间歇机构（共4篇）
间歇机构 篇1
0 引言
在自动化生产线中,为了满足生产工艺要求,需要采用间歇分度凸轮机构来实现周期性的转位和步进分度动作。间歇分度凸轮机构由于其运动特性良好、重复精度高、运动平稳等特点而被广泛运用于各种自动化生产线中[1]。
PCB自动化检测设备中,为了实现功能要求,检测需要在6 个工位上进行,6 个工位之间的切换可以通过间歇分度凸轮机构进行切换,可以同时保证效率和精度要求。
1 间歇分度凸轮机构
1. 1间歇分度凸轮机构分类及其工作原理
根据结构特点,间歇分度凸轮机构主要可以分为3 种类型: 平行凸轮分度机构、圆柱凸轮分度机构、弧面凸轮分度机构。这3 种凸轮分度机构在结构上类似,主要由凸轮和带有滚子的分度盘构成。该类凸轮分度机构工作时由凸轮带动带有滚子的分度盘转动,把连续运转的动作转化为间歇运动,并按照凸轮的推程和回程实现既定的运动曲线。分度盘的分度数和精度靠滚子的数量及精度确定。
平行凸轮分度机构是一种平面共轭凸轮机构,通常分为两片式结构,主要由凸轮、分度盘和分度盘滚子构成[2]。平行凸轮分度机构的凸轮轴线,分度盘轴线和分度盘滚子轴线相互平行。凸轮是主动件,分度盘是从动件; 当凸轮连续运转时,凸轮与分度盘滚子边线重合,由于凸轮轮廓曲线有分度轮廓和间歇轮廓,在运转过程中可把连续运动转化为分度盘的间歇运动。其结构简化如图1 所示。
圆柱凸轮分度机构同样由凸轮、分度盘,分度盘滚子构成。在此机构中,分度盘是从动件,分度盘上沿周向均匀分布若干个滚子。圆柱凸轮分度机构的分度盘轴线和滚子轴线相互平行,而同时与凸轮的轴线垂直交错。凸轮转动,分度轮廓工作时,其边线与滚子边线外啮合时,推动分度盘做分度转动; 当间歇轮廓与滚子边线外啮合时,转盘上相邻的两个滚子就会夹跨在凸轮的背脊上[3],这时候分度盘停止转动,从而实现把连续运动转化为间歇运动。其结构简化图如图2 所示。
弧面凸轮分度机构又称蜗形分度凸轮机构或滚子齿形分度凸轮机构见图3[4]。机构由一个带凸脊或者凹槽的空间凸轮和一个在径向放射状等分的装有滚子的分度盘构成,主动凸轮的基体为圆弧回转体,凸轮与分度盘的轴向垂直交错,是一种传递两垂直交错轴之间的高速间歇分度机构[5]。弧面凸轮分度机构同样是通过主动凸轮不断的进行分度轮廓和间歇轮廓的推动来实现连续运动转化为分度运动。
1. 2 间歇分度凸轮机构优缺点
间歇分度凸轮机构主要的优点有: 1) 从动件的运动规律可以根据需要进行设计,其相应的运动时间和间歇时间比例及次数都可以根据需要进行设计,可以高速启动,运动精度可以得到保证; 2) 中低速的凸轮机构运动曲线设计比较简单,只要设计相应的凸轮轮廓,即可保证从动件按照拟定的规律进行运动; 3) 近些年计算机及数控机床的不断发展,实现计算机辅助设计及制造使凸轮轮廓的加工难度不断降低。
间歇分度凸轮机构也存在一些不足: 1) 由于凸轮和从动件的接触是高副点接触,难以保证良好的润滑,又因为接触点压力较大,因此容易磨损; 2) 如果间歇运动需要高速启动及停止,则会产生较大的冲击,对机构的使用寿命造成影响,但已经比传统的分度间歇机构改善许多; 3)高速凸轮间歇机构中,因为高副接触处的运动特性较为复杂,故精确分析与计算都比较困难。
因此,在进行间歇分度凸轮机构选型设计时,务必考虑整体的负载、运动速度。平行凸轮分度机构设计简单,制造成本也较低,但承载能力一般。弧面凸轮分度机构运动精度高,凸轮轮廓制造复杂,承载能力大,相应的成本也较高。圆柱凸轮分度机构设计上较为简单,有一定的承载能力,制造成本也比弧面凸轮分度机构低。综合考虑,选择圆柱凸轮分度机构应用于PCB自动化检测设备的间歇运动选型设计中。
2 凸轮分割器设计计算
综合产品资料,选择使用台湾正名分割器,根据其产品选型手册,按照实际工作需求进行选型设计。PCB检测转动圆盘直径为900 mm。其示意如图4 所示。
2. 1 凸轮分割器设计资料
1) 分割数: S = 6,根据总体设计方案,工位为6,停止时间0. 25 s,分割时间0. 75 s,故分割器设计资料如下。
2)转位角度:θ=270°
3)导程数:m=1
4) 入力轴回转数:
5) 凸轮曲线: 选用变形正弦曲线,最大速度Vm =1. 76 m / s,最大加速度Am = 5. 53 m / s2,最大扭力系数Qm= 0. 987。
变形正弦曲线平衡圆滑,能够满足曲线的连续性及较低的最大加速度值,较好的避免了冲击,延长使用寿命,相应速度、加速度曲线如图5 所示。
6)圆盘尺寸:D=900 mm
7)圆盘厚度:Dt=20 mm
8)圆盘密度:ρ=2.8 kg/m3
9)夹具质量:3 kg/组
10)工件质量:1 kg/组
11)圆盘节径:PCD=650 mm
12)转盘支撑半径:Rf=0 mm
13)摩擦系数:μ=0.15
14) 安全系数: fe = 4
2. 2 凸轮分割器计算内容与公式
a) 惯性扭矩:
1) 转盘质量( 单位: kg)
夹具质量:W2=3×6=18
工件总质量:W3=1×6=6
负载总质量:
2) 盘面惯性矩( 单位: kg. m2)
3) 夹具惯性矩( 单位: kg. m2)
4) 工件惯性矩( 单位: kg. m2)
5) 总惯性矩( 单位: kg. m2)
故惯性转矩为:
b)摩擦转矩Tf=W×μ×Rf=0(9)
c)做功转矩Tw:在间歇分割时没有做功,因此Tw=0
d)总负载转矩Tt=Ti+Tf+Tw=6.57 N·m(10)
e)实际负载转矩Te=Tt×fe=6.57×4=26.28 N·m(11)
根据以上计算资料,以及入力轴回转数60 r/min进行选型,查表得,凡是出力轴转矩高于以上计算之Te值均可,故选定法兰分割型110DF型分割器。
由于总负载转矩Tt为6. 57 N · m,故选择100YYJT180 的电动机,减速比为20: 1,其最大允许负载转矩为15. 22 N·m,完全满足条件。
3 结语
间歇分度凸轮机构在自动化生产中运用广泛,通过对常用间歇分度凸轮机构进行研究,结合实际产品手册进行选型设计,所设计的PCB间歇工位检测分度机构在实际工作运用中运动平稳,效率较高,冲击噪音小,为间歇分度凸轮机构实际设计选型提供了良好的范例。
参考文献
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一种新型非匀速间歇机构的研究 篇2
关键词：非匀速间歇机构,不完全非圆齿轮,非圆齿轮,设计
0 引言
间歇机构广泛应用于实际生产中,常用的间歇机构主要有棘轮机构、槽轮机构、凸轮机构及不完全圆齿轮机构。与槽轮、棘轮机构相比,不完全圆齿轮机构中从动轮的停歇次数、停歇时间以及每次转过的转角,其选择的幅度较大,因而设计灵活[1];另外,它还克服了槽轮、棘轮机构运动不平稳、精度低和寿命短等缺点[2]。
但不完全圆齿轮机构只能实现匀速间歇传动,目前已有的实现非匀速间歇传动的方案有两种:一种是基于凸轮机构实现的非匀速间歇传 动;另一种是基于不完全圆齿轮机构(实现匀速间歇运动)和非圆齿轮传动机构(非匀速运动)组合实现非匀速间歇传动。在实现非匀速比传动方面,相对于凸轮机构而言,非圆齿轮机构具有结构紧凑、运动精度高、传动平稳、速比范围大和易于实现动平衡等优点[3]。文献[4]提出了一种应用偏心齿轮传动和不完全圆齿轮传动相组合实现的非匀速间歇传动的机构,该套机构由不完全圆齿轮机构实现匀速间歇传动,2个偏心圆齿轮啮合实现非匀速运动,该非匀速间歇传动机构由两级齿轮传动实现,共有4个齿轮。文献[5]提出了一种由不完全圆齿轮机构和一对椭圆齿轮传动机构组合实现的非匀速间歇传动机构,该机构由不完全圆齿轮机构实现匀速间歇运动,椭圆齿轮啮合实现非匀速传动,通过这2种机构组合实现非匀速间歇传动。该种非匀速间歇齿轮传动机构也是由两级齿轮传动实现的,共有4个齿轮。以上2种机构都是两级齿轮传动,需要4个齿轮组合才能实现非匀速间歇传动,结构复杂,传动效率低。
本文提出了一种新的非匀速间歇传动机构——基于非圆-不完全非圆齿轮传动的非匀速间歇齿轮传动机构,该机构只用2个齿轮(一个不完全非圆齿轮,一个从动非圆齿轮)就能实现非匀速间歇传动,与目前靠不完全圆齿轮机构和非圆齿轮机构组合实现非匀速间歇传动的机构相比,结构更简单、传动效率更高。
1 机构的结构特点和工作原理
普通的基于不完全齿轮传动的非匀速间歇机构中的主动轮是由普通渐开线齿轮而来的,主动轮上的轮齿不是布满整个圆周,而是将一部分轮齿分布于圆周上,根据机构运动和停歇的时间比设计从动轮[6,7]。而基于不完全非圆齿轮传动的非匀速间歇机构由一个不完全非圆齿轮1(简称主动轮)、一个非圆齿轮4(简称从动轮)、一个凸锁止弧2、一个凹锁止弧3组成,其中,凸锁止弧2与不完全非圆齿轮1固接,凹锁止弧3与从动齿轮4固接。其中从动轮4可以是椭圆齿轮、偏心圆齿轮、巴斯噶蜗线齿轮、变性椭圆齿轮或凸封闭节曲线的普通非圆齿轮中的一种,而不完全非圆齿轮1节曲线则是由与之共轭的从动轮4的结构参数及不完全非圆齿轮1的有齿部分所对应的圆心角大小共同确定的,不完全非圆齿轮1有齿部分的节圆曲线长度与从动轮4的节曲线周长相等,且每一种从动轮4对应一种不完全非圆齿轮1。
该机构的传动原理与普通的不完全非圆齿轮类似,但又有些不同,如图1所示:当不完全非圆齿轮1顺时针匀速旋转时,由于凸锁止弧2和凹锁止弧3配合,锁止弧锁住从动轮,从动轮4保持静止;当不完全非圆齿轮1转到其有齿部分时,凸锁止弧2和凹锁止弧3脱离配合,不完全非圆齿轮1和从动轮4进入啮合,实现非匀速运动;当不完全非圆齿轮1再次运动到其无齿部分时,两齿轮脱离啮合,凸锁止弧2和凹锁止弧3再次进入配合,锁止从动轮4。即不完全非圆齿轮1匀速旋转一周,非圆齿轮4实现非匀速间歇运动,从而实现了非匀速间歇运动的输出。
1.不完全非圆齿轮 2.凸锁止弧 3.凹锁止弧 4.非圆齿轮
2 机构的理论模型
该机构是以不完全非圆齿轮为主动件,非圆齿轮为从动件,在建立该非匀速间歇传动机构运动学模型时,假设:①各个构件不发生弹性变形,作为刚性机构分析;②不考虑转动副的转动间隙和齿轮啮合的侧隙,以及凹锁止弧、凸锁止弧的配合间隙;③在进行速度分析时,不考虑机构启动和停止的过渡阶段,并假设不完全非圆齿轮匀速转动时的角速度ω1为常数。
2.1 非匀速间歇机构的运动学模型
不完全非圆齿轮与共轭的非圆齿轮传动实现非匀速间歇运动,是该非匀速间歇传动机构的核心所在。图2为该非匀速间歇机构运动示意图。为了便于分析,选取非圆的一种——椭圆齿轮(即假设图2中的非圆齿轮4为椭圆齿轮4)作为实例进行分析。在图2中,不完全非圆齿轮1的节圆半径为r1,其无齿部分可以用一条直线连接(如图2中虚线所示),其旋转中心为O1;椭圆齿轮4的节圆半径为r2,旋转中心为O2。当不完全非圆齿轮以速度ω1匀速旋转时,椭圆齿轮以速度ω2非匀速间歇转动。
1.不完全非圆齿轮2.凸锁止弧3.凹锁止弧4.非圆齿轮
因椭圆齿轮2的节圆曲线周长与不完全非圆齿轮1的有齿部分的节曲线周长相等,故有
式中,β为不完全非圆齿轮1的有齿部分的节曲线所对应的圆心角;φ1为不完全非圆齿轮1顺时针转过的角位移;φ2为椭圆齿轮4逆时针转过的角位移;L为不完全非圆齿轮与中间椭圆齿轮的中心距。
椭圆齿轮4与不完全非圆齿轮1间的啮合点到椭圆齿轮旋转中心O2的距离r2(φ2)为
式中,a、b、c、k分别为椭圆齿轮的半长轴、半短轴、半焦距、椭圆短长轴之比
当β和椭圆参数确定后,利用数值积分方法,中心距L便可由式(1)求得。
当不完全非圆齿轮匀速转过dφ1时,椭圆齿轮转过dφ2,因
故
将式(2)代入式(3)得
当已知不完全非圆齿轮1顺时针匀速转过φ1时,则由式(4)可得椭圆齿轮4逆时针转过的角位移φ2为
不完全非圆齿轮有齿部分的节圆曲线方程为
由于已知不完全非圆齿轮匀速转动,速度为ω1,则椭圆齿轮的速度ω2为
2.2 非匀速间歇机构锁止弧的设计
主动轮上的凸锁止弧无论是直接在主动轮本体上切制还是在另外的定位盘上切制,当主动轮首齿到达啮合起点时,主动轮上的凸锁止弧的终止边应处于两圆的连心线上;同理,当主动轮末齿到达啮合终点时,主动轮上的凸锁止弧的起始边应处于两圆的连心线上[8],所以凸锁止弧所对应的圆心角为2π-β。由于固接在非圆齿轮上的凹锁止弧的圆心应与主动轮的转动中心重合,故根据三角公式可得凹锁止弧4对应的中心角θ为
式中,r3为凸锁止弧的半径。
凹锁止弧的最长边O2M的长度l1为
凸凹锁止弧设计的关键是两锁止弧在脱离啮合和进入啮合的过程中不能有干涉,由于锁止弧进入配合是脱离配合运动的逆运动,设计时只用考虑脱离或进入配合两种情况中的一种情况即可,现以两锁止弧脱离配合为例进行锁止弧的非干涉设计。
如图2b所示,在两锁止弧脱离啮合的过程中,当凸锁止弧的终止边O1Q和凹锁止弧的最长边O2M垂直时,两条边交于一点T,此时凸锁止弧从刚开始脱离啮合位置已经转过φ10,即不完全非圆已转过φ10,此时从动轮转过的角度为φ20,根据式(5)有
如图2b所示,在直角三角形△O1MO2中,有
由于式(11)是只关于φ10的方程,由此方程便可解得φ10的值。
当凹锁止弧的最长边l1满足l1≤Lsinφ10时,两锁止弧不发生干涉。
3 间歇机构的参数分析
随着计算机越来越多地应用于机械设计与机构创新,利用计算机可视化设计可以很直观地查看和修改设计的结果,并且当参数改变后,计算机可以实时显示机构的变化情况,极大地提高了设计效率,缩短了设计时间[9]。
3.1 计算机辅助分析软件的开发与设计
本文基于VB可视化开发平台开发非匀速间歇传动机构辅助分析软件,采用人机交互的方法,对凹凸锁止弧进行可视化设计,并对非匀速间歇机构进行结构参数分析。图3所示为非匀速间歇机构运动模拟分析界面,通过此功能模块,可以分析各参数变量变化对非匀速间歇机构传动比的影响,还可以输出各参数值变化后对中心距L的影响。
输出参数包括中心距L、凸锁止弧的终止边和凹锁止弧的最长边垂直时凸锁止弧转过的角度φ10、从动轮的角速度ω2等,还可以了解凹、凸锁止弧间的干涉情况。
3.2 锁止弧设计的验证
图4所示为锁止弧的干涉验证。首先确定一组不完全非圆和非圆的结构参数:椭圆长轴a=23mm,椭圆短长轴比k=0.995,不完全非圆齿轮有齿部分所对应的圆心角β=270°;利用式(1)可以计算出此时的中心距L=53.7mm,由于锁止弧的设计较为灵活,理论上凸锁止弧半径r3的取值范围为0<r3<L。
当取r3=27mm,在凸锁止弧的终止边O1Q和凹锁止弧的最长边O2M垂直时,凸锁止弧转过的角度为φ10=47°,凹锁止弧的最长边O2M为l1=39.59mm,根据锁止弧干涉判别式(12),当l1>(Lsinφ10=39.27mm)时,锁止弧干涉。另外,从图4a的计算机仿真中也可以看出,当凸锁止弧的半径r3=27mm时,锁止弧干涉。
当取r3=38mm,在凸锁止弧的终止边O1Q和凹锁止弧的最长边O2M垂直时,凸锁止弧转过的角度为φ10=53.5°,凹锁止弧的最长边O2M为l1=37.9mm,根据锁止弧干涉判别式(12),当l1≤(Lsinφ10=43.1mm)时,凹凸锁止弧不干涉。另外,从图4b的计算机仿真中也可以看出,当凸锁止弧半径r3=38mm时,凹凸锁止弧不干涉。
3.3 各结构参数对机构传动特性的影响
应用该软件能够方便地得出各结构参数变化对非匀速间歇齿轮机构传动比的影响规律。非匀速间歇传动机构的各结构参数取不同值时的传动比i(r2/r1)的变化情况如图5所示。
椭圆长轴a的变化既不影响非匀速间歇齿轮传动机构传动比的大小,也不影响该机构停歇区间Ⅱ的大小。如图5a,当a分别取23mm、21mm、19mm时,该机构的3条传动比变化曲线重合,说明a的不同取值仅改变椭圆的大小,而不改变传动比的变化规律。
当椭圆的方程不同时,也可以说椭圆的旋转中心不同时,如图5b,分别以椭圆的左右焦点作旋转中心,该变化只影响非匀速间歇齿轮传动机构传动比的大小,但不影响该机构停歇区间Ⅱ的大小。当椭圆方程分别为
不完全非圆齿轮有齿部分节圆曲线所对应的圆心角β不仅影响非匀速间歇齿轮传动机构传动比的大小,而且影响该机构停歇区间Ⅱ的大小。如图5c,当β分别取290°、270°、240°时,该机构的3条传动比变化曲线不重合,随着β值的减小,传动比曲线变得平缓,即幅值变化区间减小,同时,该机构的停歇区间Ⅱ减小;当β值增大时,传动比曲线变得陡峭,即幅值变化区间增大,该机构的停歇区间Ⅱ增大,当β值增大到360°时,传动比变化曲线就是一条椭圆齿轮啮合的传动比变化曲线。
椭圆齿轮长短轴之比k只影响非匀速间歇齿轮传动机构传动比的大小,但不影响该机构停歇区间Ⅱ的大小。如图5d所示,当k分别取0.991、0.993、0.995时,该机构的3条传动比变化曲线不重合,随着k值的减小,传动比曲线变得陡峭,即幅值变化区间增大;当k值增大时,传动比曲线变得平缓,即幅值变化区间减小,当k=1时,传动比就是一条平直的直线,该机构就是匀速间歇传动机构,即普通的不完全圆齿轮机构。
4 机构的虚拟仿真与应用实例
根据非匀速间歇机构计算机辅助分析软件,以一种非圆(以椭圆为例)作为与不完全非圆共轭的齿轮进行计算,得到的一组数据为:椭圆长轴a=23mm,不完全非圆齿轮有齿部分所对应的圆心角β=270°,椭圆短长轴比k=0.995,凸锁止弧r3=35mm。首先以这些数据对非匀速间歇传动机构进行结构设计,然后运用三维建模软件UG6.0对该机构进行三维实体建模、虚拟装配,最后将装配体导入到仿真软件ADAMS中进行仿真,如图6a所示,发现该机构齿轮啮合良好,传动平稳。
同时,由于非匀速间歇齿轮传动机构是蔬菜钵苗取苗机构的关键部件,不完全非圆齿轮的设计也是旋转式取苗机构的核心内容。以虚拟仿真的数据进行不完全非圆齿轮的加工。图6b所示为加工出来的不完全非圆齿轮,将这套间歇非匀速机构安装在研制的穴盘苗取苗机构上,能很好地完成取苗动作,实验表明:取苗动作轨迹与理论计算轨迹吻合,完全满足工作要求,验证了非匀速间歇齿轮传动机构的正确性。
(a)虚拟仿真 (b)应用实例
5 结论
(1)分析了非匀速间歇齿轮机构的结构特点和运动机理,并建立了该机构的理论模型。
(2)基于可视化VB开发平台和该机构的理论模型,开发了非匀速间歇机构辅助分析软件,分析了机构参数对机构传动特性的影响。
(3)基于UG6.0对该非匀速间歇机构进行了三维建模并装配,运用ADAMS进行了动态仿真,将该机构装在穴盘苗取苗机构上进行试验,取得了满意的效果,验证了该机构设计的有效性与正确性。
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间歇机构 篇3
槽轮机构是由槽轮和圆柱销组成的单向间歇分度机构, 又称为马儿他机构, 其定位采用锁紧弧面定位。槽轮机构结构简单, 工作可靠, 在进入与脱离啮合时运动较为平稳, 能够准确地控制转动的角度, 然而在槽轮转动的始末位置加速度变化较大, 会产生冲击, 加剧了定位弧与锁紧弧间的磨损, 从而不能满足其精度的要求。针对出现的问题, 本文提出了一些改善锁紧弧面的措施, 取得了一定的效果, 同时由于圆柱凸轮分度箱具有独特的封闭性等优点, 也同样可以保证定位精度的要求。
2 锁紧弧面磨损对定位精度的影响
(1) 锁紧弧面磨损对槽轮间歇转角的影响。定位弧是指槽轮机构的定位弧半径对应的弧, 锁紧弧则是在拨销处所对应的弧, 理论上两者的参数相同。槽轮机构转位始末时, 角加速度的突变增大, 加大了冲击, 从而加剧了定位弧与锁紧弧间的磨损。拨销盘的锁紧弧与槽轮的定位弧交于图中的p点, 其中o1o2与o2p间的夹角为θ, 由于磨损量Δr的存在, 致使槽轮定位弧转过了Δθ角度, 从而对定位精度产生了一定的影响。
(2) 槽轮间歇转位偏差角度对定位精度的影响。在制药机械中, 通常使用槽轮机构带动拨盘或工作转盘进行间歇分度。由于磨损量的存在, 导致了槽轮定位弧转过了Δθ角度, 同时也使得回转轴带动拨盘或工作转盘转过了相同的角度, 产生了转动偏差, 从而使得定位点出现了偏差。
3 锁紧弧面磨损的定位误差分析
3.1 槽轮间歇分度机构的运动特性分析
由于槽轮间歇分度机构的角加速度随着槽数的变化而变化, 在转位始末时, 速度为零, 但角加速度有一个瞬时的突变, 从而使得槽轮和其轴上的惯性负荷也有一个突变, 这种变化表现为一次振动的冲击。随着槽轮槽数的减少, 角速度的突变增大, 使冲击加剧。尤其槽轮在转位末了时, 作用在定位弧上的作用力同无因次角加速度成正比。一旦定位弧出现磨损, 其冲击力会使槽轮定位弧克服因磨损而产生的间隙量, 进一步增大了槽轮分度转动角度的偏差量, 从而也使得工作盘定位点出现了一定的偏差。
3.2 槽轮间歇分度机构的槽数
由槽轮间歇机构的计算公式可以看出, 当槽数较少时, 加速度变化较大, 惯性力变化也越大, 弧的磨损加剧, 使得运动平稳性差, 反之亦然。因此, 设计时槽轮的槽数选择要合理, 槽数太多, 使得槽轮的尺寸变大, 转动时槽轮的惯性矩也大, 因此, 一般选用槽数z=4~8。
3.3 槽轮定位弧与拨销盘锁紧弧的材料
通常槽轮的材料为球墨铸铁, 拨销盘锁紧弧材料选用20Cr或者40Cr。根据设计手册中的要求, 槽轮材质的硬度应小于拨销盘锁紧弧材料的硬度, 这样使得在间歇回转的过程中, 材质较硬的锁紧弧面有助于提高较软定位弧的疲劳强度。
3.4 槽轮间歇分度机构的装配问题
由于槽轮的角加速度变化较大, 并且在槽轮运动的前半段, 由于角速度是增加的, 因此, 角加速度为正值;而在槽轮运动的后半段, 角速度是较小的, 角加速度为负值。由于圆销进槽和出槽的位置对称, 所以槽轮转位始末的角加速度的数值相同, 方向相反。由于槽轮槽宽尺寸公差较大, 易使槽轮与圆销间出现间隙, 会产生冲击, 从而加速定位弧的磨损。同时槽轮弧面的表面粗糙度值较大, 从而对弧面的抗磨性也会产生一定的影响。
4 槽轮间歇分度机构锁紧弧面磨损的改善措施
(1) 减小圆销对槽轮的冲击。为了能进一步消除圆销与槽轮间的间隙, 以减小圆销进入槽轮时的冲击, 设计时应使槽轮的实际外圆半径略大于槽轮理论计算的外圆半径。同时, 合理设计槽轮的尺寸以及用材的比重, 这样可以有效地减小槽轮的转动惯量, 从而减小了冲击。
(2) 合理匹配槽轮与拨销盘硬度间差值。根据机械设计手册所推荐, 一般槽轮定位弧的硬度要低于拨销盘锁紧弧的硬度, 两者洛氏硬度值相差10~20HRC, 这样可以提高其接触处的疲劳寿命。
(3) 提高槽轮与拨销盘的制造精度。一般槽轮定位弧与拨销盘锁紧弧的表面粗糙度Ra1.6~Ra0.8, 由于表面粗糙度与一定的尺寸和形位公差有关, 可以对两者弧面的圆度、平行度以及位置度提出要求, 以降低其表面粗糙度的值。
(4) 利用锥面定位弧与锁紧弧的配合结构。当弧面出现磨损时, 可以利用锥面定位弧与锁紧弧的配合结构, 即通过使用减薄的垫片来达到调整定位弧与锁紧弧间间隙的目的, 从而满足定位精度的要求。
5 圆柱凸轮分度箱的特点
由于槽轮间歇分度机构在工作过程中, 不可避免地存在着冲击, 尤其当转速高于一定值时, 因动载荷相对较大, 造成的冲击和磨损更加严重, 从而不能满足定位精度的要求, 然而圆柱凸轮分度箱的诸多优点越来越适合于现代高速发展的制药机械中, 其特点为: (1) 可以记录下任意位置时的转位时间与静止时间之比。 (2) 可以保证转盘所有能实现的运动规律。 (3) 在能够保证较多工位数的前提下, 不需要额外的传动机构。 (4) 圆柱凸轮分度箱中凸轮棱边的定位可以有效保证其定位的精度, 不必另加其它的定位装置。 (5) 圆柱凸轮分度箱的结构相对简单, 另外其刚度也能满足正常工作的要求。
6 结论
槽轮间隙分度机构是制药机械中广泛使用的一种分度机构。本文详细分析了槽轮间歇分度机钩定位弧与拨销盘锁紧弧因磨损产生的间隙问题, 并且提出了几种补救措施, 然而并不能从根本上消除磨损产生的影响。文中介绍了圆柱凸轮分度箱的诸多特点, 圆柱凸轮分度箱弥补了槽轮间隙分度机构的不足之处, 不仅满足了精度的要求, 而且也大大提高了生产效率, 因此, 圆柱凸轮分度箱更加适合于现代制药机械之中。
摘要：槽轮间歇分度机构广泛应用于制药机械中。文中对槽轮间歇分度机构的定位弧和拨销盘锁紧弧间因磨损而引起的误差进行了简要的分析, 介绍了几种改善槽轮间歇分度机构锁紧弧面磨损的措施。
关键词：槽轮机构,定位精度,误差分析
参考文献
[1]田耀华.制药机械中槽轮间歇分度机构定位误差分析[J].机电信息, 2004 (24) :19-22.
[2]王芳.不同槽数槽轮机构的运动特性分析[J].轻工机械, 2006 (4) :82-84.
间歇机构 篇4
关键词：摆栽机,水稻,钵苗,四分之一间歇传动机构
1 水稻钵苗摆栽机的传动要求
为了高质量地实现水稻钵育机械化摆栽, 需要精确地把苗从钵盘取下, 并准确地把苗传给栽植机构, 为了准确地完成这些动作, 需要用到四分之一周间歇传动机构。四分之一周间歇传动是把连续的旋转运动变为每次旋转四分之一周的间歇运动。实现四分之一周间歇运动机构的方法有许多, 但水稻钵苗摆栽机对其有一些特殊要求。
a.水田作业条件恶劣, 所以要求相关工作机构对环境的适应性要好。
b.一个间歇传动机构要驱动多个取苗机构, 所以要有较高的耐冲击性能。
c.考虑到摆栽机的重量应尽量轻, 造价应尽量低, 要求该机构不能过于复杂。
d.由于动力、承载力和田间条件等因素的制约, 不宜选用电力、液压或气动的方式实现这一传动。
e.各动作要精准、冲击小、可靠性高。
由于这些条件的限制, 一般的四分之一周间歇传动机构不适用于水稻钵苗摆栽机。为了很好地实现这一传动, 专门为其设计了一套四分之一周间歇传动机构。下面简介一下这种自行设计的四分之一周间歇传动机构的基本结构及工作原理等。
2 基本结构
2ZB-633型水稻钵苗摆栽机四分之一周间歇传动机构主要由曲柄连杆机构和棘轮机构两大部分组成 (参见图1) 。
1.定位压杆弹簧 2.推轮 3.四轴摆架 4.棘轮 5.定位压杆 6.被动轴 7.定位轮 8.棘爪 9.逆止爪 10.连杆 11.定位压杆调节头 12.连杆调节头 13.主动轴 14.曲柄凸轮
2.1 曲柄连杆机构
曲柄凸轮14固定在主动轴13上, 它起着一个曲柄的作用;连杆10是一个长度可调节的杆件, 一端铰接在曲柄凸轮上, 另一端铰接在四轴摆架3上。
2.2 棘轮机构
棘轮4固定在被动轴6上, 棘爪8和用于推动定位压杆5的推轮2固定在四轴摆架3上。定位压杆5一端与机架铰接, 另一端用定位压杆弹簧1牵引, 通过定位轮7对棘轮保持一定的压力;一旦定位轮落入棘轮上的定位卡口, 棘轮就会被准确地定位。
定位压杆的长度由螺旋调整, 用于调整定位的位置。为了防止棘轮在定位轮离开卡口的瞬间反转, 定位压杆上还设置一个逆止爪9。
为了尽量减轻整个机构的重量, 在各零部件的非功能性部位, 都开了减重量孔, 因此整个机构只有3.5kg, 整个机构的结构也较简单。
3工作原理
动力经主动轴传来, 曲柄凸轮随之旋转, 带动连杆作往复运动。连杆带动四轴摆架作四分之一周摆动。
当主动轴曲柄转动前半周时, 连杆推动四轴摆架逆时针摆动, 摆动起始时各部件的相对位置如图1 (a) 所示;当摆动到推轮与定位压杆接触时, 推轮推起定位压杆, 定位轮抬起, 此时各部件的相对位置如图1 (b) 所示;这时棘轮是可以自由转动的, 但在逆止爪9的作用下, 棘轮不会发生反转;摆架继续逆时针摆动, 棘爪卡入棘轮的卡牙上。
当主动轴曲柄转动到另半周时, 连杆又开始拉动四轴摆架顺时针摆动, 通过棘爪带动棘轮转动, 直到定位压杆上的定位轮在弹簧力的作用下卡入棘轮上的定位卡口中, 棘轮被再次定位, 当然被动轴也被定位, 转动停止, 各部件的相对位置又变成图1 (a) 所示状态, 整个机构完成一次四分之一周间歇传动 (主动轴转动的前半周, 被动轴处于间歇状态;主动轴转动后半周时, 被动轴转动四分之一周) 。
调整定位压杆调节头11和连杆调节头12可改变定位的角度, 从而达到精准取苗的目的。
4试验效果