凸轮机构设计及运动分析
机械原理凸轮机构设计
凸轮机构的设计一、简介凸轮机构是由凸轮，从动件和机架三个基本构件组成的高副机构。
凸轮是一个具有曲线轮廓或凹槽的构件，一般为主动件，作等速回转运动或往复直线运动。
与凸轮轮廓接触，并传递动力和实现预定的运动规律的构件，一般做往复直线运动或摆动，称为从动件。
凸轮机构在应用中的基本特点在于能使从动件获得较复杂的运动规律。
因为从动件的运动规律取决于凸轮轮廓曲线，所以在应用时，只要根据从动件的运动规律来设计凸轮的轮廓曲线就可以了。
凸轮机构广泛应用于各种自动机械、仪器和操纵控制装置。
凸轮机构之所以得到如此广泛的应用，主要是由于凸轮机构可以实现各种复杂的运动要求，而且结构简单、紧凑。
二、凸轮机构的工作原理由凸轮的回转运动或往复运动推动从动件作规定往复移动或摆动的机构。
凸轮具有曲线轮廓或凹槽，有盘形凸轮、圆柱凸轮和移动凸轮等，其中圆柱凸轮的凹槽曲线是空间曲线，因而属于空间凸轮。
从动件与凸轮作点接触或线接触，有滚子从动件、平底从动件和尖端从动件等。
尖端从动件能与任意复杂的凸轮轮廓保持接触，可实现任意运动，但尖端容易磨损，适用于传力较小的低速机构中。
为了使从动件与凸轮始终保持接触，可采用弹簧或施加重力。
具有凹槽的凸轮可使从动件传递确定的运动，为确动凸轮的一种。
一般情况下凸轮是主动的，但也有从动或固定的凸轮。
多数凸轮是单自由度的，但也有双自由度的劈锥凸轮。
凸轮机构结构紧凑，最适用于要求从动件作间歇运动的场合。
它与液压和气动的类似机构比较，运动可靠，因此在自动机床、内燃机、印刷机和纺织机中得到广泛应用。
但凸轮机构易磨损，有噪声，高速凸轮的设计比较复杂，制造要求较高。
一、工作过程和参数在凸轮机构中最常见的运动形式为凸轮机构作等速回转运动，从动件往复移动。
以图6-8为例（对心外轮廓盘形凸轮机构）。
首先介绍一下本图中各构件的名称。
1，运动分析：停CA4ϕ2、参数①推程（升程）-- 从动件自最低位置升到最高位置的过程 ②推程角（升程角）--推动从动件实现推程时的凸轮转角（ϕ1） ③回程 -- 从动件自最高位置升到最低位置的过程 ④回程角 --从动件从最高位置回到最低位置时的 凸轮转角（ϕ3）⑤远停角（远休止角）从动件在最高位置停止不动，与此对应的凸轮转角。
机械设计中的凸轮机构设计
机械设计中的凸轮机构设计在机械设计领域中，凸轮机构是一种重要的动力传输装置，被广泛应用于各种机械设备中。
凸轮机构通过凸轮的旋转运动，驱动其他部件产生直线或曲线的往复运动。
它具有紧凑、高效、稳定等特点，在汽车发动机、机床、纺织机械等领域发挥着重要作用。
然而，在设计凸轮机构时，需要考虑多个因素，包括凸轮形状、凸轮轮廓设计、轴承选择等，才能实现理想的设计效果。
一、凸轮机构的设计要素及原理凸轮机构设计的首要任务是确定凸轮形状和凸轮轮廓。
凸轮的形状直接影响着凸轮机构的运动特性。
常见的凸轮形状包括圆形凸轮、球面凸轮、椭圆凸轮、平面凸轮等。
每种形状都有其适用的场合，需要根据具体应用和设计要求进行选择。
凸轮的轮廓设计是凸轮机构设计的核心之一。
凸轮轮廓的设计需要满足工作机构的要求，确保凸轮和从动件之间能够实现精确的接触和运动匹配。
凸轮轮廓可以根据从动件的运动学要求来确定，可以是简单的直线、圆弧，也可以是复杂的曲线轮廓。
凸轮机构的设计还需要考虑力学特性及材料选择。
凸轮与从动件之间的接触处会产生接触力和摩擦力，需要确保设计中的力学强度和刚度满足要求。
此外，凸轮的材料也需要考虑其耐磨性和耐久性，以保证长时间的可靠运行。
二、凸轮机构的设计流程凸轮机构的设计是一个系统工程，需要进行详细的规划和流程设计。
以下是一般的凸轮机构设计流程：1. 确定设计要求：包括凸轮机构的运动周期、速度、力学要求等。
2. 凸轮轮廓设计：根据从动件的运动要求，确定凸轮轮廓。
可以通过计算方法、图形方法或CAD软件进行设计。
3. 凸轮形状选择：根据具体要求和应用场景，选择合适的凸轮形状。
可以进行形状优化设计和分析，以得到最佳的设计方案。
4. 轴承选择：选择合适的轴承类型和尺寸，确保凸轮机构的运动平稳和耐久可靠。
5. 强度和刚度分析：进行力学分析，评估凸轮机构的强度和刚度是否满足要求。
可以通过有限元分析等方法进行验证。
6. 材料选择和热处理：根据设计要求选择适当的材料，并进行必要的热处理，提高材料的力学性能和耐久性。
凸轮机构的设计和计算详解
凸轮机构的设计和计算详解1. 引言凸轮机构是一种常见的机械传动装置，通过凸轮的运动来实现对其他部件的控制和驱动。
凸轮机构广泛应用于发动机、机械加工、自动化设备等领域。
在本文中，我们将详细介绍凸轮机构的设计和计算方法。
2. 凸轮机构的基本原理凸轮机构由凸轮、从动件和控制件组成。
凸轮通过旋转或移动的方式，驱动从动件进行线性或旋转运动。
不同凸轮形状和运动方式将实现不同的功能。
3. 凸轮的设计要点凸轮的设计涉及凸轮形状、凸轮面积、凸轮运动规律等方面。
在进行凸轮设计时，需要考虑以下要点：•运动要求：根据从动件需要的运动类型（线性或旋转）、速度和加速度要求，确定凸轮的形状和运动规律。
•动态负载：凸轮在运动过程中所承受的动态负载应被考虑在内，以确保凸轮的强度和耐久性。
•材料选择：根据凸轮的工作条件和负载要求，选择适当的材料来制造凸轮，以保证其可靠性和寿命。
4. 凸轮机构的计算方法4.1 凸轮剖面的计算凸轮剖面的计算是凸轮机构设计中的重要一环。
根据凸轮的运动规律和从动件的运动要求，可以进行凸轮剖面的计算。
常用的凸轮剖面计算方法有：•凸轮剖面生成法：根据从动件的运动要求，通过几何构造和插值计算，生成凸轮剖面。
•凸轮运动分析法：通过分析凸轮的运动规律和从动件的运动要求，推导出凸轮剖面的数学表达式。
4.2 凸轮机构的运动学分析凸轮机构的运动学分析是确定凸轮机构各部件的运动规律和参数的过程。
通过运动学分析，可以计算凸轮机构的几何关系、速度和加速度等。
常用的凸轮机构运动学分析方法有：•图形法：通过绘制凸轮机构的运动示意图和运动曲线，分析凸轮机构的运动规律。
•解析法：通过建立凸轮机构的运动学方程，推导出各部件的运动参数，并进行计算。
4.3 凸轮机构的强度计算凸轮机构的强度计算是为了确定凸轮所承受的载荷是否安全，并选择适当的材料和结构来满足设计要求。
在强度计算中，需要考虑凸轮的静载荷、动载荷和疲劳载荷等。
常用的凸轮机构强度计算方法有：•静态强度计算：通过分析凸轮在静态载荷下的应力和变形情况，确定凸轮的强度和刚度。
凸轮机构运动模型和受力分析
• 凸轮机构的磨损形式有：点蚀、粘着磨损、疲劳磨损等。 • 磨损分三个阶段：跑合期、稳定磨损期、剧烈磨损期。磨损量
U(磨损尺寸、体积或重量)与时间的关系曲线如图 • 磨损速度也即磨损率，它的定义为在单位时间内材料的磨损量，
记为q。针对磨损的三个阶段,分别对磨损量和磨损速度作近似 数学描述。 • 跑合阶段：
• 2fMT/H的值大小影响挺杆和移动副之间的磨 损，即接触点位置离中心线越远，MT值越 大，而 2f/H为定值，所以磨损越大；F值的
大小变化影响凸轮表面和平底从动件之间
的磨损，并使凸轮转动副受到垂直方向的 附加压力而产生额外径向磨损； Fh、 Ff、 Fg 、a 的值越大，凸轮机构的接触力Ｆ越大， 凸轮—挺杆副磨损越严重。
凸轮机构磨损形式和三个阶段
• 凸轮以不同速度旋转时，其接触应力是变化的。低速时， 由于气门弹簧压缩量最大，凸轮桃尖的载荷最大；高速时， 在负加速度区，即在凸轮桃尖附近，由于往复运动的惯性 力抵消了一部分气门弹簧力，凸轮桃尖的载荷降低了，因 此发动机速度较高时点蚀磨损减少。而在最大正加速度区， 接触应力分布幅度小，不易产生点蚀磨损，偶尔会出现金 属间的直接接触，因此会出现擦伤现象。实际上，由于气 门传动机构零件不是刚性的并可产生振动，从而改变了凸 轮桃尖附近的接触压力，高速时这些振动力就会使凸轮— 挺杆副产生点蚀。由于凸轮和挺杆都是硬而脆的材料，若 都是经淬火处理的白口铸铁，其疲劳损坏出现在拉应力最 大的区域，即出现在表面上。这些疲劳损坏向内扩展，形 成松散的鳞屑并产生凹坑(点蚀)。一般金属裂纹的扩展方 向与凸轮转动方向相反，即与滑动方向相反。
凸轮机构运动模型和受力分析
• 凸轮表面轮廓曲线和平底从动件的接触点的直角坐标为 x，y，O点到 接触点用矢量R(r,θ)表示，r表示矢量R的模，θ表示矢量R与X轴的夹角。 根据其几何关系，有：
凸轮机构运动原理解析
凸轮机构运动原理解析凸轮机构是一种机械传动装置，广泛应用于各种机械系统中，例如汽车发动机、工业机械和机床等。
本文将对凸轮机构的运动原理进行解析，以帮助读者更好地理解其工作原理。
一、凸轮机构的定义和构成凸轮机构是由凸轮和从动件（如滑块、摇臂等）组成的传动装置。
凸轮是一种特殊形状的轮轴，其外形常为椭圆或心形，具有多个凸起部分。
从动件则通过与凸轮接触，实现凸轮机构的运动传动。
二、凸轮机构的工作原理凸轮机构的工作原理基于凸轮的运动和从动件的运动响应之间的关系。
一般来说，凸轮的运动可以是旋转、往复或其他特殊的轨迹形式，这取决于具体的应用场景。
旋转运动的凸轮机构：当凸轮进行旋转运动时，从动件跟随凸轮的轨迹做往复运动。
这种机构常用于各类发动机的气门传动系统中。
例如，汽车发动机中的凸轮轴通过凸轮的旋转来驱动气门的开闭。
往复运动的凸轮机构：当凸轮进行往复运动时，从动件以一定的轨迹做复杂运动。
这种机构常用于机床和工业机械中。
例如，磨床的主轴就是通过往复运动的凸轮来驱动的。
其他特殊形式的凸轮机构：除了旋转和往复运动，凸轮还可以设计成其他特殊的轨迹形式，以满足特定的运动需求。
例如，摇杆机构中的摇杆就是一种特殊的凸轮，它通过摇杆的旋转运动来驱动从动件。
三、凸轮机构的优缺点凸轮机构具有以下几点优点：1. 可实现复杂的运动传动：由于凸轮可以设计成各种复杂的轨迹形式，因此凸轮机构可以实现各种复杂的运动传动需求。
2. 传动精度高：凸轮机构的传动精度高，能够满足精密机械装置的要求。
3. 结构简单可靠：凸轮机构的结构相对简单，不容易出现故障，具有较高的可靠性。
然而，凸轮机构也存在一些缺点：1. 摩擦和磨损问题：由于凸轮和从动件之间的接触，会产生摩擦和磨损，这可能会限制凸轮机构的使用寿命。
2. 噪音和振动：凸轮机构在工作时可能会产生噪音和振动，这对于要求低噪音和低振动的装置来说可能是一个问题。
四、凸轮机构的应用领域凸轮机构广泛应用于各种机械系统中，包括但不限于以下几个领域：1. 汽车工业：凸轮机构被广泛应用于汽车发动机的气门传动系统，实现气门的开闭控制。
凸轮机构的动态分析与设计研究
凸轮机构的动态分析与设计研究凸轮机构的动态分析与设计研究摘要：凸轮机构作为一种常见的机械传动装置，在工业应用中起到了重要的作用。
本文通过对凸轮机构的动态分析与设计进行研究，探讨了凸轮机构的工作原理、动力学特性以及设计方法等方面。
通过理论分析和计算模拟，本文旨在提供凸轮机构设计与优化的参考依据，以提高其性能和可靠性。
1. 引言凸轮机构是一种将旋转运动转变为直线运动的机械传动结构，广泛应用于各类机械设备中。
其工作原理是通过凸轮与其上的凸轮跟随件的相互作用，实现运动的传递和控制。
在许多机械装置中，凸轮机构常用于实现定制的运动轨迹和动作周期。
因此，对凸轮机构的动态分析与设计进行深入研究，对于提高机械装置的性能和可靠性具有重要意义。
2. 动态分析凸轮机构的动态分析是研究凸轮运动学和动力学特性的过程。
其中，凸轮运动学是分析凸轮运动轨迹和运动速度的研究，而凸轮动力学则是研究凸轮运动过程中产生的力学特性。
从运动学的角度来看，凸轮的运动轨迹可以通过凸轮的几何形状和旋转运动参数来描述。
而从动力学的角度来看，凸轮机构中的摩擦、惯性和弹性等因素对系统的运动性能和机构的稳定性都有重要影响。
3. 动力学模型为了更深入地研究凸轮机构的动态特性，需要建立凸轮机构的动力学模型。
动力学模型可以通过建立凸轮和跟随件之间的力学关系来描述凸轮机构的运动过程。
在建立动力学模型时，需要考虑凸轮与跟随件之间的接触力、惯性力和弹性力等因素。
通过求解动力学模型，可以获得凸轮机构在不同工况下的运动特性和力学特性。
4. 设计方法凸轮机构的设计是指根据给定的工作要求和运动轨迹，确定凸轮和跟随件的几何形状和运动参数的过程。
凸轮机构的设计方法不仅需要满足凸轮运动学和动力学的要求，还要考虑制造工艺和可靠性等因素。
在设计凸轮机构时，可以采用计算机辅助设计软件进行模拟和优化，以提高设计效率和设计质量。
5. 优化分析为了提高凸轮机构的性能和可靠性，需要对凸轮机构的设计进行优化分析。
凸轮机构运动分析的原理
凸轮机构运动分析的原理凸轮机构是一种常见的机构，用于将旋转运动转化为直线运动或者变化其运动轨迹。
其基本原理是通过凸轮的几何形状和凸轮与其它运动部件的相对位置，实现运动传递和控制。
凸轮机构的运动分析是通过分析凸轮的几何特性和与其它机构部件的作用关系，推导出机构的运动规律和性能参数，包括凸轮的运动学状态、凸轮轮廓的设计，以及机构的运动周期和速度等。
凸轮机构的关键是确定凸轮的几何特性和轮廓形状。
凸轮的几何形状通常是由其运动部位（如凸轮轴）和运动部件（如滑块、摇臂等）的相对位置关系来确定。
在运动分析过程中，可以通过几何图形的绘制和计算，以及几何和尺寸的转换，来确定凸轮的轮廓和运动状态。
其中，常见的凸轮形状有圆形凸轮、椭圆凸轮、伞形凸轮和曲线凸轮等。
凸轮机构的运动分析主要包括以下几个方面的内容：第一，凸轮的转动及滚动运动分析。
根据凸轮与其它运动部件的相对运动关系，可以推导出凸轮的转动规律和速度，并确定凸轮是否有滚动条件。
滚动条件是指凸轮与其它运动部件接触点的相对速度为零，这样可以避免由于滑动产生的摩擦和磨损等问题。
第二，凸轮轮廓的设计与绘制。
通过运动分析和计算，可以确定凸轮的运动规律和性能参数，然后根据这些参数来设计凸轮的轮廓形状。
常用的方法有图解法、计算法和仿真法等。
其中，图解法是最简单直观的方法，通过手绘几何图形来确定凸轮的轮廓形状；计算法则是通过数学模型和计算公式，来计算凸轮的几何参数和轮廓形状；仿真法主要是利用计算机辅助设计（CAD）或仿真软件，来模拟凸轮的运动状态和绘制轮廓图形。
第三，凸轮机构的运动周期与传动比分析。
凸轮机构通常是用来实现特定的工作循环或运动行程，所以需要分析凸轮的运动周期和传动比。
运动周期是指凸轮从一个状态到另一个状态所需的时间，可以通过几何图形和时距图来表示和计算；传动比是指输入轴和输出轴的转速之比，可以通过几何和动力学分析来计算。
第四，凸轮机构的运动状态分析与优化。
通过运动分析，可以得到凸轮机构的运动规律和性能参数，如加速度、速度和位置等。
机械原理第9章凸轮机构及其设计
第二十一页，编辑于星期日：十四点 分。
②等减速推程段：
当δ =δ0/2 时，s = h /2，h/2 = C0＋C1δ0/2＋C2δ02/4 当δ = δ0 时，s = h ，v = 0，h = C0＋C1δ0＋C2δ02
0 = ωC1＋2ωC2δ ，C1=－2 C2δ0 C0=－h，C1= 4h/δ0, C2=－2h/δ02
如图所示，选取Oxy坐标系，B0 点为凸轮廓线起始点。当凸轮转过δ 角度时，推杆位移为s。此时滚子中 心B点的坐标为
x (s0 s) sin e cos
y
(s0
s) cos
A7
C8 A6 C7
w
A8
-w
A9
C9 B8 B9 B7 r0
C10
B12100 ° B0
O
B1 a B2
C1 L C2φ1φ0
A10 A0
φ
Φ
o
2
1
2 3 456
180º
7 8 9 10
60º 120º
δ
(1)作出角位移线图；
(2)作初始位置；
A5
C6
B6 B1580°B4
C4
C5
φ3
φC23
A1
↓对心直动平底推杆盘形凸 轮机构
↑偏置直动尖端推杆盘形凸轮机 构
第十一页，编辑于星期日：十四点 分。
↑尖端摆动凸轮机构
↓平底摆动凸轮机构
↑滚子摆动凸轮机构
第十二页，编辑于星期日：十四点 分。
(4)按凸轮与从动件保持接触的方式分
力封闭型凸轮机构
利用推杆的重力、弹簧力或其他外力使推杆与凸轮保持接
触的
此外，还要考虑机构的冲击性能。
机械基础-设计凸轮
拓展任务
（1）运动失真 从减小接触应力的角度来看，滚子半径越大越好，但是滚子增大后
对凸轮实际轮廓线有很大的影响。 运动失真的概念：凸轮的实际轮廓，不能使从动件实现预期给定的
运动规律的现象。
（2）防止凸轮机构运动失真的条件 ρmin＞rT
二、总结
设计基圆半径
凸轮许用压力角 凸轮基圆半径ro
设计凸轮机构
一、设计凸轮
（二）凸轮轮廓曲线的设计
6.凸轮孔及键槽的设计
在凸轮参数中，输入凸
轮半径20mm，孔直径 20mm，凸轮厚度30mm，
勾选“自定义键槽”，在自 定义键槽”对话框中，直径 输入“20”，点击“保存并 退出”。
一、设计凸轮
（三）凸轮设计结果
凸轮对话框
设计结果
拓展任务
设计一尖顶对心直动凸轮机构，实现：水平、垂直推料顶杆作直线往复运
构产生自锁现象。
凸轮压力角
一、设计凸轮
（一）设计基圆半径
1.凸轮许用压力角
（3）许用压力角[α] 最大压力角αmax≤[α]
对于回程，因载荷很小，且从动件在锁合力作用 下返回，不易出现自锁，通常只需校核推程压力角。
一般设计中，直动从动件推程中的 [α]=30º~38º， 摆动从动件推程[α]=40º~45º。
凸轮压力角
一、设计凸轮
（一）设计基圆半径
2.凸轮基圆半径ro
h/r0= 基圆1 半径r0=20
Байду номын сангаас
凸轮模拟图
一、设计凸轮
（二）凸轮轮廓曲线的设计
1.打开插件
打开今日制造插件，点 击“辅助设计工具”，然后 点击“三维设计”，找到凸 轮项目，“打开插件”。
一、设计凸轮
机械原理课程设计凸轮机构设计说明书
全面探究凸轮机构设计原理及方法凸轮机构是一种常用的机械传动装置，通过凸轮和摆杆的配合组成，具有可逆性、可编程性和高精度的特点。
本文将从设计原理、设计方法和优化策略三个方面探究凸轮机构设计的要点。
一、设计原理
凸轮机构的设计原理是在摆杆与凸轮配合时，摆杆可以沿凸轮轮廓实现规定的运动规律，如直线运动、往返运动和旋转运动等。
凸轮可以根据运动轨迹、运动频率和运动速度等要求，通过凸轮轮廓的设计来完成。
凸轮轮廓的设计包括了初步设计、动力学分析、运动规划等步骤。
二、设计方法
凸轮机构的设计方法包括手工绘图及设计软件辅助。
手工绘图是传统的凸轮轮廓设计方法，适用于简单的凸轮机构，如往复式转动机构、转动转动机构等；而对于复杂的凸轮机构，可以利用计算机辅助设计软件，如ProEngineer、CATIA、AutoCAD等，进行三维建模、运动模拟和优化设计。
此外，对于凸轮机构的设计还需要考虑到强度计算、可靠性分析等相关问题。
三、优化策略
凸轮机构的设计优化策略主要包括凸轮轮廓的形状优化、摆杆的长度优化和机构传动效率的优化等。
凸轮轮廓的形状优化通常是通过
Cycloid、Involute、Bezier等曲线的拟合来实现；摆杆的长度优化可以通过数学模型来建立，利用遗传算法、粒子群算法等优化算法进行
求解；传动效率的优化可以通过轮廓优化、材料优化、润滑优化等途
径来进行。
凸轮机构的设计是机械工业中非常重要的一环，它涉及到运动学、动力学、力学等多个学科的知识，需要学习者在多方面进行深入研究
和实践。
通过对凸轮机构的深入探究，我们可以更好地理解机械原理
的精髓，提高机械设计的水平和能力。
机械设计-凸轮机构的运动规律分析
s
h
2h p
A
0
5v
1 6
2 7
3 8
a
φ
4φ
φ
φ
φ
φ
小结
1.运动过程分析
运动循环和运动参数
2.从动件的运动规 律
运动规律 等速运动规律 等加速等减速运动 余弦加速度运动规律 正弦加速度运动规律
运动特性
有刚性冲击
柔性冲击 柔性冲击 无冲击
适用场合
低速、轻载
中速、 轻载 中速、中载
✓ 等加速等减速运动规律（线运动规律（正弦加速度运动律）
1.等速运动规律
定义 从动件在推程或回程作等速运动。
启动瞬间: 速度由0→v0，a 由0→∞ 终止瞬间: 速度由v0→0，a 由0→－∞
冲击特性：始点、末点刚性冲击(F=ma) 适用场合：低速轻载
s h
O
v
O
a
∞
O
v0
φ φ
φ φ
φ φ
－∞
2.等加速等减速运动规律 定义 从动件在推程或回程的前半行程作等加速 运动，后半行程作等减速运动。
运动线图 从动件位移方程
抛物线
动力特性 加速度在运动的起始、中间和终止 位置有突变。
存在柔性冲击 (F=ma)
适用场合 中速轻载。
A
B
3.简谐（余弦加速度）运动规律
近休止：从动件在初始位置静止不动。 近休止角 ：凸轮转过角度 Φs´ 凸轮与从动件的关系： 从动件的运动规律取决于凸轮的轮廓曲
二、从动件的运动规律
从动件的运动规律：从动件的位移（s）、速度（v）和加速 度（a）随时间（t）或凸轮转角（φ）的变 化规律。
凸轮机构的设计计算和运动分析
% ******** 偏置移动从动件盘形凸轮设计绘图和运动分析******** disp ' ######## 已知条件########'disp ' 凸轮作逆时针方向转动,从动件偏置在凸轮轴心的右边'disp ' 从动件在推程作等加速/等减速运动,在回程作余弦加速度运动' % 基圆半径；滚子半径；从动件偏距；从动件升程rb=40;rt=10;e=15;h=50;% 推程运动角；远休止角；回程运动角；推程许用压力角；凸轮转速ft=100;fs=60;fh=90;alpha_p=35;n=200;% 角度和弧度转换系数；机构尺度hd=pi/180;du=180/pi;se=sqrt(rb^2-e^2);w=n*pi/30; omega=w*du; % 凸轮角速度（°/s）fprintf(' 基圆半径rb = %3.4f mm \n',rb)fprintf(' 滚子半径rt = %3.4f mm \n',rt)fprintf(' 推杆偏距 e = %3.4f mm \n',e)fprintf(' 推程升程h = %3.4f mm \n',h)fprintf(' 推程运动角ft = %3.4f 度\n',ft)fprintf(' 远休止角fs = %3.4f 度\n',fs)fprintf(' 回程运动角fh = %3.4f 度\n',fh)fprintf(' 推程许用压力角alpha_p = %3.4f 度\n',alpha_p) fprintf(' 凸轮转速n = %3.4f r/min \n',n) fprintf(' 凸轮角速度(弧度) w = %3.4f rad/s \n',w)fprintf(' 凸轮角速度(度) omega = %3.4f 度/s \n',omega) disp ' 'disp ' @@@@@@ 计算过程和输出结果@@@@@@' disp ' '% (1)---校核凸轮机构的压力角和轮廓曲率半径'disp ' *** 计算凸轮理论轮廓的压力角和曲率半径***'disp ' 1 推程(等加速/等减速运动)'for f=1:ftif f<=ft/2s(f)=2*h*f^2/ft^2;s=s(f); % 等加速-位移方程ds(f)=4*h*f*hd/(ft*hd)^2;ds=ds(f);d2s(f)=4*h/(ft*hd)^2;d2s=d2s(f);vt(f)=4*h*omega*f/ft^2; % 等加速-速度方程elses(f)=h-2*h*(ft-f)^2/ft^2;s=s(f); % 等减速-位移方程ds(f)=4*h*(ft-f)*hd/(ft*hd)^2;ds=ds(f);d2s(f)=-4*h/(ft*hd)^2;d2s=d2s(f);vt(f)=4*h*omega*(ft-f)/ft^2; % 等减速-速度方程endalpha_t(f)=atan(abs(ds-e)/(se+s)); % 推程压力角(弧度)alpha_td(f)=alpha_t(f)*du; % 推程压力角(度)pt1=((se+s)^2+(ds-e)^2)^1.5;pt2=abs((se+s)*(d2s-se-s)-(ds-e)*(2*ds-e));rho_t(f)=pt1/pt2; % 推程曲率半径st(f)=s;endalpha_tm=max(alpha_td);fprintf(' 推程最大压力角alpha_tm = %3.4f 度\n',alpha_tm)for f=1:ftif alpha_td(f)==alpha_tm;ftm=f;break;endendfprintf (' 对应的位置角ftm = %3.4f 度\n',ftm)if alpha_tm>alpha_pfprintf(' * 凸轮推程压力角超过许用值,需要增大基圆!\n')endrho_tn = min(rho_t);fprintf (' 最小曲率半径rho_tn = %3.4f mm\n',rho_tn)for f=1:ftif rho_t(f)==rho_tn;ftn=f;break;endendfprintf(' 对应的位置角ftn = %3.4f 度\n',ftn)if rho_tn<rt+5fprintf(' * 凸轮推程轮廓曲率半径小于许用值,需要增大基圆或减小滚子!\n') enddisp ' 2 回程(余弦加速度运动-简谐运动)'d1=ft+fs;d2=ft+fs+fh; % 回程运动角范围for f=d1:d2k=f-d1;s(f)=0.5*h*(1+cos(pi*k/fh));s=s(f); % 简谐运动-位移方程ds(f)=-0.5*pi*h*sin(pi*k/fh)/(fh*hd);ds=ds(f);d2s(f)=-0.5*pi^2*h*cos(pi*k/fh)/(fh*hd)^2;d2s=d2s(f);alpha_h(f)=atan(abs(ds+e)/(se+s)); % 回程压力角(弧度)alpha_hd(f)=alpha_h(f)*du; % 回程压力角(度)ph1=((se+s)^2+(ds-e)^2)^1.5;ph2=abs((se+s)*(d2s-se-s)-(ds-e)*(2*ds-e));rho_h(f)=ph1/ph2; % 回程曲率半径sh(f)=s;vh(f)=-0.5*pi*h*omega*sin(pi*f/fh)/fh; % 简谐运动-速度方程ah(f)=-0.5*pi^2*h*omega^2*cos(pi*f/fh)/fh^2; % 简谐运动-加速度方程endalpha_hm = max(alpha_hd(d1:d2));fprintf(' 回程最大压力角alpha_hm = %3.4f 度\n',alpha_hm)for f=d1:d2if alpha_hd(f)==alpha_hm;fhm=f;break;endendfprintf(' 对应的位置角fhm = %3.4f 度\n',fhm)rho_hn=min(rho_h(d1:d2));fprintf(' 最小曲率半径rho_hn = %3.4f mm\n',rho_hn)for f=d1:d2if rho_h(f)==rho_hn;fhn=f;break;endendfprintf(' 对应的位置角fhn = %3.4f 度\n',fhn)if rho_hn<rt+5fprintf(' * 凸轮回程轮廓曲率半径小于许用值,需要增大基圆或减小滚子!\n') enddisp ' '% (2)---计算凸轮机构的从动件运动参数'disp ' *** 计算凸轮机构从动件的运动参数***'disp ' 1 推程(等加速/等减速运动)'disp ' 凸轮转角位移s(mm) 速度v(mm/s)'for f=10:10:ftydcs_t=[f st(f) vt(f)];disp(ydcs_t)endat_1=4*h*omega^2/ft^2;at_2=-4*h*omega^2/ft^2;fprintf(' 等加速上升的加速度at_1 = %3.4f (mm/s^2) \n',at_1)fprintf(' 等减速上升的加速度at_2 = %3.4f (mm/s^2) \n',at_2)disp ' 2 回程(余弦加速度运动-简谐运动)'disp ' 凸轮转角位移s(mm) 速度v(mm/s) 加速度a(mm/s^2)'for f=d1:10:d2ydcs_h=[f sh(f) vh(f) ah(f)];disp(ydcs_h)end% (3)---绘制凸轮机构的从动件运动线图figure(1);subplot(3,2,1) % 推程位移线图f=1:ft;plot(f,st);xlabel ('凸轮转角\it \phi / \rm( °)')ylabel ('\it s / \rm(mm)')title('从动件推程位移线图');subplot(3,2,2) % 回程位移线图f=d1:d2;plot(f,sh(d1:d2));xlabel ('凸轮转角\it \phi / \rm( °)')ylabel ('\it s / \rm(mm)')title('从动件回程位移线图');subplot(3,2,3) % 推程速度线图f=1:ft;plot(f,vt);xlabel ('凸轮转角\it \phi / \rm( °)')ylabel ('\it v / \rm(mm/s)')title('从动件推程速度线图');subplot(3,2,4) % 回程速度线图f=d1:d2;plot(f,-vh(d1:d2));xlabel ('凸轮转角\it \phi / \rm( °)')ylabel ('\it v / \rm(mm/s)')title('从动件回程速度线图');subplot(3,2,5) % 推程加速度线图line([0,ft/2],[at_1,at_1]);line([ft/2,ft/2],[at_1,at_2]); % 等加速等减速之间的突变垂线line([ft/2,ft],[at_2,at_2]);xlabel ('凸轮转角\it \phi / \rm( °)')ylabel ('\it a / \rm(mm/s^2)')title('从动件推程加速度线图');subplot(3,2,6) % 回程加速度线图f=d1:d2;plot(f,-ah(d1:d2));xlabel ('凸轮转角\it \phi / \rm( °)')ylabel ('\it a / \rm(mm/s^2)')title('从动件回程加速度线图');disp ' '% (4)---计算凸轮理论廓线与实际廓线的直角坐标和向径'disp ' ****** 凸轮理论轮廓与实际轮廓的直角坐标******'nd=360;for f=1:ndif f<=ft/2 % 等加速运动s(f)=2*h*f^2/ft^2;s=s(f);ds(f)=4*h*f*hd/(ft*hd)^2;ds=ds(f);elseif f>ft/2 & f<=ft % 等减速运动s(f)=h-2*h*(ft-f)^2/ft^2;s=s(f);ds(f)=4*h*(ft-f)*hd/(ft*hd)^2;ds=ds(f);elseif f>ft & f<=d1 % 远休止角s=h;ds=0;elseif f>d1 & f<=d2 % 简谐运动k=f-d1;s(f)=0.5*h*(1+cos(pi*k/fh));s=s(f);ds(f)=-0.5*pi*h*sin(pi*k/fh)/(fh*hd);ds=ds(f);elseif f>d2 & f<=nds=0;ds=0;endxx(f)=(se+s)*sin(f*hd)+e*cos(f*hd);x=xx(f); % 理论轮廓横坐标yy(f)=(se+s)*cos(f*hd)-e*sin(f*hd);y=yy(f); % 理论轮廓纵坐标dx(f)=(ds-e)*sin(f*hd)+(se+s)*cos(f*hd);dx=dx(f);dy(f)=(ds-e)*cos(f*hd)-(se+s)*sin(f*hd);dy=dy(f);xp(f)=x+rt*dy/sqrt(dx^2+dy^2);xxp=xp(f); % 实际轮廓横坐标yp(f)=y-rt*dx/sqrt(dx^2+dy^2);yyp=yp(f); % 实际轮廓纵坐标r(f)=sqrt(x^2+y^2); % 理论轮廓向径rp(f)=sqrt(xxp^2+yyp^2); % 实际轮廓向径enddisp ' 1 推程(等加速/等减速运动)'disp ' 凸轮转角理论x 理论y 实际x 实际y'for f=10:10:ftnu=[f xx(f) yy(f) xp(f) yp(f)];disp(nu)enddisp ' 2 回程(余弦加速度运动)'disp ' 凸轮转角理论x 理论y 实际x 实际y'for f=d1:10:d2nu=[f xx(f) yy(f) xp(f) yp(f)];disp(nu)enddisp '*** 凸轮理论轮廓与实际轮廓的向径***'disp ' 1 推程(等加速/等减速运动)'disp ' 凸轮转角理论r 实际r'for f=10:10:ftnu=[f r(f) rp(f)];disp(nu)enddisp ' 'disp ' 2 回程(余弦加速度运动)'for f=d1:10:d2nu=[f r(f) rp(f)];disp(nu)end% (5)---绘制凸轮的理论轮廓和实际轮廓figure(2);plot(xx,yy,'r-.') % 理论轮廓(红色,点划线)axis ([-(rb+h-10) (rb+h+10) -(rb+h+10) (rb+rt+10)]) % 横轴和纵轴的下限和上限axis equal % 横轴和纵轴的尺度比例相同text(rb+h+3,0,'X') % 标注横轴text(0,rb+rt+3,'Y') % 标注纵轴text(-5,5,'O') % 标注直角坐标系原点title('偏置移动从动件盘形凸轮轮廓') % 标注图形标题hold on; % 保持图形plot([-(rb+h) (rb+h)],[0 0],'k') % 横轴(黑色)plot([0 0],[-(rb+h) (rb+rt)],'k') % 纵轴(黑色)plot([e e],[0 (rb+rt)],'k--') % 初始偏置位置(黑色,虚线)ct=linspace(0,2*pi); % 画圆的极角变化范围plot(rb*cos(ct),rb*sin(ct),'g') % 基圆(绿色)plot(e*cos(ct),e*sin(ct),'c--') % 偏距圆(青色,虚线)plot(e + rt*cos(ct),se + rt*sin(ct),'m') % 滚子圆(品红色)plot(xp,yp,'b') % 实际轮廓(蓝色)******** 偏置移动从动件盘形凸轮设计绘图和运动分析********######## 已知条件########凸轮作逆时针方向转动,从动件偏置在凸轮轴心的右边从动件在推程作等加速/等减速运动,在回程作余弦加速度运动基圆半径rb = 40.0000 mm滚子半径rt = 10.0000 mm推杆偏距 e = 15.0000 mm推程升程h = 50.0000 mm推程运动角ft = 100.0000 度远休止角fs = 60.0000 度回程运动角fh = 90.0000 度推程许用压力角alpha_p = 35.0000 度凸轮转速n = 200.0000 r/min凸轮角速度(弧度) w = 20.9440 rad/s凸轮角速度(度) omega = 1200.0000 度/s@@@@@@ 计算过程和输出结果@@@@@@*** 计算凸轮理论轮廓的压力角和曲率半径***1 推程(等加速/等减速运动)推程最大压力角alpha_tm = 34.2666 度对应的位置角ftm = 50.0000 度最小曲率半径rho_tn = 35.2303 mm对应的位置角ftn = 51.0000 度2 回程(余弦加速度运动-简谐运动)回程最大压力角alpha_hm = 30.9248 度对应的位置角fhm = 213.0000 度最小曲率半径rho_hn = 30.3591 mm对应的位置角fhn = 250.0000 度*** 计算凸轮机构从动件的运动参数***1 推程(等加速/等减速运动)凸轮转角位移s(mm) 速度v(mm/s)10 1 24020 4 48030 9 72040 16 96050 25 120060 34 96070 41 72080 46 48090 49 240100 50 0等加速上升的加速度at_1 = 28800.0000 (mm/s^2)等减速上升的加速度at_2 = -28800.0000 (mm/s^2)2 回程(余弦加速度运动-简谐运动)凸轮转角位移s(mm) 速度v(mm/s) 加速度a(mm/s^2) 160 50 673 -33602170 48 358 -41220180 44 0 -43865190 37 -358 -41220200 29 -673 -33602210 21 -907 -21932220 12.5 -1031.3 -7617.1230 5.8 -1031.3 7617.1240 2 -907 21932250 0 -673 33602****** 凸轮理论轮廓与实际轮廓的直角坐标******1 推程(等加速/等减速运动)凸轮转角理论x 理论y 实际x 实际y 10.0000 21.3848 34.8977 18.7440 25.2527 20.0000 28.1459 33.4732 26.5660 23.5988 30.0000 36.0309 32.4073 34.7788 22.4860 40.0000 45.6105 31.0206 43.9004 21.1679 50.0000 57.1986 28.4142 54.4870 18.7889 60.0000 69.0579 22.5501 63.1030 14.5165 70.0000 78.5024 12.6099 70.2060 7.0270 80.0000 84.4235 -0.3453 74.7846 -3.008390.0000 86.0810 -15.0000 76.0894 -14.5890 100.0000 83.1533 -29.8936 73.7429 -26.51052 回程(余弦加速度运动)凸轮转角理论x 理论y 实际x 实际y 160.0000 15.6881 -86.9597 13.9127 -77.1185 170.0000 0.0875 -86.8780 1.9206 -77.0474 180.0000 -15.0000 -81.2321 -9.9808 -72.5829 190.0000 -27.7230 -70.8432 -20.2897 -64.1539 200.0000 -36.8131 -57.2861 -27.8219 -52.9092 210.0000 -41.8603 -42.5041 -32.0770 -40.4336 220.0000 -43.3607 -28.3394 -33.3609 -28.2733 230.0000 -42.5280 -16.1041 -32.6176 -17.4398 240.0000 -40.9188 -6.3040 -31.0634 -7.9985 250.0000 -39.9750 1.4129 -29.9813 1.0597*** 凸轮理论轮廓与实际轮廓的向径***1 推程(等加速/等减速运动)凸轮转角理论r 实际r10.0000 40.9287 31.449020.0000 43.7338 35.533930.0000 48.4609 41.414840.0000 55.1597 48.737350.0000 63.8674 57.635560.0000 72.6465 64.751270.0000 79.5088 70.556880.0000 84.4242 74.845190.0000 87.3781 77.4754100.0000 88.3634 78.36342 回程(余弦加速度运动)160.0000 88.3634 78.3634170.0000 86.8780 77.0714180.0000 82.6054 73.2660190.0000 76.0745 67.2859200.0000 68.0948 59.7783210.0000 59.6564 51.6121220.0000 51.8003 43.7302230.0000 45.4750 36.9872240.0000 41.4015 32.0766250.0000 40.0000 30.0000。
连杆机构和凸轮机构分析和设计
连杆机构和凸轮机构分析和设计1.连杆机构连杆机构是若干刚性构件用低副连接而成的机构，故又称为低副机构。
连杆机构分为平面连杆机构和空间连杆机构两大类，本文主要讨论平面连杆机构，而平面连杆机构中结构最简单、应用最广泛的是四杆机构。
1.1平面四杆机构的基本类型全部运动副均为转动副的四杆机构称为铰链四杆机构，它是四杆机构的最基本型式。
在此机构中，固定不动的构件AD称为机架；与机架相连接的杆件AB、CD称为连架杆，其中能作整周回转运动的连架杆（AB）称为曲柄，只能在一定范围内作往复摆动的连架杆（CD）称为摇杆；机构中作平面运动的构件BC称为连杆。
铰链四杆机构根据其两连架杆的不同运动情况，又可分为：曲柄摇杆机构、双曲柄机构和双摇杆机构。
1.2平面四杆机构有曲柄的条件铰链四杆机构有曲柄的条件为：1）最短杆和最长杆长度之和小于或等于其它两杆长度之和；2）最短杆连架杆或机架。
当最短杆为连架杆时，该铰链四杆机构成为曲柄摇杆机构；当最短杆为机架时，成为双曲柄机构；当最短杆不为连架杆或机架（即最短杆为连杆）时，铰链四杆机构中无曲柄，此时称为双摇杆机构。
1.3压力角和传动角1）压力角铰链四杆机构中，如果不考虑构件的惯性力和铰链中的摩檫力，则原动件AB通过连杆BC作用到从动件CD上的力F将沿BC方向，该力的作用线与受力点C的绝对速度v c所夹的锐角δ称为压力角。
为使机构传动灵活，效率高，要求F t越大越好，即要求压力角δ越小越好。
2）传动角压力角的余角称为传动角，由上面分析可知，传动角θ愈大（压力角δ愈小）对传动愈有利。
所以，为了保证所设计的机构具有良好的传动性能，通常应使最小传动角θmin大于等于40°，在传递力矩较大的情况下，应使θmin大于等于50°。
（当传动角θ=0°时机构所处的位置为死点位置，也就是从动件与连杆共线的位置。
）2.凸轮机构及其设计凸轮机构是含有凸轮的一种高副机构。
凸轮是一个具有曲面轮廓的构件，一般多为原动件（有时为机架）；当凸轮为原动件时，通常作等速连续转动或移动，而从动件则按预期输出特性要求作连续或间歇的往复摆动、移动或平面复杂运动。
凸轮机构的设计
(3)、许用压力角 为了提高机构的效率、改善其受力情况，通常 规 定 一 许 用 压 力 角 [α] ， 使 。 推 程 ： 直 动 推 杆 取 [α] ＝ 300 ； 摆 动 推 杆 [α] ＝ 400 ～ 500 ； 回程：通常不会引起自锁问题，但为了使推杆不至产生过大的加速 度从而引起不良后果，通常取 [α]= 700～800。 (4)、压力角校核 αmax一般出现在 1）从动件的起点位置 2）从动件最大速度位置 3）凸轮轮廓向径变化最大部分 滚子从动件按理论轮廓校核 平底从动件一般α=0，不需校核 若αmax > [α]: 增大基圆半径 偏置从动件
4、偏置直动尖顶从动件盘形凸轮机构 已知条件:已知凸轮的基圆半径为r0,凸轮转动方向。凸轮转 动中心与从动件摆动中心的距离，摆动从动件的长度，已知 从动件的运动规律，试设计。（从动件的位移是角位移 ）
A0
ψ0 B1 B’1 φ o ω
1
-ω
ψ1 B2 ψ2
A1
B0
B’2
2
A2
φ
三、凸轮机构基本尺寸的确定
图所示为工程上常用的诺模 图,图中上半圆的标尺代表 凸轮转角δ0，下半圆的标尺 为最大压力角α max，直径 的标尺代表从动件规律的 h/rb的值（h为从动件的行程， rb为基圆半径）。下面举例 说明该图的使用方法。
2、凸轮压力角的校核
(1)、凸轮机构的压力角定义 凸轮机构从动件作用力的方向线与从动 件上力作用点的速度方向之间所夹的锐角， 用α表示。 (2)、压力角与作用力以及机构尺寸的关系 将凸轮对从动件的作用力F分解为F1和F2 。F2为有效分力，F1为有害分力，当压力角 α越大，有害分力F1越大，如果压力角增大 ，有害分力所引起的摩擦阻力也将增大，摩 擦功耗增大，效率降低。
凸轮机构设计实验报告体会与建议
凸轮机构设计实验报告体会与建议引言凸轮机构是机械传动系统中常用的机械元件，用于实现复杂的运动变换。
在凸轮机构的设计实验中，我们对凸轮机构的结构、运动学和动力学性能进行了研究和测试。
本报告将总结我们在实验中的体会和经验，并提出一些建议用于改进凸轮机构的设计。
实验目的1.掌握凸轮机构的结构和运动学特性；2.进行凸轮机构的动力学性能测试；3.分析凸轮机构的不足之处，并提出改进方案。
实验方法1. 凸轮机构的结构凸轮机构由凸轮、从动件和传动件组成。
我们首先了解了凸轮的特点和凸轮曲线的设计方法。
然后选择了合适的从动件和传动件，完成了凸轮机构的总体结构设计。
2. 凸轮机构的运动学分析为了了解凸轮机构的运动学特性，我们使用理论计算和模拟仿真的方法进行分析。
通过分析凸轮的几何参数、从动件的运动规律和传动件的速度变化，我们得出了凸轮的轮廓曲线、从动件的位移-时间曲线和传动件的速度-时间曲线。
3. 凸轮机构的动力学测试为了测试凸轮机构的动力学性能，我们进行了实际的实验。
我们测量了凸轮机构的负载、转速和功率，并分析了凸轮机构的动力学特性，如动态特性、能量转换和损耗。
实验结果与讨论1. 凸轮机构的结构设计结果我们设计了一个具有合理几何参数的凸轮，使从动件能够按照预定的规律运动。
从动件和传动件的选择也符合凸轮机构的传动要求。
2. 凸轮机构的运动学分析结果通过理论计算和模拟仿真，我们获得了凸轮的轮廓曲线、从动件的位移-时间曲线和传动件的速度-时间曲线。
我们发现凸轮机构的运动学性能与凸轮的几何形状、从动件的工作范围和传动件的速度比等因素密切相关。
3. 凸轮机构的动力学测试结果在实际测试中，我们发现凸轮机构的负载、转速和功率与凸轮的几何参数、从动件的工作负荷和传动件的摩擦有关。
我们还观察到了凸轮机构的动态特性、能量转换和损耗等现象。
结论凸轮机构是一种重要的机械传动元件，具有复杂的结构和运动学、动力学特性。
通过实验和分析，我们对凸轮机构的设计、运动学和动力学性能有了更深入的理解。
凸轮机构的设计和计算
凸轮机构的设计和计算凸轮机构是一种常见的运动机构，由凸轮和从动件组成，通过凸轮的形状和运动来驱动从动件进行指定的运动。
凸轮机构广泛应用于各种机械设备和工业生产中，如发动机、机械传动系统、自动化生产线等。
本文将介绍凸轮机构的设计和计算方法，具体内容如下：一、凸轮机构的设计：1.确定从动件的运动要求：根据机械装置的功能和要求，确定从动件的运动方式，如直线运动、往复运动、旋转运动等。
2.选择凸轮的类型：根据从动件的运动要求和机械结构的特点，选择合适的凸轮类型，如往复凸轮、圆柱凸轮等。
3.设计凸轮曲线：根据从动件的运动要求和凸轮的类型，设计凸轮曲线，使得从动件的运动符合需求。
4.确定凸轮轴的位置和方向：根据凸轮曲线和从动件的位置关系，确定凸轮轴所在的位置和方向。
5.合理布局机构：根据机械装置的空间限制和结构特点，合理布局凸轮机构的各个组成部分。
二、凸轮机构的计算：1.凸轮曲线参数计算：根据从动件的运动要求和机械结构的特点，计算凸轮曲线的参数，如内凸高度、内凸角度、外凸高度、外凸角度等。
2.凸轮轴的定位计算：根据凸轮曲线和从动件的位置关系，计算凸轮轴所在的位置和方向，以确保从动件能够完整地运动。
3.从动件的运动轨迹计算：根据凸轮曲线和凸轮轴的位置，计算从动件在运动轨迹上的坐标点，以确保从动件的运动符合需求。
4.从动件的运动速度和加速度计算：根据从动件的运动轨迹和凸轮轴的角速度、角加速度，计算从动件的运动速度和加速度，以确保运动过程的稳定性和安全性。
三、凸轮机构的优化：1.优化凸轮曲线形状：通过调整凸轮曲线的形状，使得从动件的运动更加平稳、稳定和高效。
2.优化凸轮轴的位置和方向：通过调整凸轮轴的位置和方向，使得整个凸轮机构的布局更加紧凑、简洁，并且符合实际使用要求。
3.优化从动件的设计：通过改进从动件的结构和材料，减小惯性负载和摩擦损失，提高机械装置的性能和使用寿命。
4.优化机构的传动方式：通过改变凸轮机构的传动方式，如采用齿轮传动或者链条传动，来提高传动效率和可靠性。
机械原理课程设计凸轮机构
机械原理课程设计凸轮机构一、课程设计目标本课程设计旨在通过对凸轮机构的学习，使学生了解凸轮机构的基本工作原理、结构特点和应用领域，掌握凸轮机构的设计和分析方法，培养学生的机械原理分析和设计能力。
二、课程设计内容1. 凸轮机构的基本概念和分类（1）凸轮机构的定义和基本概念（2）凸轮机构的分类和特点2. 凸轮机构的工作原理和运动分析（1）凸轮机构的工作原理和运动规律（2）凸轮机构的运动分析方法3. 凸轮机构的设计和优化（1）凸轮机构的设计原则和方法（2）凸轮机构的优化设计方法4. 凸轮机构的应用和发展（1）凸轮机构在机械传动系统中的应用（2）凸轮机构的发展趋势和前景三、教学方法本课程采用多种教学方法，包括课堂讲授、案例分析、实验演示、课外阅读和小组讨论等。
通过多种教学手段，引导学生深入理解和掌握凸轮机构的基本原理和设计方法，提高学生的分析和设计能力。
四、教学评价本课程的教学评价主要包括平时作业、课堂表现、实验报告和期末考试等。
通过对学生的综合评价，评估学生的学习成果和能力提高情况，为学生提供有效的反馈和指导。
五、参考教材1.《机械设计基础》（第四版），郑育新、刘道玉编著，清华大学出版社，2017年。
2.《机械原理》（第五版），唐光明编著，高等教育出版社，2018年。
3.《机械设计手册》（第三版），机械工业出版社，2015年。
六、教学进度安排本课程的教学进度安排如下：第一周：凸轮机构的基本概念和分类第二周：凸轮机构的工作原理和运动分析第三周：凸轮机构的设计和优化第四周：凸轮机构的应用和发展第五周：实验演示和案例分析第六周：课外阅读和小组讨论第七周：期末考试和总结回顾。
凸轮机构设计与动力学分析
凸轮机构设计与动力学分析凸轮机构是一种重要的机械传动系统，用于将旋转运动转换成直线运动。
它是许多机械设备和工业生产线的核心部件之一，广泛应用于汽车、机器人、纺织、食品加工等领域。
本文旨在介绍凸轮机构的设计原理和动力学分析方法，为读者提供一些有关凸轮机构的基本知识和实用技巧。
一、凸轮机构的工作原理凸轮机构是由凸轮轴、凸轮和摆杆等部件组成的，其中凸轮是一个形状奇特的零件，通常由一圆柱形或锥形轴与一个凸起相连接而成。
凸轮轴和摆杆的运动轨迹是由凸轮轴的几何形状和参数决定的。
当凸轮轴旋转时，凸轮与摆杆发生相对运动，从而使摆动杆产生直线运动或允许摆动杆在取向不变的情况下旋转。
杆件的运动轨迹可以显式地表示为位置、速度和加速度方程式，这为凸轮机构的性能分析和优化提供了扎实的理论基础。
二、凸轮机构的设计方法在设计凸轮机构时，我们需要考虑以下几个因素：1. 运动要求：根据设备的需求，确定凸轮机构所需的运动类型和要求。
2. 摆杆结构：选择摆杆的长度、截面和形状，以及凸轮轴和摆动杆的垂直距离。
3. 凸轮形状：根据摆杆的运动要求和限制，选择最合适的凸轮形状。
4. 传动方式：根据凸轮机构的运动类型和要求，选择最合适的传动方式，如凸轮与摆动杆的直接接触或传动链条。
在实际设计中，我们可以采用以下方法来优化凸轮机构的性能：1. 确定凸轮形状：根据运动要求和制造成本，选择最合适的凸轮形状。
通常情况下，我们可以使用标准凸轮形状，如圆形、椭圆形和抛物线形等。
2. 调整凸轮轴位置：根据凸轮轴的位置和方向，调整凸轮的运动轨迹，以满足摆动杆的运动要求和限制。
3. 优化摆杆参数：根据摆动杆的长度、截面和形状，优化摆动杆的质量和稳定性，最大限度地提高运动精度和工作效率。
三、凸轮机构的动力学分析凸轮机构的动力学分析是评价凸轮机构运动性能的重要方法，可以预测和控制凸轮机构的位置、速度、加速度和力学性能等方面的变化。
常用的动力学分析方法包括：1. 几何法：利用几何原理和运动学方程，计算凸轮机构的位置、速度和加速度等参数。
凸轮机构设计(图文)
凸轮机构设计（图文）一、凸轮机构概述凸轮机构是一种常见的机械传动装置，主要由凸轮、从动件和机架组成。
它通过凸轮的轮廓曲线，使从动件实现预期的运动规律。
凸轮机构具有结构简单、运动可靠、传动精度高等优点，广泛应用于各种自动化设备和机械中。
二、凸轮机构设计要点1. 确定从动件的运动规律在设计凸轮机构之前，要明确从动件的运动规律，包括位移、速度和加速度等。
这将为后续的凸轮轮廓设计提供依据。
2. 选择合适的凸轮类型根据从动件的运动规律和实际应用需求，选择合适的凸轮类型，如平面凸轮、圆柱凸轮、摆动凸轮等。
3. 设计凸轮轮廓曲线凸轮轮廓曲线是凸轮机构设计的核心部分。
设计时，要确保凸轮与从动件之间的运动协调，避免干涉和冲击。
三、凸轮机构设计步骤1. 分析运动需求在设计之初，我们需要深入了解设备的工作原理和从动件的运动需求。
这包括从动件的运动轨迹、速度、加速度以及所需的力和行程。
这些信息将帮助我们确定凸轮的基本尺寸和形状。
2. 初步确定凸轮尺寸基于运动需求分析，我们可以初步确定凸轮的直径、基圆半径和宽度等关键尺寸。
这些尺寸将直接影响凸轮的强度、刚度和运动性能。
3. 设计凸轮轮廓确保从动件的运动平稳，避免突变和冲击。
考虑凸轮与从动件之间的间隙，防止运动干涉。
优化轮廓曲线，减少加工难度和提高耐磨性。
四、凸轮机构材料选择考虑耐磨性：凸轮在连续工作中会与从动件接触，因此应选择耐磨材料，如钢、铸铁或耐磨塑料。
考虑重量和成本：在满足性能要求的前提下，可以选择重量轻、成本较低的材料。
考虑环境因素：如果凸轮机构将工作在特殊环境中，如高温或腐蚀性环境，需要选择相应的耐高温或耐腐蚀材料。
五、凸轮机构的加工与装配精确加工：凸轮的轮廓必须严格按照设计图纸加工，以确保运动的精确性。
间隙调整：在装配时，需要适当调整凸轮与从动件之间的间隙，以确保运动的顺畅。
校验运动：装配完成后，应对凸轮机构进行运动校验，确保从动件的运动符合预期。
六、凸轮机构动态分析与优化在设计过程中，动态分析是不可或缺的一环。
圆柱分度凸轮机构设计计算和运动分析
% 圆柱分度凸轮机构设计计算和运动分析% 函数文件1：绘制凸轮机构运动曲线（zxjs_ydxt.m）% 函数文件2：整理圆柱分度凸轮轮廓曲面三维坐标数据（zxjs_3Dzb.m）disp ' 用键盘输入已知条件:'n=input(' 凸轮转速(r/min) n = ');disp ' * 机构中心距C：凸轮轴线z1到转盘轴线z2的距离'C=input(' 机构中心距(mm) C = ');disp ' * 机构基距A：凸轮轴线z1到转盘基准端面O2x2y2的距离'A=input(' 机构基距(mm) A = ');disp ' * 选择凸轮头数H=1、2、3、4：'H=input(' 凸轮头数H = ');disp ' * 选择凸轮分度期转角theta_f=120～240度：'theta_f=input(' 凸轮分度期转角(度) theta_f = ');disp ' * 选择转盘分度数（按照工作机械工位要求）'I=input(' 转盘分度数I = ');disp ' * 选择凸轮分度廓线旋向（左旋L、右旋R）：'LXX=input(' 凸轮分度廓线旋向LXX = ','s');% 1-圆柱分度凸轮机构运动分析% 凸轮角速度omega_1=pi*n/30;% 转盘滚子数z=H*I;% 凸轮停歇期转角theta_d=360-theta_f;% 转盘分度期转位角phi_f=360/I;% 机构分度期时间t_f和停歇期时间t_dhd=pi/180.0; % 角度转换为弧度的系数t_f=theta_f*hd/omega_1;t_d=theta_d*hd/omega_1;% 机构动停比k和运动系数tauk=t_f/t_d;tau=t_f/(t_f+t_d);% 凸轮分度廓线旋向系数if LXX=='L'p=1;elseif LXX=='R'p=-1;enddisp '======== 圆柱分度凸轮机构基本数据========'fprintf(' 凸轮转速n = %3.4f r/min \n',n)fprintf(' 机构中心距 C = %3.4f mm \n',C)fprintf(' 机构基距 A = %3.4f mm \n',A)fprintf(' 凸轮头数H = %3.0f \n',H)fprintf(' 凸轮分度廓线旋向LXX = %s \n',LXX)fprintf(' 转盘分度数I = %3.0f \n',I)fprintf(' 转盘滚子数z = %3.0f \n',z)fprintf(' 凸轮角速度omega_1 = %3.4f 1/s \n',omega_1)fprintf(' 凸轮分度期转角theta_f = %3.4f 度\n',theta_f)fprintf(' 凸轮停歇期转角theta_d = %3.4f 度\n',theta_d)fprintf(' 转盘分度期转角phi_f = %3.4f 度\n',phi_f)fprintf(' 机构分度期时间t_f = %3.4f s \n',t_f)fprintf(' 机构停歇期时间t_d = %3.4f s \n',t_d)fprintf(' 机构动停比k = %3.4f \n',k)fprintf(' 机构运动系数tau = %3.4f \n',tau)% 计算凸轮机构运动参数bc_theta=1; % 转角分度步长1～2度% 转盘分度期采用正弦加速运动规律i_zxjs=0;for theta=0:bc_theta:theta_fi_zxjs=i_zxjs+1;phi_2=phi_f*hd*(theta/theta_f-sin(2*pi*theta/theta_f)/(2*pi));omega_2=omega_1*phi_f/theta_f*(1-cos(2*pi*theta/theta_f));epsilon_2=omega_1^2*2*pi*phi_f/theta_f^2*sin(2*pi*theta/theta_f);zeta_2=omega_1^3*4*pi^2*phi_f/theta_f^3*cos(2*pi*theta/theta_f);omega_2_1=omega_2/omega_1;epsilon_2_1=epsilon_2/omega_1^2;zxjs(i_zxjs,:)=[theta phi_2 omega_2 epsilon_2 zeta_2 omega_2_1 epsilon_2_1];endfprintf(' 正弦加速运动参数数组行数i_zxjs = %3.0f \n',i_zxjs)% 输出圆柱分度凸轮机构运动参数[' 凸轮转角',' 转盘角位移',' 角速度',' 角加速度',' 跃度',' 角速度比',' 角加速度比'][zxjs(:,1),zxjs(:,2)/hd,zxjs(:,3),zxjs(:,4),zxjs(:,5),zxjs(:,6),zxjs(:,7)]disp ' 圆柱分度凸轮机构运动参数的最大值'Vm=2.00;Am=6.28;Jm=39.5; % 正弦加速运动加速运动部分的特征值omega_2_1_max=Vm*phi_f/theta_f;omega_2_max=Vm*phi_f/theta_f*omega_1;epsilon_2_max=Am*phi_f/theta_f^2*omega_1^2;zeta_2_max=Jm*phi_f/theta_f^3*omega_1^3;fprintf(' 最大角速度比omega_2_1_max = %3.4f \n',omega_2_1_max);fprintf(' 最大角速度omega_2_max = %3.4f \n',omega_2_max);fprintf(' 最大角加速度epsilon_2_max = %3.4f \n',epsilon_2_max);fprintf(' 最大跃度zeta_2_max = %3.4f \n',zeta_2_max);% 绘制凸轮机构运动曲线（调用正弦加速绘图M文件：zxjs_ydxt.m）zxjs_ydxt(zxjs,hd,theta_f)% 导出fig图形命令:openfig('YZ200-H1-I16-R_ydxt');% 2-圆柱分度凸轮机构几何尺寸计算disp ' 圆柱分度凸轮机构许用压力角一般为30～40度'alpha_p=input(' 确定许用压力角(度) alpha_p = ');% 转盘节圆半径Rp_2j=2*C/(1+cos(phi_f*hd/2)); % 转盘节圆半径计算值Rp_2=round(Rp_2j+0.5); % 对转盘节圆半径计算值四舍五入圆整% 凸轮节圆半径Rp_1j=Vm*Rp_2*phi_f/theta_f/tan(alpha_p*hd); % 凸轮节圆半径计算值fprintf(' 凸轮节圆半径计算值Rp_1j = %3.4f mm \n',Rp_1j);Rp_1=input(' 确定凸轮节圆半径(mm) Rp_1 = ');% 转盘滚子中心角phi_z=360/z;% 转盘滚子半径(fix是朝0方向取整函数)fprintf(' 转盘滚子半径最小值Rrmin = %3.4f mm \n',fix(0.4*Rp_2*sin(pi/z)));fprintf(' 转盘滚子半径最大值Rrmax = %3.4f mm \n',fix(0.6*Rp_2*sin(pi/z)));Rr=input(' 确定滚子半径(mm) Rr = ');% 转盘滚子宽度fprintf(' 转盘滚子宽度最小值bmin = %3.4f mm \n',fix(Rr));fprintf(' 转盘滚子宽度最大值bmax = %3.4f mm \n',fix(1.4*Rr));b=input(' 确定滚子宽度(mm) b = ');% 转盘滚子与凸轮槽底之间的间隙fprintf(' 转盘滚子与凸轮槽底间隙的最小值emin = %3.4f mm \n',fix(0.2*b));fprintf(' 转盘滚子与凸轮槽底间隙的最大值emax = %3.4f mm \n',fix(0.4*b));disp ' 转盘滚子与凸轮槽底至少取间隙值 e = 5～10 mm'e=input(' 确定滚子与凸轮槽底的间隙(mm) e = ');% 凸轮定位环面的径向深度h=b+e;% 凸轮定位环面的外圆直径Do=2*Rp_1+b;% 凸轮定位环面的内圆直径Di=Do-2*h;% 凸轮宽度fprintf(' 凸轮宽度的最小值Lmin = %3.4f mm \n',fix(2*Rp_2*sin(phi_f*hd/2)));fprintf(' 凸轮宽度的最大值Lmax = %3.4f mm \n',fix(2*Rp_2*sin(phi_f*hd/2)+2*Rr)); L=input(' 确定凸轮宽度(mm) L = ');% 转盘的外圆直径fprintf(' 转盘外圆直径的最小值D_2min = %3.4f mm \n',2*(Rp_2+Rr));D_2=input(' 确定转盘外圆直径(mm) D_2 = ');% 转盘基准端面到滚子宽度中点的轴向距离rG=A-Rp_1;% 转盘基准端面到滚子上端面的轴向距离rO=rG-b/2;% 转盘基准端面到滚子下端面的轴向距离re=rG+b/2;% 输出圆柱分度凸轮机构几何尺寸计算结果disp ' ======== 圆柱分度凸轮机构几何尺寸========'fprintf(' 许用压力角alpha_p = %3.4f 度\n',alpha_p); fprintf(' 凸轮节圆半径Rp_1 = %3.4f mm \n',Rp_1); fprintf(' 转盘节圆半径Rp_2 = %3.4f mm \n',Rp_2); fprintf(' 转盘滚子中心角phi_z = %3.4f 度\n',phi_z); fprintf(' 滚子半径Rr = %3.4f mm \n',Rr);fprintf(' 滚子宽度 b = %3.4f mm \n',b);fprintf(' 转盘滚子与凸轮槽底间隙 e = %3.4f mm \n',e);fprintf(' 凸轮定位环面的径向深度h = %3.4f mm \n',h);fprintf(' 凸轮定位环面的外圆直径Do = %3.4f mm \n',Do); fprintf(' 凸轮定位环面的内圆直径Di = %3.4f mm \n',Di); fprintf(' 凸轮宽度L = %3.4f mm \n',L);fprintf(' 转盘外圆直径D_2 = %3.4f mm \n',D_2); fprintf(' 转盘基准端面到滚子上端面的轴向距离rO = %3.4f mm \n',rO); fprintf(' 转盘基准端面到滚子宽度中点轴向距离rG = %3.4f mm \n',rG); fprintf(' 转盘基准端面到滚子上端面的轴向距离re = %3.4f mm \n',re);% 3-圆柱分度凸轮机构压力角的计算% 1#、2#、3#滚子的起始位置角(单位：度)phi0_1=-p*0.5*phi_z;phi0_2=p*0.5*phi_z;phi0_3=p*1.5*phi_z;% 计算1#、2#、3#滚子位置角(单位：度)phi=zeros(i_zxjs,3); % 变量初始化phi1=phi0_1-p.*zxjs(:,2); % zxjs(:,2)存储转盘角位移phi_2 phi2=phi0_2-p.*zxjs(:,2);phi3=phi0_3-p.*zxjs(:,2);phi=[phi1 phi2 phi3]; % 行-theta，列-滚子位置角% 转盘节圆半径处的压力角% 机构的角速度比(omega_2/omega_1)—数组zxjs(:,6)alpha_fz=Rp_2.*zxjs(:,6); % 计算压力角的分子数组alpha_fm_1=C-Rp_2.*cos(phi(:,1)); % 计算1#滚子压力角的分母数组alpha_1=atan2(alpha_fz,alpha_fm_1);alpha_fm_2=C-Rp_2.*cos(phi(:,2)); % 计算2#滚子压力角的分母数组alpha_2=atan2(alpha_fz,alpha_fm_2);alpha_fm_3=C-Rp_2.*cos(phi(:,3)); % 计算3#滚子压力角的分母数组alpha_3=atan2(alpha_fz,alpha_fm_3);% 绘制转盘节圆半径处与1#、2#、3#滚子相啮合的压力角变化线图figure(2);subplot(3,1,1);plot(zxjs(:,1),alpha_1/hd);title('转盘节圆半径处与1号滚子相啮合的压力角变化线图');grid;xlabel('凸轮转角\theta (^。
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凸轮机构设计及运动分析
问题描述：
如图1所示为以对心直动尖顶盘形凸轮机构。
从动杆位移s随时间变化曲线如图2所示。
要求设计凸轮机构并分析从动件速度v，加速度a随时间变化的规律，及应力、应变随时间变化的规律。
任务与要求
1.设计满图2运动规律的凸轮机构；（要有设计计算步骤）
2.对所设计的机构运用ansys软件分析从动件速度、加速度随时间变化的规律；
3.查阅资料、了解所给机构的在生产、生活中的应用，说明其工作原理，并附相应的图片或视频。
凸轮机构设计及运动分析指导书
一、设计的目的
通过设计，训练学生机构设计的能力，掌握运用ANSYS Workbench进行瞬态动力学分析的方法、步骤和过程，提高学生解决实际问题的能力。
二、设计报告的主要要求
设计报告包括设计报告书Word文档和Powerpoint演示文稿两部分。
1.设计报告书内容包括目录、任务书、正文、参考文献、组员工作内容表。
(1)文档格式严格遵守设计书文档规范要求。
(2)目录必须层次清楚，并标有页码数。
(3)正文按章节编写，按照任务书要求合理安排内容，并附有参考文献。
2.Powerpoint演示文稿要求内容简洁，重点突出。
三、人员要求：1人
四、时间安排
1.布置任务、准备、查阅资料：2天；
2.机构设计及动画：6天；
3.Ansys分析：6天；
4.编写报告书、Powerpint演示文稿、验收：2天。
5.答辩。
五、成绩形成：
设计报告书：50分；答辩：50分
组内成员按实际完成工作量评定每位学生最终成绩；不参加答辩的学生没有答辩成绩。
六、参考资料：机械原理的平面机构，ansys机械工程应用精华59例。