Определение основных размеров кулачковых механизмов
Рассмотрим кулачковый механизм с роликовым толкателем (рис. 14.4). Основными размерами механизма являются: радиус R, вписанной в профиль кулачка окружности; смещение е толкателя и радиус r ролика. Габаритные размеры механизма, обеспечивающие эффективную работу, зависят от ограничений угла давления
Построим заменяющий механизм, заменив высшую пару между кулачком 1 и толкателем 2 звеном 3 длиной СВ. Центр шарнира С при этом поместим в центр кривизны профиля кулачка. Центр кривизны С лежит на нормали n к профилю кулачка в точке касания ролика и толкателя. На рис. 14.5 изображён отдельно заменяющий механизм.
Составим векторное уравнение:
` VB = ` V С + ` VB С, (14.10)
где ` VB - вектор скорости точки В (направлен параллельно оси y);
` VC - вектор скорости точки C (направлен перпендикулярно ОС);
` VB С - вектор скорости точки В относительно точки С (направлен
перпендикулярно ВС).
Используя векторное уравнение (14.10), построим план скоростей заменяющего механизма (рис. 14.6). На рис. 14.4 построим в масштабе кривошипа ОС повёрнутый на 90о в сторону противоположную угловой скорости w кулачка план скоростей заменяющего механизма. Полюс р плана скоростей при этом совместим с точкой О. Отрезок pb на совмещённом плане скоростей равен аналогу скорости S ¢ точки В, так как масштабы плана скоростей и схемы заменяющего механизма на рис. 14.4 одинаковы.
Рис. 14.4. Кулачковый механизм
с роликовым толкателем
| Рис. 14.5. Заменяющий механизм
| Рис. 14.6. План скоростей
заменяющего механизма
|
Реакция ` R 21 между толкателем и кулачком проходит по нормали n к профилю кулачка и образует угол давления u с направлением оси yB. Отложим от центра шарнира В отрезок В b ¢, перпендикулярный к оси yB и равный по длине отрезку pb = S ¢. Соединим прямой линией точки b ¢ и О. Построенный таким образом четырёхугольник ObBb ¢ будет являться параллелограммом. Угол между осью yO и стороной Ob ¢ будет равен углу давления u в рассматриваемом положении механизма.
Угол давления u во время работы кулачкового механизма не остаётся постоянным, а меняется от нуля до u max. При проектировании кулачкового механизма необходимо заранее знать, при каком положении кулачка угол давления будет максимальным.
Для определения максимального угла давления u max построим диаграмму S ¢ (S) (рис. 14.7). Чтобы построить положение текущей точки i диаграммы S ¢ (S), отложим от точки В0 по оси S отрезок В0В i = Si. Затем отложим от точки В i отрезок S ¢. Соединим прямой линией t i центр вращения О кулачка с точкой i диаграммы. Угол между линией t i и осью S будет равен углу давления u i в текущем положении кулачка. После построения полной диаграммы S ¢ (S) проведём через точку О прямую t, касательную к диаграмме S ¢ (S). Угол между касательной t и осью S будет равен максимальному углу давления u max при заданном положении центра вращения О кулачка. Таким образом, из построений на рис. 14.7 следует, что максимальный угол давления u max между толкателем и кулачком зависит от положения центра вращения О кулачка. При проектировании кулачкового механизма положение центра вращения О кулачка необходимо выбрать так, чтобы при работе механизма максимальный угол давления u max не превосходил допускаемого значения u д.
Построим на рис. 14.8 диаграмму S ¢ (S) и проведём касательную прямую t под углом u д для рабочего хода и касательную t х под углом u д x - для холостого хода толкателя. Касательные прямые t и t х образуют область s, в пределах которой можно расположить центр О вращения кулачка. Для любой точки
О, выбранной внутри области s, будет выполняться условие Расстояние от точки О до точки В0 будет равно радиусу R 0 вписанной в центровой профиль кулачка окружности. Точка О1, лежащая на пересечении касательных t и t x, соответствует наименьшему радиусу R 0. Точка О2, лежащая на оси S, соответствует наименьшему смещению е центра вращения кулачка от оси S.
Рис. 14.7. Определение
максимальных углов давления
в кулачковом механизме
с роликовым толкателем
| Рис. 14.8. Область допустимых положений центра вращения
кулачка в кулачковом механизме
с роликовым толкателем
|
Для построения диаграмм S ¢ (S) на рис. 14.7 и 14.8 можно воспользоваться построенными заранее диаграммами S ¢ (j) и S (j) (рис. 14.9).
Рис. 14.9. Диаграммы аналога скоростей S ¢ (j)
и перемещения S (j) толкателя кулачкового механизма
|
Рассмотрим кулачковый механизм с роликовым коромыслом (рис. 14.10). Основными размерами механизма являются: радиус R вписанной в профиль кулачка окружности; расстояние между неподвижными опорами А и О; радиус r ролика. Реакция ` R 21 между толкателем и кулачком направлена по нормали n к профилю кулачка. Угол между нормалью n и вектором ` VB скорости точки В будет являться углом давления u между толкателем и кулачком.
Рис. 14.10. Кулачковый механизм
с роликовым коромыслом
| Рис. 14.11. Заменяющий механизм
| Рис. 14.12. План скоростей
заменяющего механизма
|
Построим на рис. 14.10 заменяющий механизм. Для этого заменим высшую кинематическую пару между толкателем и кулачком звеном 3 с двумя шарнирами С и В. Центр шарнира С поместим в центр кривизны профиля кулачка в точке контакта толкателя и кулачка. Центр шарнира В поместим в центр ролика механизма. Таким образом, заменяющий механизм представляет собой шарнирный четырёхзвенник, изображённый отдельно на рис. 14.11.
Построим на рис. 4.12 план скоростей заменяющего механизма. Для этого составим векторное уравнение:
` V В = ` V С + ` VB С, (14.11)
где ` VB - вектор скорости точки В (направлен перпендикулярно АВ);
` VC - вектор скорости точки C (направлен перпендикулярно ОС);
` VB С - вектор скорости точки В относительно точки С (направлен перпендикулярно ВС).
На рис. 14.10 построим в масштабе кривошипа ОС повёрнутый на 90о в сторону противоположную угловой скорости w кулачка план скоростей заменяющего механизма. Полюс р плана скоростей при этом совместим с точкой О. Отрезок pb на совмещённом плане скоростей равен аналогу скорости S ¢ точки В, так как масштабы плана скоростей и схемы заменяющего механизма на рис. 14.10 одинаковы. Отложим от центра шарнира В отрезок В b ¢, направленный параллельно АВ и равный по длине отрезку pb = S ¢. Соединим прямой линией точки b ¢ и О. Построенный таким образом четырёхугольник ObBb ¢ будет являться параллелограммом. Угол между В b ¢ и стороной Ob ¢ будет равен углу передачи g в рассматриваемом положении механизма. При этом g = 90о - u.
Из построений на рис. 14.10 следует, что максимальный угол давления u max между толкателем и кулачком зависит от положения центра вращения О кулачка. При проектировании кулачкового механизма положение центра вращения О кулачка необходимо выбрать так, чтобы при работе механизма максимальный угол давления u max не превосходил допускаемого значения u д.
Построим на рис. 14.13 диаграмму S ¢ (SB). Для этого проведём дугу SB окружности радиусом АВ и центром в точке А. На этой дуге отметим участок ВоВ h, соответствующий углу y р полного размаха коромысла АВ. Используя диаграмму S ¢ (S) (рис. 14.9), отметим на дуге SB ряд точек, например Bi, Bn, Bj и Bk. Соединим прямыми линиями эти точки с центром вращения А коромысла. Отложим от точек Bi, Bn, Bj и Bk отрезки, равные по длине соответствующим аналогам скорости S ¢ i, S ¢ n, S ¢ j и S ¢ k, учитывая их знак по диаграмме S ¢ (S) на рис. 14.9. Для точек на диаграмме S ¢ (SB), например i, n, j и k, проведём прямые линии a i, a n, a j, и a n под углом передачи g д к отрезкам Bii, Bnn - для рабочего хода и под углом g дх к отрезкам Bjj и Bkk - для холостого хода толкателя. Прямые линии a i, a n, a j, и a n образуют область s, в пределах которой можно расположить центр О вращения кулачка. Для любой точки О, выбранной внутри области s, будет выполняться условие Расстояние от точки О до точки В0 будет равно радиусу R 0 вписанной в центровой профиль кулачка окружности. Отрезок ОА определяет расстояние между неподвижными опорами О и А кулачкового механизма. Точка О1 соответствует наименьшему размеру R 0.
Рис. 14.13. Область допустимых положений центра вращения
кулачка в кулачковом механизме с роликовым коромыслом
|
Рассмотрим кулачковый механизм с плоским толкателем (рис. 14.14). Основными размерами механизма являются: радиус R вписанной в профиль кулачка окружности и радиус r Т тарелки толкателя.
Обозначим через С центр кривизны профиля кулачка в точке его контакта с толкателем. Так как центр кривизны профиля толкателя находится в бесконечности, то высшую кинематическую пару между кулачком и толкателем можно заменить звеном 3 с одной вращательной и одной поступательной парой (рис. 14.15). Построим на рис. 14.16 план ускорений заменяющего механизма. Для этого составим векторное уравнение:
` аВ2 = ` аВ3 + ` а B 2,В2, (14.12)
где ` а B 2 - вектор ускорения точки В2 толкателя (направлен параллельно оси y);
` аВ3 - вектор ускорения точки В3 заменяющего звена 3.
` а B 2,В2 - вектор ускорения точки В2 толкателя относительно точки В3 звена 3 (проходит параллельно направляющей тарелки толкателя, т.е. в данном примере перпендикулярно оси y).
Так как заменяющее звено 3 совершает поступательное движение, то
` аВ3 = ` а C, (14.13)
где ` а C - вектор ускорения точки C звена 1 (направлен перпендикулярно ОС).
Учитывая уравнение (14.13), получим из выражения (14.12):
` аВ2 = ` аС + ` а B 2,В2. (14.14)
Решая графически векторное уравнение (14.14), построим на рис. 14.16 план ускорений заменяющего механизма.
Рис. 14.15. Заменяющий
механизм
| Рис. 14.16. План ускорений
заменяющего механизма
| Рис. 14.14. Кулачковый механизм
с плоским толкателем
|
Построим на рис. 14.14 в масштабе кривошипа ОС план ускорений заменяющего механизма, совместив его полюс p с точкой С, которая является центром кривизны профиля кулачка в точке контакта. Так как масштабы схемы кулачкового механизма и совмещённого плана ускорений одинаковы, то p b 2 = S ¢¢, где S ¢¢ - аналог ускорения толкателя кулачкового механизма. Отсюда следует, что радиус кривизны r профиля кулачка определяется суммой:
r = S ¢¢ + R + S, (14.15)
где S - перемещение толкателя.
Наименьшее значение начального радиуса профиля кулачка с плоским толкателем определяется из геометрического условия: профиль кулачка должен быть выпуклым во всех его точках, т. е. должно выполняться неравенство, следующее из (14.15):
r = R 0 + S + S ¢¢ > 0, (14.16)
где R 0 - нижняя граница начального радиуса профиля кулачка;
S и S ¢¢ - перемещение и аналог ускорения толкателя.
Из соотношения (14.16) получим условие выпуклости профиля:
R 0 > - (S + S ¢¢). (14.17)
Определение величины R 0 сводится к следующим построениям (рис. 14.17). В прямоугольной системе координат построим диаграмму f (φ) = - (S + S ¢¢). Причём можно ограничиться построением только таких участков диаграммы f (φ), которые соответствуют окрестностям наибольших по модулю отрицательных ординат S ¢¢ на фазах подъёма и опускания. Для построения диаграммы f (φ) удобно использовать уже готовую диаграмму S (φ).
Ось f направим противоположно оси S, а начало координат графика f (φ) совместим с началом координат графика S (φ). После построения диаграммы f (φ) проведём к ней снизу касательную прямую линию τ параллельно оси φ. Расстояние между касательной τ и осью φ определяет величину R 0.
Область допустимых значений начального радиуса R профиля кулачка определяется неравенством
R ³ R 0 + r min, (14.18)
где r min - наименьшее допустимое значение радиуса кривизны профиля
кулачка.
Величина r min, определяется при расчёте на прочность, из условий ограничения контактных напряжений в пределах от r min = 0,2× h до r min = 0,5× h.
Величина радиуса тарелки rT толкателя должна превышать наибольшее значение модуля аналога скорости толкателя и при подъёме, и при опускании, т. е. должны выполняться условия:
rT > b 1 и rT > b 2. (14.19)
Рис. 14.17. Построение графика f (j) = - (S + S ¢¢)
|
ЛЕКЦИЯ 15
|