Загострення зубів

Загострення зубів виникає тоді, коли точка К перетину різнойменних теоретичних профілів зуба потрапляє всередину кола вершин (рис. 20.1,г). Таке явище небажане як з чисто кінематичної точки зору, оскільки скорочується активний профіль зуба і тим самим зменшується коефіцієнт перекриття, так і з міркувань міцності — вершина загостреного зуба зовсім не здатна передавати навантаження.

Небезпека загострення збільшується із збільшенням ко­ефіцієнта зміщення. Максимальний коефіцієнт зміщення можна знайти з виразу для товщини зуба на колі радіуса r_y= r_ta у торцевому перетині:

(20.5)

Прийнявши , знайдемо:

(20.6)

Звичайно приймають товщину зуба на дузі кола вершин для кінематичних передач і – для силових. Відповідні максимальні коефіцієнти зміщення можна знайти за цими умовами із залежності (20.5).

Інтерференція зубів

Явище інтерференції зубів по­лягає в тому, що при розгляді теоретичної картини зачеп­лення зубів головний профіль головки зуба одного із зубча­стих коліс спрягається з пе­рехідним профілем ніжки зуба іншого колеса і проникає у нього (профілі "накладають­ся" один на одний). Таке яви­ще при зачепленні зубчастих коліс недопустиме, оскільки воно не дає їм можливості прокручуватися або призво­дить до поломки зубів.

Інтерференція відсутня, якщо еволь­вентний профіль зуба одного колеса спрягається тільки з евольвентним профілем зуба іншого. Для цього необхідно, щоб радіус r_L граничної точки L був менший за радіус r_P нижньої точки ак­тивного профілю (рис. 20.2):

(20.7)

Нерівність (20.7) з урахуванням виразу ρ_у = МY = r_btgα_y = r_bv_y. (лекція 18) набуває ви­гляду

(20.8)

Забезпечення нерівності (20.7) для обох зубчастих коліс є умовою усунення інтерференції у зубчастій передачі.

Рис. 20.2

Радіус кривизни евольвенти у граничній точці L обчис­люється за формулою (20.2), а в нижній точці активного профілю (див. рис. 19.3, лекція 19) для зуба шестірні - відрізком В₁H₂, ко­леса – В₂H₁. Тоді для зуба шестірні:

де:

У загальному випадку маємо:

(20.9)

Лекція 21 кулачкові механізми

У сучасних машинах, особливо в машинах-автома­тах, широко використовуються механізми, які да­ють змогу в межах робочого циклу мати вистій (зу­пинку) вихідної ланки заданої тривалості при непе­рервному русі вхідної ланки. Такі механізми дістали назву механізмів переривчастого руху, або механізмів з вистоєм (зупинкою). Для цього використовуються різні механізми: кулачкові, мальтійські, храпові, з неповнозубими колесами, важільні та комбіновані (зубчасто-важільні, кулачково-важільні тощо). Най­більше поширення дістали кулачкові механізми, а тому розглянемо їх у першу чергу, інші механізми переривчастого руху розглядаються в розділі 13.

Загальні відомості

Кулачковими називають механізми, до складу яких входить вища кінематична пара, одним з елементів якої є поверхня змінної кривизни. Ланку, якій на­лежить елемент вищої кінематичної пари, що ви­конаний у вигляді поверхні змінної кривизни, на­зивають кулачком.

На рис. 21.1, а показано схему найпростішого триланкового кулачкового механізму, який скла­дається з кулачка 7, штовхача 2 і стояка 0. Як пра­вило, вхідною ланкою кулачкового механізму є ку­лачок 7, вихідною — штовхач 2 При обертанні ку­лачка штовхач здійснює зворотно-поступальний рух. Якщо вихідна ланка здійснює коливальний рух, то її нази­вають коромислом, інколи, для простоти викладу, — штовхачем. Коли радіус-вектор R, що утворює профіль кулачка, зростає, то штовхач 2 віддаляється від центра обертання А, і навпаки, коли зменшується, — штовхач наближається до центра обертання.

Рис. 21.1

Якщо ж профіль кулачка накреслений дугою кола (радіусами r₀ або r_max), то штовхач буде нерухомим і одержимо його дальній (верхній) або ближній (нижній) вистій. Приклад діаграми пе­реміщень штовхача S залежно від часу повороту кулачка t зоб­ражено на рис. 21.1, б, де періоди руху штовхача позначені так: t_в період віддалення; t_д.с. де — період дальнього стояння; t_н — період наближення; t_б.с — період ближнього стояння; Т— період руху кулачка. Діаграму s = s(t), а також діаграми швидкостей v=v(t) або прискорень а = а(t) називають законом руху штовхача (вихідної ланки) кулачкового механізму .

Закон руху штовхача визначається профілем кулачка, який є своєрідною програмою роботи виконавчого органу механізму. Оскільки цей профіль може бути різним, то за допомогою ку­лачкових механізмів можна забезпечити майже будь-який закон руху вихідної ланки. Це основна позитивна якість кулачкових механізмів, яка пояснює широке використання цих механізмів у техніці, особливо в складних машинах-автоматах, де треба за­безпечити узгоджений рух багатьох виконавчих органів.

Водночас кулачкові механізми мають суттєві недоліки, ос­новним з яких є наявність у них вищої кінематичної пари, в якій дотик між ланками відбувається в точці або по лінії. Тут ви­никають великі питомі тиски, що призводить до швидкого зносу стичних деталей, особливо небезпечний знос кулачка, оскільки він забезпечує закон руху вихідної ланки і є більш складнішою ланкою механізму. Іншим недоліком таких ме­ханізмів є необхідність забезпечувати постійне замикання ла­нок, які утворюють кінематичну пару. Але, незважаючи на ці недоліки, кулачкові механізми (після зубчастих) є найбільш поширеними, оскільки немає інших механізмів, які б давали такий великий практичний різновид законів руху вихідної ланки.