2 > Z 3
>
Рішення проводимо методом співмножників. З умови передавального відносини визначаємо числове значення, і отримане число розкладаємо на співмножники А, В, С, D, яким числа зубів Z 1 , Z 2 , Z 3 , Z 4 , повинні бути відповідно пропорційні. Щоб забезпечити співвісність механізму вводять додаткові множники.
В
З урахуванням умов співвісності получаем:
Z 1 = A (D-C) q
Z 2 = B (D-C) q
Z 3 = C (A + B) q
Z 4 = D (A + B) q
Загальний множник q підбираємо так, щоб числа зубів були цілими і Z 1 > 17, Z 2 > 17, Z 3 20, Z 4 85, Z 4 - Z 3 8.
З викладеного вище знаходимо числа зубів зубчастих коліс:
BD = AC
Z 1 = 2 (2-1) * 10 = 20
Z 2 = 80 (2-1) * 10 = 50
Z 3 = 25 (2 +5) * 10 = 70
Z 4 = 700 (2 +5) * 10 = 140
Перевірка умови складання:
20 * 6 * (1 +3 * 1)/3 = 160 - умова виконана
Перевірка умови сусідства:
Sin60> (50 +2 * 1)/(50 +20) = 0.74 <0.866 - умова виконано
На третьому аркуші проекту зображена схема планетарного редуктора і визначені швидкості точок контакту зубчастих коліс.
4. Проектування кулачкового механізму
4.1 Побудова кінематичних діаграм методом графічного інтегрування
Заданий закон руху штовхача - прямолінійний симетричний. Графік швидкості V b = f (t) штовхача можна отримати методом графічного інтегрування з графіка прискорення штовхача, а графік переміщення штовхача - методом графічного інтегрування з графіка швидкості штовхача.
Масштаб по осі абсцис визначаємо за формулою:
В
де b - база графіка, мм,
- кут робочого профілю кулачка,
в нашому випадку b = 240мм,
103.4мм/рад
Для дотримання рівності масштабів відрізки інтегрування К в обох випадках повинні бути рівні або рівними 103.4мм/рад.
Масштаб переміщення:
В
де - максимальна ордината на графіку переміщень центру ролика штовхача, мм h - хід штовхача (по умові = 0.039м).
З графіка переміщень знаходимо, що = 64мм,
= 64/0.039 = 1641мм/м
Масштаб передавальної функції швидкості:
= 1641 * 40/103.4 = 634.8мм/(мрад ​​ -1 )
Масштаб передавальної функції прискорення:
= 634.8 * 40/103.4 = 245.6мм/(мрад ​​ -2 ).
4.2 Визначення основних розмірів кулачкового механізму
Для визначення мінімального радіуса кулачка r 0 необхідно побудувати область допустимих рішень. Для цього будуємо графік залежності переміщення штовхача від його швидкості. Переміщення будемо відкладати по дузі переміщення штовхача, а швидкість - по променям проведеним з осі обертання штовхальника до центру штовхача.
З крайніх лівої і правої точок від перпендикуляра до променів відкладемо допустимі кути тисків (за умовою = 45 про ). Там, де ці прямі перетнуться вийде точка О. Відстань від початку координат до точки О і є мінімальний радіус кулачка.
4.3 Побудова профілю кулачка
При графічному побудові профілю кулачка застосовують метод звернення руху: всім ланкам механізму умовно повідомляють кутову швидкість, рівну. При цьому кулачок стає нерухомим, а інші ланки обертаються із кутовою швидкістю, рівною за величиною, але протилежної за напрямом кутової швидкості кулачка.
При побудові профілю кулачка з центру - точки О проводять коло радіусом r 0 . Потім відзначають на колі заданий робочий кут кулачка і ділять отриманий сектор на частини (їх кількість має дорівнювати кількості відрізків розбиття на графіку). На кожному отриманому радіусі відкладають відповідне переміщення штовхача в масштабі і з'єднують отримані точки плавною кривою. Таким чином отримують теоретичний (центровий) профіль кулачка.
Для отримання конструктивного (робочого) профілю кулачка будують еквідистантним профіль, віддалений від центрового на величину радіуса ролика. Він виходить як обвідна до дуг, проведеним з довільних точок центрового профілю радіусом ролика.
Радіус ролика вибирається співвідношенням: Rp = (0.25-0.4) r 0 .
Так як отриманий мінімальний радіус кулачка в нашому випадку дорівнює 110мм, візьмемо радіус ролика рівний:
Rp = 0.3 * 110 = 33мм.
Наприкінці будуємо графік залежності кута тиску від положення штовхача. Для цього в кожній точці теоретичного профілю проводимо нормаль і вимірюємо кут між цією нормаллю і радіусом. Цей кут відкладаємо на осі ординат. Отримані точки з'єднуємо плавною лінією. br/> ...
