试谈弧面凸轮数控转台的设计

1、弧面凸轮数控转台的设计摘 要：弧面分度凸轮机构是由美国人C.N.Neklutin于20世纪20年代发明的，并由其所创建的Ferguson公司首先进行了系列化、标准化生产。该机构是用于两垂直交错轴间的间歇分度步进传动。由弧面分度凸轮、从动转盘以及在从动转盘径向均布的滚子组成。由于弧面分度机构具有传动速度高、分度精度和动力学性能好、承载能力大、可靠性好等优点，所以广泛应用于各种自动机械，如烟草机械、包装机械、加工中心换刀机械手等。分度凸轮机构具有结构简单，能自动定位以及动静比可任意选择的特点，与棘轮机构、槽轮机构、针轮机构等几种传统的间歇运动机构相比，更适合于要求高速、高分度精度的场合，因而广泛应

2、用于各种多工位自动机械、直线步进机械中。随着自动机械向高速化、精密化、轻量化的方向发展，现有分度凸轮机构已难满足更高要求的需要。关键词：弧面分度凸轮，参数分析，运动仿真The globoidal indexing cam rotary tableAbstract:The globoidal indexing cam mechanism,which consists of a driving globoidal indexing cam and driven turret with four or six cylindrical rollers was firstly designed by a

3、n American,C.N.Neklutin,in 1920s and was manufactured by his own company in series and standard.The globoidal indexing cam mechanism has been using in many kinds of automatic machinery.It has great advantage over other indexing mechanisms,such as high speed、precise index and excellent kinetics.The i

4、ndexing cam mechanisms are more suitable to the work conditions where high speed and accurate output precision are needed,and have been widely used in all kinds of multi-steps machines,linear intermittent machines due to their advantages of simple structure,automatic positioning compared with other

5、intermittent mechanisms. However,existing indexing cam mechanisms cant meet the requirements of the fast development of automatic machines.Key words：globoidal indexing cam,Parameter analysis,Motion simulation.第一章 绪论1.1引言在当代机械制造业飞速发展过程中，现代机床制造业正在向“高速、精密、复合、智能和环保”的方向前进，而高速、高效加工在其中扮演着重要角色。在发达国家，围绕高速、高效

6、的新型的机构，不仅在技术开发方面投入了大量精力，而且在应用推广方面取得了前所未有的进展。弧面凸轮分度机构是由输入轴上的弧面凸轮与输出轴分度轮上的滚动轴承无间隙垂直啮合，从而实现间歇输出的新型传动机构。采用弧面凸轮分度机构的弧面凸轮分度箱，它已成为当今世界上精密驱动的主流装置。它具有高速性能好，运转平稳，传递扭矩大，定位时自锁，结构紧凑、体积小，噪音低、寿命长等显著优点，是代替槽轮机构、棘轮机构、不完全齿轮机构等传统间歇机构的理想产品，产品广泛应用配套于各种组合机械、机床加工中心、烟草机械、化工灌装机械，印刷机械、电器制造装配自动生产线等需把连续运转转化为步进动作的各种自动化机械上的必备的理想功

7、能部件。亲，由于某些原因，没有上传完整的毕业设计（完整的应包括毕业设计说明书、相关图纸CAD/PROE、中英文文献及翻译等），此文档也稍微删除了一部分内容（目录及某些关键内容）如需要的朋友，请联系我的Q&Q:2215891151，数万篇现成设计及另有的高端团队绝对可满足您的需要1.2弧面分度凸轮的概述弧面凸轮机构(Globoidalcammechanism)又称为蜗形凸轮机构或滚子齿形凸轮机构，该机构可用于高速间歇分度，与传统的间歇传动机构如棘轮机构、槽轮机构、不完全齿轮机构等相比，具有传动速度高、分度精度和动力学性能好、承载能力大、可靠性好等优点，而且通过弧面凸轮与从动件滚子的共扼啮合传动，

8、可以实现从动件所需要的各种运动规律。目前己广泛应用在烟草机械、包装机械、加工中心换刀机械手等自动机械中。1.3国内外发展状况概述弧面分度凸轮机构是由美国人C.N.Neklutin于20世纪20年代发明的，并由其所创建的Ferguson公司首先进行了系列化标准化生产。之后，前苏联、英国、匈牙利、瑞士、日本等国也相继对弧面分度凸轮机构进行了研究，并成立有专门的生产厂家和研究机构。在弧面分度凸轮的几何学与运动学方面，英国的C.J.Backhouse首次采用微分几何与包络原理等方法对弧面分度凸轮的几何学进行了深入研究。而目前，在日本、德国、俄罗斯和瑞士等国家已实现弧面凸轮的标准化系列化生产。由于弧面分

9、度机构具有传动速度高、分度精度和动力学性能好、承载能力大、可靠性好等优点，所以广泛应用于各种自动机械，如烟草机械、包装机械、加工中心换刀机械手等。在加工制造方面，国外和台湾地区大都采用范成法在数控机床上加工。范成法的理论和加工技术已经非常成熟。在数字化加工方面也有所探索。但可查到文献不多。国外学者在弧面分度凸轮的应用方面也开展了大量的工作。我国对弧面分度凸轮的研究起步较晚，直到20世纪70年代末期才开始相关的研究工作，但经过20多年的努力，目前已在弧面分度凸轮的设计、检测、制造等方面取得了丰硕的成果，在弧面凸轮的制造方面，国内也都是采用范成法，另外对两重包络法、刀位补偿法和自由曲面法也做了理论

10、研究。其中，西北科技大学(原西北轻工业学院)、山东轻工业学院、大连轻工业学院、天津大学、山东诸诚恒瑞精密机械有限公司、西安科达凸轮制造有限公司等高等院校和厂家都做了大量的研究，例如西北科技大学的曹西京等人研制了一种专门用于弧面凸轮磨削的数控磨头，山东轻工业学院的刘兴国开发了一种五坐标数控机床XH756来加工空间弧面凸轮，这种机床可以用较小的中心距来加工大中心距的弧面分度凸轮，南方航空动力机械公司从国外引进的一台五轴加工中心，并配置了行星磨削装置，可实现弧面凸轮的行星磨削。但是，这些研究大多集中在普通弧面分度凸轮方面。1.4弧面凸轮及弧面凸轮机构的研究展望与传统的间歇分度机构相比，弧面凸轮机构在

11、动力学性能、承载能力、分度的精度以及分度的速度方面均有不可比拟的优越性，被誉为是最理想的间歇传动机构，具有广阔的市场前景。从目前弧面凸轮机构的研究与发展分析，弧面凸轮机构未来的研究重点与方向可分为如下几个方面:1、弧面凸轮机构的结构改进与创新针对与圆柱滚子共扼啮合的弧面凸轮机构在实际应用中存在的缺陷，结合其他理论已相对成熟的传动机构，如蜗轮蜗杆传动机构、齿轮传动机构、滚珠丝杆传动机构等，对弧面凸轮机构在原理上和结构上进行改进，以拓宽弧面凸轮机构的应用领域。2、弧面凸轮机构的动力学研究弧面凸轮机构主要是运用于高速、高精度的分度与传动场合，动力学性能的好坏将是弧面凸轮设计与制造质量的主要评价指标之

12、一。有关弧面凸轮机构的动力学研究一直是该领域的一个难题，也将是该领域的重要研究方向。基于弧面凸轮啮合传动过程中的摩擦、磨损与润滑状态分析，改进弧面凸轮机构的设计参数，进行弧面凸轮机构的摩擦学设计，以改善其动力学特性，以及设计有效的动力学性能测试装置，将是一个值得研究的课题。3、弧面凸轮CAD弧面凸轮是种结构复杂的空间凸轮，计算机辅助设计是实现弧面凸轮精确设计的唯一手段。自从我国对弧面凸轮机构进行研究以来，弧面凸轮的CAD一直是研究的重点，特别是九十年代以来，随着三维以D软件的问世，开发操作界面良好的弧面凸轮三维以D软件和弧面凸轮机构的运动仿真系统，以对运动过程进行模拟与仿真，进行装配干涉检查和

13、加工误差的虚拟检测将是个很有价值的研究课题。4、弧面凸轮的制造及其廓面修形的研究弧面凸轮对表面质量和加工精度的要求非常高，在装配过程中，弧面凸轮机构对加工误差特别敏感，容易出现装配干涉。进行弧面凸轮的廓面修形研究，提高弧面凸轮机构的装配性能和降低其装配对加工误差的敏感性，是一个很有意义的研究课题;改进弧面凸轮的加工手段，提高弧面凸轮加工精度与表面质量也一直是人们思考的主要课题;此外，从加工原理上进行改进，探索弧面凸轮的单侧加工、刀具补偿加工、两重包络法加工，将是一个重要的研究方向。5、目前，弧面凸轮机构还没有完善的精度评价指标体系，也没有专门的检测工具。对于弧面凸轮的精度评价体系的完善以及检测

14、方法与手段的探索将是一个重要的研究课题。第二章 总体分析设计弧面凸轮减速器的传动原理是基于弧面凸轮分度机构。它一改涡轮蜗杆减速器的摩擦传动副为滚动副，使得传动效率大为提高H90%单级传动I=10-60传动功率0.5-100kw。其特点是传动效率高,能耗低，发热小，传动平衡，灵敏度高，其传动效率雄踞各类减速器之首。设计要求：工作台面直径小于400mm，工作台面垂直时中心高为260mm，中心定位孔尺寸50H620，工作台T型槽宽度14mm，总传动比i=180，分度定位精度，重复定位精度，最大允许驱动力矩3000N/m。现设减速器为二级传动，第一级为蜗轮蜗杆传动，=62，第二级为弧面凸轮传动，=3。

15、选用电机型号Y112M-4，转速1500r/min，额定功率4kw。2.1弧面凸轮分度机构的基本结构和工作原理弧面凸轮分度机构类似于弧面蜗杆传动，主动凸轮为轮廓呈凸脊状的圆弧回转与蜗杆一样可制成单头、双头或多头，大于三头的一般较少使用。从动转盘上装有沿周向均匀分布的滚子。凸轮凸脊的旋向也与蜗杆旋向定义相同，分为左旋和右旋用L表示，右旋用R表示，在实际应用当中一般采用左旋较多。弧面分度凸轮机构因位段形式的差异可分为A型和B型两种结构类型，如图2-1所示。A型凸轮定位段是凸脊，分度盘上的两个滚子跨夹在凸脊上，B型凸轮的定位段是一个凹槽，分度盘上有一个滚子在定位段槽中。但无论是哪种结构的凸轮，其凸脊

16、均有左右两个侧面。根据不同的旋向一侧为受力侧，推动分度盘转动，另一侧为几何定位侧，局部区域与滚子之间可以有一定间隙。这样便可实现凸轮体1的连续转动带动分度盘2的间歇分度运动，从而可以传递两垂直交错轴间的传动，整个运动过程如下：图所示的为单头左旋弧面分度凸轮机构，当凸轮体旋转时，其分度段轮廓推动滚子，使分度盘分度转位；而当凸轮转到其停歇段轮廓时，转盘上的两个相邻滚子跨夹在凸轮的圆环面凸脊上，分度盘停止转动，所以这种机构不必附加其他装置就能获得很好的定位作用，并且可以通过调整中心距来消除滚子与凸轮凸脊之间的间隙，补偿磨损。在这种机构中，主动凸轮一般做等速连续旋转，但有时为了满足特殊的需要，如需要较

17、长的停歇时间，也可以使凸轮作间断性的旋转。2.2 主要运动参数在设计弧面凸轮分度机构时，往往需要根据工作要求确定该机构的一系列基本参数，主要包括：分度数I、弧面凸轮的节圆半径、动程角、从动盘的节圆半径、中心距C以及径距比等。由于各参数之间有着复杂的函数关系，不可能同时都为优先数，因此存在着各参数的合理选取问题。分度数I和从动盘分度期转位角参：分度数I是由弧面凸轮机构所服务的自动机械的生产工艺要求决定的。考虑到该机构的结构特点，分度数I一般在224之间选择（见表2-1），常用的分度数多为6或8。分度数太小时，压力角很大，传动性能较差；分度数太大时，从动盘径向尺寸太大，结构复杂，受转动惯量也很大，

18、运转速度受到很大限，功率消耗很大。凸轮工作副中，若H为凸轮头数，则分度数I与从制间的关系是I=Z/H，弧面凸轮常用分度数及其对应头数见表，凸轮推动定的角度，完成一次分度运动。在一次分度周期中从动盘的转位角：凸轮动程角与动静比k：凸轮转一圈中，从动盘的转位时间与停歇时间，之比称为动静比k，通常希望动静比小一些好，动静比越小，则在一个分度周期内工作机构的操作时间所占比例越大，因此生产率越高。但在满足使用要求的前提下，不要一味追求小的动静比，这样会使动程角减小，负荷惯性矩增大，而且容易产生薄脊现象，降低凸轮负载能力。动程角指对应从动盘转过转位角时凸轮转过的角度，一般为90 330，标准规定间距为0，

19、即90、120、150、180、210、240、270、300、330。中心距C：中心距C即从动盘与凸轮回转中心的距离。我国规定中心距为(40450)mm其公比为1.25。常用的中心距有(40、50、63、80、100、125、150、180、200)mm等。标准中选取了中心距作为系列设计时弧面凸轮机构的优先数系的自变量，这样不同的中心距对应不同的箱体尺寸，满足不同的功率需要，同一中心距选定不同的凸轮也可以实现不同的输出。凸轮的角速度，从动盘的角速度，从动盘与凸轮在分度期的最大角速度比：从动盘节圆半径：不同的中心距对应着不同的从动盘节圆半径。滚子尺寸的选择：滚子的半径、滚子的宽度b以及滚子端面

20、与凸轮廓面的间隙e一般按如下公式进行选取并进行圆整，一般至少一般情况下，从动盘的滚子采用标准滚针轴承，因此在计算出滚子半径和宽度的取值范围后，可选用尺寸临近的标准滚子，然后根据所提供的力学参数进行计算和校核。凸轮节圆半径：在保证接触应力和压力角小于许用值的前提下凸轮尺寸不宜偏大以凑使机构尽可能紧。弧面凸轮的长度l：选取合适的凸轮长度l是很重要的，因为当凸轮长度太短时，易使传动中断，太长又容易发生干涉，凸轮的长度一般根据下列公式进行选取并圆整：2.3凸轮运动规律用于高速间歇分度的弧面凸轮机构，振动、噪声、冲击和磨损对工作性能的影响是十分严重的，因此在选择从动件运动规律时主要应考虑使其具有较良好的

21、动力学特性，保证其加速度不太大而且不突变。分度凸轮机构的运动规律只有工作行程（升程）而无回程，即总是升停型运动曲线，升程为机构中从动转盘的分度阶段，停程为从动转盘的停歇阶段。常用的凸轮运动规律有三种，即：修正等速运动规律、修正梯形运动规律和修正正弦运动规律，在设计高速凸轮时，应根据具体情况选择运动廓面（曲线）。为了便于分析凸轮机构从动件各种运动规律的共同特性，常把时间t、位移s、速度v、加速度a、跃度j等运动参数进行无因次处理，用大写字母表示相应的无因次量。各种运动曲线的无因次速度V，无因次加速度A，无因次跃动J的最大值Vmax、Amax、J max皆为凸轮曲线的固有特性值，从运动学考虑，选择

22、凸轮曲线时应分析这些因素。 (1)无因次最大速度Vmax重载荷即随动质量大的载荷，应当Vmax小的曲线，离心力较大时，采用Vmax小的曲线较为合适，另外，Vmax小的曲线使得最大压力角也小，凸轮的尺寸也可以小些，Vmax最小的曲线是等速度曲线Vmax=1。(2)无因次最大加速度Amax因为惯性力和转盘质量及加速度有关，惯性力越大，从动件助振力越大，所以转盘质量大时，应选取Amax值较小的运动曲线。另外，Amax关系到从动件与凸轮间法向载荷，而凸轮机构的强度主要根据凸轮接触强度和销轴弯曲强度来计算，因为任何应力都与法向力成正比，所以凸轮强度也与Amax有关，Amax越小，许用应力也越小，极限速度

23、也越小，因此高速凸轮应选用Amax小的曲线。 (3)无因次最大跃动J max最大跃动J max表示加速度的最大斜率，其值的大小与从动件的振动有关。转速越高时，振动频率越接近随动件的固有频率，机构将产生共振。此外，Jmax值越大，振动分量的振幅越大。下表是几种常用运动规律的特性值，其运动规律的计算公式分别介绍如下：修正正弦运动规律：修正正弦曲线是由两种不同周期的正弦曲线拼合而成。其最大速度值较小，最大加速度不大，可以将凸轮的尺寸做得小些，扭矩也较小，一般在负荷未知的情况下优先选用修正正弦运动规律。这种运动规律由三段曲线组成，中部为周期较长的正弦加速度，首末两段为周期较短的正弦加速度，其位移、速度

24、、加速度、跃动曲线如图所示。行程开始部分周期较短的正弦加速度段：行程中周期较长的正弦加速度段：行程终了部分周期较短的正弦加速度段：2.4弧面凸轮廓面设计共轭接触的基本条件: 弧面分度凸轮的工作廓面是空间不可展曲面，很难用常规的机械制图方法进行测绘，也不能用展开成平面廓线的办法设计，一般应按空间包络曲面的共轭原理进行设计计算。根据共轭曲面原理，凸轮工作廓面从动转盘的滚子间的共轭接触点必须满足下列三个基本条件：(1)在共轭接触位置，两曲面上的一对对应的共扼接触点必须重合；(2)在共轭接触点处，两曲面间的相对运动速度必须垂直其公法线；(3)两曲面在共轭接触点处必须相切，不产生干涉，且在共扼接触点的邻

25、域亦无曲率干涉。弧面凸轮与从动盘滚子实际工作表面相接触的凸轮工作廓面为实际廓面，从动盘滚子中心线在空间轨迹曲面为理论廓面。工作廓面方程:建立坐标系，采用笛卡尔直角坐标系，见图2-6。与机架相连的定坐标系;与机架相连的辅助定坐标系,选择的方向时，应使面对的箭头看, 为逆时针向；与凸轮1相连的动坐标系;与转盘2相连的动坐标系转盘滚子圆柱面在坐标系中的坐标：r、滚子圆柱形工作面的方程参数，Rr滚子半径；凸轮与滚子的共轭接触方程：滚子的位置角；凸轮工作轮廓在坐标系中的坐标：凸轮转角，p凸轮的旋向系数，左旋为+1，右旋为-1。理论廓面方程:齐次变换的优点在于将运动、变换、映射与矩阵运动联系起来，通过一个

26、矩阵就完全描述了坐标系的平移和旋转，广泛应用在空间机构动力学、机器人控制算法、计算机图形学和视觉信息处理等领域。齐次变换矩阵如式所示，Tij描述了坐标系（i）相对于(j) 的位置和方位, 。通过坐标变换，也可以求出理论廓面的方程。从动盘滚子中心线在在坐标系中的坐标：用矢量形式表示为：设从动盘中心线上一点D，在坐标系的矢径为，在坐标系的矢径为，从坐标系变换到的变换矩阵为，从坐标系变换到的变换矩阵为，可知：子坐标系滚中心线r处在的坐标方程： 整理得弧面凸轮的理论廓面方程为：式中p为旋向系数，当凸轮的分度期廓面为左旋时取p=+1，右旋时取p=-1。2.5计算凸轮转数 连续旋转凸轮角数度 凸轮分度期转

27、角 凸轮停歇期转角 凸轮角位移 以凸轮分度期转角开始处，计算时取的步长为机构分度期时间 机构停歇期时间 凸轮分度廓线旋向 左旋L凸轮分度廓线头数 H=1转盘分度数 I=8转盘滚子数 z=HI=8转盘分度期转位角 转盘分度期运动规律 改进正弦加速度运动规律转盘分度期角位移 rad rad rad转盘分度期角速度 分度期转盘与凸轮的角速比 分度期的最大角速比 动停比 运动系数 啮合重叠系数 中心距 C=180mm许用压力角 取转盘节圆半径 mm凸轮节圆半径 相邻两滚子轴线间夹角 rad滚子半径 取滚子宽度 取滚子与凸轮槽底部之间沿滚子宽度方向的间隙 取凸轮的顶弧面半径 凸轮定位环面两侧夹角 rad

28、凸轮定位环面侧面长度 h=b+e=（24+6）mm=30mm凸轮定位环面外圆直径 凸轮定位环面内圆直径 凸轮理论宽度 凸轮实际宽度 即 取凸轮理论端面直径 凸轮理论端面外径 凸轮实际端面直径 凸轮的轴孔直径 转盘的轴孔直径 转盘的宽度 转盘上径向对称两滚子外侧端面间距离 转盘上径向对称两滚子内侧端面间距离 第三章 蜗轮蜗杆传动的设计3.1 蜗杆传动的简介蜗杆蜗轮传动是由交错轴斜齿圆柱齿轮传动演变而来的。小齿轮的轮齿分度圆柱面上缠绕一周以上，这样的小齿轮外形像一根螺杆，称为蜗杆。大齿轮称为蜗轮。为了改善啮合状况，将蜗轮分度圆柱面的母线改为圆弧形，使之将蜗杆部分地包住，并用与蜗杆形状和参数相同的滚

29、刀范成加工蜗轮，这样齿廓间为线接触，可传递较大的动力。蜗杆传动是在空间交错的两轴间传递运动和动力的一种传动，两轴线间的夹角可为任意值，常用的为90。这种传动由于具有结构紧凑、传动比大、传动平稳以及在一定的条件下具有可靠的自锁性等优点，它广泛应用在机床、汽车、仪器、起重运输机械、冶金机械及其它机器或设备中。圆柱蜗杆传动分为普通圆柱蜗杆（阿基米德蜗杆、渐开线蜗杆、法向直廓蜗杆、锥面包络蜗杆）和圆弧蜗杆。3.2普通圆柱蜗杆传动的基本参数及其选择（1）模数m和压力角：在中间平面中，为保证蜗杆蜗轮传动的正确啮合，蜗杆的轴向模数ma1和压力角a1应分别相等于蜗轮的法面模数mt2和压力角t2，即ma1=mt

30、2=ma1=t2蜗杆轴向压力角与法向压力角的关系为:tga=tgn/cos式中：-导程角。（2）蜗杆的分度圆直径d1和直径系数q为了保证蜗杆与蜗轮的正确啮合，要用与蜗杆尺寸相同的蜗杆滚刀来加工蜗轮。由于相同的模数，可以有许多不同的蜗杆直径，这样就造成要配备很多的蜗轮滚刀，以适应不同的蜗杆直径。显然，这样很不经济。为了减少蜗轮滚刀的个数和便于滚刀的标准化，就对每一标准的模数规定了一定数量的蜗杆分度圆直径d1，而把及分度圆直径和模数的比称为蜗杆直径系数q，即：q =d1/m（3）蜗杆头数z1和蜗轮齿数z2蜗杆头数可根据要求的传动比和效率来选择，一般取z11-10，推荐 z11，2，4，6。选择的原

31、则是：当要求传动比较大，或要求传递大的转矩时，则z1取小值；要求传动自锁时取z11；要求具有高的传动效率，或高速传动时，则z1取较大值。蜗轮齿数的多少，影响运转的平稳性，并受到两个限制：最少齿数应避免发生根切与干涉，理论上应使z2min17，但z226时，啮合区显著减小，影响平稳性，而在z230时，则可始终保持有两对齿以上啮合，因之通常规定z228。另一方面z2也不能过多，当z280时(对于动力传动)，蜗轮直径将增大过多，在结构上相应就须增大蜗杆两支承点间的跨距，影响蜗杆轴的刚度和啮合精度；对一定直径的蜗轮，如z2取得过多，模数m就减小甚多，将影响轮齿的弯曲强度；故对于动力传动，常用的范围为z

32、228-70。对于传递运动的传动，z2可达200、300，甚至可到1000。z1和z2的推荐值见下表（4）导程角蜗杆的形成原理与螺旋相同，所以蜗杆轴向齿距pa与蜗杆导程pz的关系为pzz1pa 由下图可知：tan= pzd1z1 pad1z1md1z1q导程角的范围为3.5一33。导程角的大小与效率有关。导程角大时，效率高，通常15-30。并多采用多头蜗杆。但导程角过大，蜗杆车削困难。导程角小时，效率低，但可以自锁，通常3.5一4.5（5）传动比I传动比 i=n主动1/n从动2蜗杆为主动的减速运动中i=n1/n2=z2/z1 =u式中：n1 -蜗杆转速；n2-蜗轮转速。减速运动的动力蜗杆传动，

33、通常取5u70，优先采用15u50；增速传动5u15。3.3普通圆柱蜗杆传动的几何尺寸计算中心距 a=(d1+d2+2x2m)/2=160mm蜗杆头数 z1=1蜗轮齿数 z2=62齿形角 a=20。模数 m=4传动比 i=n1/n2=62齿数比 u=Z2/Z1=62蜗轮变位系数 x2=a/m-(d1+d2)/2m=0.125蜗杆直径系数 q=d1/m=17.75蜗杆轴向齿距 pa=m=12.56mm蜗杆导程 pz=mz1=12.56mm蜗杆分度圆直径 d1=mq=71mm蜗杆齿顶圆直径 da1=d1+2ha1=d1+2ha*m=79mm蜗杆齿根圆直径 df1=d1-2hf1=da-2(ha*m

34、+c)=61.4mm顶隙 c=c*m=0.8mm蜗杆齿顶高 ha1=ha*m=1/2(da1-d1)=4mm蜗杆齿根高 hf1=(ha*+c*)m=1/2(da1-df1)=4.8mm蜗杆齿高 h1=hf1+ha1=1/2(da1+df1)=8.8mm蜗杆导程角 tanr=mz1/d1=z1/q 自锁蜗杆齿宽 b1=95mm蜗轮分度圆直径 d2=mz2=2a-d1-2x2.m=248mm蜗轮喉圆直径 da2=d2+2ha2=257mm蜗轮齿根圆直径 df2=d2-2ha2=239.4mm蜗轮齿顶高 ha2=1/2(da2-d2)=m(ha*+x2)=4.5mm蜗轮齿根高 hf2=1/2(d2-

35、df2)=m(ha*-x2+c*)=4.3mm蜗轮齿高 h2=ha2+hf2=1/2(da2-df2)=8.8mm蜗轮咽喉母圆半径 rg2=a-1/2(da2)=31.5mm蜗轮齿宽 b2=40mm蜗杆节圆直径 dw1=d1+2x2m=m(q+2x2)=72mm蜗轮节圆直径 dw2=d2=248mm3.4蜗杆传动的失效形式、计算准则及常用材料失效形式：点蚀、齿面胶合及过度磨损由于蜗杆传动类似于螺旋传动啮合效率较低、相对滑动速度较大，点蚀、磨损和胶合最易发生，尤其当润滑不良时出现的可能性更大。又由于材料和结构上的原因，蜗杆螺旋齿部分的强度总是高于蜗轮轮齿的强度，蜗轮是该传动的薄弱环节。因此，一般

36、只对蜗轮轮齿进行承载能力计算和蜗杆传动的抗胶合能力计算。计算准则：开式传动中主要失效形式是齿面磨损和轮齿折断，要按齿根弯曲疲劳强度进行设计。闭式传动中主要失效形式是齿面胶合或点蚀而。要按齿面接触疲劳强度进行设计，而按齿根弯曲疲劳强度进行校核。此外，闭式蜗杆传动，由于散热较为困难，还应作热平衡核算。常用材料：蜗杆材料、 蜗轮材料不仅要求具有足够的强度，更重要的是要具有良好的跑合性能、耐磨性能和抗胶合性能。蜗轮传动常采用青铜或铸铁作蜗轮的齿圈，与淬硬并磨制的钢制蜗杆相匹配。3.5蜗杆传动的载荷和应力分析受力分析以右旋蜗杆为主动件，并沿图示的方向旋转时，蜗杆螺旋面上的受力情况。设Fn为集中作用于节点

37、P处的法向载荷，它作用于法向截面Pabc内。Fn可分解为三个互相垂直的分力，即圆周力Ft、径向力Fr和轴向力Fa。 显然，在蜗杆与蜗轮间，载荷Ft1与Fa2、Fr1与Fr2和Fa1与Ft2对大小相等、方向相反的力。各力的大小可按下式计算：Ft1=Fa2=2T1/d1Ft2=Fa1=2T1/d2Fr1=Fr2=Fa1tanFn= Fa1/cosncos=Fa2/cosncos=2T2/d2cosncos式中：T1、T2-蜗杆与蜗轮上的转矩 N.mm。确定各力的方向：蜗杆为主动件，蜗杆的圆周力方向与蜗杆上啮合点的速度方向相反；蜗杆为从动件，蜗轮的圆周力方向与蜗轮的啮合点的速度方向相同；蜗杆和蜗轮的

38、轴向力方向分别与蜗轮和蜗杆的周向力方向相反；蜗杆和蜗轮的径向力方向分别指向各自的圆心。计算载荷Fca=KFn K=KAKKv式中：K载荷系数；KA使用系数；K齿向载荷分布系数；Kv动载系数。使用系数(KA)应力分析由于蜗杆传动中，蜗轮比蜗杆的强度低。因此，在应力分析中只要了解蜗轮的情况就可以了。普通圆柱蜗杆传动在中间平面相当于齿条和齿轮的传动，故可以仿照圆柱斜齿轮推倒蜗轮的应力计算公式。蜗轮齿面接触应力蜗轮齿面接触应力仍来源于赫兹公式。接触应力式中：K-载荷系数；Fn -啮合面的法向载荷，N；ZE -材料的弹性影响系数，对于青铜或铸铁蜗轮与钢蜗杆配对时，取ZE=160（ ）；-综合曲率；L0-

39、接触线总长，mm。将上式换算成蜗轮转矩T2和中心距a的关系得：式中Z-蜗杆传动的接触线长度和曲率半径对接触应力的影响系数，简称接触系数。3.6蜗杆传动的强度计算蜗轮齿面接触疲劳强度计算蜗轮齿根接触疲劳强度的验算公式为：HH式中：H -蜗轮齿面的许用接触应力。设计公式为：蜗轮齿根弯曲疲劳强度计算蜗轮齿根弯曲疲劳强度的验算公式为：FF 式中：F -蜗轮齿根的许用弯曲应力。设计公式为：3.7蜗杆传动的效率闭式蜗杆传动的效率由三部分组成，蜗杆总效率为=123式中：1-传动啮合效率蜗杆总效率主要取决于传动啮合效率 。其考虑齿面间相对滑动的功率损失；啮合效率可近似地按螺纹副的效率计算，即式中：-普通圆柱蜗

40、杆分度圆上的导程角；-当量摩擦角, , 其值可根据滑动速度vs 查表选取当量摩擦角滑动速度vsv1-蜗杆分度圆的圆周速度，m/s；d1-蜗杆分度圆直径，mm；n1-蜗杆的速度，r/min。2-油的搅动和飞溅损耗时的效率；3-轴承效率。在设计之初，为求近似计算蜗杆轴上的扭矩T2，值可估取为第四章轴及轴承的校核4.1 轴的设计计算轴的转速 轴的转矩 轴上的功率 初步确定轴的最小直径按式初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45，调质处理。根据表，取，于是得 取轴上其他部件的尺寸选择通过画图确定。4.2 轴的设计计算轴上的功率轴的转速 轴的转矩 初步确定轴的最小直径按式初步估算轴的最小直径。选取轴的材

41、料为45，调质处理。根据表，取，于是得取4.3 轴的设计计算轴上的功率轴的转速 轴的转矩 初步确定轴的最小直径按式初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45，调质处理。根据表，取，于是得 取轴上其他部件的尺寸选择通过画图确定。结论众所周知, 弧面分度凸轮机构有着其它分度机构不可替代的优越性, 其结构简单、高速度高精度等优点使它将逐步取代棘轮、槽轮机构等, 成为有着广阔发展前景的一种间歇分度或步进传送机构。纵观弧面分度凸轮机构发展的历史以及近年的发展现状, 今后我国弧面分度凸轮机构的研究重点应在如下几个方面:(1) 新型点啮合传动的弧面分度凸轮机构的研究。(2) 弧面分度凸轮的动态特性及其仿真研究

42、依然是研究热点。(3) 高效率、高精度弧面分度凸轮曲面加工及磨削机床或装置的研制。(4) 通用有效并引入专家系统或人工智能型弧面分度凸轮机构CAD CAM 系统的开发。(5) 基于in ternet 的弧面分度凸轮机构网络化设计系统的开发。(6) 弧面分度凸轮机构精度指标体系的制定、修改和完善以及检测原理、方法和仪器的研究和制造。(7) 弧面分度凸轮机构新结构的研制。参考文献1濮良贵，纪名刚. 机械设计M. 北京:高等教育出版社，2002.2胡宗武等. 非标准机械设备设计手册M. 北京:机械工业出版社，2005.3杨冬香,阳大志. 基于不同滚子从动件类型的弧面凸轮CAD 集成系统开发J. 机电

43、工程技术,2009.4葛正浩,蔡小霞,王月华. 应用包络面理论建立弧面凸轮廓面方程J,2004.6张高峰，杨世平，陈华章，周玉衡，谭援强.弧面分度凸轮的三维CADJ.机械传动,20037王其超，我国弧面分度凸轮机构研究的综述及进展，机械设计，19978胡自化,张平. 连续分度空间弧面凸轮的多轴数控加工工艺研究J . 中国机程,2006 9张高峰,杨世平,陈华章,等. D-H 方法在弧面分度凸轮机构设计中的应用J . 机械传动,2003 10张高峰杨世平,陈华章,周玉衡,谭援强. 弧面分度凸轮机构的研究与展望J.机械传动,2003附录滚子轴对称二次曲面滚筒表面可能由一个平面二次有关其旋转轴旋转曲

44、线。该轴对称在R二次方程形式和z是代表 在方程（65）可以在明确的形式所表达如下：在和 以一阶导数的方程（66），我们有以方程的二阶导数（66），我们有代方程（66）至（68）到相关的滚子凸轮机构的方程革命表面上看，凸轮轮廓曲率分析和生成表面，轴对称的二次曲面可以得出。接下来，我们将改造参数表面形成的双曲面和成轴对称的二次曲面弧面表面。考虑方程的双曲面表面（37），关于这一点的距离表面Z轴此外，让曲线坐标U是方程代入方程（70）（69），我们有比较方程（71）与式（66），前根的象征和标志是积极的系数a1,a2,a3,a4和a5是曲率分析考虑方程的弧面表面（51），我们让曲线坐标U是此外，从点到面的Z轴的距离其中r0和|z-d| 0。H. S. YAN 和 W.-T. CHENG主曲率和滚筒表面的主要方向都是通过为方便起见，我们假设常量，和其中利用方程（A2）和（A4纸），该元件的相对速度矩阵w13变成从方程（13），滑动表面之间的相对速度3和1是从方程（41），啮合函数为此外，第二类限制函数变为从方程