机械制造专业毕业论文--心脏线轨迹直摆组合凸轮机构设计

1.1直、摆组合凸轮机构的研究意义

本课题所研究的直、摆组合凸轮机构如图1－1所示。众所周知，人类创造发明机构和机器的历史十分悠久，随着近代科学技术的飞速发展，机构和机器理论已经发展成为一门重要的技术基础学科。随着人们对各种新型机构和机器的需求的日益增多，对这门学科的研究也在不断的深入，创新出了许多适合自动机上应用的新机构，而且不仅创造出新的刚体机构，还创造出许多与电、磁、液压、气动、激光和红外线等相结合的新机构。

R1+h00θq0Rh0rB0rZ0ye（a，b）R2l0因此进一步完善传统典型机构的分析与综合方法，例如实现预期轨迹的机构的类型和设计方法的创新，仍是值得研究的课题。 其中，组合机构由于结构简化而又能实现单一机构无法实现的运动要求，因而在农业机械、纺织机械、包装机械、冶金机械中得到了广泛的应用。 目前，对于组合机构的组成原理、基本类型、功能等方面均有比较系统的研究，对于各种组合机构的最优化设计的研究也日益加强。

对直、摆组合凸轮机构的研究，本身就是机构研究方面一个很有趣的课题，即使在自动控制技术高度发展的今天也是具有实际意义的。

ωx

图1－1直、摆组合凸轮机构

1.2凸轮机构以及组合机构的研究和发展状况

凸轮机构几乎可以实现无限多种的从动件运动规律，它广泛应用于各种自动机床和自动装置中，如纺织机械、计算机、印刷机、食品加工机械、内燃机以及其它各种自动机械和控制系统中。自20世纪50年代以来，随着计算机技术和各种数值方法的发展，人们对凸轮机构的研究也逐步扩展与深入。

我国对凸轮机构的应用和研究已有多年的历史，目前仍在继续扩展和深入。在应用方面，我国正在大力发展包装机械、食品机械等自动化设备，这些设备中都要用到各种形式的凸轮机构。在研究方面，近年来也有相当进展，一些专著 [3-5] 相继出版。在1983年全国第三届机构学学术讨论会上关于凸轮机构的论文共有8篇，涉及设计、运动规律、分析、凸轮廓线的综合等四个研究方向；到了1988年第六届会议，共有凸轮机构方面的论文20篇，凸轮-连杆机构方面的论文2篇，增加的研究方向有动力学、振动、优化设计等；1990年第七届会议，共有凸轮机构方面的论文22篇，还有含凸轮的组合机构方面的论文6篇，增加了误差分析、CAD/CAM等研究方向，在汽车、内燃机、机械制造等有关领域，也有很多关于研究凸轮机构的内容。由此可见，我国对凸轮机构的研究是不断发展的。此外，我国在凸轮机构的共轭曲面原理、CAD和专家系统等方面，也有相当研究。但是，与先进国家比较，我国对凸轮机构的研究仍有较大差距，特别是在振动、加工、产品开发等方面。

综上所述，虽然已有很多学者对凸轮机构的研究作了相当多的工作，但在各研究方向仍有许多可继续进行的工作，并有一些研究方向有待开发。

1.3直、摆组合凸轮机构的研究方法

1.3.1直、摆组合凸轮机构的设计

建立直、摆组合凸轮机构的设计公式，得出该机构各构件位置、大小及形状尺寸、凸轮实际廓线、理论廓线等，并设计和绘制出机构所需要的所有零件的实体，在此基础上进行装配组合，并进行动态仿真。

1.3.2本课题的主要研究方法

本课题研究主要以计算机为主要工具，以理论设计为基础，进行设计工作。其次，还要对设计结果分析、评价、并进行修正和仿真工作。本课题研究所用到

的主要硬件设备为计算机，所用到的主要软件有：Proe wildfire3.0、 AutoCAD 2004 、Word 2002、Powerpoint。

2 直动从动机凸轮和摆动从动件凸轮的设计

由于该组合机构综合了单一的直动凸轮和摆动凸轮两种机构，其运动的复杂性，靠单纯的传统的方法求凸轮廓线，非常复杂，本课题采用一种离散化方法，通过建立直、摆组合凸轮机构的设计公式，得出该机构各构件位置、大小及形状尺寸、凸轮实际廓线、理论廓线等[2]。

2.1 直、摆组合凸轮机构设计基本思想

图2-1 直、摆组合凸轮机构参数的几何关系

n如图2-1，设{xi,yi}0 为预期曲线上n + 1 个坐标点，它们与下列数值一一n对应， {hi}0 ——顶杆位移；

n——摆杆转角； {qi}0n ——直动从动件凸轮向径与极角； {rZi,Zi}0n——摆动从动件凸轮向径与极角； {rBi,Bi}0e ——直动凸轮偏心距； a,b——预期曲线起始点坐标；

R , R 1 , R 2 ——摆杆长度，摆杆上端长度，顶杆长度。

nnn依据预期曲线上的点{xi,yi}0 与顶杆位移{hi}0 、摆杆转角{qi}0之间的几nn何关系，求出它们的变化规律 {hi}0 ，{qi}0，再分别设计直动从动件凸轮廓形

与摆动从动件凸轮廓形。

2.2直、摆组合凸轮机构设计步骤

2.2.1求取坐标点

预期曲线可以是由一条或若干条平面曲线组成的封闭曲线,首先写出它的参数方程表达式,并且要求参数方程表示的曲线位于第Ⅰ、第Ⅳ象限,初定其起始点为坐标原点。曲线方程为：

xt;  ………………………

yt.（2-1）

积分求弧长，得

L tnt0['(t)]2['(t)]2dt …………………

（2-2）

其中,t0,tn分别表示曲线的起始参数与终了参数。

再按照设计要求将曲线分成若干段 ,其中任意一段定一位置ki，则有ki0，

n且kiL , 令k 0 = 0。

i0n 下面采用匀速运动规律将预期曲线分段，k i求解公式为：

kiLn ………………………………

（2-3）

式中，i=0,1,2……n。

如果将预期曲线L对应的凸轮转角都分成n等份，使之与ki0 :相对应，那

n么当凸轮轴匀速转动时，通过组合凸轮机构，将使从动点以预期的匀速运动规律

沿预期曲线运动。

2.2.2确定机构初始位置参数

参看图2-2，直、摆组合凸轮机构的结构参数为：直动凸轮基圆半径rZ0，摆动凸轮基圆半径rB0 ，偏心距e以及摆杆长度R及R1 ，顶杆长度R2等。由这些机构参数可得到如下机构初始位置参数（初始位置h00）：

① 摆杆与顶杆在初始位置的夹角

l02R12rB02q0arccos0………………………（2-4）

2lR01式中，0arctane2，l0R1e2。 R1② 从动点起始位置坐标

aRsinq0……………………………

…

（

2-5

）

bR(1cosq0)……………………………………（2-6）

图2-2 直、摆组合凸轮机构初始位置参数

n考虑机构的初始位置,应该将上节求到的坐标点{xi,yi}0平移到从(a,b)为初

始点的位置上来，于是有：

nnxi,yi0平移xia,yib0……………………

（2-7）

n平移后的坐标点仍记作{xi,yi}0。

2.2.3 确定顶杆位移与摆杆转角的变化规律

分析图2-2,可以得到以下关系式： ①摆杆转角

qiarcsinxi ……………………………R…（2-8）

式中i=0,1,2，…，n ②顶杆位移

hiR(cosqi1)yi ……………………

…（2-9）

式中i=0,1,2，…，n

nnn从而得到与{xi,yi}0对应的{hi}0和{qi}0。

2.2.4 凸轮廓形设计

（1）摆动从动件凸轮轮廓设计

首先，设计摆动从动件凸轮廓形，参见图2-3，分析△AOB，应用余弦定理，则摆动从动件凸轮理论廓线上任意一点的向径：

图2-3 确定摆动从动件凸轮的向径及向径极角

rBiR1li2R1licos(qii)…………………

22（2-10）

式中，li(R1hi)2e2；

iarcsin 。

其向径极角：

eliBiiarcsin（2-11）

R1sin(qii)i…………rBi2式中，i为凸轮累加转角：ii

i0i以上各式中，i=0，1，2，…，n，由此可以得到摆动从动件凸轮的向径与极角rBi,Bi0。取直、摆组合凸轮机构的结构参数为：直动凸轮基圆半径rZ0=60，

n摆动凸轮基圆半径rB0=50 ，偏心距e=20，摆杆长度R=400及R1 =200

其计算结果如表2—1：

表2-1 直动凸轮参数

序号 直动凸轮向径 直动凸轮极角 0 2 4 6 8 10 12 14 16 18 20 22 24 26 28 30 32 34 36 38 40 42 44 46 48 50 52 54 56 58 60 62 66 68 70 72 106.13 -79.14 95.79 -67.95 85.84 -56.53 76.96 -44.94 69.67 -33.32 .32 -21.88 61.09 -10. 60 -53 60.91 9.17 63.57 18.34 67.58 27.21 72.42 36.03 77.54 44.95 82.37 54.05 86.45 63.38 .49 72.91 91.40 82. 92.32 92.51 92.53 102.48 92.47 112.49 92.61 122.47 93.41 132.36 95.75 142.12 98.38 151.73 102.86 161.21 108.56 170.62 115.13 -180 122 -170.56 128.45 -161.04 133.74 -151.4 137.14 -141.61 138.10 -131.67 136.33 -121.56 131.83 -111.27 124.90 -100.79 116.09 -90.08 106.13 -79.14 采用描点法可得其理论轮廓如图2-4：

图2-4 凸轮理论轮廓

凸轮从动件采用滚子从动件，滚子半径的选择原理参见。选取滚子半径为5，则可得凸轮实际廓线如图2-5：

图2-5 凸轮实际轮廓

（2）直动从动件凸轮轮廓设计

设计直动从动件凸轮廓形，参见图2-4，直动从动件凸轮理论廓线上任意一点

图2-6 确定直动从动件凸轮的向径及向径极角

B的向径：

rzi(sim)2e2………………………

…（2-12）

式中： sihihimin0。

nnnrZ20e2 {himin}0 表示{hi}0 中的最小值：m其向径极角：

Ziiarccos（2-13）

以上各式中，i=0，1，2，…，n

eearccosrZirZ0 …………………

由此可以得到直动从动件凸轮的向径与极角rZi,Zi0。

n取直、摆组合凸轮机构的结构参数为：直动凸轮基圆半径rZ0=60，摆动凸轮基圆半径rB0=50 ，偏心距e=20，摆杆长度R=400及R1 =200其计算结果如表2—2：

表2-2 摆动凸轮参数

序号 0 2 4 6 8 10 12 14 16 18 20 22 24 26 28 30 32 34 36 38 40 42 44 46 48 50 52 54 56 58 60 62 66 68 70 72 摆动凸轮向径 摆动凸轮极角 50 0 51.29 21.77 55.62 41.54 61.77 58.19 68.43 71.91 74.61 83.35 79.74 93.09 83.53 101.58 85.96 109.14 87.15 116.04 87.34 122.53 86.8 128.86 85.81 135.31 84.56 142.12 83.25 149.53 82.01 157.63 80.99 166.53 80.32 176.04 80.09 185.94 80.31 195.92 80.92 205.66 81.57 214.85 82. 213.34 83.43 231.93 84 237.75 84.3 230.93 84.28 249.53 83.86 255.02 82.88 260.68 81.07 266.88 78.25 273.98 74.19 282.37 68.43 292.48 62.68 304.85 56.92 320.14 53.46 338.73 50 360 采用描点法得到直动从动件凸轮的理论轮廓如图：

图2-7 摆动凸轮理论轮廓

与直动从动件凸轮的滚子半径选择原理一样，选取滚子半径为5，则凸轮实际轮廓如图2-8：

图2-8 摆动凸轮实际轮廓

2.2.5直动从动件凸轮的顶杆长度及安装滞后角

图2-9表示的是直、摆组合凸轮机构的初始位置（初始位置h00），其直动从动件凸轮机构的顶杆长度：

R2R1rZ2e2……………………

（ 2-14）

式中，rZ为机构初始位置时，直动从动件凸轮B点的向径，其极角记为Z。 代入数据计算得：R2=107.58

图2-9 顶杆位移与摆杆转角的变化

如图2-5所示，定义机构初始位置时，摆动从动件凸轮向径rB0（即其基圆半径）与使顶杆处于最低位置时直动从动件凸轮向径rZ0（即其基圆半径）之间的夹角为安装滞后角,则安装滞后角：

e2ZarccosrZeR1sinq0arccosrB0………

（2-15）

代入各数据计算得：=179.471

2.3直动凸轮和摆动凸轮的实体设计

凸轮的实体结构一般都类似于齿轮结构，并且参看他人实际生产出的凸轮，同时考虑其在轴上的周向定位（采用A型普通平键），现设计其结构为如图2-10所示：

图2-10 直动凸轮实体图

其尺寸如图2-11：

图2-11 直动凸轮尺寸

摆动凸轮结构如图2-12：

图2-12 摆动凸轮实体图

其尺寸如图2-13：

图2-13 摆动凸轮尺寸

3 机构的实体设计

3.1 机构的实体结构

为了便于说明，首先把我所设计的该机构的实体模型贴出来，如图3-1：

图3-1 机构实体模型

其爆炸视图如图3-2

图3-2 机构模型的爆炸图

该机构包括如下几个部分：支架，后支架，导轨，轴及其部件，直动杆，摆动杆，直动从动件凸轮，摆动从动件凸轮，以及螺栓。由于该机构所传递的率很小，因此，其设计的主要方面不再各个零件的力学性能是否满足要求，而主要在于其设计的复杂程度，部件结构的复杂程度，部件的加工工艺性能，实体的外观等方面，也就是主要在于结构设计。 该机构所选用的标准件经整理如下：

联接后支撑板与座板用的螺栓：GB5780-86 M6×30 数量4 与其配合的螺母：GB41-86 M6 数量4 组合导轨用的螺栓：GB5780 M6×30 数量4 与其配合的螺母：GB41-86 M6 数量4

联接轴承座与座板用的螺栓：GB5780 M12×45 数量4 与其配合的螺母：GB41-86 M12 数量4

凸轮的轴向定位用的轴端C型外挡圈：GB4.1-86 15 数量1 摆杆的轴向定位用的轴端挡圈：GB5.1-86 7 数量为1

凸轮与轴的周向定位用的A型普通平键：截面尺寸 5×5 数量1 安装在轴上的轴承：GB276- 6205 与其配合的轴承座：GB7813-87 SN103

3.2 支架的设计

如图3-1所示，该机构实体的支架包含两个部分：支架和后支架。其实体的结构形式采用比较简单，容易制造的方形板状，并用螺栓将其连接组合。其各尺寸的选定需综合考虑所选择的轴承座，直动导轨的行程，导轨的尺寸等方面。结构上必须保证不能与任何其它的实体发生干涉。

后支架的设计结果如图3-4：

图3-4 后支架实体图

支架的最终设计结果如下图3-3：

图3-3 支架的实体图

其尺寸件附图纸。

3.3 直动导轨的设计

导轨的形式多种多样，本课题中为了使机构的结构尽量简单现采用传统的截面为圆形的圆形导轨，再考虑到导轨传动的平稳性，采用两个导轨的组合结构。 定其尺寸：综合考虑机构的整体结构形式，选用的滚动轴承座，导轨的平稳性，定其结构如下图3-5：

图3-5 直动导轨实体图

其尺寸见所附的图纸。

3.4直动杆的设计

所设计的直动杆形式如图3-1所示，包括滑动部分，摆动杆支撑部分以及直动杆长部分。直动杆长部分的长度由凸轮设计时所选用的结构参数决定，其计算结果为95.77 mm，直径取为20 mm。支撑摆动杆部分的直径取为30 mm。滑动部分的直径取为20 mm，为了防止杆在运动过程中发生周向转动，在中心位置加一凸台宽度为5 mm，高度为5 mm。

支撑摆动杆部分的轴段设计（参看图3-1），两凸轮中心的距离为23 mm。 其实体如图3-6：

图3-6 直动杆实体图

3.5摆动杆的设计

摆动杆分上半段和下半段，由第2章凸轮设计时所选用的结构参数：摆动杆上半段的长度为200 mm，下半段的长度为200 mm。如图3-1所示，为了避免摆动杆在运动时与摆动从动件凸轮发生干涉，将摆动杆设计成非直线形式。

设计结果如图3-7：

图3-7 摆动杆实体图

其尺寸参看附的图纸。

3.6轴系零部件的设计

由于该机构所传递的功率很小，因此这里的轴的设计就是轴的结构设计。

3.6.1 拟定轴上零件的装配方案

需安装到轴上的零件有：轴承，直动从动件凸轮和摆动从动件凸轮。装配方案采用图3-6形式：

图3-6 轴上零件的装配

3段和5段安装轴承，7段安装两凸轮。

3.6.2 确定轴的各段直径和长度

对照图3-6，初步选择滚动轴承为内径25的深沟球轴承，其轴向定位为轴肩定位，并取轴肩高度为2.5mm，则4段的直径为30mm。查表，取轴承厚度为15mm，则取安装轴承的轴颈部分长度为18mm（分别为图中的3，5段）

再计算6段长度和直径。对照机构的三维实体图3-1。直动导轨中心离5段定位轴承的轴肩的距离为59 mm，直动凸轮离其定位轴肩的距离为13 mm，5段的长度为18 mm，所以可以得出6段的长度为（59-18-13）mm =28 mm

取轴肩的高度为2.5mm，则6段直径为20mm。

计算轴头部分的长度和直径：同样取轴肩的高度为2.5 mm，则直径为15mm，长度为两凸轮厚46mm。

3.6.3轴上零件的周向定位

两凸轮与轴的周向定位采用平键连接。按照轴头直径15mm选平键的截面为b*h=5*5。按照轴段的宽度选其L=30mm。则查机械设计手册，可分别得到键槽

的深度3 mm。

轴的实体图如图3-7：

图6—3轴的实体效果图

4 机构的运动仿真

为了验证本课题所设计的直摆凸轮组合机构能达到我们预期的功能，也就是该机构可以使摆杆的末端点实现心脏线轨迹，现在Proe下对该机构的实体进行运动仿真。

仿真的果可参看附带的运动仿真视频片段。 从仿真的结果，也就是仿真所得到的轨迹，我们可以看出该机构能达到我们预期的功能。

参考文献

[1] 郑文纬，吴克坚.机械原理（第七版）.高等教育出版社

[2] 周全申，郭建生.直、摆组合凸轮机构设计. 1992年， 第9卷，第1期 [3] 邹慧君，董师予.凸轮机构的现代设计. 1991年，上海交通大学出版社 [4] 赵韩.凸轮机构运动几何学的通用解析公式. 1995年第31卷第3期 [5] 杨明忠，朱家诚.机械设计.武汉理工大学出版社 [6] 蔡春源.新篇机械设计手册.辽宁科学技术出版社

[7] 邵立新，夏素民，孙江宏.Pro/ENGINEER Wildfire3.0标准教程.清华大学出版社