Z S T U Zhejiang Sci-Tech University 本 科 畢 業(yè) 設 計 Bachelor S THESIS 論文題目： 間歇運動機構運動分析及創(chuàng)新設計試驗平臺 研制 專業(yè)班級： 09 機械四班 姓名學號： 黃陸楊 B09300411 指導教師： 唐浙東 遞交日期： 2013 年 5 月 20 號 浙 江 理 工 大 學 機械與自動控制學院 畢業(yè)論文誠信聲明 我謹在此保證：本人所寫的畢業(yè)論文，凡引用他人的研究成果均已在參考文獻或注釋中列出。論文主體均由本人獨立完成，沒有抄襲、剽竊他人已經發(fā)表或未發(fā)表的研究成果行為。如出現以上違反知識產權的情況，本人愿意承擔相應的責任。 聲明人（簽名）： 年 月 日 摘要 在許多機械設備中，尤其是自動和半自動機中 ，由于生產工藝的需求，往往需要機構實現周期性的轉位、分度以及作帶有瞬間停歇或有停歇區(qū)的斷續(xù)性運動。 總的來說，間歇運動機構根據其不同的結構特征和運動原理，可以分為兩大類：一類是實現步進運動的間歇運動機構，如棘輪機構、槽輪機構、不完全齒輪機構、共軛盤形分度凸輪機構等；另一類是實現瞬間停歇或停歇區(qū)的間歇運動機構，如凸輪 -連桿組合機構以及差動鏈輪機構。 由于間歇機構傳動的間歇特性以及設計難度較大，所以現實生活中，對于間歇機構運動分析的試驗平臺還是比較少見的，本文著重對常見的幾種可以實現步進運動的間歇機構進行設計， 通過理論初設計時確定機構的動停比，在試驗臺上安裝相應傳感器，對運動的間歇機構進行數據的采集，繪制出間歇機構的運動曲線，對機構進行運動的分析，確定機構在理想工況下的傳動特性，從而對后期機構的矯正與優(yōu)化提供一定的幫助。 關鍵字： 間歇運動機構；傳感器；步進運動；試驗臺 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 目 錄 摘 要 Abstract 第 1 章緒論 . 6 1.1 間歇機構的背景 . 6 1.2 國內外研究現狀及發(fā)展趨勢 . 1 1.2.1 國內外間歇機構研究現狀 . 1 1.2.2 國內外間歇機構研究趨勢 . 2 1.3 本次設計的內容和意義 . 3 第 2 章 間歇運動機構的設計 . 3 2.1 棘輪機構的設計 . 4 2.2 槽輪機構的設計 . 6 2.3 不完全齒輪機構的設計 . 10 2.4 共軛盤形分度凸輪機構的設計 . 15 第 3 章 間歇運動機構試驗平臺 .25 3.1 試驗臺的簡介 . 25 3.2 電機的選擇 . 28 3.3 減速器的選擇 . 28 3.4 旋轉編碼器的選擇 . 29 3.5 帶的設計 . 30 3.6 軸的強度校核 . 31 第 4 章 間歇機構的運動分析 .32 4.1 槽輪機構運動分析 . 32 4.2 共軛凸輪運動分析 . 35 第 5 章總結與展望 .38 參考文獻 .39 致 謝 .40 第 1 章緒論 1.1 間歇機構的背景 科學技術的進步與發(fā)展使各種生產機械的性能日益完善和復雜，機械化和自動化控制水平日益提高。相應的，對生產機械中的各種執(zhí)行機構和輔助機構的性能提出了越來越高的要求。尤其在輕工、食品、紡織、電子等行業(yè)廣泛使用的各種自動機械、輸送裝置中，有許多包含步進機構 1 的機械系統。其特點是將系統輸入軸的連續(xù)回轉運動轉換為工作執(zhí)行機構的間歇轉動或移動，從而使系統在其間歇期能完成預期的工藝動作。為了適應不同的工作要求，改善動態(tài)性能， 提高定位精度，各種間歇機構自發(fā)明伊始，人們不斷創(chuàng)造眾多結構新穎、構思巧妙、滿足各種工藝需要的間歇運動機構 2 。 浙江理工大學本科畢業(yè)設計 (論文 ) 1 1.2 國內外研究現狀及發(fā)展趨勢 1.2.1 國內外間歇機構研究現狀 在十八世紀后期，由于受當時生產水平的限制，普遍采用槽輪機構 3 、星輪機構等結構簡單的間歇運動機構，且只有簡單的運動分析方法。十九世紀中葉以后，生產水平不斷發(fā)展，開始出現機 構的綜合方法。近年來，不少國內外機構學工作者致力于間歇運動機構的研究，取得了一些成果，但從事間歇運動機構研究的人并不多，而間歇機構在生產生活中的應用卻越來越廣泛，因此，對間歇機構試驗臺的研制很有必要。 棘輪機構 4 一般用于傳遞平行軸的運動，在機械中一般應用在轉速不高和要求間歇轉動的裝置中，如牛頭刨床工具機臺的橫向進給機構、自行車后軸的齒式棘輪超越機構、手動絞車中的防逆轉機構、超越離合器和剎車器等機構。由于 棘輪是在非對稱應力循環(huán)加 載下特有的一種非彈性循環(huán)受力 ,其結構安全性和壽命評估是設計人員在設計時必須考慮的一個重要因素。康國政、高慶學者的課題組對 40Cr3MoV 貝氏體鋼、調質 42CrMo 鋼等循環(huán)軟化材料的棘輪行為進行了實驗研究 ,結果表明 :該類材料的棘輪行為具有明顯的三階段特征 ,即初始的棘輪應變率衰減階段、中段的常棘輪應變率階段和后期的加速棘輪應變率階段 ,并且材料會很快因為過大的棘輪應變而過早失效。由于棘輪行為的復雜性 ,很多因素的影響都還沒有得到合理的考慮 ,還需要進行大量的實驗以及相應的理論研究。 槽輪機構具有結構簡單 ,便于制造、安 裝方便等優(yōu)點 ,但傳統普通槽輪機構在每次驅動曲柄進人或脫離輪槽時 ,槽輪的瞬時角加速度不為零且方向相反。以致發(fā)生方向相反的沖擊 ,引起動載荷 ,使系統產生不必要的振動 ,盡管增多槽數等方法可以減緩加速度的峰值 ,但無法從根本上完全消除。現在有些學者對傳統普通槽輪機構進行機構變異 ,使新型槽輪機構能夠在很大程度上克服以上缺點。 不完全齒輪機構 5 是由齒輪機構演變而得的一種間歇運動機構。不完全齒輪機構是一種頗具特色的間歇運動機構 , 特別是對于低速 、輕載、要求間歇勻速傳動的情況 , 尤為適宜。近年來 , 很多作者進一步對不完全齒輪機構的嚙合過程幾何參數作了詳細的推證 , 但是 , 由于不完全齒輪機構的參數 6 眾多 , 關系復雜 , 間歇運動機構運動分析及創(chuàng)新設計試驗平臺研制 2 交錯影響 , 給設計工作帶來很大困難?，F行的設計方法 , 一般都是以假想齒輪的齒數 Z 、模數 m 或中心距 A 為給定條件 , 再選定一些參數 , 經過相當繁復的運算 , 得出 K值。如果 K 值不合要求 , 則需另選參數 , 重新計算。由于這些參數并不標志間歇運動的基本特征 , 因 此計算工作量很大 ,而所得結果往往不夠理想。 由于缺少有效的設計方法 , 在一定程度上也影響了推廣應用。 凸輪型分度機構 7 結構簡單、能自動定位、動靜比可任意選擇，已廣泛應用于印刷、食品包裝等自動機械中，并成為間歇和步進機構的主要發(fā)展方向。凸輪機構在發(fā)達國家已有數十年的發(fā)展歷史，其理論研究工作仍在深入，其生產已采用高精度加工設備，產品質量不斷完善。 Gonzalez Palacios 和 J Angeles 于1990 年提出了輸入、輸出軸相交成任意角度的球面分度凸輪機構，但只是分析了輸入、輸出構件的直接接觸的情況。此后，他們進一步推導了含滾子的球面分度凸輪機構的凸輪輪廓的曲面方程，初步分析了輸入、輸出軸夾角對機構壓力角的影響，給出了幾個擺動凸輪機構的設計 8 實例和一個球面空間分度凸輪機構的原型機。目前對球面分度凸輪機構的理論分析工作已取得一些成果，但是該機構采用球面凸輪，結構復雜， 加工制造難度很大，制造成本較高，與實際應用還有相當的一段距離。我國于 70 年代開始在某些工廠和高校著手研究這類機構，在幾何學、運動學、結構設計和動力學方面均取得了一些成果，已具備設計開發(fā)能力。 1.2.2 國內外間歇機構研究趨勢 近年來， 一些學者和工程技術人員將間歇機構與其他一些機構進行并聯組合，實現了較為復雜的工作循環(huán)。這類組合機構的特點是設計靈活性較大，可以在不改變原有間歇機構工作特點的情況下，打破原有機構的局限性。此外，一些機構學工作者提出了許多靈活多樣的變異設計，為間歇機構的創(chuàng)新提供了更為廣闊的思路。 機構的組合 9 是發(fā)展新機構的重要途徑之一。目前組合機構已在各種自動機械或自動生產線上得到廣泛應用。人們嘗試將各種基本機構進行適當的組合，使其既能發(fā)揮特長，又能避免本身固有的局限性，從而形成結構簡單、設計方便、浙江理工大學本科畢業(yè)設計 (論文 ) 3 性能優(yōu)良的機構系統，以滿足生產中所提出的多種要求和提高生產的自動化程度。由于組合機構的結構較復雜，設計計算亦繁復，增加對它研究的困難。近年來，運用電子計算機和采用最優(yōu)化方法，極大地推進了它的研究進展，因此，今后一定會有更多 更新的組合機構出現，適應日趨現代化的生產需求。 1.3 本次設計的內容和意義 間歇運動機構的運動機構與形式層數不窮，并且復雜多變，本設計從簡入手，對幾種生活中常見并且廣泛運用的間歇運動機構進行一個結構的設計，設計時先確定機構的動停比，再通過試驗臺對機構的角位移、角速度進行測量， 從定性到定量的去研究間歇機構在運動過程中各個物理量的變化情況，讓我們在認識的基礎上，更加深層次的去了解各種間歇機構的運動特點與工作原理。試驗臺的設計以及推廣，可以彌補當代高校學生重理論，輕實踐的缺陷，讓更多的學生去了解，認識和創(chuàng)新各種 間歇運動機構，還能豐富學生的課堂學習內容，強化學生的動手能力。 第 2 章 間歇運動機構的設計 步進運動間歇機構的運動特點是其輸出構件做單向的具有周期性停歇的運動，其運動的特點是單個方向的、有規(guī)律的、動停交替的。如多工位組合機床中，工件裝在工作臺上，沿轉臺圓周方向按工藝要求裝有幾個動力頭，轉臺在步進運動間歇機構的推動下做周期性的分度轉位運動，使工件經過不同的工位時，各個動力頭完成相應的加工動作，在加工頭進行加工的時候，轉臺作為從動件，處于停歇期，當第一個動力頭完成加工時，轉臺轉過一定的分度角，使工件轉到下一個工 位，進入下一個停歇期，讓下一個動力頭再進行加工。步進運動間歇機構應用非常廣泛，在金屬切削機床、沖壓機械、包裝機械及輕工、紡織 10 等行業(yè)的許多機械設備中都有應用，本論文主要針對棘輪機構、槽輪機構、不完全齒輪機構及共軛盤形分度凸輪機構做一個簡單的設計與運動分析。 間歇運動機構運動分析及創(chuàng)新設計試驗平臺研制 4 2.1 棘輪機構的設計 棘輪機構可分為齒式和摩擦式兩類，每類中又有幾種不同的結構形式。齒式棘輪機構主要由棘爪和齒式棘輪組成一般棘爪為主動件，其運動可由連桿機構、凸輪機構、液 壓、氣動或電磁鐵等實現。棘輪為從動件，可實現單向間歇步進運動。由于電機做單向的旋轉，而棘輪機構的主動件棘爪為往復運動，因此不能直接將主動軸與棘爪連接，需要一個連桿機構與主動軸連接，將主動軸的單向旋轉變成棘爪的往復擺動。本文中主要是對棘輪 -連桿機構 11 進行設計。 圖 2-1由一個偏心圓、連桿、擺桿、棘爪和棘輪組成，偏心圓與主動軸安裝在主動軸上，帶動連桿擺動，連桿與裝在從動軸上的擺桿連接，再由擺桿帶動棘爪做往復擺動，使棘輪做步進運動。 圖 2-1 棘輪機構三維圖 由于直接從機構上很難計算出各個部件的參數，所以可以將此機構簡化成一個 四連桿的曲柄搖桿機構。如圖 2-2所示 浙江理工大學本科畢業(yè)設計 (論文 ) 5 圖 2-2 棘輪機構簡化后的曲柄搖桿機構圖 AB 桿為偏心圓軸到偏心圓孔的距離， AC 為偏心圓和棘輪的中心距， BD 為連桿兩圓孔距離， CD 為棘輪軸到下端孔距離， AB做勻速單向旋轉， CD 做往復擺動， CD的擺角作為棘輪每一次運動的轉角。設計時先確定兩軸之間的中心距，再確定棘輪每一次運動轉過的角度，然后根據滿足四連桿形成曲柄搖桿機構的條件，即各桿滿足： 1+4 =2+3 1+2 =3+4 1+3 =2+4 得出轉動副 A為周轉副的條件是 1） 最短桿長度 +最長桿長度 =其余兩桿長度之和 2） 組成該周轉副的兩桿中必有一桿為最短桿 當最短桿為連架桿時，機構為曲柄搖桿機構，所以桿 1 為最短桿，且為連架桿。 棘輪機構的參數選擇 本文采用不對稱梯形齒，齒數 z 與棘輪最小轉角有關， =2 /z，試驗臺用的棘輪載荷不大，故可以增加齒數 z，避免空載時沖擊過大，確定棘輪模數 m與齒數 z，有棘輪頂圓直徑 Da=m*z （ 2-1） 齒距 P= *m （ 2-2） 間歇運動機構運動分析及創(chuàng)新設計試驗平臺研制 6 圖 2-3 棘輪和棘爪的尺寸 齒根圓 Df=Da-2h （ 2-3） 式中 h-棘輪輪齒的齒高。 棘齒工作面傾角的大小通常為正值，棘輪的齒數和模數確定之后，棘輪和棘爪其余的尺寸均可查表確定。 棘爪位置的確定 過點 A做 nn AB，（圖 2-3）并根據選定的角做棘爪方位線 AO1，并在其上截取 AO1=L為棘爪長， O1為即為棘爪軸心。在 BA 線上從 B點截取 h1棘爪工作面邊長。自 B點引一直線與 BA 成 1在此直線上從 B點起取 a1為棘爪非工作面邊長。在 O1點做棘爪軸轂 d1,最后光滑連接爪部與軸轂間的輪廓線，連接時要注意棘爪的非工作部分與棘輪輪齒避免干涉。 2.2 槽輪機構的設計 槽輪機構主要由槽輪、裝有圓銷的轉臂或撥盤和機架構成。撥盤一般與主動軸連接，為主動件，做等速連續(xù)轉動，帶動槽輪做間歇轉動。槽輪機構的基本結構形式可以分為外槽輪機構和內槽輪機構，如圖（ 2-4）和（ 2-5） 浙江理工大學本科畢業(yè)設計 (論文 ) 7 圖 2-4 外槽輪機構 圖 2-5 內槽輪機構 槽輪機構的運動分析 外槽輪機構的運動系數 和動停比 k 設槽輪有 z個均勻分布的徑向槽，槽輪每一次轉動過程中的轉角為 2，主動件相應的轉角為 2。轉臂上的圓銷是在槽輪中心線與圓銷中心的軌跡圓相切的條件下進出槽輪的，由此可 得 2 =2 /z （ 2-4） 2 = -2 =（ z-2） /z （ 2-5） 設撥盤轉一周的時間為 T，槽輪的轉位分度運動時間為 tf，槽輪停歇的時間為 td，當轉臂角速度 1為常數時，有 tf/T= /； td/T=1- / tf/T=0.5-1/z td/T=0.5+1/z tf/T 和 td/T稱為槽輪機構的運動系數和靜止系數 g12 ，它們說明撥盤回轉一周的時間 T 內，槽輪的轉位時間與靜止時間所占總時間的百分比，由式可知，外槽輪機構中槽輪的靜止系數 g 總是大于 0.5，也就是說，槽輪的靜止時間總是大于它的運動時間。由此得出，外槽輪機構的動停比 k為槽輪的運動時間與它停歇時間歇運動機構運動分析及創(chuàng)新設計試驗平臺研制 8 間的比，即 k=tf/td=(z-2)/(z+2)=1-4/(z+2) 設計槽輪機構，首先根據工作要求選定槽數 z與轉臂上圓銷數目 m，撥盤上鎖止弧所對應的中心角（圖 4）應與槽輪在停歇期撥盤所轉過的角度相等，即 =2 -2 本設計采用單圓銷的槽輪機構，因此設計時滿足上式即可。撥盤上鎖止弧的半徑R0應為 R0=R1-b-RT （ 2-6） 其中 R1-撥盤上圓 銷中心的軌跡半徑； b-槽輪在槽口處的厚度； RT-撥盤上圓銷的半徑。 槽輪的理論外圓半徑是指當圓銷開始進入槽輪時，槽輪軸心至圓銷中心之間的距離，但是由于圓銷并不是理想的一個點，而是有實際的半徑，因此如果槽輪的半徑按圓銷與槽剛相切時計算所得，在安裝與運動時，可能圓銷無法很好的進入槽內，加劇沖擊，甚至造成圓銷無法進入槽內的現象。如圖（ 2-6）和（ 2-7）所示 圖（ 2-6）圓銷進入輪槽時的情況 圖（ 2-7）圓銷與輪槽頂端有間隙的情況 浙江理工大學本科畢業(yè)設計 (論文 ) 9 因此，槽輪實際的外圓半徑應該是槽輪軸軸心 O2至槽輪側邊頂 點與圓銷切點 D之間的距離， R2=O2D=（ AD+O2A） =（ RT+（ C*cos） （ 2-7） 其中 RT-撥盤上的圓銷半徑 ； C-中心距 O1O2； -槽輪運動角的一半 當 RT較小時，可以近似的取 R2為 Ccos，本設計取上述計算的精確值，不取近似值。 由圖（ 6）和圖（ 7）可以算出槽輪機構的其余尺寸： 圓銷中心軌跡半徑（即曲柄長）為 R1=C*sin （ 2-8） 槽輪的槽的深度為 h=R1+R2-C+RT+ （ 2-9） RT為圓銷半徑 為滾子與槽輪底部的徑向間隙 ，可根據結構的大小決定，一般情況下取 3 6mm。 槽輪的角位移為 =arctan( sin /（ 1- cos） ) 其中為圓銷中心軌跡半徑 R1與中心距 C的比 A。 槽輪的角速度為 2=（ cos -） /（ 1+ -2 cos） * 1 1為撥盤的角速度，為撥盤的轉角 槽輪的角加速度為 2=（ -1*sin） /（ 1+ -2 cos） * 1 槽輪在工作時，槽輪的角速度不是一個常數，在轉位的開始與終止時，均存在著角加速度，具有一定的沖擊，槽輪的轉速越快，槽輪的槽數越小，則槽輪在轉位時存在 的沖擊就越大，因此槽輪雖然工作可靠，機械效率較高，但是一般并不適宜用于高速場合。 間歇運動機構運動分析及創(chuàng)新設計試驗平臺研制 10 2.3 不完全齒輪機構的設計 不完全齒輪機構是由普通漸開線齒輪演變而來的，其與普通漸開線齒輪13 的主要不同點是在主、從動輪上都沒有布滿全部的齒輪，不完全齒輪的結構形式，一般分為外嚙合式和內嚙合式兩種，當從動輪的直徑變?yōu)闊o窮大的時候，就不再是不完全齒輪機構，而變成了不完全齒輪 齒條機構了。不完全齒輪機構的運動形式如圖（ 2-8）和（ 2-9）所示 當主 動輪 1連續(xù)轉動時，從動輪 2做單向間歇轉動，主動輪每轉一周，從動輪轉 1/4 周，從動輪在自身轉一周中停歇 4 次，當從動輪處于停歇階段的時候，主動輪上的鎖止弧與從動輪上的鎖止弧相互配合止住，以保證從動輪在停歇期間處于預定的位置而不隨著主動輪的轉動被帶動。由于不完全齒輪機構中的主動輪和從動輪的假想齒數（即假設主動輪與從動輪的分度圓上布滿輪齒時的齒數）和主動輪、從動輪上鎖止弧的數目以及鎖止弧之間的實際齒數可在很大的范圍內做自由調整，因此不完全齒輪機構的一些運動參數，如從動輪每轉一周的停歇次數，每次停歇的時長，每次運動的 轉角等可以調整的參數比槽輪機構要大的多，因此不完全齒輪機構的設計更加的靈活多變。但是由于不完全齒輪在嚙合的開始與終止時刻的沖擊比較大，因此動力學特性比較差。如果附加瞬心機構以調整不完全齒輪的動力學特性，則會增加不完全齒輪機構設計的復雜性，因此，不完全齒輪機構一般也多用于低速、輕載的場合 14 。 浙江理工大學本科畢業(yè)設計 (論文 ) 11 圖（ 2-8）外嚙合不完全齒輪機構 圖（ 2-9）內嚙合不完全齒輪機構 1-主動輪 2-從動輪 1-主動輪 2-從 動輪 不完全齒輪機構的齒廓曲線也采用漸開線，但是又與普通齒輪的嚙合過程有所不同。 一般的標準齒輪機構在嚙合過程中重疊系數總是大于 1 的，即當前面一對齒輪沒有完全脫離的時候，后面一對齒輪已經進入嚙合狀態(tài)，所以每一對齒輪的嚙合點從頭至尾都在嚙合線 B2B1上，進入時的嚙合點為 B2，分離時嚙合點為 B1。 不完全齒輪機構的嚙合過程又分為 2種，單齒嚙合與多齒嚙合。 當不完全齒輪機構的主動輪上只有一個齒的時候，嚙合過程分為三個段： 1）開始嚙合時 如圖 2-11 所示，主動輪的輪齒與處于停歇的從動輪輪齒接觸時，從動輪才開始轉 動，因此，起始嚙合點是由從動輪的停歇位置確定的，可能處于 B2點，但是也有可能處于 A處，（ A是從動輪處于停歇狀態(tài)時，主動輪輪齒與從動輪輪齒第一個接觸的從動輪齒頂圓頂點），如果接觸點為 A，則齒輪的沿著圓弧 AB2運動到 B2點，如果接觸點為 B2，則無圓弧 AB2段的運動，直接進入中間嚙合段。 2）中間嚙合段 主動輪輪齒到達 B2點后，繼續(xù)推動從動輪轉動，經過節(jié)點間歇運動機構運動分析及創(chuàng)新設計試驗平臺研制 12 P 運動到 B1點，這段軌跡與普通漸開線齒輪的軌跡相同。 3）最后嚙合段 主動輪輪齒到達 B1點后，因為是單齒傳動，所以后面沒有齒輪嚙合，主動輪齒頂圓頂點沿著圓弧 BB1轉動，最后在 B1點分離。 圖（ 2-10） 標準齒輪的嚙合過程 圖（ 2-11）不完全齒輪的嚙合過程 當不完全齒輪上有多個輪齒的時候，嚙合過程也可分為三段，如圖（ 2-12）所示 圖（ 2-12） z1 的不完全齒輪的嚙合過程 浙江理工大學本科畢業(yè)設計 (論文 ) 13 1)開始嚙合點 A（ A）由從動輪停歇位置所確定，與單齒傳動相同，當從動輪輪齒轉動到 B1點時，由于重疊系數大于 1，首齒還沒分離時，第二對齒輪已經進入嚙合狀態(tài)，所以第一對輪齒在 B1點分離。 2)第二至倒數第二隊齒輪由于是在前一對齒輪已經嚙合時進入嚙合狀態(tài)，所以這幾對齒輪的實際嚙 合線與普通漸開線齒輪的嚙合線相同，為 B2B1。 3)最后一對齒由于前一對齒已經進入嚙合，因此也從 B2點開始嚙合，但是因為其后再沒有齒嚙合，因此最后一個齒直到兩齒頂圓交點 B 才分開。 假設從動輪上布滿輪齒的數目為 z2，主動輪上鎖止弧間實有齒數為 z1，則在單齒傳動中 2=2 K/z2 2為從動輪每次運動轉過的角度； K 為 2中包含的齒數 。 在非單齒傳動中 2=（ z1 -1+K） *2 /z2 Z2 =z1 -1+K 其中 2為從動輪每次轉過的角度； Z2為從動輪每次轉過的齒數； K同上。 齒頂干涉問題的出現及解 決 如果不完全齒輪機構的有關參數設計 14 不正確，就有可能發(fā)生主動輪的輪齒被從動輪的輪齒卡住而不能進入嚙合的情況，發(fā)生干涉現象。若發(fā)生干涉現象，可以采取降低首齒和末齒齒頂高系數，使首齒可以進入從動輪齒間進行傳動，將末齒齒頂高系數也做相應改變，可使從動輪停在設計要求的位置。主動輪首齒和末齒齒頂高系數可以查表獲得。 從動輪鎖止弧的設計 為了保證不完全齒輪機構的正常運動與停歇，應該在機構上安裝定位裝置。通常通過鎖止弧來滿足這一要求。從動 輪上鎖止弧之間應占有 K個齒的位置，且K 個齒做成實體，沒有齒間，如圖（ 2-13） 為使齒頂不產生尖角，通常保留一定的頂圓齒厚，弧 EE，弧長為 0.5m，因此可得從動輪鎖止弧半徑為 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 間歇運動機構運動分析及創(chuàng)新設計試驗平臺研制 14 圖（ 2-13）從動輪鎖止弧的設計 圖（ 2-14）主動輪鎖止弧上起點 F 的確定 1-主動輪 2-從動輪 1-主動輪 2-從動輪 當主動輪末齒到達嚙合點 B 時，主動輪鎖止弧起點應處于連心線 O1O2上，如圖 14，經計算可得，主動輪末齒中心線與連心線 O1O2的夾角為 1 =arcsin(z2+2hz2*)sin(2- 2- 2)/（ z1+2hz1*） )- 1 （ 2-11） 1= /2z1-(inv a1-inv ) 由于主動輪和從動輪上的鎖止弧互相配合，所以半徑 R 相等。 F為鎖止弧起點。 當（ 2+ 2） ( a2- )時，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） 當（ 2+ 2） ( a2- )時 1=K /z1 （ 2-13） 浙江理工大學本科畢業(yè)設計 (論文 ) 15 因而主動輪鎖止弧所對中心角為 =2 -（ 1+ 1 +）。 圖（ 2-15）主動輪鎖止弧終點 G的確定 2.4 共軛盤形分度凸輪機構的設計 共軛盤形分度凸輪機構用于平行軸間的傳動，主動凸輪做勻速轉動，從動轉盤作間歇步進運動。共軛盤形 分度凸輪由前后兩片凸輪構成，在安裝的時候錯開一定的角度，并呈對稱安裝。從動盤前后兩面各有幾個均布的滾子，此機構有以下幾種： 本文設計的是雙頭式共軛盤形分度凸輪機構。從動盤每次轉位，轉過 H 個滾子圓心角，雙頭式機構的參數 H 為 2，設計時選擇滾子數目為 8，即前后各均布4 個滾子，則轉盤每次的轉位角為 2 H/z= /2。 間歇運動機構運動分析及創(chuàng)新設計試驗平臺研制 16 圖（ 2-16）單頭式 圖（ 2-17）雙頭式 圖（ 2-18）四頭式 轉盤轉一圈停歇的次數為分度數，用 I 表示。則雙頭式的分度數 I=z/H=4，雙頭式機構凸輪在分度期的轉角 d與停歇轉角 f有 d=2 - f （ 2-14） 因為凸輪勻速轉動，轉速為 1，凸輪和轉盤在分度期的時間 tf和停歇期的時間td為 tf= f/ 1 td= d/ 1 則雙頭式共軛凸輪的動停比 k與運動系數為為 k=tf/td （ 2-15） = tf/(tf+td) （ 2-16） 雙頭式共軛盤形分度凸輪理論廓線和工作廓線的精確計算 輔助坐標系的建立 浙江理工大學本科畢業(yè)設計 (論文 ) 17 圖（ 2-19）共軛盤形凸輪的坐標系 輔助坐標系的原點與凸輪軸心 O1重合，在圖（ 2-19）中，當凸輪從基準位置 10處順時針方向轉過角度之后，轉盤上 的滾子從 10處轉過了 - 10的角度。為了求的凸輪理論廓線上的點與工作廓線上的點，可再建立一個輔助坐標系，如圖（ 2-20）。 圖（ 2-20）共軛盤形凸輪廓線計算時的輔助坐標系 其中 O2Y 沿 O2t，連接 O2F10，并作 OG O2Y， OE O2F10，則 x 軸與 X軸之間的夾角間歇運動機構運動分析及創(chuàng)新設計試驗平臺研制 18 隨著凸輪的轉動而發(fā)生變化，為 180+（ - + - 10）。由 x軸起逆時針度量。 根據凸輪運動時坐標系的變換可列出方程 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- ) 將所得結果代入矩陣方程中，可得凸輪理論廓線上 t點的方程為 )s in ()s in ( 1010 Crx pt （ 2-17） )c o s ()c o s ( 1010 Cry pt （ 2-18） 換算成極坐標方程為 2/122 )( ttt yxR （ 2-19） )arctan(ttt xy （當 xt0,yt0 時） )arc tan(ttt xy （當 xt0,yt0,yk0時） )arc tan(kkk xy 當（ xk0,yk0時） 上述式中 C 凸輪與轉盤的中心距； rp 轉盤的節(jié)圓半徑； 滾子半徑； 凸輪的轉角，由 ox 起逆時針度量； t和 k 凸輪理論廓線和工作廓線的向徑角，有 Ox 起逆時針度量； 10 轉盤上第一 個滾子的起始位置角， 10= /z，由 O2O1起逆時針度量； 轉盤上第一個滾子的位置角， = 10+ t 計算用的輔助角 )c o sc o sa rc ta n (1010 C rC p （ 2-23） 值按 arctan 的分子和分母的取值來判斷，即根據分子與分母的正負來判斷所在的象限，從而決定的角度的大小。 壓力角的計算 壓力角 15 的定義為與凸輪理論輪廓線上的 t點接觸的滾子中心 F1處的速 度與公法線 nn 所夾銳角。在圖（ 20）中， nn 與連心線相交于點 P， P 即為凸輪與轉盤的相對速度瞬心。延長 O2F1，由 O1作其垂直線 O1G，由 P點作其垂線 PH， HPF1=。 s inc o stan22 PO rPO p 根據 P是相對瞬心速度的關系可知 121122 )( POCPOPO 間歇運動機構運動分析及創(chuàng)新設計試驗平臺研制 20 因此 1221 CPO 可求得 )s in)1(c o sa r c t a n ( 12 CrC p （ 2-24） 由此可知，壓力角的大小與 z和 rp/z 有關，而與頭數 H 及運動規(guī)律無關。 與第三個滾子接觸的凸輪理論廓線與工作廓線方程 輔助坐標系的建立 圖（ 2-21）凸輪輪廓方程式的坐標變換 O1xy為與第三個滾子接觸的凸輪廓線與工作廓線的輔助坐標系， O1x與跟滾子 3起始位置 30處相接觸的凸輪理論廓線向徑 R30重合，計算方式與滾子 1類似，需要將公式中的 10替換為 30。再將所得結果轉換為在坐標 O1xy 中的坐標 )s in ()co s ( 30103010 yxx （ 2-25） )co s ()s in ( 30103010 yxy （ 2-26） 10 滾子 1在其起始位置 10時，滾子中心 F10與凸輪軸心 O1的連心 F10O1與 O2O1間的夾角，即 R10與 O2O1間夾角； 30 滾子 3在其起始位置 30時，滾子中心 F30與凸輪軸心 O1的連心 F30O1與 O2O1間的夾角，即 R30與 O2O1間夾角； 浙江理工大學本科畢業(yè)設計 (論文 ) 21 21102210 )cos2( CrCrR pp )s ina rc s in ( 101010 Rr p （ 2-27） 由于 10恒為正值，因此 10也恒取正值 21302230 )c o s2( CrCrR pp )s ina rc s in ( 303030 Rr p （ 2-28） 本設計為雙頭式 8滾子的盤形分度凸輪機構，選取中心距為 100mm，根據設計時要求的不產生自交現象及最大壓力角和能形成凸輪理論廓線的 rp/C 的曲線圖。 最后取得 rp/C=0.46 為合適的參數 滾子半徑（ 0.4 0.6） rpsin( z/2),取 10mm，計算時，由于凸輪分度期轉位角為 180，為精確計算凸輪輪廓曲線，取 =0.05，即每一個步長的無量綱時間為 T=0.05/180，則轉盤的分度期角位移分成三個階段，即： 圖（ 2-22）按最大壓力角 max 選用 rp/C 的曲線圖 間歇運動機構運動分析及創(chuàng)新設計試驗平臺研制 22 圖（ 2-23）能形成凸輪理論廓線的 rp/C最大允許值曲線圖 圖（ 2-24）不產生自交現象的曲線圖 )4s in (41()4(2 TTi 當 0 T 1/8 （ 2-29） )34s in (492()4(2 TTi 當 1/8 T 7/8 （ 2-30） 浙江理工大學本科畢業(yè)設計 (論文 ) 23 )4s in (414()4(2 TTi 當 7/8 T 1 （ 2-31） 當凸輪轉角為 85.358時，該轉角所對應的點為凸輪理論廓線的拐點，即與滾子 1接觸的末點，因為此時與滾子 1接觸的理論廓線與跟滾子 3接觸的理論廓線具有相同的 Rt和 t，但凸輪的工作廓線的轉角與理論廓線的轉角又不相同，經計算，當 凸輪轉角為 83.243時，此時與滾子 1 接觸的實際工作廓線與跟滾子 3 接觸的實際工作廓線有相同的 RK和 k。將計算輪廓點的方程式輸入 EXCEL中，每隔 0.05取一個值，凸輪的實際工作廓線分為兩端，以 83.243為轉角，分度期轉角為 180，設計時總共取點 4707 個，停歇期轉角為半圓弧，將各個點導入 PROE 中，最后繪制出凸輪的輪廓曲線，如圖所示， 圖（ 2-25）實際繪得凸輪輪廓曲線圖 凸輪前后兩個凸輪片呈對稱安裝，且錯開一定的相位角，安裝相位角為 p=2 - f-2 10=145.958 （ 2-32） 前后兩部分的滾子運動情況相同，只是有一個相位角之差而已。 凸輪的三維模型圖如圖（ 2-26）所示 間歇運動機構運動分析及創(chuàng)新設計試驗平臺研制 24 圖（ 26）凸輪三維模型圖 浙江理工大學本科畢業(yè)設計 (論文 ) 25 第 3 章 間歇運動機構試驗平臺 3.1 試驗臺的簡介 以槽輪機構為例，試驗平臺如下圖所示 圖（ 3-1）試驗臺簡圖 槽輪機構試驗平臺如圖 27所示，槽輪機構試驗平臺主要由幾個部分組成，分別為套在減速器主軸上的撥盤，與撥盤配合做間歇運動的槽輪，槽輪被固定在軸上，軸由前后兩個軸承座進行固定與定位，減速器前后各有一個軸，前軸與撥盤連接，在后面的軸上則與旋轉編 碼器連接，當電機轉動，通過帶輪傳動，與減速器連接時，減速器上的轉速就可以被旋轉編碼器所捕獲，測出我們所要的主動軸的轉速，撥盤轉動時，轉臂上的圓銷會進入槽輪的槽內，從而帶動槽輪做分度運動，在槽輪軸的尾部，也被安置了一個旋轉編碼器，槽輪與軸通過過盈配合對槽輪進行一個軸向定位，防止槽輪在運動過程中由于沖擊過大導致軸向竄動，引起試驗臺的測試誤差，軸上有鍵槽，鍵槽與槽輪的轂通過鍵連接，確定了槽輪的徑向定位，當槽輪轉動時，鍵起到了一個傳遞轉速的作用，帶動了軸的轉動，又因軸尾部與編碼器連接，所以軸的轉速這時被編碼器所捕獲 ，從而測出軸的轉速，伺服電機 槽輪 編碼器 撥盤 軸承座 減速器 槽輪軸 間歇運動機構運動分析及創(chuàng)新設計試驗平臺研制 26 轉過的位置，以及軸的加速度變化，又因軸與槽輪同時運動，所以對軸所測得的數據也為槽輪機構的運動數據。相應的，其他三個間歇機構，棘輪機構，不完全齒輪機構與共軛分度凸輪機構，根據設計時確定的各個部件的距離，調節(jié)減速器與軸之間的中心距，也可以由旋轉編碼器測出減速器軸與從動軸之間的運動數據，再通過分析主動軸與從動軸之間的角速度比，轉過的角位移之比等，確定一些間歇機構的運動參數，如間歇機構的動停比，加速度的變化對機構的沖擊等。 棘輪機構的參數 本文中棘輪機構的參數主要有偏心輪的偏心距，連桿長度，棘輪 模數，齒數，偏心圓與棘輪軸的中心距。如圖（ 2-2）所示，當減小偏心圓的偏心距 AB時，在滿足能形成曲柄搖桿機構的桿長條件下， CD 的擺動角將會減小，棘輪的擺動角也將減小，因此棘輪的每一次分度轉角將會減小，動停比也隨之改變，如若要改變棘輪的轉角，除了改變偏心距外，還可以在棘輪上安裝一個棘輪罩，并且這種改變棘輪分度角的方式調節(jié)幅度更大。 槽輪機構的參數 槽輪機構的參數有槽輪的槽數與撥盤的圓銷個數，設計時確定了槽數與撥盤圓銷數時，槽輪機構的動停比就已經被確定下來了，所以要改變槽輪機構的動停比，可以通過改變槽數與圓銷數 。槽輪的角速度與角加速度為 122 c o s21 )(c o s 21222 c o s21 s in)1( 其中，為撥盤轉臂半徑與中心距的比值， 1 為轉盤轉速，為撥盤轉角，不同槽數的槽輪機構的槽輪加速度曲線如圖（ 3-2）所示 由圖看出，槽輪的槽數越少，曲線變化的越劇烈，當槽數變多時，槽輪的角加速度大幅度下降，槽數越多，曲線越趨于平緩。 從改善傳動性能方面來看，槽數多時傳動較為平穩(wěn)，從增加停歇時間來說，槽少比較有利，設計時還應根據實際工藝需求，綜合考慮。 浙江理工大學本科畢業(yè)設計 (論文 ) 27 圖（ 3-2）不同槽數 z 時外槽輪機構的 2 曲線 不完全齒輪機構的參數 不完全齒輪機構的動停比的調節(jié)主要靠兩輪的鎖止弧之間的輪齒之比來調節(jié)，相比槽輪與棘輪機構，不完全齒輪的動停比調節(jié)范圍更廣，因為齒輪的齒數比可調性更大，且運動過程中，傳動更加平穩(wěn)。除了在始末有沖擊外，其余為定角速傳動。 共軛凸輪機構的參數 共軛 凸輪機構的分度主要靠共軛凸輪的輪廓與轉盤的滾子數來實現，因此機構的動停比也靠改變分度凸輪的輪廓曲線和轉盤上的滾子數，并且，設計時一般根據轉盤的運動規(guī)律來設計凸輪輪廓曲線，常用的運動規(guī)律有余弦加速度運動規(guī)間歇運動機構運動分析及創(chuàng)新設計試驗平臺研制 28 律，正弦加速度運動規(guī)律，改進等速運動規(guī)律，改進梯形加速度運動規(guī)律，改進正弦加速度運動規(guī)律。本設計采用了改進正弦加速度運動規(guī)律。此運動規(guī)律在中間部分加速度變化比較平緩，動力學性能更好。 3.2 電機的選擇 本試驗臺為教學性試驗臺，所以載荷不大，對比直流電動機與變頻交流電動機的綜合性能，在考慮不造成浪費的前提下，功 率要求能滿足進行試驗即可，選擇 SZ94-2直流伺服電動機，該電機具有體積小、輸出功率大、調速范圍廣等優(yōu)點。并給電動機配一個手輪，由于間歇機構在運動之前由于人為等因素，有可能造成機構出現“卡死”等現象，給電動機配一個手輪，可以手動調節(jié)機構的轉位，在運動之前將機構調整到正確的位置。電機主要技術參數如下： 勵磁電壓： 220V 控制電壓： 220V 轉矩（ g.cm） 4900 轉速（ rpm） 1500 參考功率 80W 重量 4.5KG 使用條件為：海拔不超過 2500m，環(huán)境溫度為 -25 40攝氏度，相對濕度在 25攝氏度 時達 90%，雙振幅 1.5 毫米，頻率 10Hz,沖擊為 80 100 次每分。 3.3 減速器的選擇 根據間歇運動機構適用于低速場合的特性，考慮價格、尺寸以及滿足試驗臺需要的測試功能等方面，最后選擇 WPA-40渦輪渦桿減速器，減速比為 1： 20。 浙江理工大學本科畢業(yè)設計 (論文 ) 29 圖（ 3-3） WPA-40 渦輪蝸桿減速器 3.4 旋轉編碼器的選擇 傳感器是一種通過感受被測量信息，并將測得的信息轉換變成電信號或其他形式輸出，以滿足信息的處理與記錄的檢測裝置。 傳感器有許多分類方法，但常用的分類方法有兩種，一種是按被測物理量來分；另一種是按傳感器的工作原 理來分。按被測物理量劃分的傳感器常見的有溫度傳感器、濕度傳感器、壓力傳感器、位移傳感器、流量傳感器、力傳感器、加速度傳感器等。按工作原理可分為電阻式傳感器、電容式傳感器、電感式傳感器、磁電式傳感器等。 本設計需要對機構的輸入軸和輸出軸進行角位移、角速度和角角速度的測量，需要用到測量角位移、角速度與角加速度的傳感器，常用的為旋轉編碼器。 旋轉編碼器 就 是用來測量 物體 轉速的裝置，光電式 的 旋轉編碼器 經過 光電轉換，能 輸出角位移、角速度等 等的把 機械量轉換成 一定 的電 脈沖來 數字量輸出 。旋轉編碼器常用的有增量式和絕對式兩種， 增量式旋轉編碼器通過內部兩個光敏接受管轉化其角度碼盤的時序和相位關系，得到其角度碼盤位移量增加或減少，在結合數字電路特別是單片機后，增量式旋轉編碼器在角度測量和角速度測量較絕度式旋轉編碼器更具有廉價和簡易的優(yōu)勢。根據本試驗臺的測量要求， 選擇歐姆龍E6B2-C型號的增量式旋轉編碼器，分辨率為 1000 脈沖 /轉。 間歇運動機構運動分析及創(chuàng)新設計試驗平臺研制 30 圖（ 3-4） E6B2-CWZ6C 3.5 帶的設計 選擇 5M 型同步帶輪，節(jié)距為 Pb=5mm，小帶輪與大帶輪的齒數分別為 24 與 32，初設中心距為 a0=175. 節(jié)圓直徑為 2.385*241 d(mm) 9.505*322 d (mm) 帶長為 3.4904)()(22 02122100 addddaL 取標準帶長為 LP=500mm， 2.1440)(24 12 ddLM P 則實際中心距為 18016)(32 2122 ddMMa (mm) 5M 同步帶的幾何尺寸 圖（ 3-5） 同步帶尺寸 浙江理工大學本科畢業(yè)設計 (論文 ) 31 節(jié)距 Pb=5mm,齒高 hf=2.06，齒頂圓角半徑 rh=1.49mm，齒頂圓角半徑 rf 為0.40-0.44mm,齒根厚 s=3.05,齒形角 2 =14 ，帶高 hs=3.8。 5M 同步帶帶輪的幾何尺寸 圖（ 3-6）同步帶帶輪尺寸 1.節(jié)距 =5mm,齒高 =2.16mm,底圓半徑 =0.56mm,齒槽寬 =3.35mm,齒頂圓半徑=0.48mm,齒形角 =14 。 3.6 軸的強度校核 以槽輪為例，進行槽輪軸強度校核，已知槽輪的材料為 45 號鋼，設定撥盤的角速度為 60rpm，槽輪的最大半徑處尺寸為 142mm，因此將其等效成一個半徑為 100mm 的圓，可以將槽輪的轉動慣量求出，為 22MrJ （ 3-1） 根據仿真，可得槽輪的最大角加速度為 209rad/s，取平均值為 =104.5rad/s， 最大角 速度為 15.2rad/s,取平均值為 =7.6rad/s,可求的槽輪在轉動期的功率 *JP =15.7（ W） 考慮軸上還有摩擦，以及軸的轉動，取軸傳遞的功率為 30W，轉動時的平均轉速為 7.6*60=456rpm,考慮 45號鋼的抗扭系數 A0值的范圍為 126 103，可由公式 30 nPAd （ 3-2） P 軸傳遞的功率， KW； n 軸的轉速， r/min； 算得 d 5.1mm，又因為軸上有兩個鍵槽，需增大軸徑 10% 15%，所以 間歇運動機構運動分析及創(chuàng)新設計試驗平臺研制 32 d 5.85mm,因此設計最小軸徑為 8mm 處于安全范圍內。 第 4 章 間歇機構的運動分析 以槽輪與共軛凸輪為例，做間歇運動的機構分析 4.1 槽輪機構運動分析 用 PROE 對槽輪機構進行仿真，設主動軸的轉速為 60r/min，從動軸所得結果如下所示： 圖（ 3-7）槽輪轉角的變化 浙江理工大學本科畢業(yè)設計 (論文 ) 33 由圖可知，在主動軸轉過一周的角度時，槽輪轉過 90，當主動軸轉過 4周后，槽輪剛好轉過 360。 圖（ 3-8）槽輪速度的變化 由圖可知，在每一次的轉位過程中， 槽輪的速度先變大，后變小，可以得知，撥盤圓銷先對槽輪產生推力，使槽輪加速運動，再運動過半之后，圓銷對槽輪產生了阻力，使槽輪速度減慢，當圓銷退出槽之后，槽輪速度也降為零。 由圖（ 3-9）看出，當圓銷進入槽輪槽之時，有一個瞬間加速的過程，且加速度較大，當圓銷退出槽輪槽的時候，也有一個瞬間減速的過程，因此可知，這兩個時刻是圓銷與槽輪的沖擊最大的時刻，如果設計不當，就可能引起沖擊過大而產生較大噪音。 間歇運動機構運動分析及創(chuàng)新設計試驗平臺研制 34 圖（ 3-9）槽輪角加速度的變化 當改變主動軸的角速度的時候，如將主動軸的轉速改為 6r/min，可得到槽輪的加速度 圖為 圖（ 3-10）轉速為 6r/min 時槽輪的加速度 由圖可知，當主動軸轉速變?yōu)樵瓉淼?1/10 時，槽輪的加速度變化更大，將近變浙江理工大學本科畢業(yè)設計 (論文 ) 35 為原來的 1/100，由于槽輪機構在主動軸轉速改變時，槽輪的加速度變化大于速度的變化，所以槽