4.ПРОЕКТИРОВАНИЕ КУЛАЧКОВОГО МЕХАНИЗМА 

    Широкое применение кулачковых механизмов обусловлено  тем, что с их помощью легко воспроизводится заданный закон движения ведомого звена.

    Нужно иметь в виду, что при выборе закона движения ведомого звена могут возникнуть удары в кулачковом механизме. Различают следующие группы законов движения: с жесткими ударами, с мягкими ударами, без ударов. Жесткие удары в кулачковом механизме имеют место, когда подъем или опускание толкателя происходит с постоянной скоростью. При синусоидальном законе движение происходит без жестких и мягких ударов (этот закон рекомендуется при проектировании быстроходных кулачковых механизмов).

    Для синтеза (проектирования) кулачкового  механизма задаются: схема механизма; максимальное линейное h или угловое y перемещение ведомого звена; фазовые углы поворота кулачка ( удаления - j_у , дальнего стояния j_д.с., возвращения j_в); законы движения выходного звена для фазы удаления и возвращения; длина коромысла l для коромысловых кулачковых механизмов. Исходя из условий ограничения угла давления, определяют основные размеры звеньев кулачкового механизма; минимальный радиус кулачка, положение коромысла относительно центра вращения кулачка, проектируют профиль кулачка графическим или аналитическим методами. 

    4.1  Построение диаграмм движения толкателя

Вычерчиваем диаграмму  аналога ускорения коромысла  , для чего на оси абсцисс в произвольном масштабе m_j откладываем заданные углы j_у=140°, j_{д. с.} = 25°, j_в=140°. Для принятой длины диаграммы X=250 мм величины отрезков, изображающие фазовые углы:

    Для построения графика перемещения  выходного звена по углу поворота кулачка необходимо выполнить двукратное интегрирование второй производной от перемещения выходного звена по углу поворота кулачка.

    В интервале угла удаления j_у в произвольном масштабе строим закон равномерно убывающего ускорения, также и а в интервале угла возвращения j_в.

    Для построения диаграммы аналога скорости , интегрируем построенную диаграмму , для чего отрезки X_у и X_в делим на 6 равных частей.

    Через точки 1,2,3...,13 проводим ординаты, которые  делят всю площадь заданных диаграмм на ряд участков. Площадь каждого из участков заменяем равновеликим прямоугольником с общим основанием на оси абсцисс. Проектируем высоты полученных треугольников на ось ординат. Точки проекций 1',2',3',...,13' соединяем с полюсом P₂, взятым на произвольном полюсном расстоянии H₂ от начала O осей координат лучами P₂1', P₂2', P₂3',..., P₂13'.

    Ось абсцисс диаграммы  , делим на такое же количество равных частей, как и ось абсцисс диаграммы  . Из точки О параллельно лучу P₂1' проводим линию до пересечения её в точке 1'' с ординатой 1. Из точки 1'' параллельно лучу P₂2' проводим прямую до пересечения с ординатой 2 и т. д.. Полученная ломаная и представляет собой приближенно искомую интегральную кривую на участке, соответствующем углу j_у поворота кулачка.

    Диаграмма этой функции на участке, соответствующем  углу j_В строится аналогичным способом.

    Диаграмму перемещений коромысла S(j) также строим методом графического интегрирования кривой .

    Вычислим масштабы диаграмм. Масштаб по оси абсцисс диаграмм

    Масштаб по оси ординат диаграммы перемещений

    где h =27 мм - максимальное перемещение толкателя (центра ролика);

           Sмах - максимальная ордината диаграммы перемещений.

    В интервале угла удаления

    в интервале угла возвращения

    Масштаб по оси ординат диаграммы 

    Масштаб по оси ординат диаграммы 

    Разметку  траектории точки В (центра ролика) производим в соответствии с диаграммой S(j), для чего слева от оси ординат под произвольным углом проводим прямую и на ней откладываем отрезок O, равный максимальному перемещению толкателя в масштабе 2:1. Конечную точку B₆ соединяем с конечной точкой 6' проекции наибольшей ординаты 6-6. Через точки 1',2',...,5' проводим прямые, параллельные 6'- B₆. Полученные точки B_1, B_2,..., B₆ дают разметку траектории коромысла в интервале угла удаления.

    Аналогично  осуществляем разметку траектории точки  В коромысла в интервале угла возвращения. 

    4.2 Построение профиля кулачка коромыслового кулачкового механизма. 

    4.2.1 Определение минимального  радиуса кулачка  rmin

      и межосевого расстояния в коромысловом кулачковом механизме.  

    Из  произвольной точки С проводим дугу радиусом равным длине коромысла АВ=75 мм, на которой отмечаем точку В₀ – начальное положение центра ролика коромысла.

    От  точки В₀ откладываем ход центра ролика В₀В₆=54 мм и переносим на него разметку траектории при удалении и возвращении.

    По  диаграмме  определяем максимальные значения аналогов скоростей при удалении и возвращении коромысла 

          Определим значения для 3-го и 10-го положений:

    Для остальных положений расчеты  проводим аналогично и результаты сводим в таблицу 4.1.

    Таблица 4.1 – Результаты расчёта аналогов скоростей

    Из  точки B₃ откладываем отрезок в направлении вращения кулачка, а в противоположную сторону отрезок . Аналогично определяем другие отрезки для остальных положений и строим диаграмму , к которой проводим касательные под углами 60 .Точка пересечения этих касательных определит положение центра вращения кулачка -точку О (а заштрихованная площадь является областью возможного расположения кулачка).

    Минимальный радиус кулачка : 

    r_min=17

Построение  профиля кулачка  коромыслового кулачкового механизма. 

    Главным этапом синтеза кулачкового механизма  является построение профиля кулачка, в основу которого положен метод обращенного движения. Суть этого метода заключается в том, что всем звеньям механизма условно сообщается дополнительное вращение с угловой скоростью, равной угловой скорости кулачка, направленной в обратную сторону. Тогда кулачок остановится, а стойка вместе с коромыслом придет во вращательное движение вокруг центра кулачка О с угловой скоростью - w_к. Кроме того, толкатель будет совершать ещё движение относительно стойки по закону, который определяется профилем кулачка.

    Из  центра О проводим окружности радиусами r_min и l_АВ. Определяем положение центра ролика коромысла, для чего из точки А радиусом, равным длине коромысла, проводим дугу до пересечения с окружностью радиуса r_min. Точка пересечения В₀ и есть положение центра ролика коромысла, соответствующее началу удаления. На траекторию точки В коромысла наносим разметку её согласно диаграмме S(j). Получаем точки В₁, В₂, В₃…В_6.

      Для определения действительного профиля кулачка необходимо определить радиус ролика. Радиус ролика должен быть меньше максимального радиуса кривизны r_min центрового (теоретического) профиля кулачка: 

    Из  конструктивных соображений радиус ролика не рекомендуется принимать больше половины минимального радиуса: 

    r_p £ (0,4 ¸0,5)r_min 

    Принимаем r_p равным 2 мм.

    Действительный (практический) профиль кулачка получим, если построим эквидистантную кривую радиусом, равным r_p. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

5  ПРОЕКТИРОВАНИЕ ЭВОЛЬВЕНТНОГО

ЗАЦЕПЛЕНИЯ  ПРЯМОЗУБЫХ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ КОЛЁС 

    Принимаем, что зубчатые колеса изготовлены без смещения исходного контура (X₁=X₂=0). Тогда угол зацепления равен углу профиля инструмента (a_w =a=20°), делительные окружности являются одновременно начальными окружностями зацепления (r_w1 = r₁ и r_w2 = r₂). Рассчитываемая зубчатая передача имеет следующие параметры:

    Z₁=30;          Z₂=22;         m=4мм

    Радиусы начальных окружностей колес

    Радиусы основных окружностей колес 

    Радиусы окружностей вершин зубьев 

    где =1 - коэффициент высоты головки зуба, а - высота головки зуба (расстояние, измеренное по радиусу между делительной окружностью и окружностью вершин).

    Радиусы окружностей впадин колес

    где с^*=0,25 - коэффициент радиального зазора;

          с=c*m - радиальный зазор,мм. 

    Шаг по делительной окружности

    Окружная  толщина зуба по делительной окружности

    Межосевое расстояние

    a_w = a = r_w1+r_w2 = 60+44=104 мм 

          где a=r₁+r₂ - делительное межосевое расстояние, мм.

    Высота  зуба определяется как 

      h=h_a+h_f=h*_a×m+h*_f×m=r_a1-r_f1=1

    h=2,25m=2,25

    Построение  профилей зубьев проводим в следующем  порядке:

• откладываем межосевое расстояние a_w (O₁O₂ на чертеже);
• Радиусами r_w1 и r_w2 проводим начальные окружности колес. Точка P касания их является полюсом зацепления;
• проводим основные окружности колес, окружности вершин зубьев и окружности впадин;
• через полюс зацепления P проводим общую касательную t-t к начальным окружностям колес и линию зацепления n-n , касающуюся в точках A и B основных окружностей. Часть ab линии n-n, заключенная между окружностями вершин зубьев, называется активной линией  зацепления, т.е. геометрическим местом действительного касания профилей зубьев;
• строим эвольвенты профилей зубьев, соприкасающихся в полюсе зацепления P. Профили зубьев получают обкатывая линию зацепления как по одной, так и по другой основным окружностям. При обкатывании точка P линии зацепления описывает эвольвенты e₁e₁ и e₂e₂, которые являются искомыми профилями. Для построения эвольвентного профиля зуба первого колеса отрезок AP делим на равные части (в нашем случае на 4). На основной окружности первого колеса вправо и влево от точки A откладываем дуги, длины которых равны этим отрезкам, получаем точки 1',2',3',4',5',6' и 7'. Через эти точки проводим касательные к основной окружности радиуса rb (перпендикуляры к соответствующим радиусам). На касательной, проведенной через эту точку  1' , отложим 1/4 отрезка AP. На касательной, проведенной через  точку 2 отложим 2/4 отрезка AP и т.д. Проведя аналогичные построения на каждой из касательных, получим ряд точек 1'', 2'', 3'', ...,7''.Плавная кривая, проведенная через полученные точки, является эвольвентным профилем правой части зуба первого колеса. Таким же способом строится эвольвентный профиль зуба второго колеса (для этого используется отрезок BP);

 профиль ножки  зуба, лежащий внутри основной  окружности, очерчивается по радиальной прямой, соединяющей начало эвольвенты с началом колеса, и сопрягается с окружностью впадин закруглением радиуса            ρ=0,4m=0,4×4=1,6мм

по начальной  окружности откладываем половину толщины  зуба , проводим ось симметрии зуба (радиальную прямую) и по законам симметрии строим левый профиль зуба;

• на каждом колесе справа и слева от построенного по точкам зуба строим еще два зуба (с помощью шаблонов или лекал).

    При вращении первого колеса (допустим в направлении вращения часовой  стрелки) ножка его зуба войдет в  зацепление в точке a с головкой зуба второго колеса. В точке b головка зуба первого колеса выйдет из зацепления с ножкой зуба второго колеса. Таким образом, точка зацепления (соприкосновения зубьев) перемещается по профилю зуба первого колеса от его основания к вершине, а по профилю зуба второго - наоборот, от вершины к основанию.

    Участки профилей зубьев, которые в процессе передачи вращения входят в соприкосновение друг с другом, называют активными профилями. Определим эти участки. Точку f₁ на профиле зуба первого колеса получим, если из центра O₁ описать дугу af₁ радиусом O₁a. Точно также находим точку f_a, описав дугу af₂ радиусом O₂b.

В точке a встретятся точки f₁ и e₂, а в точке b выйдут из зацепления точки e₁ и f₂. Активными профилями являются части эвольвент e₁f₁ и e₂f₂.

    Чтобы построить дугу зацепления на первом зубчатом колесе, профиль этого колеса повернем вокруг точки O₁ и совместим последовательно с началом и концом активной линии зацепления, т.е. с точками a и b. На начальной окружности первого колеса получим дугу c'd'. Если повернем профиль зуба второго колеса вокруг точки O₂ и совместим с точками a и b, то на начальной окружности второго колеса получим дугу c''d''. Дуги c'd' и c''d'' являются дугами зацепления по начальным окружностям, дуги ab' и a'b дугами зацепления по основным окружностям.

    Длина дуги зацепления по основной окружности колеса равна длине  активной линии зацепления ab .

    Углы  j_a1 и j_a2 называются углами перекрытия. Отношение угла перекрытия зубчатого колеса к его угловому шагу t = называется коэффициентом перекрытия

    Вычислим  коэффициент перекрытия проектируемой  передачи. Из чертежа длина активной линии зацепления g_a = (ab) = 24,7 мм. Тогда коэффициент перекрытия

Коэффициент перекрытия можно вычислить также аналитически по формуле

    Коэффициент перекрытия показывает среднее число  пар зубьев, одновременно находящихся в зацеплении. Если e_a  = 1,96, то 96% времени в зацеплении участвуют две пары зубьев, а 4% времени - одна пара.

    Удельное  скольжение профилей зубьев (n₁ и n₂) является характеристикой скольжения одного профиля зуба по второму, т.е. характеризует износ профилей, вызванный появлением сил трения.

    Удельное  скольжение можно определить по формулам

где r₁ - радиус кривизны эвольвенты первого колеса в точке зацепления;

     r₂ - радиус кривизны эвольвенты второго колеса в точке зацепления;

      u₁₂,u₂₁ - передаточное отношение ступени.

      Передаточное  отношение для внешнего зацепления определяется как

    Вычислим  удельное скольжение в нескольких точках зацепления и построим диаграммы  удельного скольжения. Ось абсцисс  диаграмм проведем параллельно линии  зацепления, а ось ординат перпендикулярно  к ней через точку A. Спроектируем на ось абсцисс точки A, a, P, b и B. Тогда r₁ = x,  r₂ = g₂-x (g₂ - длина линии зацепления AB).

    В нашем случае аb=108мм в масштабе 3:1.

    Значения  текущей координаты X возьмем с интервалом в 18 мм в пределах от X =0 до X =108 мм. Результаты вычислений n₁ и n₂ приведены в таблице 

Таблица 5.1- Результаты расчета удельных скольжений профилей зубьев 

    Так как зацепление профилей зубьев колес  происходит только на активной линии  зацепления, то для большей наглядности  эти участки заштрихованы.

    Толщину зуба первого колеса по окружности вершин определим по формуле , где a_a - угол профиля эвольвенты на окружности вершин зубьев;

inv 20°=0,014904 ; inv 28° 24` =0,045110

    Для нормальной работы зубчатой передачи необходимо, чтобы соблюдались следующие условия:

1. e_a³1,1;
2. S_a³0,3m (отсутствие заострения головки зуба у меньшего колеса).

В нашем случае оба условия удовлетворяются.

    Таким образом, при решении вопроса  относительно выбора и изготовления зубчатой передачи в каждом отдельном  случае необходимо исходить из анализа эксплуатационных свойств передачи - продолжительности зацепления и удельного скольжения эвольвентных профилей зубьев.  
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

ЗАКЛЮЧЕНИЕ 

      В процессе выполнения курсового проекта  получены навыки исследования и проектирования механизмов и машин, пользования справочной литературой.

      При выполнении первого листа произведен структурный и кинематический анализ механизма.

      При выполнении второго листа определены реакции в кинематических парах, величины уравновешивающей силы, мгновенного коэффициента полезного действия механизма, произведен расчет маховых масс механизма по заданному коэффициенту неравномерности движения.

      При выполнении третьего листа были выполнены  следующие задачи:

- расчет геометрических  размеров зубчатой передачи;

- определения  коэффициента перекрытия удельных  скольжений;

- оценка проектируемой  передачи по геометрическим показаниям;

- определение  основных размеров и геометрии  профиля кулачка, обеспечение  воспроизведения требуемого закона  движения толкателя. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

ЛИТЕРАТУРА 

1. Артоболевский, И.И. Теория механизмов и машин / И.И. Арто-

   болевский— М., 1975.