振动攻丝机的毕业设计论文

南京工程学院毕业设计说明书（论文）

南 京 工 程 学 院

毕业设计说明书(论文)

作 者： 胡 秀 美 学 号： Z03902127 系 部： 机 械 工 程 系

专 业： 机械设计制造及其自动化(机械电子)

题 目： 内凸轮齿轮式低频振动挤压攻丝机

指导者： 张 杰 (教授)

评阅者：

2007 年 6 月 南 京

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毕业设计说明书（论文）中文摘要

摘 要 科学技术的进步促进了新、难加工材料的应用,在难加工材料上加工小深孔内螺纹是生产中的难题,而且螺纹加工一般安排在零件加工的最后几道工序,用传统方法在难加工材料上攻丝,极易引起丝锥折断,造成零件报废,从而延误工期并造成很大的经济损失.因此解决难加工材料小深孔螺纹的加工是当务之急.作者介绍了一种新型内凸轮齿轮组合机构的振动挤压攻丝机,并分析了传统振动攻丝机的优缺点.振动攻丝工艺是指在刀具或工件上附加一个有规律的振动,使传统攻丝方法的连续切削过程变成间断、瞬间和重复的脉动切削过程,以达到降低攻丝扭矩、提高刀具寿命和提高螺纹精度的目的.针对现有振动攻丝机存在的缺点,作者提出了一种新型的机械式周向振动主轴激振驱动器,将NGW周转轮系经过型转化综合成两自由度的内凸轮齿轮组合机构,有效地实现了周向振动钻床所需求???0??Asin(at)输出运动规律.解决了周向振动钻床主轴激振驱动器设计的技术关键,为Z向振动切削加工理论应用于孔类表面加工,提供了设备技术保障.简要回顾了振动切削的主要发展过程,综述了国内在振动切削数学模型、试验与实用系统和本质与机理等方面的研究与发展,同时展望了振动切削理论研究及应用技术的发展趋势. 关键词 组合机构 凸轮机构 齿轮机构 激振器 低频振动 振动攻丝 2

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毕业设计说明书（论文）外文摘要

Low frequency vibration-tapping Machine Abstract As a kind of new technology of machining internal thread ,vibratory tapping plays an important role in machining internal thread which is characterized by small diameter ,big depth or difficult-to-machining .Repeated cutting times is an important cutting parameter of vibratory tapping .Therefore ,it is necessary to study it. Firstly, this paper simply introduces repeated cutting times. Secondly, the reason why repeated cutting causes decrease in tapping torque was analyzed .At last, based on the experimental results, a formula between average tapping torque and repeated cutting times was built .Using this formula, repeated cutting times was optimized .This kind of method can be used to instruct the choice of repeated cutting times . Keywords : Vibratory tapping ,Repeated cutting times ,Torque 3

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前 言

毕业设计是对大四学生在校学习期间专业考核的重要环节，通过系统的运用基础

知识、基本技能以及设计能力、逻辑分析能力、调查研究、查阅文献、收集资料、撰写论文等各方面能力进行的综合设计的过程，将所学习的理论知识和现实设计生产做了初步尝试性结合。毕业设计的重要性还在于锻炼了我们的设计思维能力；拓宽了我们的知识视野；形成了脚踏实地、敢于攻坚的顽强精神；养成了虚心好学、团队协作的优良作风。

本毕业设计的主要特点有： 1．机构创新

该新型挤压攻丝机构采用了内凸轮齿轮组合机构，凸轮副的压力角小，机构动力传递性好。内凸轮廓线光滑连续且具周行性，理论廓线方程通式以显函数的形式给出，易于数控加工编程。

2．振动挤压技术

采用振动切削，振动切削不同于常规的切削加工――刀具挤压工件，使工件产生塑性变形，振动切削在一个周期内切削长度小，刀具切削工件的瞬时速度较高，切削时间短，刀具与工件间断分离，切削液能进入切削区，切削温度降低，破坏了积屑瘤和鳞刺的产生，即便产生积屑瘤也难以附在刀具上。大大提高了被加工件的尺寸精度和表明质量，同时也提高了丝锥的使用寿命。

本毕业设计是在我的导师张杰教授的精心指导下完成的，导师的严谨治学的态度、渊博的知识、无私的奉献精神使我深受启迪。从尊敬的导师身上，我不仅学到了扎实、宽广的专业知识，也学到了许多做人的道理。在此我要向我的导师致以最衷心的感谢和深深的敬意！

在多年的学习生活中，还得到了许多学院领导、系领导和老师的热情关心和帮助，在此表示由衷的谢意！

限于设计者水平和时间的仓促，设计中缺点和错误在所难免，恳请广大读者不吝批评指正。

设计者：胡秀美

2007 年 6月于南京

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目 录

绪论

1 引言

2本设计研究的对象及内容 3 振动切削本质与机理的研究 4 振动切削加工技术的发展趋势

第一章 螺孔振动攻丝方案及其运动关系分析

1.概述

2.振动攻丝的原理及特点 3.方案分析 4.振动攻丝运动分析

第二章 内凸轮齿轮组合机构的原理与尺度综合

1.传动原理分析 2.凸轮机构综合 3.小结

第三章 内凸轮廓形的设计与计算 1.机架、连杆的尺寸设计计算

2.内凸轮廓线方程的设计计算 3.内凸轮廓线的绘制

第四章 齿轮及其连杆的相关设计与计算

1.齿轮的相关计算 2.销与连杆的选择 3.花键的选择

第五章 机械式周向振动主轴激振驱动器的原理与结构

1.概述

2.传动原理分析 3.机构分析

第六章 内凸轮齿轮式主轴激振器的原理与机构 1.概述

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2.传动原理分析 3.机构分析

第七章 同步带的设计与计算 第八章 结论

主要参考文献 附录1 标准件目录表 附录2 非标准件目录表 附录3 英文资料 附录4 英文资料翻译

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绪 论 1引言

随着市场竞争日趋激烈，机械产品对质量的要求越来越高，相应地对螺纹也提出更高的要求.同时新材料不断涌现，也使传统的螺纹加工方法很难满足要求.这就产生了新型的螺纹加工方法即振动攻丝.振动切削作为新兴的特种加工技术,引起国内外专家学者的广泛兴趣和极大关注并积极开展研究.最早对振动切削进行比较系统研究、可以称为振动切削理论与应用技术奠基人的当属日本学者隈部淳.伊郎.他在50-60年代发表了许多振动切削研究论文,系统地提出了振动切削理论,并且成功地实现了振动车削、磨削、光整加工以及振动拉管等均已达到实用阶段.前苏联、德国和英国在此期间也先后开展了振动切削研究,发表了一系列研究成果,并积极在生产中推广应用.

我国的振动切削研究起步稍晚,继我国第一台”CZQ-250A型超声波振动切削系统”问世之后,许多大专院校、科研院所和工厂都开展了对振动切削的研究,取得了许多重要成果,研究的内容从振动切削实验研究,到实际工艺运用研究;从振动切削实验系统设计到对振动切削机理与本质的研究都达到了比较广泛和比较深入的程度.

2本设计研究的对象及内容

（本设计的重点任务是设计钻床主轴箱内的激振器部件）。 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,国内外许多专家做了大量的研究工作.现有的研

a.工件不动，丝锥既回转又振动；b.工件回转，丝锥振动； c.工件振动，丝锥回转；d.工件既回转又振动，丝锥不动 图1 振动攻丝的4种形式 Fig.1 Four kinds of form of vibration tapping 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.

本设计中的振动攻丝是在普通攻丝的基础上，叠加上一个沿螺旋方向振动的切削

方法.它把连续的切削运动变成断续的切削运动，将有限的能量集中为脉冲形式释放出来，从而改善了攻丝的切削性能.按照振动与切削主运动的相对运动形式的不同，振动攻丝可分为4种形式(图1).

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方案分析

在上述4种形式中，b、c和d工件都有运动，这就使得整个系统结构庞大，故不宜采用.而对于a只有丝锥运动，因而可通过简单机构予以实现. 故本设计采用a方案.

本设计的内凸轮齿轮式主轴激振器的切削主运动为刀具转动刀具摆振.采用内凸轮齿轮组合机构为传动原理,设计出来的回转振动挤压攻丝机,能实现对塑性较好的材料进行振动挤压攻丝.

3振动切削本质与机理的研究

振动切削不同于常规的切削加工,其工艺效果与常规切削加工亦有显著不同.为了认识和掌握振动切削本质,更好地运用振动切削规律,人们对振动切削的机理进行了一系列探索和研究.

山东工业大学张勤河等人通过对超声振动钻削加工陶瓷的研究,认为是静态负载的接触力与冲击力同时作用在工件上.他们在试验研究中用扫描电镜观察陶瓷的加工表面,得出金刚石刀具颗粒如同一个个小压头,在作用于工件表面瞬间产生裂纹与裂纹的扩展.从无螺纹表面质量的主要因素,振动切削不同于常规切削—刀具挤压工件,使工件产生塑性变形,振动切削在一个周期内切削长度小,刀具切削工件的瞬时速度较高,切削时间短,刀具与工件间断分离,切削液能进入切削区,切削温度降低,破坏了积屑瘤和鳞刺的产生,即便产生积屑瘤也难以附在刀具上.刀具与切屑的分离作用是振动切削最根本的特点,正是这一特点才使得刀尖每次能以极大的加速度冲击工件进行切削.

南京理工大学芮小健等人从切削过程分析着手,研究了振动切削过程中刀具与被切削工件之间的力学作用规律,得出如下结论:1)刀具以冲击载荷作用于被切材料,其动态应力波作用是改善切削效果的一个主要因素;2)振动切削中摩擦力降低是前刀面和剪切面的内摩擦向外摩擦转换所致;3)振动切削中,前刀面正应力减小,对材料破坏的断裂抑制作用减弱,利于切削;4)振动切削中,材料破坏过程与普通切削的挤压滑移过程有区别,它由每次冲击都产生微细破坏而完成切削.

4 振动切削加工技术的发展趋势

随着传统加工技术和高新技术的发展,振动切削技术的应用日益广泛,振动切削研究日趋深入,主要有一下几个方面: 4.1 研制和采用新的刀具材料

在现代产品中,钛合金、纯钨、镍基高温合金等难加工材料所占的比例越来越大,对机械零件加工质量的要求越来越高.为了更好地发挥刀具的效能,除了选用合适的刀

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具几何参数外,在振动切削中,人们将更多的注意力转为对刀具材料的开发与使用上,其中突然金刚石、人造金刚石和超细晶粒的硬质合金材料的研究和应用为主要方向. 4.2 拓宽振动切削加技术的应用范围

振动切削技术将主要应用于: 难加工金属材料; 非金属材料;

表面质量要求高,特别是对粗糙度要求严格的零件.

另外,在加工工艺方面,将从振动车削、振动钻削、攻丝等扩展到珩磨、抛光、刨削、拉削和研磨等.

4.3研制和采用高效的振动切削系统

现有的试验及实用振动切削加工系统在输出功率上尚不够大,因能耗高仍不是很理想.因此,实用的大功率振动切削系统期待能早日问世.到目前为止,输出能量为4KW的振动切削系统已经研制出来并投产使用.在日本,超声振动切削装置通常可输出1KW,切削深度为0.01-0.06mm. 4.4 高频振动切削

超声振动切削在今后一个时期内将继续成为振动切削的研究重点.近期的研究表明,用超声波修整的砂轮能够降低磨削烧蚀的可能性,进而提高砂轮的使用寿命,显著提高工件的表明质量.近几年来日本在现代加工中心和组合机床上配置了振动切削系统,不仅实现切削刀具的振动,也实现工件的振动,从而形成了两个方向的超声振动加工.用超声振动可成功地加工高硬、低塑性材料如陶瓷、玻璃等,用传统方式攻螺纹,易造成加工表面裂纹,若用超声振动切削,不仅提高表面质量而且提高硬质合金的使用寿命,而其它切削条件仍保持不变. 4.5 用于精密超精密切削加工

采用低频振动切削可使工件的尺寸精度提高1-2级,几何形状精度提高2-3级,并在一定程度上提高耐磨性和抗腐蚀性;而目前只有高频振动切削如超声振动切削才能实现超精密切削.在振动珩加工中被加工工件的表面粗糙度可达Ra0.02-0.04um.超声振动挤压工艺将比传统的挤压加工提高表面质量1-2级;而超声振动研究.振幅为微米,频率在千赫以上,不仅可以保证超精密加工的质量,而且可用更大的切削用量,可获得较高的生产率.

4.6 对振动切削机理的深入研究

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当前和今后一个时期对振动切削机理的研究将主要集中在振动切削状态下工件上多余金属是如何与工件相分离并形成屑的,与传统切削方法有所不同;振动切削中刀具与工件相互作用的力学分析;振动切削机理的微观研究及数学描述;效率更高的试验及实用振动切削系统.

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第一章 螺孔振动攻丝的方案及其运动分析

1.概述

随着市场竞争日趋激烈，机械产品对质量的要求越来越高，相应地对螺纹也提出更高的要求.同时新材料不断涌现，也使传统的螺纹加工方法很难满足要求.这就产生了新型的螺纹加工方法即振动攻丝.

2.振动攻丝的原理及特点

振动攻丝是在普通攻丝的基础上，叠加上一个沿螺旋方向振动的切削方法.它把连续的切削运动变成断续的切削运动，将有限的能量集中为脉冲形式释放出

a.工件不动，丝锥既回转又振动；b.工件回转，丝锥振动； 来，从而改善了攻丝的切削性能.c.工件振动，丝锥回转；d.工件既回转又振动，丝锥不动 按照振动与切削主运动的相对运图1 振动攻丝的4种形式 Fig.1 Four kinds of form of vibration tapping 动形式的不同，振动攻丝可分为

4种形式(图1).

上述4种形式中，a和d只有丝锥或工件运动，因此不存在所谓的振动攻丝临界切削速度（振动攻丝临界切削速度v=2πaf，a—振幅，f—振动频率）问题（隈部淳－郎，1979）.而b和c因丝锥和工件二者均有运动，故存在临界切削速度. 3.方案分析

在上述4种形式中，b、c和d工件都有运动，这就使得整个系统结构庞大，故不宜采用.而对于a只有丝锥运动，因而可通过简单机构予以实现. 3.1 方案的类型

3.1.1 切削主动力源和振源合一 本方案只以1个步进电机为动力源,通过控制微机输出有规律的脉冲序列，经功率驱动后输入电机，使其做进多退少的运动,再通过丝杆—螺母副（下文简称靠模）的作用，将旋转运动变成螺旋运动，并把沿圆周方向振动转化为沿螺旋方向振动，从而实现振动攻丝（姜大志，1998）.此方案以功率步进电机为驱动源，把切削主动力源和振源合为一体，从而使系统结构简单、运动精度高且便于控制.但是其切削功率因受到步进电机最大功率的限制，一般只用作小孔加工. 3.1.2 切削主动力源和振源分离 此方案必须使用2个电机，通常1个为普通电机，另1个为步进电机.二者分别做旋转运动和振动，然后通过一定的机械机构（行星轮机构）进行合成，再经靠模作用，就得到振动攻丝所需的运动(尹韶辉，1992；伍世虔，1989).这一方案将切削主动力源和振源分开,综合利用了普通电机具有较大的功率和

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步进电机易于控制的特点.因此它可用于较大螺孔的振动攻丝场合,但因其使用了中间合成机构，使得系统结构庞大，运动精度降低. 3.2 方案特点

上述2种方案中都有一个共同的特点：为了将圆周方向的振动转换为螺旋方向的振动，使用靠模机构.这就给系统带来了以下3个不良的影响：（1）在攻制不同螺距的螺纹时，必需同时更换丝锥和靠模；（2）由于靠模内螺纹副的相互摩擦，不但消耗系统一部分能量，而且因摩檫发热还会影响系统的工作精度；（3）因增加了这一高精度的靠模机构，使得整个系统的制造成本增加. 3.3 本实验方案的确立

由分析可知在上述两方案中使用靠模，其作用有：（1）转换振动方向；（2）在攻丝开始时给丝锥施加一定的预压力以便导入.而实际上，当丝锥的切削部分切入工件后，工件内就有部分螺纹形成.那么这一刚形成的具有未成型牙或成型牙的内螺纹与丝锥的后半部分相互作用，就相当于上述两方案中靠模内的丝杆与螺母.因而可得到这样的结论：省掉攻丝靠模，让丝锥自导，同样也可以满足转换振动方向的要求.但是这一系统在丝锥切入的初期，外界必须施加以一定的预压力，以便丝锥导入（本设计采用手工预压的方法）.

基于上面分析，考虑到本设计的实际情况(攻制M16螺纹),我们研制出了一种新型的振动攻丝实验系统,其特征是振动源和主切削运动均有一个步进电机直接驱动机床主轴完成,主轴系统由扭转传动机构、周向间隙消除机构和主轴的支撑机构等组成.采用一种内凸轮齿轮式主轴激振器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。

图3 步进电机的运动模型

Fig.3 Movement model of stepping motor 4 振动攻丝运动分析

为了满足振动攻丝要求，步进电机必须做进多退少的运动，现将运动沿圆周方向展开，就可得如图3的运动模型.

假设以O点为零点开始启动电机，电机从O点正转前进mq步(时间为T1)到达A点，然后反转后退mn步(时间为T2) 到达B点；又由B点再正转mq步到达C点，如此循环下去，直到加工完毕.

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现以丝锥中径上的某一点进行运动分析，假设振动攻丝周期为T（T=T1+T2），则在一个周期内该点的位移x(t)为：

..

式中：k=θbmpdo/2；θb—步进电机步距角；mp—步进电机脉冲频率；do—丝锥中径.

其波形图如图4.

将上述周期性振动，利用傅立叶级数展开可得x(t)的频谱为： x(t)=(k/2T)(2T21-T2)+2k/w ［2cos(nwT1/2-arctg1/nπ).sin nw(t-T1/2)-tc/T.sin nw(tc-T1)］

由x(t)的频谱可知，施加给丝锥的外激励x(t)，它具有直流分量和交流分量两部分.其直流分量相当于给丝锥提供匀速运动的量，显然它直接影响振动攻丝生产率.而其交流分量则是由一系列简谐振动的合成.根据简谐振动合成的周期性条件（屈维德,1992） 其结果仍然保持周期性.通过上面的频谱分析，可知丝锥进多退少的运动是由匀速旋转运动和有规律振动的叠加.这就从理论上证明了“进多退少”这一种运动方式，能够满足振动攻丝的要求.因此，只要通过合理地选择振动攻丝的工艺参数，就可以获得最佳振动攻丝效果.

由上述分析可知x(t)的直流分量，直接影响振动攻丝的生产率，所以为了使振动攻丝具有一定的生产实际意义，则就要求其直流分量(k/2T)(2T21-T2)≥0

图4 步进电机波形图 即可得： Fig.4 Wave shape of stepping motor ..2

kT/2(2(T1/T)-1)≥0 ∵k.T/2＞0

∴2(T1/T)2-1≥0 即可得：T1/T≥0.71

又因为振动攻丝有效切削时间tc=T1-(T-T1) ∴ 就有tc/T＞0.42 由上面分析可知，当且仅当tc/T＞0.42时，其直流分量才大于零.因此振动攻丝实验在选取工艺参数时，必须要使相对净切削时间比大于0.42才具有实际生产意义.

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第二章 内凸轮齿轮组合机构的原理与尺度综合

图1所示为内凸轮齿轮组合机构简图,该机构主要由内凸轮1,凸轮摆杆3,系杆4和太阳轮5等组成。其内凸轮的廓形具有多峰谷和中心对称的特点；两个对称布置的凸轮摆杆3能够使机构实现功率分流传递；同一凸轮摆杆3上的两个凸轮滚子2同时与内凸轮1接触形成几何封闭，以满足凸轮摆杆3正反向驱

动的要求。当分别给内凸轮1和系杆4输入匀速运动?1、?H时，组合机构的输出运动规律为匀速转动与周向摆振的复合运动。

1 传动原理分析

1.1 自由度

图2为内凸轮齿轮组合机构的传动原理图。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：

F＝3n－2pL－pH＝3 x 4- 2 x 4- 2= 2 (1) 可见该内凸轮齿轮组合机构为两自由度机构 1.2主从动构件分析

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

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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。本文以第一个方案为例分析。 1.3传动原理

设内凸轮1和系杆4为主动件，并分别输入一个匀速转动?1、?H，此时凸轮摆杆3在绕G点摆振的同时还绕O点作公转运动。因此，该内凸轮—齿轮组合机构具有NGW周转轮系的特性。为了便于分析，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?1H可以表示为：

?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，则凸轮摆杆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：

zcHHH?i???i13(ti)??1H （4） ?5H=?1H?i13(ti)35(zi)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。

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图3 传 动 路 线 图

2凸轮机构综合

2.1 凸轮平衡圆半径与构件长度的关系

如图（4）所示

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定义：以凸轮转动中心O 为圆心，以ra?rb?h为半径的圆为凸轮的平衡圆。

设凸轮摆杆3的半臂长度为LBG、LB?G（LBG＝LB?G），构件角?BGB??2?机架长度为LOG，凸轮摆杆3的角位移振幅为?A。凸轮摆杆3上的两个凸轮滚子

??2?，那么构件长度与凸轮2分布在平衡圆周上时，所形成的圆心角?B0OB018

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平衡圆的关系可描述为：

LBG?LB?G?B0C/sin??rasin?/sin?

LOG?OC?CG?OC?B0C/tan??ra(cos??sin?/tan?)（7）

由图（b）易得凸轮的极半径差：

221 （ra?h)2?lOG?lBG?2lOG?lBG?cos(???A) ○

222 (ra?h)2?lOG?lBG?2lOG?lBG?cos(???A) ○

1－○2得 由○

lOG?lBG2sin2? 2h=?2sin?sin?A?ra?[sin(2?)?]?sin?A

ratan?2.2凸轮峰谷数N的确定

由于内凸轮廓线具有轴对称和中心对称的要求，故峰（谷）数N必为偶数。又由于内凸轮廓线与摆杆4及其上安装的两个凸轮滚子具有几何封闭的要求，所以在凸轮理论廓线上BB?之间的峰（谷）数只能为n?0.5（n?0、1、2、3 ? ）。考虑到机构的整体布局，设平衡圆上BB?曲线弧所对的圆心角为四分之一圆周角即90?，则内凸轮廓线的峰（谷）数N可表示为：

N?4n?2 n?0、1、2、3 ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? （8）

2.3凸轮廓线设计

由图4知，B点和B′点的坐标可分别表示为： xB?DC?EC?LOC?cos(?)?LBC?cos(?0????)?? ? ? ? ?

yB?OD?EB?LOC?sin(?)?LBC?sin(?0????)?（9a）

'xB'?DC?CF?LOC?cos(?)?LB'C?cos(?0????)??? ? ? ? ? ?''yB'?OD?BF?LOC?sin(?)?LB'C?sin(?0????)??（10a）

将式（1）分别代入上式，并令LOC?LBC?LB'C?L，则有：

xB?L?cos(?)?sin(???)??? ? ? ? ? ? ? ?? ?? ?? ?

yB?L?sin(?)?cos(???)??（9b）

xB'?L?cos(?)?sin(???)???? ? ? ? ? ?? ?? ?? ?? ?

yB'?L?sin(?)?cos(???)???（10b）

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写成极坐标表达式，并将式（7）代入后得：

rHrB?asin2(???)?sin2??2sin?sin(???)?cos(???3sin?tan?B?sin(???)?sin??sin??sin(???3??)sin(???)?cos??sin??cos(???3??)HH?)??? ? ? ???（9）

rB??raHsin2(???)?sin2??2sin?sin(???)?cos(???3sin?sin(???)?sin?－sin??sin(???3??)sin(???)?cos??sin??cos(???3??)HHtan?B???)???? ? ? ????（10）

HH

式中：?＝?3 。?为参变量， 其取值范围为`0～2?；?3为凸轮摆杆3的摆动角位移。

公式（9）和公式（10）分别为凸轮滚子B和B'的理论廓线方程。可以证明：当?(?)为光滑（高阶）可导的周期函数，且在?的取值区间?0,2??内为整周期时，公式（9）和公式（10）所表示的内凸轮理论廓线必为光滑的封闭曲线。

进一步分析表明：当?A?3?~5?时，式（9）中的?B近似等于???、式（10）中的?B?近似等于????，那么用下式作为B点和B′点的共用理论廓线方程其误差很小。

ra?r??Sin2(???)?Sin2??2?Sin??Sin(???)?Cos(???(?))?Sin(?)?

?????0~2?? 2.4 确定齿轮齿数

与NGW周转轮系相类似，齿轮齿数Zi，ZH应满足同心条件、安装条件和邻接条件。推荐凸轮摆杆3与其上的扇形齿轮按图5 所示确定相位关系。

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图 5 凸轮摆杆的结构

1 同心条件 ○

为了保证齿轮副正确啮合，齿轮副中心距应等于凸轮副机架长度，即：

Z?ZH（y?c)m?LOG

2式中： y―齿轮副中心距变动系数 m－齿轮模数

2 安装条件 ○

为了保证凸轮摆杆3均匀地安装在太阳轮周围，太阳轮的齿数ZH应等于其周围安装的凸轮摆杆3个数的倍数。

?2k2个凸轮摆杆 zH??

3k3个凸轮摆杆?3 邻接条件 ○

确定凸轮摆杆3的个数时，应保证相邻两个凸轮摆杆3上安装的凸轮滚子2之间不碰撞。

3.小结：

上述介绍了内凸轮齿轮组合机构的原理，建立了内凸轮平衡圆的概念，给出了内凸轮齿轮组合机构的尺度综合方法。该组合机构在周向振动孔加工设备、振动压力加工设备等方面有着广泛的应用前景。应用该方法所综合的内凸轮齿轮组合机构具有如 下特点：

(1)内凸轮1与凸轮摆杆3上对称安装的两个凸轮滚子2同时接触，形成几何封闭

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(2)多个凸轮摆杆3均布在太阳轮5的周围，实现功率分流传递。 (3)当凸轮摆杆3的个数等于2时，内凸轮的峰谷数N的取值序列为：2、6、10、14、?; 当凸轮摆杆3的个数等于3时，内凸轮的峰谷数N的取值序列为：3、9、15、?。

(4)机构能实现的输出运动规律是匀速转动与周向摆振的复合运动,摆振运

1光滑可导和周期性,○2摆振圆频率与内凸轮1相对动规律函数具有两个特点:○

于系杆4的转动角速度之比值等于凸轮的峰谷数.

(5)内凸轮齿轮组合机构中凸轮副的压力角小,机构动力传递性好. (6)内凸轮廓线光滑连续且具周行性,理论廓线方程通式以显函数的形式给出,易于数控加工编程.

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第三章 内凸轮廓形的设计与计算

1 主轴回转振动规律n?n?nsin(at) ，名义转速（匀速分量）原始数据：○0An0?45?500rpm 无级可调

最大摆振角度 3.6?

2 主要技术参数：最大攻丝直径：M16;主轴行程：120mm ○

振动频率 150-300Hz 可调 初选数据：

取凸轮的理想基圆半径 ra=50mm 滚子半径 R0＝10mm 齿轮模数 m＝2 ，初定Z1＝18 Z2＝26 两对称滚子的夹角 2?=90? 即 ?＝45? 凸轮的转动角速度 ?＝100?(rad/s) 摆杆的运动规律为?3??3A?cos(??t)??1.8??HHZ225cos(?)??1.8???cos(?) Z125?＝0-?3 ， f=50Hz

1. 确定机架与摆杆的尺寸

22 LOC＝LBC=LB?C＝L=x50?36mm ra＝

22a600?由 ?＝6 知 ，当 凸轮转动一周时，摆杆4振动6个整周期，其与

?100?公式给出峰（谷）数序列中的6相等。故将

Z25?3H??3AH?sin(??t)??1.8??2??1.8??

Z125rB?raHsi2n(???)?si2n??2si?nsi?n?(?)?co?s?(?3si?nsi?n?(?)?si?n?si?n?sin??(?3??)si?n?(?)?co?s?si?n?co?s?(?3??)HH代人公式

ta?nB??)??? ???(1)

经多次画图分析，初选取?＝66? 代入（1）式得

?502622sin(45?66)?sin45?2sin45sin(45?66)?cos(66??cos6(?)??18sin66??????0??3? (2) rB?23

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2ra 2LBC＝LOC＝

2ra?LBC?ctg? 222 ＝ra?(1?ctg?)＝?50?(1?ctg66?)＝51.089 mm

22画图分析，LOG＝51.089 mm 出现干涉，干渉量0.1443mm LOG?LOC?LCG?所以取 LOG＝50mm

2.内凸轮廓线方程的设计计算

把LOG＝50mm 代人上式LOG?LOC?LCG?LOG?2ra?LBC?ctg?中，反推得 222ra50??5022ctg????0.4142 LBC2?502 ?＝67.5?

齿轮的中心距：a=LOG=50mm

m(Z1?Z2) 2 Z1?Z2=50mm

经图形分析，由公式（2）的结果数值画出的图形出现干涉，说明以上初选的齿轮齿数

不当，重新选取齿轮齿数 取

Z1＝25mm Z2＝25mm

把?＝45? ?＝67.5? Z1＝25mm Z2＝25mm

Z25?3H??3AH?cos(??t)??1.8??2cos(?)??1.8???cos(?)Z125

a=

3 代人公式（1）得：

rHrB?asin2(???)?sin2??2sin??sin(???)?cos(???3)

sin? ＝

??0??24

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5025sin2(45?67.5)?sin245?2sin45sin(45?67.5)?cos(67.5?1.8??cos(6?)sin67.525

?＝54.12421.3535?1.3063?cos(67.5?1.8?cos(6?) ?＝0- 3)

3

Hsin(???)?sin??sin??sin(???3??) tan?B?Hsin(???)?cos??sin??cos(???3??)25sin(45?67.5)?sin??sin45?sin(67.5?1.8??cos???)25 ?B=tg?1 （4） 25sin(45?67.5)?cos??sin45cos(67.5?1.8??cos???)25

0.9239?sin??0.707?sin(67.5?1.8?cos???) ＝tg?1

0.9293?cos??0.707?cos(67.5?1.8?cos???)

公式（3），（4）为凸轮滚子中心 B 点的理论廓线方程 3．内凸轮廓线的绘制

根据B 点的轨迹方程 用CAXA绘图软件画出内凸轮的理论轮廓线如下图（a）所示：

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（a）

理论廓线偏离一个滚子半径 即得内凸轮的实际轮廓廓线如下图（b）：

（b）

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第四章 齿轮及其连杆的相关设计与计算

1．齿轮的相关计算

齿轮为标准齿轮

压力角 ?＝20? 模数 m＝2

齿数 Z1＝25mm Z2＝25mm

分度圆直径：d1?d2?m?Z1?2?25?50mm 基圆直径 ： db1?db2?d1?cos??50?cos20??47mm 齿根圆直径： df1?df2?m(Z1?2.5)?2?(25?2.5)?45mm

齿轮安装在内凸轮里面故其机构尺寸受内凸轮廓线的限制，故其尺寸不宜过大，在本设计中齿轮1安装在花键套上与花键套制造连为一体，齿轮2制造在摆杆上，两齿轮的啮合是在一定角度范围内摆动啮合，故齿数过多话不但不起作用而且使机构笨重还增加加工的难度，既浪费时间又耗费金钱。经图形分析，花键套上对称分布6个齿一边3个，连杆上做2个齿，根本上述齿轮的参数 画出齿轮的齿形，如下图（a）所示：

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（a）

2．在图（a）中根据结构分析确定：

销子的直径 d＝12 mm

连杆的最小轮廓宽度 L＝10 mm 连杆上安装的滚子直径 d＝20mm 3．花键的选择

据分析选用花键的尺寸为N?d?D?B＝6?21?28?6 根据花键的尺寸确定与其相配合的轴承：

轴承型号为 7000108 ,d?D?B?40?68?9 如下图（b）所示

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第五章 机械式周向振动主轴激振器的原理与结构

1 概述

周向振动切削加工理论应用于孔类表面加工时，实现?=?0+?ASin(at)的主轴运动规律是周向振动孔加工设备设计的技术关键。国内外许多研究者在周向振动孔加工设备（或装置）研究方面做了大量的工作。现有研究成果

?=?0+?ASin(at)切削运动规律的基本思路是：在机床主轴与工件之间实现匀

速运动分量?0与振动运动分量?ASin(at)的合成。其实现方法有两种：第一种方法是给钻床主轴施加一个匀速运动分量?0，在钻床工作台上安装一个主轴激振器，带动工件实现周向振动运动分量?ASin(at)。第二种方法是在车床类设备上进行孔加工，让工件随车床主轴一起旋转实现匀速运动分量?0，在车床尾座（或刀架）上安装一个激振器，带动刀具实现振动分量?ASin(at)。第一种方法由于工件随激振器一起振动，因而振动质量系的转动惯量和惯性力矩均较大，故振动频率不会太高（≤100H?1?Z）。第二种方法是基于车床实现的，故其仅适宜于回转体类工件上的孔加工。本文介绍的专利技术周向振动钻床主轴激振器能够使钻床主轴实现?=?0+?ASin(at)合成运动规律输出，解决了周向振动钻床主轴激振器设计的技术关键，为周向振动切削加工理论应用于孔类表面加工提供了设备技术保证。 2 传动原理分析

周向振动钻床主轴激振器的传动原理如图1所示。其传动机构是由滚子摆杆从动件内凸轮机构与平面四杆机构构成的一个内凸轮连杆组合机构。该平面机构的活动构件数n?5，低副数PL?6，高副数Ph?1，故其自由度F为[2]

F?3n?2PL?Ph?2 ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ⑴ 可见，该凸轮连杆组合机构为两自由度机构。 分别取内凸轮1和系杆5为主动构件，并给其输入匀速转动?1、?H。由于摆杆4与系杆5铰接,当凸轮1的转动速度

?1=0，系杆5以角速度?H匀速转动时，

摆杆4除了绕C点摆动以外，同时还绕O点公转。因此，该凸轮连杆组合机构具

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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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第七章 同步带的设计与计算

1．电动机的选择

选用YS9042 型号的电机，其规格参数如下： N=1440R.P.M P=1500W U=220/380V I=6.33/3.65A f=50HZ IP44 2.同步带的设计与计算

电机的额定功率P=1.5KW ,额定转速 n1＝1440 r/min ,传动比 i=3 轴向间距约为 150mm ,每天一班制工作（按8h 计）

1设计功率 ○

pd＝KA?P＝1.4?1.5=2.1KW

KA:同步带传动的工况系数，每天工作小时数h?10，载荷变化小 取KA＝1.4

2选定带型、节距 ○

查手册，选H型带 ，节距 pB＝12.7mm ,齿形角 2??=40?,齿根厚s=6.12mm, 齿高 hl＝2.29mm , 带高 hs＝4.3mm ，齿根圆角半径rr＝1.02 , 齿顶圆角半径ra＝0.51

3小带轮齿数 ○

Z1?Zmin＝18 取 Z1＝20

4小带轮节圆直径 ○

d1?Z1?pb??20?12.7??80.85 mm

由表查得其外径 da1＝79.48mm

5大带轮齿数 Z?iZ?3?20?60 ○216大带轮节圆直径 ○

d2?Z2?pb??60?12.7??242.55 mm

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查表得其外径 da2＝241.18mm

○

7带速v V＝?d1n160?1000＝6.01m/s

○8初定轴间距a0 0.7(d1?d2)?a0?2(d1?d2) 取a0＝150mm

○

9带长 ?(d2 La2?d1)0?20?2(d1?d2)?4a

0 ＝851.5mm

查表应选用带长代号为 330H同步带，其节线长节线上的齿数 Z=66

○

10实际轴间距a a?aLp?L0838.20?851.50?2?150?2?143.35mm 取a＝150mm

○11小带轮啮合齿数 Zm Z[Z1pZm?ent2?b12?2a(Z2?Z1)]

=6

○12基本额定功率 P0 P(Ta?mv2)v0?1000

由表查得 Ta＝2100N m＝0.448kg/m

p(2100?0.448?6.012)?6.010?1000?12.52 kw

○

13所需带宽 bs?bs01.14pdk 2p0查表得，H型带 bs0=76.2mm

Zm=6 Kz=1

37 Lp＝838.20mm

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bs?76.21.142.1=15.9 mm 12.52

查表知 应取代号为075的H型带，其bs=19.1mm

15本设计中传动选用的同步带为 330H075 双边挡圈 ○

单边挡圈 bf＝20.3 双边挡圈

bf?22.6 38

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第八章 结 论

内凸轮齿轮式低频振动挤压攻丝机主要是用于难加工材料小深孔内螺纹的加工.采用振动挤压攻丝主要有以下优点:

采用振动挤压攻丝攻制内螺纹时与普通攻丝相比,有明显的工艺效果:1.促进切屑顺利排出

采用振动攻丝,可以较好地解决普通攻丝时切屑难折断、切屑易划伤零件等问题.尤其在难加工材料上攻丝效果更为明显. 2.切削力、切削扭矩小

振动攻丝时,切削速度的大小和方向产生周期性变化、刀具在每一个振动周期内切削时间短、实际切削速度高,切屑变形小,同时也使磨擦系数大大降低.因此使得切削时切削力降低、切削扭矩降低. 3.延长丝锥寿命

振动攻丝时,作用在零件上的是脉冲切削力.切削温度低,冷却充分、在丝锥切削刃上可以消除传统攻丝容易产生的积屑瘤、热磨损等现象,从而延长丝锥的寿命 4.提高加工精度

由于振动攻丝切削扭矩小,排屑流畅、丝锥前刀面和切削刃上没有粘结任何杂物,切削刃轮廓清晰,所以加工出的螺纹齿形误差小.外观整齐规则.同时由于振动攻丝的切削温度低,零件组织的残余应力也小,从而螺纹的表面质量和综合精度高.

总之,采用振动攻丝可以实现高精度、低粗糙度、高表面质量和高效率的内螺纹加工,延长丝锥的使用寿命,尤其在难加工材料上其效果更为明显.因此,我们有理由相信,随着科学技术的不断发展,人们对机械零件的精度要求越来越高,新材料的不断涌现,振动攻丝将会有更加广泛的应用。

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主要参考文献

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