当时场面很混乱__
研究
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蜗杆凸轮一滚子齿轮间歇分度传动栅构特胜研究
常州工学~(213000)周垄敏苏纯
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蓦:荔i一篓囊i蒜:墓:篙
_董囊:蠹?_蓦一譬?_篓j
囊:囊誊垂蠹:囊瘫:::蓦j
ResearchforCharacteristicofIntermittenceandGraduationTransmission
MechanismwithWorm—.CamandRoller.dear
ZhouKun—rainSuChun
Abstract:Inmodernizedhigh—seedautomaticmachine,oftenusedtheintermittenceandgraduationtra
nsmissionmechanismwith
worm—camandroller—gear.Thispaperdescribesworking.Characteristiconthemotionandpower,th
econtroletc.Providestheoretical
basisfordesignandusethedevice.
Keywords~worlTI—cam;roller—dear;intermittencegraduation;motioncharacteristic;powerchara
cteristic
现代高速自动机中,经常需要周期分度,间歇进给,步进
驱动等,而棘轮传动机构,槽轮传动机构等间歇分度传动机
构,因高速时会引起很大的动载荷,产生强烈的冲击,振动和
噪声,工作准确度差.作为一种运动,动力特性较好,分度精
度较高,传动平稳,振动噪声较小的间歇分度传动机构,即蜗
杆凸轮一滚子齿轮间歇分度传动机构正在异军突起.在高
速冲床,多色印刷机,包装机,自动装配机等轻工,电子,食
品,包装,药品,印刷等行业的多种专用设备及专用生产线中
发挥了重要的作用.
1工作原理
蜗杆凸轮一滚子齿轮间歇分度传动机机构是由蜗杆凸
轮与滚子齿轮组成的运动高副,完成分度一间歇一分度的传
动要求.蜗杆凸轮又称圆弧面凸轮,凸轮曲面是一条有端的
变升角螺旋曲面,其曲面包绕在圆弧体表面上,其轴向截面
内突脊的截面形状为梯形.滚子齿轮是沿径向呈幅射状配
置滚子的从动盘.滚子与蜗杆凸轮螺旋曲面接触.动力从
蜗杆输入,经过凸轮滚子运动副,从滚子齿轮轴输出.
当蜗杆凸轮上的升角为零的那一段凸轮曲面(即突脊为
直线段)与滚子接触时,突脊与两个滚子咬合,滚子与突脊间
可以调整到无间隙接触,使滚子齿轮处于锁紧状态而停歇,
停歇位置变动量小,故定位精度较高.这是其它分度传动机
构无法比拟的.如图1所示.
当蜗杆凸轮转动到有升角的那,段凸轮曲面与滚子接
触时,滚子既滚动又摆动,凸轮曲面推动滚子齿轮连续回转
进行分度,直至蜗杆凸轮上凸轮曲面升角为零的起始线与滚
子接触,完成整个分度过程,由于分度过程中,从动滚子齿轮
收稿日期:2002—12—3
始终被预压,滚子与凸轮曲面间不产
生间隙.所以,分度平稳精确.如图2
所示.
蜗杆凸轮输入动力,滚子齿轮以
分度一停歇一分度的运动规律输出.
这就是蜗杆凸轮一滚子齿轮问歇分度
传动机构的工作原理.
2主要技术参数
蜗杆凸轮一滚子齿轮间歇分度传
动机构的性能指标有以下主要技术参
数评定.
2.1分度角
分度角表示滚子齿轮转过所需角
度相对应蜗杆凸轮转过的角度,这是
该机构的主要特性参数,是设计该机
构的主要依据之一,它决定了蜗杆凸
轮曲面的始末点.
2.2位置角
位置角表示滚子齿轮上相邻两滚
子间的夹角.
2.3分度精度
分度精度包括两种精度,一是滚
子齿轮回转一周,分度角的最大误差
值.二是分度复现时,分度角的最大
广—f,,
LI
=:=
il
I{
I
图1停歇状态
,,
《
I
J
图2分度状态
误差值,它表征该机构的重复分度精度.分度精度综合表征
了该机构的蜗杆凸轮和滚子齿轮的几何形状位置精度,传动
?
8?
运动精度和装配精度,是该机构的主要特征参数,根据使用
要求分度精度有三级,一般级?30,精密级?15”,超精级?
1O.
2.4等分数
等分数表示主动蜗杆凸轮转一周与从动滚子齿轮回转
角之比.如2,4,6……等分.
2.5回转角
回转角表示分度角相对应滚子齿轮转过的角度.
2.6间歇速度
间歇速度表示每分钟间歇分度传动的间歇次数,一般小
于500次/分.
3运动特性
蜗杆凸轮一滚子齿轮间歇分度传动机构的分度运动特
性是由蜗杆凸轮的凸轮曲面形状决定的,凸轮曲面形状不同
可获得不同的分度运动特性.由于凸轮曲面在蜗杆向方向
才对分度运动产生影响,而在蜗杆凸轮的径向方向仅影响滚
子与凸轮曲面问的间隙.所以,可用蜗杆凸轮轴向凸轮轴曲
线来研究分度运动特性,以下分析几种凸轮曲线的分度运动
特性.设蜗杆凸轮转角为0,分度角为,角速度为,滚子
齿轮转角为,角速度为:,角速度为,:,回转角为.
3.1等速分度运动曲线
等速分度运动曲线方程式为:
‘;}=?
滚子齿轮角速度为:
z:d~/dt=1/
滚子齿轮角加速度为:
e2=dw2/dt=0
分度始末e2=?O0
分度角位移曲线,角速度曲线和角加速度曲线如图3所
示.
000
图3等速分度运动特性曲线
蜗杆凸轮等速回转时,滚子齿轮以等速进行分度,最大
角速度因数:=1,最大角加速度因数e.=0(O0),分度过
程平稳,但分度始末角加速度为无穷大,产生突变,引起分度
不平稳.
3.2等加速度等减速分度运动曲线
等加速度等减速分度运动曲线方程为:
f:2(/|8)(O??卢/2)
I=(1—2(1一olf1)](/2??)
滚子齿轮角速度为:
f::4国-/(o??fl/2)
lz=[4(1一Olf1).,]/(/2??)
滚子齿轮角加速度为:
fez4/
\:=一4j/
滚子齿轮跳跃度为:
=de2/dt=0
(O??2)
(/2??p)
分度始末端及中点处的跳跃度为:
=Ljm[4/)一O]/At:O0
O0—U
分度角位移曲线,角速度曲线,角加速度曲线和跳跃度
曲线如图4所示.
.
.
图4等加速等减速分度运动特性曲线
滚子齿轮在等加速等减速凸轮曲线推动下作等加速等
减速分度运动,最大角速度因数:=2,最大角加速度因数
e:=4,跳跃度因数=0(O0),分度始末及中点处角加速
度发生有限变化,其运动特性优于等速分度运动特性.
3.3余弦加速度分度运动曲线
余弦加速度运动曲线方程为:
:
(1一cos(/)]/2
滚子齿轮角速度为:
2=4sin(,~Olp)l(2)
滚子齿轮角加速度为:
e2=,【cos(/)/(2)
滚子齿轮跳度为:
=一
..
sin(~O/f1)一(2)
分度始末滚子齿轮跳跃度为:
=i[/2)cos(~o/p)一
‘?f-.0.
0]At=O0
分度分位移曲线,角加速度曲线,
角加速度曲线和跳跃度曲线如图5所
示.
滚子齿轮以余弦加速度规律进行
分度,其最大角速度因数:=1.57,
e
e
e
e
最大角加速度因数e:=4.93,跳跃度图5余弦加速度分度
因数J=1.57’,分度始末加速度有运动特性曲线
限变化,在分度中间段角加速度变化平滑,运动平稳.
3.4正弦加速度分度运动曲线
正弦加速度分度运动曲线方程为:
=o/p—sin(2,tO/,a)2,t]
滚子齿轮角速度为:
2=[1一COS(2”0/f1)]/
滚子齿轮角加速度为:
e:=[2mn(2~O/f1)]/
滚子齿轮跳跃度为:
=
[4:cos(2~O/f1)]/
分度角位移曲线,角速度曲线,角加速度曲线和跳跃度
曲线如图6所示.滚子齿轮以正弦加速度规律进行分度,其
?
9?
最大角速度因数.:2,最大角加速
度因数,:=6.28.最大跳跃度因数
,=3.95.角加速度曲线连续变化缓
慢,分度始末及中点角加速度为零,且
跳跃度为有限变化,分度整个过程(包
括分度始末)平稳,其运动特性优于上
述几种运动曲线.
除以上几种分度运动曲线外,还
有梯形分度运动曲线,组合分度运动
曲线等,不再累赘.
4动力特性
滚子齿轮的动力特性主要指分度
时的滚子齿轮的动力特性,动力特性
的好坏影响滚子齿轮的功载荷,承载
能力,振动冲击,磨损及使用寿命等.
-
.
e
e
e
4.1压力角图6正弦加速度分度
压力角是影响滚子齿轮动力特性运动特性曲线
因素之一.当一定载荷和分度运动规律确定之后,压力角愈
大,蜗杆齿轮与滚子齿轮间作用力也增大,相对摩擦力也增
大.当压力角增大到某一临界值时,滚子齿轮产生自锁.所
以压力角一般不能超过允许的压力角,但压力角不能过小,
过小势必使蜗杆凸轮尺寸加大,结构不紧凑,若不加大蜗杆
凸轮的尺寸,则滚子齿轮承载能力将下降.分度运动曲线不
同时,压力角也不同,等速分度运动曲线最大压力角较小.
若令其压力角比a一:1,则等加速等减速运动曲线最大压
力角比口一=1.2,1.7.余弦加速度曲线最大压力角比
a一=1.0,1.4.正弦加速度曲线最大压力角比a一=1.2
,
1.8.最大压力角一般在分度中心处附近.由上分析可知
等速分度运动曲线和余弦加速度分度运动曲线最大压力角
比较小,受力情况较好,分度时磨损较轻.
4.2冲击力
由分度角加速度曲线可知,等速分度时,分度始末端角
加速度为无穷大,惯性力矩也为无穷大.当角加速度为正无
穷大时,惯性力矩使滚子与凸轮曲面的接触应力猛烈增大,
加剧磨损.由于角加速度突变,产生刚性冲击,引起强烈的振
动和噪音.当角加速度为负无穷大时,滚子与凸轮曲面瞬时
脱离接触,产生间隙,分度发生窜动,影响分度精度,故只适
用低速轻载场合.等加速度等减速分度运动时,分度始末和
中点处角加速度有限变化,惯性力矩也发生有限变化,产生
软性冲击.所以适应性好,但在高速时仍产生强烈的冲击和
振动,通常适用于中低速轻载场合.余弦加速度分度时,只
在分度始末角加速度发生有限变化,产生软性冲击,且较等
加速等减速分度时产生的软性冲击小,分度中点处角加速度
连续变化,不产生冲击.故适用中速中载场合.正弦加速度
分度时,角加速度都是连续变化的,不产生刚性和软性冲击,
运动平稳,振动,噪音和磨损较轻,适用于高速重载.
4.3动载荷系数
动载荷系数反映分度过程中,由于蜗杆凸轮和滚子齿轮
相对振动所产生的内部附加动载荷对滚子齿轮承载能力的
影响程度.它与分度运动曲线,蜗杆基节偏差,突脊轴载面
形位误差,蜗杆圆周速度,滚子齿轮的质量,突脊和滚子刚
度,传递的载荷,轴系的刚度和系统阻尼特性有关.就分度
运动曲线对动载荷系数的影响来看,滚子齿轮作正弦加速度
分度运动时,动载荷系数最小K=1,余弦加速度分度运动时
次之K=2,等加速等减速分度运动时K:3.
综上分析,蜗杆凸轮分度曲线采用正弦加速度曲线运动
和动力特性均较好,在现代的高速自动机分度一停歇一分度
系统中采用较多.
5间隙调整
蜗杆凸轮——滚子齿轮间歇分度传动机构在分度和停
歇过程中,蜗杆凸轮突脊始终与滚子接触,若产生间隙势必
影响分度精度和定位精度.由于制造和安装误差,都会产生
间隙,运行一定时期,由于磨损,也会产生间隙,所以间隙要
进行调整.
间隙的调整是依靠调整蜗杆凸轮轴的偏心支承来实现
的.转动蜗杆凸轮轴的偏心支承,从而改变蜗杆凸轮轴在偏
心支承的圆周上的不同位置,达到使滚子齿轮与蜗杆凸轮轴
间距离的变化.在调整过程中,由于蜗杆凸轮轴偏转,凸轮
曲面也随之偏转,若滚子齿轮不作相应的轴向调整,滚子与
凸轮曲面就不可能正确啮合,则不能正常工作,故当调整蜗
杆凸轮轴偏心支承时,同时要调整滚子齿轮轴轴向位移量,
使蜗杆齿轮与滚子以适当的预应力接触,达到消除间隙的目
的.
6结论
6.1蜗杆凸轮曲面采用数据磨削加工和间隙调节机构调整
后与滚子齿轮无隙接触,能获得较高的分度精度.
6.2精密的凸轮与滚子依靠突脊承载,完全消除相对间隙,
高速分度中消除冲击和振动,具有高速分度性.
6.3凸轮与滚子齿轮在预压下工作,蜗杆凸轮的直线部分
形成无间隙锁紧,滚子齿轮定位精确稳定.
6.4采用不同的凸轮分度运动曲线,可以满足不同要求的
分度运动规律,正弦加速度分度运动曲线运动和动力特性都
较理想,适用于高速重载.
6.5蜗杆凸轮与滚子齿轮保持滚动状态的线接触,磨损小,
磨损后可用偏心支承调整预压力,所以使用寿命长.
参考文献
1沈炳余,顾荫双.(机械原理).机械工业出版社,1987
2昊宗泽.机械设计师手册(上册).机械工业出版社,2002.
蜗杆凸轮_滚子齿轮间歇分度传动机构特性研究
蜗杆凸轮 —滚子齿轮间歇分度传动机构特性研究
()周 敏 苏 纯 常州工学院 213000
摘要 :在现代高速自动机中 ,经常使用蜗杆凸轮 —滚子齿轮间歇分度传动机构 。本文论述了该机构的工作原理 、运动和 动力特性及调整等 ,为设计和使用该装置提供理论依据 。
关健词 :蜗杆凸轮 滚子齿轮 间歇分度 运动特性 动力特性
Research f or Characteristic of Intermittence and Gra dua tion Transmission
Mechan ism with Worm- Ca m and Roller- dear
Zhou Kun- min Su Chun
Abstract : In modernized high- seed auto matic machine ,of ten used t he intermit tence and graduatio n t ransmissio n mechanism wit h worm- cam and roller- gear . This paper describes wor king. Characteristic o n t he motio n and power ,t he co nt rol etc. Provides t heoretical basis for design and use t he device.
Key words :worm- cam ; roller- dear ;intermit tence graduatio n ; motio n characteristic ;power characteristic
现代高速自动机中 ,经常需要周期分度 、间歇进给 、步进 , 滚子与凸轮曲面间不产 始终被预压
驱动等 ,而棘轮传动机构 、槽轮传动机构等间歇分度传动机 生间隙 。所以 ,分度平稳精确 。如图 2 构 ,因高速时会引起很大的动载荷 ,产生强烈的冲击 、振动和 所示 。
噪声 ,工作准确度差 。作为一种运动 、动力特性较好 ,分度精 蜗杆凸轮输入动力 , 滚子齿轮以 度较高 ,传动平稳 ,振动噪声较小的间歇分度传动机构 ,即蜗 分度 —停歇 —分度的运动规律输出 。 杆凸轮 —滚子齿轮间歇分度传动机构正在异军突起 。在高 这就是蜗杆凸轮 —滚子齿轮间歇分度 速冲床 、多色印刷机 、包装机 、自动装配机等轻工 、电子 、食 传动机构的工作原理 。 品 、包装 、药品 、印刷等行业的多种专用设备及专用生产线中 2 主要技术参数发挥了重要的作用 。 蜗杆凸轮 —滚子齿轮间歇分度传
1 工作原理动机构的性能指标有以下主要技术参
蜗杆凸轮 - 滚子齿轮间歇分度传动机机构是由蜗杆凸 数评定 。
轮与滚子齿轮组成的运动高副 ,完成分度 —间歇 —分度的传 211 分度角 图 1 停歇状态 动要求 。蜗杆凸轮又称圆弧面凸轮 ,凸轮曲面是一条有端的 分度角表示滚子齿轮转过所需角 变升角螺旋曲面 ,其曲面包绕在圆弧体表面上 ,其轴向截面 度相对应蜗杆凸轮转过的角度 , 这是 内突脊的截面形状为梯形 。滚子齿轮是沿径向呈幅射状配 该机构的主要特性参数 , 是设计该机 置滚子的从动盘 。滚子与蜗杆凸轮螺旋曲面接触 。动力从 构的主要依据之一 , 它决定了蜗杆凸 蜗杆输入 ,经过凸轮滚子运动副 ,从滚子齿轮轴输出 。 轮曲面的始末点 。
( 当蜗杆凸轮上的升角为零的那一段凸轮曲面 即突脊为 212 位置角
) 直线段与滚子接触时 ,突脊与两个滚子咬合 ,滚子与突脊间 位置角表示滚子齿轮上相邻两滚 可以调整到无间隙接触 ,使滚子齿轮处于锁紧状态而停歇 , 子间的夹角。
停歇位置变动量小 ,故定位精度较高 。这是其它分度传动机 213 分度精度
构无法比拟的 。如图 1 所示 。 分度精度包括两种精度 , 一是滚
当蜗杆凸轮转动到有升角的那一段凸轮曲面与滚子接 子齿轮回转一周 , 分度角的最大误差 触时 ,滚子既滚动又摆动 ,凸轮曲面推动滚子齿轮连续回转 值 。二是分度复现时 , 分度角的最大 进行分度 ,直至蜗杆凸轮上凸轮曲面升角为零的起始线与滚
子接触 ,完成整个分度过程 ,由于分度过程中 ,从动滚子齿轮
图 2 分度状态
误差值 ,它表征该机构的重复分度精度 。分度精度综合表征
了该机构的蜗杆凸轮和滚子齿轮的几何形状位置精度 、传动
收稿日期 :2002 - 12 - 3
现代机械 2003 年第 4 期 ?8 ?
2 2 运动精度和装配精度 ,是该机构的主要特征参数 ,根据使用 Φωβε(0 ?θ?β/ 2) = 4/ 2 1 要求分度精度有三级 ,一般级 ?30″,精密级 ?15″,超精级 ? 2 2 (β)θβ/ 2 ?? εΦωβ= - 4/ 2 1 10″。 滚子齿轮跳跃度为 : 214 等分数
εj = d/ d t = 0 2 等分数表示主动蜗杆凸轮转一周与从动滚子齿轮回转
分度始末端及中点处的跳跃度为 :
等分 。 角之比 。如 2 、4 、6 2 2Δ Φβ) ω- 0 ]/ t = ? j = Lim[ 4/ 1 Δt ?0 215 回转角
分度角位移曲线 、角速度曲线 、角加速度曲线和跳跃度 回转角表示分度角相对应滚子齿轮转过的角度 。 曲线如图 4 所示 。 216 间歇速度
间歇速度表示每分钟间歇分度传动的间歇次数 ,一般小
于 500 次/ 分 。
3 运动特性
蜗杆凸轮 —滚子齿轮间歇分度传动机构的分度运动特 图 4 等加速等减速分度运动特性曲线 性是由蜗杆凸轮的凸轮曲面形状决定的 ,凸轮曲面形状不同
滚子齿轮在等加速等减速凸轮曲线推动下作等加速等 可获得不同的分度运动特性 。由于凸轮曲面在蜗杆向方向
ω减速分度运动 ,最大角速度因数 = 2 ,最大角加速度因数 才对分度运动产生影响 ,而在蜗杆凸轮的径向方向仅影响滚 2 m
ε) ( = 4 ,跳跃度因数 j = 0 ?, 分度始末及中点处角加速 子与凸轮曲面间的间隙 。所以 ,可用蜗杆凸轮轴向凸轮轴曲 2 m m
度发生有限变化 ,其运动特性优于等速分度运动特性 。 线来研究分度运动特性 ,以下分析几种凸轮曲线的分度运动
θβω特性 。设蜗杆凸轮转角为,分度角为 ,角速度为 ,滚子 1 313 余弦加速度分度运动曲线ψωεΦ齿轮转角为 ,角速度为 ,角速度为,回转角为 。 2 2 余弦加速度运动曲线方程为 :
311 等速分度运动曲线 ψΦ((θπβ) = 1 - cos / ]/ 2 等速分度运动曲线方程式为 : 滚子齿轮角速度为 : ψΦθβ= / ωπΦωπθβ) (β)(=sin / / 2 2 1 ω滚子齿轮角速度为 : 2 滚子齿轮角加速度为 : ψΦωβ = d/ d t = / 滚子齿1
2 2 2 εω轮角加速度为 : = d/ 2 2 επ Φωπθβ) (β )(=cos / / 2 2 1 εd t = 0 分度始末 = 2 滚子齿轮跳度为 : ?? 3 3 3 j = - πΦω sin (πθ/ β) - (2β) 1 分度角位移曲线 ,角速度曲线和角加速度曲线如图 3 所分度始末滚子齿轮跳跃度为 : 示 。 2 2 2 π Φβ ) ωπθβ) (j = lim [/ 2cos / - 1 Δt ?0
0 ]Δt = ?
分度分位移曲线 、角加速度曲线 、
角加速度曲线和跳跃度曲线如图 5 所
示。
滚子齿轮以余弦加速度规律进行 分
ω度 ,其最大角速度因数 = 1157 , 最大角2 m
ε加速度因数= 4193 ,跳跃度 图 5 2 m
余弦加速度分度 图 3 等速分度运动特性曲线 ( ?) 运动特性曲线 因数 j = 1157 ,分度始末加速度有 m 蜗杆凸轮等速回转时 ,滚子齿轮以等速进行分度 ,最大
限变化 ,在分度中间段角加速度变化平滑 ,运动平稳 。 ω) ε( 角速度因数 = 1 ,最大角加速度因数= 0 ?,分度过 2 m 2 m 314 正弦加速度分度运动曲线 正弦加程平稳 ,但分度始末角加速度为无穷大 ,产生突变 ,引起分度 Ψ Φθ速度分度运动曲线方程为 : = [/ 不平稳 。 βπθβ) π(- sin 2/ 2] 滚子齿轮角速度312 等加速度等减速分度运动曲线 为 : 等加速度等减速分度运动曲线方程为 :
( πθ β) β ω Φω = [ 1 - cos 2 / ]/ 2 1 2ψΦ(θβ) ?θ?β/ 2) (0 = 2/ 滚子齿轮角加速度为 : 2 (β)θβ/ 2 ?? ψΦ((θβ) = 1 - 2 1 - / ] 2 2ε πΦω πθβ) β(= [ 2 sin 2/ ]/ 2 1 滚子齿轮角速度为 : 滚子齿轮跳跃度为 : 2 ωΦωθβ2 33 (0 ?θ?β/ 2) = 4/ 2 1 πθβ) β(j = [ 4πΦω cos 2/ ]/ 1 (β)θβ/ 2 ?? ωΦ(θβ) ωβ= [ 41 - / ]/ 2 1 分度角位移曲线 、角速度曲线 、角加速度曲线和跳跃度
滚子齿轮角加速度为 : 曲线如图 6 所示 。滚子齿轮以正弦加速度规律进行分度 ,其
设计与研究?9 ?
ω最大角速度因数 = 2 ,最大角加速 ,角加速度都是连续变化的 ,不产生刚性和软性冲击 , 分度时 2 m
运动平稳 、振动 、噪音和磨损较轻 ,适用于高速重载 。 ε度因数 = 6128 , 最大跳跃度因数 j 2 m
413 动载荷系数 = 3195 。角加速度曲线连续变化缓 m 动载荷系数反映分度过程中 ,由于蜗杆凸轮和滚子齿轮 慢 ,分度始末及中点角加速度为零 ,且
相对振动所产生的内部附加动载荷对滚子齿轮承载能力的 ( 跳跃度为有限变化 ,分度整个过程 包
影响程度 。它与分度运动曲线 、蜗杆基节偏差 、突脊轴载面 ) 括分度始末平稳 ,其运动特性优于上
形位误差 、蜗杆圆周速度 、滚子齿轮的质量 、突脊和滚子刚 述几种运动曲线 。
度、传递的载荷 、轴系的刚度和系统阻尼特性有关 。就分度 除以上几种分度运动曲线外 , 还
运动曲线对动载荷系数的影响来看 ,滚子齿轮作正弦加速度 有梯形分度运动曲线 , 组合分度运动
分度运动时 ,动载荷系数最小 K = 1 ,余弦加速度分度运动时 曲线等 ,不再累赘 。
次之 K = 2 ,等加速等减速分度运动时 K = 3 。 4 动力特性
综上分析 ,蜗杆凸轮分度曲线采用正弦加速度曲线运动 滚子齿轮的动力特性主要指分度
时的滚子齿轮的动力特性 , 动力特性 和动力特性均较好 ,在现代的高速自动机分度 —停歇 —分度
的好坏影响滚子齿轮的功载荷 、承载 系统中采用较多 。 能力 、振动冲击 、磨损及使用寿命等 。 5 间隙调整411 压力角 蜗杆凸轮 ———滚子齿轮间歇分度传动机构在分度和停 压力角是影响滚子齿轮动力特性 歇过程中 ,蜗杆凸轮突脊始终与滚子接触 ,若产生间隙势必
影响分度精度和定位精度 。由于制造和安装误差 ,都会产生 图 6 正弦加速度分度 间隙 ,运行一定时期 ,由于磨损 ,也会产生间隙 ,所以间隙要 运动特性曲线
进行调整 。 因素之一 。当一定载荷和分度运动规律确定之后 ,压力角愈 间隙的调整是依靠调整蜗杆凸轮轴的偏心支承来实现 大 ,蜗杆齿轮与滚子齿轮间作用力也增大 ,相对摩擦力也增 的。转动蜗杆凸轮轴的偏心支承 ,从而改变蜗杆凸轮轴在偏 大 。当压力角增大到某一临界值时 ,滚子齿轮产生自锁 。所 心支承的圆周上的不同位置 ,达到使滚子齿轮与蜗杆凸轮轴 以压力角一般不能超过允许的压力角 ,但压力角不能过小 , 间距离的变化。在调整过程中 ,由于蜗杆凸轮轴偏转 ,凸轮 过小势必使蜗杆凸轮尺寸加大 ,结构不紧凑 ,若不加大蜗杆 曲面也随之偏转 ,若滚子齿轮不作相应的轴向调整 ,滚子与 凸轮的尺寸 ,则滚子齿轮承载能力将下降 。分度运动曲线不 凸轮曲面就不可能正确啮合 ,则不能正常工作 ,故当调整蜗 同时 , 压力角也不同 , 等速分度运动曲线最大压力角较小 。 杆凸轮轴偏心支承时 ,同时要调整滚子齿轮轴轴向位移量 , α若令其压力角比 = 1 ,则等加速等减速运动曲线最大压 力max 使蜗杆齿轮与滚子以适当的预应力接触 ,达到消除间隙的目 αα角比 = 112 ,117 。余弦加速度曲线最大压力角比 max max 的。 α= 110,114 。正弦加速度曲线最大压力角比 = 112 max
6 结论,118 。最大压力角一般在分度中心处附近 。由上分析可知
611 蜗杆凸轮曲面采用数据磨削加工和间隙调节机构调整 等速分度运动曲线和余弦加速度分度运动曲线最大压力角
后与滚子齿轮无隙接触 ,能获得较高的分度精度 。 比较小 ,受力情况较好 ,分度时磨损较轻 。
612 精密的凸轮与滚子依靠突脊承载 ,完全消除相对间隙 , 412 冲击力高速分度中消除冲击和振动 ,具有高速分度性 。 由分度角加速度曲线可知 ,等速分度时 ,分度始末端角 613 凸轮与滚子齿轮在预压下工作 ,蜗杆凸轮的直线部分 加速度为无穷大 ,惯性力矩也为无穷大 。当角加速度为正无 形成无间隙锁紧 ,滚子齿轮定位精确稳定 。 穷大时 ,惯性力矩使滚子与凸轮曲面的接触应力猛烈增大 , 614 采用不同的凸轮分度运动曲线 ,可以满足不同要求的 加剧磨损 ,由于角加速度突变 ,产生刚性冲击 ,引起强烈的振 分度运动规律 ,正弦加速度分度运动曲线运动和动力特性都 动和噪音 。当角加速度为负无穷大时 ,滚子与凸轮曲面瞬时 较理想 ,适用于高速重载 。 脱离接触 ,产生间隙 ,分度发生窜动 ,影响分度精度 ,故只适 615 蜗杆凸轮与滚子齿轮保持滚动状态的线接触 ,磨损小 , 用低速轻载场合 。等加速度等减速分度运动时 ,分度始末和 磨损后可用偏心支承调整预压力 ,所以使用寿命长 。 中点处角加速度有限变化 ,惯性力矩也发生有限变化 ,产生
参 考 文 献 软性冲击 。所以适应性好 ,但在高速时仍产生强烈的冲击和
振动 ,通常适用于中低速轻载场合 。余弦加速度分度时 ,只 1 沈炳余 ,顾荫双.《机械原理》. 机械工业出版社 ,1987 .
( ) 2 吴宗泽. 机械设计师手册上册. 机械工业出版社 ,2002 . 在分度始末角加速度发生有限变化 ,产生软性冲击 ,且较等
加速等减速分度时产生的软性冲击小 ,分度中点处角加速度
连续变化 ,不产生冲击 。故适用中速中载场合 。正弦加速度
蜗杆凸轮间歇运动机构参数化设计与动力学仿真
蜗杆凸轮间歇运动机构参数化设计 与动力学仿真
任爱华，龚青山，郑方焱
（湖北汽车工业学院 机械工程系，湖北十堰４４２００２）
摘要：采用基于特征模型的造型方法，利用ＣＡＴＩＡ中ＣＡＡ二次开发功能实现了蜗杆凸轮的参数化建模。然后在ＡＤＡＭＳ中对蜗杆凸轮间歇运动机构进行动力学仿真，分析了啮合过程中输出轴角速度、角加速度及啮合力的变化特性。
关键词：蜗杆凸轮间歇运动机构；参数化设计；动力学仿真中图分类号：ＴＨ１１２．４
文献标志码：Ａ
文章编号：１００８－５４８３（２０１１）０２－００４３－０３
Ｐａｒａｍｅｔｅｒｉｚｅｄ Ｄｅｓｉｇｎ ａｎｄ Ｄｙｎａｍｉｃ Ａｎａｌｙｓｉｓ ｏｆ Ｈｏｕｒｇｌａｓｓ Ｃａｍ Ｉｎｄｅｘｉｎｇ Ｍｅｃｈａｎｉｓｍ
Ｒｅｎ Ａ ｉｈｕａ， Ｇｏｎｇ Ｑｉｎｇｓｈａｎ， Ｚｈｅｎｇ Ｆａｎｇｙａｎ
收稿日期：２０１１－０３－２１
基金项目：湖北省教育厅科学技术研究项目（Ｄ２００９２３０３）
作者简介：任爱华（１９７３－），女，湖北房县人，副教授，主要从事ＣＡＤ（虚拟现实）及机械学研究。
万方数据
湖北汽车工业学院学报
旋Ｐ取ｌ，右旋Ｐ取一１；（￡，：肠．为机构的瞬时角速料为２０ＣｒＭｎＴｉ．表面硬度为ＨＲＣ５５～６０；分度盘材比；Ｃ为凸轮与转盘巾心距；咖为从动盘上滚子位料为４５钢：在输出轴上添加了一个半径Ｒ为置角：０为凸轮的转角。１００ｍｍ．厚度日为４０ｍｍ，材料为４５钢的负载盘。１．２参数化建模
完成参数设置后的虚拟样机如图５所示。
蜗杆凸轮参数化建模是利用ＣＡＴＩＡ提供的二次开发平台ＣＡＡ实现的。在ＣＡＴＩＡ主菜单ＰａｒｔＤｅｓｉｇｎ下面嵌入图１所示的按钮和菜单以及图２所示的参数输入对话框．最后通过对界面功能的响应生成图３所示模型…。将蜗杆凸轮以及分度盘的实体模型进行装配，如图４所示。
图１蜗杆凸轮参数化建模界面
图５蜗杆凸轮机构虚拟样机
２．２虚拟样机动力学仿真分析
对样机进行时间ｔ为０．２ｓ、步长ｓｔｅｐ为０．００２的动力学仿真。输出轴速度、加速度曲线分别如图６～７所示。啮合力曲线见图８。
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图３蜗杆凸轮
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图６输出轴角速度变化曲线
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图４蜗杆凸轮间歇运动机构
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２蜗杆凸轮机构动力学分析
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时间，ｓ
２．１定义约束、运动副并添加运动参数
图７输出轴角加速度变化曲线
将ＣＡＴＩＡ环境下装配好的机构导入至ｔＪＡＤＡＭＳ１）速度分析
中，然后通过对装配体模型定义运动副、添加相关
转盘分度期运动规律为修正正弦．转盘分度期
约束以建立蜗形凸轮机构参数化虚拟样机酗］。其
转位角锄为４５。，凸轮分度期转角毋为１２０。。由文
中凸轮轴输入速度为６００ｒ／ｍｉｎ（３６００（。）／ｓ），凸轮材
献［１］可知，该机构的最大无量纲速度ｙ。为１．７６，
万方数据
第２５卷第２期
任爱华，等：蜗杆凸轮间歇运动机构参数化设计与动力学仿真
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图８啮合力曲线
因此输出轴最大角速度的理论值：
∞。警ｋ等笋×１．７６＝２３７６（ｏ）／ｓ，
而仿真测量的最大输出角速度为２４２５（ｏ）／ｓ，误差为
２．０６％。
２）加速度分析
由文献『１］可知，当凸轮旋转到分度期的１／８和７／８时，该机构的无量纲加速度达到极值Ａ。为±５．５３．因此输出轴的最大角加速度理论值：
￡画Ａ
ｒｎｏｔ）Ｉ／０ｒ＝２２３９６５（ｏ）／ｓ２
该值与仿真测量值相差较大。
３）啮合力分析
忽略摩擦．滚子与凸轮在公法线方向的作用力称为啮合力Ｅ。
Ｅ－－Ｖ（ｆ＋Ｃ）＝Ｆ，／ｅｏｓ妒
式中，Ｅ为切向圆周力，其值取决于所传递功率及蜗杆凸轮机构的结构参数。
从图８可知，在０。０．０５ｓ之间．滚子啮人时受到较小方向相反的挤压力：在停歇期０．０５～０．１ｓ之间，啮合力会有波动，主要是在运动开始阶段运动不稳定和振动产生的：在０．１～０．１２ｓ之间，滚子与
凸轮进人分度期啮合，啮合力比较大；在Ｏ．１２～０．２
Ｓ
之间，啮合进入稳定状态，啮合力曲线比较平直。
万方数据
２．３误差分析
由仿真值和计算值比较可以发现：分度盘的角速度和角加速度与理论值存在误差。这主要是因为仿真中负载盘产生的惯性矩、零件产生弹性变形以及仿真过程中参数（阻尼系数、碰撞指数、摩擦系数等）取值误差等原因造成的，且理论计算时没有考虑这些因素。
３结论
１）利用ＣＡＡ对ＣＡＴＩＡ进行二次开发。采用
基于特征模型的造型方法实现了蜗杆凸轮的参数化建模。
２）利用ＡＤＡＭＳ分析了蜗杆凸轮机构啮合时输入轴与输出轴的运动关系以及啮合力变化情况。并将仿真结果与理论值进行比较，初步确定了误差产生原因．
参考文献：
［１］张高峰，杨世平，陈华章，等．弧面分度凸轮机构的研究
与展望［Ｊ］．机械传动，２００３，２７（３）：１４．
［２］贺炜，刘言松，王涛，等．弧面分度凸轮机构研究的回顾
与展望［Ｊ］．轻工机械，２００３（４）：７－９．
［３］成大先．机械设计手册（第ｌ卷）［Ｍ］．５版．北京：化学
工业出版社．２００７：１２２—１３５．
［４］刘海涛，常治斌，夏绪辉．基于ＣＡＴＩＡ／ＣＡＡ的弧面凸轮
参数化建模［Ｊ］．湖北汽车工业学院学报，２００９，２３（３）：
４８—５０．
［５］徐锋，徐年富，贺炜．基于ＣＡＴＩＡ和ＡＤＡＭＳ的蜗形凸
轮机构的建模和仿真［Ｊ］．机械传动，２００９，３３（５）：４２—
４３．
［６］郭卫东．虚拟样机技术与ＡＤＡＭＳ应用实例教程［Ｍ］．
北京：北京航空航天大学出版社，２００８．
蜗杆凸轮间歇运动机构参数化设计与动力学仿真
作者：作者单位：刊名：英文刊名：年，卷(期)：
任爱华， 龚青山， 郑方焱， Ren Aihua， Gong Qingshan， Zheng Fangyan湖北汽车工业学院 机械工程系,湖北十堰,442002湖北汽车工业学院学报
Journal of Hubei Automotive Industries Institute2011,25(2)
本文链接：http://d.g.wanfangdata.com.cn/Periodical_hbqcgyxyxb201102012.aspx
蜗杆凸轮间歇运动机构参数化设计与动力学仿真
蜗杆凸轮间歇运动机构参数化设计与动力
学仿真
第25卷第2期
20i1年6月
湖北汽车工业学院
JournalofHubeiAutomotiveIndustriesInstitute V01.25No.2
蜗杆凸轮间歇运动机构参数化设计
与动力学仿真
任爱华,龚青山,郑方焱
(湖北汽车工业学院机械丁程系,湖北卜堰442oo2)
摘要:采用基于特征模型的造型方法,利用CATIA中CAA二次开发功能实现了蜗
杆凸轮的参数化建模.然后在
ADAMS中对蜗杆凸轮问歇运动机构进行动力学仿真,分析了啮合过程中输出轴
角速度,角加速度及啮合力的变
化特性.
关键词:蜗杆凸轮间歇运动机构:参数化设计:动力学仿真
中图分类号:TH112.4文献标志码:A文章编号:1008—5483(2011)02—0043—03 ParameterizedDesignandDynamicAnalysisofHourglass CamIndexingMechanism
RenAihua,GongQingshan,ZhengFangyan
(Dept.ofMechanicalEngineering,HubeiAutomotiveIndustriesInstitute,Shiyan442002,C
hina)
Abstract:Theparameterizeddesignofhourglasscamindexingmechanismwasrealizedbyus
ing
softwareCATIA/CAAwithfeature-basedmodelingmethod.Dynamicsimulationofthemec
hanism
wascarriedoutinADMAS.Thesimulationresultssuchasangularvelocity,angularaccelerati
onof
theoutputshaftandcontactforcebetweentherollerandcamwereanalyzed.
Keywords:hourglasscamindexingmechanism;parameterizeddesign;dynamicsimulation
蜗杆凸轮间歇运动机构可在高速下承受较大
的载荷,具有定位精度高,结构紧凑和易于进行精
度补偿等优点,现已成为许多机械设备中的核心传
动装置.但是由于蜗杆凸轮工作廓面形状复杂.设
计比较困难.随着自动机械运转速度以及机构分度
精度的不断提高,高速蜗杆凸轮机构动力学问题逐
渐成为重要研究课题[I-2]
通常按空间包络曲面的共轭原理进行设计和计算.
与从动转盘上滚子圆柱面共轭的蜗杆凸轮工作廓
面方程式:
1=FCOS4)COScossin4)cos0- psin~ksinO-CcosO
yl=一rcos4)sinO+ppcosOsin4)sinO-(1) psing,cosO+CsinO
z1=prsin4)+peos~bcos4)
1蜗杆凸轮工作曲面模型及建模廓面共轭接触方程为 1—1工作曲面模型式中
,r,为滚子圆柱形
pr
工
=f乍面方程式的曲面参数:t丽()(2)
由文献[3]知,蜗杆凸轮的工作轮廓在工程中P为滚子半径;p为凸轮分度期廓线的旋向符号
,左
收稿13期:2011—03—21
基金项目:湖北省教育厅科学技术研究项目(D20092303
作者简介:任爱华(1973一),女,湖北房县人,副教授,主要从事CAD(虚拟现实)及机
械学研究.
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44---——湖北汽车工业学院2011年6月 旋P取1,右旋P取一1;为机构的瞬时角速 比;C为凸轮与转盘中心距;西为从动盘上滚子位 置角:0为凸轮的转角.
1.2参数化建模
蜗杆凸轮参数化建模是利用CATIA提供的二 次开发平台CAA实现的在CATIA主菜单Part Design下面嵌入图1所示的按钮和菜单以及图2 所示的参数输入对话框.最后通过对界面功能的响 应生成图3所示模型【4l将蜗杆凸轮以及分度盘 的实体模型进行装配.如图4所示
图1蜗杆凸轮参数化建模界面
图2参数输入对话框图3蜗杆凸轮
图4蜗杆凸轮间歇运动机构
2蜗杆凸轮机构动力学分析
2.1定义约束,运动副并添加运动参数
将CATIA环境下装配好的机构导人~tJADAMS 中,然后通过对装配体模型定义运动副,添加相关 约束以建立蜗形凸轮机构参数化虚拟样~}LE5-6].其 中凸轮轴输入速度为600r/rain(3600(.)/s),凸轮材 料为20CrMnTi,表面硬度为HRC55—60;分度盘材 料为45钢:在输出轴上添加了一个半径尺为 1O0mm,厚度日为40mm,材料为45钢的负载盘. 完成参数设置后的虚拟样机如图5所示. 图5蜗杆凸轮机构虚拟样机
2_2虚拟样机动力学仿真分析 对样机进行时间t为0.2s,步长step为0.002的
动力学仿真.输出轴速度,加速度曲线分别如图6
7所示,啮合力曲线见图8. _---,
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图7输出轴角加速度变化曲线 1)速度分析
转盘分度期运动规律为修正正弦.转盘分度期
转位角为45.,凸轮分度期转角为120~.由文
献[1]可知,该机构的最大无量纲速度一为1.76,
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第25卷第2期任爱华,等:蜗杆凸轮间歇运动机构参数化设计与动力学仿真一45
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因此输出轴最大角速度的理论值: ?2max=一:
等×1.76=2376(o)/s, 而仿真测量的最大输出角速度为2425(.)/s,误差为 2.06%.
2)加速度分析
由文献『1]可知,当凸轮旋转到分度期的l/8和 7/8时,该机构的无量纲加速度达到极值A一为 ?5.53.因此输出轴的最大角加速度理论值: 8知=A一(o1/er=223965(o)Is 该值与仿真测量值相差较大.
3)啮合力分析
忽略摩擦.滚子与凸轮在公法线方向的作用力 称为啮合力.
Fn--V(+)=E/cos~
式中,为切向圆周力,其值取决于所传递功率及 蜗杆凸轮机构的结构参数.
从图8可知.在0,0.05S之间.滚子啮入时受 到较小方向相反的挤压力:在停歇期0.05,0.1S之 间.啮合力会有波动.主要是在运动开始阶段运动 不稳定和振动产生的:在O.1,0.12S之间,滚子与 凸轮进入分度期啮合.啮合力比较大;在0.12,0.2S 之间.啮合进入稳定状态,啮合力曲线比较平直. 2.3误差分析
由仿真值和计算值比较可以发现:分度盘的角 速度和角加速度与理论值存在误差这主要是因为 仿真中负载盘产生的惯性矩,零件产生弹性变形以 及仿真过程中参数(阻尼系数,碰撞指数,摩擦系数 等)取值误差等原因造成的,且理论计算时没有考 虑这些因素
3结论
1)利用CAA对CATIA进行二次开发.采用
基于特征模型的造型方法实现了蜗杆凸轮的参数 化建模
2)利用ADAMS分析了蜗杆凸轮机构啮合时
输入轴与输出轴的运动关系以及啮合力变化情况, 并将仿真结果与理论值进行比较.初步确定了误差 产生原因
参考文献:
『1]张高峰,杨世平,陈华章,等.弧面分度凸轮机构的研究 与展望[J].机械传动,2003,27(3):l一4.
『2]贺炜,刘言松,王涛,等.弧面分度凸轮机构研究的回顾 与展望[J].轻工机械,2003(4):7-9. f3]成大先.机械设计手册(第1卷)[M].5版.北京:化学 工业出版社,2007:122—135.
『4]刘海涛,常治斌,夏绪辉.基于CATIA/CAA的弧面凸轮 参数化建模[J].湖北汽车T业学院,2009,23(3): 48-50.
『51徐锋,徐年富,贺炜.基于CATIA和ADAMS的蜗形凸 轮机构的建模和仿真[J].机械传动,2009,33(5):42— 43.
『6]郭卫东.虚拟样机技术与ADAMS应用实例教程[M]. 北京:北京航空航天大学出版社,2008.
圆柱凸轮间歇分度机构
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圆柱凸轮间歇分度机构
重负载专用型凸轮分度机构(MRY)能实现多分度(4分度至200分度)分。特别适用于要求重负载的场合，如各类玻璃机械、电光源设备等。电脑程式制控，凸轮360?曲线完美零背隙。 具加速特殊凸轮曲线间歇驱动完美，定位精准，绝无滑动偏移现象，不会产生累积公差。 HRC60?研磨精密，滚动磨擦、磨耗少。 HRC合金材质结构钢强，精度高，寿命长。连续运转最低寿命可达10,000小时(5年)以上，不致磨损，(在正常状况使用下可达永久寿命。) 高速无噪音、无能源浪费 可高速(500RPM以上)平滑分割驱动，震动极小，噪音轻微，超越步进伺服马达的间歇驱动功能，达绝对同步，极致功能。无气动式噪音，免除能源浪费。 高精度、近原点复归、绝对同步。 对轻薄短小扭力大，定位准确，绝对同步，无滑动偏移之困扰。 结构简单螺旋驱动，绝少故障 轻特殊热处理暨超精密研磨加工，制造严谨，静态及动态负荷功能检测完整品管确实，最主要之传动方式，乃是一组旋转凸轮与一轴承定位特殊轴承齿轮所组合而成之简单化之传动机构，浸泡式扬起给油，润滑稳定完全，其故障率趋近于零
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