CN102674043A - 一种变速输纸机构及其固定槽凸轮板 - Google Patents

Abstract

本发明公开了一种变速输纸机构及其固定槽凸轮板，包括动力输入轴、行星摆臂、行星齿轮摆臂、第一中间轴、凸轮滚子、第一传动齿轮、固定槽凸轮板和输纸线带辊；所述的行星摆臂固定于动力输入轴，并且所述的行星摆臂的左端部与所述行星齿轮摆臂铰接；所述的行星齿轮摆臂右端通过与固定于第一中间轴上的所述第一传动齿轮啮合，所述的行星齿轮摆臂左端和所述的凸轮滚子啮合在所述的固定槽凸轮板的凸轮槽中；所述第一中间轴固定于所述的固定槽凸轮板，所述第一中间轴带动所述的输纸线带辊转动。本发明能够实现变速输纸的目的同时可以实现纸张在运动周期内具有等速运行段以提高接纸辊和递纸吸嘴机构交接时的走纸稳定性，并且机械结构简单。

Description

一种变速输纸机构及其固定槽凸轮板

技术领域

本发明涉及印刷领域，特别是指一种变速输纸机构及其固定槽凸轮板。

背景技术

随着单张纸印刷机的速度的不断提高，给纸机的纸张在输纸板台上的输送速度也不断提高。每张纸在进入印刷单元前都必须由前规和侧规进行准确定位以保证套印准确，纸张前边缘需要在运动中直接靠在静止的前规定位板上以完成印张的周向定位。因此，当纸张的输送速度过高时，极易造成纸张与前规定位板进行接触定位时出现纸边卷曲、纸张回弹等故障，影响印刷的正常进行。为了解决这个问题，现代的高速单张纸印刷机普遍采用变速输纸机构，使得纸张在每个工作周期的时间内仍然走过一个输纸步距的距离，即平均速度不变，但在该周期内的运行速度是非恒定的。这样，纸张在远离前规定位板时以高速运行，而即将碰到前规定位板时改为低速运行，由于在整个周期内的平均速度不变，使得输纸速度即能符合高速印刷的要求，又能够防止纸张在定位时出现故障。目前，现代高速印刷机采用的变速输纸机构主要包括：转动导杆变速输纸机构、非圆齿轮变速输纸机构、齿轮连杆组合变速输纸机构及凸轮连杆齿轮组合变速输纸机构。

近几年来，又对传统非圆齿轮变速输纸机构进行了改进，设计了两种阻尼和补偿机构以克服其高速运转时的振动，提高了输纸的稳定性。如图1所示，是对齿轮连杆变速输纸机构进行了分析和研究，给出了的基于矩阵法的运动分析模型，并结合输纸工艺建立了变速输纸机构设计优化设计模型并及计算实例。

尽管前面介绍的几种变速输纸机构在近年来均有实际应用和一些结构上的改进，但它们仍有不足的地方。变速输纸机构必须配有补偿机构来进行减振从而造成机构比较复杂，变速输纸机构均不能实现纸张在运动周期内具有等速运行段以提高接纸辊和递纸吸嘴机构交接时的走纸稳定性。

发明内容

有鉴于此，本发明的目的在于提出一种变速输纸机构及其固定槽凸轮板，能够实现变速输纸的目的同时可以实现纸张在运动周期内具有等速运行段以提高接纸辊和递纸吸嘴机构交接时的走纸稳定性，并且机械结构简单。

基于上述目的本发明提供的变速输纸机构，包括动力输入轴、行星摆臂、行星齿轮摆臂、第一中间轴、凸轮滚子、第一传动齿轮、固定槽凸轮板和输纸线带辊；

所述的行星摆臂固定于动力输入轴，并且所述的行星摆臂的左端部与所述行星齿轮摆臂铰接；所述的行星齿轮摆臂右端通过与固定于所述的第一中间轴上的所述第一传动齿轮啮合，所述的行星齿轮摆臂左端和所述的凸轮滚子啮合在所述的固定槽凸轮板的凸轮槽中；所述第一中间轴固定于所述的固定槽凸轮板，所述第一中间轴带动所述的输纸线带辊转动。

可选的，所述的行星摆臂左端部通过销轴与所述行星齿轮摆臂相接。

可选的，所述的行星齿轮摆臂左端通过销轴和所述的凸轮滚子啮合在所述的固定槽凸轮板的凸轮槽中。

可选的，所述的固定槽凸轮板通过双头螺柱固定于墙板。

可选的，所述的动力输入轴轴向固定于墙板。

可选的，所述的输纸线带辊轴向固定于墙板。

可选的，所述变速输纸机构包括第二中间轴，所述第一中间轴与所述第二中间轴通过两个传动齿轮的啮合相连，同时所述第二中间轴与所述输纸线带辊通过两个传动齿轮的啮合相连。

可选的，所述的第二中间轴轴向固定于所述的固定槽凸轮板上。

可选的，所述的第二中间轴底端轴向固定于墙板。

可选的，所述的行星摆臂包括与行星摆臂加工为一体的配重块。

基于上述目的，本发明还提供了基于变速输纸机构的固定槽凸轮板，包括固定槽，所述固定槽的凸轮廓线是基于上述的变速输纸机构，根据第一传动齿轮的变速转动曲线，采用基于共轭曲面原理的方法得到。

可选的，所述的第一传动齿轮的变速转动曲线是采用了B样条曲线得到。

可选的，所述固定槽的凸轮廓线的实际内廓线为

$\left\{\begin{array}{c}{x}_2=R_f\cos (u+{\mathrm{\β}}_1+\mathrm{\θ})-L_r\sin ({\mathrm{\β}}_1+\mathrm{\θ})+a\cos \mathrm{\θ}\\ y_2=R_f\sin (u+{\mathrm{\β}}_1+\mathrm{\θ})+L_r\cos ({\mathrm{\β}}_1+\mathrm{\θ})+a\sin \mathrm{\θ}\end{array}\right.$

其中，R_f为凸轮滚子半径，β₁为行星齿轮摆臂的角位移，L_r为行星凸轮摆臂的长度，a为行星摆臂的长度，θ为行星摆臂转动的角度；

其中，η为行星齿轮绕其中心转过的角度。

可选的，所述固定槽的凸轮廓线的实际外廓线是与实际内廓线距离为2R_f的等距曲线。

从上面所述可以看出，本发明提供的一种变速输纸机构及其固定槽凸轮板，采用凸轮控制的行星轮系机构实现输纸线带辊的周期性变速转动，从而实现变速输纸的目的。通过合理的设计凸轮的廓线可以在实现变速输纸机构的变速功能的前提下，使得纸张在一个周期时间内的某些时段内保持等速运动，从而提高张纸交接的稳定性。

附图说明

图1为现有技术齿轮连杆组合变速输纸机构运动分析模型示意图；

图2为本发明实施例变速输纸机构装配示意图；

图3为本发明实施例变速输纸机构变速运动原理示意图；

图4为本发明实施例变速输纸机构变速运动分析示意图；

图5为本发明实施例基于变速输纸机构的固定槽凸轮廓线设计方法流程示意图；

图6为本发明实施例第一传动齿轮的变速转动曲线示意图；

图7为本发明实施例凸轮从动件的速度规律曲线示意图；

图8为本发明实施例凸轮从动件的位移曲线示意图；

图9为本发明实施例第一传动齿轮的角位移曲线示意图；

图10为本发明实施例基于反转法原理的转化机构示意图；

图11为本发明实施例变速输纸机的固定槽凸轮的轮廓曲线示意图；

图12为本发明实施例变速输纸机构的二维运动仿真抓图。

具体实施方式

为使本发明的目的、技术方案和优点更加清楚明白，以下结合具体实施例，并参照附图，对本发明进一步详细说明。

参阅图2所示，为本发明实施例变速输纸机构装配示意图，所述的变速输纸机构包括动力输入轴1、行星摆臂4、行星齿轮摆臂6、第一中间轴10、凸轮滚子7、第一传动齿轮9、固定槽凸轮板13和输纸线带辊26。

本发明实施例中，所述的行星摆臂4固定于动力输入轴1，并且所述的行星摆臂4的左端部与所述行星齿轮摆臂6铰接；所述的行星齿轮摆臂6右端通过与固定于所述的第一中间轴10上的所述第一传动齿轮9啮合，所述的行星齿轮摆臂6左端和所述的凸轮滚子7啮合在所述的固定槽凸轮板13的凸轮槽中；所述的第一中间轴10固定于所述的固定槽凸轮板13上，所述第一中间轴10带动所述的输纸线带辊26转动。

所述的变速输纸机构还包括大销轴5和小销轴，所述的行星摆臂4的左端部通过大销轴5与所述行星齿轮摆臂6相接，所述的行星齿轮摆臂6左端通过小销轴和所述的凸轮滚子7啮合在所述的固定槽凸轮板13的凸轮槽中。

所述的变速输纸机构在工作时，行星摆臂4随着动力输入轴1一起匀速转动，进而带动行星齿轮摆臂6摆动；由于所述的行星齿轮摆臂6左端通过小销轴和所述的凸轮滚子7啮合在所述的固定槽凸轮板13的凸轮槽中，所以行星齿轮摆臂6还受到了固定槽凸轮板13的控制，最终通过所述的行星齿轮摆臂6右端啮合的第一传动齿轮9带动第一中间轴10变速转动；所述第一中间轴10带动输纸线带辊26变速转动。

其中，所述的第一中间轴10轴向固定于所述的固定槽凸轮板13上，采用的安装方式是：所述的固定槽凸轮板13上加工有孔，其内部有两个相同的滚动轴承18，并且上部有两个相同的轴承端盖17；所述的滚动轴承18下面靠第一中间轴10上的轴肩定位，所述的滚动轴承18上面则由轴承端盖17顶住；所述的两个相同的轴承端盖17分别设置有连接螺钉16，连接螺钉16嵌入所述的固定槽凸轮板13。较佳的，所述的第一中间轴10与相固定的所述固定槽凸轮板13之间装有轴套2，主要是为了减少构件的损耗。

较佳的，所述的变速输纸机构包括第一连接双头螺柱8和第二连接双头螺柱21，所述的固定槽凸轮板13通过分别设置在其左右两边的第一连接双头螺柱8和第二连接双头螺柱21固定于墙板22上。

其中，通过滚动轴承、轴承端盖和连接螺钉将所述的动力输入轴1轴向固定于墙板22上。所述的输纸线带辊26利用轴承端盖23、连接螺钉24和滚动轴承25轴向固定于墙板22上。

还需要指出的是，所述的变速输纸机构还包括第二中间轴15，所述的第二中间轴15设置有第三传动齿轮14，所述的第三传动齿轮14与设置在所述第一中间轴10上的第二传动齿轮12相啮合。所述的第二中间轴15采用同所述第一中间轴10一样的安装手段轴向固定于所述的固定槽凸轮板13上。

所述的第二中间轴15还设置有第四传动齿轮19，所述的第四传动齿轮19与第五传动齿轮20相啮合，所述的第五传动齿轮20安装在所述的输纸线带辊26上。较佳的，第二中间轴15底端轴向固定于墙板22上。

由此可以看出，所述的第一中间轴10通过第二传动齿轮12、第三传动齿轮14的啮合带动所述的第二中间轴15变速转动；接着，再通过第四传动齿轮19、第五传动齿轮20的啮合作用使得所述的输纸线带辊26做变速转动输出。

值得注意的是，行星摆臂4在其结构设计时考虑到了动平衡要求，设置有配重块，所述的配重块可以单独固定在行星摆臂4上，也可以与行星摆臂4加工为一体的结构，在本实施例中，采用的是后者。

参阅图3所示，为本发明实施例变速输纸机构变速运动原理示意图，其中行星摆臂4为图3中的原动件，设其输入角速度为ω，由于行星齿轮摆臂6、凸轮滚子7及固定槽凸轮板13的共同作用将使第一传动齿轮9做周期性变速转动，设第一传动齿轮9输出角速度为ω_s。分别与输纸线带辊26和第一传动齿轮9同轴的链轮具有相同的直径，同时通过链条连接，当所述的第一传动齿轮9变速转动时，将使得输纸线带辊26也做变速转动，从而使得纸张在输送时具有周期性变化的输纸速度，用V_f表示。

值得注意的是，在图3中通过链传动带动输纸线带辊26变速转动的，在本实施例中，优选的采用齿轮传动。使用齿轮传动可以提高传动的平稳性，适合于高速运动的需求。

参阅图4所示，为本发明实施例变速输纸机构变速运动分析示意图，其中O_s,O_p,O_f分别为第一传动齿轮9、行星齿轮和凸轮滚子7的中心；Z_s和Z_p分别为第一传动齿轮9和行星齿轮的齿数，模数为m；第一传动齿轮9和行星齿轮的中心距离即为行星摆臂4，其长度为a＝0.5(Z_s+Z_p)；行星齿轮和凸轮滚子7的中心距离为行星凸轮摆臂6，其长度为L_r。

设第一传动齿轮9中心O_s和凸轮滚子7中心O_f间的连心线为r，则根据余弦定理，必有：

$r^2=a^2+L_r^2-{2\mathrm{aL}}_r\cos \mathrm{\δ}---\left(1\right)$

其中，δ—连心线O_fO_p与连心线O_sO_p间的夹角。

显然，在整个转动周期中，r的长度是不断变化的，而行星摆臂4和行星凸轮摆臂6的长度保持不变。为保证机构运动的确定性，必须保证L_r+a>r在整个回转周期中都是成立的。

由此可看出，设在初始位置E时，第一传动齿轮9与行星齿轮的啮合点P位于X轴上，则当行星摆臂4逆时针转过θ角以后凸轮滚子7将转到F位置。考虑到机构中各构件间运动是线性的，可根据运动叠加原理将机构的运动进行分解，并假设它们是先后运动的。具体叙述如下：首先，假设第一传动齿轮9和行星齿轮均固定在行星摆臂4上，并且临时去除固定凸轮施加给行星齿轮的约束，则当行星摆臂4转过θ角以后，第一传动齿轮9和行星齿轮也会随其转到F’位置。其次，设行星摆臂4在当前位置固定不动，第一传动齿轮9和行星齿轮均可以绕各自的中心自由转动，由于固定槽凸轮板13对行星凸轮摆臂6的约束作用，会迫使行星齿轮绕其现在的中心O_p转过角度η(顺时针摆动时为负值)，从而使得凸轮滚子由位置F’移动到其实际位置F。同时，由于行星齿轮和第一传动齿轮9的啮合作用，将使第一传动齿轮9绕其中心O_s转过角度ξ，并且在E位置重合于P的第一传动齿轮9和行星齿轮上的点将分别转到P_s和P_p。

根据前面的分析和叙述可知，当行星摆臂4转过θ角以后，第一传动齿轮9和行星齿轮的实际位移分别为：

θ_p＝θ+η          （2）

θ_s=θ+ξ

其中  θ_P—行星齿轮的角位移；

      θ_s—第一传动齿轮9的角位移；

根据外啮合齿轮的传动关系，必有

$\mathrm{\ξ}=-\frac{z_p}{z_s}\mathrm{\η}---\left(3\right)$

将式（3）代入式（2）中并整理，可得

${\mathrm{\θ}}_s=\mathrm{\θ}-\frac{z_p}{z_s}\mathrm{\η}---\left(4\right)$

将式（4）分别对时间求一次、二次导数可得

${\mathrm{\ω}}_s=\mathrm{\ω}(1-\frac{z_p}{z_s}\·\frac{\mathrm{d\η}}{\mathrm{d\θ}})$

                    （5）

${\mathrm{\ϵ}}_s=-{\mathrm{\ω}}^2\frac{z_p}{z_s}\·\frac{d^2\mathrm{\η}}{{\mathrm{d\θ}}^2}$

式中  ω_s—第一传动齿轮9的角速度;

      ε_s—第一传动齿轮9的角加速度；

      ω—行星摆臂4的角速度;

显然，由上述分析可知，角η由机构中的固定槽凸轮板13的轮廓曲线决定。因此，根据需要设计不同的凸轮的廓线可以对第一传动齿轮9的输出运动进行控制。

尤为重要的是，本发明提出了一种基于上述变速输纸机构的固定槽凸轮板，在如图2中所示，所述的固定槽凸轮板13包括固定槽，所述固定槽的凸轮廓线是根据第一传动齿轮9的变速转动曲线，采用基于共轭曲面原理的方法得到。

参阅图5所示，为本发明实施例基于变速输纸机构的固定槽凸轮廓线设计方法流程示意图，包括：

步骤501，根据本发明所述的变速输纸机构做周期性变速转动，计算所述的第一传动齿轮的变速转动曲线，具体实现过程如下：

1）本发明实施例变速输纸机构做周期性变速转动，请参阅图6所示，为本发明实施例第一传动齿轮的变速转动曲线示意图：横轴表示的是凸轮原动件的转角，纵轴表示的是第一传动齿轮9的角速度。

根据公式（5），由于在一个转动周期内，固定槽凸轮板13将控制行星齿轮作往复摆动。因此，第一传动齿轮9在一个周期内的平均角速度为:

${\stackrel{\‾}{\mathrm{\ω}}}_5=\mathrm{\ω}$

由此可知，纸张在每个周期的时间内将向前运动相同的距离，即一个输纸步距。而纸张在周期内的任意时刻的输纸速度为：

$V_f=\frac{s_0}{1000T}\frac{{\mathrm{\ω}}_5}{{\mathrm{\ω}}_1}---\left(6\right)$

其中，s₀—给纸机的输纸步距；

      T—印刷机的印刷周期。

经过上述分析可知，若根据印刷工艺条件确定了输送纸张所需的变速运动的变化规律V_f(θ)，即可推出第一传动齿轮9的运动规律。下面结合具体的实例来进行说明。

假设某单张纸胶印机的印刷速度为18000张/小时，即原动件行星摆臂4的角速度为ω＝10πrad/s，印刷周期为T=0.2s。若其输纸机的输纸步距为205mm，则输纸平均速度为

为了设计方便，特定义减速系数τ，则第一传动齿轮9的角速度的最大值和最小值可以表示为：

ω_5max＝ω(1+τ)

ω_5max＝ω(1-τ)    （7）

减速系数τ的取值取决于具体的工艺条件，一般可取15%～30%。降速系数的取值不宜过大，否则将使最高输纸速度值过大而出现走纸不稳的现象。本例中，取τ＝0.2，则由式（7）及式（6）可知，第一传动齿轮9的角速度的极值和输纸速度的极值分别为

ω_5max=12π rad/s,V_fmax=1.23m/s

                                （8）

ω_5min=8π rad/s,V_fmin=0.82m/s

为了保证输纸和纸张交接的稳定性，设在整个运动周期内，纸张将分别维持最高输纸速度和最低输纸速度运动相同的时间段，即具有时间长度相同的两个等速运行段。通过合理的布置，使得纸张与前规定位板相碰时处于最低的运行速度，而在高速度等速段内完成接纸辊和递纸吸嘴的交接，提高输纸的稳定性。

根据已知条件和数值变速的工艺要求拼接处所需要的第一传动齿轮9的角速度曲线，即第一传动齿轮的变速转动曲线，各段安排如下：

第一段，θ从0°到160°，第一传动齿轮9的角速度从ω_5min变到最大值ω_5max，且当θ=80°时，ω_s=ω=10π rad/s；

第二段，θ从160°到180°，第一传动齿轮9保持ω_5max的速度等速转动；

第三段，θ从180°到340°，第一传动齿轮9的角速度从ω_5max减小到最小值ω_5min，且当θ=260°时，ω_s=ω=10π rad/s；

第四段，θ从340°到360°，第一传动齿轮9保持ω_5min的速度等速转动。

其中，第一段角速度曲线采用B样条曲线，根据已知条件可以给出如下的边界条件

θ=0°时，  ω₅=ω_5min，ε=0，jerk=0；

θ=80°时， ω₅=10πrad/s；

θ=160°时，ω₅=ω_5max，ε=0，jerk=0；

共有7个边界条件，取B样条的阶数为k＝5，则类比B样条曲线求解凸轮曲线的步骤，相关参数可取为：

tau=[0,0,0,80,160,160,160]

m=[0,1,2,0,0,1,2]

                                 (9)

T=[0,40,120,160]

F=[ω_5min,0,0,10π,ω_5max,0,0]

式中，tau—边界条件对应的角度位置；

m—tau中所述各个角度位置的运动约束的类型，0表示位移约束，1表示速度约束，2表示加速度约束，3表示跃度约束；

T—B样条曲线的节点序列，其中首点和末点各重复k次，本例中为k=5次；

F—每一个边界约束对应的约束值。

第二段和第四段为简单的等速转动曲线段，无需设计。第三段曲线仍采用B样条，根据已知条件，其边界条件为

θ=180°时，ω₅=ω_5max，ε=0，jerk=0；

θ=260°时，ω₅=10π rad/s；

θ=340°时，ω₅=ω_5min，ε=0，jerk=0；

仍取B样条曲线的阶数为k=5，则第三段B样条曲线的相关参数设置为

tau=[180,180,180,260,340,340,340]

m=[0,1,2,0,0,1,2]                        （10）

T=[180,220,300,340]

F=[ω_5max,0,0,10π,ω_5min,0,0]

根据式（9）、式（10）中的参数设置调用自动求解程序分别求出各段曲线，经拼接后可得到ω₅的曲线图，即第一传动齿轮9的变速转动曲线。

值得注意的是，为了方便后续的凸轮廓线的设计，图6所示的曲线图是令原拼接曲线图中θ＝260°的位置作为运动的起点而得到的。

步骤502，根据第一传动齿轮的变速转动曲线得出凸轮从动件的速度变化规律曲线

凸轮从动件的速度规律曲线对θ积分，得到凸轮从动件的位移曲线η；第一传动齿轮的变速转动曲线对时间t积分，得到机构中第一传动齿轮9的转角θ₅的变化规律曲线；具体实施过程如下：

1）根据第一传动齿轮9的变速转动曲线，计算得到

的变化规律，即凸轮的从动件运动规律：从步骤501中得到的第一传动齿轮9的变速转动曲线，根据式（5），可计算得到

的变化规律。即可以得到凸轮从动件的速度规律曲线，请参阅图7所示的，为本发明实施例凸轮从动件的速度规律曲线示意图。其中，横轴表示的是凸轮原动件转动的角度，纵轴表示的是凸轮从动件的速度。

2）凸轮从动件的速度规律曲线对θ积分，得到凸轮滚子的角位移，即η的变化规律曲线，请参阅图8所示，为本发明实施例凸轮从动件的位移曲线示意图。其中，横轴为凸轮原动件转动的角度，纵轴为行星齿轮绕其现在的中心O_p转过的角度η。

3）第一传动齿轮的变速转动曲线对时间t积分，可得到机构中第一传动齿轮9的转角θ₅的变化规律曲线，请参阅图9所示，为本发明实施例第一传动齿轮的角位移曲线示意图。

步骤503，根据η和

的变化规律曲线并采用基于共轭曲面原理的计算方法，求得满足变速要求的固定槽凸轮的轮廓曲线，具体实施过程如下：

1）根据η和

的变化规律曲线并采用基于共轭曲面原理的计算方法，可以求得满足变速要求的固定槽凸轮的轮廓曲线。

在本实施例中，为了设计本机构中的固定凸轮，采用反转法原理，即假设给整个机构施加一个公共的-ω，则得到如图10所示的，为本发明实施例基于反转法原理的转化机构示意图。在该转化机构中，行星摆臂4变为固定不动，凸轮将以ω的角速度顺时针转动从而推动行星齿轮摆臂6绕其中心作定轴转动，原行星齿轮和第一传动齿轮9则构成一个普通的定轴轮系。此转化机构中的凸轮廓线设计采用基于共轭曲面理论的设计公式来计算。

首先建立图10所示的坐标系，其中固定坐标系σ和与凸轮固连的动坐标系σ₂的原点O和O₂与第一传动齿轮9的中心O_s重合，与行星齿轮摆臂6固连的动坐标系σ₁的原点则与行星齿轮的中心O_p重合。

转化机构中的凸轮转角θ₂、行星齿轮摆臂6的角位移β₁与图4中所示的原机构中的相关角度具有如下对应关系：

θ₂=-θ

β₁=-(β₁₀+η)

上式中，行星齿轮摆臂6的初始摆角可由下式求得

${\mathrm{\β}}_{10}={\mathrm{\δ}}_0-\frac{\mathrm{\π}}{2}$

设凸轮的实际廓线上的基圆半径为R_b，凸轮滚子半径为R_f，则由式(1)可知，初始位置角δ₀可由下式求得

${\mathrm{\δ}}_0=\arccos \left(\frac{a^2+L_r^2-{(R_b+R_f)}^2}{{2\mathrm{aL}}_r}\right)$

据此，可得凸轮的实际内廓线方程为

$\left\{\begin{array}{c}{x}_2=R_f\cos (u+{\mathrm{\β}}_1+\mathrm{\θ})-L_r\sin ({\mathrm{\β}}_1+\mathrm{\θ})+a\cos \mathrm{\θ}\\ y_2=R_f\sin (u+{\mathrm{\β}}_1+\mathrm{\θ})+L_r\cos ({\mathrm{\β}}_1+\mathrm{\θ})+a\sin \mathrm{\θ}\end{array}\right.---\left(11\right)$

其中， $u=\mathrm{arctg}\left(\frac{a\sin {\mathrm{\β}}_1-L_r(1+\frac{\mathrm{d\η}}{\mathrm{d\θ}})}{-a\cos {\mathrm{\β}}_1}\right).$

同理，可知此凸轮机构的压力角为

α=180-|u|

在式（11）中，令R_f＝0可得到凸轮的理论廓线方程。下面讨论该槽凸轮位于理论廓线外侧的实际廓线方程的求解方法。由于凸轮的外廓线与其内廓线是距离为2R_f的等距曲线，因此，可以完全类比凸轮内廓线方程的求解方法。即首先在从动件动坐标系σ₁求得与凸轮外廓线上的点重合的滚子上的点的坐标表达式，然后采用齐次坐标变换的手段将其转换到凸轮坐标系σ₂即可得到所求的凸轮外廓线方程。如图6-8所示，假设在坐标系σ₁中，与凸轮的实际外廓线接触的滚子上的点的坐标为(x′₁,y′₁)，则必有

$\left\{\begin{array}{c}{x}_1^{\′}=x_1+{2R}_f\cos \mathrm{\α}\\ y_1^{\′}=y_1+{2R}_f\sin \mathrm{\α}\end{array}\right.$

上式可整理为

$\left\{\begin{array}{c}{x}_1^{\′}=R_f\cos u+2R_f\cos \mathrm{\α}\\ y_1^{\′}=(L_r+R_f\sin u)+{2R}_f\sin \mathrm{\α}\end{array}\right.$

根据齐次坐标变换的原理将该点转换到凸轮坐标系σ₂中并整理，可得到凸轮的实际外廓线方程

$\left\{\begin{array}{c}{x}_2^{\′}=x_1^{\′}\cos ({\mathrm{\β}}_1+\mathrm{\θ})-y_1^{\′}\sin ({\mathrm{\β}}_1+\mathrm{\θ})+a\cos \mathrm{\θ}\\ y_2^{\′}=x_1^{\′}\sin ({\mathrm{\β}}_1+\mathrm{\θ})+y_1^{\′}\cos ({\mathrm{\β}}_1+\mathrm{\θ})+a\sin \mathrm{\θ}\end{array}\right.$

显然，上面所述的方法可用于求解任意与凸轮实际内廓线等距的曲线方程。

在本实施例中，取行星齿轮和第一传动齿轮的齿数分别为20和40，齿数的模数取m＝2，行星齿轮摆臂6的长度为L_r＝35mm，凸轮滚子的半径为R_f＝10mm，实际内廓线的基圆半径取值为R_b＝60mm。根据以上已知条件编制的自动计算及仿真程序求得凸轮廓线图，图11为本发明实施例变速输纸机的固定槽凸轮的轮廓曲线示意图，图12为本发明实施例变速输纸机构的二维运动仿真抓图。

本发明提出的一种变速输纸机构及其固定槽凸轮板，创造性的采用了凸轮控制的行星轮系机构实现输纸线带辊的周期性变速转动，从而实现了变速输纸的目的，通过合理的设计凸轮的廓线可以在实现变速输纸机构的变速功能的前提下，使得纸张在一个周期时间内的某些时段内保持等速运动，从而提高张纸交接的稳定性。

所属领域的普通技术人员应当理解：以上所述仅为本发明的具体实施例而已，并不用于限制本发明，凡在本发明的精神和原则之内，所做的任何修改、等同替换、改进等，均应包含在本发明的保护范围之内。

Claims (14)

1.一种变速输纸机构，其特征在于，包括动力输入轴、行星摆臂、行星齿轮摆臂、第一中间轴、凸轮滚子、第一传动齿轮、固定槽凸轮板和输纸线带辊；

所述的行星摆臂固定于动力输入轴，并且所述的行星摆臂的左端部与所述行星齿轮摆臂铰接；所述的行星齿轮摆臂右端通过与固定于第一中间轴上的所述第一传动齿轮啮合，所述的行星齿轮摆臂左端和所述的凸轮滚子啮合在所述的固定槽凸轮板的凸轮槽中；所述第一中间轴固定于所述的固定槽凸轮板，所述第一中间轴带动所述的输纸线带辊转动。

2.根据权利要求1所述的机构，其特征在于，所述的行星摆臂左端部通过销轴与所述行星齿轮摆臂相接。

3.根据权利要求2所述的机构，其特征在于，所述的行星齿轮摆臂左端通过销轴和所述的凸轮滚子啮合在所述的固定槽凸轮板的凸轮槽中。

4.根据权利要求1所述的机构，其特征在于，所述的固定槽凸轮板通过双头螺柱固定于墙板。

5.根据权利要求4所述的机构，其特征在于，所述的动力输入轴轴向固定于墙板。

6.根据权利要求4所述的机构，其特征在于，所述的输纸线带辊轴向固定于墙板。

7.根据权利要求1所述的机构，其特征在于，所述变速输纸机构包括第二中间轴，所述第一中间轴与所述第二中间轴通过两个传动齿轮的啮合相连，同时所述第二中间轴与所述输纸线带辊通过两个传动齿轮的啮合相连。

8.根据权利要求7所述的机构，其特征在于，所述的第二中间轴轴向固定于所述的固定槽凸轮板上。

9.根据权利要求8所述的机构，其特征在于，所述的第二中间轴底端轴向固定于墙板。

10.根据权利要求1至9任意一项所述的机构，其特征在于，所述的行星摆臂包括与行星摆臂加工为一体的配重块。

11.一种基于变速输纸机构的固定槽凸轮板，其特征在于，该固定槽凸轮板基于权利要求1-10任意一项所述的变速输纸机构，所述固定槽凸轮板包括固定槽，所述固定槽的凸轮廓线是根据第一传动齿轮的变速转动曲线，采用基于共轭曲面原理的方法得到。

12.根据权利要求11所述的固定槽凸轮板，其特征在于，所述的第一传动齿轮的变速转动曲线是采用了B样条曲线得到。

13.根据权利要求12所述的固定槽凸轮板，其特征在于，所述固定槽的凸轮廓线的实际内廓线为

$\left\{\begin{array}{c}{x}_2=R_f\cos (u+{\mathrm{\β}}_1+\mathrm{\θ})-L_r\sin ({\mathrm{\β}}_1+\mathrm{\θ})+a\cos \mathrm{\θ}\\ y_2=R_f\sin (u+{\mathrm{\β}}_1+\mathrm{\θ})+L_r\cos ({\mathrm{\β}}_1+\mathrm{\θ})+a\sin \mathrm{\θ}\end{array}\right.$

其中，R_f为凸轮滚子半径，β₁为行星齿轮摆臂的角位移，L_r为行星凸轮摆臂的长度，a为行星摆臂的长度，θ为行星摆臂转动的角度；

$u=\mathrm{arctg}\left(\frac{a\sin {\mathrm{\β}}_1-L_r(1+\frac{\mathrm{d\η}}{\mathrm{d\θ}})}{-a\cos {\mathrm{\β}}_1}\right)$ 其中，η为行星齿轮绕其中心转过的角度。

14.根据权利要求13所述的固定槽凸轮板，其特征在于，所述固定槽的凸轮廓线的实际外廓线是与实际内廓线距离为2R_f的等距曲线。

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