内凸轮齿轮式低频振动挤压攻丝机毕业设计论文(编辑修改稿)

内凸轮齿轮式低频振动挤压攻丝机毕业设计论文(编辑修改稿)内容摘要：

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 . 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 . 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 . 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( taA  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 3 步进电机的运动模型 Movement 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=θ ； θ 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)(2T21T2)+2k/w ［ 2cos(nwT1/2arctg1/nπ) .sin nw(tT1/2)tc/ nw(tcT1)］ 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)(2T21T2)≥0 即可得： (2(T1/T)21)≥0 ∵k .T/2＞ 0 ∴2(T 1/T)21≥0 即可得： T1/T≥ 又因为振动攻丝有效切削时间 tc=T1(TT1) ∴ 就有 tc/T＞ 由上面分析可知，当且仅当 tc/T＞ 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 才具有实际生产意义 . 图 4 步进电机波形图 Wave shape of stepping motor 南京工程学院毕业设计说明书（论文） 15 第二章 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 传动原理分析 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 n＝ 4，低副数 Lp ＝ 4 ，高副数 Hp ＝ 2，故其自由度： F＝ 3n－ 2 Lp － Hp ＝ 3 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 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。 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 H1 ，则 H1 可以表示为： H1 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 HH  （ 3） 设凸轮副的传动比为 Htii )(13（ it 为凸轮副的结构参数），齿轮副的传动比为 Hzii )(35（ iz 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 H5 可表示为： H5 = HH tacH zH tHiii izzii 1)(13)(35)(131   （ 4） 当凸轮机构的传动比 Htii )(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  Aaczz  )( taSin  （ 5） 式中： A 是凸轮副的结构参数 it 和运动参数 1 、 H 的函数； a 是凸轮摆杆 3的振动圆频率。  )(2 1 Hfa  N （ 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 3 传 动 路 线 图 2 凸轮机构综合 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 BGL 、 GBL （ BGL ＝ GBL ），构件角 2G  BB 机架长度 为 OGL ，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：  s in/s ins in/0 aGBBG rCBLL   )ta n/s i n( c o sta n/0   aOG rCBOCCGOCL （ 7） 由图（ b）易得凸轮的极半径差 ： )c o s (2) 222 ABGOGBGOGa llllhr  （ ○ 1 )c o s (2)( 222 ABGOGBGOGa llllhr   ○ 2 由 ○ 1 － ○ 2 得 2h=AaAa BGOG rr ll   s i n]t a ns i n2)2[ s i n(s i ns i n22  凸轮峰谷数 N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 之间的峰（谷）数只能为 n （ n 0、 3 „ ）。 考虑到机构的整体布局，设平衡 圆 上 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  nN n 0、 3 „ „ „ „ „ „ „ „ „ „ „ （ 8） 凸轮廓线设计 由图 4知， B 点和 B′点的坐标可分别表示为：   )s i n ()s i n ( )c o s ()c o s (00  BCOCBBCOCB LLEBODy LLECDCx „ „ „ „ （ 9a） )s i n()s i n()c os ()c os (39。 039。 39。 039。 39。 39。 39。 CBOCBCBOCB LLFBODy LLCFDCx „ „ „ „ „（ 10a） 将式（ 1）分别代入 上 式，并令 LLLL CBBCOC 39。 ，则有：     )c o s ()s in ( )s in ()c。