南京工程学院毕业设计说明书（论文）
有周转轮系的特性。为便于分析，给机构附加一个“-?H”匀速转动，则机构转化为滚子摆杆从动构件内凸轮机构与四杆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?1H。则?1H可表示为：
?1H=?1??H ? ? ? ? ? ? （2）
设内凸轮的峰（谷）数为N，则摆杆4的摆动频率（每秒往复次数）f为：
f=（?1??H）N /（2?）? ? ? ? ? ? ? ?（3）
式中： f 的单位为HZ ；
设凸轮副的传动比为i14(ti)（ti为凸轮副的结构参数）、四杆机构CBAOC的传动比为i46(li)（li为四杆机构的结构参数），则串联组合机构输出构件转臂6角速
H
度?6为：
?6H=?1Hi14(t)i46(l) ? ? ? ? ?? ? ? ? ? （4）
ii当取四杆机构的传动比i46(li)=1（即四杆机构为平行四边形机构）、凸轮副的传动比i14(ti)所决定的摆杆4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转臂6的绝对角速度?6即机构的输出角速度?就可表示为：
?=?6=?0＋?ASin（at） ? ? ? ? ? ? ? ?（5）
式中：?0=?H； ?A是凸轮副的结构参数ti和运动参数?1、?H的函数； a=2?f=（?1??H）N ? ? ? ? ? ? ? ? （6）
综上所述，只要合理的设计内凸轮的廓线方程，就能使钻床主轴激振驱动器实现周向振动切削所需要的?=?0+?ASin(at) 振动切削合成运动规律。 3．机构分析
依据图1所示传动原理，设计的激振器具有如下主要特点：
2. 凸轮采用内廓线型式，摆杆4及后接四杆机构完全置于内凸轮的空腔内。 3. 内凸轮1与摆杆4上对称安装的两个凸轮滚子2同时接触，凸轮副结构尺寸采用几何封闭设计。
4. 运动输入构件内凸轮1和系杆5与输出臂6具有同轴式结构。 5. 凸轮副采用对称布置的两个摆杆结构，实现功率分流传递。
6. 连杆3采用低副高代，降低了ZDZ系列激振器中小规格的结构设计难度。 7. 振动系的转动惯量较小。 8. 体积小，重量轻。
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第六章 内凸轮齿轮式主轴激振器的原理与结构
1.概 述
随着制造业水平的不断提高,振动切削越来越显示出其优越性。周向振动切削加工理论应用于孔加工时，如何使主轴实现???0??Asin(at)输出运动规律就成了周向振动孔加工设备设计的技术关键国内外许多专家，现有的研究成果表明,关于???0??Asin(at)切削运动规律实现的基本思路是:在刀具与工件之间实现匀速转动分量?0与摆振分量?Asin(at)的合成，如图1(a),(b)所示。
对图1（a）而言，由于要求工件作?A?sin(a?t)规律的摆振运动，故其仅适应于质量和转动惯量均不大的中小尺寸工件的振动切削。对图(b)而言，由于工件作回转运动，故其仅适宜回转体工件的振动切削。
本设计的内凸轮—齿轮式主轴激振驱动器的切削主运动如图1(c)所示。该主轴激振驱动器不仅能够使机床主轴实现?0与?A?sin(a?t)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。
2.传动原理分析
2.1 自由度分析
内凸轮—齿轮式主轴激振驱动器的传动原理如图2所示。其主要由内凸轮1、
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凸轮滚子2、摆杆3、系杆4、太阳轮5和机架6等构件组成。该机构属平面机构，其活动构件数n?4，低副数PL=4，高副数Ph=2，故其自由度（2）：
F=3n-2PL-Ph?3?4?2?4?2?2 （1）
可见，该内凸轮—齿轮组合机构为两自由度组合机构。
图 3 传动路线图 2.2主从动构件分析
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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。本设计以第一个方案为例分析 2.3传动原理
给主动构件内凸轮1和系杆4分别输入一个匀速转动?1、?H，那么摆杆3在绕G点摆振的同时还绕O点作公转运动。可见，该内凸轮—齿轮组合机构具有NGW周转轮系的特性。为了分析方便，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?1H，则：
?H1??1??H （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，则摆杆3的摆动频率（每秒往复次数）f为：
f=?1H?N/2??(?1??H)?N/2? （3）
HH设凸轮副的传动比为i13，齿轮副的传动比为i35(zi)(ti（)ti为凸轮副的结构参数）
（zi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?5H可表示为：
zcHHHH?i???i???5H=?1H?i13(ti)35(zi)13(ti)1 （4）
zaH当凸轮机构的传动比i13(ti)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：
z?5=?H?c??A?Sin(a?t) （5）
za式中：?A是凸轮副的结构参数ti和运动参数?1、?H的函数；a是凸轮摆杆3的振动圆频率。
a?2???f?(?1??H)?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。
3结构分析
如图4 所示为内凸轮齿轮式主轴激振器结构简图
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该机构的主要特点如下：
1 凸轮采用内廓线型式，摆杆3及后接的齿轮副等完全置于内凸轮○
的空腔内，运动输入构件与输出构件采用同轴式结构，体积小，重量轻。
2齿轮与摆杆一体化设计，使构件功能更加集成。 ○
3齿轮副采用硬齿面无侧隙设计，○有效的减少了因齿侧间隙而产生的
刚性冲击，提高了机器的使用寿命，降低了噪音。
4齿轮副采用对称布置两个摆杆3的结构设计，实现功率分流传递。 ○
5无侧隙齿轮副正比例地将摆杆3的摆振运动传递给太阳轮5,降低○
了主轴激振器的运动设计难度。
6采用齿轮副传动，○有利于在满足同心条件的前提下增加凸轮副机架
长度，从而有效地减少了凸轮副的压力角，增加了激振器的动力传递能力，同时降低了ZDZ系列中小规格的结构设计难度。
7激振器结构紧奏、构件转动惯量小，可实现的振动频率高。 ○
8由于齿轮副为高副，○因而该主轴激振器适宜于运动传递和中小功率
传递。
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