A najdroższa jest metoda krzywkowa. Wady mechanizmów krzywkowych. Dobór prawa ruchu popychacza krzywkowego

Pierwszym etapem projektowania jest określenie położenia środka obrotu krzywki w stosunku do trajektorii punktu B popychacza; Jednocześnie wyznaczana jest wartość początkowego promienia krzywki, przy której największy kąt nacisku w mechanizmie krzywkowym nie przekracza dopuszczalnej wartości m. Drugim etapem projektowania jest konstrukcja profilu krzywki środkowej i potem konstruktywny.

Udostępnij swoją pracę w sieciach społecznościowych

Jeśli ta praca Ci nie odpowiada, na dole strony znajduje się lista podobnych prac. Możesz także skorzystać z przycisku wyszukiwania

Wykład 2 3.

Projekt mechanizmy krzywkowe.

Projekt mechanizmu krzywkowego z liniowo poruszającym się popychaczem rolkowym.

Mechanizm krzywkowy ma za zadanie poruszać popychaczem zgodnie z pewnym prawem określonym podczas projektowania. Pierwszym etapem projektowania jest określenie położenia środka obrotu krzywki względem trajektorii punktu W popychacz; jednocześnie określić wartość promienia początkowego krzywki, przy której największy kąt nacisku w mechanizmie krzywki nie przekracza wartości dopuszczalnej, tj. spełniony jest obowiązkowy warunek projektowy: . Drugim etapem projektowania jest konstrukcja profilu krzywkowego (środkowego, a następnie konstrukcyjnego).

Dane wyjściowe do projektu to:

schemat ideowy mechanizmu krzywkowego (ryc. 21.3, V);
prawo zmiany prędkości popychacza 2 w zależności od kąta obrotu krzywki 1 (patrz rys. 23.1, a);
maksymalny skok popychacza h (jego ruch);
prędkość kątowa krzywki 1 i jej kierunku pracy dopuszcza się możliwość odwrócenia krzywki, tj. zmiana kierunku obrotu, na przykład podczas naprawy lub ustawiania maszyny;
pełny kąt fazowy obrotu krzywki, równy kątowi profilu roboczego krzywki (patrz ryc. 23.1, pne);
dopuszczalny kąt nacisku;
poza osią (mimośród) mi jest określony ze względów projektowych (ale może nie zostać określony).

Wykreślanie wykresu ruchu popychacza.

Punktem wyjścia do projektowania jest wykres (), który pod pewnym warunkiem () można rozpatrywać na dwa sposoby: albo jako zależność () od kąta obrotu, albo jako wykres, ponieważ (patrz rys. 23.1, A )

Wykres ruchu popychacza (patrz rys. 23.1, B ) są konstruowane poprzez graficzne całkowanie danej zależności od lub. Skale wzdłuż osi wykresów oblicza się za pomocą wzorów: mm/rad; mm/s; Mhm; mm/(ms-1 ), mm/(mrad -1 ), w którym do - segment całkujący, - maksymalna rzędna wykresu przemieszczenia, B - podstawa wykresu, - pełny kąt fazowy w stopniach. Na ryc. 23.1, B Zaznaczono kąty fazowe obrotu krzywki w kierunku roboczym jej obrotu (przeciwnie do ruchu wskazówek zegara): kąt wycofania, kąt wysunięcia i kąt natarcia. W przypadku odwrócenia krzywki kąt ten staje się kątem odsunięcia, przy obróceniu krzywki o ten kąt popychacz odsuwa się od środka obrotu o wielkość skoku H.

Konstrukcja obszaru dopuszczalnego położenia środka obrotu krzywki.

Pierwszy etap projektowania – określenie położenia środka obrotu krzywki oraz promienia – rozpoczyna się od wykreślenia wykresu w wybranej skali, mm/m (patrz rys. 23.1, G ). Ponieważ w rozważanym mechanizmie (patrz ryc. 23.1, V ) trajektoria punktu W prostoliniowy, następnie segmenty są ułożone w linii prostej - na osi (patrz ryc. 23.1, G ) od początku (od początkowego położenia punktu), korzystając z wykresu. Wartości segmentów funkcji przenoszenia wyznacza się za pomocą jednego ze wzorów:

(23.1)

skala jest tutaj taka sama , jak przy obliczaniu segmentów przemieszczenia.

Jeżeli schemat rozpatrywanego mechanizmu przewiduje zamknięcie siłowe wyższej pary kinematycznej, to warunek musi być spełniony dopiero w fazie usuwania (patrz wykład 22). Dlatego obliczenia z wykorzystaniem wzoru (23.1) i odpowiednich konstrukcji wykonuje się tylko dla tej fazy, tj. dla pozycji od 0 do 5 (patrz kąt fazowy na ryc. 23.1, B ); będąc w pozycjach 0 i 5 (patrz rys. 23.1, A ) I. Odcinki funkcji przenoszenia ułożone są prostopadle do trajektorii punktu B (prostopadle do osi) zgodnie z zasadą ich budowy, tj. na lewo od trajektorii punktu B (patrz ryc. 23.1, d ), ponieważ wektor prędkości w fazie usuwania popychacza (w górę), obrócony o 90° w kierunku prędkości kątowej (w kierunku przeciwnym do ruchu wskazówek zegara), wskazywał ten kierunek. Krzywa jest wykresem fazy usuwania w roboczym kierunku obrotu krzywki.

Aby spełnić warunek, z punktów skrajnych i skonstruowanego wykresu rysuje się dwa promienie graniczne: pod kątem do kontynuacji trajektorii punktu W i pod kątem do linii prostej prostopadłej do odcinka (tj. równoległej do prędkości). Jeśli wybierzesz środek obrotu kamery w obszarze I utworzone przez te promienie poniżej punktu przecięcia (na przykład w punkcie), to gdy krzywka obraca się w kierunku przeciwnym do ruchu wskazówek zegara, kąt nacisku w pozycjach 0...5 nie przekroczy akceptowalna wartość. Oznacza to, że obszar I jest obszarem dopuszczalnego położenia środka obrotu krzywki, ale tylko w kierunku roboczym jej prędkości kątowej (przeciwnie do ruchu wskazówek zegara). Jeżeli środek obrotu krzywki zostanie wybrany poza tym obszarem, np. w punkcie, to dla niektórych położeń popychacza kąt docisku będzie przekraczał dopuszczalny; na przykład dla położenia punktu kąt nacisku, zgodnie z właściwością odcinka funkcji przenoszenia, jest równy temu, który jest większy (patrz ryc. 23.1, G ).

Aby zapewnić możliwość spełnienia warunku również w przypadku odwrócenia krzywki (jej obrotu w przeciwnym kierunku – zgodnie z ruchem wskazówek zegara), gdy usunięcie popychacza odpowiada kątowi z pozycji 8 do pozycji 6 (patrz rys. 23.1 , B ), narysuj prawą stronę wykresu. Tutaj (patrz ryc. 23.1, G ) segment jest wykreślany na prawo od trajektorii punktu B również zgodnie ze znaną już zasadą: wektor prędkości popychacza przy jego oddalaniu (do góry), umownie obrócony o 90° w kierunku obrotu krzywki, jest skierowany w prawo. Półprosta graniczna poprowadzona z punktu pod kątem do linii prostopadłej do odcinka przecina się z półprostą narysowaną wcześniej z danego punktu. Te promienie graniczne nie powinny przecinać wykresu, a jedynie go dotykać, w przeciwnym razie dla niektórych położeń mechanizmu warunek nie będzie spełniony.

Region II (patrz ryc. 23.1, d ), utworzony przez promienie graniczne poniżej punktu ich przecięcia, jest obszarem dopuszczalnego położenia środka obrotu krzywki w trybie odwrotnym. Jeżeli środek obrotu krzywki znajduje się w tym obszarze, to w obu kierunkach obrotu krzywki w dowolnym położeniu popychacza zostanie wykonana warunek konieczny do zaprojektowania linii prostej, gdyż kąt pomiędzy prostą łączącą ten środek z dowolnym punktem na wykresie a prostopadłą do odcinka jest zawsze mniejszy od dopuszczalnego ro , może być mu równa, jeśli środek znajduje się na promieniu granicznym).

Wybór położenia środka obrotu krzywki,

określenie jego promienia początkowego.

W przypadku konieczności zaprojektowania mechanizmu krzywkowego odwracalnego o minimalnych wymiarach, środek obrotu krzywki wybiera się w punkcie przecięcia promieni granicznych (patrz rys. 23.1, G ). W tym przypadku odległość od początkowej pozycji punktu B popychacz określi na skali wartość promienia początkowego profilu środkowego krzywki: . Popychacz w tym przypadku jest odsunięty od osi z lewym mimośrodem, co pokazano na ryc. 23.1, G przedstawiony jako odcinek linii

Jeżeli zaprojektowano mechanizm z centralnym popychaczem (), wówczas środek obrotu krzywki jest wyznaczany wzdłuż kontynuacji trajektorii punktu W tak, aby oś popychacza (patrz rys. 23.1, V ) przechodził przez ten ośrodek. Wybór środka obrotu w punkcie (patrz rys. 23.1, G ) podaje minimalną wartość początkowego promienia krzywki dla mechanizmu z popychaczem centralnym: .

Według ryc. 23.1, V , należy zaprojektować mechanizm z mimośrodem właściwym, którego wartość wynikają z rozważań projektowych. W tym przypadku środek obrotu krzywki wybiera się w dopuszczalnym obszarze na linii prostej AC , równolegle do osi popychacza i oddalone od niej w pewnej odległości. Minimalny promień początkowy profilu środkowego uzyskuje się poprzez przypisanie środka O (patrz ryc. 23.1, d ) na promieniu granicznym; Następnie. Jeżeli znaleziona wartość promienia początkowego (i lub) jest niewystarczająca do zapewnienia wytrzymałości ogniw mechanizmu krzywkowego, wówczas wyznacza się środek obrotu krzywki dalej od punktu początkowego, zachowując określoną wartość pozaosiową.

Na ryc. 23.1, zm podano wykresy zmian kątów nacisku w trzech mechanizmach krzywkowych (dla trzech rozważanych możliwości wyboru środka obrotu krzywki): wykresy oraz dla mechanizmów ze środkami obrotu krzywek odpowiednio w punktach i 0 . Kąty nacisku dla każdego położenia mechanizmu wyznacza się zgodnie z właściwością segmentu funkcji przenoszenia omówioną w Wykładzie 22. Na przykład dla mechanizmu ze środkiem obrotu krzywki w punkcie 0 kąt w pozycji 3 (patrz rys. 23.1, G ) znaleziony jako kąt pomiędzy linią prostą łączącą środek 0 z końcem odcinka funkcji przenoszenia i linią prostą równoległą do kierunku prędkości popychacza, tj. . Gdyby środek obrotu krzywki znajdował się na linii prostej AC poniżej punktu 0 (dalej od punktu), wówczas kąt nacisku w pozycji 3 byłby mniejszy niż, tj. zwiększenie promienia początkowego zmniejszyłoby kąt ciśnienia. Do podobnego wniosku doszło wcześniej, analizując wzór 22.4.

Ryż. 23.1

Ryż. 23.2

Budowa profilu środkowego i konstrukcyjnego krzywki.

Wstępne dane do wykonania drugiego etapu projektowania mechanizmu krzywkowego z poruszającym się prostoliniowo popychaczem – do konstrukcji profilu krzywki to: A) wykres ruchu punktu W popychacz (patrz rys. 23.1, b i 23.2, a), b) początkowy promień krzywki, obliczony ze stanu uwzględniającego wymagania projektowe (patrz rys. 23.1, d), c) mimośrodowość e popychacz; w rozważanym przykładzie - prawda, ale można go również ustawić na zero.

Do skonstruowania profilu środkowego krzywki stosuje się metodę odwrócenia ruchu: warunkowo cały mechanizm zostaje obrócony wokół osi 0 krzywka z prędkością kątową () równą wartości bezwzględnej prędkości kątowej krzywki I , ale skierowane w przeciwną stronę. W tym samym czasie krzywka zatrzymuje się, a zębatka 3, wcześniej nieruchoma () zaczyna się obracać (patrz ryc. 23.2, B ), a w ruchu odwrotnym ma prędkość kątową. Podczas tego obrotu oś MN popychacz 2 zamontowany w prowadnicach zębatki z mimośrodem mi , obraca się wraz ze stojakiem zgodnie z ruchem wskazówek zegara o kąty równe w wartości bezwzględnej kątowi obrotu krzywki w jej ruchu bezpośrednim (tj. rzeczywistym). Kąt obrotu osi MN:

(23.2)

oś MN pozostając w stałej odległości e od środka 0 (w ten sposób oś zawsze dotyka koła o promieniu mi ). Równanie (23.2) nazywa się równaniem odwrócenia ruchu.

Konstrukcja rozpoczyna się od dowolnego wyboru punktu na okręgu o promieniu (patrz ryc. 23.2, V ), przez który narysowana jest oś popychacza, dotykająca po prawej stronie (ponieważ mimośród jest ustawiony na prawo) okręgu o promieniu. Tutaj skala konstrukcji, przyjęta równa (patrz ryc. 23.2, A ). Określa to początkowe położenie popychacza 2 ze środkiem jego rolki w punkcie. Dalej, zgodnie z (23.2), oś MN popychacz obraca się w kierunku ruchu wstecznego zębatki pod kątami równymi w wartości bezwzględnej kątom obrotu krzywki (patrz ryc. 23.2, A ). Aby uprościć konstrukcję kątów itp. oderwane od linii prostej, zaznaczenie punktów na okręgu promieniem itp. (patrz ryc. 23.2, V ). Przez te punkty poprowadź linie proste styczne do okręgu o promieniu, które są położeniami osi MN popychacz w stosunku do krzywki. Z punktów itp. ułożyć segmenty; itp., reprezentujące ruchy punktu W popychacz na skali rysunkowej (współrzędne wzięte z wykresu na ryc. 23.2, A . Punkty to pozycje, które powinien zajmować środek W rolka prowadząca w stosunku do krzywki; dlatego środkowy profil krzywki przechodzi przez te punkty (patrz ryc. 23.2, V).

Profil konstrukcyjny krzywki jest w równej odległości od profilu środkowego; jego punkty są oddalone od profilu środkowego w odległości równej promieniowi rolki 4. Profil konstrukcyjny zbudowany jest jako obwiednia dla okręgów o promieniu, których środki znajdują się na profilu środkowym krzywki (patrz rys. 23.2 , V ). Promień rolki jest przypisany ze względów konstrukcyjnych, zwykle w zakresie; ale zawsze musi być mniejszy niż minimalny promień krzywizny profilu środkowego. Promień początkowy profilu konstrukcyjnego wyznacza się jako różnicę: .

Konstrukcja mechanizmu krzywkowego

z popychaczem rolkowym.

Wstępne dane do zaprojektowania mechanizmu krzywkowego z wahaczem to: 1. Schemat mechanizm krzywkowy (patrz ryc. 23.3, A ); 2) prawo zmiany prędkości środkowej W rolka dociskowa 2 w zależności od kąta obrotu krzywki Ja (patrz ryc. 23.1, a ); 3) długość popychacza 2 (patrz rys. 23.3, A ); 4) ścieżka punktu B popychacz wzdłuż swojej ścieżki łukowej od jednego skrajnego położenia do drugiego (lub maksymalnego kąta obrotu popychacza); 5) prędkość kątową krzywki i jej kierunek (w tym przypadku dopuszcza się możliwość odwrócenia krzywki); b) pełny kąt fazowy obrotu krzywki: (patrz ryc. 23.1, b i rys. 23,3, w ); 7) dopuszczalny kąt nacisku

Etapy projektowania mechanizmu z popychaczem z wahaczem są takie same, jak w przypadku mechanizmu z popychaczem poruszającym się prostoliniowo: I ) określenie głównych wymiarów mechanizmu krzywkowego, a mianowicie początkowego promienia krzywki i odległości od środka, przy której spełniony jest obowiązkowy warunek projektowy; 2) konstrukcja profilu krzywki.

Określenie głównych wymiarów mechanizmu krzywkowego.

Aby określić obszar dopuszczalnego położenia środka obrotu krzywki, tworzony jest wykres na podstawie trajektorii punktu W . Punktem wyjścia dla tej konstrukcji jest ten pokazany na ryc. 23.1, A wykres, który można uznać za wykres zmian prędkości punktu W w czasie lub jako wykres zmian funkcji przenoszenia prędkości punktowej W . Dlatego wykres wartości współrzędnych łuku punktu W popychacz buduje się poprzez graficzne całkowanie zależności (patrz rys. 23.1, a, b ); skale oblicza się według wzorów podanych w Wykładzie 22.

Jeśli chodzi o mechanizm z prostoliniowo poruszającym się popychaczem, podczas konstruowania wykresu wszystkie wymiary liniowe są odkładane na bokw tej samej skali (który na ryc. 23,3, B wzięte za równe na ryc. 23.1, B ). Długość popychacza 2 na rys. 23,3, B jest reprezentowany przez odcinek i funkcję przenoszenia prędkości punktowej W - segmenty obliczone za pomocą jednego ze wzorów (23.1).

Z pozycji początkowej na trajektorii punktowej W na skali współrzędne jego łuku są wykreślane za pomocą wykresu na ryc. 23.1 B ; na przykład itp. (patrz ryc. 23.3, B ). Segmenty przeznaczone do fazy usuwania (pozycje 0...5) zbudowane są prostopadle do prędkości, tj. wzdłuż popychacza i zgodnie z zasadą konstruowania tych segmentów (patrz rys. 22.2, V ), na lewo od trajektorii punktu W ponieważ roboczy kierunek obrotu krzywki jest przeciwny do ruchu wskazówek zegara. Wykres fazy usuwania przechodzi przez punkty końcowe segmentów funkcji przenoszenia (patrz rys. 23.3, B ). Aby spełnić warunki na etapie usuwania popychacza z punktów skrajnych i powstałego wykresu, należy narysować dwa promienie graniczne pod kątem do prostych i prostopadle do popychacza, odpowiednio w jego położeniach i (a więc równolegle do kierunku prędkości w tych pozycjach popychacza).

Jeśli wybierzesz środek obrotu kamery w obszarze I , utworzony przez promienie graniczne poniżej ich punktu przecięcia (patrz rys. 23.3, B ), wówczas gdy krzywka obraca się w kierunku przeciwnym do ruchu wskazówek zegara, kąt nacisku nie przekroczy dopuszczalnej wartości (). Aby to zapewnić również przy odwróceniu krzywki (obraca się zgodnie z ruchem wskazówek zegara), gdy popychacz jest usuwany w fazie (patrz rys. 23.3, B ), skonstruuj prawą stronę wykresu 0, korzystając z reguły konstruowania odcinków w D. (patrz ryc. 22.2, d ). Promień graniczny poprowadzony z punktu pod kątem do linii prostej (prostopadle do odcinka) daje punkt 0 przecięcie z promieniem narysowanym z (ryc. 23.3, B ). Promienie te nie powinny przecinać wykresu.

Ryż. 23.3

Region II , utworzony przez promienie graniczne poniżej ich punktu przecięcia (patrz rys. 23.3, B ) - to obszar dopuszczalnego położenia środka obrotu krzywki w trybie rewersyjnym. Ustawianie środka obrotu krzywki w tym obszarze zapewnia spełnienie wymaganego warunku konstrukcyjnego w dowolnym położeniu mechanizmu.

Jeżeli warunkiem projektowym są minimalne wymiary mechanizmu, to środek 0 obrót krzywki jest przypisany w punkcie przecięcia promieni, a następnie (patrz ryc. 23.3, B ). Jeśli zostanie określona odległość od środka, wówczas środek obrotu krzywki zostanie wybrany na łuku o promieniu, na przykład w punkcie; Następnie. W takim przypadku środek obrotu musi koniecznie znajdować się w regionie II . Powstały promień początkowy (lub) musi być wystarczający, aby zapewnić wytrzymałość krzywki, jej wału i rolki.

Zgodnie z właściwością odcinka funkcji przenoszenia, kąt pomiędzy linią prostą poprowadzoną ze środka obrotu 0 do dowolnego punktu na wykresie linii prostej prostopadłej do odcinka, a zatem równoległej do prędkości równej kątowi ciśnienia w I położenie mechanizmu (patrz rys. 22.2, płyta CD ). Po wyznaczeniu kątów nacisku w różnych położeniach tworzony jest wykres pokazujący, że spełniony jest warunek odwrotnego trybu pracy mechanizmu krzywkowego. (patrz ryc. 23.3, G )

Budowa profilu krzywki.

Dane wyjściowe do wykonania drugiego etapu projektowania – budowy profilu krzywki – to wykres współrzędnych łukowych punktu W popychacz 2 (patrz rys. 23.3, V ), a także początkowy promień krzywki i odległość od środka znaleziona w pierwszym etapie (patrz rys. 23.3, B).

Aby skonstruować profil krzywki, stosuje się metodę odwrócenia ruchu: aby warunkowo zatrzymać obracającą się krzywkę (patrz ryc. 23.3, a), cały mechanizm obraca się wokół osi 0 z prędkością kątową równą wartości bezwzględnej prędkości kątowej krzywki, ale skierowaną przeciwnie do niej. Słupek stały 3 w ruchu wstecznym otrzymuje prędkość kątową. Przy tej prędkości segment należący do stojaka konwencjonalnie obraca się wzdłuż strzałki rasowej. Równanie odwrócenia ruchu ma postać:

(23.3)

W odwrotnym ruchu punkt Z opisuje okrąg o promieniu, na którym skala konstrukcji (patrz ryc. 23.3, D ). Na tym okręgu w dowolnym punkcie zaznacz początkowe położenie środka Z obracając popychacz. Następnie zgodnie z równaniem (23.3) odcinek system operacyjny skręcić w kierunku ruchu wstecznego zębatki pod kątami równymi w wartości bezwzględnej kątom obrotu krzywki i zaznaczyć punkty na trajektorii Z jej stanowisko. Dla każdej z zaznaczonych pozycji rysowane są łuki o promieniu i nanoszone są na nie współrzędne łuków z punktów znajdujących się na okręgu o promieniu itp. zwrotnica W popychacz. W tym celu skorzystaj z wykresu na ryc. 23,3, V . Punkty połączone gładką krzywą tworzą środkowy profil krzywki (patrz ryc. 23.3, D ). Konstrukcję profilu konstrukcyjnego w równej odległości od profilu środkowego wykonuje się analogicznie do konstrukcji wykonanej na ryc. 23,2, V.

Opisany powyżej sposób projektowania stosuje się nie tylko do mechanizmów krzywkowych z popychaczem rolkowym, ale także do mechanizmów, w których popychacz 2 jest wykonany z zaokrąglonym końcem (patrz ryc. 22.1, B ). Profil konstrukcyjny krzywki w takim mechanizmie jest również w równej odległości od profilu środkowego, a jej punkty są oddalone od profilu środkowego w odległości równej promieniowi krzywizny zaokrąglenia.

Pytania testowe do wykładów N 22 i N 23.

Jakie cechy mechanizmów krzywkowych decydują o ich powszechnym zastosowaniu w różnych maszynach i urządzeniach?
Jakie są wady mechanizmów krzywkowych?
Narysuj schematy najpopularniejszych mechanizmów krzywek płaskich i kosmicznych.
Jak dzieli się mechanizmy krzywkowe ze względu na sposób wymiany najwyższej pary?
wymienić główne fazy ruchu popychacza mechanizmu krzywkowego oraz tworzące je kąty obrotu krzywki?
Opowiedz nam o głównych etapach syntezy mechanizmów krzywkowych
Jakie prawa ruchu popychacza można racjonalnie zastosować w szybkich mechanizmach krzywkowych i dlaczego?
Jak określić nakładanie się środka obrotu krzywki w mechanizmie z popychaczem poruszającym się translacyjnie przy zadanym dopuszczalnym kącie docisku?
Jak określić położenie środka obrotu krzywki przy zadanym dopuszczalnym kącie docisku i odległości środka w mechanizmie z popychaczem tocznym?
Na podstawie jakich rozważań dobiera się promień rolki mechanizmu krzywkowego?
Jak skonstruować profil nachylenia (konstruktywny) przy użyciu teoretycznego (środkowego) profilu krzywki?

Inne podobne prace, które mogą Cię zainteresować.vshm>
1944.		Projektowanie połączeń płaskich	486,03 kB
	Zdecydowana większość mechanizmów dźwigniowych przegubowych przekształca równomierny ruch ogniwa napędowego w nierównomierny ruch ogniwa napędzanego i należy do mechanizmów o nieliniowej funkcji położenia ogniwa napędzanego. Pierwszym etapem projektowania jest wybór schematu kinematycznego mechanizmu, który zapewniłby wymagany typ i prawo ruchu. Drugi etap obejmuje opracowanie form projektowych mechanizmu zapewniających jego wytrzymałość i trwałość. Trzeci etap projektowania to opracowanie rozwiązań technologiczno-technicznych i ekonomicznych...
1958.		Projektowanie wielowątkowych mechanizmów planetarnych	89,38 kB
	Zadanie projektowe w tym przypadku można również podzielić na syntezę strukturalną i kinematyczną mechanizmu. Podczas syntezy strukturalnej wyznaczany jest schemat strukturalny mechanizmu podczas kinematyki wyznaczana jest liczba zębów przekładni, ponieważ promienie kół zębatych są wprost proporcjonalne do liczby zębów.W przypadku mechanizmów standardowych pierwsze zadanie sprowadza się do wybrania schematu ze zbioru standardowych schematów. Po wybraniu schematu mechanizmu należy określić taką kombinację ilości zębów jego kół, która zapewni spełnienie wymagań stawianych skrzyni biegów...
14528.		Precyzja mechanizmu	169,25 kB
	Ponadto ogromne znaczenie ma dokładność parametrów geometrycznych: dokładność wymiarów, względne położenie powierzchni i chropowatość powierzchni. Zamienność jest podstawą unifikacji i standaryzacji, która pozwala wyeliminować nadmierną różnorodność standardowych zespołów i części oraz ustalić minimalną możliwą liczbę standardowych rozmiarów części maszyn o wysokich parametrach użytkowych. Możliwe jest zapewnienie wymaganej dokładności montażu bez znaczącego zwiększania dokładności wykonania elementów tocznych i pierścieni...
1946.		Dynamika mechanizmów	374,46 kB
	Zagadnienia dynamiki: Zagadnienie bezpośrednie dynamiki - analiza sił mechanizmu według zadanej zasady ruchu, wyznaczanie sił działających na jego ogniwa oraz reakcji w parach kinematycznych mechanizmu. Podczas jego ruchu na mechanizm zespołu maszyny działają różne siły. Te siły napędowe to siły oporu, czasami nazywane użytecznymi siłami oporu, grawitacja, tarcie i wiele innych sił. Poprzez swoje działanie przyłożone siły nadają mechanizmowi takie lub inne prawo ruchu.
1950.		Mechanizmy równoważące	272 kB
	Wynika to z faktu, że środki masy ogniw w ogólnym przypadku mają zmienną wielkość i kierunek przyspieszenia. Dlatego przy projektowaniu mechanizmu zadaniem jest racjonalny dobór mas ogniw mechanizmu tak, aby zapewnić całkowitą lub częściową eliminację zadanych obciążeń dynamicznych. W tym przypadku wszystkie pozostałe ogniwa będą się poruszać z przyspieszeniami kątowymi, a środki masy S1 S2 S3 będą miały przyspieszenia liniowe.3 Ponieważ masa układu wszystkich ruchomych ogniw wynosi  mi 0, to przyspieszenie środka masy S tego układu powinno być równe...
1943.		Strukturalna synteza mechanizmów	360,1 KB
	Obecnie tradycyjnie wybór konstrukcji nowo projektowanej maszyny odbywa się albo intuicyjnie w oparciu o doświadczenie i kwalifikacje konstruktorów, albo poprzez nakładanie na siebie grup konstrukcyjnych. Synteza strukturalna prostych i złożonych mechanizmów z wykorzystaniem grup strukturalnych. Obecnie najpowszechniejszą metodą tworzenia mechanizmów o zamkniętych łańcuchach kinematycznych jest metoda przyłączania grup strukturalnych lub grup ccyp do mechanizmów elementarnych. Łańcuchy kinematyczne o zerowej ruchliwości względem zewnętrznych...
6001.		Teoria mechanizmów i maszyn	1,52 MB
	Zależność współrzędnych liniowych w dowolnym punkcie mechanizmu od współrzędnej uogólnionej jest liniową funkcją położenia danego punktu w rzutach na odpowiednie osie współrzędnych. Pierwsza pochodna funkcji liniowej położenia punktu względem uogólnionej współrzędnej, funkcja przeniesienia liniowego danego punktu w rzutach na odpowiednie osie współrzędnych, nazywana jest czasem analogią prędkości liniowej, prędkością całkowitą t. druga pochodna funkcji liniowej położenia względem uogólnionej...
13646.		Badanie mechanizmów elektromagnetycznych	13,5 kB
	Celem pracy jest eksperymentalne badanie statycznych właściwości trakcyjnych elektromagnesu pracującego ze stałą i stałą prędkością prąd przemienny oraz badanie metod elektromagnetycznego wzmacniania i zwalniania elektromagnesu prądu stałego.
1945.		Charakterystyka kinematyczna mechanizmów	542,36 kB
	Głównym celem mechanizmu jest wykonywanie wymaganych ruchów. Do właściwości kinematycznych zalicza się również te cechy, które nie zależą od prawa ruchu ogniw początkowych i są określone jedynie przez konstrukcję mechanizmu i wymiary jego ogniw, a w ogólnym przypadku zależą od uogólnionych współrzędnych. Geometryczne oparte na analizie konturów wektorowych łańcuchów kinematycznych mechanizmów przedstawionych w formie analitycznej lub graficznej; Metoda transformacji współrzędnych punktów mechanizmu, rozwiązywalna w macierzy lub...
11321.		OBLICZENIA KINEMATYCZNE MECHANIZMÓW DŹWIGNI	2,97MB
	Celem zajęć jest poznanie podstawowych metod syntezy mechanizmów, które pozwalają projektantowi nie tylko znaleźć parametry mechanizmów na podstawie zadanych właściwości kinematycznych i dynamicznych, ale także określić ich optymalne kombinacje, biorąc pod uwagę wiele dodatkowych warunki.

Zalety mechanizmów krzywkowych

Wszystkie mechanizmy z VKP są drobno powiązane, dlatego umożliwiają zmniejszenie wymiarów maszyny jako całości.

Łatwość syntezy i projektowania.

Mechanizmy z VCP dokładniej odtwarzają funkcję przenoszenia.

Zapewniają szeroką gamę praw ruchu łącza wyjściowego.

Mechanizmy z VKP muszą mieć zamknięcie siłowe lub geometryczne.

Siły kontaktowe w VCP są znacznie większe niż w NCP, co prowadzi do zużycia, tj. 2 profile tracą swój kształt, a co za tym idzie, swoją główną zaletę.

Trudność w obróbce profilu krzywki.

Niezdolność do pracy z dużymi prędkościami i przenoszenia dużych mocy.

Główne parametry mechanizmu krzywkowego

Profil krzywki może składać się z łuków dwóch koncentrycznych okręgów i krzywych przechodzących z jednego okręgu do drugiego.

Większość mechanizmów krzywkowych to mechanizmy cykliczne o równym okresie cyklu. Gdy krzywka się obraca, popychacz wykonuje ruch posuwisto-zwrotny lub ruch posuwisto-zwrotny z ogranicznikiem w górnym i dolnym położeniu. Zatem w cyklu ruchu pchacza można ogólnie wyróżnić cztery fazy: oddalanie się, stanie w oddali (lub stanie), zbliżanie się i stanie blisko. Zgodnie z tym kąty obrotu krzywki lub kąty fazowe dzielą się na:

Kąt usuwania (wznoszenia).

Kąt dalekiego (górnego) stojaka

Kąt natarcia (zejścia)

Kąt bliskiej (dolnej) podstawki.

Suma trzech kątów tworzy kąt zwany kątem roboczym

W szczególnych przypadkach może wówczas brakować kątów wysokości górnej i dolnej.

Krzywka mechanizmu charakteryzuje się dwoma profilami:

Centrum (lub teoretyczne)

Konstruktywny (lub działający).

Pod konstruktywny odnosi się do zewnętrznego profilu roboczego krzywki.

Teoretyczne lub centralne to profil, który w układzie współrzędnych krzywki opisuje środek rolki (lub zaokrąglenie profilu roboczego popychacza), gdy rolka porusza się po profilu konstrukcyjnym krzywki.

Faza zwany kątem obrotu krzywki.

Kąt profilu nazywa się współrzędną kątową aktualnego punktu pracy profilu teoretycznego, odpowiadającą aktualnemu kątowi fazowemu. Ogólnie rzecz biorąc, kąt fazowy nie jest równy kątowi profilowemu.

Ruch popychacza i kąt obrotu krzywki liczony jest od początku fazy podnoszenia, tj. od najniższego położenia środka rolki, znajdującego się w pewnej odległości od środka obrotu krzywki. Odległość ta nazywa się - promień początkowy lub promień zerowej podkładki początkowej i pokrywa się z wektorem minimalnego promienia profilu środkowego krzywki.

Nazywa się maksymalne przemieszczenie łącza wyjściowego skok popychacza.

Pozaosiowość popychacza - mimośród - dla krzywek z popychaczem poruszającym się translalnie.

Odległość środkowa - odległość pomiędzy środkiem obrotu krzywki a punktem stałym wahacza - dla krzywek z popychaczem dźwigienkowym.

Kąt nacisku to kąt pomiędzy prędkością w punkcie styku a normalną do profilu (tj. kierunkiem siły). Zwykle ten kąt jest oznaczony lub. W jednym punkcie styku oba profile mają inny kąt nacisku.

Bez uwzględnienia tarcia siła jest kierowana wzdłuż wspólnej normalnej w miejscu styku profili. Zatem w mechanizmie krzywkowym kąt nacisku jest kątem pomiędzy normalną do środkowego profilu krzywki a prędkością środka rolki.

Wymiary mechanizmu krzywkowego wyznaczane są na podstawie warunków kinematycznych, dynamicznych i konstrukcyjnych.

Warunki kinematyczne – zapewniające odtworzenie zadanego prawa ruchu popychacza.
Dynamiczny – zapewniający wysoką wydajność i brak zakleszczeń.
Konstrukcyjny – zapewniający minimalne wymiary mechanizmu, wytrzymałość i odporność na zużycie.

Interpretacja geometryczna analogu prędkości popychacza

Krzywka i popychacz tworzą VCP. Popychacz porusza się translalnie, dlatego jego prędkość jest równoległa do prowadnicy. Krzywka wykonuje ruch obrotowy, zatem jej prędkość jest kierowana prostopadle do promienia obrotu w bieżącym punkcie, a względna prędkość poślizgu profili skierowana jest wzdłuż wspólnej do nich stycznej.

gdzie a jest biegunem sprzęgającym w VCP, który znajduje się na przecięciu normalnej do profili w punkcie styku z linią środków. Ponieważ Popychacz porusza się translacyjnie, wówczas jego środek obrotu leży w nieskończoności, a linia środków przebiega prostopadle do prędkości przez środek krzywki.

Trójkąt prędkości i są podobne do trójkątów o wzajemnie prostopadłych bokach, tj. stosunek ich odpowiednich boków jest stały i równy współczynnikowi podobieństwa: , skąd.

Te. Analogię prędkości popychacza przedstawiono w postaci odcinka prostopadłego do prędkości popychacza, który jest odcięty linią prostą równoległą do normalnej kontaktu i przechodzącą przez środek krzywki.

Preparat syntezy: Jeżeli w kontynuacji promienia poprowadzonego ze środka rolki prostopadle do prędkości popychacza, odcinek długości zostanie odsunięty od punktu i przez koniec tego odcinka zostanie poprowadzona linia prosta równoległa do normalnej styku , to ta linia prosta przejdzie przez środek obrotu punktu ogniwa prowadzącego (krzywki).

Zatem, aby otrzymać odcinek obrazujący analogię prędkości popychacza, należy obrócić wektor prędkości popychacza w kierunku obrotu krzywki.

Wpływ kąta nacisku na pracę mechanizmu krzywkowego

Zmniejszenie początkowego promienia krzywki, przy niezmienionych innych czynnikach, prowadzi do wzrostu kątów nacisku. Wraz ze wzrostem kątów nacisku zwiększają się siły działające na ogniwa mechanizmu, maleje sprawność mechanizmu i powstaje możliwość samohamowania (zakleszczenia mechanizmu), tj. żadna siła z ogniwa napędowego (krzywki) nie jest w stanie przesunąć ogniwa napędzanego (popychacza) z jego miejsca. Dlatego, aby zapewnić niezawodną pracę mechanizmu krzywkowego, należy tak dobrać jego główne wymiary, aby kąt nacisku w dowolnym położeniu nie przekraczał określonej dopuszczalnej wartości.

Przy ustalaniu głównych wymiarów mechanizmu krzywkowego z popychaczem rolkowym wystarczy, aby kąt docisku w którymkolwiek z położeń mechanizmu nie przekraczał, dla mechanizmu krzywkowego z postępowo poruszającym się popychaczem rolkowym wystarczy, aby docisk kąt w którymkolwiek z położeń mechanizmu nie przekracza.

Synteza mechanizmu krzywkowego. Etapy syntezy

Podczas syntezy mechanizmu krzywkowego, a także syntezy dowolnego mechanizmu, rozwiązuje się szereg problemów, z których dwa są rozważane na kursie TMM: selekcja Schemat blokowy oraz określenie głównych wymiarów ogniw mechanizmu (w tym profilu krzywki).

Pierwszy etap syntezy ma charakter strukturalny. Schemat blokowy określa liczbę ogniw mechanizmu; liczba, rodzaj i ruchliwość par kinematycznych; liczba redundantnych połączeń i mobilność lokalna. Podczas syntezy strukturalnej konieczne jest uzasadnienie wprowadzenia każdego połączenia redundantnego i mobilności lokalnej do schematu mechanizmu. Warunki decydujące przy wyborze schematu strukturalnego to: określony rodzaj transformacji ruchu, położenie osi łączy wejściowych i wyjściowych. Ruch wejściowy w mechanizmie jest przekształcany na wyjściowy, na przykład obrotowy na obrotowy, obrotowy na translacyjny itp. Jeśli osie są równoległe, wybierany jest płaski schemat mechanizmu. Podczas przecinania lub przecinania osi konieczne jest użycie diagramu przestrzennego. W mechanizmach kinematycznych obciążenia są małe, dlatego można zastosować popychacze z zaostrzoną końcówką. W mechanizmach napędowych, w celu zwiększenia trwałości i zmniejszenia zużycia, do obwodu mechanizmu wprowadza się wałek lub zwiększa się zmniejszony promień krzywizny stykających się powierzchni najwyższej pary.

Drugi etap syntezy jest metryczny. Na tym etapie wyznaczane są główne wymiary ogniw mechanizmu, które zapewniają dane prawo transformacji ruchu w mechanizmie lub zadaną funkcję przenoszenia. Jak zauważono powyżej, funkcja przenoszenia jest czysto geometryczną cechą mechanizmu, a zatem problem syntezy metrycznej jest problemem czysto geometrycznym, niezależnym od czasu i prędkości. Głównymi kryteriami, którymi kieruje się projektant przy rozwiązywaniu problemów syntezy metrycznej, są: minimalizacja wymiarów, a co za tym idzie masy; minimalizacja kąta ciśnienia w górnej parze; uzyskanie zaawansowanego technologicznie kształtu profilu krzywki.

Wybór promienia rolki (zaokrąglenie obszaru roboczego popychacza)

Przy wyborze promienia rolki brane są pod uwagę następujące kwestie:

Wałek jest prostą częścią, której obróbka jest prosta (jest toczony, następnie poddawany obróbce cieplnej i szlifowany). Dzięki temu na jego powierzchni można zapewnić wysoką wytrzymałość kontaktową. W przypadku krzywki, ze względu na złożoną konfigurację powierzchni roboczej, jest to trudniejsze do zapewnienia. Dlatego też zwykle promień rolki jest mniejszy od promienia podkładki początkowej profilu konstrukcyjnego i spełnia zależność gdzie jest promieniem podkładki początkowej teoretycznego profilu krzywki. Przestrzeganie tego stosunku zapewnia w przybliżeniu jednakową siłę styku zarówno krzywki, jak i rolki. Wałek ma większą siłę styku, lecz ze względu na mniejszy promień obraca się z większą prędkością, a punkty robocze jego powierzchni biorą udział w większej liczbie styków.

Profil konstrukcyjny krzywki nie powinien być spiczasty ani obcięty. W związku z tym narzucone jest ograniczenie w wyborze promienia rolki, gdzie jest minimalny promień krzywizny teoretycznego profilu krzywki.

Zaleca się dobór promienia rolki ze standardowego zakresu średnic w danym zakresie. Należy wziąć pod uwagę, że zwiększenie promienia rolki zwiększa wymiary i masę popychacza, pogarsza właściwości dynamiczne mechanizmu (zmniejsza jego częstotliwość drgań własnych). Zmniejszenie promienia rolki zwiększa wymiary krzywki i jej wagę; Zwiększa się prędkość obrotowa walca, zmniejsza się jego trwałość.

WYKŁAD 17-18

L-17Streszczenie: Cel i zakres mechanizmów krzywkowych, główne zalety i wady. Klasyfikacja mechanizmów krzywkowych. Podstawowe parametry mechanizmów krzywkowych. Budowa mechanizmu krzywkowego. Cyklogram działania mechanizmu krzywkowego.

Podsumowanie L-18: Typowe prawa ruchu pchacza. Kryteria działania mechanizmu i kąt nacisku podczas przenoszenia ruchu w wyższej parze kinematycznej. Przedstawienie problemu syntezy metrycznej. Etapy syntezy. Synteza metryczna mechanizmu krzywkowego z postępowo poruszającym się popychaczem.

Pytania kontrolne.

Mechanizmy krzywkowe:

Kułaczkow nazywany mechanizmem trójwahaczowym z wyższą parą kinematyczną, ogniwo wejściowe nazywane jest krzywką, a ogniwo wyjściowe nazywane jest popychaczem (lub wahaczem). Często, aby zastąpić tarcie ślizgowe w wyższej parze tarciem tocznym i zmniejszyć zużycie zarówno krzywki, jak i popychacza, w konstrukcji mechanizmu uwzględniono dodatkowe ogniwo - rolkę i parę kinematyczną obrotową. Ruchliwość w tej parze kinematycznej nie zmienia funkcji przenoszenia mechanizmu i ma charakter ruchliwości lokalnej.

Cel i zakres:

Mechanizmy krzywkowe służą do przekształcania ruchu obrotowego lub translacyjnego krzywki w ruch posuwisto-zwrotny popychacza. Jednocześnie w mechanizmie z dwoma ruchomymi ogniwami możliwa jest realizacja transformacji ruchu zgodnie ze złożonym prawem. Ważna zaleta mechanizmy krzywkowe to możliwość zapewnienia precyzyjnego ustawienia łącza wyjściowego. Ta zaleta zdecydowała o ich powszechnym zastosowaniu w najprostszych urządzeniach automatyki cyklicznej (wałek rozrządu) oraz w mechanicznych urządzeniach liczących (arytmometry, mechanizmy kalendarzowe). Mechanizmy krzywkowe można podzielić na dwie grupy. Mechanizmy pierwszego zapewniają ruch popychacza zgodnie z zadaną zasadą ruchu. Mechanizmy drugiej grupy zapewniają jedynie określony maksymalny ruch łącznika wyjściowego - skok popychacza. W tym przypadku prawo, według którego wykonywany jest ten ruch, jest wybierane spośród zestawu standardowych praw ruchu w zależności od warunków pracy i technologii produkcji.

Klasyfikacja mechanizmów krzywkowych:

Mechanizmy krzywkowe są klasyfikowane według następujących kryteriów:

według lokalizacji łączy w przestrzeni

przestrzenny
płaski

przez ruch krzywki

rotacyjny
progresywny

poprzez ruch łącza wyjściowego

posuwisto-zwrotny (z popychaczem)
obrót posuwisto-zwrotny (z wahaczem)

w zależności od dostępności wideo

z rolką
bez rolki

według typu kamery

dysk (płaski)
cylindryczny

w zależności od kształtu powierzchni roboczej łącza wyjściowego

płaski
spiczasty
cylindryczny
kulisty

metodą zamykania elementów wyższej pary

moc
geometryczny

Podczas zamykania siłowego popychacz jest usuwany poprzez działanie powierzchni styku krzywki na popychacz (łącznikiem napędowym jest krzywka, łącznikiem napędzanym jest popychacz). Ruch popychacza podczas zbliżania odbywa się pod wpływem siły sprężystej sprężyny lub siły ciężaru popychacza, przy czym krzywka nie jest ogniwem napędowym. W przypadku zamknięcia geometrycznego ruch popychacza podczas oddalania odbywa się poprzez działanie zewnętrznej powierzchni roboczej krzywki na popychacz, a podczas zbliżania się - poprzez działanie wewnętrznej powierzchni roboczej krzywki na popychacz. W obu fazach ruchu ogniwem prowadzącym jest krzywka, ogniwem napędzanym jest popychacz.

Cyklogram działania mechanizmu krzywkowego

Ryż. 2

Większość mechanizmów krzywkowych to mechanizmy cykliczne z okresem cyklu równym 2p. W cyklu ruchu popychacza można wyróżnić cztery fazy (rys. 2): przemieszczenie się od położenia najbliższego (względem środka obrotu krzywki) do położenia najdalszego, położenie najdalsze (lub stanie w położeniu najdalszym) , wróć z najdalszej pozycji w pozycji najbliższej i najbliższej (stojąc w pozycji najbliższej). Zgodnie z tym kąty obrotu krzywki lub kąty fazowe dzielą się na:

kąt przesunięcia Jy
daleki kąt stania j d
kąt powrotu j w
w pobliżu kąta stania j b .

Kwota φ y + φ re + φ v nazywa się kątem roboczym i jest oznaczony φ r. Dlatego,

φ y + φ re + φ do = φ r.

Główne parametry mechanizmu krzywkowego

Krzywka mechanizmu charakteryzuje się dwoma profilami: środkowym (lub teoretycznym) i konstrukcyjnym. Pod konstruktywny odnosi się do zewnętrznego profilu roboczego krzywki. Teoretyczne lub centralne to profil, który w układzie współrzędnych krzywki opisuje środek rolki (lub zaokrąglenie profilu roboczego popychacza), gdy rolka porusza się po profilu konstrukcyjnym krzywki. Kąt fazowy nazywany jest kątem obrotu krzywki. Kąt profilu di jest współrzędną kątową aktualnego punktu pracy profilu teoretycznego, odpowiadającą aktualnemu kątowi fazowemu ji.
Ogólnie rzecz biorąc, kąt fazowy nie jest równy kątowi profilowemu ji¹di.
Na ryc. Rysunek 17.2 przedstawia schemat płaskiego mechanizmu krzywkowego z dwoma rodzajami łącznika wyjściowego: pozaosiowym z ruchem translacyjnym i wahadłowym (z ruchem obrotowym posuwisto-zwrotnym). Ten schemat pokazuje główne parametry mechanizmów z płaską krzywką.

Na rysunku 17.2:

Teoretyczny profil krzywki jest zwykle przedstawiany we współrzędnych biegunowych zależnością ri = f(di),
gdzie ri jest wektorem promienia bieżącego punktu teoretycznego lub środkowego profilu krzywki.

Budowa mechanizmów krzywkowych

W mechanizmie krzywkowym z rolką występują dwa różne ruchy cel funkcjonalny: W 0 = 1 - główna mobilność mechanizmu, za pomocą którego dokonuje się transformacja ruchu zgodnie z danym prawem, W m = 1 - mobilność lokalna, która jest wprowadzana do mechanizmu w celu zastąpienia tarcia ślizgowego w wyższej parze tarciem tocznym.

Analiza kinematyczna mechanizmu krzywkowego

Analizę kinematyczną mechanizmu krzywkowego można przeprowadzić dowolną z metod opisanych powyżej. Do badania mechanizmów krzywkowych o typowym prawie ruchu ogniwa wyjściowego najczęściej stosuje się metodę wykresów kinematycznych. Aby zastosować tę metodę, konieczne jest zdefiniowanie jednego z wykresów kinematycznych. Ponieważ w analizie kinematycznej określa się mechanizm krzywkowy, znany jest jego schemat kinematyczny oraz kształt profilu konstrukcyjnego krzywki. Wykres przemieszczenia konstruowany jest w następującej kolejności (dla mechanizmu z popychaczem poruszającym się translacyjnie poza osią):

konstruowana jest rodzina okręgów o promieniu równym promieniowi rolki, styczna do profilu konstrukcyjnego krzywki; środki okręgów tej rodziny są połączone gładką krzywą i uzyskuje się środek lub teoretyczny profil krzywki
okręgi o promieniach pasują do powstałego profilu centralnego r0 i r0 +hAmax , określa się wielkość mimośrodu mi
przez wielkość obszarów, które nie pokrywają się z łukami okręgów o promieniach r0 i r0 +hAmax , wyznaczane są kąty fazowe jwork, jу, jдв i jс
łuk koła R , odpowiadający roboczemu kątowi fazowemu, jest podzielony na kilka odrębnych sekcji; przez punkty podziału rysuje się linie proste stycznie do okręgu promienia mimośrodu (linie te odpowiadają położeniom osi popychacza w jego ruchu względem krzywki)
na tych prostych mierzone są odcinki znajdujące się pomiędzy profilem środkowym a okręgiem o promieniu r 0 ; segmenty te odpowiadają ruchom środka rolki dociskowej SI
na podstawie otrzymanych ruchów SI konstruowany jest diagram funkcji położenia środka rolki dociskowej Si= f(j1)

Na ryc. Rysunek 17.4 przedstawia schemat konstruowania funkcji położenia dla mechanizmu krzywkowego z centralnym (e=0) poruszającym się translacyjnie popychaczem rolkowym.

Typowe prawa ruchu pchacza .

Projektując mechanizmy krzywkowe, prawo ruchu popychacza wybiera się ze zbioru standardowych.

Typowe prawa ruchu dzielą się na prawa z twardymi i miękkimi uderzeniami oraz prawa bez uderzeń. Z punktu widzenia obciążeń dynamicznych pożądane są prawa bezwstrząsowe. Krzywki o takich prawach ruchu są jednak bardziej złożone technologicznie, gdyż wymagają bardziej precyzyjnego i złożonego wyposażenia, a przez to są znacznie droższe w produkcji. Prawa dotyczące twardych uderzeń mają bardzo ograniczone zastosowanie i są stosowane w mechanizmach niekrytycznych przy niskich prędkościach i niskiej trwałości. Wskazane jest stosowanie krzywek z prawami bezwstrząsowymi w mechanizmach o dużych prędkościach ruchu przy rygorystycznych wymaganiach dotyczących dokładności i trwałości. Najbardziej rozpowszechnione są prawa ruchu z miękkimi uderzeniami, za pomocą których można zapewnić racjonalne połączenie kosztów produkcji i Charakterystyka wydajności mechanizm.

Po wybraniu rodzaju prawa ruchu, zwykle metodą diagramów kinematycznych, przeprowadza się badanie geometryczno-kinematyczne mechanizmu i określa prawo ruchu popychacza oraz prawo zmiany na cykl pierwszej funkcji przenoszenia (Widzieć. wykład 3- metoda wykresów kinematycznych).

Tabela 17.1

Na egzamin

Kryteria wydajności i kąt nacisku podczas przenoszenia ruchu V wyższa para kinematyczna.

Kąt ciśnienia określa położenie normalnej p-p w najwyższej przekładni względem wektora prędkości i punktu styku napędzanego ogniwa (rys. 3, a, b). O jego wartości decydują wymiary mechanizmu, funkcja przenoszenia i ruch popychacza S .

Kąt przenoszenia ruchu γ- kąt między wektorami υ 2 I υ względ. prędkości bezwzględne i względne (względem krzywki) tego punktu popychacza, który znajduje się w punkcie styku A(ryc. 3, a, b):

Jeśli pominiemy siłę tarcia pomiędzy krzywką a popychaczem, to siłą napędzającą popychacz (siłą napędową) jest ciśnienie Q krzywka przyłożona do popychacza w tym miejscu A i skierowane wzdłuż wspólnej normalnej p-p do profili kamer i obserwujących. Rozbijmy władzę Q na wzajemnie prostopadłe elementy Pytanie 1 I Q 2, z czego pierwszy jest skierowany w kierunku prędkości υ 2. Siła Pytanie 1 przesuwa popychacz, pokonując przy tym wszystkie użyteczne (związane z realizacją zadań technologicznych) i szkodliwe (siły tarcia) opory stawiane popychaczowi. Siła Pytanie 2 zwiększa siły tarcia w parze kinematycznej utworzonej przez popychacz i stojak.

Oczywiście przy malejącym kącie γ siła Pytanie 1 maleje i siła Q 2 wzrosty. Pod pewnym kątem γ może się okazać, że siła Pytanie 1 nie będzie w stanie pokonać całego oporu wywieranego na popychacz, a mechanizm nie będzie działał. Zjawisko to nazywa się zagłuszanie mechanizm i kąt γ , przy którym to następuje, nazywany jest kątem klinowania uszczelka γ

Projektując mechanizm krzywkowy, określa się dopuszczalną wartość kąta nacisku dodatkowy, zapewniający spełnienie warunku γ ≥ γ min > γ blisko , tj. aktualny kąt γ w żadnym punkcie mechanizmu krzywkowego minimalny kąt przełożenia nie może być mniejszy niż gam W i znacznie przekraczają kąt zagłuszania γ blisko .

W przypadku mechanizmów krzywkowych z popychaczem poruszającym się stopniowo jest to zalecane γ min = 60°(ryc. 3, A) I γmin = 45°- mechanizmy z obrotowym popychaczem (rys. 3, B).

Określenie głównych wymiarów mechanizmu krzywkowego.

Wymiary mechanizmu krzywkowego określa się biorąc pod uwagę dopuszczalny kąt nacisku w górnej parze.

Warunek, jaki musi spełniać położenie środka obrotu krzywki O 1 : kąty nacisku podczas fazy usuwania we wszystkich punktach profilu muszą być mniejsze niż wartość dopuszczalna. Dlatego graficznie obszar lokalizacji punktu O 1 można wyznaczyć za pomocą rodziny linii prostych narysowanych pod dopuszczalnym kątem nacisku do wektora możliwej prędkości środkowego punktu profilu należącego do popychacza. Graficzną interpretację powyższego dla popychacza i wahacza przedstawiono na ryc. 17,5. Na etapie usuwania tworzony jest diagram zależności S B = f(j1). Ponieważ o rocker chodzi W porusza się po łuku okręgu o promieniu lBC, wówczas dla mechanizmu z wahaczem schemat jest skonstruowany we współrzędnych krzywoliniowych. Wszystkie konstrukcje na schemacie są wykonane w tej samej skali, to znaczy m l = m Vq = m S .

Podczas syntezy mechanizmu krzywkowego, podobnie jak w przypadku syntezy dowolnego mechanizmu, rozwiązuje się szereg problemów, z których dwa są rozważane na kursie TMM:
dobór schematu konstrukcyjnego i określenie głównych wymiarów ogniw mechanizmu (w tym profilu krzywki).

Etapy syntezy

Przedstawienie problemu syntezy metrycznej

Dany:
Schemat blokowy mechanizmu; zasada ruchu łącza wyjściowego S B = f(j1)
lub jego parametry - H B, jwork = jу + jdv + jс, dopuszczalny kąt nacisku - |J|
Informacje dodatkowe: Promień rolki R p, średnica wałka krzywki D c, ekscentryczność mi(dla mechanizmu z popychaczem poruszającym się progresywnie) , Odległość centrum A wi i długość rockera l BC (dla mechanizmu z obrotem posuwisto-zwrotnym łącza wyjściowego).

Definiować:
promień początkowej podkładki krzywkowej R 0 ; promień rolki R 0 ; współrzędne środka i profilu konstrukcyjnego krzywki r ja = f(di)
i, jeśli nie określono, to mimośród e i odległość od środka A w.

Algorytm projektowania mechanizmu krzywkowego na podstawie dopuszczalnego kąta nacisku

W zacienionych obszarach możliwy jest wybór środka. Ponadto należy wybrać w taki sposób, aby zapewnić minimalne wymiary mechanizmu. Minimalny promień r 1 * otrzymamy, jeśli połączymy wierzchołek powstałego obszaru, punkt Około 1* , z pochodzeniem. Przy takim wyborze promienia, w dowolnym punkcie profilu podczas fazy usuwania, kąt nacisku będzie mniejszy lub równy dopuszczalnemu. Jednak krzywka musi być wykonana z mimośrodem mi* . Przy zerowym mimośrodzie promień podkładki początkowej będzie określony przez punkt O e0 . Promień jest równy re 0 , czyli znacznie więcej niż minimum. W przypadku łącznika wyjściowego - wahacza minimalny promień określa się w podobny sposób. Promień rozrusznika krzywki r 1aw w danej odległości od środka och , określony przez punkt Około 1:00 , przecięcie łuku o promieniu aw z odpowiednią granicą obszaru. Zwykle krzywka obraca się tylko w jednym kierunku, ale podczas wykonywania prac naprawczych pożądana jest możliwość obracania krzywki w przeciwnym kierunku, to znaczy, aby zapewnić możliwość ruchu wstecznego wałka krzywki. Przy zmianie kierunku ruchu fazy wycofania i podejścia zamieniają się miejscami. Zatem aby wybrać promień krzywki poruszającej się wstecz należy uwzględnić dwie możliwe fazy usuwania, czyli skonstruować dwa wykresy S B= F(j1) dla każdego z możliwych kierunków ruchu. Dobór promienia i związanych z nim wymiarów mechanizmu krzywkowego odwracalnego ilustrują diagramy na rys. 17,6.

Na tym zdjęciu:

r 1- minimalny promień początkowej podkładki krzywkowej;
r 1e- promień podkładki początkowej przy zadanym mimośrodzie;
r 1aw- promień podkładki początkowej przy zadanej odległości od środka;
och 0- odległość od środka przy minimalnym promieniu.

Wybór promienia rolki

Projektowanie mechanizmów krzywkowych

Streszczenie: Mechanizmy krzywkowe. Cel i zakres. Dobór prawa ruchu popychacza krzywkowego. Klasyfikacja mechanizmów krzywkowych. Główne parametry. Interpretacja geometryczna analogu prędkości. Wpływ kąta nacisku na pracę mechanizmu krzywkowego. Synteza mechanizmu krzywkowego. Etapy syntezy. Wybór promienia rolki (zaokrąglenie obszaru roboczego popychacza).

Mechanizmy krzywkowe

Proces pracy wielu maszyn powoduje konieczność posiadania w ich składzie mechanizmów, których ruch ogniw wyjściowych musi być realizowany ściśle według danego prawa i skoordynowany z ruchem innych mechanizmów. Najprostszymi, najbardziej niezawodnymi i kompaktowymi do wykonania tego zadania są mechanizmy krzywkowe.

Nazywa się Kułaczkow mechanizm trójwahaczowy z wyższą parą kinematyczną, którego ogniwo wejściowe nazywa się pięść, a dzień wolny jest popychacz(lub rocker).

Pięścią zwane ogniwem, do którego należy element wyższej pary kinematycznej, wykonany w postaci powierzchni o zmiennej krzywiźnie.

Nazywa się prostoliniowo poruszające się łącze wyjściowe popychacz i obrotowe (wahające się) – biegun.

Często, aby zastąpić tarcie ślizgowe w wyższej parze tarciem tocznym i zmniejszyć zużycie zarówno krzywki, jak i popychacza, w konstrukcji mechanizmu uwzględniono dodatkowe ogniwo - rolkę i parę kinematyczną obrotową. Ruchliwość w tej parze kinematycznej nie zmienia funkcji przenoszenia mechanizmu i ma charakter ruchliwości lokalnej.

Odwzorowują ruch ogniwa wyjściowego – popychacza – teoretycznie dokładnie. Prawo ruchu popychacza określone funkcją przenoszenia jest określone przez profil krzywki i jest główną cechą mechanizmu krzywkowego, od której zależą jego właściwości użytkowe oraz właściwości dynamiczne i wibracyjne. Projektowanie mechanizmu krzywkowego dzieli się na kilka etapów: przypisanie prawa ruchu popychacza, wybór schematu konstrukcyjnego, określenie wymiarów głównych i ogólnych, obliczenie współrzędnych profilu krzywki.

Cel i zakres

Mechanizmy krzywkowe służą do przekształcania ruchu obrotowego lub translacyjnego krzywki w ruch posuwisto-zwrotny popychacza. Ważną zaletą mechanizmów krzywkowych jest możliwość zapewnienia precyzyjnego ustawienia łącza wyjściowego. Ta zaleta zadecydowała o ich powszechnym zastosowaniu w najprostszych urządzeniach automatyki cyklicznej oraz w mechanicznych urządzeniach liczących (arytmometry, mechanizmy kalendarzowe). Mechanizmy krzywkowe można podzielić na dwie grupy. Mechanizmy pierwszego zapewniają ruch popychacza zgodnie z zadaną zasadą ruchu. Mechanizmy drugiej grupy zapewniają jedynie określony maksymalny ruch łącznika wyjściowego - skok popychacza. W tym przypadku prawo, według którego wykonywany jest ten ruch, jest wybierane spośród zestawu standardowych praw ruchu w zależności od warunków pracy i technologii produkcji.

Dobór prawa ruchu popychacza krzywkowego

Prawo ruchu popychacza zwana funkcją ruchu (liniowego lub kątowego) popychacza, a także jedną z jego pochodnych, branych względem czasu lub uogólnionej współrzędnej - ruchu ogniwa prowadzącego - krzywki. Projektując mechanizm krzywkowy z dynamicznego punktu widzenia, zaleca się skorzystanie z prawa zmiany przyspieszenia popychacza, ponieważ to przyspieszenia określają siły bezwładności powstające podczas pracy mechanizmu.

Istnieją trzy grupy praw ruchu, które charakteryzują się następującymi cechami:

1. ruchowi popychacza towarzyszą mocne uderzenia,

2. ruchowi popychacza towarzyszą miękkie uderzenia,

3. Popychacz porusza się bez uderzenia.

Bardzo często warunki produkcyjne wymagają, aby popychacz poruszał się ze stałą prędkością. Stosując taką zasadę ruchu popychacza w miejscu gwałtownej zmiany prędkości, przyspieszenie teoretycznie osiąga nieskończoność, a obciążenia dynamiczne również powinny być nieskończenie duże. W praktyce, ze względu na sprężystość ogniw, nie uzyskuje się nieskończenie dużego obciążenia dynamicznego, lecz jego wielkość i tak okazuje się bardzo duża. Takie uderzenia nazywane są „twardymi” i są dopuszczalne tylko w mechanizmach wolnoobrotowych i przy małych masach popychaczy.

Miękkie uderzenia towarzyszą działaniu mechanizmu krzywkowego, jeśli funkcja prędkości nie ma nieciągłości, natomiast funkcja przyspieszenia (lub analogia przyspieszenia) popychacza ulega nieciągłości. Chwilowa zmiana przyspieszenia o skończoną wartość powoduje gwałtowną zmianę sił dynamicznych, co objawia się również w postaci uderzenia. Jednakże ataki te są mniej niebezpieczne.

Mechanizm krzywkowy pracuje płynnie, bez wstrząsów, jeśli funkcje prędkości i przyspieszenia popychacza nie ulegają przerwie, zmieniają się płynnie i pod warunkiem, że prędkości i przyspieszenia na początku i na końcu ruchu są równe zeru.

Prawo ruchu popychacza można określić zarówno w formie analitycznej - w postaci równania, jak i w formie graficznej - w postaci diagramu. W zadaniach do projektu kursu spotykane są następujące prawa zmiany analogii przyspieszenia środka rolki dociskowej, podane w formie wykresów:

Równomiernie przyspieszone prawo zmian w analogii przyspieszenia popychacza; przy równomiernie przyspieszonym prawie ruchu popychacza zaprojektowany mechanizm krzywkowy będzie doświadczał miękkich uderzeń na początku i na końcu każdego z przedziałów.

Trójkątne prawo zmiany analogu przyspieszenia zapewnia bezwstrząsową pracę mechanizmu krzywkowego.

Trapezowe prawo zmiany analogu przyspieszenia zapewnia również bezwstrząsową pracę mechanizmu.

Sinusoidalne prawo zmiany przyspieszenia analogowego. Zapewnia największą płynność ruchu (charakterystyka jest taka, że płynnie zmieniają się nie tylko prędkość i przyspieszenie, ale także pochodne wyższego rzędu). Jednak dla tej zasady ruchu maksymalne przyspieszenie przy tych samych kątach fazowych i skoku popychacza okazuje się większe niż w przypadku równomiernie przyspieszonych i trapezoidalnych praw zmiany analogów przyspieszenia. Wadą tej zasady ruchu jest to, że wzrost prędkości na początku wznoszenia, a co za tym idzie samo wznoszenie, następuje powoli.

Cosinusowe prawo zmiany analogii przyspieszenia powoduje miękkie uderzenia na początku i na końcu skoku popychacza. Jednak zgodnie z prawem cosinusa następuje szybki wzrost prędkości na początku skoku i szybki spadek na końcu, co jest pożądane przy obsłudze wielu mechanizmów krzywkowych.

Z punktu widzenia obciążeń dynamicznych pożądane są prawa bezwstrząsowe. Krzywki o takich prawach ruchu są jednak bardziej złożone technologicznie, gdyż wymagają bardziej precyzyjnego i złożonego sprzętu, przez co ich produkcja jest znacznie droższa. Prawa dotyczące twardych uderzeń mają bardzo ograniczone zastosowanie i są stosowane w mechanizmach niekrytycznych przy niskich prędkościach i niskiej trwałości. Wskazane jest stosowanie krzywek z prawami bezwstrząsowymi w mechanizmach o dużych prędkościach ruchu przy rygorystycznych wymaganiach dotyczących dokładności i trwałości. Najbardziej rozpowszechnione są prawa ruchu z miękkimi uderzeniami, za pomocą których można zapewnić racjonalne połączenie kosztów produkcji i właściwości operacyjnych mechanizmu.

Główne wymiary mechanizmów krzywkowych są określone na podstawie kinematyczne, dynamiczne i strukturalne warunki. Kinematyczny warunki są określone przez fakt, że mechanizm musi odtwarzać dane prawo ruchu. Dynamiczny Warunki są bardzo zróżnicowane, ale najważniejsze jest to, że mechanizm ma wysoką wydajność. Konstruktywny wymagania określa się na podstawie warunku wystarczającej wytrzymałości poszczególnych części mechanizmu – odporności na zużycie stykających się par kinematycznych. Zaprojektowany mechanizm musi mieć najmniejsze wymiary.

Ryc.6.4. O analizie sił mechanizmu krzywkowego z popychaczem poruszającym się postępowo.

Ryc.6.5. Aby zbadać kąt nacisku w mechanizmie krzywkowym

Na ryc. 6.4 przedstawia mechanizm krzywkowy z popychaczem 2, zakończonym czopem. Jeśli pominiemy tarcie w wyższej parze kinematycznej, to siła działająca na popychacz 2 od strony krzywki 1. Kąt utworzony przez normalną n-n z profilem krzywki 1. Kąt utworzony przez normalną n-n i krzywkę kierunek ruchu popychacza 2 jest kąt ciśnienia i kąt równy , jest kąt transmisji. Jeśli weźmiemy pod uwagę równowagę popychacza 2 (rys. 10.5) i sprowadzimy wszystkie siły do punktu , to na popychacz znajdzie się pod działaniem siły napędowej, zmniejszonej siły oporu T, biorąc pod uwagę opór użyteczny, siłę sprężyny, siłę bezwładności, i zmniejszona siła tarcia F. Z równania równowagi siły działające na popychacz 2 mamy

Zredukowana siła tarcia T jest równa

Gdzie jest współczynnik tarcia w prowadnicach;

Długość przewodnia;

Zwis popychacza.

Następnie z równania równowagi sił otrzymujemy, że siła tarcia jest równa

Chwilową sprawność mechanizmu bez uwzględnienia tarcia w wyższej parze i łożysku wałka rozrządu można wyznaczyć ze wzoru

Wydłużenie k popychacza jest równe (ryc. 6.5)

Gdzie b jest stałą odległością od punktu N podpory popychacza 2 do osi A obrotu krzywki;

Najmniejszy wektor promienia krzywki 1

Przesuwanie popychacza 2.

Z ryc. Dostajemy 6,5

Z równania (6.7) otrzymujemy

Wtedy wydajność będzie równa

Z równości (6.9) wynika, że wraz ze wzrostem kąta ciśnienia sprawność maleje. Mechanizm krzywkowy może się zaciąć, jeśli siła (rys. 6.5) wynosi . Zablokowanie nastąpi, jeśli wydajność wynosi zero. Następnie z równości (6.9) otrzymujemy

Kąt krytyczny, przy którym następuje zacięcie mechanizmu i jest analogiem prędkości odpowiadającej temu kątowi.

Wtedy dla krytycznego kąta ciśnienia będziemy mieli:

Z równości (6.10) wynika, że krytyczny kąt ciśnienia maleje wraz ze wzrostem odległości, tj. wraz ze wzrostem wymiarów mechanizmu. Można w przybliżeniu założyć, że wartość analogu prędkości odpowiadająca kątowi krytycznemu jest równa maksymalnej wartości tego analogu, tj.

Następnie, jeśli zostaną podane wymiary mechanizmu i zasada ruchu popychacza, można wyznaczyć wartość krytycznego kąta nacisku. Należy mieć na uwadze, że zacięcie mechanizmu następuje najczęściej dopiero w fazie podnoszenia, co wiąże się z pokonaniem oporu użytecznego, siły bezwładności popychacza oraz siły sprężyny, czyli tzw. po pokonaniu pewnej zmniejszonej siły oporu T (ryc. 6.5). W fazie opuszczania nie występuje zjawisko zakleszczenia.

Aby wyeliminować możliwość zakleszczenia mechanizmu podczas projektowania, ustala się warunek, aby kąt nacisku we wszystkich położeniach mechanizmu był mniejszy niż kąt krytyczny. Jeżeli maksymalny dopuszczalny kąt ciśnienia oznaczymy jako , to kąt ten musi zawsze spełniać warunek

w praktyce przyjmuje się kąt docisku mechanizmów krzywkowych z postępowo poruszającym się popychaczem

W przypadku mechanizmów krzywkowych z obrotowym wahaczem, w których prawdopodobieństwo zakleszczenia jest mniejsze, należy podać maksymalny kąt docisku

Projektując krzywki, w obliczeniach można uwzględnić nie kąt nacisku, ale kąt przekładni. Kąt ten musi spełniać warunki

6.4. Wyznaczanie kąta nacisku poprzez główne parametry mechanizmu krzywkowego

Kąt nacisku można wyrazić poprzez podstawowe parametry mechanizmu krzywkowego. Aby to zrobić, rozważ mechanizm krzywkowy (ryc. 6.4) z postępowo poruszającym się popychaczem 2. Rysujemy linię normalną i znajdujemy chwilowy środek obrotu we względnym ruchu ogniw 1 i 2. Z tego mamy:

Z równości (6.13) wynika, że przy wybranym prawie ruchu i rozmiarze wymiary krzywki wyznacza promień, otrzymujemy mniejsze kąty nacisku, ale większe wymiary mechanizmu krzywki.

I odwrotnie, jeśli zmniejszysz , wówczas kąty nacisku wzrosną, a wydajność mechanizmu spadnie. Jeżeli w mechanizmie (ryc. 6.5) oś ruchu popychacza przechodzi przez oś obrotu krzywki i , wówczas równość (6.13) przybierze postać