本發(fā)明涉及凸輪設計領域，特別涉及一種高速穩(wěn)定凸輪設計方法。

背景技術：

由于凸輪在操作轉速，運動精度，結構剛度，生產(chǎn)成本等方面許多優(yōu)良特性，凸輪組件是在網(wǎng)機、織機中大量使用，是網(wǎng)機、織機重要工作部件，隨著生產(chǎn)率的提高，機器的運轉速度日益提高，其在工作過程中高速運轉，如何保證凸輪組件的高速、穩(wěn)定運行是凸輪機構設計的重要目標。2012年，王曦等提供了一種變焦凸輪曲線的快速設計優(yōu)化方法，解決了傳統(tǒng)凸輪曲線的升角難以控制的問題；伍良前等提出了一種凸輪型線平滑優(yōu)化設計方法，利用優(yōu)化后的型線表加工出振紋較小的凸輪；2014年，朱世林等提出了一種數(shù)控磨床凸輪磨削的速度優(yōu)化控制方法，解決了常用的恒角速度磨削產(chǎn)生的非線性彈性變形和恒線速度磨削的過切或切削不充分現(xiàn)象；閏世民提出了一種數(shù)控凸輪銑床銑削速度優(yōu)化控制方法，每種產(chǎn)品只需制作一次控制參數(shù)，導入數(shù)控程序中，即可永久使用。

但是，當凸輪高速運行時，凸輪與從動件之間會產(chǎn)生振動，同時摩擦力也增大，并產(chǎn)生高溫，縮短了凸輪工作壽命，且在高速運轉使用過程中產(chǎn)生嚴重噪音。現(xiàn)已有的專利對凸輪輪廓曲線進行了優(yōu)化，并對縫制裝置中的凸輪機構進行了改進，采用滾針結構，增加了通風孔，一定程度上減少了振動與摩擦，降低了噪聲，這種改進并不適用于網(wǎng)機、織機中的大體量凸輪優(yōu)化。若在高速運動過程中使用彈性從動件，從動件彈性引起的機械振動迫使從動件實際運動偏離理論運動規(guī)律,產(chǎn)生動態(tài)運動誤差和停歇時的定位誤差。這對網(wǎng)機、織機的上勾、下勾定位不利。

技術實現(xiàn)要素：

針對現(xiàn)有技術中存在不足，本發(fā)明提供了一種高速穩(wěn)定凸輪設計方法，可以使高速運動過程中，凸輪驅動系統(tǒng)的振幅最小，從而減小從動件的輸出運動與輸入運動的動態(tài)誤差，同時減小附加動載荷，減少系統(tǒng)噪聲與磨損，提高使用壽命。

本發(fā)明是通過以下技術手段實現(xiàn)上述技術目的的。

一種高速穩(wěn)定凸輪設計方法，包括如下步驟：

s01：確定凸輪輪廓曲線，具體如下：

s01.1：將凸輪輪廓曲線分為等速段、靜止段和正弦加速度段；

s01.2：將正弦加速度段進行分段處理；

s01.3：假設凸輪基圓半徑為r0，從動件升程為h，0為凸輪轉角，s為凸輪轉角0時的位移，v為凸輪轉角θ時的速度，a為凸輪轉角0時的加速度，ω為凸輪轉角0時的角速度，凸輪輪廓曲線的生成；

s01.4：對凸輪輪廓曲線偏置，重新按照s01.3生成凸輪輪廓曲線；

s02：確定凸輪本體滑槽的位置；

s03：確定凸輪本體內的平穩(wěn)孔位置和大小。

進一步，所述s01.1具體為將360°內凸輪輪廓曲線分為等速段、靜止段和正弦加速度段，等速段的范圍為[0°，θ1]、靜止段的范圍為[θ1，θ2]、正弦加速度段的范圍為[θ2，360°]，其中，θ1、θ2為分段點的凸輪轉角。

進一步，所述s01.2具體為將正弦加速度段分為4段，第一段的范圍為表示周期為ta的正弦加速度曲線；第二段的范圍為表示周期為3ta的正弦加速度曲線；第三段的范圍為表示周期為3td的正弦加速度曲線，第四段的范圍為表示周期為td的正弦加速度曲線，其中θ2+ta+td＝360°。

進一步，所述s01.3具體為：

[0°，θ1]的等速段曲線生成方法：

v＝ωr0，

a＝0；

[θ1，θ2]的靜止段曲線生成方法：

s＝h，

v＝0，

a＝0；

[θ2，360°]的正弦加速度段曲線生成方法：

第一段

第二段

第三段

第四段

其中，θ01、θ02、θ03、θ04為初始值，滿足下面不等式：

ai＝2πhω²sin(2πθ/θi)/θi²≤5.53，其中i∈(01,02,03,04)。

進一步，所述正弦加速度段中θ01＝ta、θ02＝3ta、θ03＝3td和θ04＝td。

進一步，所述s01.4具體為：根據(jù)高速時速度大小與速度方向對凸輪輪廓曲線的影響，將凸輪輪廓曲線沿旋轉方向的反方向設置偏置α，凸輪轉角修正為θ'＝(θ-α)，將θ'代替s01.3中θ，重新生成修正后的凸輪輪廓曲線。

進一步，所述s02具體為：在凸輪輪廓曲線的基礎上等距偏移，得到滑槽的輪廓曲線。

進一步，所述滑槽為球形滑槽。

進一步，所述s03具體為：計算凸輪本體繞旋轉中心的偏心質量m和偏心距e；確定設置的平穩(wěn)孔位置和大小，使修正后凸輪本體繞旋轉中心的偏心質量和偏心距的值接近于0，用于確保凸輪高速旋轉時，凸輪驅動系統(tǒng)的振幅最小。

本發(fā)明的有益效果在于：

1.本發(fā)明所述的高速穩(wěn)定凸輪設計方法，設計了正弦加速度運動規(guī)律，取得了從動件速度與加速度的一個較好的均衡，凸輪在網(wǎng)機等高負載條件下，具有較高的運轉速度時，仍能保持穩(wěn)定運行。

2.本發(fā)明所述的高速穩(wěn)定凸輪設計方法，凸輪輪廓曲線設計考慮了高速時速度大小與速度方向對凸輪輪廓曲線的影響，將凸輪輪廓曲線沿旋轉方向的反方向做了一個偏置，以消除高速運行時旋轉切線動量對從動件的沖擊。

3.本發(fā)明所述的高速穩(wěn)定凸輪設計方法，通過設置平穩(wěn)孔，使凸輪驅動系統(tǒng)的偏心質量m和偏心距e的值接近于0，從而凸輪高速旋轉時，凸輪驅動系統(tǒng)的振幅最小，從而減小從動件的輸出運動與輸入運動的動態(tài)誤差，同時減小附加動載荷，減少系統(tǒng)噪聲與磨損，提高使用壽命。

附圖說明

圖1為本發(fā)明所述高速穩(wěn)定凸輪結構圖。

圖2為本發(fā)明所述正弦加速度段運動曲線圖。

具體實施方式

下面結合附圖以及具體實施例對本發(fā)明作進一步的說明，但本發(fā)明的保護范圍并不限于此。

圖1所示，已知凸輪基圓半徑為r0＝176mm，凸輪的設計升程為h＝30.1mm，凸輪的角速度ω＝2rad/s，根據(jù)如下步驟設計凸輪：

s01：確定凸輪輪廓曲線，具體如下：

s01.1：將凸輪輪廓曲線分為等速段、靜止段和正弦加速度段；

將360°內凸輪輪廓曲線分為等速段、靜止段和正弦加速度段，等速段的范圍為[0°，θ1]、靜止段的范圍為[θ1，θ2]、正弦加速度段的范圍為[θ2，360°]，其中，θ1、θ2為分段點的凸輪轉角，本實施例的θ1＝110°，θ2＝190°。

s01.2：將正弦加速度段進行分段處理；

如圖2所示的正弦加速度段運動曲線圖，將正弦加速度段分為4段，第一段的范圍為表示周期為ta的正弦加速度曲線；第二段的范圍為表示周期為3ta的正弦加速度曲線；第三段的范圍為表示周期為3td的正弦加速度曲線，第四段的范圍為表示周期為td的正弦加速度曲線，其中θ2+ta+td＝360°。本實施例中ta＝70°，td＝100°，即第一段的范圍為[190°,207.5°]，第二段的范圍為[207.5°,260°]，第三段的范圍為[260°,335°]，第四段的范圍為[335°,360°]。

s01.3：假設0為凸輪轉角，s為凸輪轉角0時的位移，v為凸輪轉角0時的速度，a為凸輪轉角0時的加速度，ω為凸輪轉角0時的角速度，凸輪輪廓曲線的生成：

[0°，110°]的等速段曲線生成方法：

v＝ωr0＝352，

a＝0；

[110°，190°]的靜止段曲線生成方法：

s＝30.1，

v＝0，

a＝0；

[190°，360°]的正弦加速度段曲線生成方法：

第一段[190°,207.5°]：

第二段[207.5°,260°]：

第三段[260°,335°]：

第四段[335°,360°]：

其中，θ01、θ02、θ03、θ04為初始值，滿足下面不等式：

ai＝2πhω²sin(2πθ/θi)/θi²≤5.53，其中i∈(01,02,03,04)。

滿足不等式可以取得凸輪從動件的速度與加速度的一個較好的均衡。本發(fā)明中，凸輪輪廓曲線設計考慮了高速時速度大小與速度方向對凸輪輪廓曲線的影響，將凸輪輪廓曲線沿旋轉方向的反方向做了一個偏置，以消除高速運行時旋轉切線動量對從動件的沖擊。

因此，本實施例中的θ01＝ta＝70°，θ02＝3ta＝210°，θ03＝3td＝300°，θ04＝td＝100°；

s01.4：對凸輪輪廓曲線偏置，重新按照s01.3生成凸輪輪廓曲線；

根據(jù)高速時速度大小與速度方向對凸輪輪廓曲線的影響，將凸輪輪廓曲線沿旋轉方向的反方向設置偏置α，凸輪轉角修正為θ'＝(θ-α)，將θ'代替s01.3中θ，重新生成修正后的凸輪輪廓曲線，本例中α＝0.5°。本凸輪輪廓曲線設計考慮了高速時速度大小與速度方向對凸輪輪廓曲線的影響，將凸輪輪廓曲線沿旋轉方向的反方向做了一個偏置，以消除高速運行時旋轉切線動量對從動件的沖擊。

s02：確定凸輪本體滑槽的位置；在凸輪輪廓曲線的基礎上等距偏移，得到滑槽的輪廓曲線，所述滑槽為球形滑槽。本實施例中球形滑槽半徑為2mm。

s03：確定凸輪本體內的平穩(wěn)孔位置和大小。計算凸輪本體繞旋轉中心的偏心質量m和偏心距e；確定設置的平穩(wěn)孔位置和大小，使修正后凸輪本體繞旋轉中心的偏心質量和偏心距的值接近于0，用于確保凸輪高速旋轉時，凸輪驅動系統(tǒng)的振幅最小。

當凸輪驅動系統(tǒng)的速度很高，接近其共振轉速時，高速旋轉凸輪的不平衡量產(chǎn)生的離心力的激勵會引起凸輪驅動系統(tǒng)的強迫振動：

其中m為凸輪質量，m為轉子總偏心質量，k為從動件剛度因子，c為從動件阻尼系數(shù)；

激振頻率f與轉速ω成正比；凸輪驅動系統(tǒng)的振幅與凸輪驅動系統(tǒng)的偏心質量m和偏心距e以及轉速ω的平方成正比；當ω＝ωn時，凸輪驅動系統(tǒng)發(fā)生共振。發(fā)明專利中凸輪本體設計模塊的特點是：在凸輪本體通過設置平穩(wěn)孔機構，使凸輪驅動系統(tǒng)的偏心質量m和偏心距e的值接近于0，當凸輪高速旋轉時，凸輪驅動系統(tǒng)的振幅最小，從而減小從動件的輸出運動與輸入運動的動態(tài)誤差，同時減小附加動載荷，減少系統(tǒng)噪聲與磨損，提高使用壽命。

假設平穩(wěn)孔1與平穩(wěn)孔2的質量分別為m1與m2，凸輪的回轉中心為坐標原點，平穩(wěn)孔1與平穩(wěn)孔2的質心到凸輪旋轉中心的距離分別為r1與r2，平穩(wěn)孔1與平穩(wěn)孔2的中心到凸輪旋轉中心與x軸夾角分別為α1和α2，平穩(wěn)孔1質心的坐標為(α1，r1)，平穩(wěn)孔2質心的坐標為(α2，r2)，平穩(wěn)孔1與平穩(wěn)孔2長半軸分別為a1、a2，短半軸分別為b1、b2。在本實施中，凸輪質量m為27kg，m1與m2均為0.86kg，a1＝a2＝18.5mm，b1＝9.6mm、b2＝-9.6mm，r1和r2均為197.5mm，α1＝2.5°、α2＝-2°，k取94661.83n/mm，c取102.157ns/m，挖去平穩(wěn)孔1與平穩(wěn)孔2后，凸輪驅動系統(tǒng)的偏心質量m、偏心距e和振幅ax，ay均可視為0。

所述實施例為本發(fā)明的優(yōu)選的實施方式，但本發(fā)明并不限于上述實施方式，在不背離本發(fā)明的實質內容的情況下，本領域技術人員能夠做出的任何顯而易見的改進、替換或變型均屬于本發(fā)明的保護范圍。