【正文】 齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1） 選用直齒圓柱齒輪傳動。2） 換刀機械手換刀時速度較高，我們選用6級精度（GB 1009588）。3） 材料選擇。我們選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)）,硬度為270HBS，大齒輪材料為45鋼(調(diào)質(zhì))硬度為230HBS，二者材料硬度差為40HBS。4） 選小齒輪齒數(shù)為Z1=24,大齒輪齒數(shù)Z2=μZ1=24=,取Z2=43。、按齒面接觸強度設計由設計公式進行計算，即：1）確定公式內(nèi)各計算式數(shù)值（1） 試選載荷系數(shù)K=（2） 計算小齒輪傳遞的轉矩T1=105P1/n1=10530/ =（3） 選取齒寬系數(shù)＝（4） 確定許用接觸應力：按齒輪齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限=600Mpa，大齒輪的接觸疲勞強度極限=550Mpa，取安全系數(shù)=1，計算許用接觸應力得：=/=600 Mpa=/=550 Mpa2） 計算（1）將以上數(shù)據(jù)代入公式中，初算中心距為：=110mm（2）計算模數(shù)m：按公式m=2a/( Z1+Z2)計算出模數(shù)，將初選的齒數(shù)代入公式計算得m=，按照標準模數(shù)系列（GB1357—87）取m=3。（3）計算主要尺寸：分度圓直徑：d1=m Z1=324=72mm；d2=m Z2=343=129mm計算中心距：a=m（Z1+Z2）/2=3（24+43）/2=計算尺寬：b1=*a==，取b1 =b2 =80mm、按輪齒彎曲強度校核輪齒彎曲強度校核公式為確定公式中有關數(shù)值（1） 查圖得知小齒輪的彎曲疲勞強度極限=240Mpa，大齒輪的彎曲疲勞強度極限=190Mpa，取安全系數(shù)=，計算許用彎曲應力得：=/=240/=185 Mpa=/=190/=146 Mpa（2） 查表得齒形系數(shù)，將有關數(shù)值代入公式中計算輪齒彎曲強度校核合格。至此，傳遞機械手換刀動力的齒輪副設計計算完成，具體為Z1=24，Z2=43，m=3。另外，機械手臂的伸出和縮回是通過齒輪齒條傳動進行的，其設計過程與此相似，由于受篇幅的限制，這里就不再敘述設計步驟。軸的設計軸是組成機械的一個常用的重要零件，它支持著其他轉動零件如齒輪、蝸輪等零件回轉并傳遞動力，軸、軸承和軸上安裝的零件形成一個組成體，稱為軸系。組成軸系的主要零件——軸、軸承、聯(lián)軸器等稱為軸系零件。軸的設計主要包括：軸的材料選擇、結構設計、軸的強度、剛度和振動穩(wěn)定性計算等，設計軸的主要步驟如下：（1）根據(jù)機械傳動總體布局擬定軸上零件的位置；（2）軸的材料的選擇；（3）初步估計軸的直徑；（4）進行軸的強度、剛度、振動計算；（5）校核鍵、軸承、聯(lián)軸器等的強度或壽命。、軸的常用材料軸的材料種類很多，設計時主要根據(jù)對軸的強度、剛度、耐磨性等要求，以及為實現(xiàn)這些要求而采用的熱處理方式，同時考慮制造工藝加以選用，力求經(jīng)濟合理。軸的常用材料是3450優(yōu)質(zhì)碳素鋼，對于受力較大，軸的尺寸和重量受到限制，以及有某些特殊要求的軸，可采用合金鋼。根據(jù)工作條件要求，軸可在加工前或加工后經(jīng)過整體或表面處理，以及表面強化處理（如噴丸、輥壓、氮化等），以提高其強度（尤其疲勞強度）和耐磨、耐腐蝕等性能。軸一般由軋制圓鋼或鍛件經(jīng)切削加工制造。軸的直徑較小，可用圓鋼棒制造；對于重要的，大直徑或階梯直徑變化較大的軸，采用鍛坯。為節(jié)約材料和提高工藝性，直徑大的軸還可以制成空心的，并且?guī)в泻附拥幕蛘咤懺斓耐咕?。對于形狀復雜的軸，可采用鑄造。軸的結構決定于受載情況、軸上零件的布置和固定方式、軸承的類型和尺寸、軸的毛坯、制造和裝配工藝及安裝、運輸?shù)葪l件。軸的結構應是盡量減小應力集中，受力合理，有良好工藝性，并使軸上零件定位可靠，裝拆方便。對于要求剛度大的軸，還應在結構上考慮減小軸的變形。零件與軸的固定或聯(lián)接方式，隨零件的作用而異。一般情況下，為了保證零件在軸上具有固定的工作位置，需從軸向和周向加以固定。、軸的設計過程給定軸的已知條件為：傳遞的功率P=30Kw；軸的轉速為1460n/min。依據(jù)上述已知條件具體進行軸的設計。、選擇材料及估算軸徑選擇軸的材料為40Cr，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，材料的各機械性能如下：σb=980MPaσs=785MPaσ1=350MPaτ1=200Mpa軸的直徑按下式進行估算：由于所選材料為40Cr，所以取計算系數(shù)=100，代入式中得：=我們選用花鍵軸的尺寸為：Ddb=65㎜56㎜10㎜。、軸的結構設計軸的結構如圖4—1a)所示。、軸的受力分析軸的受力分析如圖4—1b)所示。軸傳遞的轉矩為：T1=106P/n=10630/1460 N㎜=105 N㎜齒輪的圓周力為：Ft=2T1/d1=2105/96 N=4088 N齒輪的徑向力為：Fr= Fttgα=4088tg20176。 N=1488 N圖4—求支反力（1）在水平面上求支反力由ΣMA=0得：RBZa－Fr(a+b)=0則 RBZ=Fr(a+b)/a=1488(280+80)/280N=由ΣZ=0得：RAZ= Fr－RBZ=1488－1913=－425N數(shù)值為負表示方向與圖示方向相反，如圖4—1c）所示。（3） 在垂直面上求支反力由ΣMA=0得：RBya－Ft(a+b)=0則RBy=Ft(a+b)/a=4088(280+80)/280N=5256N由ΣY=0得：RAy= Ft－RBy=4088－5256=－1168N數(shù)值為負表示方向與圖示方向相反，如圖4—1e）所示。、作彎矩和扭矩圖齒輪的作用力在水平平面的彎矩圖如圖4—1d）所示：MDZ=RAZ(a+b)=－425(280+80) N㎜=－153000N㎜M′DZ=RBZb=191380 N㎜=153000N㎜齒輪的作用力在垂直平面的彎矩圖如圖4—1f）所示:MDy=RAy(a+b)=－1168(280+80) N㎜=－420000N㎜M′Dy=RByb=525880 N㎜=420000N㎜齒輪作用力在D截面作出的最大合成彎矩為：Md=(MDZ2+MDy2)1/2=[(－153000)2+(－420000)2 ]1/2 N㎜=447000 N㎜作出扭矩圖，如圖4—1g）所示：T1=1960000 N㎜、軸的強度校核根據(jù)軸的結構尺寸以及彎矩圖、扭矩圖，截面B處彎矩較大，且具有軸承配合引起的應力集中，截面D處彎矩最大，且有齒輪配合與鍵槽引起的應力集中，故屬危險截面?，F(xiàn)對D截面進行強度校核。由于該軸轉動，彎矩引起對稱循環(huán)的彎應力，轉矩引起的為脈動循環(huán)的剪應力。彎曲應力副為：將數(shù)據(jù)代入求得=447000/≤350Mpa。所以經(jīng)校核，該軸是安全的。經(jīng)過上述的設計計算，本設計的主要設計部分已經(jīng)完成。至此本設計已基本完成，通過對本設計內(nèi)容的相關設計計算，我對大學期間學習的相關內(nèi)容有了更深的理解。這更加深了我對書本知識的理解，同時也使我自己對課本知識向實踐轉變有了更深的體會。致謝彈指一揮間，大學年已經(jīng)接近了尾聲。當自己懷著忐忑不安的心情完成這篇畢業(yè)論文的時候，自己也從當年一個從山里走出的懵懂孩子變成了一個成熟青年，回想自己的十幾年的求學生涯，雖然只是一個?？飘厴I(yè)，但也實屬不容易。首先，從小學到大學的學費和生活費就不是一個小數(shù)目，這當然要感謝我的爸爸媽媽，他們都是農(nóng)民，沒有他們的勤勤懇懇和細心安排，我是無論如何也完成不了我的大學生活。畢業(yè)論文正代表著大學的終結，完成它既有一種收獲感，又有一種失落感，可無論如何它代表著我三年的努力，代表了我三年的歷程。當它終于快完工的時候，我不禁想起了很多人，很多事。在論文即將完成之際，我的心情無法平靜，從開始進入課題到論文的順利完成，有多少可敬的師長、同學、朋友給了我無言的幫助，在這里請接受我誠摯的謝意!感謝我的指導教師王素暖。在她的指導下，她告訴我如何搜集材料；她告訴我如何快捷地找到相關論文。她指導我如何利用手頭上的論文取舍嫁接整合。本論文的完成，離不開她的悉心指導和孜孜不倦地教誨。 書到用時方恨少，在這篇論文的寫作過程中，我深感自己的水平還非常的欠缺。生命不息，學習不止，人生就是一個不斷學習和完善的過程，敢問路在何方？路在腳下！參考文獻[1] 蔡厚道，吳暐. 數(shù)控機床構造. 北京：北京理工大學出版社，（）[2] 韓鴻鸞，：機械工業(yè)出版社，[3] 周蘭，：人民郵電出版社，（）[4] ：清華大學出版社；北京交通大學出版社，[5] 林宋，：化學工業(yè)出版社，[6] 王云，（上冊）.北京：北京航空航天大學出版社，35 / 3