一种具有大分度数新型行星分度凸轮机构凸轮廓线设计

在对少齿差行星传动研究的基础上,提出了一种新型行星分度凸轮机构的设计构想,通过重新设计少齿差行星传动销孔式输出机构的销孔形状,实现从动件的分度运动.该机构具有分度数大、体积小、质量轻、同时啮合滚子数多、承载能力大及输入输出同轴的特点.根据共轭齿廓形成原理推导了凸轮的理论廓线方程、实际廓线方程,并讨论了连续传动的条件.最后进行了机构的运动仿真.     

圆弧针齿少齿差传动啮合效率分析

在K—H—V少齿差传动中,以圆弧齿廓齿轮作行星轮,以针齿齿廓齿轮作内齿轮,称之为圆弧针齿少齿差传动。本文按照转化机构法对这种传动啮合效率进行分析讨论。1 基本啮合效率表达式圆弧针齿传动某瞬时在K点啮合(见图1),过K作齿廓公法线,交连心线于OP_aO_(b°)根据啮合点公法线分速度相等的     

新型行星分度凸轮机构的原理及廓线

阐述了一种新型机构——行星分度凸轮机构Ⅳ型结构的传动原理,根据共轭齿廓形成原理推导了凸轮理论廓线和实际廓线方程,分析了凸轮理论廓线连续和对称的条件,得出如下结论:Ⅳ型结构不需要输出机构,从而减少了输出环节,结构比较简单,可提高分度精度,并可以实现整周式分度;可采用不对称双环式结构来克服死点位置,其相位角φ为(π-2π/n);凸轮理论廓线连续的条件为在一个间歇运动周期中,机构的平均传动比为-n。     

环板式行星分度凸轮机构压力角的计算

用向量对凸轮与针齿的啮合状态进行了数学表示,计算了同时啮合针齿数,根据机构传动的特殊性定义了压力角并进行了计算。环板式行星分度凸轮机构啮合过程中存在某些针齿与凸轮脱离接触的时刻,其特殊的传动过程使得某些针齿的压力角在分度期的某些时刻为钝角,可根据脱离接触的时刻是在加速段还是减速段决定该针齿是否参与受力。     

对称内啮合平行分度凸轮机构

提出了一种新型的平行分度凸轮机构——对称内啮合平行分度凸轮机构。对新机构的构造和主要参数进行了综合，确定了分度凸轮工作廓面的组成，给出了机构参数设计的计算公式。基于凸轮的反转原理和理论廓线的几何性质导出了凸轮的工作廓线方程和压力角计算公式。设计实例的仿真结果表明，对称内啮合平行分度凸轮机构的设计方法是正确的。     

行星分度凸轮位置误差分析

行星分度凸轮机构与摆线针轮传动的结构类似 ,机构的位置误差由针齿、凸轮传动链的位置误差和 W输出机构的位置误差组成 ,其中针齿与凸轮之间的误差传递更加复杂。本文从作用线增量法的基本原理出发 ,分析了针齿、凸轮传动链的位置误差。并进行了实例计算     

环板式行星分度凸轮机构针齿受力分析

为了了解环板式行星分度凸轮机构的受力情况,以便对机构的针齿进行强度校核,从而进行强度设计,故对凸轮与针齿之间的受力情况进行了分析.用向量对凸轮与针齿的啮合状态、受力状态及受力针齿进行了数学表示,建立了变形协调条件,根据力矩平衡条件求出了凸轮与针齿之间的作用力的大小和方向.研究结果表明,该机构存在凸轮与某些针齿脱离接触的时刻,接触的针齿未必参与受力,针齿是否参与受力要根据该时刻该接触点的压力角大小而定,针轮所受总啮合力的变化规律与从动件的运动规律一致.     

行星分度凸轮机构凸轮廓线的设计

阐述了行星分度凸轮机构这一创新设计构想,该机构具有分度数大、体积小、重量轻、同时啮合滚子数多、承载能力大、以及输入输出同轴的特点。给出了该机构的两种结构形式,推导了凸轮的理论廓线方程,采用布尔运算求出了凸轮的实际轮廓,进行了机构运动仿真。     

双圆盘变截面摆线传动啮合原理

利用变截面摆线行星啮合副实现无侧隙啮合的新型双圆盘摆线轮行星传动装置。根据微分几何和齿轮啮合原理,采用运动学法建立了平行轴内啮合行星传动的齿廓啮合方程,给出了已知内齿轮齿廓条件下与之共轭的行星轮齿廓方程的一般表达式。论证了变截面摆线行星传动针齿齿廓半径沿轴向变化时所对应的系列短幅摆线互为等距线。针对变截面摆线传动,给出了针齿半径沿轴向线性变化的锥形摆线轮和非线性变化的鼓形行星轮的设计实例。     

内置式平行分度凸轮机构

提出了一种新型的平行分度凸轮机构—内置式平行分度凸轮机构,其特点是销齿圈位于内凸轮基圆内。对新机构的构造和主要参数进行了综合,确定了分度凸轮工作廓面的组成,给出了机构参数设计的计算公式及机构配置的可行方案。基于凸轮的反转原理和理论廓线的几何性质导出了内凸轮的工作廓线方程和压力角计算公式。设计实例的仿真结果表明,内置式平行分度凸轮机构的工作原理是可行的,设计方法是正确的。     

双作用式平行分度凸轮机构

提出了双作用式平行分度凸轮机构,并按研究齿轮啮合的方法研究其凸轮廓线。该机构的主要特点是,在主动轴和从动轴上同时布置滚子和凸轮,且主动滚子中心恰好位于主动瞬心线上。按本文的方法设计特殊速比函数,可使与主动滚子啮合的从动凸轮廓线不会产生曲率干涉。该机构的优点是：因驱动力臂较大、压力角情况良好以及约束得到强化,使得机构具有良好的运动性能。     

谐波齿轮传动重合度的计算方法研究

针对谐波齿轮传动的特殊性提出谐波齿轮重合度的定义,即柔轮和刚轮轮齿的啮合区间角与刚轮单个齿距圆心角的比值。基于瞬心线运动几何学,推导出柔轮和刚轮轮齿的相对瞬心线方程,然后根据Willis定理的结论,计算出柔轮和刚轮之间的啮合区间角,最后由重合度定义计算出重合度。此计算方法适用于各种不同齿形的谐波齿轮传动重合度的计算,对于衡量新齿形谐波齿轮传动的啮合性能,具有重要的参考意义,因此该方法具有通用性。     

空间同心滚子从动件凸轮机构的啮合计算公式

本文将直动从动件圆柱凸轮、蜗杆凸轮等归为一类，用共轭曲线原理导出了它们的精确的啮合计算公式，如压力角、凸轮工作曲面方程、相对速度、沿接触线法线方向的诱导法曲率等。这些公式为提高这类凸轮的设计质量，建立它们的ＣＡＤ系统提供了基础。     

弧面分度凸轮机构啮合理论分析

运用共轭曲面啮合理论系统地推导了弧面分度凸轮曲面方程及凸轮与分度盘滚子的诱导法曲率方程 ,给出了凸轮曲面对应分度盘上不同滚子在啮合传动过程中的法曲率变化关系曲线     

振动与齿轮副基本动态特征间的关系

在考虑齿轮系统振动运动的基础上,建立了齿轮副实际中心线和两基圆内公切线运动方程,分析论证了实际中心线和两基圆内公切线的运动特征及实际啮合线的形态.并指出,由于系统振动的原因,齿轮副的实际中心线和两基圆内公切线是随时间的延续以平面运动方式变化的,实际啮合点的轨迹是一条曲线;同时,系统振动还使啮合齿对提前或迟后进入啮合、提前或滞后退出啮合.     

双圆弧斜齿齿轮泵脉动特性分析及齿形设计

针对普通渐开线齿轮泵流量脉动大、噪声大以及困油现象等问题,设计出一种以双圆弧斜齿轮为运动副的齿轮泵。对比分析啮合特性,得出双圆弧斜齿轮传动的优越性。以正弦曲线为过渡曲线,利用啮合共轭原理求解出双圆弧斜齿轮端面齿廓方程。采用等面积法求解了双圆弧斜齿齿轮泵的最大和最小瞬时排量,得出理论脉动趋于零的结论。利用FLUENT三维动网格技术,对比分析齿轮参数相同的双圆弧斜齿轮泵和渐开线斜齿轮泵的流量脉动,得出前者的流量脉动远小于后者的结论。     

渐开线齿轮的完整齿廓曲线方程及精确建模

从齿轮的范成原理着手,推导了渐开线圆柱齿轮完整的齿廓曲线方程,最后通过建模示例验证了所推导方程的正确性。     

渐开线直齿轮修形的有限元分析与研究

针对不同修形曲线对齿轮修形产生不同效果的问题,首先推导出了渐开线参数方程和修形曲线的齿廓参数方程,然后应用Pro/E建立了标准渐开线直齿轮与修形齿轮的三维模型,最后利用ANSYS Workbench的瞬态动力学模块对其进行了有限元分析;通过仿真得出了渐开线直齿轮和修形齿轮在啮合过程中的齿面接触应力的变化曲线.研究结果表明,在齿轮传动时的单双齿啮合交替时及啮入/啮出时,Walker修形曲线较直线修形曲线具有更好的修形效果,但同时两种修形曲线都导致了齿轮重合度的降低,增加了单齿啮合区,为修形齿轮的设计提供了数值实验依据.     

齿轮系统振动加剧齿轮磨损毁坏的机理分析

通过齿轮系统的振动运动分析，论证了不计系统振动和考虑系统振动时存在于啮合轮齿齿面间的相对滑动运动，揭示了系统振动加剧齿面磨损毁坏的机理。由于系统振动的原因，齿轮副的实际中心线和理论啮合线是以平面运动方式变化的，实际啮合点的轨迹是一条曲线，啮合点在齿高某些部位（一般是齿高中部）是以进两步退一步的往复运动方式向前移动的。啮合点的这种前进与后退的交替移动，一方面很容易破坏啮合齿面间的润滑油膜，使摩擦增大，另一方面大大增加了冲击作用，使载荷峰值大大增加，同时啮合齿面间的相对滑动距离也大大增加了。这几方面的综合效应必然导致相啮合齿面间发生剧烈滑动磨擦，从而引起齿面的过早磨损。     

Design of antibacklash pin-gearing

The paper suggests that pin gearing can be used for an antibacklash gear. The gear tooth curve derived from a cycloidal curve furnishes the pin gearing with kinematic antibacklash, low pressure angle, and no interference among other features. Pins on one side of a centerline are contacting the forward faces of a mating tooth gear. Simultaneously, pins on the other side of the centerline are contacting the backward faces of the gear. The correct center distance can be maintained in this multiple-contact mechanism by applying a force directed to each other center. A generating method of tooth-gear manufacture is also suggested. Contact and bending deformations as well as the gear stress are analyzed to help its design.