П.1.4. Синтез кулачкового механизма

Целью настоящего раздела проекта является определение координат оси вращения кулачка относительно выходного звена и построение профиля кулачка по заданной кинематической схеме механизма и закону движения толкателя.

Для синтеза кулачкового механизма в задании на проект определены следующие параметры:

– задана кинематическая схема механизма (рис. П.1..3);

– диаграмма аналогов ускорений толкателя в функции угла поворота кулачка «φ – d²S/dφ²»;

– угол поворота φ_у кулачка на фазе удаления толкателя от центра кулачка;

– угол поворота φ_с кулачка на фазе сближения толкателя с центром кулачка;– угол поворота φ_в.в кулачка на фазе дальнего стояния толкателя;

– максимальное перемещение толкателя S_мах ;

– минимально допустимый угол передачи движения γ_мин ;

В рассматриваемом примере диаграмма аналогов ускорений толкателя представлена графиком, изображенным на рис. 9.5; φ_у = 75⁰; φ_с = 75⁰; φ_{д с} = 0; S_мах = 0,01 м; γ_мин.=60⁰.

В произвольном масштабе вычерчивается диаграмма аналогов ускорений толкателя в функции угла поворота кулачка «d²S/dφ²– φ».

Методом графического интегрирования диаграммы аналогов ускорений строим диаграмму аналогов скорости «dS/dφ –φ» и диаграмму перемещения толкателя «S – φ» в зависимости от угла поворота кулачка φ.

Определяем масштабы построенных диаграмм.

Масштаб угла поворота кулачка по оси абсцисс

Здесь φ_раб – угол рабочего профиля кулачка (в градусах) и его составляющие при удалении φ_у, дальнем состоянии φ_{д с} и сближении φ_с.

Масштаб перемещения толкателя определяется исходя из максимальной ординаты диаграммы«S ─ φ»:

Масштаб диаграммы аналогов скоростей

где Н₂ – полюсное расстояние по диаграмме ««d²S/dφ²– φ».

где Н₁ – полюсное расстояние по диаграмме «dS/dφ – φ».

Строится диаграмма «S – dS/dφ» и определяется минимальный радиус-вектор r_min теоретического профиля кулачка. При построении требуется соблюдение равенства масштабных коэффициентов

.

Вычерчивается теоретический профиль кулачка с использованием метода обращенного движения.

Определяется радиус ролика по формулам r_р ≤ 0,8 ρ_min и r_р ≤ 0,4 r_min ,

где ρ_min – минимальный радиус кривизны теоретического профиля кулачка;

r_min – минимальный радиус- вектор теоретического профиля кулачка.

Затем вычерчиваются тонкими линиями контуры ролика во всех положениях механизма. Огибающая к контурам ролика во всех положениях образует практический профиль кулачка.

Далее с использованием построенного профиля кулачка строится диаграмма углов передачи движения «γ – φ».

П.1.5. Заключение

1. Выполнен структурный анализ механизма. Выявлена структура рычажного механизма и последовательность присоединения групп Ассура к группе начальных звеньев. Рассмотренный механизм, являющийся механизмом второго класса, структурно работоспособен.

2. Выбран асинхронный электродвигатель типоразмера 4А90LB8 с мощностью Р_дв = 1,1 кВт , с синхронной скоростью n_c = 750 мин^-1.

3. Из условия обеспечения заданной неравномерности скорости кривошипа найден приведенный момент инерции J_мхв маховика J_мхв = 1411 кг ∙м².

4. Установлено, что на неравномерность движения кривошипа основное влияние оказывают колебания приведенного момента внешних сил.

5. Определены значения угловой скорости ω_i начального звена и углового ускорения ε_i начального звена во всех положениях механизма. Истинная угловая скорость и угловое ускорение начального звена во 2-м положении равны ω = 3,2 с ^–1, ε = 0,887 с ^–2.

6. Найдены положения звеньев механизма и траектории отдельных точек. Решены задачи определения линейных скоростей и ускорений точек, а также угловых скоростей и ускорений звеньев.

7. Получены реакции в кинематических парах. Найдена величина уравновешивающего момента. Максимальная сила инерции в рассмотренном положении механизма на два порядка меньше технологического усилия. Максимальная сила веса звена также очень мала в сравнении с технологической силой. Следовательно, основная часть усилий на звенья и реакций в кинематических парах обусловлена технологическим усилием.

8. Выбрана кинематическая схема и определены основные параметры планетарного зубчатого механизма. Определены геометрические параметры и коэффициент перекрытия прямозубого эвольвентного зацепления зубчатых колес.

9. Спроектирован кулачковый механизм, обеспечивающий заданный закон движения толкателя и допустимый угол передачи движения.