盘形凸轮的结构设计

2
O
ω1
1
三、按凸轮轮廓全部外凸条件确定凸轮基圆半径
平底从动件盘形凸轮轮廓的外凸条件：
2 2
O
O
ω1
1
ω1
1
平底从动件盘形凸轮轮廓的曲率半径：
ρ r0 s( ) s( )
(0 2 )
要保证凸轮轮廓外凸必须有：
ρmin 0
ρ r0 s( ) s( ) ρmin 0 (0 2 )
考虑摩擦时驱动力的表达式
F12 Q 2b cos (α 1 ) ( 1 ) sin (α 1 ) tan 2 l
理想情况（无摩擦）时驱动力的表达式
F120 Q cos α
凸轮机构的瞬时效率
2b cos( α 1 ) (1 ) sin ( α 1 ) tan 2 F120 l η F12 cos α
§4-4 盘形凸轮的结构设计
一、压力角 及其许用值 x：
F12 sin( 1 ) ( R1 R2 ) cos2 0
y：
F12 cos( 1 ) Q ( R1 R2 ) sin 2 0
M :
R2 cos 2 (l b) R1 cos 2b 0
即： max
凸轮机构的许用压力角
[ ]
[α] αc
根据实践经验，推荐的许用压力角取值为:
推程： 直动从动件取 [ ] 30 ～ 40 ；


摆动从动件取 [ ] 35 ～ 45 ；


回程：
直动和摆动从动件荐取 [ ] 70 ～ 80 。


二、按许用压力角 [ ]确定凸轮机构的基本尺寸
η 0 时，机构自锁
解方程
2b cos (α 1 ) ( 1 ) sin (α 1 ) tan 2 l η 0 cos α
得临界压力角
c：
2b c arctan{1 /[(1 ) tan 2 ]} 1 l
在工程实际中，为保证较高的机械效率，改善受力状 况，通常规定凸轮机构的最大压力角 max 应小于或等于 某一许用压力角 [ ] 。
v2 ω1
OP12 e ds/d e tan α s0 s s0 s
影响凸轮压力角变化的因素：
OP12 e ds/d e tan α s0 s r02 -e 2 s
ds/d，s —凸轮运动规律
r，e 0
—凸轮基本尺寸
在设计凸轮时，如何保证凸轮机构的最大压力角 max 小 于或等于许用压力角 [ ] 。
即： max
[ ]
换一句话说：
定，凸轮机构的许用压力角 [ ] 也已经确定，如何
确定凸轮的基圆半径 最大压力角 max 小于或等于许用压力角 [ ] 。 在设计凸轮时，当从动件的运动规律 s( ) 已经确
r0 和偏距 e ，使凸轮机构的
这个表达式能否解决这样的命题？
OP12 e ds/d e tan α 2 2 s0 s r0 -e s
在点 P （回程） 12
v2 ω1 OP12
υ2 OP12 ds/d ω1
F12
2
OP12 e ds/d e tan α s0 s s0 s
P12
α α
v2 v2
P12
1
s
ω1 OP12
式中：s0
r e
2 0
2
r0
F21 O
e
ω1 OP12
压力角计算的统一表达式：
在点 P （升程） 12
v2 ω1 OP12
υ2 OP12 ds/d ω1
F12 F21
2
OP12 e ds/d e tan α s0 s s0 s
P12
α α
v2 v2
P12
1
s
ω1 OP12
式中：s0
r02 e 2
r0
O
e
ω1 OP12
v2 ω1
工作轮廓曲率半径 ρa 、 理论轮廓曲率半径 ρ 与 滚子半径 rr 三者之间的 关系为： r
a r
rr a 0
rr a 0
一般推荐：r r
ρmin Δ
Δ 3 ~ 5mm
rr a 0
r0 min s( ) s( )
(0 2 )
四、滚子半径的选择
1. 凸轮理论轮廓的内凹部分
工作轮廓曲率半径 ρa 、理论轮廓曲率半径 ρ 与滚子半径 rr 三 者之间的关系为：
a rr
理论轮廓
a
滚子
工作轮廓
2. 凸轮理论轮廓的外凸部分
s
回程 升程
ds/d
ds/d
s
s
α
r0
ds/d
α源自文库
eO
tan αmax
ds/d e r -e s
2 0 2
tan αmax
ds/d e r -e s
2 0 2
升程许用压力角： ] [α 回程许用压力角： ] [α 回程
s
升程
[α]
[α]
ds/d
从动件与凸轮的相对位置