機械畢業(yè)設計（論文）-高速凸輪機構動力學試驗平臺研制【全套圖紙PROE三維】

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1、第 1 章 緒論 凸輪從動件系統(tǒng)在各個領域如紡織機械、包裝機與食品機械、自動化工業(yè)、 印刷行業(yè)、內(nèi)燃機、農(nóng)業(yè)機具都廣泛被應用。在一般情況下它被認為是剛性系 統(tǒng)。但隨著機械效率的提高，凸輪轉(zhuǎn)速隨之上升，因而產(chǎn)生了較大的彈性變形。 從動件運動規(guī)律大大偏離了理論值。因此對凸輪從動件系統(tǒng)先進行測試是很重 要的。 全套圖紙，加全套圖紙，加 153893706153893706 1.1 選題的背景與意義 凸輪運動機構是一種非常典型的機構,它可以將回轉(zhuǎn)軸的轉(zhuǎn)動運動輸出為所 需要的特定運動形式。因為它能以簡單緊湊的結構，卻能實現(xiàn)任意復雜的預期 運動。而且具有良好的精度和運動剛性,長期都被廣泛的應用于各種機械當

2、中。 還因為凸輪機構相對于其他運動機構(比如連桿)相比，具有比較高可靠性、壽 命長、容易于設計和能精確的預測所產(chǎn)生的運動等優(yōu)點,尤其是在要求機構產(chǎn)生 給定的運動規(guī)律、速度規(guī)律和加速度規(guī)律時,這個優(yōu)點更加明顯和突出1。 因為以上優(yōu)點,所以在紡織機械、農(nóng)業(yè)機具、自動機床、礦山機械、自動化 專用機床、包裝機與食品機械、數(shù)控機床、印刷工業(yè)、內(nèi)燃機、建筑機械等等 機械產(chǎn)品中,凸輪都被廣泛的應用。 而在其應用中,凸輪機構轉(zhuǎn)動速度隨著機械工業(yè)的不斷發(fā)展,和對機械系統(tǒng) 技術要求的不斷提高,而表現(xiàn)出越來越高的趨勢,從而導致系統(tǒng)當中運動構件的 慣性力也大幅增大,構件的彈性形變也隨之而變大。尤其是當機構轉(zhuǎn)速到達在共

3、 振頻率附近時,那么凸輪機構輸出端的運動規(guī)律將可能遠遠偏離預期的設計。 針對高速凸輪系統(tǒng)在工程應用中出現(xiàn)的實際問題,大家正在從各種不同的角 度去研究。不過因為對工程問題實驗研究的消耗較高,花費時間也多,從而導致 通過實驗去研究相關問題的案例相對較少。本文望能通過理論上對高速凸輪試 驗臺研究,在相關方面做出一點點有益的工作。 1.1.2.2. 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢國內(nèi)外研究現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢 1.1.2.12.1 國內(nèi)對這方面的研究國內(nèi)對這方面的研究 現(xiàn)在國內(nèi)對高速凸輪研究有以下幾個方向: 1.首先在彈性理論學基礎上,建立高速凸輪機構的動力學模型及得到其運動微分 方程,然后把高速凸輪機構動力學模

4、型的運動方程式進行分析,之后得到了凸輪 機構輸出端的動態(tài)響應,就可以找到確定的凸輪機構輸出端運動規(guī)律。還可以在 建立一個能準確描述凸輪動力特性的數(shù)學模型的基礎上,通過仿真分析,得到高 速凸輪機構在不同的輪廓或結構參數(shù)下的動力學特性的曲線。 2.還有從凸輪的廓線設計出發(fā),提出在高速條件下適合采用的推桿運動規(guī)律,并 且要結合現(xiàn)代加工的技術,設計制造出一系列新型凸輪機構,來滿足高速工況。 這方面的研究方向主要體現(xiàn)為:運動分析和靜力分析、考慮幾何尺寸、潤滑、誤 差影響、考慮動力學、彈性變形等。 3.當然由于數(shù)值計算方法的發(fā)展，再加上計算機技術、各種機械軟件的普遍應 用,使人們逐漸擺脫了繁重的重復的計算

5、工作,而且可以在計算機的幫助下實現(xiàn) 凸輪研究可視化。像凸輪機構 CAD/CAM 的設計、凸輪機構優(yōu)化設計、UG 環(huán)境下 的基于虛擬樣機技術條件下的凸輪動力學仿真分析的研究和數(shù)字化凸輪設計及 其實現(xiàn)等。這一系列研究都是國內(nèi)的熱門。 1.1.2.22.2 國外對這方面的研究國外對這方面的研究 現(xiàn)在國外對凸輪機構的研究有以下方向: 目前在歐美等國家,已經(jīng)有很多學者都為凸輪機構的研究作出很大的貢獻,這些 研究成果還體現(xiàn)了歐美在凸輪研究方面的動向。就像一些專家在摩擦及實驗方 面的一些研究、在高速凸輪的力學問題的研究，某位專家論文中對高速凸輪機 構采用多項式運動規(guī)律的運動特性有非常詳細完整的的論述與分析、

6、還有些專 家們在凸輪穩(wěn)定性的研究方面都先后發(fā)表了許許多多有關系的凸輪機構設計與 優(yōu)化等方面的論文、還有一些專家在計算機輔助設計的方面也有卓有成效的研 究、當然在計算機輔助設計制造的方面與高速凸輪設計與優(yōu)化方面都有一定量 的研究。近期,德國、英國等國家在高速凸輪機構也有了最新的研究,他們對凸 輪機構的研究分析采用了各種像諧分析、諧綜合等分析設計方法的研究,從而使 得高速凸輪機構動力學性能得到了很大幅度的改善。另外日本在第二次世界大 戰(zhàn)結束之后也致力于研究發(fā)展相當實用的自動化設備,特別是及其重視對凸輪機 構及其動力學性能的研究。他們近期在凸輪機構的技術發(fā)展上免所做的杰出工 作主要在以下方面,:在機

7、構設計方面，他們不斷加強凸輪機構動力學方面和振 動方面的研究，致力于尋求凸輪機構的精確解，研制新的凸輪加工設備和使凸 輪輪廓曲線多樣化、也致力于把凸輪機構制造的不斷小型化和大型化(目前日本 已生產(chǎn)出世界上最大和最小的蝸桿凸輪機構,最大的中心矩為 800mm,最下的為 28mm)、發(fā)展凸輪機構的 CAD/CAM，并且加強凸輪機構的標準化2。 1.1.2.32.3 凸輪機構的研究發(fā)展的趨勢凸輪機構的研究發(fā)展的趨勢 (l)在從動件運動規(guī)律研究方面：不僅要繼續(xù)尋找更好的運動規(guī)律,還要研究 有效可行的分析方法。 (2)而在運動學和幾何學的方面的研究,那就要綜合全面的考慮各種凸輪機構, 使其盡可能導出那些

8、普遍而且適用的計算公式。而現(xiàn)有的研究大多數(shù)的集中于 圓柱和平面凸輪,而且普遍是一種凸輪也就一種研究的方法,而且設計的公式過 于繁多,近似的較多,并影響到了其他方面(CAD、UG 的應用等)的研究。 (3)另外是發(fā)展通用并且有效的 CAD 系統(tǒng)。但是由于種種原因，計算機設計在 凸輪機構設計應用一直都被局限于就幾種簡單的平面和圓柱凸輪機構 ,況且每 一程序通常只能處理一、二種機構 ,對于比較完整全面的 CAD 系統(tǒng)進行的研究, 在最近的幾年的研究里一直不夠完善。 (4)引入人工智能 CAD 系統(tǒng)或?qū)＜蚁到y(tǒng)。因為凸輪機構并不是標準機構,種類 繁多,并且應用相當?shù)膹V泛,加上許多已有的知識不能把它們公式

9、化,所以被廣為 應用的 CAD 系統(tǒng),其實際作用效果并不十分的理想。但是如果引入了專家系統(tǒng), 那么可以獲得相當理想的結果。 (5) 動力學研究的進一步深化及研究成果的實用化。由于動力學問題題本身 十分的復雜,導致凸輪機構的研究主要集中在低、中速凸輪機構,而對高速凸輪 機構的動力學方面的研究還并不夠深入、完善。因此,人們對于哪些研究成果的 可靠性存在懷疑的態(tài)度,這些成果并未得到廣泛的應用。 (6）在凸輪的運動學和動力學方面運動計算機模擬,從而不斷的提高設計質(zhì)量， 并且縮短了產(chǎn)品研制的周期。 (7)研究 CAD / C A M 系統(tǒng)的的一體化，使凸輪設計更加的高效。 (8)最后是凸輪機構作為引導機

10、構的的方面的研究與應用。 1.3 課題研究的主要內(nèi)容 本課題重點完成實驗臺傳動電機及調(diào)速方法選擇、相應傳感器的按裝設計、 機械結構設計，其主要內(nèi)容有： (1)了解高速凸輪機構動力學試驗平臺研制、研究目的。理解各種典型凸輪機 構結構及其特點，確定完整實驗系統(tǒng)總體方案。 (2)相關測試用傳感器、型號選定及安裝機架設計。 (3)高速凸輪機構動力學試驗臺各部分的具體結構設計，利用 Auto CAD 軟件 繪制機械裝配圖一份及主要零件加工圖若干份，并利用 Pro/Engineer 軟件建立 三維模型。 (4)高速凸輪機構動力學建模分析。 第第 2 2 章章 高速凸輪的理論基礎高速凸輪的理論基礎 2.12

11、.1 凸輪凸輪- -從動件系統(tǒng)動態(tài)運動分析從動件系統(tǒng)動態(tài)運動分析 圖圖 2.12.1 凸輪運動狀態(tài)分析凸輪運動狀態(tài)分析 如圖 2.1，在所示的直角坐標系中，用縱坐標表示凸輪從動件的升程，然 后以橫坐標表示凸輪軸的轉(zhuǎn)角，而虛線則表示當量凸輪的升程的曲線3。 當凸輪機構在相對比較低的速度運轉(zhuǎn)時，并且運動構件的質(zhì)量較小、剛度 較大時，那么此時就可以忽略構件產(chǎn)生彈性變形對凸輪-從動件系統(tǒng)運動性能的 影響，也就是說可以將整個凸輪-從動件系統(tǒng)完全近似地簡化為一個剛性的系統(tǒng)。 當在這種情況下，凸輪系統(tǒng)工作端的運動規(guī)律就取決于凸輪實際廓線和系統(tǒng)的 機械傳動比了。那么此時若機械傳動比為常數(shù)，則工作端運動規(guī)律和凸

12、輪端的 成一定的比例。 那么將凸輪機構視為剛性系統(tǒng)處理的時候，就不涉及彈性變形，凸輪系統(tǒng) 就是一個單純的剛體運動學問題了。在這種情況下再假設凸輪系統(tǒng)無系統(tǒng)內(nèi)部 間隙，則工作端(推桿)的升程規(guī)律曲線即就是曲線 1。 而當考慮凸輪系統(tǒng)之間的間隙是。當凸輪機構開始低速運轉(zhuǎn)的時候，在段表 00 示系統(tǒng)間隙 x0被壓縮而變小。而往后是由于凸輪系統(tǒng)剛度的影響，從而產(chǎn)生工 作端的運動相對于凸輪輸入運動有一個延后，此時的位移偏差等于系統(tǒng)的彈性 變形即 rs。 當凸輪機構以較高的速度運轉(zhuǎn)的時候，隨著凸輪轉(zhuǎn)速不斷的升高，工作端 動態(tài)的升程曲線規(guī)律就可能出現(xiàn)如圖 2.1 中曲線 3 所示的情況。由加速度所引 起的慣

13、性力，隨著凸輪轉(zhuǎn)速不斷的的提高而逐漸的急劇加大，那么就使系統(tǒng)受 到了附加動載荷的作用影響；再由于凸輪機構自身剛度的影響，彈性變形相應 變大，可能使輸出運動出現(xiàn)較大的偏差。這種因為動力特性引起的運動偏差就 稱為動態(tài)運動偏差。尤其是當激振頻率和系統(tǒng)固有頻率接近時，那么動態(tài)偏差 急劇加大，工作端的實際的運動規(guī)律就會遠遠偏離凸輪廓線設計的運動規(guī)律， 凸輪就無法按照預期來完成相應的運動。這種情況下，要確定工作端真實的運 動規(guī)律或是希望得到想要的輸出運動，那么就必須將凸輪從動件系統(tǒng)作為一個 彈性系統(tǒng)處理，并考慮一些因素對動力特性的影響。 如圖 2.1 中所示曲線 3 的 AB 段，由于動載荷所引起的彈性變

14、形量和系統(tǒng)質(zhì) 量引起的相互疊加;而在 BC 段，動載荷引起的彈性變形量和系統(tǒng)質(zhì)量引起的彈 性變形就會相抵消。值得注意的是，在 BC 段，要是動載荷引起的彈性變形量超 過了系統(tǒng)質(zhì)量所引起的彈性變形量 ，那么在 BC 曲線 3 高于曲線 1，也就是說 此時凸輪與推桿之間脫離接觸，發(fā)生騰現(xiàn)象。此現(xiàn)象對于凸輪機構的傳動有相 當大的影響。同理，在回程，由于動載荷所引起的彈性變形量大于系統(tǒng)質(zhì)量所 引起的彈性變形的影響，也可能發(fā)生騰跳現(xiàn)象，偏離設計好的事項凸輪運動特 性，是其無法獲得預計效果。 由以上分析可知，高速凸輪機構在工作端的動態(tài)位移變化規(guī)律是相當復雜， 有時可能遠遠偏離按靜態(tài)設計所確定的位移規(guī)律。這

15、種動態(tài)位移誤差不僅將使 凸輪-從動件系統(tǒng)的工作穩(wěn)定性和可靠性變差，而且嚴重時機器不能正常運轉(zhuǎn)。 因此，就高速凸輪而言，必須進行系統(tǒng)的動態(tài)分析和動態(tài)設計。 2.2 影響凸輪系統(tǒng)運動的因素 （1）瞬時高副的時效 在力鎖合型的凸輪機構中，通常采用彈簧或者重力等來 實現(xiàn)凸輪機構的鎖合。但是由于系統(tǒng)慣性力的作用，可能會產(chǎn)生“騰跳現(xiàn)象” 。 影響凸輪的實際運動情況，更何況當凸輪從動件重新與凸輪輪廓接觸的時候， 就會產(chǎn)生沖擊振動進一步影響凸輪實際運動。 （2）凸輪輪廓的加工質(zhì)量對凸輪系統(tǒng)動態(tài)特性的影響 1 凸輪輪廓幾何尺寸誤差 首先由于加工過程中產(chǎn)生了幾何尺寸的誤差，是的凸輪-有用的激振元失去 了其原本設計

16、的所期望的運動以及動力特性。很明顯凸輪輪廓曲線必須具有較 高的加工精度，通常情況下，我們要求其尺寸誤差不要大于 0.02mm。 2 凸輪輪廓的表面質(zhì)量 凸輪輪廓的所用的切削方法、機床的剛性都是對輪廓的表面質(zhì)量的關鍵因 素。大的表面粗糙度是生產(chǎn)凸輪一從動件系統(tǒng)的高頻小幅振動及噪聲的主要原 因之一。因此，制造高速凸輪輪廓時，機床和刀具質(zhì)量、對機床和刀具質(zhì)量都 需要有嚴格要求。通常情況下要求輪廓表面粗糙度不得超過 0.4m。 （1）其他因素的影響 1 工作載荷的變化 由于執(zhí)行元件工藝動作的影響，有時的工作載荷大有時的工作載荷小，就 是因為這樣的載荷變化，也產(chǎn)生了附加的振動與運動偏差。 2 凸輪軸組件

17、的不平衡 每個凸輪都是不平衡的回轉(zhuǎn)零件。因此，凸輪安裝前需要進行平衡校準。 只有經(jīng)過較好的校準才能使凸輪運動更平穩(wěn)，更理想。 3 系統(tǒng)外的干擾 與凸輪-從動件相連的傳動或驅(qū)動元件的振動也會是凸輪從動件的運動產(chǎn)生 偏差。 2.3 高速凸輪的判斷 通常情況下有兩種最普遍的判斷高速凸輪的評定準則 （1）根據(jù)推桿系統(tǒng)激振周期和自振周期之比來進行判定。 凸輪機構的振動主要取決于推桿系統(tǒng)的激振周期 T 和自振周期的比。令 /=10(為凸輪角速度，為推桿系統(tǒng)的自振頻率)。當 d=3 時為低速， n d n d=2 時為中速，d=1 是為高速。此準則反映了機構運轉(zhuǎn)速度偏離機構固有頻率 的程度，但其忽略了推桿運

18、動規(guī)律對系統(tǒng)振動的影響，是其不足之處。 （2）根據(jù)實際最大加速度 am和最大速度 vm來評定。當 am1g（或 vm1m/s） 為低速;而 1gam3g（或 1m/svm2m/s）為低速;3gam8g（或 2m/svm3m/s）為高速4。 為了方便實用，我們用最大加速度來評定高速凸輪。 第 3 章 高速凸輪試驗臺設計 3.1 試驗臺的參數(shù) 運動規(guī)律 最大速度 h/ 最大加速度 h/ 2 2 最大躍度 h/ 3 3 適合場合 等速運動 1 低速輕載 等加速等減速 2 4 中速輕載 余弦加速度 1.57 4.93 中低速重載 正弦加速度 2 6.28 39.5 中高速輕載 五次多項式 1.88 5

19、.77 60 高速中載 表表 3.13.1 幾種常用的推桿運動規(guī)律特性幾種常用的推桿運動規(guī)律特性 偏心輪等加速等減速正弦加速度轉(zhuǎn)速（轉(zhuǎn)/ 分） Vmax （m/s） amax （m/s） Vmax （m/s） amax （m/s） Vmax （m/s） amax （m/s） 1000.1051.0960.220.23.14 2000.2094.3820.480.412.56 3000.3149.8600.6180.628.26 4000.41917.5290.8320.850.24 5000.52327.3891.0501.078.5 6000.62839.4401.2721.2113.04

20、表表 3.23.2 偏心輪、等加速等減速、正弦加速凸輪在不同轉(zhuǎn)速下的特性偏心輪、等加速等減速、正弦加速凸輪在不同轉(zhuǎn)速下的特性 首先為了體現(xiàn)不同輪廓對高速凸輪的動態(tài)響應，實驗中將選取 3 種不同輪 廓的凸輪。分別是偏心圓凸輪，等加速等減速凸輪，還有正弦加速度凸輪（擺 線凸輪） 。又為了使實驗不收其他因素影響。3 種凸輪的推程都定位 20mm，基圓 也均為 20mm。其中正弦加速度與等加速等減速均是推程和回程為 120 度，進休 遠休為 60 度的運動規(guī)律。那么他們的運動特性可從上表而知。 接下來考慮彈簧的選?。?在凸輪機構中彈簧是使凸輪與推桿保持始終杰出的重要條件，而且不同的 彈簧對凸輪機構運動

21、的影響是不同的，為了具體了解彈簧對其的影響。本試驗 臺將選用兩種不同剛度的彈簧。 由公式知5：Kf= nD Gd 3 4 8 D：彈簧中徑 G：彈簧材料的切變模量 d：彈簧鋼絲的直徑 n：彈簧的有效圈數(shù) 大小剛度彈簧除了彈簧中徑分別為 20mm，與 22mm。其余參數(shù)均相同 （d=2.5，n=9，G 為 78000N/mm2） 則大彈簧的 Kf=9.52N/mm 5208 5 . 278000 3 4 小彈簧的 Kf=7.12N/mm 5228 5 . 278000 3 4 然后驗算所選彈簧剛度是否會發(fā)生顫振而使鎖緊彈簧失效（比如彈簧的鄰圈相 碰，彈簧端圈與彈簧座的脫離） 只要滿足： f ff

22、 m K mf：彈簧質(zhì)量 Kf：彈簧剛度 f：彈簧自顫頻率 ：凸輪回轉(zhuǎn)角速度 經(jīng)驗算大小剛度剛度彈簧都不會發(fā)生顫振。 3.2 試驗臺的簡介 圖圖 3.13.1 高速凸輪動力學試驗臺簡圖高速凸輪動力學試驗臺簡圖 1 飛 輪 2 凸 輪 3 擺桿 4 電阻應變片 5 加速度度傳感器 6 位移傳感器 7 電 機 8 帶 輪 如圖通過皮帶輪的傳動，電機使凸輪軸轉(zhuǎn)動，凸輪轉(zhuǎn)動再通過擺桿使受彈 簧壓下的推桿來回上下運動，相應的傳感器可測出相應的數(shù)據(jù)。實驗時，可通 過使用不同輪廓的凸輪，更換大小剛度的擺桿與彈簧。并記錄實驗數(shù)據(jù)，與理 論凸輪從動件運動規(guī)律相比較，從而得到這些影響因素對高速凸輪系統(tǒng)動態(tài)性 能的

23、影響。從而為設計出更符合實際應用的高速凸輪系統(tǒng)提供一定的幫助。 3.3 電機的選擇 根據(jù)表 2.2，我們想凸輪的最大轉(zhuǎn)速限制在 600r/min，再加上選用的齒帶 輪傳動比為 3：1，因此電機的最大轉(zhuǎn)速要達到 1800 轉(zhuǎn)以上。因此我們選擇了 最大轉(zhuǎn)速為 3000r/min 的電機。又因為要進行不同速度范圍的測試所以選擇的 電機需可調(diào)速，直流伺服電機具有:精確的速度控制,轉(zhuǎn)矩速度特性很硬,原理簡 單、使用方便,價格優(yōu)勢的優(yōu)點。所以選擇了可調(diào)速的直流伺服電機。然后對凸 輪機構大致所需功率進行估計,由于機構的主要阻尼為克服彈簧所做的功，假設 克服彈簧所做功占電機做功的 50%，以凸輪軸轉(zhuǎn)速為最大值

24、 600r/min 時計算： P電機=76.16w 1 T W 1 2 1 2 T K 那么只要電機的額定功率大于 76 瓦，就可以選用。最后從尺寸，價格等因素， 就選用了 110sz04 型號的電機（如圖 3.2） 。 圖圖 3.23.2 110sz04110sz04 電機外觀圖電機外觀圖 其參數(shù)分別為：轉(zhuǎn)矩 637mN.m 轉(zhuǎn)速 3000r/min 功率 200w 電壓 220v 電流 1.4A 允許順逆轉(zhuǎn)速差 200r/min 轉(zhuǎn)動慣量不大于 0.56mN.m.s 2 3.4 帶的選擇 3.4.1 已知參數(shù) 5M 型同步帶，節(jié)距為mm5 b p 帶輪齒數(shù)為，24 1 z72 2 z 中心

25、距mm（暫?。?60a 3.4.2 設計計算（參考 GB11362-89） 節(jié)圓直徑為(mm) 2 . 38 524 1 d (mm)6 .114 572 2 d 帶長1802cos2 2121 ddddaLp 其中： 8 . 13 1602 2 . 38 6 . 114 sin 2 sin 1121 a dd )( 2 . 569 180 2 .38 6 . 114 8 .13 2 6 . 114 2 . 38 8 . 13cos1602mmLp 帶齒數(shù) 取84.1135/ 2 . 569 bpb pLz114 b z 帶長 mm 05 . 0 5705114 bbp pzL 傳動中心距的確

26、定 因為 ，7489. 2 2472 72114 12 2 zz zz inv b 4 .76 所以，中心距 mm 44.162 4 .76cos2 24725 cos2 12 zzp a b 4 帶寬bs 取基準帶寬為 12mm 3.4.3 5M 同步帶的幾何尺寸 圖圖 3.33.3 同步帶的齒形尺寸同步帶的齒形尺寸 1.節(jié)距 Pb：5mm 2.齒高 hf：2.06mm 3.齒頂圓角半徑 rh：1.49 4.齒頂圓角半徑 rf：0.40-0.44 5.齒根厚 s：3.05 6.齒形角 2：14 7.帶高 hs：3.8 3.4.4 5M 同步帶帶輪的幾何尺寸 圖圖 3.43.4 同步帶輪齒形同

27、步帶輪齒形 1.節(jié)距：5mm 2.齒高：2.16mm 3.底圓半徑：0.56mm 4.齒槽寬：3.35mm 5.齒頂圓半徑：0.48mm 6.齒形角：14 3.5 軸的結構與校核 圖圖 3.53.5 凸輪傳動軸凸輪傳動軸 軸的強度計算應根據(jù)軸的承載情況，采用相應的計算方法。常見的軸的強 度計算方法有兩種：按扭轉(zhuǎn)強度計算和按彎扭合成強度計算。本文采用扭轉(zhuǎn)強 度校核來校核。 用扭轉(zhuǎn)強度校核適用于只承受轉(zhuǎn)矩的傳動軸的精確計算，也可用于既受彎 矩又受扭據(jù)的軸的近似計算6。 強度條件： 。許用扭切應力， ；軸的直徑， ；軸的轉(zhuǎn)速， ；傳遞的功率， ，對圓截面軸抗扭截面系數(shù)， ；轉(zhuǎn)矩， ；軸的扭切應力，式

28、中： MPa mmd rn kWP d d WmmW mmNT MPa MPa nd P W T TT T min ;2 . 0 16 2 . 0 1055 . 9 3 3 3 3 6 n P C n P d T 33 2 . 0 9550000 圖圖 3.63.6 軸的幾種常用材料軸的幾種常用材料 和和 C C T 則 dmin=7.5mm150 3 600 07616 . 0 15 明顯本實驗臺的凸輪傳動軸符合強度要求。 3.63.6 凸輪的設計凸輪的設計 3.6.1 偏心輪的設計 圖圖 3.73.7 圓偏心輪凸輪簡圖圓偏心輪凸輪簡圖 偏心輪為余弦加速度運動規(guī)律。其運動方程為7 )2/()

29、/cos( )2/()/sin( 2/)/cos(1 2 00 22 00 0 ha hv hs 帶入 h=20，=180，取=1。利用 matlab 繪出從動件理論的運動規(guī)律曲線 0 圖圖 3.83.8 圓偏心凸輪運動規(guī)律圓偏心凸輪運動規(guī)律 （圖中藍線為位移曲線，綠色為速度曲線，黃線為加速度曲線）（圖中藍線為位移曲線，綠色為速度曲線，黃線為加速度曲線） 3.6.2 等加速等減速規(guī)律凸輪 sva 近休止 66 ， 000 等加速推程 26 ， 2 2 )6/( 90 2 6/ 180 2 /180 等減速推程 6 5 2 ， 2 2 )6/5( 9020 2 6/5 180 2 /180 遠休

30、止 6 7 6 5 ， 2000 等加速回程 2 3 6 7 ， 2 2 )6/7( 9020 2 6/7 180 -180 2 等減速回程 6 11 2 3 ， 2 2 )6/11( 90 2 6/11 180 2 /180 表表 3.33.3 等加速度凸輪運動規(guī)律等加速度凸輪運動規(guī)律 利用 matlab 繪出等加速等減速凸輪輪廓線，以及從動件相應的運動規(guī)律 圖圖 3.93.9 等加速等減速凸輪輪廓曲線等加速等減速凸輪輪廓曲線 圖圖 3.103.10 等加速等減速凸輪運動規(guī)律等加速等減速凸輪運動規(guī)律 3.6.3 正弦加速度規(guī)律凸輪 sva 推程 3 2 0， )3sin(1030 )3cos

31、(1 ( 30 3sin 90 遠休止 ， 3 2 2000 回程 3 5 ， )3sin(10 3020 )3cos(1( 30 3sin 90 靜休止 2 3 5 ， 000 表表 3.43.4 正弦加速度運動規(guī)律正弦加速度運動規(guī)律 圖圖 3.113.11 正弦加速度凸輪輪廓正弦加速度凸輪輪廓 圖圖 3.123.12 正弦加速度凸輪運動規(guī)律正弦加速度凸輪運動規(guī)律 （圖中藍線為位移曲線，綠色為速度曲線，黃線為加速度曲線）（圖中藍線為位移曲線，綠色為速度曲線，黃線為加速度曲線） 3.7 擺桿設計 圖圖 3.133.13 擺桿的簡圖擺桿的簡圖 擺桿在運動中，中間固定，將擺桿視為懸臂梁。 圖圖 3

32、.143.14 懸臂梁的變形懸臂梁的變形 = B ELI Fl 3 3 Fmax=kx=20=190N52. 9 分別選用彈性模量為 206Gpa 合金鋼，與彈性模量為 172Gpa 的鑄鋼 大剛度：=190=0.118mm B 12/017 . 0 014 . 0 9102063 13 . 0 3 3 小剛度：=190=0.141mm B 12/017 . 0 014 . 0 9101723 13 . 0 3 3 在實驗時試用應變片對其進行測量。 3.8 三維模型的建立 采用 proe 軟件，對所設計的試驗臺進行 3 維建模 圖圖 3.153.15 試驗臺的三維建模試驗臺的三維建模 第 4

33、章 傳感器的選型 本試驗臺要求測量數(shù)據(jù)有推桿的位移加速度，凸輪旋轉(zhuǎn)的加速度，以及擺 桿的變形，需要選擇四種傳感器進行測量:位移傳感器，旋轉(zhuǎn)編碼器，加速度傳 感器和應變片。 4.1 傳感器的選用原理 1.確定傳感器的類型 傳感器的類型多種多樣，不同的原理的傳感器可以用來實現(xiàn)同種的測量目的， 如對于溫度的測量，可以選用熱電阻傳感器、熱電偶傳感器、集成溫度傳感器 等 等;對于機械量的測量可以選用電感式、應變式、電容式、差動變壓器式、霍爾 式等傳感器。對于不同的測量量要選取不同的傳感器類型，這是傳感器選用的 第一步。 2.靈敏度 一般的講，傳感器的靈敏度是越高越好。靈敏度越高，那么意味著傳感器所能 感

34、應的變化量小，那么被測量如果有一點很微小的變化的時候，傳感器就會有 較大的響應。不過，靈敏度越高，往往會造成與與測量量無關的外界噪聲及其 他的無關因素也容易被混入，噪音也會隨之放大。那么此時必須考慮既要去檢 測微小量值，又要去噪聲小。為了達到這個目的，我們往往要求信噪比愈大愈 好，也就是需要傳感器本身的噪聲要小，而且不容易從外界得到干擾噪聲。在 現(xiàn)實中，高精度的機械系統(tǒng)，他們的運動誤差量非常微小，甚至只有微米以下， 那么要能夠檢測微小量的條件，就是必須要求傳感器具有相當高的靈敏度。量 程范圍是與靈敏度緊密相關的。 3.線性 每個傳感器都自己的線性工作范圍，就是在線性范圍內(nèi)他們的輸出與輸入成正

35、比關系，如果線性范圍越寬，就表明傳感器的工作量程是越大的。在測量時保 證測量精度基本條件就是要傳感器在線性區(qū)內(nèi)工作。對于任何傳感器，要使其 保證在在線性區(qū)是非常不容易的。在一定情況下的許可限度內(nèi)，可以取其近似 線性區(qū)域。4.精確度 精確度，是表示傳感器的輸出量和被測量的對應的精準程度。而傳感器是處于 測試系統(tǒng)的輸入端，那么傳感器能否真實地測出被測量值，就對整個測試系統(tǒng) 有很大的影響。不過，也不是要求在任何場合下使用的傳感器精確度都是越高 越好的，因為還要考慮到經(jīng)濟性。 5.響應特性 響應特性是指在所測的頻率范圍內(nèi)，傳感器保持不失真的測量的條件。而在實 際傳感器的響應總那么有一定的延遲，我們則希

36、望延遲時間要愈短愈好。普遍 的講，利用光電效應、壓電效應等傳感器，響應時間小，但是工作頻率范圍寬; 而用結構型，如電容、電感、電磁感應型等傳感器時，由于要受到結構特性影 響，其固有頻率較低，影響了傳感器的工作的頻率范圍。 6.測量方式 在實際條件下的工作方式，測試方法也是選用傳感器時必須應考慮的重要因素。 如，接觸和非接觸測量;在線和非在線測量;破壞和非破壞性測量等，在條件不 同時，對傳感器的要求也不同。 7.穩(wěn)定性 指經(jīng)過長期的使用以后，傳感器的輸出特性發(fā)生變化率的性能的衡量。影響傳 感器穩(wěn)定性的因素與時間和環(huán)境有關。為了確保穩(wěn)定性，我們在選擇傳感器之 前，必須對使用環(huán)境進行調(diào)查，來選擇較合

37、適的傳感器型號。 8.其它 除了以上的選用傳感器時需要充分考慮的因素外，我們還應該盡可能的兼顧結 構、體積、重量、維修、價格、等條件8。 4.2 旋轉(zhuǎn)編碼器的選用 4.2.1 編碼器的簡介 旋轉(zhuǎn)編碼器就是用來測量物體轉(zhuǎn)速的裝置，光電式的旋轉(zhuǎn)編碼器經(jīng)過光電 轉(zhuǎn)換，能輸出角位移、角速度等等的把機械量轉(zhuǎn)換成一定的電脈沖來數(shù)字量輸 出（。他們分為單路的輸出和雙路輸出兩種。其技術參數(shù)有每轉(zhuǎn)脈沖數(shù)，和供 電電壓等。單路輸出指旋轉(zhuǎn)編碼器輸出的是一組脈沖，而雙路輸出指旋轉(zhuǎn)編碼 器輸出的是兩組 A/B 相位差 90 度脈沖，通過兩組脈沖不但可以測量轉(zhuǎn)速，更 可以判斷旋轉(zhuǎn)的方向。 4.2.2編碼器分類 我們可以將

38、旋轉(zhuǎn)編碼器分為增量式編碼器、絕對值編碼器、混合式編碼器 這三種。 1增量式編碼器 增量式編碼器軸旋轉(zhuǎn)的時候，有相應的相位輸出。旋轉(zhuǎn)方向的判別與脈沖 數(shù)量的增減，都需借助后部判向電路與計數(shù)器來實現(xiàn)。它的計數(shù)起點能任意設 定，并且可實現(xiàn)多圈無限累加與測量。并可以把每轉(zhuǎn)發(fā)出的一個脈沖 Z 信號， 當作參考機械的零位。當脈沖是已固定，而且需要提高分辨率的時候，可用帶 90度相位差 A/B 兩路信號，對原脈沖數(shù)來進行倍頻。 2絕對值編碼器 絕對值編碼器軸旋轉(zhuǎn)器時，有與位置對應的代碼（二進制或 BCD 碼等）輸 出，我們從代碼大小的變更即可判別是正反方向和位移所處的位置，就無需判 向電路。它有一個絕對零位

39、代碼，當停電或關機后再開機重新測量的時候，還 可準確地讀出關機位置地代碼，并且準確地找到零位代碼。在一般情況下絕對 值編碼器測量范圍為0360度，不過特殊型號也可實現(xiàn)多圈測量。 3混合式編碼器 混合式軸編碼器兼具有增量式軸編碼器和絕對式軸編碼器的功能，不僅內(nèi) 部是以格雷碼編碼，來輸出轉(zhuǎn)子的空間位置信號，且同時還輸出增量式軸編 碼器有的脈沖信號。所以混合式軸編碼器能同時測量轉(zhuǎn)子的空間位置和轉(zhuǎn)速。 因為混合式軸編碼器的功能齊全，并且它的結構較為復雜，那么價格相對較高。 4.2.3編碼器型號 依據(jù)本試驗臺的要求電機通過同步帶帶動凸輪軸傳動，那么編碼器可安裝 在凸輪軸上測試其轉(zhuǎn)速。選擇增量式編碼器，再

40、考慮到了經(jīng)濟性，從而選擇了 歐姆龍 E6B2-C 型號的增量式旋轉(zhuǎn)編碼器，并選擇分辨率為1800脈沖/轉(zhuǎn)。其實 體圖如下。 圖圖4.14.1 E6B2-CWZ6CE6B2-CWZ6C 輸出回路為： 圖圖4.24.2 E6B2E6B2的輸出回路的輸出回路 具體參數(shù)為： 圖圖4.34.3 E6B2-CW6ZCE6B2-CW6ZC 的參數(shù)的參數(shù) 4.3 加速度傳感器的選用 目前來測量加速度的應用最廣泛傳感器有電容式傳感器、電阻應變式傳感 器、壓電式傳感器等等。這幾種傳感器都具有其特點，本課題研究的是，高速 凸輪的動態(tài)性能，需要測量推桿的加速度。推桿在凸輪高速運轉(zhuǎn)時，也受各種 動態(tài)力、以及沖擊和振動，

41、我們選擇了)應變式加速度傳感器。 4.3.1壓電式傳感器 圖4.4 壓電式加速度的結構原理圖 如圖4.4壓電元件一般是由兩片壓電片組成。在壓電片的兩個表面上鍍銀層， 并且在銀層上焊接輸出引線，要么在兩個壓電片之間夾一片金屬，引線焊接在 金屬片上，輸出端另一根引線直接與傳感器基座相連。然后在壓電片上放置一 個比重較大的質(zhì)量塊，之后用一硬彈簧或螺帽、螺栓對質(zhì)量塊預加載荷。整個 組件裝在一個厚基座的金屬殼體中9。 測量的時候，將傳感器基座與被測對象剛性固定在一起。當傳感器感受到 振動時，由于彈簧的剛度相當大，而質(zhì)量塊的質(zhì)量相對較小，可以認為質(zhì)量塊 的慣性很小，因此質(zhì)量塊感受到與傳感器基座相同的振動，

42、并受到與加速度方 向相反的慣性力作用。這樣，質(zhì)量塊就有一正比于加速度的交變力作用在壓電 片上。由于壓電片具有壓電效應，且傳感器的輸出電荷與作用力成正比，即與 試件的加速度成正比。再接入一定的放大器進行相應的處理，就可測出被測件 的加速度。 4.3.2 加速度傳感器的型號 依據(jù)本試驗臺，考慮到傳感器的尺寸、分辨率性價比，我選用了 AD-YD- 107壓電式加速度傳感器。 圖圖4.54.5 ADADYDYD107107加速度傳感器加速度傳感器 其主要參數(shù)如下： 軸向靈敏度 (20士5) 最大橫向靈敏度 5% 頻率響應 10% 0.56O00Hz 安裝頻率諧振頻率 25000Hz 極性 正向 絕緣電

43、阻 109 電容 1200Pf 重量 28g 壓電材料 PZT-5 結構設計 平面剪切 安裝 M5 輸出方式 頂端 L5 4.4位移傳感器的選用 用于位移測量的傳感器，因為測量范圍的不同，那么傳感器也是不同的。小位 移通常用應差動變壓器式、變式、霍爾式、電感式、電容式等傳感器來測量， 他們的精度可以達到 0.5%1.0%，其中電感式和差動變壓器式傳感器測量范圍 要大一些，有些可達100mm。小位移傳感器測微小位移，可從幾微米到幾個毫 米，例如物體振動的振幅測量等。而大的位移常用感應同步器、磁柵、光柵、 編碼器等傳感器來測量，精度高，易實現(xiàn)數(shù)字化，抗干擾能力強，安裝方便， 使用可靠。根據(jù)本試驗臺

44、的具體要求，量程要大于凸輪推程20mm 再考慮尺寸、 性價比等因素，選用了 WY-DC-30L 位移傳感器 圖圖4.64.6 位移傳感器位移傳感器 其具體參數(shù)如下： 1、靈敏度（mv/v/mm）：100-1000 2、初級勵磁電壓：5V（3-8） 3、動態(tài)頻率：0-200HZ（3DB）標準 0-800HZ 最高（動態(tài)位移測量） 4、靈敏度漂移：零點：0.01（%/）滿度：0.025（%/） 5、負載阻抗：20K 6、工作溫度：-20+70標準 -40+200（耐高低溫） 7、高精度：0.05% 8、高分辨率：0.001um 9、供電電壓：6VDC 12VDC 24VDC 9VDC 12VDC

45、15VDC 10、輸出電壓：05V 010V 05V 010V 輸出電流：010mA 0-20mA 4-20mA 4.5 應變片的選用 為了測試出不同剛度的擺桿的變形，需要選用一定的應變片來對其進行測 試。 4.5.1 應變片原理 電阻應變片測量原理為：金屬絲的電阻值除和材料的性質(zhì)有關之外，還與 金其長度，橫截面積有關。把金屬絲粘貼在構件上，那么當構件受力變形時， 則金屬絲的長度和橫截面積就會隨著構件一起變化，從而發(fā)生電阻變化。 dR/R=Ks* 其中，Ks 為材料的靈敏系數(shù)（單位應變的電阻變化率） ，標志著該類絲材 電阻應變片效應是否顯著。 為測點處應變，為無量綱的量，但習慣上仍給以 單位的

46、微應變，常用符號 表示。由此可知，金屬絲在產(chǎn)生應變效應時，應 變 和電阻變化率 dR/R 是成線性相關的，這就是利用金屬應變片測量構件的 應變的理論基礎。 4.5.2 應變片的型號 根據(jù)試驗臺要求，考慮到傳感器的尺寸、價格、靈敏度等的因素，本試驗臺將 選用 ZJ.3-BX120-3AA 應變片。 其主要參數(shù)為： 對標稱值的偏差 %1 應變計電阻 對平均值的公差 %0.1 靈敏系數(shù) 對平均值的分散 %1 機械滯后 室溫下 2 蠕變 室溫下一小時 3 絕緣電阻 室溫下 M50000 橫向效應系數(shù) 室溫下 %0.5 疲勞壽命 室溫下（循環(huán)次數(shù)）107 工作溫度范圍內(nèi)的平均 變化 %100 2 靈敏系

47、數(shù)隨 溫度的變化 每一溫度下對平均值的 分散 /%100 3 平均熱輸出系數(shù) /1 熱輸出 對平均熱輸出的分散 80 主要用途 精密傳感器和精 密應力分析用片 表表4.14.1 應變片的參數(shù)應變片的參數(shù) 4.5.3應變片的測量 圖4.7 彎矩的測量 如圖4.7，在擺桿兩側一定位置粘帖 R1，R2兩片應變片按上圖組成電橋10。此 時： KUU srsc 2 1 彎矩 M 可按下式計算： M=EWW （式中 W 為試件的抗彎截面系數(shù)，E 為試件的彈性模量，為測量的隨機應變值） 第第5 5章章 試驗臺的動力學建模分析試驗臺的動力學建模分析 5.1構件的動力學模型 對構件的動力學模型是根據(jù)系統(tǒng)中各構件

48、的運動特點、質(zhì)量分布、彈性變 形方式情況等，將構件簡化為在某些特定點上的集中質(zhì)量，用有適當剛度的無 質(zhì)量彈簧和純阻尼元件將集中質(zhì)量聯(lián)系起來，構成“彈簧一質(zhì)量系統(tǒng)” 。簡化為 彈簧的實際彈性體可能是非線性的，但在振動的幅度較小時，彈性體的變形與 受力之間的關系符合胡克定律，這樣簡化得到的就是線性彈簧。使用集中質(zhì)量 將大大方便動力學模型的建立及其求解。 5.1.1滾子擺桿的動力學建模 如圖5.1為擺桿的動力學建模，由于擺桿的支點在其中間，且擺桿左右對稱。 滾子相對剛度較大。于是得到化簡后模型的等效質(zhì)量和等效剛度為： 2 2A O y BA L J mm 3 2 3 AO Y BA L EI kk

49、圖圖5.15.1 滾子擺桿的動力學模型滾子擺桿的動力學模型 5.1.2 推桿的動力學建模 推桿是試驗臺最終的輸出對象，在高速是我們要將其視為彈性構件。為了 方便起見我們將其視為幾何對稱質(zhì)量均勻的構件來進行建模： 圖圖5.25.2 推桿的動力學模型推桿的動力學模型 構件在力 F 的作用下產(chǎn)生的形變量為。 EA FL 構件的變形能為： bb L EA d L EA dFU 0 2 0 2 構件的等效彈簧勢能為： 2 1 2 1 kH 由能量原理可知 H=U，則 L EA k 1 5.2試驗臺動力學模型建立 圖圖5.35.3 試驗臺的模型化簡試驗臺的模型化簡 根據(jù)之前的構件動力學建模，然后建立如圖

50、5.3（a）的動力學模型，而后進行 一定換算的化簡得到如圖 5.3（b） 。其中的等效質(zhì)量剛度為： m= 01 mmmm BA AB kkkk 1111 1 5.3 動力學方程建立 繼續(xù)進行化簡得到但自由度力學模型 圖圖5.45.4 推桿的質(zhì)量剛度模型推桿的質(zhì)量剛度模型 其中： m實驗臺的等效質(zhì)量; mx約束彈簧的質(zhì)量; k0約束彈簧的剛度; k實驗臺的等效剛度; c 一推桿系統(tǒng)的阻尼; y推桿輸出端的位移; yc推桿輸入端的位移; s凸輪端的位移 模型彈簧 k、k0 都有相同變形時，其受力并不相同，分別為 F1=k，F(xiàn)2=k0，由于力的平衡關系，有 F=F1+F2=（k+k0），則等效剛度

51、為 K=k+k0。 對于像鎖緊彈簧這類一端固定另一端運動的構件，由于構件的柔性使各部 分質(zhì)量的運動情況不同。因此不能按構件全部質(zhì)量進行計算，在機械振動學中， 應用瑞利(Rayleigh)法證明了彈簧的等效質(zhì)量可以近似的按彈簧質(zhì)量的 l/3 計算。 然后對其進一步的簡化，M=m+。 s m 3 1 圖圖 5.55.5 單自由度動力學模型單自由度動力學模型 其中質(zhì)量塊受到彈簧力為 K（y-yc） ，阻尼力為 c（） ，慣性力為根據(jù) c yy y M 力的平衡方程得到： ）+K（y-yc）=0 c yycyM ( cc ycKyKyycyM 得到運動微分方程后，就可采用解析法分析從動件的真實運動情況

52、。 由杜哈梅積分得到11： t d t cc d dtweycKy M y n 0 )( )(sin)( 1 其中，是有阻尼系統(tǒng)的固有頻率，為阻尼比， 2 1 nd n M c 2 是無阻尼系統(tǒng)的固有頻率。 M K n 進而可以進一步的求出輸出端的位移，速度，加速度，作用力等量。 第六章 總結 為期六個月的畢業(yè)設計即將結束，還有一周大學生活就將結束，在完成大 學 里最后一項學習任務畢業(yè)設計之后，我的感慨頗深。做完了這個畢業(yè)設計， 終于認識到大學里所學的一切都是有作用的，我為沒有虛度大學四年的光陰而 感 到高興。雖然在大學四年里學習的不是很認真，但是對于沒有放棄學習而興奮， 畢竟我在大學四年里學

53、到了一些應該掌握的東西，因而擁有了一絲收獲的喜悅。 四年來，我在學習理論知識的同時，還遵循學校的實踐要求而要求自己，積極 的 培養(yǎng)了自己的實踐能力，在綜合方面提高自己的能力。雖然這是大學的最后一 個 階段，但是我也沒有放縱自己，我仍然以端正的學習態(tài)度對待自己的可以設計 課 題，為自己做好時間安排。同時，希望利用這最后一次的畢業(yè)設計充分的鍛煉 自 己，使自己的能力進一步提高。 當然在畢業(yè)設計中，由于自己的水平有限，雖然經(jīng)過了一定的努力。但是 整個高速凸輪試驗臺的設計還是有一定的缺陷的，比如對高速凸輪系統(tǒng)動力學 特性考慮的并不全面，在分析計算的時候采用了一些估算，近似。導致分析的 結果可能并不準確

54、。且最后對高速凸輪動力學的數(shù)學建模，并沒有進行求解。 希望以后有機會能進一步的進行改善。 參考文獻 1 仇志平凸輪實驗臺測試系統(tǒng)的研究D西安：西北工業(yè)大學，2007，9 2莫亞梅凸輪機構研究的現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢D江蘇：南通工學院機械系 ，2007，3 3石永剛凸輪機構設計與應用創(chuàng)新M機械工業(yè)出版社，2007，205-207 4孫恒機械原理M高等教育出版社，2006，169-170 5劉鴻文材料力學M高等教育出版社，2010，89-90 6于惠力軸設計受力分析及校核計算M機械工業(yè)出版社，2010，13-15 7紀志明偏心圓凸輪機構的運動學與動力學分析D軍械工程學院機械設計與制圖教 研室，1997，2

55、-4 8郁有文傳感器原理及工程應用M西安：西安電子科技大學出版社，2009，42-45 9戴紅艷壓電式加速度傳感器D東方學院，2010，2-3 10孔德仁工程測試技術M科學出版社，2003，211-212 11殷祥超振動理論與測試技術M中國工業(yè)礦業(yè)大學出版社，2007，73-74 12Mills J K-Optimal design and sensitivity analysls offiexible Cm mechanisms M lM&chTheory，1993 13Peng YOptimal design 0f the geometric parameters of a disk ca

56、m translatingollower mechanmm using Chebyehev approximation-Addvance in Design Autortion- 1992ASME Des Eng Div Pu b1 DE，1992 14Belestij V Y0ptimization synthesis and analysis of cam- rocker mechanism with rollerMashinored，1991 15chan YWOptimization cm deanInt J Comput ApplTechnol，1996 致謝 通過這六個月來的忙碌和

57、學習，本次畢業(yè)論文設計已接近尾聲，作為一 個本科生的畢業(yè)設計，由于經(jīng)驗的匱乏， 一開始對自己的畢業(yè)設計 “高速凸 輪動力學試驗臺研制 ”感到十分渺茫，不過最后經(jīng)過一系列的努力，終于成 功的完成了這一課題。 這都要歸功于唐老師對我們孜孜不倦的教導，他嚴肅的 科學態(tài)度、嚴謹?shù)闹螌W精神、精益求精、言傳身教的工作作風，對我們的畢業(yè) 設計的如期完成時不可缺少的。 時光匆匆，四年的大學校園生活即將結束，自入學以來，本人得到了很多 老師的關懷和同學的幫助，在此懷著感激之情，說聲老師，您辛苦了。最后辛 苦評閱老師對我的論進行評閱。 摘摘 要要 凸輪從動件系統(tǒng)在各個領域如紡織機械、包裝機與食品機械、自動化工業(yè)、

58、 印刷行業(yè)、內(nèi)燃機、農(nóng)業(yè)機具都廣泛被應用。在一般情況下它被認為是剛性系 統(tǒng)。但隨著機械效率的提高，凸輪轉(zhuǎn)速隨之上升，因而產(chǎn)生了較大的彈性變形。 從動件運動規(guī)律大大偏離了理論值。因此對凸輪從動件系統(tǒng)先進行測試是很重 要的。 本文通過對高速凸輪的理論分析，針對幾種影響高速凸輪運動規(guī)律的因素。 研制特定的的試驗平臺，實驗中可采用三種不同規(guī)律的凸輪，采用不同剛度的 擺桿，使用不同的壓緊彈簧，并在不同轉(zhuǎn)速下進行實驗。在試驗臺一定位置安 裝相應的傳感器，測試出在不同條件下他們的真實運動規(guī)律，從而了解各種影 響因素對它們的影響。由于沒有進行實驗，本文對高速凸輪系統(tǒng)進行了一定的 動力學建模分析。 關鍵詞關鍵詞

59、：高速凸輪；傳感器；試驗臺；動力學建模 Abstract Cam follower system in various fields such as textile machinery, packaging machine and food machinery, automation industry, printing industry, internal combustion engines, agricultural machinery are widely applied. Under normal circumstances it is considered to be a rigi

60、d system. But with the mechanical efficiency, the cam speed rise, thus creating a greater elastic deformation. Follower motion rule greatly deviated from the theoretical value. Therefore tested against the cam follower system is very important. In this paper, the theoretical analysis of the high-spe

61、ed cam, high-speed cam motion law for several impact factors. Developed a lot of the test platform, three different laws of the cam can be used in the experiment, different rigidity of the swing lever, the type of use to compress the springs, and experiments at different speeds. Install the appropri

62、ate sensors, a certain position in the test rig to test out their true law of motion under different conditions, to understand the impact of various factors affecting them. In the absence of experimental, high-speed cam system dynamics modeling. KeyKey words:words: high-speed cam；sensing element；tes

63、t bench；dynamic modeling 目 錄 摘要 Abstract 第 1 章 緒論1 1.1 選題的背景與意義1 1.2 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢.2 1.2.1 國內(nèi)對這方面的研究2 1.2.3 國外對這方面的研究3 1.3 課題研究主要內(nèi)容.4 第 2 章 高速凸輪的理論基礎.5 2.1 凸輪-從動件系統(tǒng)動態(tài)運動分析 .5 2.2 影響凸輪系統(tǒng)運動的因素.6 2.3 高速凸輪的判斷.7 第 3 章 高速凸輪試驗臺設計.9 3.1 試驗臺的參數(shù).9 3.2 試驗臺的簡介.11 3.3 電機的選擇.12 3.4 帶的選擇.13 3.4.1 已知參數(shù)13 3.4.2 設計計算13 3.4.3 5M 同步帶的幾何尺寸已知參數(shù).14 3.4.4 5M 同步帶輪的幾何尺寸.14 3.5 軸的結構與校核.15 3.6 凸輪的設計.16 3.6.1 偏心輪的設計16 3.6.2