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1、Z S T UZhejiang Sci-Tech University本 科 毕 业 设 计BachelorS 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： 姓名学号： 指导教师： 递交日期：2013年5月20号 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
2、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
3、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AbstractIn 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 ins
4、tantaneous 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, incompl
5、ete 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 intermit
6、tent 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 agenc
7、y 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 chara
8、cteristics 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 录摘 要Abstract第1章绪论11.1 间歇机构的背景11.2 国内外研究现状及发展趋势11.2.1 国内外间歇机构研究现状11.2.2 国内外间歇机构研究趋势31.3 本次设计的内容和意义3第2章 间歇运动机构的设计42.1 棘轮机构的设计
9、42.2 槽轮机构的设计72.3 不完全齿轮机构的设计102.4 共轭盘形分度凸轮机构的设计16第3章 间歇运动机构试验平台263.1试验台的简介263.2电机的选择293.3减速器的选择293.4旋转编码器的选择303.5 带的设计313.6 轴的强度校核32第4章 间歇机构的运动分析334.1 槽轮机构运动分析334.2 共轭凸轮运动分析36第5章总结与展望40参考文献41致 谢42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、
10、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。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、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
11、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,
12、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
13、度上克服以上缺点。不完全齿轮机构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众多, 关系复杂, 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
14、。 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。GonzalezPalacios和JAngeles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
15、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
16、歇机构的创新提供了更为广阔的思路。机构的组合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、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
17、，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
18、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。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
19、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
20、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 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+31+2=3+41+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
21、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）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nnAB，（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
22、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） 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
23、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/ztd/T=0.5+1/ztf/T和td/T称为槽轮机构的运动系数和静止系数g，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的比，即k=tf/td=(z-2)/(z+2)
24、=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
25、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
26、，可根据结构的大小决定，一般情况下取36mm。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+-2cos）*11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+-2cos）*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。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
27、齿轮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
28、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。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
29、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
30、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1)开始啮合点A（A）由从动轮
31、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=2K/z22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/
32、z2Z2=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（
33、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-(inva2-inv)；2=（K-1）/z2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
34、 （2-11）1=/2z1-(inva1-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-invA+inv （2-12）当（2+2）(a2-)时1=K/z1（2-13）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
35、，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2H/z=/2。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
36、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OGO2Y，OEO2F10，则x轴与X轴之间的夹角随着凸轮的转动而发生变化，为180+（-+-10）
37、。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（2-17）（2-18）换算成极坐标方程为（2-19）（当xt0,yt0时） （当xt0,yt0,yk0时）当（xk0,yk0时）上述式中C凸轮与转盘的中心距；rp转盘的节
38、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（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=。根据P是相对瞬心
39、速度的关系可知因此可求得 （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（2-25）（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
40、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；（2-27）由于10恒为正值，因此10也恒取正值（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（0.40.6）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
41、图图（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当0T1/8（2-29）当1/8T7/8（2-30）当7/8T1（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
42、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-210=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）所示图（26）凸轮三维模型图第3章 间歇运动机构试验平台3.1试验台的简介编码器以槽轮机构为例，试验平台如下图所示槽轮轴减速器轴承座拨盘槽轮伺服电机图（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
43、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差，轴上有键槽，键槽与槽轮的毂通过键连接，确定了槽轮的径向定位，当槽轮转动时，键起到了一个传递转
44、速的作用，带动了轴的转动，又因轴尾部与编码器连接，所以轴的转速这时被编码器所捕获，从而测出轴的转速，转过的位置，以及轴的加速度变化，又因轴与槽轮同时运动，所以对轴所测得的数据也为槽轮机构的运动数据。相应的，其他三个间歇机构，棘轮机构，不完全齿轮机构与共轭分度凸轮机构，根据设计时确定的各个部件的距离，调节减速器与轴之间的中心距，也可以由旋转编码器测出减速器轴与从动轴之间的运动数据，再通过分析主动轴与从动轴之间的角速度比，转过的角位移之比等，确定一些间歇机构的运动参数，如间歇机构的动停比，加速度的变化对机构的冲击等。棘轮机构的参数本文中棘轮机构的参数主要有偏心轮的偏心距，连杆长度，棘轮模数，齿数，
45、偏心圆与棘轮轴的中心距。如图（2-2）所示，当减小偏心圆的偏心距AB时，在满足能形成曲柄摇杆机构的杆长条件下，CD的摆动角将会减小，棘轮的摆动角也将减小，因此棘轮的每一次分度转角将会减小，动停比也随之改变，如若要改变棘轮的转角，除了改变偏心距外，还可以在棘轮上安装一个棘轮罩，并且这种改变棘轮分度角的方式调节幅度更大。槽轮机构的参数槽轮机构的参数有槽轮的槽数与拨盘的圆销个数，设计时确定了槽数与拨盘圆销数时，槽轮机构的动停比就已经被确定下来了，所以要改变槽轮机构的动停比，可以通过改变槽数与圆销数。槽轮的角速度与角加速度为其中，为拨盘转臂半径与中心距的比值，为转盘转速，为拨盘转角，不同槽数的槽轮机构的槽轮加速度曲线如图（3-2）所示由图看出，槽
