振动攻丝机的毕业设计论文.pdf

南京工程学院毕业设计说明书（论文） 1 南 京 工 程 学 院 毕业设计说明书(论文) 作者：胡 秀 美学号：Z03902127Z03902127 系部：机机 械械 工工 程程 系系 专业：机械设计制造及其自动化机械设计制造及其自动化( (机械电子机械电子) ) 题目：内凸轮齿轮式低频振动挤压攻丝机内凸轮齿轮式低频振动挤压攻丝机 指导者：张 杰 (教授) 评阅者： 2007年6 月南 京 南京工程学院毕业设计说明书（论文） 2 毕 业 设 计 说 明 书 （ 论 文 ） 中 文 摘 要毕 业 设 计 说 明 书 （ 论 文 ） 中 文 摘 要 摘要 科学技术的进步促进了新、 难加工材料的应用,在难加工材料上加工小深孔内 螺纹是生产中的难题,而且螺纹加工一般安排在零件加工的最后几道工序,用传统 方法在难加工材料上攻丝,极易引起丝锥折断,造成零件报废,从而延误工期并造 成很大的经济损失.因此解决难加工材料小深孔螺纹的加工是当务之急.作者介绍 了一种新型内凸轮齿轮组合机构的振动挤压攻丝机,并分析了传统振动攻丝机的 优缺点.振动攻丝工艺是指在刀具或工件上附加一个有规律的振动,使传统攻丝方 法的连续切削过程变成间断、瞬间和重复的脉动切削过程,以达到降低攻丝扭矩、 提高刀具寿命和提高螺纹精度的目的.针对现有振动攻丝机存在的缺点,作者提出 了一种新型的机械式周向振动主轴激振驱动器,将 NGW 周转轮系经过型转化综合 成两自由度的内凸轮齿轮组合机构,有效地实现了周向振动钻床所需求 )sin( 0 at A 输出运动规律.解决了周向振动钻床主轴激振驱动器设计的技 术关键,为 Z 向振动切削加工理论应用于孔类表面加工,提供了设备技术保障.简 要回顾了振动切削的主要发展过程,综述了国内在振动切削数学模型、 试验与实用 系统和本质与机理等方面的研究与发展,同时展望了振动切削理论研究及应用技 术的发展趋势. 关键词组合机构凸轮机构齿轮机构激振器低频振动振动攻丝 南京工程学院毕业设计说明书（论文） 3 毕 业 设 计 说 明 书 （ 论 文 ） 外 文 摘 要毕 业 设 计 说 明 书 （ 论 文 ） 外 文 摘 要 LowLow frequencyfrequency vibration-tappingvibration-tapping MachineMachine AbstractAbstract As a kind of new technology of machining internal thread ,vibratory tapping plays an important role in machining internal thread which is characterized by small diameter ,big depth or difficult-to-machining .Repeated cutting timesisanimportantcuttingparameterofvibratory tapping .Therefore ,it is necessary to study it. Firstly, this paper simply introduces repeated cutting times. Secondly, the reason why repeated cutting causes decrease in tapping torque was analyzed .At last, based on the experimental results, a formula between average tapping torque and repeated cutting times was built .Using this formula, repeated cutting times was optimized .This kind of method can be used to instruct the choice of repeated cutting times . KeywordsKeywords : : Vibratory tapping ,Repeated cutting times ,Torque 南京工程学院毕业设计说明书（论文） 4 前言 毕业设计是对大四学生在校学习期间专业考核的重要环节，通过系统的运用基础 知识、基本技能以及设计能力、逻辑分析能力、调查研究、查阅文献、收集资料、撰 写论文等各方面能力进行的综合设计的过程，将所学习的理论知识和现实设计生产做 了初步尝试性结合。毕业设计的重要性还在于锻炼了我们的设计思维能力；拓宽了我 们的知识视野；形成了脚踏实地、敢于攻坚的顽强精神；养成了虚心好学、团队协作 的优良作风。 本毕业设计的主要特点有： 1机构创新 该新型挤压攻丝机构采用了内凸轮齿轮组合机构，凸轮副的压力角小，机构动力 传递性好。内凸轮廓线光滑连续且具周行性，理论廓线方程通式以显函数的形式给出， 易于数控加工编程。 2振动挤压技术 采用振动切削，振动切削不同于常规的切削加工刀具挤压工件，使工件产生 塑性变形，振动切削在一个周期内切削长度小，刀具切削工件的瞬时速度较高，切削 时间短，刀具与工件间断分离，切削液能进入切削区，切削温度降低，破坏了积屑瘤 和鳞刺的产生，即便产生积屑瘤也难以附在刀具上。大大提高了被加工件的尺寸精度 和表明质量，同时也提高了丝锥的使用寿命。 本毕业设计是在我的导师张杰教授的精心指导下完成的， 导师的严谨治学的态度、 渊博的知识、无私的奉献精神使我深受启迪。从尊敬的导师身上，我不仅学到了扎实、 宽广的专业知识，也学到了许多做人的道理。在此我要向我的导师致以最衷心的感谢 和深深的敬意！ 在多年的学习生活中，还得到了许多学院领导、系领导和老师的热情关心和帮助， 在此表示由衷的谢意！ 限于设计者水平和时间的仓促，设计中缺点和错误在所难免，恳请广大读者不吝 批评指正。 设计者：胡秀美 2007 年 6 月于南京 南京工程学院毕业设计说明书（论文） 5 目目录录 绪论绪论 1 引言 2 本设计研究的对象及内容 3 振动切削本质与机理的研究 4 振动切削加工技术的发展趋势 第一章第一章 螺孔振动攻丝方案及其运动关系分析螺孔振动攻丝方案及其运动关系分析 1.概述 2.振动攻丝的原理及特点 3.方案分析 4.振动攻丝运动分析 第二章第二章 内凸轮齿轮组合机构的原理与尺度综合内凸轮齿轮组合机构的原理与尺度综合 1.传动原理分析 2.凸轮机构综合 3.小结 第三章第三章 内凸轮廓形的设计与计算内凸轮廓形的设计与计算 1.机架、连杆的尺寸设计计算 2.内凸轮廓线方程的设计计算 3.内凸轮廓线的绘制 第四章第四章 齿轮及其连杆的相关设计与计算齿轮及其连杆的相关设计与计算 1.齿轮的相关计算 2.销与连杆的选择 3.花键的选择 第五章第五章 机械式周向振动主轴激振驱动器的原理与结构机械式周向振动主轴激振驱动器的原理与结构 1.概述 2.传动原理分析 3.机构分析 第六章第六章 内凸轮齿轮式主轴激振器的原理与机构内凸轮齿轮式主轴激振器的原理与机构 1.概述 南京工程学院毕业设计说明书（论文） 6 2.传动原理分析 3.机构分析 第七章第七章 同步带的设计与计算同步带的设计与计算 第八章第八章 结论结论 主要参考文献 附录 1 标准件目录表 附录 2 非标准件目录表 附录 3 英文资料 附录 4 英文资料翻译 南京工程学院毕业设计说明书（论文） 7 a.工件不动，丝锥既回转又振动；b.工件回转，丝锥振动； c.工件振动，丝锥回转；d.工件既回转又振动，丝锥不动 图图 1 1振动攻丝的振动攻丝的 4 4 种形式种形式 Fig.1Four kinds of form of vibration tapping 绪绪论论 1 1 引言引言 随着市场竞争日趋激烈，机械产品对质量的要求越来越高，相应地对螺纹也提出 更高的要求.同时新材料不断涌现，也使传统的螺纹加工方法很难满足要求.这就产生 了新型的螺纹加工方法即振动攻丝.振动切削作为新兴的特种加工技术,引起国内外专 家学者的广泛兴趣和极大关注并积极开展研究.最早对振动切削进行比较系统研究、可 以称为振动切削理论与应用技术奠基人的当属日本学者隈部淳.伊郎.他在 50-60 年代 发表了许多振动切削研究论文,系统地提出了振动切削理论,并且成功地实现了振动车 削、磨削、光整加工以及振动拉管等均已达到实用阶段.前苏联、德国和英国在此期间 也先后开展了振动切削研究,发表了一系列研究成果,并积极在生产中推广应用. 我国的振动切削研究起步稍晚,继我国第一台”CZQ-250A 型超声波振动切削系 统”问世之后,许多大专院校、科研院所和工厂都开展了对振动切削的研究,取得了许 多重要成果,研究的内容从振动切削实验研究,到实际工艺运用研究;从振动切削实验 系统设计到对振动切削机理与本质的研究都达到了比较广泛和比较深入的程度. 2 2 本设计研究的对象及内容本设计研究的对象及内容 （本设计的重点任务是设计钻床主轴箱内的激振器部件）。 随着制造业水平的不断提 高,振动切削越来越显示出其优 越性.周向振动切削加工理论应 用于孔加工时,如何使主轴实现 )sin( 0 at A 输出运动规 律就成了周向振动孔加工设备设 计的技术关键,国内外许多专家 做了大量的研究工作.现有的研 究成果表明,关于)sin( 0 at A 切削运动规律实现的基本思路是:在刀具与工件之 间实现匀速转动分量 0 与摆振分量)sin(at A 的合成. 本设计中的振动攻丝是在普通攻丝的基础上，叠加上一个沿螺旋方向振动的切削 方法.它把连续的切削运动变成断续的切削运动，将有限的能量集中为脉冲形式释放出 来，从而改善了攻丝的切削性能.按照振动与切削主运动的相对运动形式的不同，振动 攻丝可分为 4 种形式(图 1). 南京工程学院毕业设计说明书（论文） 8 方案分析 在上述 4 种形式中，b、c 和 d 工件都有运动，这就使得整个系统结构庞大，故不 宜采用.而对于 a 只有丝锥运动，因而可通过简单机构予以实现. 故本设计采用 a 方案. 本设计的内凸轮齿轮式主轴激振器的切削主运动为刀具转动刀具摆振.采用内凸 轮齿轮组合机构为传动原理,设计出来的回转振动挤压攻丝机,能实现对塑性较好的材 料进行振动挤压攻丝. 3 3 振动切削本质与机理的研究振动切削本质与机理的研究 振动切削不同于常规的切削加工,其工艺效果与常规切削加工亦有显著不同.为 了认识和掌握振动切削本质,更好地运用振动切削规律,人们对振动切削的机理进行了 一系列探索和研究. 山东工业大学张勤河等人通过对超声振动钻削加工陶瓷的研究,认为是静态负载 的接触力与冲击力同时作用在工件上.他们在试验研究中用扫描电镜观察陶瓷的加工 表面,得出金刚石刀具颗粒如同一个个小压头,在作用于工件表面瞬间产生裂纹与裂纹 的扩展.从无螺纹表面质量的主要因素,振动切削不同于常规切削刀具挤压工件,使 工件产生塑性变形,振动切削在一个周期内切削长度小,刀具切削工件的瞬时速度较高, 切削时间短,刀具与工件间断分离,切削液能进入切削区,切削温度降低,破坏了积屑瘤 和鳞刺的产生,即便产生积屑瘤也难以附在刀具上.刀具与切屑的分离作用是振动切削 最根本的特点,正是这一特点才使得刀尖每次能以极大的加速度冲击工件进行切削. 南京理工大学芮小健等人从切削过程分析着手,研究了振动切削过程中刀具与被 切削工件之间的力学作用规律,得出如下结论:1)刀具以冲击载荷作用于被切材料,其 动态应力波作用是改善切削效果的一个主要因素;2)振动切削中摩擦力降低是前刀面 和剪切面的内摩擦向外摩擦转换所致;3)振动切削中,前刀面正应力减小,对材料破坏 的断裂抑制作用减弱,利于切削;4)振动切削中,材料破坏过程与普通切削的挤压滑移 过程有区别,它由每次冲击都产生微细破坏而完成切削. 4 4 振动切削加工技术的发展趋势振动切削加工技术的发展趋势 随着传统加工技术和高新技术的发展,振动切削技术的应用日益广泛,振动切削研 究日趋深入,主要有一下几个方面: 4.14.1 研制和采用新的刀具材料研制和采用新的刀具材料 在现代产品中,钛合金、纯钨、镍基高温合金等难加工材料所占的比例越来越大, 对机械零件加工质量的要求越来越高.为了更好地发挥刀具的效能,除了选用合适的刀 南京工程学院毕业设计说明书（论文） 9 具几何参数外,在振动切削中,人们将更多的注意力转为对刀具材料的开发与使用上, 其中突然金刚石、人造金刚石和超细晶粒的硬质合金材料的研究和应用为主要方向. 4.24.2 拓宽振动切削加技术的应用范围拓宽振动切削加技术的应用范围 振动切削技术将主要应用于: 难加工金属材料; 非金属材料; 表面质量要求高,特别是对粗糙度要求严格的零件. 另外,在加工工艺方面,将从振动车削、振动钻削、攻丝等扩展到珩磨、抛光、刨 削、拉削和研磨等. 4.34.3 研制和采用高效的振动切削系统研制和采用高效的振动切削系统 现有的试验及实用振动切削加工系统在输出功率上尚不够大,因能耗高仍不是很 理想.因此,实用的大功率振动切削系统期待能早日问世.到目前为止,输出能量为 4KW 的振动切削系统已经研制出来并投产使用.在日本,超声振动切削装置通常可输出 1KW, 切削深度为 0.01-0.06mm. 4.44.4 高频振动切削高频振动切削 超声振动切削在今后一个时期内将继续成为振动切削的研究重点.近期的研究表 明,用超声波修整的砂轮能够降低磨削烧蚀的可能性,进而提高砂轮的使用寿命,显著 提高工件的表明质量.近几年来日本在现代加工中心和组合机床上配置了振动切削系 统,不仅实现切削刀具的振动,也实现工件的振动,从而形成了两个方向的超声振动加 工.用超声振动可成功地加工高硬、低塑性材料如陶瓷、玻璃等,用传统方式攻螺纹,易 造成加工表面裂纹,若用超声振动切削,不仅提高表面质量而且提高硬质合金的使用寿 命,而其它切削条件仍保持不变. 4.54.5 用于精密超精密切削加工用于精密超精密切削加工 采用低频振动切削可使工件的尺寸精度提高 1-2 级,几何形状精度提高 2-3 级,并 在一定程度上提高耐磨性和抗腐蚀性;而目前只有高频振动切削如超声振动切削才能 实现超精密切削.在振动珩加工中被加工工件的表面粗糙度可达 Ra0.02-0.04um.超声 振动挤压工艺将比传统的挤压加工提高表面质量1-2级;而超声振动研究.振幅为微米, 频率在千赫以上,不仅可以保证超精密加工的质量,而且可用更大的切削用量,可获得 较高的生产率. 4.64.6 对振动切削机理的深入研究对振动切削机理的深入研究 南京工程学院毕业设计说明书（论文） 10 当前和今后一个时期对振动切削机理的研究将主要集中在振动切削状态下工件上 多余金属是如何与工件相分离并形成屑的,与传统切削方法有所不同;振动切削中刀具 与工件相互作用的力学分析;振动切削机理的微观研究及数学描述;效率更高的试验及 实用振动切削系统. 南京工程学院毕业设计说明书（论文） 11 a.工件不动，丝锥既回转又振动；b.工件回转，丝锥振动； c.工件振动，丝锥回转；d.工件既回转又振动，丝锥不动 图图 1 1振动攻丝的振动攻丝的 4 4 种形式种形式 Fig.1Four kinds of form of vibration tapping 第一章第一章螺孔振动攻丝的方案及其运动分析螺孔振动攻丝的方案及其运动分析 1.概述 随着市场竞争日趋激烈，机械产品对质量的要求越来越高，相应地对螺纹也提出更 高的要求.同时新材料不断涌现，也使传统的螺纹加工方法很难满足要求.这就产生了 新型的螺纹加工方法即振动攻 丝. 2.振动攻丝的原理及特点 振动攻丝是在普通攻丝的基础 上，叠加上一个沿螺旋方向振动 的切削方法.它把连续的切削运 动变成断续的切削运动，将有限 的能量集中为脉冲形式释放出 来， 从而改善了攻丝的切削性能. 按照振动与切削主运动的相对运 动形式的不同，振动攻丝可分为 4 种形式(图 1). 上述 4 种形式中， a 和 d 只有丝锥或工件运动， 因此不存在所谓的振动攻丝临界切 削速度（振动攻丝临界切削速度 v=2af，a振幅，f振动频率）问题（隈部淳郎， 1979）.而 b 和 c 因丝锥和工件二者均有运动，故存在临界切削速度. 3.方案分析 在上述 4 种形式中，b、c 和 d 工件都有运动，这就使得整个系统结构庞大，故不 宜采用.而对于 a 只有丝锥运动，因而可通过简单机构予以实现. 3.1方案的类型 3.1.1切削主动力源和振源合一本方案只以 1 个步进电机为动力源,通过控制微机 输出有规律的脉冲序列，经功率驱动后输入电机，使其做进多退少的运动,再通过丝杆 螺母副（下文简称靠模）的作用，将旋转运动变成螺旋运动，并把沿圆周方向振动 转化为沿螺旋方向振动，从而实现振动攻丝（姜大志，1998）.此方案以功率步进电机 为驱动源，把切削主动力源和振源合为一体，从而使系统结构简单、运动精度高且便 于控制.但是其切削功率因受到步进电机最大功率的限制，一般只用作小孔加工. 3.1.2切削主动力源和振源分离此方案必须使用 2 个电机，通常 1 个为普通电机， 另 1 个为步进电机.二者分别做旋转运动和振动，然后通过一定的机械机构（行星轮机 构）进行合成，再经靠模作用，就得到振动攻丝所需的运动(尹韶辉，1992；伍世虔， 1989).这一方案将切削主动力源和振源分开,综合利用了普通电机具有较大的功率和 南京工程学院毕业设计说明书（论文） 12 步进电机易于控制的特点.因此它可用于较大螺孔的振动攻丝场合,但因其使用了中间 合成机构，使得系统结构庞大，运动精度降低. 3.2方案特点 上述 2 种方案中都有一个共同的特点：为了将圆周方向的振动转换为螺旋方向的 振动，使用靠模机构.这就给系统带来了以下 3 个不良的影响： （1）在攻制不同螺距的 螺纹时，必需同时更换丝锥和靠模； （2）由于靠模内螺纹副的相互摩擦，不但消耗系 统一部分能量，而且因摩檫发热还会影响系统的工作精度； （3）因增加了这一高精度 的靠模机构，使得整个系统的制造成本增加. 3.3本实验方案的确立 由分析可知在上述两方案中使用靠模，其作用有： （1）转换振动方向； （2）在攻丝 开始时给丝锥施加一定的预压力以便导入.而实际上，当丝锥的切削部分切入工件后， 工件内就有部分螺纹形成.那么这一刚形成的具有未成型牙或成型牙的内螺纹与丝锥 的后半部分相互作用，就相当于上述两方案中靠模内的丝杆与螺母.因而可得到这样的 结论：省掉攻丝靠模，让丝锥自导，同样也可以满足转换振动方向的要求.但是这一系 统在丝锥切入的初期，外界必须施加以一定的预压力，以便丝锥导入（本设计采用手 工预压的方法）. 基于上面分析，考虑到本设计的实际情况(攻制 M16 螺纹),我们研制出了一种新型 的振动攻丝实验系统,其特征是振动源和主切削运动均有一个步进电机直接驱动机床 主轴完成,主轴系统由扭转传动机构、周向间隙消除机构和主轴的支撑机构等组成.采 用一种内凸轮齿轮式主轴激振器该主轴激振驱动器不仅能够使机床主轴实现 0 与 )sin(ta A 合成运动规律输出，且由 于凸轮副压力角较小而增强了驱动器 的动力传递能力， 有效地解决了周向振 动钻床主轴激振驱动器设计的技术难 点， 为周向振动钻床的产业化推广提供 了技术保障。 4振动攻丝运动分析 为了满足振动攻丝要求， 步进电机必须做进多退少的运动， 现将运动沿圆周方向展 开，就可得如图 3 的运动模型. 假设以 O 点为零点开始启动电机， 电机从 O 点正转前进 mq步(时间为 T1)到达 A 点， 然后反转后退 mn步(时间为 T2) 到达 B 点； 又由 B 点再正转 mq步到达 C 点， 如此循环下 去，直到加工完毕. 图图 3 3步进电机的运动模型步进电机的运动模型 Fig.3Movement model of stepping motor 南京工程学院毕业设计说明书（论文） 13 现以丝锥中径上的某一点进行运动分析，假设振动攻丝周期为 T（T=T1+T2） ，则在 一个周期内该点的位移 x(t)为： 式中：k=b . .m p . .d o/2；b步进电机步距角；mp步进电机脉冲频率；do丝锥中 径. 其波形图如图 4. 将上述周期性振动，利用傅立叶级数展开可得 x(t)的频谱为： x(t)=(k/2T)(2T 2 1-T 2)+2k/w 2cos(nwT1/2-arctg1/n) . .sin nw(t-T 1/2)-tc/T . .sin nw(t c-T1) 由 x(t)的频谱可知，施加给丝锥的外激励 x(t)，它具有直流分量和交流分量两部 分.其直流分量相当于给丝锥提供匀速运动的量，显然它直接影响振动攻丝生产率.而 其交流分量则是由一系列简谐振动的合成.根据 简谐振动合成的周期性条件（屈维德,1992） 其 结果仍然保持周期性.通过上面的频谱分析， 可知 丝锥进多退少的运动是由匀速旋转运动和有规律 振动的叠加.这就从理论上证明了“进多退少” 这一种运动方式，能够满足振动攻丝的要求.因 此，只要通过合理地选择振动攻丝的工艺参数， 就可以获得最佳振动攻丝效果. 由上述分析可知 x(t)的直流分量，直接影响 振动攻丝的生产率，所以为了使振动攻丝具有一 定的生产实际意义，则就要求其直流分量 (k/2T)(2T 2 1-T 2)0 即可得： k . .T/2. .(2(T 1/T) 2-1)0 k . .T/20 2(T1/T) 2-10 即可得：T1/T0.71 又因为振动攻丝有效切削时间 tc=T1-(T-T1) 就有 tc/T0.42 由上面分析可知， 当且仅当 tc/T0.42 时， 其直流分量才大于零.因此振动攻丝实 验在选取工艺参数时，必须要使相对净切削时间比大于 0.42 才具有实际生产意义. 图图 4 4步进电机波形图步进电机波形图 Fig.4Wave shape of stepping motor 南京工程学院毕业设计说明书（论文） 15 第二章第二章内凸轮齿轮组合机构的原理与尺度综合内凸轮齿轮组合机构的原理与尺度综合 图 1 所示为内凸轮齿轮组合机构简图,该机构主要由内凸轮 1,凸轮摆杆 3,系 杆 4 和太阳轮 5 等组成。其内凸轮的廓形具有多峰谷和中心对称的特点；两个 对称布置的凸轮摆杆 3 能够使机构实现功率分流传递；同一凸轮摆杆 3 上的两 个凸轮滚子 2 同时与内凸轮 1 接触形成几何封闭，以满足凸轮摆杆 3 正反向驱 动的要求。当分别给内凸轮 1 和系杆 4 输入匀速运动 1 、 H 时，组合机构的输 出运动规律为匀速转动与周向摆振的复合运动。 1 1传动原理分析传动原理分析 1.11.1 自由度自由度 图 2 为内凸轮齿轮组合机构的传动原理图。该机构属平面机构，其活动构 件数 n4，低副数 L p 4 ，高副数 H p2，故其自由度： F3n2 L p H p3 x 4- 2 x 4- 2= 2(1) 可见该内凸轮齿轮组合机构为两自由度机构 1.21.2 主从动构件分析主从动构件分析 由图 2 分析可知，由于内凸轮副的存在，运动和动力的合理传动路线有两 南京工程学院毕业设计说明书（论文） 16 条，如图 3 所示。那么，主从动件的配置方案亦有两个：一个是以内凸轮 1 和 系杆 4 为主动构件，以太阳轮 5 为从动构件；另一个是以内凸轮 1 和太阳轮 5 为主动构件，以系杆 4 为从动构件。本文以第一个方案为例分析。 1.31.3 传动原理传动原理 设内凸轮 1 和系杆 4 为主动件，并分别输入一个匀速转动 1 、 H ，此时凸 轮摆杆 3 在绕 G 点摆振的同时还绕 O 点作公转运动。因此，该内凸轮齿轮组 合机构具有 NGW 周转轮系的特性。为了便于分析，给机构附加一个“- H ”匀 速转动， 则机构转化为滚子摆杆从动件内凸轮机构与齿轮机构的串联组合机构。 设串联组合机构中内凸轮 1 的转速为 H 1 ，则 H 1 可以表示为： H 1 H 1 （2） 约定内凸轮廓线上一个升降周期为凸轮的一个峰谷，并设内凸轮的峰谷数 为N，则凸轮摆杆 3 的摆动频率（每秒往复次数）f为： f=2/)(2/ 11 NN H H （3） 设凸轮副的传动比为 H ti i )(13 （ i t为凸轮副的结构参数） ， 齿轮副的传动比为 H zi i )(35 （ i z为齿轮的齿数） ， 则串联组合机构输出构件太阳轮 5 的角速度 H 5 可表示为： H 5 = HH t a cH z H t H iii i z z ii 1)(13)(35)(131 （4） 当凸轮机构的传动比 H ti i )(13 所决定的摆杆 3 的运动规律为简谐振动， 且角速度 的振幅为 A ， 则原组合机构输出构件太阳轮 5 的绝对角速度 5 即就是机构的输 出角速度就可以表示为： 5 = H A a c z z )(taSin（5） 式中： A 是凸轮副的结构参数 i t和运动参数 1 、 H 的函数；a是凸轮摆杆 3 的振动圆频率。 )(2 1H faN（6） 综上，该内凸轮齿轮组合机构属两自由度平面机构，具有 NGW 周转轮系 的运动特性。当给主动构件内凸轮 1 和系杆 4 分别输入一个匀速转动，则机构 的输出运动规律为匀速转动与周向摆振的复合运动。 南京工程学院毕业设计说明书（论文） 17 图图 3 3传传 动动 路路 线线 图图 2 凸轮机构综合凸轮机构综合 2.12.1 凸轮平衡圆半径与构件长度的关系 如图（4）所示 南京工程学院毕业设计说明书（论文） 18 定义：以凸轮转动中心 O 为圆心，以hrr ba 为半径的圆为凸轮的平衡 圆。 设凸轮摆杆 3 的半臂长度为 BG L、 GB L （BG L GB L ） ， 构件角2GBB机 架长度为 OG L，凸轮摆杆 3 的角位移振幅为 A 。凸轮摆杆 3 上的两个凸轮滚子 2 分布在平衡圆周上时，所形成的圆心角2O 00 BB，那么构件长度与凸轮 南京工程学院毕业设计说明书（论文） 19 平衡圆的关系可描述为： sin/sinsin/ 0aGBBG rCBLL )tan/sin(costan/ 0 aOG rCBOCCGOCL （7） 由图（b）易得凸轮的极半径差： )cos(2) 22 2 ABGOGBGOGa llllhr（ 1 )cos(2)( 22 2 ABGOGBGOGa llllhr 2 由 12得 2h= AaA a BGOG r r ll sin tan sin2 )2sin(sinsin2 2 2.22.2 凸轮峰谷数凸轮峰谷数 N N 的确定的确定 由于内凸轮廓线具有轴对称和中心对称的要求，故峰（谷）数 N 必为偶数。 又由于内凸轮廓线与摆杆 4 及其上安装的两个凸轮滚子具有几何封闭的要求， 所以在凸轮理论廓线上B B 之间的峰 （谷） 数只能为5 . 0n（n0、 1、 2、 3 ） 。 考虑到机构的整体布局，设平衡圆上B B 曲线弧所对的圆心角为四分之一圆周 角即 90，则内凸轮廓线的峰（谷）数 N 可表示为： 24 nNn0、1、2、3 （8） 2.3 凸轮廓线设计 由图 4 知，B 点和 B点的坐标可分别表示为： )sin()sin( )cos()cos( 0 0 BCOCB BCOCB LLEBODy LLECDCx （9a） )sin()sin( )cos()cos( 0 0 CB OC B CB OC B LLFBODy LLCFDCx （10a） 将式（1）分别代入上式，并令LLLL CB BCOC ，则有： )cos()sin( )sin()cos( Ly Lx B B （9b） )cos()sin( )sin()cos( Ly Lx B B （10b） 南京工程学院毕业设计说明书（论文） 20 写成极坐标表达式，并将式（7）代入后得： )cos(sincos)sin( )sin(sinsin)sin( tan )cos()sin(sin2sin)(sin sin 3 3 3 22 H H B H a B r r （9） )cos(sincos)sin( )sin(sinsin)sin( tan )cos()sin(sin2sin)(sin sin 3 3 3 22 H H B H a B r r （10） 式中： H 3 。为参变量， 其取值范围为02； H 3 为凸轮摆杆 3 的摆 动角位移。 公式（9）和公式（10）分别为凸轮滚子 B 和 B的理论廓线方程。可以证明： 当 )( 为光滑 （高阶） 可导的周期函数， 且在的取值区间2 , 0内为整周期时， 公式（9）和公式（10）所表示的内凸轮理论廓线必为光滑的封闭曲线。 进一步分析表明： 当 53 A 时， 式 （9） 中的 B 近似等于、 式 （10） 中的 B 近似等于，那么用下式作为 B 点和 B 点的共用理论廓线方程其 误差很小。 20 )()(2)( )( )( 22 CosSinSinSinSin Sin r r a 2.4 确定齿轮齿数 与 NGW 周转轮系相类似，齿轮齿数 i Z， H Z应满足同心条件、安装条件和邻 接条件。推荐凸轮摆杆 3 与其上的扇形齿轮按图 5 所示确定相位关系。 南京工程学院毕业设计说明书（论文） 21 图 5 凸轮摆杆的结构 1 同心条件 为了保证齿轮副正确啮合，齿轮副中心距应等于凸轮副机架长度，即： OG Hc Lm ZZ y ) 2 （ 式中：y齿轮副中心距变动系数 m齿轮模数 2 安装条件 为了保证凸轮摆杆 3 均匀地安装在太阳轮周围，太阳轮的齿数 H Z应等于其 周围安装的凸轮摆杆 3 个数的倍数。 k k z 3 2 H 个凸轮摆杆 个凸轮摆杆 3 2 3 邻接条件 确定凸轮摆杆 3 的个数时， 应保证相邻两个凸轮摆杆 3 上安装的凸轮滚子 2 之间不碰撞。 3.3.小结：小结： 上述介绍了内凸轮齿轮组合机构的原理，建立了内凸轮平衡圆的概念，给 出了内凸轮齿轮组合机构的尺度综合方法。 该组合机构在周向振动孔加工设备、 振动压力加工设备等方面有着广泛的应用前景。应用该方法所综合的内凸轮齿 轮组合机构具有如 下特点： (1)内凸轮 1 与凸轮摆杆 3 上对称安装的两个凸轮滚子 2 同时接触， 形成几 何封闭 南京工程学院毕业设计说明书（论文） 22 (2)多个凸轮摆杆 3 均布在太阳轮 5 的周围，实现功率分流传递。 (3)当凸轮摆杆 3 的个数等于 2 时， 内凸轮的峰谷数 N 的取值序列为： 2、 6、 10、14、; 当凸轮摆杆 3 的个数等于 3 时，内凸轮的峰谷数 N 的取值序列为： 3、9、15、。 (4)机构能实现的输出运动规律是匀速转动与周向摆振的复合运动,摆振运 动规律函数具有两个特点: 1光滑可导和周期性,2摆振圆频率与内凸轮 1 相对 于系杆 4 的转动角速度之比值等于凸轮的峰谷数. (5)内凸轮齿轮组合机构中凸轮副的压力角小,机构动力传递性好. (6)内凸轮廓线光滑连续且具周行性,理论廓线方程通式以显函数的形式给 出,易于数控加工编程. 南京工程学院毕业设计说明书（论文） 23 第三章第三章内凸轮廓形的设计与计算内凸轮廓形的设计与计算 原始数据： 1 主轴回转振动规律)sin( 0 atnnn A ，名义转速（匀速分量） rpmn50045 0 无级可调 最大摆振角度3.6 2 主要技术参数：最大攻丝直径：M16;主轴行程：120mm 振动频率 150-300Hz可调 初选数据： 取凸轮的理想基圆半径 a r=50mm滚子半径 0 R10mm 齿轮模数m2，初定 1 Z18 2 Z26 两对称滚子的夹角2= 90即 45 凸轮的转动角速度100(rad/s) 摆杆的运动规律为)cos( 25 25 8 . 1)cos(8 . 1)cos( 1 2 33 Z Z t H A H 3 -0 ，f=50Hz 1.1. 确定机架与摆杆的尺寸确定机架与摆杆的尺寸 OC L BC L= CB L L= a r 2 2 2 2 x5036mm 由 100 600 a 6 知 ，当 凸轮转动一周时，摆杆 4 振动 6 个整周期，其与 公 式 给出 峰 （ 谷 ）数 序 列 中的6相 等 。故 将 25 25 8 . 18 . 1)sin( 1 2 33 Z Z t H A H 代 人 公 式 )cos(sincos)sin( )sin(sinsin)sin( tan )cos()sin(sin2sin)(sin sin 3 3 3 22 H H B H a B r r (1) 经多次画图分析，初选取 66代入（1）式得 3 0 )(6cos 18 26 66cos()6645sin(45sin245sin)6645(sin 66sin 50 22 B r (2) 南京工程学院毕业设计说明书（论文） 24 BC L OC L a r 2 2 ctgLrLL BCaCGOC 2 2 LOG a r 2 2 )ctg(150 2 2 )66ctg(1 51.089 mm 画图分析， OG L51.089 mm 出现干涉，干渉量 0.1443mm 所以取 OG L50mm 2.2.内凸轮廓线方程的设计计算内凸轮廓线方程的设计计算 把 OG L50mm 代人上式ctgLrLL BCaCGOC 2 2 LOG中，反推得 4142. 0 50 2 2 50 2 2 50 2 2 BC aOG L rL ctg 5 .67 齿轮的中心距：a= OG L=50mm a= 2 )( 21 ZZm 21 ZZ =50mm 经图形分析，由公式（2）的结果数值画出的图形出现干涉，说明以上初选的齿 轮齿数 不当，重新选取齿轮齿数 取 1 Z25mm 2 Z25mm 把 45 5 .67 1 Z25mm 2 Z25mm 3 0 )cos( 25 25 8 . 1)cos(8 . 1)cos( 1 2 33 Z Z t H A H 代人公式（1）得： )cos()sin(sin2sin)(sin sin 3 22 H a B r r 南京工程学院毕业设计说明书（论文） 25 )6cos( 25 25 8 . 15 .67cos()5 .6745sin(45sin245sin)5 .6745(sin 5 .67sin 50 22 54.1242)6cos(8 . 15 .67cos(3063. 13535. 1 3 -0 3) )cos(sincos)sin( )sin(sinsin)sin( tan 3 3 H H B B = )cos 25 25 8 . 15 .67cos(45sincos)5 .6745sin( )cos 25 25 8 . 15 .67sin(45sinsin)5 .6745sin( 1 tg（4） )cos8 . 15 .67cos(707. 0cos9293. 0 )cos8 . 15 .67sin(707. 0sin9239. 0 1 tg 公式（3） ， （4）为凸轮滚子中心 B 点的理论廓线方程 3 3内凸轮廓线的绘制内凸轮廓线的绘制 根据 B 点的轨迹方程 用 CAXA 绘图软件画出内凸轮的理论轮廓线如下图 （a） 所示： 南京工程学院毕业设计说明书（论文） 26 （a） 理论廓线偏离一个滚子半径 即得内凸轮的实际轮廓廓线如下图（b） ： （b） 南京工程学院毕业设计说明书（论文） 27 第四章第四章齿轮及其连杆的相关设计与计算齿轮及其连杆的相关设计与计算 1齿轮的相关计算 齿轮为标准齿轮 压力角 20 模数m2 齿数 1 Z25mm 2 Z25mm 分度圆直径：mmZmdd50252 121 基圆直径 ：mmddd bb 4720cos50cos 121 齿根圆直径：mmZmdd ff 45)5 . 225(2)5 . 2( 121 齿轮安装在内凸轮里面故其机构尺寸受内凸轮廓线的限制， 故其尺寸不宜过大， 在本设计中齿轮 1 安装在花键套上与花键套制造连为一体，齿轮 2 制造在摆杆 上，两齿轮的啮合是在一定角度范围内摆动啮合，故齿数过多话不但不起作用 而且使机构笨重还增加加工的难度，既浪费时间又耗费金钱。经图形分析，花 键套上对称分布 6 个齿一边 3 个，连杆上做 2 个齿，根本上述齿轮的参数 画出 齿轮的齿形，如下图（a）所示： 南京工程学院毕业设计说明书（论文） 28 （a） 2在图（a）中根据结构分析确定： 销子的直径 d12 mm 连杆的最小轮廓宽度 L10 mm 连杆上安装的滚子直径d20mm 3花键的选择 据分析选用花键的尺寸为BDdN628216 根据花键的尺寸确定与其相配合的轴承： 轴承型号为 7000108,96840BDd如下图（b）所示 南京工程学院毕业设计说明书（论文） 29 南京工程学院毕业设计说明书（论文） 30 第五章第五章 机械式周向振动主轴激振器的原理与结构机械式周向振动主轴激振器的原理与结构 1 1 概述概述 周向振动切削加工理论应用于孔类表面加工时，实现= 0 + A Sin(at)的 主轴运动规律是周向振动孔加工设备设计的技术关键。国内外许多研究者在周 向振动孔加工设备（或装置）研究方面做了大量的工作。现有研究成果 = 0 + A Sin(at)切削运动规律的基本思路是：在机床主轴与工件之间实现匀 速运动分量 0 与振动运动分量 A Sin(at)的合成。其实现方法有两种：第一种 方法是给钻床主轴施加一个匀速运动分量 0 ，在钻床工作台上安装一个主轴激 振器，带动工件实现周向振动运动分量 A Sin(at)。第二种方法是在车床类设 备上进行孔加工，让工件随车床主轴一起旋转实现匀速运动分量 0 ，在车床尾 座（或刀架）上安装一个激振器，带动刀具实现振动分量 A Sin(at)。第一种 方法由于工件随激振器一起振动，因而振动质量系的转动惯量和惯性力矩均较 大，故振动频率不会太高（100 Z H） 1 。第二种方法是基于车床实现的，故 其仅适宜于回转体类工件上的孔加工。本文介绍的专利技术周向振动钻床主轴 激振器能够使钻床主轴实现= 0 + A Sin(at)合成运动规律输出，解决了周向 振动钻床主轴激振器设计的技术关键，为周向振动切削加工理论应用于孔类表 面加工提供了设备技术保证。 2 2 传动原理分析传动原理分析 周向振动钻床主轴激振器的传动原理如图 1 所示。 其传动机构是由滚子摆 杆从动件内凸轮机构与平面四杆机构构成的一个内凸轮连杆组合机构。该平面 机构的活动构件数5n，低副数6 L P，高副数1 h P，故其自由度F为 2 223 hL PPnF 可见，该凸轮连杆组合机构为两自由度机构。 分别取内凸轮 1 和系杆 5 为主动构件， 并给其输入匀速转动 1 、 H 。由于摆 杆 4 与系杆 5 铰接,当凸轮 1 的转动速度 1 =0，系杆 5 以角速度 H 匀速转动时， 摆杆 4 除了绕 C 点摆动以外， 同时还绕 O 点公转。因此，该凸轮连杆组合机构具 南京工程学院毕业设计说明书（论文） 31 有周转轮系的特性。为便于分析，给机构附加一个“- H ”匀速转动，则机构 转化为滚子摆杆从动构件内凸轮机构与四杆机构的串联组合机构。 设串联组合机构中内凸轮 1 的转速为 H 1 。则 H 1 可表示为： H 1 = H 1 （2） 设内凸轮的峰（谷）数为 N，则摆杆 4 的摆动频率（每秒往复次数）f为： f=（ H 1 ）N /（2） （3） 式中：f的单位为 Z H； 设凸轮副的传动比为 )(14 it i（ i t为凸轮副的结构参数） 、四杆机构 CBAOC 的传 动比为 )(46 il i（ i l为四杆机构的结构参数） ，则串联组合机构输出构件转臂 6 角速 度 H 6 为： H 6 = H 1 )(14 it i )(46 il i （4） 当取四杆机构的传动比 )(46 il i=1（即四杆机构为平行四边形机构） 、凸轮副的 传动比 )(14 it i所决定的摆杆 4 运动规律为简谐振动，且角速度的振幅为 A ，则原 组合机构输出构件转臂 6 的绝对角速度 6 即机构的输出角速度就可表示为： =