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自動送料機械手執行機構的機構設計
1.1方案選擇 ............................................................................................................................. 1 1.1.1設計要求 ........................................................................................................................ 1 1.1.2電動機的選擇 .................................................................................................................. 1 第2章 齒輪的設計 ........................................................................................................... 2 第3章 軸的設計及校核 ......................................................................................................... 6 3.２.2根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 ...................................................... 9 3.2.3 軸上零件的周向定位................................................................................................. 10 3.2.4 確定軸上圓角和倒角尺寸......................................................................................... 10 4.1圓柱凸輪的設計 .............................................................................................................. 12 4.２盤形凸輪的設計............................................................................................................ 15 4.２.1凸輪機構類型........................................................................................................ 15 4.２.2凸輪機構類型........................................................................................................ 15 4.２.3凸輪輪廓數據........................................................................................................ 16 4.２.4凸輪輪廓數據........................................................................................................ 16
第1章 自動送料機械手執行機構的機構設計
1.1方案選擇
1.1.1設計要求
本設計要求完成抓握最大直徑為24mm，質量為２㎏的圓形棒料， 回轉90度以及上下15度擺動三個自由度的動作
傳動方案的擬定
a、 由三相異步電機/機械手各運動構件
b、手臂回轉機構由圓柱凸輪帶動齒條，齒條再帶動齒輪完成運動，手抓夾緊松開機構由平底凸輪機構完成，上下擺動運動機構盤行凸輪傳動完成。 1.1.2 傳動方案的分析
a.方案機構運動較為靈活，，并且三相異步電機性價比比較高，成本不高； b.方案各運動機構布置較為合理，
c.本方案機構結構較緊湊，環境適應性好，傳動效率較高，工作壽命長，成本較低，連續工作性能較好，能較好地滿足工業生產的需要。
1.1.2電動機的選擇
由于該自動送料機械手機器在工業生產中應用，它的用電環境屬于工業用電，所以選擇３８０V 頻率為５０HZ。本設計選用三相異步電動機，該機械手作業全過程所需的功率小，故選Ｙ８０２－２型三相異步電動機，額定功率為１.１ＫＷ，額定電壓為３８０Ｖ，鐵心長度/mm: 80。氣隙長度/mm: 0.3
定子外徑/mm: 120，定子內徑/mm: 67，定子線規nc-dc: 1-0.71，每槽線數: 90，并聯支路數: 3，繞組型式: 單層交叉，節距: 1～9/2～10/18～11，槽數Z1/Z2: 18/16 ，轉動慣量/(kg·m^2): 0.00090，質量/kg: 17。
第2章 齒輪的設計
由于本設計機械手夾料質量體積小，所需功率小。所以所用的齒輪傳遞的扭矩不大，我們在選擇齒輪時，設計下列參數：(參照《機械設計》第十章)
齒輪傳動的設計計算過程如下[4]： 本設計中采用的是直齒圓柱齒輪。
已知輸入功率P1=１.1KW，齒輪轉速n1=１５r/min,齒數比u=１：１設工作壽命為10年（年工作300天），兩班制。
（1） 選用直齒圓柱齒輪傳動。
（2） 由于運轉速度不高，故選用7級精度（GB10095-88） （3） 材料選擇。選擇齒輪材料為45鋼（調質）硬度為
240HBS，選齒輪齒數z1= z2＝４３， （4） 按齒面接觸強度設計
由設計計算公式（10-9a）進行試算，即 d1t≥2.32 3
KtT1u?1ZE2
.()?du[?H]
1) 確定公式內的各計算數值
（1） 試選載荷系數Kt=1.3 （2） 計算小齒輪傳遞的轉矩
T1=95.5?105?P1/n1=95.5?105?１.1/１５=6.36?105N?mm (3)由表10-7選取齒寬系數?d=1
(4)由表10-6查得材料的彈性影響系數ZE=189.8MPa1/2 (5)由圖10-21d按齒面硬度查得齒輪的接觸疲勞強度極限
?
lim1
=550Mpa；
(6)由式10-13計算應力循環次數
N=60n1jLh=60?１５?(2?8?300?10)=４.３２?106 (7)由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數KNH1=0.90 (8)計算接觸疲勞許用應力
取失效概率為1℅，安全系數S=1，由式（10-12）得 [?H]2=KNH1?lim1/S=０.９?550=495Mpa
2) 計算
(1)
d1t≥2.32?
=2.32?
3(2) 計算圓周速度v
v=лd1tn1/(60?1000)= л?144.796?15/60000=0.114m/s
(3) 計算齒寬b
b=?d? d1t=1?144.796=144.796mm
(4) 計算齒寬和齒高之比b/h
模數 mt= d1t/z1=144.796/43=3.36mm 齒高h=2.25 mt=2.25?3.36=7.576mm b/h=144.796/7.576=19.11
(5) 計算載荷系數
根據v=0.114m/s,7級精度，由圖10-8查得動載系數Kv=1.10 直齒輪，假設KAFt/b<100N/mm。由表10-3查得KH?=KF?=1.2 由表10-2查得使用系數KA=1；
由表10-4用插值法查得7級精度，小齒輪相對支承對稱布局時，KH?=1.441 由b/h=19.11, KH?=1.441,查10-13，得KF?=1.35故載荷系數 K=KAKVKH?KH?=1.0 ?1.10?1.2?1.441=1.902
(6) 按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，
試算齒輪分度圓直徑d1t,代入[?H]中較小的值
3
KtT1u?1ZE2
.()?du[?H]
（10-10a）得d1= d1t
K
=144.796?
3Kt
（7）計算模數m
m= d1/z1=164.89/43=3.8mm
3按齒根彎曲強度設計
由式（10-5）得彎曲強度設計公式為 m≥3
2KT1YFaYSa
() 2
[?]?dz1F
1) 確定公式內的計算數值
(1)由圖10-20c查得齒輪的彎曲強度極限?FE1=380Mpa， (2)由圖（10-18）查得彎曲疲勞壽命系數kFN1=0.85， (3)計算彎曲疲勞應力
取彎曲疲勞安全系數S=1.4，由式（10-12）得
[?F]1=
KFN1?FE1
=0.85?380/1.4=230.71Mpa S
(4)計算載荷系數K
K=KAKVKFaKF?=1?1.1?1.2?1.35=1.810 (5)查取齒形系數
由表（10-5）查得YFa1=2.65,YFa2=2.161 （6）查取應力校正系數
由表（10-5）可查得YSa1=1.58,YSa21.812
（1） 計算大小齒輪的YFaYSa/[?F]并加以比較
YFA2YSa2/[?F]2?2.161?1.810/230.71=0.0169 大齒輪的數值大。 2）設計計算 m≥
3
對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數m的大小主要取決于彎曲所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數與齒數的乘積）有關，可取由彎曲強度算得的模數4.562并就近圓整為標準值m=5,按接觸強度算得的分度圓直徑d1=211.5mm,算得小齒輪齒數
z1= d1/m=211.5/5=42.3 取z1=43
這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。
4 幾何尺寸計算
1） 計算分度圓直徑
d2=z2m=43?5=215mm
2) 計算中心距
a=( d1+d2)/2=(215+215)/2=215mm
3) 計算齒輪寬度 b=?dd1=０．1?215=21.5mm 取B1=B2=25mm，
齒頂高系數 ha*=1.00 頂隙系數 c*=0.25 端面齒頂高系數 ha*t=1.00 端面頂隙系數 c*t=0.25
壓力角α*=20? 端面壓力角α*t= 20?
第3章 軸的設計及校核
3.１ 軸Ⅰ的設計
選擇軸的材料和熱處理方式（參照《機械設計》第十五章） 選擇軸的材料為45鋼，經調質處理, 其機械性能由表1查得：
＝650MPa，＝60MPa。 3.1.1初算軸的最小軸徑
由表１５－3，選A0=123則軸的最小直徑為：dmin?A0=360MPa，
=300MPa，
＝155MPa；
P1.1
=46.04mm ?123n15
軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處軸的直徑，需開鍵槽，故將最小軸徑增加
5%，變為48.34mm。 3.1.2、初選軸承
因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用。故選用角接觸球軸承。根據工作要求及輸入端的直徑（70mm），由軸承產品目錄中選取型號為71814C的滾動軸承，其尺寸為d×D×B=70×90×10。（查《機械設計手冊》軟件版） 4、軸的結構設計
1)擬定軸上零件的裝配方案 據軸上零件定位、加工要求以及不同的零件裝配方案，參考軸的結構設計的基本要求，得出如圖所示的軸結構。
圖中，左端軸承能從輸入端裝入，凸輪、套筒、齒輪、套筒、右端軸承和端蓋、依次從軸的右端裝入， 這種裝配方案裝拆更為簡單方便，若為成批生產，該方案在機加工和裝拆等方面更能發揮其長處。綜合考慮各種因素, 故初步選定軸結構如圖。
圖4.1軸1的結構
2)確定軸的各段直徑
由于聯軸器型號已定，左端用軸端擋圈定位,右端用軸肩定位。故軸段１的直徑即為相配合的半聯軸器的直徑，取為50mm。
聯軸器是靠軸段2的軸肩來進行軸向定位的，為了保證定位可靠，軸段2要比軸段1的直徑大5～10mm，取軸段2的直徑為60mm。 軸段3和軸段8均是放置滾動軸承的，但是直徑與滾動軸承內圈直徑不一樣， 軸段3為70，軸段8的為 60mm。
考慮拆卸的方便，軸段7的直徑只要比軸段8的直徑大1～2mm就行了，這里取為62mm。
軸段8有一軸環，左側用來定位齒輪，右側用來定位滾動軸承，軸環的直徑還要滿足比軸段8的直徑(為60mm)大5～10mm的要求，故這段直徑最終取為65mm。
3)確定軸的各段長度
軸段8的長度取為55mm。
軸段7的長度要根據齒輪的輪轂寬度來定，故該段軸長取為25mm。
軸段6的長度根據凸輪與齒輪的位置關系來確定，所以他的長度取為75mm.
軸段5的長度取決于凸輪的寬度，故根據凸輪的寬度得37mm
軸段4是圓柱凸輪與盤行凸輪之間得距離，它是一個臺階取為25mm
同理其他軸段長度可恰當地取值，軸段3為54mm,軸段2為40mm,軸段1為60mm.
4) 軸上零件的周向定位 齒輪、凸輪與軸的周向定位均采用平鍵聯接。對于齒輪，查《機械設計手冊》軟件版，得平鍵截面b×h=18×11(GB1095-79)，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為20mm(標準鍵長見 GB1096-79),同時為了保證齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6；同樣，凸輪與軸的聯接，選用平鍵為20×12×30，凸輪與軸的配合為H7/k6。滾動軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為k6。
5)確定軸上圓角和倒角尺寸。 取軸端倒角為2×45°
6）按彎扭合成校核 (1)畫受力簡圖 畫軸空間受力簡圖c，將軸上作用力分解為垂直面受力圖d和水平受力圖e。分別求出垂直面上的支反力和水平面上支反力。對于零件作用于軸上的分布載荷或扭矩(因軸上零件如齒輪、聯軸器等均有寬度)可當作集中力作用于軸上零件的
寬度中點。對于支反力的位置，隨軸承類型和布置方式不同而異，其中a值參見滾動軸承樣本，跨距較大時可近似認為支反力位于軸承寬度的中點。
(2)計算作用于軸上的支反力 水平面內支反力
RHA?RHB?
Ft
?2355N 2
垂直面內支反力
1ld1
RVA?(Fr??F??)?1362N
l221ld1
RVB?(Fr??F??)?378N
l22
(3)計算軸的彎矩，并畫彎、扭矩圖 分別作出垂直面和水平面上的彎矩圖f、g，并按彎矩。
畫扭矩圖h。
(4)計算并畫當量彎矩圖 扭矩按脈動循環變化計算, 取
N.mm
(5)校核軸的強度 一般而言，軸的強度是否滿足要求只需對危險截面進行校核即可，而軸的危險截面多發生在當量彎矩最大或當量彎矩較大且軸的直徑較小處。根據軸的結構尺寸和當量彎矩圖可知，a-a 截面處彎矩最大, 且截面尺寸也非最大, 屬于危險截面；b-b截面處當量彎矩不大但軸徑較小，也屬于危險截面。而對于c-c、d-d截面尺寸，僅受純轉矩作用，雖d-d截面尺寸最小，但由于軸最小直徑是按扭轉強度較為寬裕地確定的，故強度肯定滿足，無需校核彎扭合成強度。 a-a截面處當量彎矩為：
N.mm
b-b截面處當量彎矩為
, 則
計算合成
N.mm
強度校核: 考慮鍵槽的影響，計算，
顯然：
故安全。
3.2 軸Ⅱ的設計
3.2.1初步確定軸的最小直徑
MPa MPa
，
先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45號鋼，調質處理。由表15-3取A0=103，于是得
dmin?A04．軸的結構設計
1)擬定軸上零件的裝配方案
P1.1
?38mm ?103n15
3.２.2根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度
⑴ 為了凸輪的軸向定位要求，軸的左端需制出一軸肩，故取3段的直徑
為50mm.
⑵因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用。故選用角接觸球軸承。根據工作要求及軸的直徑（40mm），由軸承產品目錄中選取型號為71808C的滾動軸承，其尺寸為d×D×B=40×52×7。（查《機械設計手冊》軟件版）
⑶ 取安裝齒輪處的軸段5的直徑40mm；齒輪的右端與右軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為２５mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故�。玻磎m。齒輪的右端采用軸肩定位． 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。
3.2.3 軸上零件的周向定位
齒輪、凸輪與軸的周向定位均采用平鍵聯接。按dIV-V由手冊查得平鍵截面b×h=12?8(GB1095-79)，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為20mm(標準鍵長見 GB1096-79),同時為了保證齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6；同樣，凸輪與軸的聯接，選用平鍵為14×9×25，半聯軸器與軸的配合為H7/k6。滾動軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。
3.2.4 確定軸上圓角和倒角尺寸
取軸端倒角為2×45°，各軸肩處的圓角半徑如圖。
前已選定軸的材料為45號鋼，由表15-1查得[σ-1]=60MPa。因此σca<[σ-1]，故安全。
第四章 凸輪的設計
凸輪具有曲線輪廓或凹槽﹐有盤形凸輪和圓柱凸輪﹐其中圓柱凸輪的
凹槽曲線是空間曲線﹐因而屬于空間凸輪。 從動件與凸輪作點接觸或線接
觸﹐有滾子從動件﹑平底從動件和尖端從動件等。尖端從動件能與任意復雜
的凸輪輪廓保持接觸﹐可實現任意運動﹐但尖端容易磨損﹐適用于傳力較
小的低速機構中。為了使從動件與凸輪始終保持接觸﹐可采用彈簧或施加重
力。具有凹槽的凸輪可使從動件傳遞確定的運動﹐為確動凸輪的一種。一般
情況下凸輪是主動的﹐從動件運動規律 在帶滾子的對心直動從動件盤形凸
輪機構中﹐凸輪回轉一周從動件依次作升-停-降-停4個動作。從動件位移
(或行程高度)與凸輪轉角(或時間)的關系稱為位移曲線。從動件的行程有推
程和回程。凸輪輪廓曲線決定于位移曲線的形狀。
凸輪機構的優點為：只需設計適當的凸輪輪廓，便可使從動件得到所需
的運動規律，并且結構簡單、緊湊、設計方便。它的缺點是凸輪輪廓與從動
件之間為點接觸或線接觸，易于磨損，所以，通常多用于傳力不大的控制機
構。
手臂回轉機構由圓柱凸輪帶動齒條，齒條再帶動齒輪完成運動，手抓
夾緊松開機構由平底凸輪機構完成，上下擺動運動機構由盤行凸輪傳動完
成。
凸輪的設計在機械手的設計中，推桿機構的設計是其整個設計的關鍵步驟
之一。它的設計好壞直接決定手抓能否順利實現抓取工件或松開工件，乃
至整個手臂的運行過程。所以本人在設計中重點討論了凸輪的設計。
4.1圓柱凸輪的設計
機械手臂旋轉90度選擇直動從動件圓柱溝漕凸輪實現，材料選擇：40Ｃr
表面淬火50～55ＨＲＣ．
直動從動件圓柱溝漕凸輪設計：
圖所示為直動從動件圓柱凸輪機構。在該機構中，從動件運動的導路與凸輪
的運動平面不共面也不平行，所以它屬于空間凸輪機構。
由于圓柱面可展開成平面矩形，因此 可用繪制平面凸輪的方法來繪制圓柱
凸輪的展開輪廓線。方法如下： 將圓柱凸輪的圓柱面沿平均半徑（即凹槽深度
一半處）展開成矩形，設平均半徑為R，則矩形的底邊長為2πR，該長度對應凸
輪的轉角為360°。將底邊適當等分后繪制出的從動件位移線圖就是圓柱凸
輪經展開后的理論廓線，然后以理論廓線為圓心，以滾子半徑為半徑作一系列小
圓，最后作這些小圓兩側的包絡線即得到圓柱凸輪的實際輪廓。
如圖所示為一直動推桿圓柱凸輪機構。若設想將圓柱凸輪的外表面展開在平
面上，則得到一個長度為2?R的移動凸輪(圖a),其移動速度V=ωR。利用反轉法
原理，給整個移動凸輪一個的公共線速度-V，使之反向移動，則凸輪靜止不動，而推桿則一方面隨其導軌沿-V方向移動，同時又在導軌中按預期的運動規律往
復移動。顯然，推桿作復合運動時，其滾子中心B描出的軌跡(圖中的點劃線β）即為凸輪的理論廓線。而圖中切于推桿滾子圓柱的兩條包絡線β'即凸輪的工作
廓線。其具體作法與直動推桿盤形凸輪的作法相似。最后，將這樣作出的移動凸
輪卷于以R為半徑的圓柱體上，并將所作出的曲線描在圓柱體的表面上，此即為
所求的圓柱凸輪的輪廓曲線。
分度數和分度角
分度數n的大小是由機械手的送料速度決定。機械手的分度機構一般適合
于n=6-60。如果n太小時壓力角太大，傳動特性很差；反之，n過大時，結構
很復雜，分度盤尺寸過大，轉動慣量限制其不能高速運轉或消耗功率過大。在n
確定之后，分度盤的分度角則為Q10=Qh=360°/2n。設計中取分度數n為６，則分度角為３０度．
分度盤直徑
分度盤的直徑與機械手的外形尺寸和分度數有關，從圖可見，從動滾子之間
的距離L應大于工作機構的最大外形尺寸A，留一定空隙的δ。一般
δ=10mm-20mm.
滾子尺寸
滾子半徑通常取r1=（0.25-0.30）L 取r1=12
滾子寬度通常取b0=（0.8-1.2）r1 取b0=10
凸輪尺寸
凸輪尺寸的確定原則是在保證接觸應力最大值小于許用應力的前提下，盡可
能緊湊一些。根據壓力角計算公式可推出，圓柱凸輪的基圓直徑可由下式算出
D2=2HVm/Q2htan?m。式中，Vm為最大無因次速度；?m為最大壓力角。
圓柱凸輪的外徑則為D2e?D2?b0 （取D2e=80mm），凸輪槽深度h一般應
略大于滾子寬度b0。在確定凸輪寬度B2時，為了保證分度運動時的連續性，
應有適當的嚙合重疊段為宜。在圖1所示的機構中，B2的取值范圍為2
（100-r1）＞B2＞H （取B2=80） 凸輪中心線與分度盤基準面的距離
取決于凸輪外徑D2e，滾子銷軸像尺寸和分度盤厚度等結構參數的選取，應盡
量使凸輪外緣靠近分度底面，以減少滾子銷軸的懸臂長度。
4.２盤形凸輪的設計
圖2 凸輪輪廓圖
4.２.1凸輪機構類型
凸輪機構型式：平面盤形凸輪機構
從動件運動形式：直動
從動件類型：滾子從動件
凸輪的封閉方式：形封閉
4.２.2凸輪機構類型
從動件運動規律
凸輪轉向：逆時針方向
凸輪轉速n=15r/min
第1段運動規律為：
從動件運動規律：余弦加速度
該段從動件行程h＝40mm
相應凸輪起始轉角：0(°)
相應凸輪終止轉角：60(°)
第2段運動規律為：
從動件運動規律：停止
該段從動件行程h＝40mm
相應凸輪起始轉角：60(°)
相應凸輪終止轉角：120(°)
第3段運動規律為：
從動件運動規律：正弦加速度（擺線）
該段從動件行程h＝40mm
相應凸輪起始轉角：120(°)
相應凸輪終止轉角：180(°)
第4段運動規律為：
從動件運動規律：停止
該段從動件行程h=40mm
相應凸輪起始角度：180(°)
相應凸輪終止轉角：360(°)
4.２.3凸輪輪廓數據
從動件行程h： 40mm
從動件偏距e：21mm
滾子半徑Rr：8mm
推程運動角β1：60度
遠休止角β‘：60度
回程運動角β2：60度
基圓半徑Rb：40mm
凸輪轉角增量：5度
4.２.4凸輪輪廓數據
凸輪材料、公差及表面粗糙度
1 凸輪和從動件接觸端常用材料、熱處理及極限應力?H0
凸輪工作條件：低速輕載
凸輪材料：40、45、50
從動件接觸端材料：45
凸輪轉速n=15r/min
在設計中，推桿機構為垂直直線運動，且應該有急回特性，所以
凸輪滾子直動機構
凸輪機構有很好的優點。只要適當地設計出凸輪的輪廓曲線，就可以
使推桿得到各種預期的運動規律，而且機構簡單緊湊。當然由于凸輪線與滾子之
間為線接觸，易磨損。
擬取凸輪軸基圓半徑r0=30 mm ，滾子半徑rr=8 mm，凸輪以等角速度沿順時
針方向回轉。在凸輪轉過角?1?60?，推桿按正弦加速度規律上升h=30 mm。凸
輪轉過?2?60?時，推桿距離保持不變。其后，凸輪再回轉角度?2?60?時，推
桿有按余弦加速度運動規律下降到啟始位置。最后的?3?180?轉動中，直動推桿
靜止不動。由以上設計數據可得凸輪的設計行狀 如圖 1。
圖1 通過《機械設計手冊》軟件版3.0 的仿真程序仿真可以得到所設計的凸輪滾
'子直動機構的最大壓力角?max=38.680，出現在?2?200.70�？芍獕毫谴笥谠S
用壓力角????300，上述設計數據不合理。但通過上述仿真程序仿真可以得到一
組最優解。同時考慮到直接用凸輪機構作為推盒機構在包裝機上的裝配上不好實
現。所以不考慮采用凸輪機構直接推盒。
4.３平底直動從動件凸輪設計五、凸輪材料、公差及表面粗糙度
1 凸輪和從動件接觸端常用材料、熱處理及極限應力?H0
凸輪工作條件：低速輕載
凸輪材料：40、45、50
從動件接觸端材料：45
凸輪轉速n=15r/min
二、凸輪機構類型
凸輪機構型式：平面盤形凸輪機構
從動件運動形式：直動
從動件類型：平底從動件
凸輪的封閉方式：力封閉
三、從動件運動規律
凸輪轉向：逆時針方向
凸輪轉速n=15r/min
第1段運動規律為：
從動件運動規律：正弦加速度
該段從動件行程h＝20mm
相應凸輪起始轉角：0(°)
相應凸輪終止轉角：60(°)
第2段運動規律為：
從動件運動規律：停止
該段從動件行程h＝20mm
相應凸輪起始轉角：60(°)
相應凸輪終止轉角：120(°)
第3段運動規律為：
從動件運動規律：正弦加速度（擺線）
該段從動件行程h＝20mm
相應凸輪起始轉角：120(°)
相應凸輪終止轉角：180(°)
第4段運動規律為：
從動件運動規律：停止
該段從動件行程h＝20mm
相應凸輪起始轉角：180(°)
相應凸輪終止轉角：360(°)
四、凸輪輪廓數據
從動件行程h： 20mm
從動件偏距e：21mm
推程運動角β1：60度
遠休止角β‘：60度
回程運動角β2：60度
基圓半徑Rb：40mm
凸輪轉角增量：5度
由于機械手臂送料頻率為15r/min,所以它在一分鐘內做１５個來回轉動，那么要求軸的轉速也要達到15r/min，
設計總結
1）本文研究的自動送料機械手在結構上，其手指、手臂及傳動機構相對簡單緊湊，寬度也不大， 但是要整體思考機械手的結構和運動，還要考慮它的裝配。
這種自動送料機械手結構簡單輕巧、制造工藝要求不高，估計用此自動送料機械手成本不高，而耗功率少，也可降低運行作業費用， 使該設備在工廠得到廣泛應用，降低工人勞動強度，提高自動化程度。
2）這次畢業設計是我對大學的全部基礎課、技術基礎課以及大部分專業課的一次深入的綜合性的總復習,也是一次理論聯系實際的訓練,因此,它在我們四年的大學生活中占有重要的地位。
通過這次課程設計對自己的四年的大學生活做出總結,同時為將來工作進行一次適應性訓練，從中鍛煉了自己分析問題、解決問題的能力，為今后自己的工作和生活打下一個良好的基礎。但是這次畢業設計的確顯得有點心有余而力不足:
首先；是自己的心態問題,以為這次課程設計,可以像以前課程設計一樣地通過,這次由于學校要接受教學評估,全校上下都在齊心協力準備,所以要求比較嚴格.
其次；就是基本知識問題,專業知識掌握的不夠扎實，所以畢業設計中困難重重,在一次又次的打擊與挫折下,不免有些喪失信心,在老師和同學們的幫助下強迫自己去前進，終于做完了這次設計!
同時從這次設計也看出了一些問題:
1.心態:應該保持認真的態度,堅持冷靜獨立的解決問題
2.基礎:認真學好基礎知識,扎實自己的基礎知識,使面對問題時不會遇到很多挫折,從而打擊自己的信心,結果使自己很浮躁,越來越不想搞這設計,應該好好學習基礎知識,一步一步的來,不要急功近利!就算以后的工作中也應該不斷的去學習，充實自己。
3.樹立自己的良好形象,樂觀的面對生活,堅持自己的想法和意識,積極的面對工作和生活中的問題。
總的說來,雖然在這次設計中自己學到了很多的東西,取得一定的成績,但同
時也存在一定的不足和缺陷,我想這都是這次設計的價值所在,以后的日子以后
自己應該更加努力認真,以冷靜沉著的心態去辦好每一件事情!
參考文獻
１．機械設計手冊（中冊）第二版， 化學工業出版社。
２．余夢生、吳宗澤主編 機械零部件設計手冊 化學工業出版社。
３．吳宗澤主編 機械設計課程設計手冊. 高等教育出版社.
４． 濮良貴 主編 機械設計. 高等教育出版社.
5． 朱冬梅主編.畫法幾何及機械制圖. 高等教育出版社.
６.劉昌祺、曹西京 主編 凸輪機構設計 機械工業出版社
７．陸祥生、楊秀蓮 主編 機械手理論及應用 中國鐵道出版社
8. 數字化手冊編委會 編 機械設計手冊軟件版
致 謝
經過幾個月的努力，每天從早上八點奮戰到晚上十點，沒有絲毫松懈，全力
以撲，畢業設計終于完成了，我的內心無比的激動，雖然它不是完美的，也不是最好的，但在我心里，它是最珍貴的，是我用心用汗水去澆注的，它的點點滴滴都是自己親自動腦，動手做出來的，它是我四年大學的一個總結。
在這里我鄭重的向培養我的每一位老師表示由衷的感謝！感謝他們的辛勤教
導，讓我的知識面得到拓廣，綜合素質提升，為踏入社會打下好我基礎。
在這里我還要特別感謝我的指導老師，在我遇到問題時，總能夠循循善誘，
指點迷津，使我的設計得以繼續下去。
另外，我還要感謝班級上的一些同學也給了我不少的幫助和支持，在此，我
也對這些同學致以衷心的感謝！
雖然每個同學的任務不同，但是我們發揮了團體的力量，面對困難大家互相
幫助達到共同勝利。給了我們生活啟迪，學會發揮團體的力量。
學生簽名：
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