间隙运动机构运动分析及创新设计试验平台研制(毕业论文+全套CAD图纸)(答辩通过)

下载文档就送全套 CAD 图纸，扣扣 414951605 学习好资料，毕设专用，答辩优秀 Z S T U Zhejiang Sci-Tech University 本 科 毕 业 设 计 Bachelor S THESIS 论文题目： 间歇运动机构运动分析及创新设计试验平台研制 专业班级： 09 机械四班 姓名学号： 黄陆杨 B09300411 指导教师： 唐浙东 递交日期： 2013 年 5 月 20 号 下载文档就送全套 CAD 图纸，扣扣 414951605 学习好资料，毕设专用，答辩优秀 浙 江 理 工 大 学 机械与自动控制学院 毕业论文诚信声明 我谨在此保证：本人所写的毕业论文，凡引用他人的研究成果均已在参考文献或注释中列出。论文主体均由本人独立完成，没有抄袭、剽窃他人已经发表或未发表的研究成果行为。如出现以上违反知识产权的情况，本人愿意承担相应的责任。 声明人（签名）： 年 月 日 下载文档就送全套 CAD 图纸，扣扣 414951605 学习好资料，毕设专用，答辩优秀 摘要 在许多机械设备中，尤其是自动和半自动机中 ，由于生产工艺的需求，往往需要机构实现周期性的转位、分度以及作带有瞬间停歇或有停歇区的断续性运动。 总的来说，间歇运动机构根据其不同的结构特征和运动原理，可以分为两大类：一类是实现步进运动的间歇运动机构，如棘轮机构、槽轮机构、不完全齿轮机构、共轭盘形分度凸轮机构等；另一类是实现瞬间停歇或停歇区的间歇运动机构，如凸轮 -连杆组合机构以及差动链轮机构。 由于间歇机构传动的间歇特性以及设计难度较大，所以现实生活中，对于间歇机构运动分析的试验平台还是比较少见的，本文着重对常见的几种可以实现步进运动的间歇机构进行设计， 通过理论初设计时确定机构的动停比，在试验台上安装相应传感器，对运动的间歇机构进行数据的采集，绘制出间歇机构的运动曲线，对机构进行运动的分析，确定机构在理想工况下的传动特性，从而对后期机构的矫正与优化提供一定的帮助。 关键字： 间歇运动机构；传感器；步进运动；试验台 Abstract In many machinery and equipment， Especially in automatic and semi-automatic machines , Due to the demand of the production process, Often requires agencies to achieve a cyclical translocation, indexing and with instantaneous stop or stop intermittent motion. Overall, Intermittent mechanism can be divided into two categories according to their different structural characteristics and movement principle, One is stepping movement intermittent motion mechanism, such as Ratchet mechanism, Geneva mechanism, incomplete gear mechanism, conjugated disc-shaped indexing cam mechanism and so on； The other is instantly stop or rest area intermittent motion mechanism, such as Cam - connecting rod combination mechanism and differential sprocket mechanism. Due to the intermittent transmission characteristics of intermittent institutions as well as design more difficult, in real life, the test platform for intermittent motion analysis is still relatively rare. This article focuses on several common stepper motion can be achieved intermittent do a parametric design. Determined by the theory of the early design agency of the Proportion of movement and rest. Sensor installed on the test stand, collect the data of the Intermittent movement mechanism, Measuring the angular displacement of its movement, the angular velocity, Analysis of the motion of the institutions, Determining mechanism in the transmission characteristics of the ideal conditions, Correction and optimization of the late institutions to provide some help. Key words:Intermittent mechanism；Sensor；stepper motion； Test bench 下载文档就送全套 CAD 图纸，扣扣 414951605 学习好资料，毕设专用，答辩优秀 下载文档就送全套 CAD 图纸，扣扣 414951605 学习好资料，毕设专用，答辩优秀 目 录 摘 要 Abstract 第 1 章绪论 . 6 1.1 间歇机构的背景 . 6 1.2 国内外研究现状及发展趋势 . 1 1.2.1 国内外间歇机构研究现状 . 1 1.2.2 国内外间歇机构研究趋势 . 2 1.3 本次设计的内容和意义 . 3 第 2 章 间歇运动机构的设计 . 3 2.1 棘轮机构的设计 . 4 2.2 槽轮机构的设计 . 6 2.3 不完全齿轮机构的设计 . 10 2.4 共轭盘形分度凸轮机构的设计 . 15 第 3 章 间歇运动机构试验平台 .25 3.1 试验台的简介 . 25 3.2 电机的选择 . 28 3.3 减速器的选择 . 28 3.4 旋转编码器的选择 . 29 3.5 带的设计 . 30 3.6 轴的强度校核 . 31 第 4 章 间歇机构的运动分析 .32 4.1 槽轮机构运动分析 . 32 下载文档就送全套 CAD 图纸，扣扣 414951605 学习好资料，毕设专用，答辩优秀 4.2 共轭凸轮运动分析 . 35 第 5 章总结与展望 .38 参考文献 .39 致 谢 .40 第 1 章绪论 1.1 间歇机构的背景 科学技术的进步与发展使各种生产机械的性能日益完善和复杂，机械化和自动化控制水平日益提高。相应的，对生产机械中的各种执行机构和辅助机构的性能提出了越来越高的要求。尤其在轻工、食品、纺织、电子等行业广泛使用的各种自动机械、输送装置中，有许多包含步进机构 1 的机械系统。其特点是将系统输入轴的连续回转运动转换为工作执行机构的间歇转动或移动，从而使系统在其间歇期能完成预期的工艺动作。为了适应不同的工作要求，改善动态性能， 提高定位精度，各种间歇机构自发明伊始，人们不断创造众多结构新颖、构思巧妙、满足各种工艺需要的间歇运动机构 2 。 浙江理工大学本科毕业设计 (论文 ) 1 1.2 国内外研究现状及发展趋势 1.2.1 国内外间歇机构研究现状 在十八世纪后期，由于受当时生产水平的限制，普遍采用槽轮机构 3 、星轮机构等结构简单的间歇运动机构，且只有简单的运动分析方法。十九世纪中叶以后，生产水平不断发展，开始出现机 构的综合方法。近年来，不少国内外机构学工作者致力于间歇运动机构的研究，取得了一些成果，但从事间歇运动机构研究的人并不多，而间歇机构在生产生活中的应用却越来越广泛，因此，对间歇机构试验台的研制很有必要。 棘轮机构 4 一般用于传递平行轴的运动，在机械中一般应用在转速不高和要求间歇转动的装置中，如牛头刨床工具机台的横向进给机构、自行车后轴的齿式棘轮超越机构、手动绞车中的防逆转机构、超越离合器和刹车器等机构。由于 棘轮是在非对称应力循环加 载下特有的一种非弹性循环受力 ,其结构安全性和寿命评估是设计人员在设计时必须考虑的一个重要因素。康国政、高庆学者的课题组对 40Cr3MoV 贝氏体钢、调质 42CrMo 钢等循环软化材料的棘轮行为进行了实验研究 ,结果表明 :该类材料的棘轮行为具有明显的三阶段特征 ,即初始的棘轮应变率衰减阶段、中段的常棘轮应变率阶段和后期的加速棘轮应变率阶段 ,并且材料会很快因为过大的棘轮应变而过早失效。由于棘轮行为的复杂性 ,很多因素的影响都还没有得到合理的考虑 ,还需要进行大量的实验以及相应的理论研究。 槽轮机构具有结构简单 ,便于制造、安 装方便等优点 ,但传统普通槽轮机构在每次驱动曲柄进人或脱离轮槽时 ,槽轮的瞬时角加速度不为零且方向相反。以致发生方向相反的冲击 ,引起动载荷 ,使系统产生不必要的振动 ,尽管增多槽数等方法可以减缓加速度的峰值 ,但无法从根本上完全消除。现在有些学者对传统普通槽轮机构进行机构变异 ,使新型槽轮机构能够在很大程度上克服以上缺点。 不完全齿轮机构 5 是由齿轮机构演变而得的一种间歇运动机构。不完全齿轮机构是一种颇具特色的间歇运动机构 , 特别是对于低速 、轻载、要求间歇匀速传动的情况 , 尤为适宜。近年来 , 很多作者进一步对不完全齿轮机构的啮合过程几何参数作了详细的推证 , 但是 , 由于不完全齿轮机构的参数 6 众多 , 关系复杂 , 间歇运动机构运动分析及创新设计试验平台研制 2 交错影响 , 给设计工作带来很大困难。现行的设计方法 , 一般都是以假想齿轮的齿数 Z 、模数 m或中心距 A为给定条件 , 再选定一些参数 , 经过相当繁复的运算 , 得出 K 值。如果 K 值不合要求 , 则需另选参数 , 重新计算。由于这些参数并不标志间歇运动的基本特征 , 因 此计算工作量很大 ,而所得结果往往不够理想。 由于缺少有效的设计方法 , 在一定程度上也影响了推广应用。 凸轮型分度机构 7 结构简单、能自动定位、动静比可任意选择，已广泛应用于印刷、食品包装等自动机械中，并成为间歇和步进机构的主要发展方向。凸轮机构在发达国家已有数十年的发展历史，其理论研究工作仍在深入，其生产已采用高精度加工设备，产品质量不断完善。 Gonzalez Palacios 和 J Angeles 于1990 年提出了输入、输出轴相交成任意角度的球面分度凸轮机构，但只是分析了输入、输出构件的直接接触的情况。此后，他们进一步推导了含滚子的球面分度凸轮机构的凸轮轮廓的曲面方程，初步分析了输入、输出轴夹角对机构压力角的影响，给出了几个摆动凸轮机构的设计 8 实例和一个球面空间分度凸轮机构的原型机。目前对球面分度凸轮机构的理论分析工作已取得一些成果，但是该机构采用球面凸轮，结构复杂， 加工制造难度很大，制造成本较高，与实际应用还有相当的一段距离。我国于 70 年代开始在某些工厂和高校着手研究这类机构，在几何学、运动学、结构设计和动力学方面均取得了一些成果，已具备设计开发能力。 1.2.2 国内外间歇机构研究趋势 近年来， 一些学者和工程技术人员将间歇机构与其他一些机构进行并联组合，实现了较为复杂的工作循环。这类组合机构的特点是设计灵活性较大，可以在不改变原有间歇机构工作特点的情况下，打破原有机构的局限性。此外，一些机构学工作者提出了许多灵活多样的变异设计，为间歇机构的创新提供了更为广阔的思路。 机构的组合 9 是发展新机构的重要途径之一。目前组合机构已在各种自动机械或自动生产线上得到广泛应用。人们尝试将各种基本机构进行适当的组合，使其既能发挥特长，又能避免本身固有的局限性，从而形成结构简单、设计方便、浙江理工大学本科毕业设计 (论文 ) 3 性能优良的机构系统，以满足生产中所提出的多种要求和提高生产的自动化程度。由于组合机构的结构较复杂，设计计算亦繁复，增加对它研究的困难。近年来，运用电子计算机和采用最优化方法，极大地推进了它的研究进展，因此，今后一定会有更多 更新的组合机构出现，适应日趋现代化的生产需求。 1.3 本次设计的内容和意义 间歇运动机构的运动机构与形式层数不穷，并且复杂多变，本设计从简入手，对几种生活中常见并且广泛运用的间歇运动机构进行一个结构的设计，设计时先确定机构的动停比，再通过试验台对机构的角位移、角速度进行测量， 从定性到定量的去研究间歇机构在运动过程中各个物理量的变化情况，让我们在认识的基础上，更加深层次的去了解各种间歇机构的运动特点与工作原理。试验台的设计以及推广，可以弥补当代高校学生重理论，轻实践的缺陷，让更多的学生去了解，认识和创新各种 间歇运动机构，还能丰富学生的课堂学习内容，强化学生的动手能力。 第 2 章 间歇运动机构的设计 步进运动间歇机构的运动特点是其输出构件做单向的具有周期性停歇的运动，其运动的特点是单个方向的、有规律的、动停交替的。如多工位组合机床中，工件装在工作台上，沿转台圆周方向按工艺要求装有几个动力头，转台在步进运动间歇机构的推动下做周期性的分度转位运动，使工件经过不同的工位时，各个动力头完成相应的加工动作，在加工头进行加工的时候，转台作为从动件，处于停歇期，当第一个动力头完成加工时，转台转过一定的分度角，使工件转到下一个工 位，进入下一个停歇期，让下一个动力头再进行加工。步进运动间歇机构应用非常广泛，在金属切削机床、冲压机械、包装机械及轻工、纺织 10 等行业的许多机械设备中都有应用，本论文主要针对棘轮机构、槽轮机构、不完全齿轮机构及共轭盘形分度凸轮机构做一个简单的设计与运动分析。 间歇运动机构运动分析及创新设计试验平台研制 4 2.1 棘轮机构的设计 棘轮机构可分为齿式和摩擦式两类，每类中又有几种不同的结构形式。齿式棘轮机构主要由棘爪和齿式棘轮组成一般棘爪为主动件，其运动可由连杆机构、凸轮机构、液 压、气动或电磁铁等实现。棘轮为从动件，可实现单向间歇步进运动。由于电机做单向的旋转，而棘轮机构的主动件棘爪为往复运动，因此不能直接将主动轴与棘爪连接，需要一个连杆机构与主动轴连接，将主动轴的单向旋转变成棘爪的往复摆动。本文中主要是对棘轮 -连杆机构 11 进行设计。 图 2-1由一个偏心圆、连杆、摆杆、棘爪和棘轮组成，偏心圆与主动轴安装在主动轴上，带动连杆摆动，连杆与装在从动轴上的摆杆连接，再由摆杆带动棘爪做往复摆动，使棘轮做步进运动。 图 2-1 棘轮机构三维图 由于直接从机构上很难计算出各个部件的参数，所以可以将此机构简化成一个 四连杆的曲柄摇杆机构。如图 2-2 所示 浙江理工大学本科毕业设计 (论文 ) 5 图 2-2 棘轮机构简化后的曲柄摇杆机构图 AB杆为偏心圆轴到偏心圆孔的距离， AC 为偏心圆和棘轮的中心距， BD 为连杆两圆孔距离， CD为棘轮轴到下端孔距离， AB 做匀速单向旋转， CD做往复摆动， CD的摆角作为棘轮每一次运动的转角。设计时先确定两轴之间的中心距，再确定棘轮每一次运动转过的角度，然后根据满足四连杆形成曲柄摇杆机构的条件，即各杆满足： 1+4 =2+3 1+2 =3+4 1+3 =2+4 得出转动副 A为周转副的条件是 1） 最短杆长度 +最长杆长度 =其余两杆长度之和 2） 组成该周转副的两杆中必有一杆为最短杆 当最短杆为连架杆时，机构为曲柄摇杆机构，所以杆 1 为最短杆，且为连架杆。 棘轮机构的参数选择 本文采用不对称梯形齿，齿数 z与棘轮最小转角有关， =2 /z，试验台用的棘轮载荷不大，故可以增加齿数 z，避免空载时冲击过大，确定棘轮模数 m与齿数 z，有棘轮顶圆直径 Da=m*z （ 2-1） 齿距 P= *m （ 2-2） 间歇运动机构运动分析及创新设计试验平台研制 6 图 2-3 棘轮和棘爪的尺寸 齿根圆 Df=Da-2h （ 2-3） 式中 h-棘轮轮齿的齿高。 棘齿工作面倾角的大小通常为正值，棘轮的齿数和模数确定之后，棘轮和棘爪其余的尺寸均可查表确定。 棘爪位置的确定 过点 A做 nn AB，（图 2-3）并根据选定的角做棘爪方位线 AO1，并在其上截取 AO1=L为棘爪长， O1为即为棘爪轴心。在 BA线上从 B 点截取 h1棘爪工作面边长。自 B 点引一直线与 BA 成 1在此直线上从 B 点起取 a1为棘爪非工作面边长。在 O1点做棘爪轴毂 d1,最后光滑连接爪部与轴毂间的轮廓线，连接时要注意棘爪的非工作部分与棘轮轮齿避免干涉。 2.2 槽轮机构的设计 槽轮机构主要由槽轮、装有圆销的转臂或拨盘和机架构成。拨盘一般与主动轴连接，为主动件，做等速连续转动，带动槽轮做间歇转动。槽轮机构的基本结构形式可以分为外槽轮机构和内槽轮机构，如图（ 2-4）和（ 2-5） 浙江理工大学本科毕业设计 (论文 ) 7 图 2-4 外槽轮机构 图 2-5 内槽轮机构 槽轮机构的运动分析 外槽轮机构的运动系数 和动停比 k 设槽轮有 z 个均匀分布的径向槽，槽轮每一次转动过程中的转角为 2，主动件相应的转角为 2。转臂上的圆销是在槽轮中心线与圆销中心的轨迹圆相切的条件下进出槽轮的，由此可 得 2 =2 /z （ 2-4） 2 = -2 =（ z-2） /z （ 2-5） 设拨盘转一周的时间为 T，槽轮的转位分度运动时间为 tf，槽轮停歇的时间为 td，当转臂角速度 1为常数时，有 tf/T= /； td/T=1- / tf/T=0.5-1/z td/T=0.5+1/z tf/T 和 td/T 称为槽轮机构的运动系数和静止系数 g12 ，它们说明拨盘回转一周的时间 T内，槽轮的转位时间与静止时间所占总时间的百分比，由式可知，外槽轮机构中槽轮的静止系数 g 总是大于 0.5，也就是说，槽轮的静止时间总是大于它的运动时间。由此得出，外槽轮机构的动停比 k 为槽轮的运动时间与它停歇时间歇运动机构运动分析及创新设计试验平台研制 8 间的比，即 k=tf/td=(z-2)/(z+2)=1-4/(z+2) 设计槽轮机构，首先根据工作要求选定槽数 z 与转臂上圆销数目 m，拨盘上锁止弧所对应的中心角（图 4）应与槽轮在停歇期拨盘所转过的角度相等，即 =2 -2 本设计采用单圆销的槽轮机构，因此设计时满足上式即可。拨盘上锁止弧的半径R0应为 R0=R1-b-RT （ 2-6） 其中 R1-拨盘上圆 销中心的轨迹半径； b-槽轮在槽口处的厚度； RT-拨盘上圆销的半径。 槽轮的理论外圆半径是指当圆销开始进入槽轮时，槽轮轴心至圆销中心之间的距离，但是由于圆销并不是理想的一个点，而是有实际的半径，因此如果槽轮的半径按圆销与槽刚相切时计算所得，在安装与运动时，可能圆销无法很好的进入槽内，加剧冲击，甚至造成圆销无法进入槽内的现象。如图（ 2-6）和（ 2-7）所示 图（ 2-6）圆销进入轮槽时的情况 图（ 2-7）圆销与轮槽顶端有间隙的情况 浙江理工大学本科毕业设计 (论文 ) 9 因此，槽轮实际的外圆半径应该是槽轮轴轴心 O2至槽轮侧边顶 点与圆销切点 D之间的距离， R2=O2D=（ AD+O2A） =（ RT+（ C*cos） （ 2-7） 其中 RT-拨盘上的圆销半径 ； C-中心距 O1O2； -槽轮运动角的一半 当 RT较小时，可以近似的取 R2为 Ccos，本设计取上述计算的精确值，不取近似值。 由图（ 6）和图（ 7）可以算出槽轮机构的其余尺寸： 圆销中心轨迹半径（即曲柄长）为 R1=C*sin （ 2-8） 槽轮的槽的深度为 h=R1+R2-C+RT+ （ 2-9） RT为圆销半径 为滚子与槽轮底部的径向间隙 ，可根据结构的大小决定，一般情况下取 3 6mm。 槽轮的角位移为 =arctan( sin /（ 1- cos） ) 其中为圆销中心轨迹半径 R1与中心距 C 的比 A。 槽轮的角速度为 2=（ cos -） /（ 1+ -2 cos） * 1 1为拨盘的角速度，为拨盘的转角 槽轮的角加速度为 2=（ -1*sin） /（ 1+ -2 cos） * 1 槽轮在工作时，槽轮的角速度不是一个常数，在转位的开始与终止时，均存在着角加速度，具有一定的冲击，槽轮的转速越快，槽轮的槽数越小，则槽轮在转位时存在 的冲击就越大，因此槽轮虽然工作可靠，机械效率较高，但是一般并不适宜用于高速场合。 间歇运动机构运动分析及创新设计试验平台研制 10 2.3 不完全齿轮机构的设计 不完全齿轮机构是由普通渐开线齿轮演变而来的，其与普通渐开线齿轮13 的主要不同点是在主、从动轮上都没有布满全部的齿轮，不完全齿轮的结构形式，一般分为外啮合式和内啮合式两种，当从动轮的直径变为无穷大的时候，就不再是不完全齿轮机构，而变成了不完全齿轮 齿条机构了。不完全齿轮机构的运动形式如图（ 2-8）和（ 2-9）所示 当主 动轮 1 连续转动时，从动轮 2 做单向间歇转动，主动轮每转一周，从动轮转 1/4 周，从动轮在自身转一周中停歇 4次，当从动轮处于停歇阶段的时候，主动轮上的锁止弧与从动轮上的锁止弧相互配合止住，以保证从动轮在停歇期间处于预定的位置而不随着主动轮的转动被带动。由于不完全齿轮机构中的主动轮和从动轮的假想齿数（即假设主动轮与从动轮的分度圆上布满轮齿时的齿数）和主动轮、从动轮上锁止弧的数目以及锁止弧之间的实际齿数可在很大的范围内做自由调整，因此不完全齿轮机构的一些运动参数，如从动轮每转一周的停歇次数，每次停歇的时长，每次运动的 转角等可以调整的参数比槽轮机构要大的多，因此不完全齿轮机构的设计更加的灵活多变。但是由于不完全齿轮在啮合的开始与终止时刻的冲击比较大，因此动力学特性比较差。如果附加瞬心机构以调整不完全齿轮的动力学特性，则会增加不完全齿轮机构设计的复杂性，因此，不完全齿轮机构一般也多用于低速、轻载的场合 14 。 浙江理工大学本科毕业设计 (论文 ) 11 图（ 2-8）外啮合不完全齿轮机构 图（ 2-9）内啮合不完全齿轮机构 1-主动轮 2-从动轮 1-主动轮 2-从 动轮 不完全齿轮机构的齿廓曲线也采用渐开线，但是又与普通齿轮的啮合过程有所不同。 一般的标准齿轮机构在啮合过程中重叠系数总是大于 1的，即当前面一对齿轮没有完全脱离的时候，后面一对齿轮已经进入啮合状态，所以每一对齿轮的啮合点从头至尾都在啮合线 B2B1上，进入时的啮合点为 B2，分离时啮合点为 B1。 不完全齿轮机构的啮合过程又分为 2种，单齿啮合与多齿啮合。 当不完全齿轮机构的主动轮上只有一个齿的时候，啮合过程分为三个段： 1）开始啮合时 如图 2-11 所示，主动轮的轮齿与处于停歇的从动轮轮齿接触时，从动轮才开始转 动，因此，起始啮合点是由从动轮的停歇位置确定的，可能处于 B2点，但是也有可能处于 A 处，（ A 是从动轮处于停歇状态时，主动轮轮齿与从动轮轮齿第一个接触的从动轮齿顶圆顶点），如果接触点为 A，则齿轮的沿着圆弧 AB2运动到 B2点，如果接触点为 B2，则无圆弧 AB2段的运动，直接进入中间啮合段。 2）中间啮合段 主动轮轮齿到达 B2点后，继续推动从动轮转动，经过节点间歇运动机构运动分析及创新设计试验平台研制 12 P运动到 B1点，这段轨迹与普通渐开线齿轮的轨迹相同。 3）最后啮合段 主动轮轮齿到达 B1点后，因为是单齿传动，所以后面没有齿轮啮合，主动轮齿顶圆顶点沿着圆弧 BB1转动，最后在 B1点分离。 图（ 2-10） 标准齿轮的啮合过程 图（ 2-11）不完全齿轮的啮合过程 当不完全齿轮上有多个轮齿的时候，啮合过程也可分为三段，如图（ 2-12）所示 图（ 2-12） z1 的不完全齿轮的啮合过程 浙江理工大学本科毕业设计 (论文 ) 13 1)开始啮合点 A（ A）由从动轮停歇位置所确定，与单齿传动相同，当从动轮轮齿转动到 B1点时，由于重叠系数大于 1，首齿还没分离时，第二对齿轮已经进入啮合状态，所以第一对轮齿在 B1点分离。 2)第二至倒数第二队齿轮由于是在前一对齿轮已经啮合时进入啮合状态，所以这几对齿轮的实际啮 合线与普通渐开线齿轮的啮合线相同，为 B2B1。 3)最后一对齿由于前一对齿已经进入啮合，因此也从 B2点开始啮合，但是因为其后再没有齿啮合，因此最后一个齿直到两齿顶圆交点 B才分开。 假设从动轮上布满轮齿的数目为 z2，主动轮上锁止弧间实有齿数为 z1，则在单齿传动中 2=2 K/z2 2为从动轮每次运动转过的角度； K为 2中包含的齿数 。 在非单齿传动中 2=（ z1 -1+K） *2 /z2 Z2 =z1 -1+K 其中 2为从动轮每次转过的角度； Z2为从动轮每次转过的齿数； K 同上。 齿顶干涉问题的出现及解 决 如果不完全齿轮机构的有关参数设计 14 不正确，就有可能发生主动轮的轮齿被从动轮的轮齿卡住而不能进入啮合的情况，发生干涉现象。若发生干涉现象，可以采取降低首齿和末齿齿顶高系数，使首齿可以进入从动轮齿间进行传动，将末齿齿顶高系数也做相应改变，可使从动轮停在设计要求的位置。主动轮首齿和末齿齿顶高系数可以查表获得。 从动轮锁止弧的设计 为了保证不完全齿轮机构的正常运动与停歇，应该在机构上安装定位装置。通常通过锁止弧来满足这一要求。从动 轮上锁止弧之间应占有 K 个齿的位置，且K个齿做成实体，没有齿间，如图（ 2-13） 为使齿顶不产生尖角，通常保留一定的顶圆齿厚，弧 EE，弧长为 0.5m，因此可得从动轮锁止弧半径为 R=m/2*（ z2+2） +（ z1+z2） -2（ z2+2）（ z1+z2） cos( 2+ 2- 2) （ 2-10） 其中 2= /2z2-(inv a2-inv )； 2=（ K-1） /z2 间歇运动机构运动分析及创新设计试验平台研制 14 图（ 2-13）从动轮锁止弧的设计 图（ 2-14）主动轮锁止弧上起点 F的确定 1-主动轮 2-从动轮 1-主动轮 2-从动轮 当主动轮末齿到达啮合点 B 时，主动轮锁止弧起点应处于连心线 O1O2上，如图 14，经计算可得，主动轮末齿中心线与连心线 O1O2的夹角为 1 =arcsin(z2+2hz2*)sin(2- 2- 2)/（ z1+2hz1*） )- 1 （ 2-11） 1= /2z1-(inv a1-inv ) 由于主动轮和从动轮上的锁止弧互相配合，所以半径 R相等。 F 为锁止弧起点。 当（ 2+ 2） ( a2- )时，可得 1=arcsin(z2+2)sin( 2+ 2)/（ z2+2） +（ z1+z2） -2（ z2+2） (z1+z2)cos( 2+ 2)+ /2z1-inv A+inv （ 2-12） 当（ 2+ 2） ( a2- )时 1=K /z1 （ 2-13） 浙江理工大学本科毕业设计 (论文 ) 15 因而主动轮锁止弧所对中心角为 =2 -（ 1+ 1 +）。 图（ 2-15）主动轮锁止弧终点 G 的确定 2.4 共轭盘形分度凸轮机构的设计 共轭盘形分度凸轮机构用于平行轴间的传动，主动凸轮做匀速转动，从动转盘作间歇步进运动。共轭盘形 分度凸轮由前后两片凸轮构成，在安装的时候错开一定的角度，并呈对称安装。从动盘前后两面各有几个均布的滚子，此机构有以下几种： 本文设计的是双头式共轭盘形分度凸轮机构。从动盘每次转位，转过 H个滚子圆心角，双头式机构的参数 H为 2，设计时选择滚子数目为 8，即前后各均布4个滚子，则转盘每次的转位角为 2 H/z= /2。 间歇运动机构运动分析及创新设计试验平台研制 16 图（ 2-16）单头式 图（ 2-17）双头式 图（ 2-18）四头式 转盘转一圈停歇的次数为分度数，用 I 表示。则双头式的分度数 I=z/H=4，双头式机构凸轮在分度期的转角 d与停歇转角 f有 d=2 - f （ 2-14） 因为凸轮匀速转动，转速为 1，凸轮和转盘在分度期的时间 tf和停歇期的时间td为 tf= f/ 1 td= d/ 1 则双头式共轭凸轮的动停比 k与运动系数为为 k=tf/td （ 2-15） = tf/(tf+td) （ 2-16） 双头式共轭盘形分度凸轮理论廓线和工作廓线的精确计算 辅助坐标系的建立 浙江理工大学本科毕业设计 (论文 ) 17 图（ 2-19）共轭盘形凸轮的坐标系 辅助坐标系的原点与凸轮轴心 O1重合，在图（ 2-19）中，当凸轮从基准位置 10处顺时针方向转过角度之后，转盘上 的滚子从 10处转过了 - 10的角度。为了求的凸轮理论廓线上的点与工作廓线上的点，可再建立一个辅助坐标系，如图（ 2-20）。 图（ 2-20）共轭盘形凸轮廓线计算时的辅助坐标系 其中 O2Y 沿 O2t，连接 O2F10，并作 OG O2Y， OE O2F10，则 x轴与 X 轴之间的夹角间歇运动机构运动分析及创新设计试验平台研制 18 随着凸轮的转动而发生变化，为 180+（ - + - 10）。由 x 轴起逆时针度量。 根据凸轮运动时坐标系的变换可列出方程 02022221 1211 yxYXaa aayx t ttt由于 Xt=0,Yt=rp，可得 a11=cos(x,X)=-cos( - + - 10) a12=cos(x,Y)=sin( - + - 10) a21=cos(y,X)=-sin( - + - 10) a22=cos(y,Y)=-cos( - + - 10) 且 xO1O2=90 +（ 10-） 因此可得 X02=-Ccos( 10- ),y02=Ccos( 10- ) 将所得结果代入矩阵方程中，可得凸轮理论廓线上 t 点的方程为 )s in ()s in ( 1010 Crx pt （ 2-17） )co s ()co s ( 1010 Cry pt （ 2-18） 换算成极坐标方程为 2/122 )( ttt yxR （ 2-19） )arctan(ttt xy（当 xt0,yt0 时） )arc tan(ttt xy （当 xt0,yt0,yk0 时） )arc tan(kkk xy 当（ xk0,yk0 时） 上述式中 C 凸轮与转盘的中心距； rp 转盘的节圆半径； 滚子半径； 凸轮的转角，由 ox 起逆时针度量； t和 k 凸轮理论廓线和工作廓线的向径角，有 Ox 起逆时针度量； 10 转盘上第一 个滚子的起始位置角， 10= /z，由 O2O1起逆时针度量； 转盘上第一个滚子的位置角， = 10+ t 计算用的辅助角 )c osc osa r c ta n(1010 C rC p （ 2-23） 值按 arctan 的分子和分母的取值来判断，即根据分子与分母的正负来判断所在的象限，从而决定的角度的大小。 压力角的计算 压力角 15 的定义为与凸轮理论轮廓线上的 t点接触的滚子中心 F1处的速 度与公法线 nn 所夹锐角。在图（ 20）中， nn 与连心线相交于点 P， P即为凸轮与转盘的相对速度瞬心。延长 O2F1，由 O1作其垂直线 O1G，由 P 点作其垂线 PH， HPF1=。 s inc o sta n22 PO rPO p 根据 P是相对瞬心速度的关系可知 121122 )( POCPOPO 间歇运动机构运动分析及创新设计试验平台研制 20 因此 1221 CPO可求得 )s in)1(co sar ct an ( 12 CrC p （ 2-24） 由此可知，压力角的大小与 z和 rp/z有关，而与头数 H及运动规律无关。 与第三个滚子接触的凸轮理论廓线与工作廓线方程 辅助坐标系的建立 图（ 2-21）凸轮轮廓方程式的坐标变换 O1xy为与第三个滚子接触的凸轮廓线与工作廓线的辅助坐标系， O1x与跟滚子 3起始位置 30处相接触的凸轮理论廓线向径 R30重合，计算方式与滚子 1类似，需要将公式中的 10替换为 30。再将所得结果转换为在坐标 O1xy 中的坐标 )s in ()c o s ( 30103010 yxx （ 2-25） )c o s ()s in ( 30103010 yxy （ 2-26） 10 滚子 1在其起始位置 10时，滚子中心 F10与凸轮轴心 O1的连心 F10O1与 O2O1间的夹角，即 R10与 O2O1间夹角； 30 滚子 3在其起始位置 30时，滚子中心 F30与凸轮轴心 O1的连心 F30O1与 O2O1间的夹角，即 R30与 O2O1间夹角； 浙江理工大学本科毕业设计 (论文 ) 21 21102210 )c o s2( CrCrR pp )s ina r c s in( 101010 Rr p （ 2-27） 由于 10恒为正值，因此 10也恒取正值 21302230 )c o s2( CrCrR pp )s ina r c s in( 303030 Rr p （ 2-28） 本设计为双头式 8 滚子的盘形分度凸轮机构，选取中心距为 100mm，根据设计时要求的不产生自交现象及最大压力角和能形成凸轮理论廓线的 rp/C 的曲线图。 最后取得 rp/C=0.46 为合适的参数 滚子半径（ 0.4 0.6） rpsin( z/2),取 10mm，计算时，由于凸轮分度期转位角为 180，为精确计算凸轮轮廓曲线，取 =0.05，即每一个步长的无量纲时间为 T=0.05/180，则转盘的分度期角位移分成三个阶段，即： 图（ 2-22）按最大压力角 max 选用 rp/C 的曲线图 间歇运动机构运动分析及创新设计试验平台研制 22 图（ 2-23）能形成凸轮理论廓线的 rp/C 最大允许值曲线图 图（ 2-24）不产生自交现象的曲线图 )4s in (41()4(2 TTi 当 0 T 1/8 （ 2-29） )34s in (492()4(2 TTi 当 1/8 T 7/8 （ 2-30） 浙江理工大学本科毕业设计 (论文 ) 23 )4s in (414()4(2 TTi 当 7/8 T 1 （ 2-31） 当凸轮转角为 85.358时，该转角所对应的点为凸轮理论廓线的拐点，即与滚子 1接触的末点，因为此时与滚子 1 接触的理论廓线与跟滚子 3接触的理论廓线具有相同的 Rt和 t，但凸轮的工作廓线的转角与理论廓线的转角又不相同，经计算，当 凸轮转角为 83.243时，此时与滚子 1接触的实际工作廓线与跟滚子 3 接触的实际工作廓线有相同的 RK和 k。将计算轮廓点的方程式输入 EXCEL中，每隔 0.05取一个值，凸轮的实际工作廓线分为两端，以 83.243为转角，分度期转角为 180，设计时总共取点 4707 个，停歇期转角为半圆弧，将各个点导入 PROE 中，最后绘制出凸轮的轮廓曲线，如图所示， 图（ 2-25）实际绘得凸轮轮廓曲线图 凸轮前后两个凸轮片呈对称安装，且错开一定的相位角，安装相位角为 p=2 - f-2 10=145.958 （ 2-32） 前后两部分的滚子运动情况相同，只是有一个相位角之差而已。 凸轮的三维模型图如图（ 2-26）所示 间歇运动机构运动分析及创新设计试验平台研制 24 图（ 26）凸轮三维模型图 浙江理工大学本科毕业设计 (论文 ) 25 第 3 章 间歇运动机构试验平台 3.1 试验台的简介 以槽轮机构为例，试验平台如下图所示 图（ 3-1）试验台简图 槽轮机构试验平台如图 27 所示，槽轮机构试验平台主要由几个部分组成，分别为套在减速器主轴上的拨盘，与拨盘配合做间歇运动的槽轮，槽轮被固定在轴上，轴由前后两个轴承座进行固定与定位，减速器前后各有一个轴，前轴与拨盘连接，在后面的轴上则与旋转编 码器连接，当电机转动，通过带轮传动，与减速器连接时，减速器上的转速就可以被旋转编码器所捕获，测出我们所要的主动轴的转速，拨盘转动时，转臂上的圆销会进入槽轮的槽内，从而带动槽轮做分度运动，在槽轮轴的尾部，也被安置了一个旋转编码器，槽轮与轴通过过盈配合对槽轮进行一个轴向定位，防止槽轮在运动过程中由于冲击过大导致轴向窜动，引起试验台的测试误