[卧式加工中心换刀机械手的设计] 加工中心机械手不换刀

摘要

机械手是自动换刀装置中交换刀具的主要工具，它担负着把刀库上的刀

具送到主轴上，再把主轴上已用过的刀具返回刀库上的任务。

设计思路是用机械手的动作来实现对加工中心的换刀，机械手的转动有回

转液压缸运来实现，其动力则由驱动系统实现。

加工中心的自动换刀装置，通常是由刀库和机械手组成，它是加工中心的

象征，又是加工中心成败的关键环节。因此各加工中心制造厂家都在下大力

研制动作迅速、可靠性高的自动换刀装置，以求在激烈的竞争中取得好效益，自动换刀装置是加工中心的核心内容，各厂家都在保密，极少公开有关资料，尤其机械手部分更是如此。

这种机械手的拔刀、插刀动作，大都由油缸动作来完成。根据结构要求，可

以采用油缸动，活塞固定；或活塞动，油缸固定的结构形式。

整个机械手由机械臂伸缩机构，机械爪开合机构，回转机构及装卸刀具直线

运动机构组成。

Summary

The machine hand changes the knife automatically to exchanges the main tool that knife have in the device, it carry to have the knife the knife on the sends to the principal axis last, useses again the principal axis the top already over of the knife has to return the knife the mission on the .

Designing the way of thinking is to uses the action of the machine hand realizes centrally to process to change the knife, the machine turns to move the turn-over liquid presses the urn carries realize, its motive is then from drive the system realizes.

Process the central changing the knife the device automatically,

usually constitute with the machine from the knife , it is a key to process the central symbol, again is process the center success or failure link.Therefore each process the center manufactory house to all obtain the performance in descend strongly research to manufacture action

quickly, dependable highly automatically change the knife device, in order to in the vigorous competition, change the knife automatically the device is to process the central core contents, each factory house is all at keep secret, minimum amount public relevant data, particularly the cent of machine hand is also such.

This kind of machine pulls out the knife and put the knife acts, mostly from oil an action to complete.Request according to the construction, can adopt the oil urn move, the piston fixs;Or the piston moves, oil a fixed construction form.

Whole machine hand from flexible organization in machine arm, the machine claw opens to match the organization, turning round the organization and packing to unload the knife have the straight line the sport the organization constitutes.

引言

本次设计的题目是加工中心的自动换刀装置中的核心部件---机械手的

设计。机械手是自动换刀装置中交换刀具的主要工具，它担负着把刀库上的

刀具送到主轴上，再把主轴上已用过的刀具返回刀库上的任务。

设计此机械手的目的是为了使加工中心能够更快的的工作，使加工中心

能够得到更加充分的利用，以实现其的价值所在；再者，由于使用了机械手，减少由于人工换刀带来的生产效率低，并且容易出事故的弊端。

本次设计的内容主要有回转液压缸装置和机械运动的驱动系统，对于其

中动作的实现则由电气控制来实现。

由于本人能力及学识有限，在设计中存在有很多缺陷，望老师们能多加

指导。

加工中心的总体布局

盘式刀库的卧式加工中心

卧式加工中心的主轴是水平设置的，卧式加工中心刀库容量一般较大，

有的刀库可存放几百把刀具，卧式加工中心的结构较立式加工中心复杂，占

地面积大，价格也较高，卧式加工中心较适用于加工箱体之类的零件，特别

对箱体零件上的一些孔和孔系，以及孔和型腔与基准面有严格要求的箱体，

容易得到保证，适合于批量加工。

卧式加工中心的功能较立式加工中心多，在立式加工中心上加工不了的

工件，在卧式加工中心上一般都能加工。

2.1 技术条件

我们所设计的加工中心的主要的技术参数有：

⑴ 刀库容量： 24把刀

⑵ 刀柄型号： 40号刀柄

⑶ 刀具最大直径： 120㎜

⑷ 刀具重量： 11㎏

⑸ 换刀时间： 5s

⑹ 选刀方式： 任选

2.2 总体布局

我们设计的加工中心的总体布局如图1.1所示：

图1.1 卧式加工中心的总体布局

2.3 卧式加工中心的机械结构：

⑴主轴组件 对加工中心主轴组件的基本要求是具有足够的刚度，精

度，传递足够的功率和转矩，以及高速运转和适应自动换刀的条件。主轴轴

承多采用高精度，高刚度，高速滚动轴承。

卧式加工中心的主轴组件按进给功能分有镗轴进给，滑枕进给及非进给

主轴等类型，大多数采用非进给型主轴。

⑵立柱 立柱有侧面导轨型与正面导轨型。侧面导轨型立柱便于机床的

总体设计，制造成本也较低，并抑易于与非数控卧式镗铣床建立模块化系列

关系，但这类立柱在机床工作时受力状况较差，且热变形的对称性差，因而

对机床加工精度影响较大。正面导轨型立柱多采用门式结构，有较好的热对

称结构和受力条件，多数加工中心采用这种立柱形式。

⑶ 工作台 卧式加工中心可采用自动分度工作台，数控回转工作台。

换刀机械手的设计

3.1 刀具的交换装置

3.1.1 自动换刀装置

加工中心区别于NC镗铣床的主要特点就在于它具有根据工艺要求自

动更换所需刀具的功能，即自动换刀（ATC）机能。

机械手是自动换刀装置中交换刀具的主要工具，它担负着把刀库上的刀

具送到主轴上，再把主轴上已用过的刀具返回刀库上的任务。

加工中心的自动换刀形式，可分为有机械手换刀方式和无机械手换刀方

式两类。无机械手换刀方式，适用于采用40号以下刀柄的小型加工中心或换刀次数少的用量型刀具的重型机床，这种换刀方式没有机械手，因而结构简单。另外，刀库回转是在工步与工步之间，即非切削时进行的。因此，虽然刀库设置在立柱顶面，却免去了刀库回转时的震动对加工精度的影响。

无机械手换刀方式中，刀库可以是圆盘型、直线排列式，也可以是格子箱式

等。无机械手换刀方式中特别需要注意的是刀库转位定位的准确度，为保证转位准确，就要尽力消除刀库驱动传动链的间隙，为此可采用双导程蜗杆蜗轮副，或采用可以相互错位的两片齿轮结构形式，或采用插销定位、反靠定位等方法来准确定位。圆盘型刀库可设在立柱顶上、立柱主轴箱的侧面，也可设在横梁一端，或设在主轴箱上，由主轴箱和刀库配合运动完成自动换刀动作。直线排列式刀库可设在工作台上方，也可设在工作台的一端或两端，由主轴箱或工作台配合运动完成自动换刀动作。格子箱式刀库可设在双工作台的中间，换刀时，小直径刀具可轴向取刀，大直径刀具可径向取刀。

加工中心的自动换刀装置，通常是由刀库和机械手组成，它是加工中

心的象征，又是加工中心成败的关键环节。因此各加工中心制造厂家都在下大力研制动作迅速、可靠性高的自动换刀装置，以求在激烈的竞争中取得好效益，自动换刀装置是加工中心的核心内容，各厂家都在保密，极少公开有关资料，尤其机械手部分更是如此。

无机械手换刀方式中特别需要注意的是刀库转位定位的准确度。为保证转位准确，就要尽力消除刀库驱动传动链的间隙，为此可采用双导程蜗杆蜗轮副，或采用可以相互错位的两片齿轮结构形式；或采用插销定位、反靠定位等方法来准确定位。

采用机械手进行刀具交换的方式应用的最为广泛，这是因为机械手换刀有很大的灵活性，而且可以减少换刀时间。

图见零号图自动换刀机械手。换刀动作如表3.1所示：

表3.1 机械手的换刀动作

3.1.2 机械手的种类

加工中心换刀机械手的种类繁多，可以说每个厂家都推出自己的独特的换刀机械手，在加工中心的自动换刀系统中，是机械手具体执行刀具的自动更换，对其要求是迅速可靠、准确协调。由于加工中心机床的刀库和主轴，其相对位置距离不同，相应的换刀机械手的运动过程也不尽相同，它们由各种形式的机械手来完成。常见的机械手有：

⑴单臂单爪回转式机械手

机械手摆动的轴线与刀具主轴平行，机械手的手臂可以回转不同的角度来进行自动换刀，换刀具的所花费的时间长，用于刀库换刀位置的刀座的轴线相平行的场合。如图所示：

图3.1 单臂单爪回转式机械手

⑵单臂双爪回转式机械手

图3.2 单臂双爪回转式机械手

这种机械手的手臂上有两个卡爪，两个卡爪有所分工，一个卡爪只执行从主轴上取下“旧刀”送回刀库的任务，另一个卡爪则执行由刀库取出“新刀”送到主轴的任务，其换刀时间较上述单爪回转式机械手要短，如图3.2 所示。

⑶双臂回转式机械手（俗称扁担式）

这种机械手的两臂各有一个卡爪，可同时抓取刀库及主轴上的刀具，在回转180°之后有同时将刀具归回刀库及装入主轴，是目前加工中心机床上最为常用的一种形式，换刀时间要比前两种都短，如图3.3-a)所示。

图3.3-a) 双臂回转式机械手

这种机械手在有的设计中还采用了可伸缩的臂，如图3.3-b)所示：

图3.3-b) 双臂回转式机械手

⑷双机械手

这种机械手相当与两个单臂单爪机械手，相互配合起来进行自动换刀。其中一个机械手执行拔“旧刀”归回刀库，另一个机械手执行从刀库取“新刀”插入机床主轴上，如图3.4所示：

图3.4 双机械手

⑸双臂往复交叉式机械手

图3.5 双臂往复交叉式机械手

这种机械手两臂可往复运动，并交叉成一定角度。两个手臂分别称作装刀手和卸刀手。卸刀手完成往主轴上取下“旧刀”归回刀库，装刀机械手执行从刀库取出“新刀”装入主轴。整个机械手可沿导轨或丝杠作直线移动或 绕某个转轴回转，以实现刀库与主轴之间的运送刀具工作，如图3.5所示。

⑹双臂端面夹紧式机械手

这种机械手只是在夹紧部位上和前几种不同，上述几种机械手均靠夹紧刀柄的外圆表面来抓住刀具，而此种机械手则是夹紧刀柄的两个端面，如图

3.6所示：

图3.6 双臂端面夹紧式机械手

由于双臂回转式机械手的动作比较简单，而且能够同时抓取和装卸机床主轴和刀库集中的刀具，换刀时间较短，我们本次设计所要求的换刀时间为5秒，故我们选用双臂回转式机械手。

如果我们采用不能伸缩的机械手，由于机械手回转时其手部回转半径较大，如刀库中刀具排得较密，可能碰撞刀具，且用这种类型的机械手直接在刀库与主轴之间换刀，只宜采用顺序换刀或刀具编码式任意选刀，不然，换刀时间将增加。故我们采用可伸缩式的双臂回转机械手。

3.1.3 手爪的选择 1．单臂双爪式机械手的手爪

这种机械手的手爪，大都采用机械锁刀方式，有些大型加工中心，亦有采用机械加液压锁刀方式，以保证大而重的刀具在换刀中不被甩出，较普通采用的机械锁刀方式手爪——弹簧销式手爪。如图，A-A放大图。

它是目前加工中心上用较多的一种，手臂的两端个有一个手爪，刀具被弹簧2推着的活动销4（类似于人的手指）顶靠在固定爪5中，锁紧销3被弹簧1顶起，使活动销4被锁住，不能后退，这就是保证了机械手在换刀过程中手爪中的刀具不会被甩出，当手臂处于抓刀位置时，锁紧销2被设置在主轴伸出端或刀库上的撞块压下，活动销4就可以活动，使得机械手可以抓住（或放开）主轴或刀库刀套中的刀具。

此外，钳形手的杠杆手，用得也较普遍。

锁销2在弹簧作用下，其大直径外圆顶着止退销3，杠杆手爪6就不能摆动张开，手爪中的刀具就不会被甩出，当抓刀或还刀时，锁销2被装在刀库或主轴端处的撞块压回，止退销3和杠杆手爪6就能摆动、张开。刀具就能装入或取出。

钳型手和杠杆手均为直线运动抓手。

机械手的手爪在抓住刀具后，还必须具有锁刀功能，以防止在换刀过程中掉刀或刀具被甩出。当机械手松刀时，刀库的夹爪既起着刀套的作用，又起着手爪的作用。对于双臂回转式机械手的手爪，大都采用机械锁刀方式，有些大型加工中心，亦有采用机械液压锁刀方式，以保证大而重的刀具在换刀中不被甩出。手爪的形式有：

⑴机械锁刀手爪——弹簧销式手爪，使用这种形式的抓持机构，手爪不需要设置专门的传递装置，因而结构简单，使用广泛。但在机械手有旋转运动时，为避免刀具甩脱，手爪就必须有自锁夹持机构，其结构较复杂。

⑵钳形杠杆机械手。这种机械手手爪的张合需要动力传递装置，传动较复杂，但手爪的结构可较简单。使用也较普遍。

⑶虎钳形指。在手爪中设有定位销，使刀具在手爪中定位。用这种形式的夹持机构时，刀具需经特殊补充加工，不能使用标准刀具，所以使用者较少。

我们在这里采用第一种手爪。 3.1.4 刀具的夹持

在刀具自动交换装置上，机械手抓刀具的方法大体上可以分为下列两类：

⑴柄式夹持（轴向夹持）。 ⑵发兰式夹持。

这种夹持方式，在刀具夹头的前端，有供机械手用的发兰盘。采用发兰式夹持，当应用中间搬运装置时，可以很方便地从一个机械手将刀具夹头过渡到另一个辅助机械手上去，刀具夹头采用带洼形的法兰盘夹持刀夹。

在这里，我们采用第一种夹持方式，刀柄型号为BT40。

图3.7所示为标准刀具夹头的锥柄柄部，由图可见，刀柄圆柱部分的V形槽是供机械手夹持之用。带V形槽圆柱右端，按所装刀具（例如钻头、铣刀、铰刀及镗杆等）不同，根据标准可设计成不同形式。

图3.7 刀柄的型式

表3-1为日本BT标准刀柄的尺寸：

3.2 机械手的驱动装置

这种机械手的拔刀、插刀动作，大都由油缸动作来完成。根据结构要求，可以采用油缸动，活塞固定；或活塞动，油缸固定的结构形式。

整个机械手由机械臂伸缩机构，机械爪开合机构，回转机构及装卸刀具直线运动机构组成。图见自动换刀机械手的驱动装置和驱动装置外形。 3.2.1 手臂的伸缩运动：

回转头的两端对称分布着两个机械臂，可以同时伸出抓刀。机械臂伸缩机构由回转液压缸1（见驱动外形图），输出轴47，齿轮44以及齿条39和45组成（见自动换刀机械手图）。当压力油通过支架28和贯穿花键轴30的通孔（见换刀机械手驱动装置图）进入回转液压缸1时，推动输出轴47转动，轴上的齿轮44便带动齿条39和44作直线运动，使两只机械臂同时伸出，通过齿条39及44上的挡块52压向调整螺钉53来限制终点位置。同时由左视图中的微动开关30发出信号，以进行下一个动作。当回转液压缸改变油路时，机械臂便缩回。

3.2.2 手爪的开合（见自动换刀机械手图）

机械臂的头部带有固定手爪14与活动手爪18，用来夹持刀柄之用。活动手爪18可绕小轴15转动，其一端由弹簧杆19作用支靠在小轴20上。当弹簧顶杆3未碰到挡块13而自由伸出时，挡杆22在弹簧作用下，其一端的斜面与活动手爪18的端部斜面台阶相靠，从而将活动手爪18锁死。当挡块13左移，将弹簧顶杆3压入时，顶杆3的一端迫使杠杆21顺时针转动。这样，杠杆21的一端将挡杆22的斜面自活动手爪18的端部斜面滑开。因此，当活动手爪18伸向刀柄拔刀或插刀后收回时，刀柄表面可使活动手爪18压缩弹簧而稍微张开，这样机械爪即可将刀柄抱住或退出。与此同时，齿条44（或39）上的挡杆压于调整螺钉而限位，同时微动行程开关动作发出下一动作的信号。由于机械爪伸向刀柄拔刀，或插刀后收回，都是当机械手处于轴

向向左移动后的位置上进行的。为了使机械手的活动手爪18在这时能从自锁状态下松开，在机床床身立柱上设有固定杆35，在机械臂的一侧有挡块装置。挡块13、锥孔盘4（在端面上周向均匀分布有4个锥孔）和轴9固定相连，轴9装于支架12内，其右端又与一端盖10用螺纹固定。当挡块13未与固定杆35相碰时，锥孔盘4处于与钢球5相对位置，弹簧销11顶着端盖10，使锥孔盘4紧靠于支架12的端面上，此时机械臂的弹簧顶杆3自由伸出，活动手爪1处8于锁死状态。当机械手轴向向右移动后，固定杆35迫使挡块13转动，由于此时锥孔盘4端面上的锥孔与钢球5错开，这样锥孔盘4即连同挡块13、轴9、端盖11、压缩弹簧销11向左移动。挡块13即将机械臂上的弹簧顶杆3压入，将活动手爪18自锁紧状态下松开。

当机械爪伸出抓住刀柄后，机械手轴向向左伸出，此时挡块13亦同时离开固定杆35，借弹簧1的作用，将挡块13拉回原来的锥孔盘4上锥孔与钢球5相对的原始位置，由弹簧销11的作用，使挡块13又向右移动至锥孔盘4与支架12端面压紧的位置。这时机械臂上的弹簧顶杆3又自由伸出，将活动手爪18锁死，保证机械手将刀具拔出后，机械手能将刀具可靠地夹紧。

3.2.3 回转运动（见驱动装置图）

回转机械用来实现刀具的交换动作，由图驱动外形装置图可见它由手臂14，回转座51组成的。手臂14与花键轴50固定连接，花键轴与两个花键套筒49相连，后者则由固定在机床立柱上回转座51上的两个滚动轴承支撑。齿轮41通过花键轴套筒安装在花键轴的右端。回转液压缸的结构见第三张图，回转缸壳体79和上端盖86、下端盖74、定片93间均用螺钉联接，并将它们作为一体通过上端盖与固定在立柱上。转轴2支承在上、下端盖上，与动片90固定联接，其伸出端通过花键轴部分与中间座的齿轮联接，向手臂传递运动，当液压缸通入高压油而使转轴转动时，通过传动齿轮99带动齿轮41回转，这样，由花键轴50带动手臂14转动，其转角两相对180°的极限位置，可由螺钉67及53限定，同时由螺钉65及68压下微动开关69及52发出到位信号，以进行下一个动作。 3.2.4 直线运动

回转头14的向左或向右（拔刀或插刀）的直线运动是由液压缸来实现。液压缸座系固定于机床立柱上，活塞杆端部有联接件与花键轴相连。当活塞杆因液压缸进入高压油而向左或向右运动时，通过联接件即可带动花键轴作直线运动，从而带动回转头及机械手臂作向左或向右运动。在液压缸两端设有缓冲装置，可防止活塞与液压缸端面的撞击。当活塞在左右两极限位置时，

都设有可调挡块，由微动开关作用发出到位信号。

需要提醒的是，既要保证不漏油，又要保证机械手动作灵活。过紧的密封，往往影响机械手的正常动作。

这种液压缸活塞驱动的机械手，每个动作结束之前均需设置缓冲机构，以保证机械手的工作平稳、可靠。缓冲结构可以是小孔节流，可以外接节流阀或是缓冲阀等。

为了使机械手工作平稳可靠，除了要设有缓冲机构外，还要考虑尽可能减小机械手的惯量。圆柱体围绕旋转中心的运动惯量可由下式确定：

J=J0+WR2/9.8 (N.m.s^2)

式中 J0——圆柱体绕其自身中心的惯量（N·m·s2） W——圆柱体的重量（N） R——旋转半径(m)

由上式可见，惯量与物体重量成正比，与旋转半径的平方成正比。因此要尽可能采用密度小质量请的材料制造有关的零件，要尽可能的减小机械手的回转半径。

由于液压驱动的机械手需要采用严格的密封，因此还需要缓冲机构。 3.3 设计计算

3.3.1 手指夹紧力的计算：

手指对工件的夹紧力可按下式计算：

N≥k1k2k3G kg·f

式中k1——安全系数，通常取1.2~2，我们取k1=1.8；

k2——动载系数，主要考虑惯性力的影响，可按k2＝1＋a/g估算；

a为机械手在搬运过程中的加速度，单位为m/s2,a＝9.8m/s2,g为重力加速度，所以这里k2=1；

k3——方位系数，按《机械工程手册》（第10卷）表56.2-3选取

k3=0.9~1.1，我们取k3=1.0;

G——被夹持工件的重量，单位kg，这里G=11kg。 则我们设计的机械手手指的夹紧力为：

N≥1.8³1³1.0³11 kg·f = 19.8 kg·f

3.3.2 齿轮的设计

齿轮传动按照两齿轮轴在机构中相对位置的不同分为：两轴相互平行，两轴相交和两轴交错（即不平行也不相交）三类。

用与平行轴传动的有；直齿、斜齿、圆柱齿轮、直齿、斜齿内齿轮、直齿、斜齿缘，这些齿轮有称为平面齿轮。

用与相交轴传动的有：两轴线垂直相交和两轴线相交但不垂直的直齿、圆弧齿、延伸外摆线齿锥齿轮。

用与交错轴传动的有：螺旋齿轮、蜗轮蜗杆和轴线偏置的锥齿轮（双曲线齿轮）这些齿轮又称空间齿轮。

齿轮齿形曲线主要采用渐开线、其它还有摆线、圆弧线等，由于渐开线齿形容易制造，便于安装，所以大多数齿轮采用渐开线齿形。

齿形标准：（摘自JB-100-60，JB304-62）

齿轮传动是机械传动中最重要的传动之一，形式很多，应用广泛，传递的功率近十万千瓦，圆周速度可达200m/s。齿轮传动按照两齿轮轴在机构中相对位置的不同

一. 齿轮传动主要特点：

①效率高 在常用的机械传动中，以齿轮传动的效率为最高。如一级圆柱齿轮的效率可达99%。这对大功率传动十分重要，因为即使效率只提高1%，也有很大的经济效益。

②结构紧凑 在相同的使用条件下，齿轮传动所需的空间尺寸一般较小。

③工作可靠，寿命长 设计制造正确合理、使用维护良好的齿轮，工作十分可靠，寿命可长达一、二十年，这也是其它机械传动所不能比拟的。这对车辆及矿井内工作的机器尤为重要。

④传动比稳定 传动比稳定往往是对传动性能的基本要求。齿轮传动获得广泛应用，也就是由于这一特点。

但是齿轮传动的制造及安装精度要求高，价格较贵，且不宜用于传动距离大的场合。

齿轮传动可做成开式、半开式及闭式。如在农业机械、建筑机械以及简易的机械设备中，有一些齿轮传动没有防尘罩或机壳，齿轮完全暴露在外边，这叫开式齿轮传动。这种传动外界杂物极易侵入，而且润滑不良，因此工作条件不好，轮齿也极易磨损，故只宜用于低速传动。当齿轮传动装有简易的防护罩，有时还把大齿轮部分地浸入油池中，则称为半开式齿轮传动。它的工作条件虽有改善，但仍不能做到防止外界杂物侵入，润滑条件也不算最好。而汽车、机床、航空发动机等所用的齿轮传动，都是装在精确加工而且封闭严密的箱体（机匣）内，这称为闭式齿轮传动（齿轮箱）。它与开式或半开式相比，润滑及防护等条件最好，多用于重要的场合。 二. 设计原则：

所设计的齿轮传动在具体的工作情况下，必须具有足够的、相应的工作

能力，以保证在整个工作寿命期间不致失效。目前设计一般使用的齿轮传动时，通常按保证齿根弯曲疲劳强度及保证齿面接触疲劳强度两准则进行计算。

设计齿轮传动时，应使齿面具有较高的抗磨损、抗点蚀、抗胶合及抗塑性变形的能力，而齿根要有较高的抗折断的能力。因此，对齿轮材料性能的基本要求为：齿面要硬，齿芯要韧。常用的齿轮材料有钢、铸铁和一些非金属材料。 三. 设计步骤：

整个回转头回转180°换刀的运动是由回转液压缸8驱动，回转液压缸的输出轴上安装有齿轮99，齿轮41装在套筒上，回转液压缸固定在立柱上。当回转液压缸动片转动时，齿轮99带动齿轮41转动，其转角的极限位置可由螺钉限定，同时有微动行程开关发出到位信号，其运动的计算公式为：

υ式中υ υ

41/υ99=Z2/（Z1+Z2） 41 ----回转头的回转角度 99----回转缸动片的转角

Z1----齿轮41的齿数 Z2----齿轮99的齿数 由于在这里υ

44=180°，υ99=280°，即：

180°/280°= Z2/（Z1+Z2） 解得：两齿轮的齿数比μ= Z2/Z1=1.8 ⒈选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1）选用直齿圆柱齿轮传动。

2）换刀机械手换刀时速度较高，我们选用6级精度（GB10095-88）。 3）材料选择。

由表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质）,硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢(调质)硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。

4）选小齿轮齿数为Z1=24,大齿轮齿数Z2=μZ1=1.8³24=43.2,取Z2=43。 ⒉按齿面接触强度设计

由设计公式（10-9a）进行计算，即：

d1t≥2.32³{(KtT1/υd)[(μ±1)/μ](ZE/[σH])2}1/3

1)确定公式内各计算式数值 ⑴试选载荷系数Kt=1.3 ⑵计算小齿轮传递的转矩

T1=95.5³105P1/n1=95.5³105³30/ 1460N.mm =1.962³105N.mm

⑶由表10-7选取齿宽系数υd＝1

⑷由表10-6查的材料的弹性影响系数ZE =189.8MPa1/2

⑸由图10-21d按齿轮齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 σ=600MPa;大齿轮的接触疲劳强度极限σ ⑹由式10-13计算应力循环次数

N1=60n1jLh=60³1460³1³（2³8³300³15）=6.307³109 N2=4.147³109/3.2=1.296³109

⑺由图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1 =0.91;K HN2=0.94 ⑻计算接触疲劳许用应力

取失效概率为1%,安全系数S=1,由式(10-12)得

[σH]1= KHN1σ[σH]2= KHN2σ

2)计算

⑴试算小齿轮分度圆直径d1t,代入[σH]中较小的值

d1t≥2.32³{(KtT1/υd)[(μ±1)/μ](ZE/[σH])2}}1/3

=2.32³{(1.3³1.962³105/1)[(4.7+1)/4.7](109.8/517)2}1/3 =80.445mm

⑵计算圆周速度v

v=πd1tn1/60³1000=π³80.445³1460/60³1000m/s=6.15m/s

⑶计算齿宽b

b=υdd1t=1³80.445㎜=80.445㎜

⑷计算齿宽与齿高之比b/h 模数 mt=d1t/ Z1=80.445/24=3.352 齿高 h=2.25mt=2.25³3.352mm=7.54mm

b/h=80.445/7.54=10.67

⑸计算载荷系数

根据v=6.15m/s,6级精度,由图10-8查得动载荷系数：

KV=1.02;

直齿轮 ,假设KAFt/b≤100N/㎜.由表10-3查得：

KHα=KFα=1.2;

由表10-4查得使用系数：

KA=1;

由表10-4查的7级精度、小齿轮相对支承非对称分布时，

KHβ=1.12+0.18(1+0.6υd2)υd2+0.23³10-3b

Hlim1Hlim2

Hlim2

Hlim1

=550MPa;

/S=0.91³600MPa=546MP /S=0.94³550Mpa=517Mpa

将数据代入后得

KHβ=1.12+0.18(1+0.6³12)³12+0.23³10-3³80.445=1.75

由b/h=10.67, KHβ=1.75,查图10-13得KFβ=1.35;故载荷系数：

K=KAKVKHαKHβ=1³1.02³1.2³1.75=2.142

⑹按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得

d1= d1t(K/Kt)2/3=80.445³(2.142/1.3)2/3㎜=95.01㎜

⑺计算模数m

m=d1/ Z1=95.01/24㎜=3.95㎜

⒊按齿根弯曲强度设计

由式（10-5）得弯曲强度计算的设计公式为

m≥[(2KT1/υd Z12)³(YFaYSa/[σF])]1/3

1)确定公式内的各计算数值

⑴由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限：

σσ

FE1

=500MPa =380MPa

大齿轮的弯曲疲劳强度极限：

FE2

⑵由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数：

KFN1=0.85 KFN2=0.88

⑶计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数：

S=1.4 由式（10-12）得

[σF]1= KFN1/σ

[σF]2= KFN2/σ计算载荷系数

K=KAKVKFαKFβ=1³1.02³1.2³1.35=1.944

⑸查取齿形系数 由表10-5 查得：

YFa1=2.65 YFa2=2.226

⑹查取应力校正系数 由表10-5查得：

YSa1 =1.58

FE1FE2

=0.85³500/1.4MPa=303.57Mpa =0.88³380/1.4MPa=238.86MPa

YSa2=1.764

⑺计算大、小齿轮的YFaYSa/[σF]并加以比较

YFa1YSa1/[σF]1 =2.65³1.58/303.57=0.01379 YFa2YSa2/[σF]2=2.226³1.764/238.86=0.01644

大齿轮的数值大。 2）设计计算

m≥[（2³1.944³9.948³105）/1³242]³0.1644]1/3㎜=2.792

㎜

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数2.792并就近圆整为标准值m=3。按接触强度算得的分度圆直径d1=95.01㎜,算出：

小齿轮齿数：

z1= d1/m=95.01/3=32

大齿轮齿数：

z2=μz1=1.8×32=57.6 取z2=58

这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。

⒋几何尺寸计算 1）计算分度圆直径

d1=z1m=32×3㎜=96㎜

d2=z2m=58×3㎜=174㎜ 2）计算中心距

a= (d1+d2)/2=（96+174）/2㎜=134㎜

3）计算齿轮宽度

b=υdd1=1×96㎜=96㎜ ⒌验算

Ft =2T1/d1=2×1.965×105/96N=4087.5N

KAFt/b=1×4087.5/96N/㎜=42.58 N/㎜＜100 N/㎜,合适.

另外，机械手臂的伸出和缩回是通过齿轮齿条传动进行的，其设计过程与此相似，由于受篇幅的限制，这里就不再叙述设计步骤。

3.3.3 轴的设计

轴是组成机械的一个常用的重要零件，它支持着其他转动零件如齿轮、蜗轮等零件回转并传递转矩，它由轴系支持、轴承则安放在箱体或机架上面，轴承、轴和轴上零件形成一个组成体，称为轴系。组成轴系的主要零件-轴、轴承、联轴器等称为轴系零件。

轴设计的主要问题：

]轴的设计主要包括：轴的材料选择、结构设计、轴的强度、刚度和振动稳定性计算等，设计轴的主要步骤如下：

（1） 根据机械传动总体布局拟定轴上零件的位置。（2）选择轴的材料。（3）初步估计

轴的直径。（4）进行轴的结构设计。（5）进行轴的强度、刚度、振动计算。（6）校核键、轴承、联轴器等的强度或寿命。（7）绘出轴系的装配图、零件图等。 轴是组成机械的一个重要零件。它支承着其他转动件回转并传递转矩，同时它又通过轴承和机架联接。所有轴上零件都围绕轴心线作回转运动，形成了一个以轴为基准的组合体——轴系部件。

一. 轴的总类：

轴按受载情况分为转轴、心轴和传动轴，其中转轴既支承传动机件又传

递力，即承受弯矩和扭矩两种作用；心轴只起支承旋转件作用而不传递动力，即只承受弯矩作用；传动轴主要传递动力，即主要承受扭矩作用。

按结构形状分为：光轴、阶梯轴、实心轴、空心轴等。

按几何轴线形状分为：直轴、曲轴、钢丝软轴。

设计轴时应考虑多方面的因素和要求，其中主要问题是轴的选材、结构、

强度和刚度。对于高速轴还应考虑震动稳定性问题。

二. 轴的常用材料

轴的材料种类很多，设计时主要根据对轴的强度、刚度、耐磨性等要求，

以及为实现这些要求而采用的热处理方式，同时考虑制造工艺问题加以选用，力求经济合理。

轴的常用材料是35、45、50优质碳素钢，对于受载较小或不太重要的

轴，也可以用A3、A5等普通碳素钢。对于受力较大，轴的尺寸和重量受到限制，以及有某些特殊要求的轴，可采用合金钢。

根据工作条件要求，轴可在加工前或加工后经过整体或表面处理，以及

表面强化处理（如喷丸、辊压、氮化等），以提高其强度（尤其疲劳强度）和耐磨、耐腐蚀等性能。

轴一般由轧制圆钢或锻件经切削加工制造。轴的直径较小，可用圆钢棒

制造；对于重要的，大直径或阶梯直径变化较大的轴，采用锻坯。为节约金

属和提高工艺性，直径大的轴还可以制成空心的，并且带有焊接的或者锻造的凸缘。对于形状复杂的轴，可采用铸造。

轴的结构决定于受载情况、轴上零件的布置和固定方式、轴承的类型和尺寸、轴的毛坯、制造和装配工艺及安装、运输等条件。轴的结构应是尽量减小应力集中，受力合理，有良好工艺性，并使轴上零件定位可靠，装拆方便。对于要求刚度大的轴，还应在结构上考虑减小轴的变形。

零件与轴的固定或联接方式，随零件的作用而异。一般情况下，为了保证零件在轴上具有固定的工作位置，需从轴向和周向加以固定。

三. 轴的设计过程

我们设计的驱动装置中所采用的轴主要作用是既可以在插刀、拔刀时带动整个机械手左右移动，又可在交换刀具时带动回转头转动，由于这两个动作是分离的，我们在这里采用花键轴。

该花键轴左端与回转头固定联接，两个花键套筒通过轴承安装在机床立柱上的回转座内，齿轮41通过花键套筒安装在花键轴的右端。当回转缸通入压力油而使转轴转动时，通过传动齿轮99带动齿轮41转动，这样，花键轴即可带动回转头转动，又由于直线液压缸活塞杆端部有联接件与花键轴相连，当活塞杆因油缸进入高压油而向左或向右运动时，通过联接件即可带动花键轴作直线运动，从而带动回转头及机械臂作向左或向右运动。

已知条件：

花键轴传递的功率为：P=30KW；

轴的转速为n=1460r/min

⒈估算轴径

选择轴的材料为40Cr，经调质处理，由《机械设计手册》（第四卷）表26.1-1查得材料机械性能数据为：

σb=750MPa

σs=550MPa

σ-1=350MPa

τ-1=200MPa

根据表26.3-1公式初步计算轴径，由于材料为40Cr，由表26.3-2选取A=100，则得：

dmin=A(P/n)1/3=100×(30/1460) 1/3㎜=27.3㎜

我们选用花键轴的尺寸为：D×d×b=65㎜×56㎜×10㎜

⒉轴的结构设计，如图3.8-a)所示：

⒊轴上受力分析，如图3.8-b)所示：

轴传递的转矩为：

T1=9.55³106P/n=9.55³106×30/1460 N·㎜=1.962×105 N·㎜

齿轮的圆周力为：

Ft=2T1/d1=2×1.962×105/96 N=4088 N

齿轮的径向力为：

Fr= Ft·tgα=4088×tg20° N=1488 N

图3．8

⒋求支反力

在水平面上的支反力（图3.8-c）：

由： ΣMA=0得：

RBZ²a－Fr·(a+b)=0

则： RBZ=Fr×

(a+b)/a

=1488×(280+80)/280N=1913.14N

由： ΣZ=0得：

RAZ= Fr－RBZ=1488－1913=－425N

数值为负表示方向与图示方向相反。

在垂直面内的支反力（图3.8-e）：

由： ΣMA=0得：

RBy²a－Ft·(a+b)=0

则： RBy=Ft×(a+b)/a=4088×(280+80)/280N=5256N

由： ΣY=0得：

RAy= Ft－RBy=4088－5256=－1168N

数值为负表示方向与图示方向相反。

⒌作弯矩和扭矩图

齿轮的作用力在水平平面的弯矩图如图3.8-d所示：

MDZ=RAZ·(a+b)=－425×(280+80) N·㎜=－153000N·㎜

M′DZ=RBZ·b=1913×80 N·㎜=153000N·㎜

齿轮的作用力在垂直平面的弯矩图如图3.8-f所示:

MDy=RAy·(a+b)=－1168×(280+80) N·㎜=－420000N·㎜

M′Dy=RBy·b=5258×80 N·㎜=420000N·㎜

齿轮作用力在D截面作出的最大合成弯矩为：

Md=(MDZ2+MDy2)1/2=[(－153000)2+(－420000)2 ]1/2 N·㎜=447000

N·㎜

作出扭矩图，如图2.8-g所示：

T1=1960000 N·㎜

⒍轴的强度校核

确定危险截面。根据轴的结构尺寸以及弯矩图、扭矩图，截面B处弯矩较大，且具有轴承配合引起的应力集中，截面D处弯矩最大，且有齿轮配合与键槽引起的应力集中，故属危险截面。现对D截面进行强度校核。

安全系数的校核计算：

由于该轴转动，弯矩引起对称循环的弯应力，转矩引起的为脉动循环的剪应力。

弯曲应力副为：

σα=MD/W

W—抗弯截面系数，由公式：

W=[πd4+(D－d)(D+d)2zb]/32D

W=[πd4+(D－d)(D+d)2zb]/32D

=[π³564+(62－56)³(62+56)2³6³10]/32³62=20029 MPa

所以 σα=MD/W=447000/20029 MPa=18.091 MPa

由于是对称循环弯曲应力，故平均应力σm=0，根据公式26.3-2，

Sσ=σ-1/[(Kσσα/βε

确定公式内的各计算数值：

①σ-1—40Cr弯曲对称循环应力时的疲劳极限，由表26.1-1查得，

σ-1=350MPa

① Kσ—正应力有效集中系数，由表26.3-6，用插值法求得：

（750－700）/（800－750）=（ Kσ－1.60）/（1.65－Kσ）

得： Kσ=1.625

② εσσ)+Ψσσm] —尺寸系数，由表26.3-11，查得：

εσ=0.68

③ β—表面质量系数，轴按磨削加工，由表26.3-9查得；

β=0.68

代入公式得：

Sσ=350³106/[(1.625³18.091/0.92³0.68)³106+0] =7.45

剪应力副为：

τm=τα=T1/2WT

WT—抗扭截面系数，由公式：

W=[πd4+(D－d)(D+d)2zb]/16D

=[π³564+(62－56)³(62+56)2³6³10]/16³62

=36182 MPa

所以 τm=T1/2WT=196000³103/2³36.183 MPa=2.7 MPa

由公式26.3-2，

Sτ=τ

①τ-1/[(Kττα/βετ)+Ψτστ] 确定公式内的各计算数值： -1—40Cr弯曲对称循环应力时的疲劳极限，由表26.1-1查得，

τ-1=200MPa

②Kτ—弯应力有效集中系数，由表26.3-6，用插值法求得：

（750－700）/（800－750）=（Kτ－2.45）/（2.55－Kτ）

得： Kτ=2.5

③ετ—尺寸系数，由表26.3-11，查得：

ετ=0.68

④β—表面质量系数，轴按磨削加工，由表26.3-9查得；

β=0.68

④ Ψτ—平均应力折算系数，由表26.3-13，查得：

Ψτ=0.29

代入公式得：

Sτ=200³106/[(2.5³2.7/0.92³0.68)³106+0.29³2.7³

106]=20.32

则： Sca=SσSτ/[ Sσ2+ Sτ2]1/2=7.45³20.32/[ 7.452+20.322]1/2=6.99 由表26.3-4可知，[S]=1.3~2.5

故S＞[S]，则该轴是安全的。

3.3.4 轴承的设计

滚动轴承是现代机器中应用广泛的部件之一，它是依靠主要元件间的滚动接触来支承转动零件的。其优点主要有摩擦阻力小，功率消耗少，起动容易等。

一. 轴承的分类

如果仅按轴承用于承受的外载荷不同来分类时，滚动轴承可以概括地分为向心轴承、推力轴承和向心推力轴承，主要承受径向载荷的轴承叫做向心轴承；只能承受轴向载荷的轴承叫做推力轴承；能同时承受径向载荷和轴向载荷的轴承叫做向心推力轴承。

二. 轴承的选用原则

轴承的选用，包括类型、尺寸、精度、游隙、配合以及支承形式的选择。首先是选择轴承的类型，在选择时应考虑的主要因素有：轴承的载荷、转速和调心性能、安装和拆卸等。

根据载荷的大小选用轴承类型时，由于滚子轴承中的主要元件是线接触，宜用于承受较大的载荷，承载后的变形也较小。而球轴承中则主要为点接触，宜用于承受较轻的或中等的载荷，故在载荷较小时，应优先选用球轴承。

根据载荷的方向选择轴承时，对于纯轴向载荷，一般选用推力轴承；对于纯径向载荷，一般选用深沟球轴承、圆柱滚子轴承或滚针轴承；当同时承受径向载荷和轴向载荷，而轴向载荷不大时，可选用深沟球轴承或接触角不大的角接触球轴承或圆锥滚子轴承，当轴向载荷较大时，可选用接触角较大的角接触球轴承或圆锥滚子轴承。

在一般转速下，转速的高低对类型的选择不会发生什么影响，只有在转速较高时，才会有比较显著的影响。球轴承与滚子轴承相比较，有较高的 极

限转速，故在高速时应优先选用球轴承。轴承的极限转速是在一定载荷和一定润滑条件下，滚动轴承所能允许的最高转速，它与轴承类型、尺寸、精度、游隙，保持架的材料与结构、润滑方式、润滑剂的性质与用量、载荷的大小与方向以及散热条件等因素有关。

此外，轴承类型的选择还应该考虑轴承装置整体设计的要求，如轴承的配置使用要求、游动要求等。

三. 轴承的设计过程

根据以上原则，我们在设计中，花键套筒的支撑我们选用角接触球轴承，它可以同时承受径向载荷和轴向载荷，也可单独承受轴向载荷，能在较高转速下正常工作，由于一个轴承只能承受单向的轴向力，因此，一般成对使用。且承受轴向载荷的能力与接触角α有关。接触角大的，承受轴向载荷的能力也高。

成对安装的角接触球轴承，是由两套相同系列的单列角接触球轴承选配组成，作为一个支承整体。按其外圈不同端面的组合分为背对背方式和面对面方式两种，背对背方式是指一个支承上的两个轴承小口相对，构成70000/DB型，面对面方式是指一个支承上的两个轴承大口相对，构成70000/DF型，我们采用70000/DF型。在进行寿命计算时，其基本额定动载荷和基本额定静载荷均应取双列轴承的数值，如单列轴承的基本额定动载荷和基本额定静载荷分别为Cr、C0r，则成对安装的轴承的基本额定动载荷为C=i0.7×Cr基本额定静载荷C0=i×C0r（其中I为支撑整体中单个轴承数），极限转速为单个轴承的60%~80%。花键轴的D=62㎜，我们选用轴承型号为

r/min。

轴承的安装如图3.9所示：

图3.9

已知条件：

轴上齿轮受切向力 Ft=4088N，

齿轮受径向力 Fr=1488N，

齿轮的分度圆直径为 d=96㎜，

齿轮转速为 n=1460r/min，

运动中无冲击， 其中极限转速是采用油润滑的转速，若采用脂润滑，极限转速为4500

轴承预期计算寿命为 L′h=15000h。

成对安装的7214AC轴承：

基本额定动载荷为：C=i0.7×Cr= 20.7×69.2KN=112.4KN

基本额定静载荷为：C=i×Cr=2×57.5KN=115KN

⒈求两轴承受到的径向载荷Fr1和Fr2

将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面（图3.9-b）和水平面（图

3.9-3c）两个平面力系。其中图3.9-c的Ft是通过另加转矩而平移到的，指向轴线，由分析可知：

Fr1V=Fr×(280+80)/280=1488×360/280N=1913.14N

Fr2V=Fr- Fr1V=1488－1913.14=－425.14N

Fr1H=Ft×(280+80)/280=4088×360/280N=5256N

Fr2H=Ft- Fr1H=4088－5256=－1168N

Fr1=(Fr12V+Fr12H)1/2=(1913.142+52562)1/2N=5593.36N

Fr2=(Fr22V+Fr22H)1/2=(425.142+11682)1/2N=1242.97N

⒉求两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2

对于70000AC型轴承，按《机械设计》（第七版）表13-7，轴承派生轴向力Fd=0.68Fr则:

Fd1=0.68Fr1=0.68×5593.36N=3803.48N

Fd2=0.68Fr2=0.68×1242.97N=845.22N

按式（13-11）得：

Fa1=Fd2=845.22N

Fa2=Fd1=3803.48N

Fa1/C0

=845.22/115000=0.0073

Fa2/C0=3803.48=0.033

⒊求轴承当量动载荷P1和P2：

Fa1/Fr1=845.22/5593.36=0.15＜0.68,

则： P1=Fr1+0.92Fa1=5593.36+0.92×845.22N=6370.96N

Fa2/Fr2=3803.48/1242.97=3.06＞0.68,

则： P2=0.67Fr2+1.41Fa2=0.67×1242.97+1.41×3803.48N=6195.69N ⒋验算轴承寿命

因为P1＞P2，所以按轴承1的受力大小验算：

Lh=106×(C/P1)

/60n=106×(112.4×103/6370.96)3/(60×1460)=62687.39h＞L′h

故所选轴承可满足寿命要求。

另外，在回转液压缸中转轴的支承我们选用推力球轴承，型号为：51207，其基本尺寸为：d×D×T=35㎜×62㎜×18㎜，基本额定载荷为：Ca=39.2KN,，C0a=78.2KN，极限转速脂润滑时为2800r/min，油润滑时为4000r/min，回转液压缸2的转轴的支承我们选用滚针轴承，其设计及验算过程与角接触球轴承相似，这里就不再重复。

3.3.5 弹簧的设计

弹簧是一种弹性元件，它可以在载荷作用下产生较大的弹性变形。弹簧在机械中的应用十分广泛，主要用于：

①控制机构的运动，如：制动器、离合器中的控制弹簧，内燃机气缸的阀门弹簧等。

②减振和缓冲，如汽车，火车车厢下的减振弹簧，以及各种缓冲器用的弹簧等。

③储存及输出能量，如钟表弹簧等。

④测量力的大小，如测力器和弹簧称中的弹簧等。

一. 弹簧的分类：

按照所承受的载荷的不同，弹簧可以分为拉伸弹簧、压缩弹簧、扭转弹簧和弯曲弹簧等四种；而按照弹簧的形状不同，又可分为螺旋弹簧、环形弹簧、碟形弹簧、板簧和平面涡卷弹簧等。

螺旋弹簧是用弹簧丝卷绕而成的，由于制造简便，所以应用最广。在一般的机械中，最为常用的是圆柱螺旋弹簧。

弹簧材料的许用应力[τ]及[б]必须按照负荷性质来确定。

弹簧按载荷性质分为三类：

Ⅰ类：受变负荷作用，次数在106次以上的弹簧； ε

Ⅱ类：受变载荷作用，次数在103~105次或冲击负荷的弹簧； Ⅲ类：受变载荷作用，次数在103次以下的弹簧。

弹簧材料是根据弹簧丝直径d选择的，当d≤8㎜时，用碳素弹簧钢丝Ⅱ组或Ⅱa组，当d≥10㎜时，用60Si2MnA.

最大工作负荷Pn，Ⅱ类弹簧按[τ]=0.4бb计算。

节距P是近似值，按表9-7计算出的自由高度应圆整至尺寸参数系列中的H0推荐值。

我们在机械手中所选用的弹簧有圆柱螺旋拉伸弹簧和圆柱螺旋压缩弹簧。普通圆柱螺旋弹簧的主要几何尺寸有：外径D、中径D2、内径D1、节距p、弹簧丝直径d，如图3.10所示：

图3.10

我们所选用的弹簧的规格如下：

簧。

二. 弹簧的设计计算

弹簧19的设计计算、校核步骤如下： 原始条件：

最大工作负荷：pn=11㎏ 最小工作负荷：p1=0㎏ 工作行程：h=5㎜ 负荷种类：Ⅱ类

端部形式：端部并紧并磨平，支承圈为一圈 制造精度：主要参数的制造精度为2级 弹簧材料：碳素弹簧钢丝Ⅱ

根据pn，查表9-11，得到弹簧的相关数据如表3.2所示：

表3.2 弹簧19的相关数据

其中，弹簧1为圆柱螺旋拉伸弹簧，弹簧2、19、23为圆柱螺旋压缩弹

弹簧要求的刚度：p′=(pn-p1)/h=(11-0)/6=1.83 (㎏/㎜) 有效圈数：n=pd′/p′=12.800/1.83=6.99 取n=7.0 计算项目：

弹簧实际刚度：p′=pd′/n=12.800/7.0=1.829（㎏/㎜） 与要求高度相近 总圈数：n1=n+2=7.0+2=9.0

自由高度：H0=nt+1.5d=7.0×2.82+1.5×1.6=22.14 (㎜) 圆整取标准值22 弹簧实际节距：p=(H0-1.5d)/n=(22-1.5×1.6)/7=2.8 (㎜) 工作极限负载下的变形：Fj=pj/p′=12.741/1.829=6.97

因取τj=1.25[τ] Ⅱ，根据表9-2，[τ] Ⅲ=1.25[τ] Ⅱ，所以τj=[τ] Ⅲ故pj等于同样规格弹簧的Ⅱ类弹簧的最大工作负荷，从表9-11查得pj=12.741。

最大工作负荷下的变形：Fn=pn/ p′=11/1.829.=6.01 (㎜) 最小工作负荷下的变形：F1= p1/ p′=0 (㎜) 最大工作负荷下高度：Hn=H0-Fn=22-8.87=13.13 (㎜) 最小工作负荷下高度：H1=H0-F1=22-0=18 (㎜) 工作极限下高度：Hj=H0-Fj=22-6.97=15.03 (㎜)

展开长度：L=l×n1=25.120×9=226.08 (㎜) 细长比：b=H0/D2 =22/8=2.75

我们在这里只对弹簧19的设计计算校核进行详尽的说明，其它弹簧的设计步骤与此相同，这里从略。

总结

经过将近两个月的努力，在指导老师徐老师的指导和帮助下，我们借阅了大量的资料，终于完成了这次毕业设计任务。

通过毕业设计，我又学到了许多知识，并使我以前所学的知识得到一次综合的巩固。虽然机械手的设计过程不是很难，也没有特别繁琐的计算，但是通过对它的设计，使我映射地学到了很多其它知识，尤其是对计算机的应用和对Word的操作，更使我认识到了自学的重要性和关于自学的一些方法，这对我们即将毕业的大学生来说是很重要的。设计虽然不是很复杂，但是它系统地联系了我们三年来是所学的大部分知识，使我对许多知识进行了复习和重新认识，虽然设计过程比较困难，但它也是对我们所学书本知识在实际应用中的一次检验，锻炼了我们运用知识的能力。

在设计的过程中当设计某部分时，要结合考虑到其它因素的影响和限制，要把部分和整体有机地结合起来，寻找适当的设计方案和办法，让我们认识到将来无论认识什么事都要系统地、全面地认识它。

通过毕业设计，让我认识到整体协作的重要性，无论到任何时候，单独的一个人都不可能去开发、设计一个较大规模的系统。只有具有团队精神、具有集体主义观、只有群策群力才能有新发展、新成就。

通过这次设计，我基本上掌握了机械手结构设计的方法和步骤提高了分析问题的能力和查阅手册的能力，为我今后的设计工作打下了一个良好的基础。

由于能力有限，设计中肯定有许多不足之处，恳请各位老师批评指正。最后，再次对徐老师热心帮助和指导表示衷心地感谢。

2006-5-25

致 谢

毕业设计是大学学习期间最重要的一个环节，它不但是对大学所学知识的系统总结，而且为我们走向工作岗位奠定了一定的基础。在这次设计中，我受益非且，第一，对机械设计有了更加全面的巩固和加深；第二：在设计中提高了我的耐心和细心；第三：通过这次设计提高了我的自学能力，并积累了丰富的设计创新经验；这些都为我今后在公司搞设计提供了必备的客观条件。

在此我衷心感谢我的指导老师徐芸老师。本设计的完成离不开徐老师的精心指导和全力支持，她以丰富的经验和严谨的态度对我的毕业设计提出了很多宝贵意见，对不足之处也给予了指正，尤其是在一些细节问题上。这些意见和帮助对我的设计和绘图的完成起到了关键性的作用。在每次的答疑时间里，徐老师都会给我们的设计提出新的要求和建议，并帮助我们查阅一些相关资料，确保了我们设计的进度和质量，在此，特别感谢徐老师给予我的无微不至的关心和帮助。再次表示诚挚的谢意和敬意！也感谢

学校领导对我的严格要求，给我了一个这么好的学习机会，使我又学到了很多知识。

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