积小，能耗少，实时控制功能强，但它也有一些缺点，在实际应用中存在的一些弊端。第一单指令系统比较复杂，需要多种电路保护装置，如电流、电压、电机过载、过热、欠压保护装置，这些装置都比较复杂的硬件故障，这当然也是隐含的增加，这将不可避免地增加成本和维护难度。本家用叠衣机的设计采用PLC控制系统来克服单片机的不足，首先PLC是一个数字操作的电子系统。采用可编程序的存储器，用来在其内部存储程序，执行逻辑运算，顺序控制，定时，计数与算术操作等面向用户的指令，并通过数字式和模拟式的输入和输出，各种类型的机械或生产过程控制。其次是PLC的总体模型，并重点介绍了驱动程序、检测和保护电路等。而且还注重通讯组网功能，体积小，重量轻，能耗低。因此，硬件和编程语言的使用相对简单，易于测试，易于维护，同时也大大提高了控制系统的灵活性和可靠性。 PLC的基本结构框图如图2-1所示。 图5-1 PLC的基本结构框图 5.2 控制系统硬件设计 5.2.1 PLC基本结构 可编程逻辑控制器实质是一种专用于工业控制的计算机，其硬件结构基本上与微型计算机相同，基本构成为： 电源 可编程逻辑控制器的电源在整个系统中起着十分重要的作用。如果没有一个良好的、可靠的电源系统是无法正常工作的，因此，可编程逻辑控制器的制造商对电源的设计和制造也十分重视。一般交流电压波动在+10%(+15%)范围内，可以不采取其它措施而将PLC直接连接到交流电网上去 中央处理单元(CPU) 中央处理单元(CPU)是可编程逻辑控制器的控制中枢。它按照可编程逻辑控制器系统程序赋予的功能接收并存储从编程器键入的用户程序和数据；检查电源、存储器、I/O以及警戒定时器的状态，并能诊断用户程序中的语法错误。当可编程逻辑控制器投入运行时，首先它以扫描的方式接收现场各输入装置的状态和数据，并分别存入I/O映象区，然后从用户程序存储器中逐条读取用户程序，经过命令解释后按指令的规定执行逻辑或算数运算的结果送入I/O映象区或数据寄存器内。等所有的用户程序执行完毕之后，最后将I/O映象区的各输出状态或输出寄存器内的数据传送到相应的输出装置，如此循环运行，直到停止运行。 为了进一步提高可编程逻辑控制器的可靠性，对大型可编程逻辑控制器还采用双CPU构成冗余系统，或采用三CPU的表决式系统。这样，即使某个CPU出现故障，整个系统仍能正常运行。 存储器 存放系统软件的存储器称为系统程序存储器。 存放应用软件的存储器称为用户程序存储器。 输入输出接口电路 1．现场输入接口电路由光耦合电路和微机的输入接口电路，作用是可编程逻辑控制器与现场控制的接口界面的输入通道。 2．现场输出接口电路由输出数据寄存器、选通电路和中断请求电路集成，作用可编程逻辑控制器通过现场输出接口电路向现场的执行部件输出相应的控制信号。 功能模块 如计数、定位等功能模块。 通信模块 5.2.2 PLC工作原理 当可编程逻辑控制器投入运行后，其工作过程一般分为三个阶段，即输入采样、用户程序执行和输出刷新三个阶段。完成上述三个阶段称作一个扫描周期。在整个运行期间，可编程逻辑控制器的CPU以一定的扫描速度重复执行上述三个阶段。 一、输入采样阶段 在输入采样阶段，可编程逻辑控制器以扫描方式依次地读入所有输入状态和数据，并将它们存入I/O映象区中的相应的单元内。输入采样结束后，转入用户程序执行和输出刷新阶段。在这两个阶段中，即使输入状态和数据发生变化，I/O映象区中的相应单元的状态和数据也不会改变。因此，如果输入是脉冲信号，则该脉冲信号的宽度必须大于一个扫描周期，才能保证在任何情况下，该输入均能被读入。 二、用户程序执行阶段 在用户程序执行阶段，可编程逻辑控制器总是按由上而下的顺序依次地扫描用户程序(梯形图)。在扫描每一条梯形图时，又总是先扫描梯形图左边的由各触点构成的控制线路，并按先左后右、先上后下的顺序对由触点构成的控制线路进行逻辑运算，然后根据逻辑运算的结果，刷新该逻辑线圈在系统RAM存储区中对应位的状态；或者刷新该输出线圈在I/O映象区中对应位的状态；或者确定是否要执行该梯形图所规定的特殊功能指令。 即，在用户程序执行过程中，只有输入点在I/O映象区内的状态和数据不会发生变化，而其他输出点和软设备在I/O映象区或系统RAM存储区内的状态和数据都有可能发生变化，而且排在上面的梯形图，其程序执行结果会对排在下面的凡是用到这些线圈或数据的梯形图起作用；相反，排在下面的梯形图，其被刷新的逻辑线圈的状态或数据只能到下一个扫描周期才能对排在其上面的程序起作用。 在程序执行的过程中如果使用立即I/O指令则可以直接存取I/O点。即使用I/O指令的话，输入过程影像寄存器的值不会被更新，程序直接从I/O模块取值，输出过程影像寄存器会被立即更新，这跟立即输入有些区别。 三、输出刷新阶段 当扫描用户程序结束后，可编程逻辑控制器就进入输出刷新阶段。在此期间，CPU按照I/O映象区内对应的状态和数据刷新所有的输出锁存电路，再经输出电路驱动相应的外设。这时，才是可编程逻辑控制器的真正输出。 5.2.3功能特点 可编程逻辑控制器具有以下鲜明的特点。 1.使用方便，编程简单 采用简明的梯形图、逻辑图或语句表等编程语言，而无需计算机知识，因此系统开发周期短，现场调试容易。另外，可在线修改程序，改变控制方案而不拆动硬件。 2.功能强，性能价格比高 一台小型PLC内有成百上千个可供用户使用的编程元件，有很强的功能，可以实现非常复杂的控制功能。它与相同功能的继电器系统相比，具有很高的性能价格比。PLC可以通过通信联网，实现分散控制，集中管理。 3.硬件配套齐全，用户使用方便，适应性强 PLC产品已经标准化、系列化、模块化，配备有品种齐全的各种硬件装置供用户选用，用户能灵活方便地进行系统配置，组成不同功能、不同规模的系统。PLC的安装接线也很方便，一般用接线端子连接外部接线。PLC有较强的带负载能力，可以直接驱动一般的电磁阀和小型交流接触器。 硬件配置确定后，可以通过修改用户程序，方便快速地适应工艺条件的变化。 4.可靠性高，抗干扰能力强 传统的继电器控制系统使用了大量的中间继电器、时间继电器，由于触点接触不良，容易出现故障。PLC用软件代替大量的中间继电器和时间继电器，仅剩下与输入和输出有关的少量硬件元件，接线可减少到继电器控制系统的1/10-1/100，因触点接触不良造成的故障大为减少。 PLC采取了一系列硬件和软件抗干扰措施，具有很强的抗干扰能力，平均无故障时间达到数万小时以上，可以直接用于有强烈干扰的工业生产现场，PLC已被广大用户公认为最可靠的工业控制设备之一。 5.系统的设计、安装、调试工作量少 PLC用软件功能取代了继电器控制系统中大量的中间继电器、时间继电器、计数器等器件，使控制柜的设计、安装、接线工作量大大减少。 PLC的梯形图程序一般采用顺序控制设计法来设计。这种编程方法很有规律，很容易掌握。对于复杂的控制系统，设计梯形图的时间比设计相同功能的继电器系统电路图的时间要少得多。 PLC的用户程序可以在实验室模拟调试，输入信号用小开关来模拟，通过PLC上的发光二极管可观察输出信号的状态。完成了系统的安装和接线后，在现场的统调过程中发现的问题一般通过修改程序就可以解决，系统的调试时间比继电器系统少得多。 6.维修工作量小，维修方便 PLC的故障率很低，且有完善的自诊断和显示功能。PLC或外部的输入装置和执行机构发生故障时，可以根据PLC上的发光二极管或编程器提供的信息迅速地查明故障的原因，用更换模块的方法可以迅速地排除故 5.2.4 PLC型号的选择 根据本设计要求，在叠衣机的PLC控制中，输入点为5个点，输出点为4个点，故选择西门子S7-200系