弧面分度凸轮的设计

1、精选优质文档-倾情为你奉上毕业设计题 目 弧面分度凸轮的设计 学 院 机械工程学院专 业 工业工程姓 名 冯 堃学 号 指导教师 王红岩二OO九 年 六 月 十 日弧面分度凸轮的设计The Design of Roller Gear Indexing Cam专 业：工业工程学 生：冯 堃指导教师：王红岩济南大学机械工程学院二零零九年六月专心-专注-专业目 录 摘 要本文简要介绍了弧面分度凸轮机构的工作原理与发展历程，并从几何学与运动学、动力学、制造、检测及误差分析等方面对弧面分度凸轮的设计过程进行了阐述，我们看到弧面分度凸轮机构具有传动平稳、分度准确、结构简单紧凑等优点, 它已被广泛用于高速高

2、精度的自动机械中, 同时凭借自己的独特优势吸引了国内外许多学者对它进行详细地研究。本文设计了中心距为80mm ,8分度且转速为200转每分的弧面分度凸轮机构，本文还对对弧面分度凸轮机构的特点及其在间歇机构中的重要应用进行了大量的研究和分析。设计中还对各个定位件和密封件进行了设计和选择，以及对日常维护工作进行了简单介绍。这些工作都将为该产品的制造与应用提供了很好的资料。关键词： 弧面分度凸轮；结构设计；间歇机构；日常维护。ABSTRACTThis paper introduces the Roller Gear Indexing Cam of mechanism and the working

3、principle of the development process, and from the geometry and kinematics, dynamics, manufacturing, testing and error analysis，that described the Roller Gear Indexing Cam of the design process.The roller gear index ing cam has m any advan tages, such as steady t ran sm ission, exact index ing andsi

4、mp le st ructu re, so it has been widely used in autom at IC machines with high speed and precision. This article is designed a globoid indexing cam mechanism,and that the center distance is 80mm,8 rollers and the speed of rotation is 200r/min. In the paper, the Roller Gear Indexing Cam of mechanism

5、 and its institutions in the intermittent application has been made specially research and analysis.Also,the design of the positioning parts and seals,and the day-to-day maintenance work were introduced briefly.All of them are for the manufacture and application of products.KEY WORDS: Roller Gear In

6、dexing Cam; Structural Design; Intermittent agencies；Routine Maintenance.第一章 绪论1.1 课题研究的背景和意义弧面分度凸轮机构是由美国人C. N.Neklutin 于20 世纪20 年代发明的,并由其所创建的Ferguson 公司首先进行了系列化标准化生产。国外对凸轮机构的应用已有几十年历史，所以无论是对这种机构的理论研究方面还是生产实践方面都己经比较成熟。德国、匈牙利、美国、日本等发达国家凸轮机构已经系列化、标准化，并广泛应用于各类型的高速自动线中。国内对该类机构的研究较晚，而且由于凸轮机构的设计理论及制造技术比较复

7、杂，一些关键的理论分析尚在进一步的探讨之中。尽管我国对弧面分度凸轮的研究起步较晚,直到20 世纪70年代末期才开始相关的研究工作,可是经过20 多年的努力,目前已在弧面分度凸轮的设计、检测、制造等方面取得了丰硕的成果,特别是对新型结构的弧面凸轮的研究方面进行了大量的探索6。 下面我们将对该运动机构的运动方式做下介绍1.2 分度运动在机械设计中，分度运动主要有直线式的传统式的传送带或旋转式的工作太两类。这两类运动都必须满足精密的位置精度要求。能达到这种目的的机构很多，如棘轮棘爪机构，马氏机构，不完全刺机构，摆动机构和单向离合器等间歇运动机构。凸轮驱动的精密间歇机构具有较高的分度精度，适合于高速生

8、产，并具有高承载能力和底维修率，并能满足用户所要求的特殊运动特性，是一种很有发展前途的新兴的凸轮驱动分度机构。这种机构是由凸轮、从动件、从动系统以及驱动系统组成。其分度运动和分度机构如图1-1和图1-2。图1-1 图1-21.3 从动系统的工作原理分度机构的从动件一般为圆柱形滚子。滚子固定在从动盘上，而从动盘多固定在输出轴上，该轴支撑在固定于箱体内的轴承上，从而构成了从动系统1。当电动机作用于驱动系统时（一般为降速的涡轮蜗杆系统），是运动按一定要求输入到凸轮轴（主动轴）上时，凸轮轴便以一定的转速旋转，通过凸轮的轮廓带动于之啮合的从动轮，从而使精密间歇分度运动由输出轴输出。在啮合过程中，通过凸轮

9、轮廓的变化来控制和引导从动件（输出轴）的旋转货停顿，以完成预先要求的间歇运动。这就是分度机构输入和输出的传动比。凸轮以固定的速度旋转、输出、停顿和启动（停顿和分度运动），这个过程周期性的循环。在一个循环中（从动件旋转360º）输出个停顿的次数称为停顿次数；在标准的分度中这种停顿次数也叫分度次数。若凸轮为单头蜗性曲线，停顿数为从动盘滚子书；若凸轮为多头蜗形曲线，则停顿数为从动滚子数除以凸轮头数1。1.4 凸轮驱动系统分度机构高速分度需要准确的控制，需要具有特定的加速度特性，这往往是由机械组合运动来保证。凸轮分度驱动机构可以设计成能最能充分满足精度和刚度要求的机构。在凸轮分度中，凸轮从动

10、件总是和凸轮保持啮合，从动件在啮合中有预载，这种采用变化轴间距的方法在凸轮和从动件间建立一个微小干预。微小干预消除了任何制造公差和间隙。这种预紧方法产生的轴向力是依靠输入轴和输出轴上的锥形滚子轴承支撑。这个预加载荷使输出运动的整个过程都是由凸轮控制，从而保证机构的精度。为了特殊运动的需要。简单地修正凸轮，并对精密凸轮和分度机构中的从动件、从动系统以及驱动系统进行精心设计，就可以使啮合中的冲击保持最小，精度可达到精密级。与凸轮啮合的滚子采用滚针轴承，形成滚动接触，减少了摩擦和磨损，从而延长了寿命，减小了振动，提高了精度。该分度机构的速度从动件的加速度曲线也可以人为的控制，所以成为当今最好的分度机

11、构之一。1.4.1精密分度凸轮机构的基本类型精密间歇分度凸轮机构的基本类型有三种：1） 圆柱分度凸轮（直角式精密分度机构）2） 弧面分度凸轮（滚子齿轮式分度机构）3） 平行分度凸轮（平行平面分度凸轮机构）这里主要介绍下弧面分度凸轮：弧面分度凸轮机构是由弧面凸轮和安装在从动轮圆周外径向方向的滚子从动件组成。该从动轮很像一个齿轮轮齿，输入轴和输出轴成直角交错，滚子齿形的分度的范围在224等分中选取，并可得到附加停顿和特殊的运动。该弧面凸轮的特点：1） 径向深度小。凸轮和紧靠它安装的从动件，确定了产品的最大外形尺寸，适应输入轴和输出轴成直角的使用要求。由于滚子和凸轮是延径向成辐射状的排列，因此滚子切

12、入凸轮轮廓的深度将比垂直切入的浅，从而使凸轮沟槽的径向深度减小。2） 开设输出轴通孔。从动轮上允许开设打的输出通孔。在大多数滚子齿轮形分度机构中的产品是开设通孔的，以便于安装静止中心距标杆，或通过气、液、电管路和装夹工具。3） 设计范围广。在弧面分度机构的凸轮和从动件设计中，凸轮轮廓设计范围很广，能够适应各种运动要求，是一种易于实现设计要求的理想机构。 第二章 弧面凸轮设计中基本参数的确认凸轮设计方法很多，在以前多用图解法，但由于计算机和数控机床的快速发展，很多场合都采用解析法，这样会更精确地设计出凸轮的轮廓。为了进一步提高加工精度，广泛采用了计算机辅助设计（CAD）和最优化设计，以及在数控机

13、床上直接进行计算机辅助制造。这样可以快速加工出精确度很高的凸轮形曲面。在整体的设计思想上不仅考虑凸轮的运动学还要考虑凸轮的动力学，尤其近来国外多采用“群狼设计方法”，即在设计时除了要考虑设计运动轨迹、速度、加速度曲线、压力角、基圆尺寸等因素之外，还要对其应力状态、材质、热处理、寿命、磨损状况、润滑油的采用以及他的商品价值，社会的需求和市场的销售状况，用户的反映和它的应用前景等进行全面分析估价，这是一种同时考虑各种因素而进行的全面设计。2.1 弧面分度凸轮机构的基本形式与工作特点弧面分度凸轮机构用于两垂直交错轴间的间歇分度进步传动。如图2-1所示，主动凸轮1为圆弧回转体，凸轮轮廓制成突脊状，类似

14、于一个具有变螺旋角的弧面蜗杆。从动盘2外圈上装有个轴线沿径向均布发布的滚子。转盘相当于蜗轮，滚子相当于蜗轮的齿。所以弧面凸轮也有单头、多头和左旋、右旋之分，凸轮和转盘移动方向间的关系，可用类似蜗杆蜗轮传动的方法来判定。当凸轮旋转时，其分度段轮廓推动滚子，使转盘分度转位；当凸轮转到其间歇段轮廓时，转盘上的两个滚子跨夹在凸轮的圆环面突脊上，是转盘停止转动。所以这种机构不必附加其他装置就能获得很好的定位作用，又可以通过调整中心距来消除滚子与凸轮突脊间的间隙和补偿磨损。转盘在分度期的运动规律，可按转速、载荷等工作要求进行设计特别适用于高速、重载、高精度分度等场合。凸轮一般做等速连续旋转，有时由于需要转

15、盘有较长的停歇时间，也可使凸轮作间歇性停转。现以图2-1所示单头左旋凸轮为例，说明滚子与凸轮工作曲面的啮合过程：转盘的分度期开始时（图），凸轮转角0，No.2滚子与No.1滚子和凸轮定位环面左、右两侧分别接触，No.1滚子在其起始位置, No.2滚子在其起始位置=-30º ,No.3滚子在其起始位置=-90º。凸轮以方向旋转时，其廓面1L（糟的左侧脊的右侧）推动NO.1滚子使转盘以以逆时针方向转动（图b）。在廓面1L间隙推动NO.1滚子的同时，在适当的时刻凸轮廓面2L进入啮合，同时推动NO.2滚子（图c）。在NO.1滚子推出啮合，仅又廓面2L推动No.2滚子（图d）.凸轮转

16、过后，NO.2 滚子与 NO.3滚子分别与凸轮定位环面接触上的NO.2滚子与NO.3滚子取代原来的NO.1和NO.2滚子开始重复上述过程进行下一个工作循环10。 图2-12.2 运动的必要条件凸轮曲线的选择设计理想的分度运动首先要考虑他的位移，速度和加速度的要求，对分度精度和耐久性(寿命)影响最大的往往是加速度，因此希望有一个理想的加速度曲线。加速度曲线常用的种类较多（见表2-1）。各种曲线都有各自的速度最大值和加速度的最大值以及功率因素最大值×和跃动最大值 。可以根据不同场合和不同的需要选择不同的曲线。如果一种曲线满足不了需要可以多种曲线分段组合，在不同的区间采用不同的曲线以满足运

17、动特性的需要。另外也可以对同一种，比如在开始和终止位置段进行修正，构成修正曲线或称变形曲线。目前多采用较理想的运动规律，如加速度曲线为梯形、修正梯形以及正弦加速度曲线和修正正弦加速度曲线。美国CAMCO公司在大多数分度机构中采用修正正弦加速度曲线作为标准运动，把几种加速度曲线在一个周期内的几何形状显示对照，发现修正正弦加速度曲线在某些组合和顺序的变化中，加速度峰值和位移峰值都是比较低，而用功率因素曲线表示时，也明显看出其最大功率因数为最低。所以设计时我们选定修正正弦曲线作为我们的凸轮曲线。 表2-1 凸轮曲线的特性比较表表中Cv为速度系数值；Ta，Tb为加速度曲线时间分度，M为负、正最大加速度

18、比值。2.3 选择曲线时考虑的运动学参数如表2-1所示，各种运动曲线的无因次速度v，无因次加速度a，无因次跃动J的最大值、皆为凸轮曲线的固有特性值，从运动学考虑，选择凸轮曲线时应分析这些因素13。1）无因次最大加速度重载荷即随动质量大的载荷，应采用小的曲线，离心较大时，采用小的曲线较为合适，另外小的曲线使的最大压力角也小，凸轮尺寸也可以小些，最小的曲线是等速度曲线1。2）无因次最大加速度因为惯性力和转盘质量及加速度有关，惯性力越大，从动件助振力越大，所以转盘质量大时，应选取较小值的曲线。另外值关系到从动件与凸轮间法向载荷，而凸轮机构的强度主要根据凸轮接触强度和销轴弯曲强度来计算，因为任何应力都

19、与法向力成正比，所以凸轮强度也与值有关越小，许用应力也越小，极限速度也越小。高速凸轮应选值小的曲线，通常选等加速度曲线1。4） 无因次最大跃动最大跃动表示加速度曲线的斜率，其跃动值与从动件振动关系较大，可用下式表达跃动值：）式中此分量波动幅度；周期；无因次最大加速度。越大，振动分量振幅越大，越小，振动分量频率度越高。如果此频率接近随动件固有频率，机构将产生共振。5） 速度系数Cv因素当选修正正弦曲线时，速度系数Cv值可用下式计算：Cv= 如果F=0 Cv=1.75961.762.4 弧面分度凸轮机构的主要运动参数设计的部分常量为：中心距80，分度数8，转速200/min2.4.1 凸轮分度廓线

20、头数、转盘滚子数与转盘分度书之间的关系凸轮分度廓线的头数主要有下列几种：单头，双头，多头，多头的比较少用。凸轮分度廓线如为左旋用表示，右旋则用表示，一般采用左旋较多。转盘转移圈中的停歇次数成为转盘分度数，它与转盘滚子数间的关系为82.4.2 凸轮与转盘在分度期与停歇期的运动参数凸轮分度期转角f在满足工作要求的条件下，一般取大一些的值对机构的运转情况是有利的，较常用的f。在满足动停比的情况下我们选f凸轮角速度为 凸轮停歇期转角为机构分度期的时间和停歇期的时间为 凸轮角位移以表示，并以凸轮分度期开始处作为=0。转盘分度期转位角转盘在分度其任意时刻的角位移 式中 S所选定的运动规律无因次位移转盘分度

21、期的角速度为 式中 V所选的运动规律无因次速度。在计算时，无论是顺时针向或逆时针向转动，总取绝对值，即它不带正负号，因此也没有正负号。分度期转盘与凸轮的角速度比/与最大角速度比（/）max为 /= （/）max=式中 Vmax所选定的运动规律无因次速度的最大值，每种运动规律的Vmax是一个定值。2.4.3动停比k与运动系数凸轮转移圈中，转盘的转位时间与停歇时间之比称为动停比k k=0.5凸轮转移圈中，转盘转位时间所占的比率称为运动系数 2.4.4 啮合重叠系数由于制造和安装误差等影响，可能发生凸轮廓线与转盘滚子啮合中断的现象。所以必须有适当的时间使前一个滚子尚未退出啮合时，后面的另一个滚子已先

22、期纪念馆如啮合，以保证转动连续。在分度期间凸轮有两条同侧廓线时推动两个滚子所占的时间按比率加上1定义为啮合重叠系数： 式中 凸轮分度期转角； 在分度期间凸轮有两条同侧廓线同时推动两个滚子时所应对的凸轮转角。单头是一般取=1.11.3，双头时可以再大些，但也不宜过大，否则容易发生由于两条同侧廓线间的不协调而产生卡住的现象。2.5弧面分度凸轮机构的主要几何尺寸计算2.5.1凸轮节圆半径，转盘节圆半径与中心距C转盘的基准尺寸用节圆半径来表示，是转盘转动轴心到滚子宽度b中点处的转盘径向尺寸。凸轮的基准尺寸用节圆半径来表示，是沿凸轮中心与转盘转动轴线的公垂线量度的到的距离。故中心距C为 C=+两节圆的交

23、点称节点2.5.2许用压力角凸轮上的压力角是指在凸轮与从动件接触点上的从动件运动方向和凸轮表面的法线方向的夹角。限制压力角值可以防止从动件和导槽间卡住，并使从动件侧面反推力最小。如果压力角过大，会使内核副很快磨损，若再大，将导致从动件卡住或弯曲变形，或产生振动等不能正常运转。所以压力角越小越好，根据经验一般=30º40º，所以设计中我们选=30º。2.5.3转盘节圆半径37.2所以我们取=35（mm），=C-=80-35=45（mm）2.5.4滚子数z、相邻两滚子轴线间夹角、滚子半径与宽度b滚子数z一般都为偶数，常用的z=612。相邻两滚子轴线间夹角为 滚子半径和

24、宽度b一般取为=（0.50.7）sin=（0.50.7）*35*sin22.5º=6.699.38由上我们取=8mm b=（1.01.4）=811.2（mm）由上我们取b=10mm2.5.5凸轮的主要尺寸凸轮的顶弧面半径为 =31.04（mm），取=31mm凸轮定位环面两侧夹角为 凸轮的定位环面侧面长度h为 h=b+e式中 e滚子与凸轮槽底间沿滚子方向的间隙，一般取e=（0.20.3）b，但至少e510mm，所以我们有h=15凸轮定位环面外圆直径为 所以我们可以计算出º，=98.45mm凸轮定位环内圆直径为 = -2hcos =98.45-2×15cos22.5&

25、#186;=70.73（mm），取=70mm凸轮的理论宽度为相邻两滚子轴线与凸轮底部弧面相交处的宽度，为 （mm）在选定凸轮的实际宽度l是必须注意以下两点：（1） 应验算有适当的啮合重叠系数；当l愈大时，愈小。（2） 不允许在凸轮上出现两条定位环面，因次l亦不能太大。一般l为 得到 34.44<l<49.21 我们取l=40mm凸轮的理论断面直径为=76.85（mm）凸轮的理论断面外径是凸轮理论断面与凸轮顶弧面圆相交处的直径，为 =108.44（mm）凸轮的实际断面直径D为 D=+(l-)tg=76.85+40-34.44=79.14（mm），取d=79mm2.5.6装上滚子后转盘

26、的尺寸转盘上径向对称两滚子外侧端面间距离为 =2+b=84（mm）转盘上径向对称两滚子内测端面间距离为 =2-b=56（mm）第三章 弧面分度凸轮工作曲面的设计原理和方法3.1空间共轭曲面设计时必须满足的基本条件弧面分度凸轮的工作轮廓是空间不可展开曲面，很难用常规的机械制图方法进行测绘，也不能用展开成平面廓线的办法设计。一般应按空间包络曲线的共轭原理进行设计计算。根据共轭曲面原理，凸轮工作廓面与从动盘的滚子间的共轭接触点必须满足下列三个基本条件：1)在共轭接触位置，两曲面上的一对对应的共轭接触点必须重合。2)在共轭接触点处，两曲面间的相对运动速度必须垂直于其公法线。3)两曲面在共轭接触点处必须

27、相切，不产生干涉，且在共轭接触点的邻域亦无曲率干涉。 下面推导与从动转盘上滚子圆柱面共轭的弧面分度凸轮工作曲面方程式，就是根据上述三个基本条件来进行的。3.2坐标系的选取3.2.1在弧面分度凸轮机构上建立四组右手直角坐标系 图3-1 1）与机架项链的定坐标系坐标系 的原点与转盘转动中心重合。轴沿转盘转动中心与凸轮中心的连线。轴与轴组成的平面与转盘的旋转平面平行。轴与转盘的转动轴线重合，安右手法则可知垂直纸平面向外。2） 与机架相连的计算用辅助定坐标系´´´´´坐标系´的一点´与凸轮的中心重合。´轴与 轴重合。

28、80;轴与凸轮转动轴线重合，选择´的箭头方向时，应面对´箭头看，使凸轮角速度为逆时针向转动。´轴按右手法则决定，图4-1中所示´与轴 间夹角为- ，即´垂直纸面向内。3）与凸轮1相连的动坐标系坐标系的一点取在凸轮中心，与´重合。轴在同过凸轮中心并垂直于凸轮转动轴线的平面上，图4-1（c）为此平面的截面示意图，以表示出与´´间夹角为，从´´取量度，面对´轴的箭头看逆时针向为正；当凸轮分度期开始时与´´重合，=0。 轴与´轴组成的平面垂直于凸轮的转动轴线，与&

29、#180;间夹角亦为。轴即凸轮1的转动轴线，与´重合且箭头方向一致。4） 与转盘2相连的动坐标系坐标系的原点去在转盘中心，即与重合。轴沿滚子的自转轴线，即转盘的径向线。与间夹角为，从起量度，面对 轴的箭头看逆时针向为正。当转盘在分度期开始时，不同的滚子有不同的位置角。轴与轴组成的平面为滚子的中心平面，它与转盘的旋转平面平行。轴即转盘2的转动轴线，与重合，垂直纸平面向外，面对箭头看，逆时针想转动为正；应为与凸轮定位环面的对称平面上。图4-1（b）为垂直轴的滚子截面示意图，以表示出滚子的曲面参数 和13。3.2.1坐标系中各个方程式的确定 1）转盘滚子圆柱面在动坐标系中的方程式 r，式中

30、 r，滚子圆柱形工作面方程式的曲面参数； 滚子半径。 2）凸轮与滚子的共轭接触方程式 式中 p凸轮分度期轮廓线的旋向符号，左旋p=1，右旋p=-1； 凸轮的角速度； 从动转盘的角速度； 机构的瞬时角速度比； C凸轮与转盘间的中心距； 从动转盘上滚子轴线与间的夹角，面对轴的箭头看，由期逆时针向量度为正值； r、从动转盘上滚子圆柱形工作面方程式中的曲面参数。3）凸轮工作轮廓在动坐标系中的方程式式中 p凸轮分度期廓线的旋向符号，左旋p=+1，右旋怕； C凸轮和转盘间的中心距；滚子圆柱工作面上共轭接触点在坐标系中的三维坐标，按共轭接触方程式它共有两组值，将他们带入1）中的方程后可相应求得凸轮工作轮廓的

31、左、右两侧的坐标； 凸轮的转角，在凸轮分度期开始出=0，面对´轴的箭头看，逆时针向量度为正，为凸轮分度期的转角； 滚子的位置角，它是滚子中心和转盘中心的连线 与定坐标轴 间的夹角，由 起逆时针向量度为正。 ，式中 滚子起始位置角； 滚子的角位移，恒取绝对值； S无因次位移。3.2.1求解凸轮工作轮廓的三维坐标值上面两节我们确立凸轮相关的坐标和相关的方程，现在我们根据我们前面确定的曲线方程还有凸轮的运动参数和几何参数我们来计算凸轮工作轮廓的三维坐标。按照上面的计算，各个滚子的起始位置角，按下表求得：滚子代号No.1No.2No.3 1）选定中心距C后，把求得的和 带入共轭接触方程式，得

32、到每个是滚子圆柱面上共轭接触点的曲面参数r，间的制约关系；2）每个是设定以系列r值，由上述制约关系求得相应的，同一个r有2个，90º用于凸轮轮廓R，180º用于凸轮轮廓L;3)把同一时r和的每组对应值带入滚子的坐标方程式中，即可求得滚子圆柱面上共轭接触点的坐标；4）在把上述求得的每一时求得的和带入凸轮的坐标方程式中，即得到相应的凸轮工作轮廓的三维坐标值，并列成表5）当凸轮转角由分度期转角到2时，转盘为停歇期，其相应的角位移始终为零，且=0。根据上面的式子我们知道满足共轭接触条件的只可能为=0和=，而r则可以为到 范围内的一系列值。把r和带入r，后可得：。再把 ，分别代入后所

33、求的即为凸轮定位环左右两侧的曲面坐标值。以上运算过程我们通过编程和笔算相结合的方式得到结果：3.3弧面分度凸轮的压力角根据文献查得压力角的计算公式为 式中 C中心距； r滚子轴线上某一点与转哦按轴心间的半径; 滚子的角位置，按公式计算； 转盘与凸轮的角速度比，总去绝对值，无正负号。在中心距C给定后，每一个凸轮转角就有一个对应的和。由于滚子圆柱表面的瞬间接触线上每个共轭接触点在滚子轴线上相应点的半径r是各不相同的，由可知其压力角值也是不相同的，即沿接触线上每个点处的有效推力不是均匀分布的，而且同一瞬间r愈大处的愈大，为简化起见总以转盘节圆半径处的压力角定为其名义值，即取r=来计算压力角。3.3.

34、1最大压力角及降低的措施 最大压力角是影响机构动力学特性以及机构主要尺寸度有关的一个重要参数。理论上应按计算所得的一系列中选出其中最大的来验算，但由于每一瞬时沿接触线就有不同的值，而不同瞬时又不同的接触线，因次判断起来相当复杂，股在设计时一般都采用简化方法。即设定r按转盘节圆半径计算，并且由于弧面分度凸轮机构在分度期常用的运动规律一般均是对称型的，故发生在转盘分度期的中点，即当时，取最大 。但注意达到最大时，不一定同时也最大，如果理想化这一影响，则可得验算最大压力角的公式为式中 许用压力角，一般取=30º40º当验算不合格时，降低的措施有下列一些：1）当中心距C 及运动规律

35、一定时，减小转盘节圆半径，即增大凸轮的节圆半径。2）当及一定时，增大，即增大C.3）当C及 一定是，改用值较小的运动规律。4）当C和以及一定时，增加凸轮分度期转角可减少。但增加 将使凸轮停歇期转角减少，因而机构停歇时间减少；当无法满足机器工作要求规定的时，可采用是凸轮间断性转动的办法来保证转盘具有足够的停歇时间。5）当C和以及 一定时，可以采用多头凸轮来降低。第四章 弧面分度凸轮机构的结构设计弧面分度凸轮的结构图如图4-1所示图 4-1 弧面分度凸轮机构结构图1-箱体 2-内六角圆柱头螺钉 3-密封圈 4-输出支撑套 5-密封圈 6-输出轴偏心套 7-输出轴 8-十字沉头螺钉 9-油封 10-

36、圆柱滚子轴承 11-分度盘 12-内六角螺钉 13-滚针轴承 14-六角螺塞 15-圆锥滚子轴承 16-轴承端盖 17-密封圈 18-内六角螺钉 19-紧定螺钉 20-滚子轴构成弧面分度凸轮机构的结构的零件分为非标准件和标准件，主要分类如下：非标准件：箱体、输出支撑套、输出轴偏心套、输出轴、分度盘、轴承端盖；标准件：螺钉、密封圈、油封、轴承。下面我们对非标准件的结构设计进行说明。4.1箱体的结构设计4.1.1箱体结构设计原则固定式机器，其箱体的结构较为复杂，刚度要求也较高，因而通常为铸造。箱体的一些结构尺寸，如壁厚、凸缘宽度、肋板厚度等，对箱体的工作能力、材料消耗、质量和成本，均有重大的影响。

37、为了增强箱体的刚度可以用完全或仅一面敞开的空心矩形截面以及采用肋板；应该尽量减少与其他机件的连接面数；使相连接的各个机件间相互连接牢固并紧靠；尽量减小箱体的内应力以及选用弹性模量较大的材料等。在设计箱体时，为了机器装配、调整、操纵、检修及维护等的方便，应在适当的位置设有大小适宜的孔洞。有方便、可靠的和地基连接的装置。箱体零件上必须镗磨的孔数及各孔位置的相关影响应尽量减少7。4.1.2箱体的主要结构尺寸箱体图下图如图所示： 图4-2箱底壁厚：15mm 箱体侧壁厚：12mm 轴承端盖螺钉直径：M6箱体底部凸槽高：26mm凸槽端盖螺纹直径：M34.1.3设计的箱体的结构特点1）为了提高箱体的承载能力

38、即稳定性将其设计成“工”字形，箱体的上表面为工作面，下表面为安装面，让这连个表面向外延伸，增加他们的接触面积，使得单位面积上所受的力变小，也增加了他们的稳定性，同时也对上下面加厚以便有更好的刚度，提高其精度和使用寿命；2）箱体的的工作面是设计了一个内凸台，通过一个支撑套和工作轴连接使得我们能方便的调整轴的垂直及同轴度，由于支撑套所处的位置已经上侧壁的上沿，这样就能使得工作台的负担分散到各个侧面，而不用箱体上表面单独支撑，增加了箱体的稳定性；3）低面的一个内凸台，增加了他的突起高度，这样也间接的减少了输出轴的长度，能够在轴大小一定的情况下，增加它承受径向力的能力，轴不容易变形，确保轴的精度；4）

39、左下部设计了游标孔和排油孔，便于及时掌握润滑油的量和及时简便的更换润滑油；5）箱体的下部设计了与地基连接的装置，便于箱体的安装和固定，箱体的底部采用了凸台结构，减少了安装面的加工面，提高了结构的稳定性和安装的精度。6）箱体需要和其他零件进行配合的结构均按其他零件的要求进行设计，箱体的各个需要加工的面的粗糙度、相关结构间的形位公差等都做出了相应的设计，这些内容在手工绘制的箱体图上有详细的描述7。4.2 输出轴的设计4.2.1轴的设计原理轴的结构设计包括定出轴的合理外形和全部结构尺寸。轴的结构主要取决于以下因素：轴在机器中的安装位置及形式；轴上安装的零件的类型、尺寸、数量以及和轴的连接方法；载荷的

40、性质、大小、方向及分布情况；轴的加工工艺等。由于影响轴的结构的因素较多，且其机构形式又要随着具体情况的不同而异，但不论何种具体条件，轴的结构都应该满足：轴和装在轴上的零件有准确的工作位置；轴上的零件应便于装拆和调整；轴应具有良好的制造工艺等。4.2.2轴的结构设计图 4-3 轴的结构1）拟定轴上零件的装配方案装配方案如图4-1中所示2）弧面分度凸轮机构是一个精度较高的运动机构轴的刚度要求比较高，满足轴的刚度要求我们选用合金钢做为轴的材料轴的材料:40Cr ，材料的许用压力/MPa: 4052;根据许用应力定出的虚数A: 100.7983）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度根据工作要求计算

41、出轴的最小应该有的直径和长度：由设计手册查得轴的许用转应力公式为： 式中 A按许用应力定的系数(Mpa) p功率(kw) n轴的转速(r/min)带入前面所得数据计算得d24.6第1段的长度按照输入装置的要求，并遵循>的原则，故取=26mm，=50mm。第2段中轴需要配合一个轴承，满足他们的在轴向力和径向力的要求，我们所选的轴承为圆锥滚子形的，集合尺寸为：内径×高=30mm×17.25mm；再加上一个油封，内径×高=30mm×12mm的油封，一个合理尺寸的偏心套高度为24mm，所以这段轴的长度设为42mm；第三段为调整段，长度要求以考虑以满足两边的

42、轴承配合要求，及分度盘的固定位置为先，我们选择的为40mm；第四段为分度盘的定位段，他的位置由为重要，直接影响到分度盘的工作能力，加工时该段的位置是测量的重点，我们选择的长度为8；第五段也是调整段，以便于调整第四段和第六段的精度和位置；第六段为轴承配合段，位置要求较高，加工时是精度测量的重点，选择的长度为19mm由以上的计算可得出轴的总长=172mm。另外为了方便轴的加工、保证加工质量轴上还设计了砂轮越程槽、螺纹退刀槽、中心孔、倒角等，其尺寸均按设计手册查阅所得7。4.3分度盘的结构设计 图4-4 分度盘的设计分度盘的结构特点：1）本次设计的凸轮机构，其输出为轴输出，其总体形状为圆形具有最好的

43、对中性，结合图4-1可知该分度盘主要负责分度，完成分度形式，所以该分度盘主要承受径向力；2）分度盘上有安装8个滚子轴用来传递运动，滚子轴上安装的是滚针轴承，这样能很好的减少凸轮和滚子在高速转动时的摩擦，增加机构的使用寿命；3）分度盘使用的固定方法是直接通过4个螺钉固定在轴上，和键相比更能有效的防止分度盘松动或因为有转盘间歇而产生的振动，保证它的精度要求；4） 分度盘的尺寸以及各个需要加工的面的粗糙度、相关结构间的形位公差等都做出了相应的设计。4.4输出轴偏心套的设计图4-5输出轴偏心套的设计图该装置的主要作用是微量调整轴的位置，让轴处于一个最佳的位置，满足他的高精度的工作要求，通过一个沉头螺钉

44、调整偏心套上上下两面的距离，调整两个圆心的位置来调整轴的位置。偏心套的尺寸以及各个需要加工的面的粗糙度、相关结构间的形位公差等都做出了相应的设计，如图。4.5轴承端盖的设计、输出支撑套 图4-6 轴承端盖的设计 图4-7 输出支撑套轴承端盖的设计根据已知的轴、轴承的尺寸通过参阅设计手册设计了其结构。输出支撑套的结构要满足定位、配合等方面的要求。轴承端盖和输出支持套的尺寸以及各个需要加工的面的粗糙度、相关结构间的形位公差等都做出了相应的设计，如上图。第五章 弧面分度凸轮机构设计应该考虑的问题设计机构要有很高的精度和耐用寿命，因而各种零件要有一定的精度以及良好的制造工艺和热处理工艺，尤其啮合表面需

45、要有很高的硬度，输入，输出轴和法兰要有一定的刚度，高精度的凸轮从动件也要给予某些操作保养，从而保持分度机构高精度和长寿命2。5.1凸轮的尺寸 为了节省空间，降低重量，减少惯性作用，缩短从动件位移行程，希望凸轮基圆的尺寸越小越好，这样会减少磨损。5.1.1凸轮体宽度b合适的凸轮体宽度b能保证分度运动的连续性。宽度太窄，会导致前一个滚子脱离与轮廓的啮合时，后一个滚子还没进入另一个轮廓的啮合状态；但太宽也没有必要，不仅增加了加工量，并可能出现于其谈滚子的位置干涉，因此b以保证适当的啮合度迭段为宜。5.1.2凸轮体最大、最小外径凸轮体外径太大将浪费材料，增加惯量2；过小使啮合的滚轮不能完全接触。因此其

46、最大外径 =55.50最小外径 =45式中 C中心距； 从动盘滚子的节线半径； b凸轮体宽度。5.1.3凸轮轴直径凸轮轴的直径由应力和挠曲度等因素来确定，也要有足够的尺寸来满足轴和键槽的尺寸需要。5.1.4凸脊厚度 凸脊的厚度包括分度廓面和停顿廓面。对于径向涡形凸轮，凸脊截面的形状有两种：A型结构，当分度盘停歇时，与凸脊接触的两滚子相邻，这两滚子轴线与凸轮轴线不垂直；B型结构，当分度盘停歇时，与凸脊接触的两滚子不相邻，出入凸轮中不凹槽内的滚子轴线垂直于凸轮轴线。凸脊有单头和多头之分，其螺旋线方向有左旋和右旋之分。凸脊的最小厚度应使凸脊有足够的强度和刚度。5.2精密的凸轮从动件 凸轮驱动分度机构

47、利用的是从动件和凸轮间一个很小的弹性变形力，是没有预载荷的，在没有弹性变形力时往往会产生严重的振动和反向冲击，或传动闪动，结果在分度运动和停留时会导致凸轮和从动件过早磨损。采用预载设计时，因凸轮从动件与凸轮是滚动硬接触，这种滚动接触会有小的振动，我们设法消除轴承间隙维持零的反向冲击，消除传动闪动，延长从动件寿命，维持输出确定的控制运动。另外在输出、输入轴的支撑端都选用精密轴承，这样无论是在径向载荷还是在轴向载荷作用下，从动轮和凸轮都能保持固定的精确位置，精确的旋转和分度精度以下及机构的长久寿命。轴承的寿命是指其精度寿命，当其精度下降到不能完成机构精度要求时，则认为轴承失效2。在机构设计中多采用

48、8000h的B10。B10寿命是一个数值，它是在给定速度下，设计完善水平的凸轮从动件功能的90%的标准寿命。所有CAMCO分度机构的设计和估价2，都是以从动件具有8000h为标准，但在机构设计时，构件的主要组合部分往往超过10000h。为了计算方便，CAMCO公司在他们所生产的分度机构能力的表格中，这个B10能力表示在输入50次分度/min时对B10寿命为8000h从动件的极限载荷能力。如果输入转速不是50次分度/min，则采用当量折算方法，将其折算到50次分度/min时进行换算1 2。5.3润滑与磨损无论是滚子齿轮式、直角式分度机构，还是平行分度式分度机构，滚子和凸轮轮廓都是共轭曲面啮合，因

49、此可以看成一个非常特殊的换面蜗杆在传动。他的润滑完题十分重要。在低速时可认为是与相对速度无关而与正压力有关的库仑摩擦，而在高速时必须考虑库仑摩擦力和粘性摩擦。这粘性摩擦力与速度成正比，产生结构阻尼力。因此不同机构和不同转速采用不同粘度的润滑油，使啮合副在运动时形成油楔，起到动压轴承的作用。5.3.1 胶合现象润滑严重不良时会产生胶合现象，这是指两个接触表面间的吸引作用，引起材料从一个表面向另一个表面转移，最好形成磨损碎片。预防方法：1） 凸轮和滚子的材料要合理配合；2） 啮合表面要洁净；3） 润滑充分，润滑油牌号要选择合理；4） 啮合表面要淬火，具有一定的硬度，表面要精加工。5.3.2 粘性磨

50、损在啮合两物体中，一个物体表面材料在啮合中被分离出去。这中分离不是从一个表面被粘作用到另一个表面，而是被拉出的，或是由于非常硬的表面和物体将另一个表面的材料刨出去或压出等。预防方法：材料淬火达到一定硬度。5.3.3 成品腐蚀由于方式和摩擦的存在，引起成品腐蚀。预防方法：1） 改善周围介质情况（如和机构有介绍的介质的酸碱度）；2） 改善润滑情况。5.3.4 表面疲劳他的特点在于凸轮表面被载荷作用而剥落下来形成洗多凹痕。在相对很长的寿命时间和许多次循环之后，凸轮表面逐渐产生洗多微小的裂纹，裂纹随循环次数的增加而不断增加和加深，当循环次数达到一定值时脱落就突然发生，然后在他发生时实际被磨掉。结果形成

51、的凹痕相对来讲是很大的。预防方法：1） 用改变设计和操作状态，降低接触应力，例如降低滑动速度；2） 增加表面硬度和采用表面抛光等精加工方法；3）润滑。接触载荷重复循环的结果，是凸轮和从动件在滚动接触的情况下，因表面磨损疲劳度断裂而受到损害。虽然各种形式的磨损有可能同时发生，但在凸轮和从动件系统中表面疲劳时断裂的主要原因1。5.3.5 材料和热处理凸轮和从动件的材质一般多选用合金结构钢，如40Cr钢、20Cr钢渗碳、38CrMAl渗碳等，淬火硬度多在6070HRC或者凸轮渗碳硬度850HV,表面粗糙度在0.81.6，6级精度，方可使用1。致 谢光阴似箭，四年的大学生活转瞬即逝，我要为它画上一个圆满的句号，为此我努力认真地完成了毕业论文。首先，我要感谢我的导师王红岩老师，本文就是在王红岩老师的悉心指导完成的，从设计的选题、资料的分析、计算的过程到设计成图纸都是在王老师细心指导下完成的。王老师渊博的专业知识，严谨的治学态度，精益求精的工作作风，孜孜不倦的求索精神，诲人不倦的高尚师德，严以律己、宽以待人的崇高风范，朴实无华而又平易近人的人格魅力都对我产生了深远的影响，这不仅使我树立了远大的学术目标、掌握了对问题基本的研究方法，还使我明白了许多待人接物与为人处世的道理，这些都将使我终身受益，为我以后的生活打下良好的基础。在此，向尊敬的王老师表示崇高的敬意和由衷的感