黄立靖
(福建林业职业技术学院 自动化工程系,福建 南平 353000)
随着科学技术的发展与应用需求的增加,对凸轮传动机构的性能要求也在不断提升. 平行分度凸轮相较于其他传统凸轮机构来说,具有分度精度高、动力性能好等优点,更能适应现代化生产与发展的需要,现已被广泛应用于工程机械与食品加工等多个领域[1]. 各方面的研究受到学者们的密切关注,葛正浩等构建了平行分度凸轮机构CAD/CAM设计系统,并对凸轮机构进行了运动仿真[2]; 赵浩东等结合刚柔耦合理论与凸轮机构的特点构建了动力模型,并对平行分度凸轮机构进行了动态仿真[3]; 高英等通过一种曲线轮廓构造新方法来设计平行分度凸轮机构系统,实证分析结果显示,该系统满足实际工程的特殊需要,同时具有良好的通用性能[4]. 鉴于平行分度凸轮机构应用的特殊性,开发一款实用性、专业性强的CAD/CAM设计系统显得非常重要.
平行分度凸轮能够将输入轴的连续转动转化为输出轴的间歇转动,因此它属于分度凸轮间歇运动机构. 平行分度凸轮机构是一种具有多个从动滚子共轭的机构[4],较常见的是两片式结构,可见至少两个平面凸轮与多个滚子才能组合构成平行分度凸轮机构. 平行分度凸轮机构相较于其他间歇运动机构,结构更为复杂,动态性能与降噪性能更佳. 目前平行分度凸轮机构的结构类型大致可以分为外接式、内接式和直动式三大类. 传动机构中的凸轮以角速度ω进行转动,通过轮廓从而使得分度盘进行有规律的间歇分度运动. 平行分度凸轮机构的动力性能与凸轮轮廓曲线紧密相关,对此了解凸轮廓形是非常必要的.
每个凸轮会推动相应的滚子围绕分度盘中心运转,也就是说,每个滚子的廓线都体现在凸轮廓形上. 换言之,凸轮完整的轮廓曲线实际上是由多个凸轮廓线相交组合而成的[5]. 因此,完整的凸轮轮廓曲线需对每个滚子对应的凸轮廓线进行拼接. 图1为平行分度凸轮机构的轮廓曲线形成示意图,利用相对运动法可对凸轮廓形进行研究.
图1中Ro为凸轮基圆半径,计算式为
其中ρ是滚子半径.
对于No.1滚子来说,其接触的理论凸轮廓线K1可通过建立图2所示的坐标系的方式实现. 具体的计算表达式如下[6]:
xt1=rpsin (θ+φ-φ10-λ1)-Csin (θ-
φ10-λ1)
(1)
图1 凸轮轮廓曲线形成简图
图2 滚子No.1与No.3间理论凸轮廓线标系建立
yt1=-rpcos (θ+φ-φ10-λ1)+Ccos (θ-
φ10-λ1)
(2)
其中,rp表示的是分度盘节圆半径;C代表分度盘中心点与凸轮中心点之间的距离;θ为凸轮的角位移;φ与φ10分别代表的是分度盘的基准初始位置角与角位移;λ1则是计算时所用到的辅助角,可根据式(3)计算获得.
(3)
图3是No.1滚子的轮廓曲线坐标建立图. 从
图3 No.1滚子的轮廓曲线坐标建立
x't=rpsin (θ+φ-φ30-λ3)-Csin (θ-φ30-λ3)
(4)
y't=-rpcos (θ+φ-φ30-λ3)+Ccos (θ-
φ30-λ3)
(5)
xt3=x'tcos (θ10-θ30)-y'tsin (θ10-θ30)
(6)
yt3=x'tsin (θ10-θ30)+y'tcos (θ10-θ30)
(7)
式(4)与式(5)中的λ3是计算辅助角,可依据式(8)计算获得.
(8)
图2是滚子No.1与No.3间理论凸轮廓线标系. 由图2可知,θ10表示No.1滚子在初始φ10位置处时F10O1和中心距线段O1O2之间的夹角,θ30表示No.3滚子在初始φ30位置处时F30O1和中心距线段O1O2间的夹角.
滚子No.1、滚子No.3所接触的实际工作凸轮廓线的运算公式如式(9)至(14)所示:
xk1=xt1-ρcos (θ+φ-φ10-λ1+α)
(9)
yk1=yt1-ρsin (θ+φ-φ10-λ1+α)
(10)
x'k=x't-ρcos (θ+φ-φ30-λ3+α)
(11)
y'k=y't-ρsin (θ+φ-φ30-λ3+α)
(12)
xk3=x'kcos (θ10-θ30)-y'ksin (θ10-θ30)
(13)
yk3=x'ksin (θ10-θ30)+y'kcos (θ10-θ30)(14)
其中,α是压力角,求取公式为
(15)
其中ω1、ω2分别为凸轮角速度、分度盘分度期的角速度.
本次CAD/CAM系统设计采用C++语言开发,根据应用需求设计凸轮运动机构. 本次系统总体设计的内容共包括以下4个方面:一是可选择凸轮机构从动件运动规律; 二是凸轮参数设计以及确定参数的合理性; 三是可对凸轮轮廓与压力角等进行设计并进行运动仿真; 四是数控加工文件与轮廓仿真等数据输出.
结合上述总体设计需求以及平行分度凸轮传动机构的运动特点,此次CAD/CAM系统设计共分为运动循环设计、凸轮参数设计与凸轮运动仿真等模块.
2.2.1 运动循环设计
平行分度凸轮的从动盘机构不同于普通的凸轮,其运动具有周期性,共分为转动期与休止期. 因此,反映到凸轮运动规律上也同样是具有周期性的,并且速度、方向不会改变,位移曲线应该在0至1的范围内单调递增[8]. 对此采用C++语言进行设计,设计效果如图4所示,该设计模块共包含了40余种常见运动规律,可通过对运动规律的各段进行等分数据点数量设定来提高计算精度. 图4中设置动程角,多项式的运动曲线,所显示的运动循环效果图如图5所示.
图4 凸轮运动循环设计模块界面
图5 运动循环效果图
2.2.2 凸轮参数设计
对于平行分度凸轮机构设计而言,参数确定是重要的设计环节. 凸轮的参数将直接影响凸轮的动力性能,因此,在凸轮机构设计中非常注重对凸轮的头数、中心距、节圆半径、滚子半径、分度盘以及分度盘转角的参数化处理. 凸轮参数设计界面如图6所示. 在此模块中,可对凸轮的几项重要参数进行设置,并且可在右边对设计的平行分度凸轮进行二维预览. 但是凸轮参数设计并非随意为之,而是需要通过压力角等判断条件来优化参数,从而来确保凸轮轮廓曲线的合理性.
图6 凸轮机构参数设计界面
2.2.3 NC代码生成
平行分度凸轮机构的凸轮廓线是由多段曲线构成的. 在计算滚子No.1、滚子No.3的凸轮廓线后,其中向径较短的为分度期的廓线,其余的则为停歇期的廓线,然后用相切的圆弧封闭即可得到完整的凸轮轮廓曲线数据. 随后就可在UG环境下生成凸轮轮廓模型图,然后就可进行加工仿真,并自动生成NC代码. 该模块的部分源代码如下所示. 通过该模块的仿真结果来校核设计的平行分度凸轮机构的啮合情况.
viod ClnputDlg: :intersection ( )
{int u=0, v=0, j; double min, t;
min=( Xc [0] -Xcl [0]* (Xc [0]-
Xcl [0]) + (Yc [0] - Ycl [0]) * ( Yc [0] - Ycl [0]);
for (int i=0; i < num; i + +)
{for (j=0; j < num; j + +)
{t =(Xc [i]- Xcl [j]) * (Xc [i]-
Xcl [j]) + Yc [i]- Ycl [j]) * Yc [i]-
Ycl [j])
if (min >t)
{min=t; u=I; v=j;}
}
}
… …
}
为设计动力性能更好的平行分度凸轮传动机构,对其进行动力仿真是必不可少的,这能有效地对设计的凸轮机构进行修正. 对此,在Pro/E的应用环境中,利用Mechanism/Pro接口来实现与Adams系统仿真功能的无缝对接. 根据前面设置的参数与运动规律,获得的平行分度凸轮机构运动仿真如图7所示. 利用仿真系统对No.1滚子的角速度与角位移数据进行测试,测试结果见图8. 从图8中不难看出,本次设计的平行分度凸轮传动机构结构是合理的,动力性能满足要求.
图7 设计平行分度凸轮机构运动仿真图
图8 No.1滚子角速度与角位移曲线
在基于凸轮机构传动原理的基础上,利用Pro/E软件实现了平行分度凸轮机构CAD/CAM设计系统的开发,在系统中实现凸轮工作轮廓曲线的计算,并进行了运动仿真,来进一步校验设计的凸轮机构的合理性,从而修正设计参数. 该系统极大地提高了设计效率,通过仿真校验等多种手段确保了平行分度凸轮机构的质量.