（机械设计及理论专业论文）双环式行星分度凸轮机构的设计与样机的试制和实验.pdf

摘要 双环式行星分度凸轮机构是一种新型间歇机构，具有结构简单、体积小、分 度数大及承载能力大等特点，且不需要输出机构，因而具有广阔的应用前景。 本文在介绍双环式行星分度凸轮机构传动原理的基础上，进行了机构的受力 分析与强度计算，提出了产品的设计方法，并进行了实验样机的研制与实验研究。 首先，本文在环板式传动原理的基础上介绍了双环式行星分度凸轮机构的传 动原理。为了减小由于摆动力和摆动力矩产生的振动和噪声的影响，对机构进行 平衡分析。 其次，本文在确定了凸轮针轮副的啮合力的基础上，对整个机构的内齿板、 行星轴承、配重及其输入轴进行了受力分析。在机构强度分析中，阐述了凸轮 针轮副啮合齿面接触强度、针齿销的弯曲强度计算和刚度计算。 此外，本文重点阐述了双环式行星分度凸轮机构设计的基本流程及设计的主 要内容，阐述了设计中的基本参数选择、凸轮廓线设计、内齿板的设计以及行星 轴承的选择等。而且以4 8 分度数为例进行了设计计算。 最后，本文对双环式行星分度凸轮机构实验样机进行研制，所有零件均为全 新设计，样机的试运行成功证明了新机构运动的可行性。还对样机安装平衡配重 前后的振动信号和噪声信号进行了分析，验证了平衡对于机构减振和降噪的必要 性。 关键词；间歇机构，分度凸轮机构，受力分析，设计方法 a b s t r a c t d o u b l e - r i n gp l a n e t a r yi n d e x i n gc a i ni san e wt y p eo fi n t e r m i t t e n tm e c h a n i s m ， w h i c hh a ss e v e r a la d v a n t a g e s ，i n c l u d i n gs i m p l es t r u c t u r e ，s m a l l e rv o l u m e ，l a r g e i n d e x i n gn u m b e r , h i g hl o a d - c a p a c i t ya n dw i t h o u to u t p u tm e c h a n i s m ，8 0i t sa p p l i c a t i o n p r o s p e c ti se x t e n s i v e b a s e do nt h ep r e s e n t a t i o no ft h et r a n s m i s s i o np r i n c i p l eo ft h en e wm e c h a n i s m , t h ea c a n gf o r c ea n di n t e n s i t yo ft h em e c h a n i s mo r ea n a l y z e d ，a n dan e wd e s i g n m e t h o di s p r o p o s e d t h em a n u f a c t u r eo fp r o t o t y p ea n de x p e r i m e n ta a l s o p e r f o r m e d f i r s t l y , b a s e do nt h ei n 仃o d u c f i o no ft h et r a n s m i s s i o np r i n c i p l eo ft h r e er i n g r e d u c e r , t h et r a n s m i s s i o np r i n c i p l eo f d o u b l e - r i n gp l a n e t a r yi n d e x i n gc 锄i sp r e s e n t e d i n t h i st h e s i s i no r d e rt or e d u c et h ei n f l u e n c e so fv i b r a t i o na n dn o i s ec a u s e db y s h a k i n gf o r c ea n ds h a k i n gm o m e n t , t h eb a l a n c eo f t h em e c h a n i s m i sa n a l y z e d s e c o n d l y , t h ef o r c e so fi n n e rc a mr i n g s , p l a n e t a r yb e a r i n g s ，c o u r t e rw e i g h t sa n d i n p u ts h a f ta r es o l v e da f t e rt h ea c t i n gf o r c eb e t w e e nt h ec a ma n dt h er o l l e r sh a sb e e n c a l c u l a t e d n o to n l yt h ec o n t a c ts t r e n g t hb e t w e e nt h ec r n la n dt h er o l l e r si sd i s c u s s e d , t h ef l e x u r a ls t r e n g t ha n dr i g i d i 够o f t h er o l l e r sa l ea l s od i s c u s s e d t h i r d l y , t h i st h e s i sf o c u s e so nt h ep r e s e n t a t i o no f t h eb a s i cp r o c e s sa n dm a i n c o n t e n to f t h ed e s i g no f d o u b l e - r i n gp l a n e t a r yi n d e x i n gc a m i ta l s oi n t r o d u c e st h e c h o i c eo f b a s i cp a r a m e t e r , t h ed e s i g no f c a mp r o f i l ea n di n n e rc a mr i n g , t h ec h o i c eo f p l a n e t a r yb e a r i n g m o r e o v e r , t h ed e s i g np r o c e s si sd e m o n s t r a t e dw i t ha ne x a m p l e f i n a l l y , t h ed e s i g na n dm a n u f a c t u r i n go fap r o t o t y p ei sp e r f o r m e d a l lt h ep a r t s a r en e w l yd e s i g n e d t h ep e r f o r m a n c eo ft h ep r o t o t y p ei n d i c a t e st h a tt h en e w m e c h a n i s mi sf e a s i b l e t h ev i b r a t i o na n dn o i s eo ft h ep r o t o t y p ea r em e a s u r e da n d a n a l y z e dw h e nt h eb a l a n c ew e i g h ti sm o u n t e do rn o t t h ee x p e r i m e n tr e s u l tp r o v e s t h a tb a l a n c ei sn e c e s s a r yt on o i s ea n dv i b r a t i o nr e d u c t i o n k e y w o r d s ：i n t e r m i t t e n tm e c h a n i s m ，i n d e x i n gc a n lm e c h a n i s m , f o r c ea n a l y s i s ， d e s i g nm e t h o d 独创性声明 本人声明所呈交的学位论文是本人在导师指导下进行的研究工作和取得的 研究成果，除了文中特别加以标注和致谢之处外，论文中不包含其他人已经发表 或撰写过的研究成果，也不包含为获得墨盗盘鲎或其他教育机构的学位或证 书而使用过的材料。与我一同工作的同志对本研究所做的任何贡献均已在论文中 作了明确的说明并表示了谢意。 学位论文作者签名2 f 专、斩劲 签字日期：) 年f 月1 2 日 学位论文版权使用授权书 本学位论文作者完全了解叁壅盘茎有关保留、使用学位论文的规定。 特授权盘洼盘鲎可以将学位论文的全部或部分内容编入有关数据库进行检 索，并采用影印、缩印或扫描等复制手段保存、汇编以供查阅和借阅。同意学校 向国家有关部门或机构送交论文的复印件和磁盘。 ( 保密的学位论文在解密后适用本授权说明) 学位论文作者签名： f 古断玛 l 签字e l 期：o 一解 f 月f z 日 导师签名： 霖拽风 第一章绪论 1 1引言 第一章绪论 随着科学技术的进步与社会的发展，机械化和自动控制水平不断得到提高， 各种各样的自动机械在机械产品中的地位也日益显著。尤其在轻工、食品、纺织、 电子等行业广泛使用的各种自动机械、输送装置中，有一大类包含步进机构的机 械系统。由于生产工艺的要求，往往需要机构来实现周期性的转位、分度动作， 实现这种运动的机构称为间歇机构。它可以将连续运动转化为间歇移动或转动， 从而使系统能在停歇段完成预定的工艺动作。自动机械向高速化、精密化、轻量 化的方向发展，对间歇机构运动学与动力学性能的要求越来越高。 常用的间歇机构主要包括棘轮机构、槽轮机构、针轮机构、不完全齿轮机构 及各种凸轮型间歇机构，其中前四种间歇机构运动不够稳定，高速时有较大冲击， 只适用于低速、轻载的场合。凸轮型间歇机构结构简单，能自动定位，动静比可 任意选择，与传统的几种间歇机构相比，更适用于要求高速、高分度精度的场合， 因而成为现代间歇机构发展的主要方向。凸轮型间歇机构广泛应用于各种多工位 自动机械、直线步进机械中，成为这些自动化机械中的关键部件。 现有的分度凸轮机构包括三种类型，即平行分度凸轮机构、弧面分度凸轮机 构和圆柱分度凸轮机构。由于外啮合平行分度凸轮机构和弧面分度凸轮机构受结 构上的限制，其分度数难以超过8 1 2 。圆柱分度凸轮机构可实现的分度数虽然 较大，但分度数大时从动盘转动惯量大，不宜用于高速运转，因而该类机构的应 用范围仍受到一定的限制。现有分度凸轮机构的主要问题之一是难以用紧凑的结 构实现大分度数。 市场调查表明，在一些自动化生产设备，尤其是电光源、灯具和电子元器件 的生产设备中，需要分度数较大的间歇机构，其分度数高达3 2 6 4 。为满足以 上需要，往往采用在间歇机构之后加装减速装置的方法，从而影响定位精度。目 前我国的凸轮加工设备总体上落后于发达国家，产品质量亦受到很大影响。根据 市场需求，该类机构以单件、小批量生产为主，难以形成规模经济，加之采用高 精度加工设备，因而生产成本较高，与国外同类产品相比，国内产品的市场竞争 力不强，制约了我国凸轮分度机构制造产业的发展。 针对我国凸轮分度机构科研和生产中所面临的问题，文献 1 】从摆线针齿传 动 2 1 的原理得到启发，在国内外首次提出了行星分度凸轮机构这一创新设计的初 第一章绪论 步构想。文献【3 ，4 】研究的内容就是沿这一创新思路分别提出了四种结构型式。 本文将在他们研究的基础上继续深入。 本章将对凸轮型间歇机构的发展概况、行星分度凸轮机构研究现状等问题进 行综述。最后，将给出本文的主要研究内容。 1 2 凸轮型间歇机构的发展概况 在各种分度凸轮机构问世之前，问歇机构在速度和精度两个方面都难以满足 机械工业发展的要求，制约了一些自动化机械向高速化、精密化、轻量化的发展。 为了适应不同的工作要求，改善动态性能，提高定位精度，人们对传统间歇机构 进行了大量的革新与改造。例如，对槽轮机构的改进工作曾经十分活跃。人们先 后提出了诸如球面槽轮机构、多圆销槽轮机构、偏置槽轮机构等结构改进方案。 但是，由于这些间歇机构本身的限制，高速、高精度的要求远未达到。 凸轮分度机构的出现适应了高速运行和高分度精度的要求，突破了制约自动 化机械发展的瓶颈。 凸轮型间歇机构具有结构简单、可自动定位、动静比可任意选择的特点，因 而成为现代间歇机构发展的主要方向。凸轮型间歇机构的工业生产和应用已有五 十多年的历史。目前，得到广泛应用的凸轮型间歇机构有三种基本类型，即圆柱 分度凸轮机构、弧面分度凸轮机构和平行分度凸轮机构，如图1 - 1 所示。 a 圆柱分度凸轮机构 b 弧面分度凸轮机构c 平行分度凸轮机构 图1 1凸轮分度机构的基本类型 ( i )圆柱分度凸轮机构 在现有分度凸轮机构中，圆柱分度凸轮机构出现得最早，其发明时间及发明 人难以考证。该机构由普通的圆柱凸轮机构发展而来，使用这一结构设计间歇机 构，人们只须简单地改变运动规律即可。因而，在二十世纪上半叶，圆柱分度凸 第一章绪论 轮机构己得到广泛应用【5 6 1 。 圆柱分度凸轮机构的输入轴和输出轴呈空间垂直交错布置，从动滚子轴线与 输出轴轴线平行。该机构分度盘上布置的滚子数较多，适用于要求分度数较多的 场合( 6 6 0 分度) 。但当分度数增大时，分度盘转动惯量较大，机构中滚子与 凸轮轮廓间的间隙较难补偿，容易产生横越冲击，刚度和啮合性能均不及弧面分 度凸轮机构，因此该机构一般用于中、低速的场合。 圆柱分度凸轮机构能够实现大分度输出，特别适合于中、低速情况下要求在 一个周期内停歇次数较多的场合，如灯泡机械、烟草机械和大输液罐装机械【7 1 。 a 钻孔攻丝机转位机构b3 6 位高压钠灯排气机 图l - 2 圆柱分度凸轮机构的应用 ( 2 )弧面分度凸轮机构 弧面分度凸轮机构是二十世纪2 0 年代美国工程师c n n e k l u t i n 发明的，当 时n e k l u t i n 称此机构为滚子齿形凸轮分度机构( r o l l e rg e a rd r i v e ) ，国外又有称 之为g l o b o i d a li n d e x i n gc a mm e c h a n i s m 。我国于1 9 8 8 年将其正式命名为弧面分 度凸轮机构。二十世纪5 0 年代该机构由c n n e k l u t i n 所创办的f e r g u s o n 公司首 先进行了标准化系列化生产。之后，英国、德国、苏联等国也相继进行了研制。 日本从二十世纪七十年代初开始研究，目前在品种和分度精度上已处于领先位 置。弧面分度凸轮机构从5 0 年代开始投产以来，经过不断改进，已成为应用最 广泛、产量最大的凸轮分度机构产品弘】。 弧面分度凸轮机构用于空间两垂直轴之间的间歇传动，它适用于高速、重载、 高精度的场合，是目前性能最好的一种间歇机构。由于采用空间凸轮，加之使用 专用设备，该机构的制造成本较高。弧面分度凸轮机构的分度数一般在2 1 2 之 间选择，由于结构限制，不可能实现像圆柱分度凸轮机构那样多的分度数。 王 第一章绪论 弧面分度凸轮机构目前主要应用于以下一些工业领域：c a m c o 型取置器、 f e r g u s o n 型取置器、加工中心换刀机构以及需要精确定位的装配线、检测线等。 a 转位工作台b 直线送料机构 图1 - 3 弧面分度凸轮机构的应用实例 ( 3 ) 平行分度凸轮机构 平行分度凸轮机构是美国商业凸轮制造公司( c o m m e r c i a lc a m & m a c h i n e c o ，简称为c a m c o ) 的专利【9 】。该机构是现有三种分度凸轮机构中出现得最晚 的一种，自八十年代以来，由于在替换槽轮机构和实现小分度数方面的特殊优势， 该机构也获得了较大的发展。 平行分度凸轮机构用于两平行轴之间的传动，在分度数、中心距等条件相同 时，可以方便地用该机构替换槽轮机构、不完全齿轮等传统间歇机构，而且运动 性能好、高速运转振动与噪声小。平行分度凸轮机构可以施加一定的预载，以消 除凸轮与从动滚子之间的间隙。 与弧面分度凸轮机构和圆柱分度凸轮机构相比，该机构的凸轮为平面凸轮， 加工方便。该机构有外接式、内接式和直线式三种结构，常用的外接式平行分度 凸轮机构只能用于分度数小于8 的场合，在分度数大于8 的场合需采用内接式平 行分度凸轮机构。 瓣审 a 外接式b 直线式c 内接式 图1 4 平行分度凸轮的三种结构形式 4 第一章绪论 由于平行分度凸轮机构能够实现小分度( 一分度、二分度) ，大步距输出， 特别适合于要求在一个周期内停歇次数较少的场合，如各种纸盒模切机、果冻罐 装成形机，因而在印刷、包装机械中应用较广。北京人民印刷集团，上海亚华、 日本s a n w a 等印刷机械公司的全自动模切机均采用三片式一分度平行分度凸 轮机构；对开双色胶印机，香皂、透明皂冷冻打印机，陶瓷翻坯机等采用二分度 平行分度凸轮机构。 ( 4 ) 其他新型分度凸轮机构 除了以上三种基本类型的凸轮型间歇机构，国内外学者还提出的各种新型分 度凸轮机构，其创新思路主要是改变主、从动件旋转轴的空间相对位置，然后根 据从动件轮廓、运动规律、分度数、中心距等机构参数，导出凸轮轮廓曲线或曲 面。 球面分度凸轮机构是一种空间分度凸轮机构，其设计思想与圆柱分度凸轮机 构相同。最早是由d i t t r i c h t lo l 于1 9 6 6 年提出，并给出了输入轴与输出轴垂直相交 的球面分度凸轮机构的综合方法。 g o n z a l e z - p a l a c i o s 和j a n g e l e s t u 】于1 9 9 0 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，但在这时，他们只分析了输入、输出构件直接接触的 情况。在文献【1 2 】中，他们进一步推导了含滚子的球面分度凸轮机构凸轮轮廓的曲 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 轮机构的设计实例和一个球面空间分度凸轮机构的原型机。此后，王其超等 1 3 】 注意到文献【1 1 ，1 2 】的工作，对球面分度凸轮机构的啮合特性作了系统的研究，指 出当机构中圆锥滚子的锥角过球心时，该机构具有接触线为直线、接触线上各点 压力角相同、凸轮与滚子之间无相对滑动等优点。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一段距离。 g o n z a l e z - p a l a c i o s 和j a n g e l e s e l 4 1 还提出了输入、输出轴固定在空间任意位置 情况下，分度凸轮机构综合的普遍方法，给出了多个平面、空间、球面分度凸轮 机构的设计实例，扩展了设计的思路。在文献【1 4 中，作者推导了输入、输出构 件直接接触的情况，在g o n z a l e z - p a l a e i o s 的博士论文中，作者推导了机构中含有 滚子的情况，进一步完善了这项工作。对于输入、输出轴固定在空间任意位置的 分度凸轮机构，g o n z a l e z - p a l a e i o s 的博士论文给出了统一的设计方法和表达方式， 现有各种定轴传动的分度凸轮机构都可以看成其中的一个特例。 第一章绪论 图1 - 6 内凸轮内接式平行分度凸轮机构 包络蜗秆分度凸轮机构是陶学恒等【1 q 借鉴了包络蜗轮蜗杆传动原理，将弧 面分度凸轮机构看成是变速比的蜗轮蜗杆传动副，提出了一种新型的包络蜗杆分 度凸轮机构的设计思想，把成熟的齿轮传动技术引入到分度凸轮机构的设计和制 造中。文献 1 7 】建立了平面包络蜗杆分度凸轮机构共轭的基本方程。文献 1 8 1 分 析了圆柱面包络蜗杆分度凸轮机构的啮合原理。文献【1 9 】采用钢球代替滚子，提 出了球面包络蜗杆分度凸轮机构。文献 2 0 提出了具有滚动齿的新型锥面包络蜗 杆分度凸轮机构，推导了滚动齿廓面及凸轮廓面方程，给出了滚动齿的结构设计 方案。文献【2 1 】提出了一种弧面球包络凸轮分度机构，推导了啮合方程和凸轮廓 面方程，并研制出了样机，该机构简化了凸轮分度机构的结构。 6 第一章绪论 图1 7 球面包络分度凸轮机构 凸轮分度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。我国对凸轮分度机构产 品的研制工作起步于8 0 年代初期，目前西安航空科达有限公司、天津大学、西 北轻工业学院、大连轻工业学院、大连理工大学及上海工业大学等，已拥有相当 的技术实力，在几何学、运动学、结构设计和动力学研究方面均取得了成果，已 具备设计开发能力，并在数家工厂进行了多品种的小批量生产，有些单位还具备 一定的生产规模。近年来，我国内地和台湾省均出现了一些专业化的凸轮分度机 构产品制造企业【2 2 1 啦9 】。 但是，目前我国的凸轮加工设备总体上落后于发达国家，产品质量亦受到很 大影响。根据市场需求，该类机构以单件、小批量生产为主，难以形成规模经济， 加之采用高精度加工设备，因而生产成本较高，与国外同类产品相比，国内产品 的市场竞争力不强，制约了我国凸轮分度机构制造产业的发展。 1 3 行星分度凸轮机构 张策等1 1 】从摆线针齿行星传动的原理得到启发，提出了行星分度凸轮机构这 一创新设计构想。文献 3 ，3 0 】沿着这一创新思路，提出了行星分度凸轮机构的 i 、两种结构型式。并系统地对其结构学、运动学、几何学、静力学和平衡问 题进行了深入的研究，并研制了行星分度凸轮机构i 型实验样机，如图1 - 8 所示。 文献【4 】沿着这一创新思路，又提出了行星分度凸轮机构的m 、两种结构型 式。 7 第一章绪论 a 针齿与凸轮的啮合状态 图1 - 8i 型结构样机 b 整机外形图 行星分度凸轮机构作为一种创新机构，是受到少齿差减速器的传动原理的启 发而提出的。其创新思路如图1 - 9 所示。 少齿差减速器的传统结构 ( 如摆线针轮减速器) 啮合i 望引嘉言 鬏i 机构 少齿差减速器的新型结构 ( 如三环减速器) 结构型式的借鉴 结构型式的借鉴 行星分度凸轮机构的 i 型和i i 型结构 啮台l 相对i 省去 运动l 输出 关系t 机构 不变 行星分度凸轮机构的 型和型结构 图1 - 9 行星分度凸轮机构创新思路图 借鉴了少齿差减速器的传统结构摆线针轮减速器，可以得到行星分度凸 轮机构的i 型结构和型结构。如果将少齿差减速器传统结构省去输出结构，保 持其啮合相对运动关系不变，便可以得到少齿差减速器的新型结构。同样，保持 行星分度凸轮机构i 型结构和i i 型结构的啮合相对运动关系不变，而省去输出机 构，可以分别得到行星分度凸轮机构的i 型结构和型结构。i 型结构与i 型结 构、i i 型结构和型结构啮合相对运动关系不变，所以设计参数相同的两种结构 参与啮合的凸轮和针轮也是相同的。i 型结构与i i 型结构由于需要输出机构，因 而结构复杂，加工制造比较困难，而且降低了输出精度。i 型结构与型结构不 需要输出机构，从而减少了输出环节，结构比较简单，可提高分度稽度，因此更 具有实用性和推广价值。 8 第一章绪论 同样道理，借鉴少齿差行星齿轮传动的其他结构，也许可以得到行星分度凸 轮机构的其他结构。因此，根据这一创新思路，可以形成行星分度凸轮机构的系 列化设计方案。 与已有的间歇机构比较，行星分度凸轮机构具有结构紧凑、分度数大( 可达 3 0 5 0 甚至更大) 、体积小、重量轻、同时啮合滚子数多、承载能力大的特点。 尤其是能以紧凑的结构实现大分度数的分度运动的优点，使它在要求大分度、大 承载、小体积的轻工自动机械中有潜在的应用前景。行星分度凸轮机构可以替代 圆柱分度凸轮机构和内啮合平行分度凸轮机构，还可以在一定程度上替代外啮合 平行分度凸轮机构，有可能成为间歇分度和步进输送机构的新一代产品，具有广 阔的市场前景，能带来较大的经济效益。 1 4 本论文的研究内容 本论文在文献【4 】研究的基础上，对行星分度凸轮机构型结构( 即双环式 行星分度凸轮机构) 进行了受力分析和平衡分析，在受力分析的基础上又进行了 强度计算。随后，提出了双环式行星分度凸轮机构产品设计方法，并给出了4 8 分度凸轮机构设计计算示例。最后，对双环式行星分度凸轮机构进行了样机研制 和实验，主要研究内容如下： 第一章绪论 简述了间歇机构的发展概况和行星分度凸轮机构的研究现状，最后给出了本 文的主要研究内容。 第二章双环式行星分度凸轮机构的传动原理 在环板式传动原理的基础上阐述了双环式行星分度凸轮机构的传动原理以 及凸轮廓线的设计。对机构用广义质量替代法进行了平衡分析，平衡后机构达到 了动平衡，消除了由于摆动力和摆动力矩不平衡所导致的振动与噪声，并为实验 样机的实验结论提供理论基础。 第三章双环式行星分度凸轮机构的受力分析与强度计算 首先综述了少齿差行星齿轮传动受力分析研究概况，然后在文献【4 】所求凸 轮一针轮副的啮合力的基础上，对整个机构的其它传动部分进行受力分析。为了 减小由于摆动力和摆动力矩产生的振动和噪声的影响，对机构进行平衡分析。在 机构强度分析中，阐述了凸轮一针轮副啮合齿面接触强度、针齿销的弯曲强度计 算和刚度计算。 第四章双环式行星分度凸轮机构新产品设计方法概述 9 第一章绪论 介绍了双环式行星分度凸轮机构设计的基本流程及设计的主要内容，重点阐 述了设计中的基本参数选择、凸轮廓线设计、内齿板的设计以及行星轴承的选择 等。最后，以4 8 分度数为例进行了设计计算。 第五章实验样机的研制 阐述了双环式行星分度凸轮机构实验样机的设计和制造过程，最后对样机安 装平衡配重前后的振动信号和噪声信号进行了分析。 第六章全文结论与展望 总结全文，提出了本研究进一步工作的方向。 1 0 第二章双环式行星分度凸轮机构及其平衡 2 1引言 第二章双环式行星分度凸轮机构及其平衡 从文献【4 】对四种结构的比较可知，双环式行星分度凸轮机构( 即型结构) 在结构上优于其他三种结构，因此下文将对此机构重点进行研究。 行星分度凸轮机构作为一种创新机构，是受到少齿差减速器的传动原理的启 发而提出的。双环式行星分度凸轮机构则是受到少齿差行星齿轮传动中的三环传 动的原理得到启发而提出的。 三环式齿轮减速器是在普通少齿差行星减速器基础上开发的一种新型传动 装置。它是由我国重庆钢铁设计研究院的陈宗源高级工程师于1 9 8 5 年提出的一 种特殊形式的少齿差行星传动1 3 “，后来重庆钢铁公司和天津大学等单位又相继提 出了类似的传动形式双环传动 3 2 3 3 l 。由于两者的传动原理基本相同，所以后 文统称其为环板式传动。 本章将在介绍环板式传动原理的基础上阐述双环式行星分度凸轮机构传动 原理，然后在介绍广义质量替代法的基础上讨论双环式行星分度凸轮机构整机的 摆动力以及摆动力矩的平衡问题。 2 2 环板式传动原理 环板式传动是一种特殊形式的少齿差行星齿轮传动，其基本传动原理如图 2 - 1 所示。它由平行四边形机构和齿轮机构组成。输入轴和支承轴上安装有偏心 套，充当平行四边形机构的曲柄；内齿轮一般做成环板形式，作为平行四边形机 构的连杆；外齿轮与输出轴固联或做成一体。运行时，由输入轴和支承轴带动内 齿环板作平动，再通过内、外齿轮啮合，由输出轴输出动力。 机构中有动力输入的曲柄轴称为输入轴，无动力输入的曲柄轴称为支承 轴。在这种传动中，行星齿轮( 内齿板) 不象普通行星齿轮传动中那样作行星运 动，而是作平动，外齿轮作定轴转动。 第二章双环式行星分度凸轮机构及其平衡 图2 - 1 环板式传动原理图 当平行四边形机构的连杆运动到与曲柄共线的两个位置( o 。和1 8 0 。) 时， 机构的运动不确定。为了克服机构在上述位置的运动不确定性，最常用的作法是 采用三楣平行四边形机构并列布置，各相机构的曲柄互成1 2 0 。的相位差，如图 2 - 2 所示。当某一相平行四边形机构运动到不确定位置时，由其它两相机构传递 动力，从而克服运动的不确定性，这也是三环减速器名称的由来。 支承轴 图2 - 2 三环传动结构简图 双环传动是采用两相平行四边形机构并列布置。如果两相相位差为1 8 0 。时 可以用双曲柄双输入的方法来克服运动的不确定性( 如图2 - 3 所示) 。 图2 - 3 双环传动结构示意图 第二章双环式行星分度凸轮机构及其平衡 如果两相相位差小于1 8 0 。时能克服不确定位置，但是惯性力和惯性力矩都 不平衡，可以用安装平衡配重的方法实现平衡【3 3 】。该结构除了具有环板式减速器 的优点外，还可以实现摆动力矩的完全平衡，故振动较小，因此可以提高输入轴 的转速。 2 3 双环式行星分度凸轮机构 2 3 1 传动原理 双环式行星分度凸轮机构采用类似环板式传动的结构。如图2 - 4 所示，该机 构由平行四边形机构和凸轮一针轮副组成，平行四边形机构的连杆上带有内凸 轮b ，当输入轴逆时针等速回转时，带动平行四边形机构的连杆做平动：通过凸 轮一针轮副推动外针轮g 作顺时针定轴回转，并按一定的运动规律完成分度停歇 运动。 图2 - 4 传动原理图图2 - 5 两片内凸轮与针轮啮合 当平行四边形机构的连杆运动到与曲柄共线的两个位置( o 。和1 8 0 。) 时， 机构的运动不确定。为了克服机构在该位置的运动不确定性，三环减速器采用了 三相平行四边形机构并列布置以实现连续运动。考虑到中间一片内齿板安装问 题，三环减速器一般采用偏心套装置，但是这样会发生微动磨损、发热，从而影 响整个减速器的性能| 3 4 】。 为避免微动磨损，可将输入轴和支承轴作成一体的曲轴，但是这样一来中间 的内齿板将无法安装，若采用两相平行四边行机构并行布置的方法( 参见图2 5 ) ， 且两相机构存在相位差，这样既能避免机构出现运动不确定性现象，又能避免发 生微动磨损。本文研究的新型间歇机构就是沿着这个思路进行研究的，故称之为 双环式行星分度凸轮机构。 第二章双环式行星分度凸轮机构及其平衡 2 3 2 设计参数 机构的外廓尺寸主要与针齿分布圆半径见有关，而机构的针齿数z 等于分 度数n ，所以在设计计算时以针齿分布圆半径五，和分度数行作为基本参数，其他 参数尽可能化为恐和，l 的函数。在设计过程中，针齿分布圆也是由强度计算确 定的基本参数，分度数、动静比取决于设计要求，即机构应用场合的运动要求。 1 针齿分布圆半径尼 针齿分布圆半径要根据机构的强度要求确定，它决定了机构的径向尺寸。其 估算公式参见式( 4 。6 ) 。 2 分度数行 分度数应根据机构应用场合的工艺要求确定。而机构的针齿数z 等于分度 数，即 z = 玎( 2 】) 机构的分度角0 为 0 - - 塑( 2 2 ) 3 动静比d 动静比表示一个周期中，从动件运动时间与静止时问的比值，应当根据机构 应用场合的工艺要求确定，动静比d 可按下式计算： 拈矗( 2 - 3 ) 式中： 皖凸轮的动程角； 4 从动件运动规律 与其它分度凸轮机构一样，从动件运动规律可以根据机构应用场合的动力学 要求选取。 5 模数r a 针齿分布圆半径如和分度数 是机构的基本参数，为了建立偏心距e 与如、 p 的关系，参照摆线针轮行星传动，定义行星凸轮的模数肌为 肌：堡 ，l 1 4 ( 2 _ 4 ) 第二章双环式行星分度凸轮机构及其平衡 6 变位系数趸l 定义凸轮理论廓线的变位系数为两倍偏心距与模数之比 墨一2 e 竺( 2 - 5 ) 坍 兄 7 ，偏心距8 以偏心距e 表示针轮与凸轮回转中心0 b 和o g 的距离，根据式( 2 - 4 ) ，在确 定了基本参数恐和栉之后，可根据下式计算偏心距e p ：五墨( 2 6 ) 。疗 8 针齿系数恐 在行星分度凸轮机构中，针齿半径r z 的值不能超过偏心距e ，定义针齿系数 恐为针齿半径r z 与偏心距e 的比值，即 疋：蔓( 2 7 ) k z 的取值范围为：憨( o ，1 ) 。 在设计过程中根据偏心距e 和针齿系数恐确定针齿半径吃的大小： = 印= 配置鲁 ( 2 8 ) 9 内凸轮的尺寸参数 内凸轮的齿项圆直径d m 。为： d m 。= 2 ( 疋+ 一e ) ( 2 9 ) 内凸轮的齿根圆直径d 胁为： d = 2 ( 足+ + e ) ( 2 - 1 0 ) 为了设计计算时查用方便，现将设计参数列于表2 1 。 第二章双环式行星分度凸轮机构及其平衡 表2 1设计参数 名称 符号计算公式 针齿分布圆半径 忍 估算公式吃；( 1 0 1 5 ) 瓶 分度数 疗疗= 彳 动静比d d ：l 2 兀一绣 模数 棚m ：堡 变位系数量 置：丝：一e n m 足 偏心距# 一墨竹= 等争= 卺 一： 针齿系数 疋丘= 兰 针齿半径 ：兄e ：k z k | 内凸轮的齿顶圆直径 d oe 。= 2 ( 足+ 一0 内凸轮的齿根圆直径 d = 2 ( 足+ + p ) 凸轮齿高 h h = d 眦一d m 。= 2 e 2 4 平衡分析 双环式行星分度凸轮机构采用两相并列的双曲柄机构作为输入机构，若两相 机构相位差是一个接近1 8 0 。的相位角，这样整机的摆动力和摆动力矩都不为零。 为了减小由于摆动力和摆动力矩而产生的振动和噪声的影响，需要进行平衡分 析。由于内凸轮廓线的特殊性而使凸轮质心不在对称线a b 上时( 如图2 6 ) ，则 需要用到广义质量替代法。 2 4 1 广义质量替代法 质量替代是确定机构的质心位置、惯性力及平衡量的基本方法之一。下文简 单介绍一下广义质量替代法，详细的介绍参见文献【3 5 】。所谓广义质量替代法， 是把机构构件的质量简化为几个集中质量，使它们所产生的惯性力矢量和与原来 构件的惯性力相同。 第二章双环式行星分度凸轮机构及其平衡 倒2 - 6 厂义质量眢代法 图2 - 6 中构件o a s 绕轴o 转动，其质心在点s ，质量为f l i t ，o a s 不在同一 条直线上，把r a 用在点a 和点o 的质量m 。和进行替代，替代的条件是替代 质量之和与原构件相同，替代后的质心位置和原构件质心位置重合。 则 荔篡：_ 协 在坐标系硝叮中，f 的方向与o a 方向一致，设掌方向上的单位向量为e p 一_ r a r a ( 2 - 1 2 ) 则 ，s = ( p + i 口) 套 ( 2 - 1 3 ) 式中 p 、r s 点在坐标系0 勃中的坐标； 由式子( 2 1 1 ) 、( 2 - 1 3 ) 可以得到替代质量和 f = r a p + i r a q h - - m ( 1 一匀一泐丢 替换质：l m o 和是以复数形式来表示的，称为广义质量。 因为构件o a s 是绕轴o 转动的，所以要平衡机构的惯性力， 线方向加一个平衡质量，平衡质量的质量矩为 = 办2 + 9 2 m 每 ( 2 1 4 ) 只需在s o 的延长 ( 2 1 5 ) 2 4 2内齿板惯性力平衡的广义质量替代 文献【3 6 】对三环减速器的内齿板惯性力进行了比较透彻的分析。在三环减速 器中采用的内齿板是对称结构，其质心位于内齿轮的中心。而在双环式行星分度 第二章双环式行星分度凸轮机构及其平衡 凸轮机构中，两片内齿板采用的是内凸轮廓线( 如图2 7 所示) ，其质心不在对 称线a b 上。应首先根据文献【3 0 】分别求出两片内齿板的质心s l = ( x i ，粥i = 1 2 ，然后用文献【3 5 】中的广义质量替代法进行分析。 图2 - 7 内齿板( 分度数n = 1 8 ) 图2 - 8第一片内齿板的广义质量替代 2 4 2 1 单片内齿板的广义质量替代 在图2 - 8 中，a l b l 是表示在任意某一时刻t 时一片内齿板的位置，8 l 是这片 内齿心；a z b 2 是表示在同一时刻t 时另一片内齿板的位置，s 2 是它的质心( 图中 未示1 。 两片内齿板的相位差是p 曰= 1 8 0 。- 3 6 0 。n( 2 t 6 ) 式中： h 分度数； 首先讨论第一片内齿板的替代广义质量。为了清楚起见，将第一片内齿板的 广义质量替代矢量图单独绘出，如图2 - 9 所示。以它的两个转动副4 、局为质量 代换点，则替代条件为： 肛m 。a t + 。 ( 2 - 1 7 ) m 自2r e a l ，a i + l r b ij 式中： 弦一一片内齿板的质量； 历a 。和魄。替代广义质量，在这种情况下代替质量是用复数形式表示 的； 图2 - 9第一片内齿板的广义质量替代矢量图 第二章双环式行星分度凸轮机构及其平衡 由图2 - 9 可知： 而 式中： 并且 故 = ， 1 + ， ( 2 1 8 ) & l s l ：a 7 - l b l - - + 幻1 7 ， - - l b l - ：( 蜀+ 幻1 - ， i a m , ( ：2 - 1 9 ) a b ia i b ia 1 b i 。输入轴到支承轴之间的距离，且， ；。，= 。：= k ； 内、9 1 表示第一片内齿板质心位置，可以通过质心的坐标s i = ( x l ，y 1 ) 来确定； l b l = ，b i 一， l ( 2 2 0 ) i = ( l b l a 一幻i ) 丛一十( p l + 锄) - 盟一 ( 2 2 1 ) 。a i b la i b l 把上式代入式( 2 - 1 6 ) ，可得广义质量历a l 和魄。： 帆= 岛血一粤i ) m a i b ia i b i 历b 1 - ( 旦+ 兰f ) a j b ia i b i 同理，可以求出第二片内齿板的替代广义质量 ( 2 2 2 ) ( 2 2 3 ) 式中： 殷、9 2 第二片内齿板质心位置，它们可以通过质心的坐标s 2 = ( x 2 ，y 2 ) 来确定； 把( 2 2 2 ) 、( 2 - 2 3 ) 两个式子综合到一起，可将内齿板的广义替代质量表示 为： 耻呼一枷 烈2珏弘， 历b l _ ( 导+ 笋枷 a ba b 枷 卫k 枷 址 旦k宅争 叫 一卜 第二章双环式行星分度凸轮机构及其平衡 2 4 2 2 考虑其它偏心质量后的广义质量替代 由于双环式行星分度凸轮机构左右对称，支承轴的转速和转向与输入轴完全 相同，所以输入轴上的平衡问题与支承轴上的平衡问题是相同的。在本文中只讨 论输入轴处的平衡问题。 首先讨论第一片内齿板在输入轴处的广义质量替代。实际上，除了内齿板以 外，其他运动构件产生的摆动力在偏心距p 较大时也不能忽略不计。假设表 示输入轴处支承一片内齿板的轴承和偏心套等的质量，其质心在a l 上，所以其 广义替代质量 历o = ( 1 + 0 i ) m o ( 2 - 2 5 ) 因此，在a i 点上总的替代质量为： m l = 而 1 + 历o ( 2 2 6 ) 令 故 露。= m ：+ l m ：( 2 - 2 8 ) 根据广义质量的物理意义，可以用一个质心在偏心圆 心距p 为半径的圆) 上的等效实际质量m 。l 来替代。 而且： f m ，属孑 协九：莓 l码 式中： ( 以0 1 为圆心，以偏 ( 2 2 9 ) 九是等效实际质量t n t l 与曲柄o i a l 的夹角，根据一和m i 的符号确定所处 的象限。 同理，可以求出同一时刻t 对另一片内齿板在输入轴处的等效实际质量m 。2 和等效实际质量m c 2 与曲柄o i a 2 的夹角九。 譬 第二章双环式行星分度凸轮机构及其平衡 2 4 3 整机摆动力和摆动力矩的平衡 对于双环式行星分度凸轮机构而言，整机摆动力为两相内齿板( 包括轴承和 偏心套等在内) 的摆动力矢量之和，由以上分析可知，两相大小几乎相等，但是 相差一个角度( 占一九+ 纯：) ，故整机的摆动力不为零；摆动力矩是摆动力对坐 标轴的合力矩，显然摆动力矩也不为零。周期性变化的力矩会引起机构在机座上 的振动，使机械的精度和工作可靠性下降，并产生噪声。为了消除这种不良影响， 可以通过加配重的方法来进行平衡。 下面研究机构的动平衡问题。如图2 - 1 0 所示，暑、芝分别是偏心质量州。l 和研c 2 所产生的离心摆动力，它们的方向由九、如确定。大小分别为： 耻? ( 2 - 3 0 ) 忸= 2 m 毛 式中； t t o 输入轴的角速度： 首先选定两个回转平面i 和i i 作为平衡基面，平面i 与前面一片内齿板距离 和平面i i 与后面一片内齿板的距离均为，1 ，两个平面之间的距离为l ，两片凸轮 的距离为f 。将离心摆动力p l 、恳分别分解到平衡基面i 、内， 则 丑。= 弓 乏：黔蹴( 2 - 3 1 ) 丑。；昱三 并且，p l i 和p l 方向与n 一致；和兄方向与忍一致。 图2 1 0机构动平衡分析示意图 2 1 第二章双环式行星分度凸轮机构及其平衡 在平衡基面i 、i i 上分别加上一个相同的平衡配重辨b ，且其质心与输入轴轴 线距离为，b ，则两块平衡配重的摆动力为：咒。= 国2 ( i = l ，2 ) ，且f b l = f b l 。 ； 对于平衡基面i ，平衡的条件是 ，i n p h i = 0 ( 2 - 3 2 ) 对于平衡基面，平衡的条件是 一一p 2 1 + p b - - - - 0 ( 2 - 3 3 ) 这样，就可以求出平衡基面i 、内的平衡质径积，b 。和，b l ，根据双环式 行星分度凸轮机构的具体情况定出吒以后，即可最后定出平衡配重，l b 。 2 5 本章小结 本章在阐述环板式传动的基本原理的基础上，详细地阐述了双环式行星分度 凸轮机构这一创新设计构想的形成及机构的传动原理。 为了后文设计计算时查用方便，对机构的设计参数进行了介绍。 用广义质量替代法对机构进行了平衡分析，平衡后机构达到了动平衡，消除 了由于摆动力和摆动力矩不平衡所导致的振动与噪声，并为