1、z s t uzhejiang sci-tech university本 科 畢 業(yè) 設 計bachelors 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： 姓名學號： 指導教師： 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(jīng)發(fā)表或未發(fā)表的研究成果行為。如出現(xiàn)以上違反知識產(chǎn)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(chǎn)

2、工藝的需求，往往需要機構實現(xiàn)周期性的轉(zhuǎn)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(jù)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(xiàn)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(xiàn)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(xiàn)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(xiàn)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(shù)據(jù)的采集，繪制出間歇

3、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 錄摘 要abstract第1章緒論11.1 間歇機構的背景11.2 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢11.2.1 國內(nèi)外間歇機構研究現(xiàn)狀11.2.2 國內(nèi)外間歇機構研究趨勢31.3 本次設計的內(nèi)容和意義3第2章 間歇運動機構的設計42.1 棘輪機構的設計

9、42.2 槽輪機構的設計72.3 不完全齒輪機構的設計102.4 共軛盤形分度凸輪機構的設計16第3章 間歇運動機構試驗平臺263.1試驗臺的簡介263.2電機的選擇293.3減速器的選擇293.4旋轉(zhuǎn)編碼器的選擇303.5 帶的設計313.6 軸的強度校核32第4章 間歇機構的運動分析334.1 槽輪機構運動分析334.2 共軛凸輪運動分析36第5章總結與展望40參考文獻41致 謝42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(chǎn)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(chǎn)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、

10、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的機械系統(tǒng)。其特點是將系統(tǒng)輸入軸的連續(xù)回轉(zhuǎn)運動轉(zhuǎn)換為工作執(zhí)行機構的間歇轉(zhuǎn)動或移動，從而使系統(tǒng)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。1.2 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢1.2.1 國內(nèi)外間歇機構研究現(xiàn)狀在十八世紀后期，由于受當時生產(chǎn)水平的限制，普遍采用槽輪機構、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(chǎn)水平不斷發(fā)展，開始出現(xiàn)機構的綜合方法。近年來，不少國內(nèi)

11、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(chǎn)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。棘輪機構一般用于傳遞平行軸的運動，在機械中一般應用在轉(zhuǎn)速不高和要求間歇轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(diào)質(zhì)42crmo鋼等循環(huán)軟化材料的棘輪行為進行了實驗研究,

12、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(tǒng)普通槽輪機構在每次驅(qū)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(tǒng)產(chǎn)生不必要的振動,盡管增多槽數(shù)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(xiàn)在有些學者對傳統(tǒng)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

13、度上克服以上缺點。不完全齒輪機構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(shù)作了詳細的推證, 但是, 由于不完全齒輪機構的參數(shù)眾多, 關系復雜, 交錯影響, 給設計工作帶來很大困難。現(xiàn)行的設計方法, 一般都是以假想齒輪的齒數(shù)z 、模數(shù)m或中心距a為給定條件, 再選定一些參數(shù), 經(jīng)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(shù), 重新計算。由于這些參數(shù)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

14、。 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(shù)十年的發(fā)展歷史，其理論研究工作仍在深入，其生產(chǎn)已采用高精度加工設備，產(chǎn)品質(zhì)量不斷完善。gonzalezpalacios和jangeles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

15、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?shù)囊欢尉嚯x。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(nèi)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(lián)組合，實現(xiàn)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

16、歇機構的創(chuàng)新提供了更為廣闊的思路。機構的組合是發(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(chǎn)線上得到廣泛應用。人們嘗試將各種基本機構進行適當?shù)慕M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、性能優(yōu)良的機構系統(tǒng)，以滿足生產(chǎn)中所提出的多種要求和提高生產(chǎn)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(xiàn)，適應日趨現(xiàn)代化的生產(chǎn)需求。1.3 本次設計的內(nèi)容和意義間歇運動機構的運動機構與形式層數(shù)不窮，并且復雜多變，本設計從簡入手

17、，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(nèi)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

18、工作臺上，沿轉(zhuǎn)臺圓周方向按工藝要求裝有幾個動力頭，轉(zhuǎn)臺在步進運動間歇機構的推動下做周期性的分度轉(zhuǎn)位運動，使工件經(jīng)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(zhuǎn)臺作為從動件，處于停歇期，當?shù)谝粋€動力頭完成加工時，轉(zhuǎn)臺轉(zhuǎn)過一定的分度角，使工件轉(zhuǎn)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。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

19、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(xiàn)。棘輪為從動件，可實現(xiàn)單向間歇步進運動。由于電機做單向的旋轉(zhuǎn)，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(zhuǎn)變成棘爪的往復擺動。本文中主要是對棘輪-連桿機構進行設計。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(shù)，所以可以

20、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 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(zhuǎn)，cd做往復擺動，cd的擺角作為棘輪每一次運動的轉(zhuǎn)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(zhuǎn)過的角度，然后根據(jù)滿足四連桿形成曲柄搖桿機構的條件，即各桿滿足：1+4=2+31+2=3+41+3=2+4得出轉(zhuǎn)動副a為周轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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

21、為最短桿，且為連架桿。棘輪機構的參數(shù)選擇本文采用不對稱梯形齒，齒數(shù)z與棘輪最小轉(zhuǎn)角有關，=2/z，試驗臺用的棘輪載荷不大，故可以增加齒數(shù)z，避免空載時沖擊過大，確定棘輪模數(shù)m與齒數(shù)z，有棘輪頂圓直徑da=m*z（2-1）齒距p=*m（2-2）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(shù)和模數(shù)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nnab，（圖2-3）并根據(jù)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

22、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(zhuǎn)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(zhuǎn)動，帶動槽輪做間歇轉(zhuǎn)動。槽輪機構的基本結構形式可以分為外槽輪機構和內(nèi)槽輪機構，如圖（2-4）和（2-5） 圖2-4 外槽輪機構圖2-5 內(nèi)槽輪機構槽輪機構的運動分析外槽輪機構的運動系數(shù)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(zhuǎn)動過程中的轉(zhuǎn)角為2，主動件相應的轉(zhuǎn)角為2。轉(zhuǎn)臂上的圓銷是在槽輪中心線與圓銷中心的軌跡圓

23、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(zhuǎn)一周的時間為t，槽輪的轉(zhuǎn)位分度運動時間為tf，槽輪停歇的時間為td，當轉(zhuǎn)臂角速度1為常數(shù)時，有tf/t=/；td/t=1-/tf/t=0.5-1/ztd/t=0.5+1/ztf/t和td/t稱為槽輪機構的運動系數(shù)和靜止系數(shù)g，它們說明撥盤回轉(zhuǎn)一周的時間t內(nèi)，槽輪的轉(zhuǎn)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(shù)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的比，即k=tf/td=(z-2)/(z+2)

24、=1-4/(z+2)設計槽輪機構，首先根據(jù)工作要求選定槽數(shù)z與轉(zhuǎn)臂上圓銷數(shù)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(zhuǎn)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(nèi)，加劇沖擊，甚至造成圓銷無法進入

25、槽內(nèi)的現(xiàn)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因此，槽輪實際的外圓半徑應該是槽輪軸軸心o2至槽輪側(cè)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

26、，可根據(jù)結構的大小決定，一般情況下取36mm。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+-2cos）*11為撥盤的角速度，為撥盤的轉(zhuǎn)角槽輪的角加速度為2=（-1*sin）/（1+-2cos）*1槽輪在工作時，槽輪的角速度不是一個常數(shù)，在轉(zhuǎn)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(zhuǎn)速越快，槽輪的槽數(shù)越小，則槽輪在轉(zhuǎn)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。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

27、齒輪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(nèi)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(zhuǎn)動時，從動輪2做單向間歇轉(zhuǎn)動，主動輪每轉(zhuǎn)一周，從動輪轉(zhuǎn)1/4周，從動輪在自身轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(shù)（即假設主動輪與從動輪的分度圓上布滿輪齒時的齒數(shù)）和主動

28、輪、從動輪上鎖止弧的數(shù)目以及鎖止弧之間的實際齒數(shù)可在很大的范圍內(nèi)做自由調(diào)整，因此不完全齒輪機構的一些運動參數(shù)，如從動輪每轉(zhuǎn)一周的停歇次數(shù)，每次停歇的時長，每次運動的轉(zhuǎn)角等可以調(diào)整的參數(shù)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(diào)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。圖（2-8）外嚙合不完全齒輪機構圖（2-9）內(nèi)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

29、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(shù)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(jīng)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(zhuǎn)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

30、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(zhuǎn)動，經(jīng)過節(jié)點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(zhuǎn)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1)開始嚙合點a（a）由從動輪

31、停歇位置所確定，與單齒傳動相同，當從動輪輪齒轉(zhuǎn)動到b1點時，由于重疊系數(shù)大于1，首齒還沒分離時，第二對齒輪已經(jīng)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(shù)第二隊齒輪由于是在前一對齒輪已經(jīng)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(jīng)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(shù)目為z2，主動輪上鎖止弧間實有齒數(shù)為z1，則在單齒傳動中2=2k/z22為從動輪每次運動轉(zhuǎn)過的角度；k為2中包含的齒數(shù)。在非單齒傳動中2=（z1-1+k）*2/

32、z2z2=z1-1+k其中2為從動輪每次轉(zhuǎn)過的角度；z2為從動輪每次轉(zhuǎn)過的齒數(shù)；k同上。齒頂干涉問題的出現(xiàn)及解決如果不完全齒輪機構的有關參數(shù)設計不正確，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(xiàn)象。若發(fā)生干涉現(xiàn)象，可以采取降低首齒和末齒齒頂高系數(shù)，使首齒可以進入從動輪齒間進行傳動，將末齒齒頂高系數(shù)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(shù)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（

33、2-13）為使齒頂不產(chǎn)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-(inva2-inv)；2=（k-1）/z2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(jīng)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

34、 （2-11）1=/2z1-(inva1-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-inva+inv （2-12）當（2+2）(a2-)時1=k/z1（2-13）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(zhuǎn)動，從動轉(zhuǎn)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

35、，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(zhuǎn)位，轉(zhuǎn)過h個滾子圓心角，雙頭式機構的參數(shù)h為2，設計時選擇滾子數(shù)目為8，即前后各均布4個滾子，則轉(zhuǎn)盤每次的轉(zhuǎn)位角為2h/z=/2。圖（2-16）單頭式圖（2-17）雙頭式圖（2-18）四頭式轉(zhuǎn)盤轉(zhuǎn)一圈停歇的次數(shù)為分度數(shù)，用i表示。則雙頭式的分度數(shù)i=z/h=4，雙頭式機構凸輪在分度期的轉(zhuǎn)角d與停歇轉(zhuǎn)角f有d=2-f（2-14）因為凸輪勻速轉(zhuǎn)動，轉(zhuǎn)速為1，凸輪和轉(zhuǎn)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

36、停比k與運動系數(shù)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(zhuǎn)過角度之后，轉(zhuǎn)盤上的滾子從10處轉(zhuǎn)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ogo2y，oeo2f10，則x軸與x軸之間的夾角隨著凸輪的轉(zhuǎn)動而發(fā)生變化，為180+（-+-10）

37、。由x軸起逆時針度量。根據(jù)凸輪運動時坐標系的變換可列出方程由于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-)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（2-17）（2-18）換算成極坐標方程為（2-19）（當xt0,yt0時） （當xt0,yt0,yk0時）當（xk0,yk0時）上述式中c凸輪與轉(zhuǎn)盤的中心距；rp轉(zhuǎn)盤的節(jié)

38、圓半徑；滾子半徑；凸輪的轉(zhuǎn)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(zhuǎn)盤上第一個滾子的起始位置角，10=/z，由o2o1起逆時針度量；轉(zhuǎn)盤上第一個滾子的位置角，=10+t計算用的輔助角（2-23）值按arctan的分子和分母的取值來判斷，即根據(jù)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(zhuǎn)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=。根據(jù)p是相對瞬心

39、速度的關系可知因此可求得 （2-24）由此可知，壓力角的大小與z和rp/z有關，而與頭數(shù)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(zhuǎn)換為在坐標o1xy中的坐標（2-25）（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

40、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；（2-27）由于10恒為正值，因此10也恒取正值（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(jù)設計時要求的不產(chǎn)生自交現(xiàn)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(shù)滾子半徑（0.40.6）rpsin(z/2),取10mm，計算時，由于凸輪分度期轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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

41、圖圖（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(chǎn)生自交現(xiàn)象的曲線圖當0t1/8（2-29）當1/8t7/8（2-30）當7/8t1（2-31）當凸輪轉(zhuǎn)角為85.358時，該轉(zhuǎn)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(zhuǎn)角與理論廓線的轉(zhuǎn)角又不相同，經(jīng)計算，當凸輪轉(zhuǎn)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(zhuǎn)

42、角，分度期轉(zhuǎn)角為180，設計時總共取點4707個，停歇期轉(zhuǎn)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-210=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）所示圖（26）凸輪三維模型圖第3章 間歇運動機構試驗平臺3.1試驗臺的簡介編碼器以槽輪機構為例，試驗平臺如下圖所示槽輪軸減速器軸承座撥盤槽輪伺服電機圖（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

43、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(zhuǎn)編碼器連接，當電機轉(zhuǎn)動，通過帶輪傳動，與減速器連接時，減速器上的轉(zhuǎn)速就可以被旋轉(zhuǎn)編碼器所捕獲，測出我們所要的主動軸的轉(zhuǎn)速，撥盤轉(zhuǎn)動時，轉(zhuǎn)臂上的圓銷會進入槽輪的槽內(nèi)，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(zhuǎn)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(zhuǎn)動時，鍵起到了一個傳遞轉(zhuǎn)

44、速的作用，帶動了軸的轉(zhuǎn)動，又因軸尾部與編碼器連接，所以軸的轉(zhuǎn)速這時被編碼器所捕獲，從而測出軸的轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)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(shù)據(jù)也為槽輪機構的運動數(shù)據(jù)。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(jù)設計時確定的各個部件的距離，調(diào)節(jié)減速器與軸之間的中心距，也可以由旋轉(zhuǎn)編碼器測出減速器軸與從動軸之間的運動數(shù)據(jù)，再通過分析主動軸與從動軸之間的角速度比，轉(zhuǎn)過的角位移之比等，確定一些間歇機構的運動參數(shù)，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(shù)本文中棘輪機構的參數(shù)主要有偏心輪的偏心距，連桿長度，棘輪模數(shù)，齒數(shù)，

45、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(zhuǎn)角將會減小，動停比也隨之改變，如若要改變棘輪的轉(zhuǎn)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(diào)節(jié)幅度更大。槽輪機構的參數(shù)槽輪機構的參數(shù)有槽輪的槽數(shù)與撥盤的圓銷個數(shù)，設計時確定了槽數(shù)與撥盤圓銷數(shù)時，槽輪機構的動停比就已經(jīng)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(shù)與圓銷數(shù)。槽輪的角速度與角加速度為其中，為撥盤轉(zhuǎn)臂半徑與中心距的比值，為轉(zhuǎn)盤轉(zhuǎn)速，為撥盤轉(zhuǎn)角，不同槽數(shù)的槽輪機構

46、的槽輪加速度曲線如圖（3-2）所示由圖看出，槽輪的槽數(shù)越少，曲線變化的越劇烈，當槽數(shù)變多時，槽輪的角加速度大幅度下降，槽數(shù)越多，曲線越趨于平緩。從改善傳動性能方面來看，槽數(shù)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(jù)實際工藝需求，綜合考慮。圖（3-2）不同槽數(shù)z時外槽輪機構的曲線不完全齒輪機構的參數(shù)不完全齒輪機構的動停比的調(diào)節(jié)主要靠兩輪的鎖止弧之間的輪齒之比來調(diào)節(jié)，相比槽輪與棘輪機構，不完全齒輪的動停比調(diào)節(jié)范圍更廣，因為齒輪的齒數(shù)比可調(diào)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(shù)共軛凸輪機構的分度主要靠共軛凸輪的輪廓與轉(zhuǎn)盤的

47、滾子數(shù)來實現(xiàn)，因此機構的動停比也靠改變分度凸輪的輪廓曲線和轉(zhuǎn)盤上的滾子數(shù)，并且，設計時一般根據(jù)轉(zhuǎn)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)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(diào)速范圍廣等優(yōu)點。并給電動機配一個手輪，由于間

48、歇機構在運動之前由于人為等因素，有可能造成機構出現(xiàn)“卡死”等現(xiàn)象，給電動機配一個手輪，可以手動調(diào)節(jié)機構的轉(zhuǎn)位，在運動之前將機構調(diào)整到正確的位置。電機主要技術參數(shù)如下：勵磁電壓：220v控制電壓：220v轉(zhuǎn)矩（g.cm）4900轉(zhuǎn)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-2540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80100次每分。3.3減速器的選擇根據(jù)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。圖（3-3

49、）wpa-40渦輪蝸桿減速器3.4旋轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(zhuǎn)編碼器。旋轉(zhuǎn)編碼器就

50、是用來測量物體轉(zhuǎn)速的裝置，光電式的旋轉(zhuǎn)編碼器經(jīng)過光電轉(zhuǎn)換，能輸出角位移、角速度等等的把機械量轉(zhuǎn)換成一定的電脈沖來數(shù)字量輸出。旋轉(zhuǎn)編碼器常用的有增量式和絕對式兩種，增量式旋轉(zhuǎn)編碼器通過內(nèi)部兩個光敏接受管轉(zhuǎn)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(shù)字電路特別是單片機后，增量式旋轉(zhuǎn)編碼器在角度測量和角速度測量較絕度式旋轉(zhuǎn)編碼器更具有廉價和簡易的優(yōu)勢。根據(jù)本試驗臺的測量要求，選擇歐姆龍e6b2-c型號的增量式旋轉(zhuǎn)編碼器，分辨率為1000脈沖/轉(zhuǎn)。圖（3-4）e6b2-cwz6c3.5 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(shù)分別為24與32，初設

51、中心距為a0=175.節(jié)圓直徑為(mm)(mm)帶長為取標準帶長為lp=500mm，則實際中心距為(mm)5m同步帶的幾何尺寸圖（3-5）同步帶尺寸節(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

52、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(zhuǎn)動慣量求出，為（3-1）根據(jù)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(zhuǎn)動期的功率=15.7（w）考慮軸上還有摩擦，以及軸的轉(zhuǎn)動，取軸傳遞的功率為30w，轉(zhuǎn)動時的平均轉(zhuǎn)速為7.6*60=456rpm,考慮45號鋼的抗扭系數(shù)a0值的范圍為126103，可由公式（3-2）p軸傳遞的功率，kw；n軸的轉(zhuǎn)速，r/min；算得d5.1mm，又因為軸上有兩個鍵槽，需增大軸徑10%15%，所以d5.85mm,因

53、此設計最小軸徑為8mm處于安全范圍內(nèi)。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(zhuǎn)速為60r/min，從動軸所得結果如下所示：圖（3-7）槽輪轉(zhuǎn)角的變化由圖可知，在主動軸轉(zhuǎn)過一周的角度時，槽輪轉(zhuǎn)過90，當主動軸轉(zhuǎn)過4周后，槽輪剛好轉(zhuǎn)過360。圖（3-8）槽輪速度的變化由圖可知，在每一次的轉(zhuǎn)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(chǎn)生推力，使槽輪加速運動，再運動過半之后，圓銷對槽輪產(chǎn)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(chǎn)生較大噪音。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(zhuǎn)速改為6r/min，可得到槽輪的加速度圖為圖（3-10）轉(zhuǎn)速為6r/min時槽輪的加速度由圖可知，當主動軸轉(zhuǎn)速變?yōu)樵瓉淼?/10時