Cam mehanizam− radi se o mehanizmu sa višim kinematičkim parom, koji ima sposobnost da pruži podršku za izlaznu kariku, a konstrukcija sadrži najmanje jednu kariku sa radnom površinom promjenjive zakrivljenosti.

Grebenasti mehanizmi su dizajnirani da pretvore kretanje pogonske karike u potrebnu vrstu kretanja izlazne karike prema datom zakonu.

Dijagram tipičnog zupčastog mehanizma ima strukturu koja sadrži postolje i dvije pokretne karike (slika 9.1). Istovremeno, u grebenom mehanizmu sa dvije pokretne karike moguće je provesti transformaciju faktora kretanja i sile prema zakonu bilo koje složenosti.

Rice. 9.1. Kinematske sheme bregasti mehanizmi

U tipičnim shemama grebenastih mehanizama, vodeća karika se zove brega, a potiskivač djeluje kao izlazna karika (slika 9.1, a)

ili klackalica (slika 9.1, b).

Brega je karika bregastog mehanizma koji ima radnu površinu promjenjive zakrivljenosti.

Gurač je izlazna karika zupčastog mehanizma koji vrši translacijske pokrete.

Pokretna poluga je izlazna karika zupčastog mehanizma, koja izvodi samo rotacijske pokrete i nema mogućnost rotacije za ugao veći od 360°.

U bregastim mehanizmima transformacija faktora kretanja i sile vrši se direktnim kontaktom radne površine brega sa površinom izlazne karike. U ovom slučaju, zbog razlike u brzini kretanja kontaktnih karika u zoni njihovog kontakta, dolazi do trenja klizanja, što dovodi do intenzivnog trošenja ovih površina, kao i do povećanja gubitaka, smanjenja efikasnost i radni vek bregastog mehanizma. Da bi se trenje klizanja u višem kinematičkom paru zamijenilo trenjem kotrljanja, u krug zupčastog mehanizma se uvodi dodatna karika koja se zove valjak. Valjak sa izlaznom karikom čini jednopokretni kinematički par klase 5 (slika 9.2). Mobilnost ovoga

9. CAM MEHANIZMI

kinematski par ne utječe na prijenosnu funkciju zupčastog mehanizma i lokalna je pokretljivost.

Rice. 9.2. Kinematički dijagrami bregastih mehanizama s valjkom

Kada se u krug uvede dodatna karika - valjak, transformacija faktora kretanja i sile vrši se kontaktom radne površine grebena s površinom valjka, koja je u interakciji s izlaznom karikom. U ovom slučaju, brega ima dvije vrste profila (slika 9.3): konstruktivni i teorijski.

Rice. 9.3. Vrste bregastih profila u bregastim mehanizmima

Strukturni (radni) profil je vanjski profil brega. Teorijski (centralni) profil je profil koji opisuje

središte valjka kada se kotrlja bez klizanja po strukturnom profilu brega.

9.1. KLASIFIKACIJA CAM MEHANIZMA

Brigasti mehanizmi se klasifikuju: 1) prema namjeni:

zupčasti mehanizmi koji osiguravaju kretanje izlazne karike prema datom zakonu kretanja;

Teorija mehanizama i mašina. Udžbenik dodatak

9. CAM MEHANIZMI

9.1.

zupčasti mehanizmi koji obezbeđuju samo dato maksimalno kretanje izlazne karike (hod potiska ili ugao zamaha klackalice);

2) prema položaju karika u prostoru: ravni bregasti mehanizmi ( pirinač. 9.1, sl. 9.2);

prostorni zupčasti mehanizmi (sl. 9.4);

Rice. 9.4. Šeme prostornih ekscentričnih mehanizama

3) prema vrsti kretanja brega:

bregasti mehanizmi sa rotacijskim kretanjem brega (sl. 9.2); bregasti mehanizmi sa translatornim kretanjem brega (sl. 9.5); bregasti mehanizmi s vijčanim pomicanjem brega;

Rice. 9.5. Dijagrami zupčastih mehanizama c kretanje napred cam

4) prema vrsti kretanja izlazne veze:

zupčasti mehanizmi sa translatornim pomeranjem izlaza

veze (sl. 9.1, a, sl. 9.2, a, sl. 9.4, a, sl. 9.5, a);

bregasti mehanizmi sa rotacijskim kretanjem izlazne karike

(Sl. 9.1, b, Sl. 9.2, b, Sl. 9.4, b, Sl. 9.5, b);

5) prema prisustvu videa na dijagramu:

zupčasti mehanizmi sa valjkom (sl. 9.2, sl. 9.4, sl. 9.5); zupčasti mehanizmi bez valjka (sl. 9.1);

6) po vrsti brega:

bregasti mehanizmi sa ravnim grebenom (sl. 9.1, sl. 9.2, sl.

9.5 );

bregasti mehanizmi sa cilindričnim ekscentrom (sl. 9.4); bregasti mehanizmi sa globoidnim ekscentrom (sl. 9.6, a); bregasti mehanizmi sa sfernim ekscentrom (sl. 9.6, b);

Teorija mehanizama i mašina. Udžbenik dodatak

9. CAM MEHANIZMI

9.1. Klasifikacija bregastih mehanizama

Rice. 9.6. Šeme bregastih mehanizama sa globoidnim i sfernim bregastima

Rice. 9.7. Sheme disaksijalnih zupčastih mehanizama

7) prema obliku radne površine izlazne karike:

bregasti mehanizmi sa zašiljenim izlazom na radnu površinu-

nogo veza (sl. 9.1, a, sl. 9.7, b, sl. 9.8, b);

zupčasti mehanizmi sa ravnom radnom površinom izlazne karike (sl. 9.7, a, sl. 9.8, a);

zupčasti mehanizmi sa cilindričnom radnom površinom izlazne karike (sl. 9.2);

bregasti mehanizmi sa sferičnom radnom površinom izlazne karike (sl. 9.7, c, d, sl. 9.8, c, d);

8) po prisustvu ofseta:

disaksijalni zupčasti mehanizmi (sl. 9.7); aksijalni zupčasti mehanizmi (sl. 9.8).

Teorija mehanizama i mašina. Udžbenik dodatak

9. CAM MEHANIZMI

9.1. Klasifikacija bregastih mehanizama

Rice. 9.8. Dijagrami aksijalnih zupčastih mehanizama

Disaxial cam mehanizam je bregasti mehanizam, u kojem

pomoću torusa, os putanje izlazne veze se pomera u odnosu na centar rotacije grebena za određenu količinu (slika 9.7). Količina pomaka naziva se ekscentricitet ili disaksijalnost i označava se e.

Aksijalni zupčasti mehanizam- ovo je grebenasti mehanizam u kojem osovina putanje izlazne veze prolazi kroz centar rotacije grebena (slika 9.8).

9.2. METODA ZA ZATVARANJE ELEMENATA VIŠEG KINEMATIČKOG PARA

IN U procesu kretanja bregastih mehanizama moguća je situacija koja dovodi do gubitka kontakta pokretnih karika, što dovodi do otvaranja elemenata višeg kinematičkog para. Otvaranje elemenata višeg kinematičkog para dovodi do prestanka njegovog postojanja, što se ogleda u zakonu kretanja karika u vidu prisustva lomova i neprihvatljivo je za normalan rad bregastih mehanizama. Da bi se osigurao stalan kontakt karika koje formiraju viši kinematički par, u bregastim mehanizmima koriste se sljedeće metode zatvaranja:

Krug sile- ovo je način da se osigura stalni kontakt karika višeg kinematičkog para korištenjem sila gravitacije karika ili elastičnih sila opruga (slika 9.9).

IN bregastim mehanizmima sa prisilnim zatvaranjem karika koje formiraju viši par, pomicanje izlazne karike u fazi uklanjanja vrši se zbog utjecaja kontaktne površine brega na kontaktnu površinu izlazne karike, tj. je gredica, a pogonska karika je izlazna karika: potiskivač ili klackalica. U fazi približavanja, izlazna karika se pomera zbog elastične sile opruge ili sile gravitacije izlazne karike, odnosno vodeća karika je izlazna karika: potiskivač ili klackalica, a pogonska karika je brega.

Teorija mehanizama i mašina. Udžbenik dodatak

9. CAM MECHANISMS

9.2. Metode zatvaranja elemenata višeg kinematičkog para

Rice. 9.9. Sheme bregastih mehanizama sa zatvaranjem sile

Geometrijsko zatvaranje- ovo je način da se osigura stalni kontakt karika najvišeg kinematičkog para kroz konfiguraciju radnih površina grebena (slika 9.10).

Rice. 9.10. Dijagrami bregastih mehanizama sa pozitivnim zatvaranjem

Kod bregastih mehanizama sa geometrijskim zatvaranjem karika koje formiraju viši par, pomicanje izlazne karike u fazi uklanjanja vrši se djelovanjem vanjske radne površine brega na kontaktnu površinu izlazne karike. Pomeranje izlazne karike u fazi približavanja posledica je dejstva unutrašnje radne površine grebena na kontaktnu površinu izlazne karike. U obje faze, vodeća karika je bregasta, a pogonska karika je izlazna karika: potiskivač ili klackalica.

Teorija mehanizama i mašina. Udžbenik dodatak

9. CAM MEHANIZMI

9.3. GLAVNI PARAMETRI CAM MEHANIZMA

Grebenasti mehanizmi, formirani na osnovu standardnih kola, pripadaju cikloidnim mehanizmima sa radnim periodom jednakim 2π, a karakteriše ih prisustvo nekoliko faza kretanja izlazne veze (slika 9.11):

faza uklanjanja je faza pomicanja zupčastih karika pomicanjem izlazne karike iz donjeg položaja u gornji;

gornja faza stajanja ili stajanja

kovnih mehanizama, u pratnji stoji ili stoji izlazna karika u gornjem položaju;

faza približavanja je faza kretanja karika zupčastih mehanizama, praćena pomicanjem izlazne karike iz gornjeg položaja u donji;

niže stajanje ili faza stajanja– ovo je faza kretanja bregastih karika

kovnih mehanizama, u pratnji stoji ili stoji izlazna karika u donjem položaju.

ϕu	ϕ v.v	ϕs	ϕ n.v.
	ϕ r.h		ϕ x.x
Rice. 9.11. Faze kretanja izlazne karike bregastih mehanizama

Svaku fazu kretanja karika zupčastih mehanizama karakterišu odgovarajuća dva tipa uglova (slika 9.12):

fazni ugao ϕ je ugao rotacije brega tokom određene faze kretanja izlazne karike;

ugao profila δ je ugaona koordinata radne tačke teoretskog bregastog profila koja odgovara trenutnom faznom kutu.

Prema klasifikaciji faza, fazni uglovi podijeljeni su u četiri tipa (slika 9.11):

fazni ugao uklanjanja ϕ y (slika 9.12); fazni ugao gornjeg položaja ili postolja ϕ v.v (sl. 9.12);

Teorija mehanizama i mašina. Udžbenik dodatak

9. CAM MECHANISMS

9.3. Glavni parametri bregastog mehanizma

fazni ugao prilaza ϕ s (sl. 9.12); fazni ugao donjeg položaja ili visine ϕ n.v (sl. 9.12).

Rice. 9.12. Fazni i profilni uglovi bregastih mehanizama

Zbir sva četiri fazna ugla formira ciklički fazni ugao:

ϕ = ϕu + ϕv.v + ϕs + ϕn.v = 2 π.

Zbir prva tri fazna ugla je fazni ugao radnog hoda zupčastog mehanizma (slika 9.11):

ϕ r.h = ϕ y + ϕ v.v + ϕ s.

Fazni ugao u praznom hodu zupčastog mehanizma jednak je faznom uglu donjeg graničnika (slika 9.11), tj.

ϕ x.x = ϕ n.v.

Svaka faza kretanja karika zupčastog mehanizma ima svoj profilni ugao; uglovi su takođe podeljeni u četiri tipa (slika 9.12):

ugao uklanjanja δ y ; ugao gornjeg položaja ili postolja δ v.v; prilazni ugao δ c ;

ugao donjeg položaja ili visine δ n.v.

U opštem slučaju, fazni i profilni uglovi odgovarajućih faza kretanja karika tipičnih grebenastih mehanizama nisu međusobno jednaki:

ϕ ≠ δ.

Jednakost faznih i profilnih uglova odgovarajućih faza kretanja karika karakteristična je samo za fazu donjeg postolja (slika 9.12), a za preostale faze pomeranja karika javlja se samo za standardne bregaste mehanizme bez valjak.

Teorija mehanizama i mašina. Udžbenik dodatak

9. CAM MEHANIZMI

9.4. ANALIZA KONSTRUKCIJE PLESNIH MEHANIZAMA

Karike tipičnih zupčastih mehanizama vrše pokrete paralelne ravni Stoga su ovi mehanizmi ravni, čija se mobilnost izračunava pomoću formule Čebiševa.

Grebenasti mehanizmi bez valjka (sl. 9.1 ). Struktura oba tipa

Novi bregasti mehanizmi se sastoje od tri karike, od kojih su bregast 1 i potiskivač ili klackalica 2 pokretne karike, a postolje 0 je fiksna karika, dakle, n = 2. Stalak je prikazan na dijagramu mehanizma sa potiskivačom, jedan zglobno-fiksni oslonac i fiksni klizač, a na shemi mehanizama sa klackalom - dva zglobno-fiksna oslonca. Pokretne karike i postolje čine dva rotirajuća kinematička para s pokretljivošću jednakom jedan: 0 − 1, 2 − 0 i jednom višom kinematičkom paramobilnošću jednakom dva: 1 − 2, dakle, p 1 = 2, p 2 = 1.

W = 3 2 − 2 2 − 1 = 6 − 4 − 1 = 1.

Rezultat znači da je za nedvosmisleno određivanje relativnog položaja veza mehanizama ovog tipa dovoljna jedna generalizirana koordinata.

Grebenasti mehanizmi sa valjkom (sl. 9.2 ). Šeme oba grebena mehanizma sastoje se od četiri karike, od kojih su breg 1, potiskivač ili klackalica 2 i valjak 3 pokretne karike, a postolje 0 je fiksna karika, dakle, n = 3. Stalak je prikazan na dijagramu mehanizma sa jednim potiskomzglobno-fiksnioslonac i fiksni klizač, a na dijagramu mehanizama s klackalom - dvazglobno-fiksnipodržava. Pokretne karike i postolje tvore tri rotirajuća kinematička para s pokretljivošću jednakom jedan: 0 − 1, 2 − 3, 3 – 0 i jedan viši kinematički par s pokretljivošću jednakom dva: 1 − 3, dakle, p1 = 2, p2 = 1.

Zamjena dobijenih podataka u strukturnu formulu, dobijamo

W = 3 3 − 2 3 − 1 = 9 − 6 − 1 = 2 .

Proračun korištenjem Chebyshev formule za tipične mehanizme zupčanika s valjkom pokazuje da je pokretljivost jednaka dva. Rezultat ukazuje na prisutnost strukturnih defekata u krugovima tipičnih zupčastih mehanizama s valjkom, što ukazuje na prisutnost dvije vrste mobilnosti za različite funkcionalne svrhe. Pokretljivost tipičnog ravnog grebenastog mehanizma s jednom pogonskom karikom koja tvori primarni mehanizam s pokretljivošću od jedan jednaka je jedan, stoga se druga jedinica pokretljivosti obračunava s lokalnom mobilnošću koju formira valjak sa izlaznom karikom:

W = 2 =W 0 +W Ð =1 +1,

gdje su W 0 , W m, redom, glavna (izračunata) i lokalna pokretljivost zupčastog mehanizma.

Teorija mehanizama i mašina. Udžbenik dodatak

9. CAM MECHANISMS

9.5. KINEMATIČKA ANALIZA RAVNOG MEHANIZAMA

Da bi se izvršila kinematička analiza tipičnih bregastih mehanizama, potrebno je poznavati osnovne dimenzije svih njegovih karika ili zakon kretanja izlazne karike.

U opštem slučaju, cilj kinematičke analize tipičnih bregastih mehanizama za dati dijagram mehanizma je da se utvrdi zakon kretanja izlazne karike, a uz poznate glavne dimenzije svih karika, da se odredi zakon kretanja izlazne karike. .

Zakon gibanja izlazne karike određen je kao funkcija ugla rotacije brega na osnovu strukture bregastog mehanizma i navedenih parametara:

S = f(ϕ),

gdje je ϕ ugao rotacije grebena.

Ovo funkcionalna zavisnost može se dobiti analitičkom ili grafičko-analitičkom metodom. Analitička metoda, kao i kod analize mehanizama drugih vrsta, omogućava dobijanje preciznijih podataka, međutim, grafičko-analitička metoda je jednostavnija i daje jasan rezultat, što je dovelo do njene široke upotrebe u inženjerskim proračunima za dobijanje primarno razumevanje vrednosti i obrazaca promena kinematičkih parametara bregastih mehanizama na osnovu datih uslova.

Grafičko-analitička metoda kinematička analiza se može izvesti pomoću dvije metode: metodom kinematičkih dijagrama ili metodom kinematičkih planova. Metoda plana, primijenjena na analizu tipičnih bregastih mehanizama, temelji se na korištenju zamjenskih mehanizama.

Zamjenski mehanizam- to je mehanizam čija struktura sadrži samo niže kinematičke parove, koji na određenim pozicijama vodeće karike imaju iste pomake, brzine i ubrzanja za izlaznu kariku kao odgovarajući mehanizam sa višim parom.

Prilikom odabira dizajna zamjenskog mehanizma, glavna pažnja se posvećuje održavanju zakona gibanja pogonskih i izlaznih karika zupčastih mehanizama i relativnom položaju osi ovih karika. Svaki viši kinematički par zamjenjuje se sa dva niža para, što dovodi do pojave fiktivne karike 3 u strukturi zamjenskog mehanizma. Na osnovu navedenog, uzimajući u obzir vrstu kretanja koju vrši izlazna karika, bregasti mehanizam dijagrami se zamjenjuju odgovarajućim dijagramom standardnog polužnog mehanizma.

Kinematska analiza tipičnih mehanizama poluge je diskutovana iznad (vidi Poglavlje 2).

U većini slučajeva, zakon kretanja izlazne karike tipičnog mehanizma bregastog mehanizma specificiran je drugom derivacijom putanje s obzirom na ugao rotacije ili vrijeme (porez na ubrzanje). U ovom slučaju, da bi se direktno dobio zakon kretanja izlazne veze, koristi se metoda kinematičkih dijagrama (slika 9.13).

Teorija mehanizama i mašina. Udžbenik dodatak

9. CAM MECHANISMS

9.5. Kinematička analiza ravnih zupčastih mehanizama

d2S					F (ϕ)
dϕ 2
		dϕ 2

					F (ϕ)

S = f(ϕ)

2 π ϕ

Rice. 9.13. Kinematička analiza bregastih mehanizama metodom dijagrama

Proces određivanja zakona kretanja izvodi se u nastavku.

Prvo, na osnovu datih uslova, konstruiše se dijagram analognog uređaja.

integrirajući analogni dijagram ubrzanja, prvo formirajte dijagram

	mu analogna brzina			(ϕ) (Sl. 9.14, b), zatim pomoću grafičkog
	dijagram integracija			Analogna brzina, dobijete dijagram putanje
	s = f (ϕ) (sl. 9.13, c).

Kinematička analiza nam omogućava da dobijemo potrebne podatke za prelazak na fazu metričke sinteze bregastih mehanizama.

9.6. SINTEZA RAVNOG MEHANIZMA

Glavni kriterijumi koji vode rešavanje problema sinteze bregastih mehanizama su: minimiziranje ukupnih dimenzija i karakteristika mase i vrednosti uglova pritiska, kao i obezbeđivanje obradivosti strukturnog profila brega.

Sinteza bilo kojeg bregastog mehanizma provodi se u dvije faze: strukturna sinteza i metrička sinteza.

U fazi strukturne sinteze formira se strukturni dijagram bregastog mehanizma, odnosno opravdan je broj karika

Teorija mehanizama i mašina. Udžbenik dodatak

9. CAM MEHANIZMI

9.6. Sinteza ravnih zupčastih mehanizama

pokretni dijelovi i vrste kretanja koje oni obavljaju; broj i vrsta elemenata regala; broj, klasa i pokretljivost kinematičkih parova, broj i vrsta kinematičkih lanaca. Dodatno, opravdano je uvođenje svake redundantne veze i lokalne mobilnosti u strukturu bregastog mehanizma. Odlučujući uslovi pri izboru strukturnog dijagrama su: dati zakoni transformacije kretanja ulaznih i izlaznih karika i međusobnog dogovora ose ovih veza. Ako su osi ulazne i izlazne veze paralelne, tada se bira dijagram ravnog mehanizma. Prilikom ukrštanja ili ukrštanja osa potrebno je koristiti prostorni dijagram. U bregastim mehanizmima koji rade pod utjecajem malih faktora sile koristi se izlazna karika sa šiljatom radnom površinom. U bregastim mehanizmima koji rade pod utjecajem velikih faktora sile, radi povećanja trajnosti i smanjenja habanja, u konstrukciju se uvodi valjak ili se povećava smanjeni radijus zakrivljenosti dodirnih površina karika.

U fazi metričke sinteze određuju se glavne dimenzije karika grebenastog mehanizma i konfiguracija radnih površina bregastih profila, čime se osigurava implementacija navedenih zakona kretanja i prijenosne funkcije ili maksimalno kretanje izlazne karike.

9.7. ZAKONI KRETANJA IZLAZNE VEZE

Ako projektni zadatak za metričku sintezu bregastog mehanizma ne precizira zakon gibanja izlazne veze u tehničkim specifikacijama, onda se on mora nezavisno odabrati iz skupa standardnih zakona kretanja, koji su podijeljeni u tri grupe :

zakoni su nenaglašeni (slika 9.14); zakoni sa jakim udarcima (slika 9.15); zakoni sa blagim udarcima (slika 9.16).

Glavni predstavnici bezudarnih zakona kretanja izlaznih karika su: sinusoidni (sl. 9.14, a) i trapezni zakoni kretanja (sl. 9.14, b). Oba zakona osiguravaju nesmetan rad mehanizma, međutim, imaju značajan nedostatak, izražen u sporom porastu pomaka izlazne veze, praćen velikim vrijednostima ubrzanja.

Teorija mehanizama i mašina. Udžbenik dodatak

9. CAM MEHANIZMI

dϕ 2

d2S
dϕ 2

Rice. 9.14. Zakoni kretanja izlazne karike bregastog mehanizma bez udarca

Bezudarni zakoni kretanja izlaznih karika su poželjniji sa stanovišta percepcije faktora sile od strane karika zupčastih mehanizama. Grebene izvedene po bezudarnim zakonima kretanja imaju strukturne profile složenije konfiguracije, čija je izrada tehnološki teška, jer zahtijevaju upotrebu visokoprecizne opreme, pa je njihova izrada znatno skuplja. Preporučljivo je koristiti mehanizme bregastog oblika sa zakonima izlaznih karika bez šoka pri velikim brzinama i strogim zahtjevima za preciznost i izdržljivost.

dϕ 2

d2S
dϕ 2

Rice. 9.15. Zakoni kretanja izlazne karike bregastog mehanizma sa tvrdim udarima

Teorija mehanizama i mašina. Udžbenik dodatak

	9. CAM MEHANIZMI
	9.7. Zakoni kretanja izlazne veze
dϕ 2		dϕ 2
d2S		d2S
dϕ 2		dϕ 2
	Rice. 9.16. Zakoni kretanja izlazne karike bregastog mehanizma
	sa blagim udarcima

Glavni predstavnici zakona kretanja izlaznih karika sa teškim udarima su: linearni (sl. 9.15, a) i linearni sa prelaznim krivuljama (sl. 9.15, b). Zakone sa jakim udarima karakteriše prisustvo na početku i na kraju faza udaljavanja i približavanja tačkama sa vrednostima ubrzanja teoretski jednakim beskonačnosti, što izaziva pojavu inercijskih sila u kontaktnoj zoni karika grebenastog mehanizma, takođe jednako beskonačnosti. Ovaj fenomen ukazuje na pojavu sudara radnih površina kontaktnih karika. Zakoni o tvrdom udaru imaju ograničenu primjenu i koriste se u nekritičnim mehanizmima koji rade pri malim brzinama i niske izdržljivosti.

Da bi se osigurala kvalitetna izvedba zupčastog mehanizma, najpoželjniji su zakoni kretanja izlaznih karika s mekim udarima. Slični zakoni uključuju: ravnomjerno ubrzani (slika 9.16, a), kosinus (slika 9.16, b), linearno opadajući (slika 9.16, c) i linearno rastući (slika 9.16, d).

Zakoni s mekim udarima dopuštaju prisutnost sudara radnih površina kontaktnih karika zupčastog mehanizma, do kojih dolazi kada se vrijednosti ubrzanja kontaktnih točaka trenutno promijene na konačnu

Teorija mehanizama i mašina. Udžbenik dodatak

9. CAM MEHANIZMI

9.7. Zakoni kretanja izlazne veze

veličina. Meki udari su manje opasni. Implementacija ovih zakona vrši se u mehanizmima koji rade pri malim brzinama sa velikom izdržljivošću.

Zapravo, najrašireniji su kombinovani zakoni, odnosno zakoni kretanja formirani od funkcija iste vrste ili funkcija različitih grupa.

9.8. ODREĐIVANJE RADIJUSA ORIGINALNE KONTURE CAM

Ukupne dimenzije zupčastog mehanizma određene su parametrima originalne konture brega. Položaj centra rotacije brega kombinira se sa geometrijskim središtem originalne konture i mora zadovoljiti uvjet: trenutna vrijednost ugla pritiska u bilo kojoj tački strukturnog profila brega ne smije prelaziti dozvoljenu vrijednost. Ako je greben ravan i čini rotacijske pokrete, tada je njegova početna kontura kružnica. U ovom slučaju, proces traženja originalne konture svodi se na određivanje njenog radijusa.

U većini slučajeva, grebena se okreće samo u jednom smjeru, ali prilikom izvođenja radova na popravci neophodna je mogućnost obrnutog kretanja brega. Kada se promijeni smjer kretanja, faze uklanjanja i približavanja mijenjaju mjesta. Odrediti područje izvodljivih rješenja, odnosno područje moguće lokacije centra rotacije

cam, konstruiše se dijagram S = f d dS ϕ. Grafički, raspon prihvatljivih

rješenja određena je familijom tangenata povučenih na rezultirajuću krivu pod uglovima nagiba sa odgovarajućim vrijednostima dozvoljenog ugla pritiska (sl. 9.17, sl. 9.18).

Izbor centra rotacije brega se vrši samo u okviru izvodljivih rješenja. U tom slučaju moraju se osigurati najmanje ukupne dimenzije zupčastog mehanizma. Minimalni poluprečnik originalne konture R min dobija se povezivanjem vrha oblasti izvodljivih rešenja tačke O sa ishodištem koordinatnog sistema u tački 0, tj. R 0 = R min

(Sl. 9.17, Sl. 9.18).

Polumjer početne konture aksijalnih zupčastih mehanizama sa potiskivačom, sa jednakim faznim uglovima uklanjanja i približavanja (slika 9.17, a) odgovara minimalnom radijusu, tj. R 0 = R min. Određivanje poluprečnika početne konture aksijalnih zupčastih mehanizama sa potiskom kada su fazni uglovi uklanjanja i približavanja nejednaki (slika 9.17, b) vrši se povezivanjem ishodišta koordinatnog sistema tačke 0 sa tačkom O 1 , koja se nalazi u području izvodljivih rješenja i koja je tačka preseka ose putanje sa jednom od tangenti, odnosno R 0 = R 1 .

Teorija mehanizama i mašina. Udžbenik dodatak

9. CAM MECHANISMS

9.8.

Rmin

Rmin

Rice. 9.17. Sheme za određivanje polumjera početne konture zupčastih mehanizama s potiskom

Da bi se odredio poluprečnik početne konture disaksijalnih zupčastih mehanizama sa potiskom, potrebno je nacrtati dvije ravne linije paralelne s osi putanje S, pomaknute u odnosu na osu putanje za iznos proporcionalan vrijednosti ekscentriciteta (slika 9.17) . Na preseku tangenti koje ograničavaju oblast izvodljivih rešenja sa datim linijama, naći ćemo tačke O 2 i O 3. Tačke O 2 i O 3 povezujemo sa centrom ishodišta koordinatnog sistema tačkom 0. Rezultirajući polumjeri R 2 i R 3 bit će nešto veći od minimalnog polumjera originalne konture R min.

Za disaksijalne zupčaste mehanizme sa potiskivačom, ako su fazni uglovi uklanjanja i približavanja jednaki (slika 9.17, a), radijusi R 2 i R 3 će biti jednaki po veličini. U ovom slučaju, radijus početne konture uzima se kao polumjer koji odgovara navedenoj lokaciji ekscentriciteta (desno ili lijevo). Za disaksijalne zupčaste mehanizme sa potiskivačom, ako su fazni uglovi uklanjanja i pristupa nejednaki (slika 9.17, b), radijusi R 2 i R 3 neće biti jednaki po veličini. U ovom slučaju, radijus originalne konture se uzima kao polumjer koji ima manju vrijednost. IN

posebno, R 2 > R 3, tj. R 0 = R 3.

U zupčastim mehanizmima sa klackastim krakom, za datu udaljenost od centra do centra a w, nalazimo položaje tačaka O 4 i O 5 na preseku luka poluprečnika R = a w povučenog iz tačke E sa tangentama (Sl. 9.18, a). Povezivanjem tačaka O 4 i O 5 sa ishodištem koordinata po tački 0 dobijamo poluprečnike R 4 i R 5. Radijus originalne konture se uzima kao polumjer koji ima manju vrijednost. Konkretno, R 4 > R 5, tj. R 0 = R 4.

Teorija mehanizama i mašina. Udžbenik dodatak

9. CAM MECHANISMS

9.8. Određivanje radijusa početne konture brega

Rmin				Rmin
	Rice. 9.18. Šeme za određivanje polumjera izvorne konture
			bregasti mehanizmi sa klackalice

Da bismo odredili poluprečnik početne konture zupčastih mehanizama sa klackalom pod datim uglom ϕ 0, nalazimo položaje tačaka O 6 i O 7 na preseku prave linije povučene kroz tačku E pod uglom ϕ 0 položen iz

osa analoga brzine d dS ϕ sa tangentama (sl. 9.18, b). Povezivanjem tačaka O 6 i

O 7 sa početnom tačkom 0, dobijamo poluprečnike R 6 i R 7 . Radijus originalne konture se uzima kao polumjer koji ima manju vrijednost. Konkretno, R 6 > R 7, tj. R 0 = R 7.

9.9. SELECT RADIUS ROLLER

Prilikom odabira radijusa valjka koriste se sljedeće odredbe:

1. Valjak je jednostavan dio čiji je proces proizvodnje jednostavan. Stoga se na njegovoj radnoj površini može osigurati visoka kontaktna čvrstoća. Za greben, zbog složene konfiguracije radne površine, vrlo je teško osigurati visoku kontaktnu čvrstoću. Kako bi se osigurao dovoljan omjer dodirnih čvrstoća radnih površina grebena i valjka, pri odabiru polumjera valjka r valjaka uzima se u obzir sljedeći uvjet:

r roll = 0,4 R 0 ,

gdje je R 0 polumjer originalne konture brega.

Ispunjavanje ovog omjera osigurava približno jednakost dodirnih čvrstoća radnih površina grebena i valjka. Radijus ro-

Teorija mehanizama i mašina. Udžbenik dodatak

9. CAM MECHANISMS

9.9. Odabir radijusa valjka

lice je znatno manje od poluprečnika originalne konture grebena, stoga se valjak rotira većom ugaonom brzinom, a tačke njegove radne površine ulaze u mnogo veći broj kontakte, što dovodi do neravnomjernog trošenja dodirnih površina grebena i valjka. Da bi se osiguralo ravnomjerno trošenje radnih površina grebena i valjka, površina valjka mora imati veću kontaktnu čvrstoću.

2. Strukturni (radni) profil brega ne treba da bude zašiljen ili odsečen (Sl. 9.19, a). Stoga se nameće ograničenje na izbor polumjera valjka:

r roll = 0,7 ρ min,

gdje je ρ min minimalni polumjer zakrivljenosti teoretskog bregastog profila.

Zašiljeni ili izrezani profil grebena (slika 9.19, b) neće dozvoliti da se valjak kotrlja preko njegovog vrha, što dovodi do oštećenja radnih površina obje karike i gubitka funkcionalnosti zupčastog mehanizma.

3. Vrijednost radijusa valjka se bira iz standardnog niza prirodnih cijelih brojeva u sljedećem rasponu:

r roll = (0,35− 0,45)R 0 .

Prilikom odabira polumjera valjka potrebno je dodatno uzeti u obzir sljedeće točke: povećanje polumjera valjka dovodi do povećanja dimenzija i mase izlazne karike, što pogoršava dinamičke karakteristike zupčastog mehanizma i smanjuje kutnu brzinu valjka. Smanjenje polumjera valjka dovodi do povećanja dimenzija brega i njegove mase, što uzrokuje povećanje kutne brzine valjka i smanjenje nosivosti i vijeka trajanja bregastog mehanizma.

ρ min

Rice. 9.19. Shema formiranja vrha strukturnog profila brega

Teorija mehanizama i mašina. Udžbenik dodatak

9. CAM MECHANISMS

9.9. Odabir radijusa valjka

IN U nekim slučajevima, uvođenje dodatne veze (valjka) u strukturu grebenog mehanizma nemoguće je iz više razloga. U ovom slučaju ne postoji lokalna pokretljivost koja zamjenjuje trenje klizanja trenjem kotrljanja, a na izlaznoj vezi je predviđena vrlo mala radna površina sa zakrivljenom površinom. Tačke zakrivljenog presjeka klize po radnoj površini brega, odnosno habanje površine izlazne karike je intenzivnije. Da bi se smanjilo habanje, radni dio izlazne karike je zaobljen. Povećanje radijusa zaobljenja ne uzrokuje povećanje dimenzija i težine izlazne karike, ali dovodi do smanjenja veličine strukturnog profila grebena. Na osnovu toga, radijus zaokruživanja radne površine izlazne veze može se uzeti kao prilično velik.

9.10. SINTEZA PROFILA RAVNIH ČELJUSTI ROTACIJSKOG KRETANJA

Disaksijalni bregasti mehanizmi sa potiskivačem . Izgradnja profesionalaca

Cam lei se izvodi u sljedećem redoslijedu (slika 9.20):

1. μl.

3. Od odabrane tačke O u faktoru skale dužina nacrtani su koncentrični krugovi poluprečnika R 0 i e.

4. U krug sa radijusom tangenta se povlači dok se ne ukršta sa

krug R 0 , rezultujuća tačka preseka je početak ose putanje S .

7. Iz svake tačke podjele povlače se tangente na krug poluprečnika e.

Teorija mehanizama i mašina. Udžbenik dodatak

9. CAM MECHANISMS

9.10.

Rice. 9.20. Sinteza disaksijalnog grebenastog mehanizma sa potiskom

8. Iz tačke O, koja je centar kružnice poluprečnika R0, nacrtajte krugove poluprečnika jednakih zbiru R0 i odgovarajućeg kretanja potiskača sve dok se ne seku sa tangentama na kružnicu poluprečnika e.

Za sintetizaciju disaksijalnih grebenastih mehanizama s potiskivačom i valjkom potrebno je dodatno izvesti sljedeće:

10. r roll.

Aksijalni bregasti mehanizmi sa potiskivačem . Izgradnja profesionalaca

Cam lei se izvodi u sljedećem redoslijedu (slika 9.21):

1. Određuje se faktor skale dužineμl.

2. U praznom prostoru se bira proizvoljna tačka O, što je središte originalne konture bregaste osovine.

3. Od odabrane tačke O u faktoru skale dužina ucrtan je krug poluprečnika R 0.

Teorija mehanizama i mašina. Udžbenik dodatak

9. CAM MECHANISMS

9.10. Sinteza ravnih bregastih profila rotaciono kretanje

Radni profil

Teorijski profil

Rice. 9.21. Sinteza aksijalnog grebenastog mehanizma sa potiskom

4. Os putanje S je poravnata s vertikalnom osom obodne simetrije

poluprečnik R 0 . Na presjeku ose putanje S sa kružnicom poluprečnika R 0, dobijamo referentnu tačku 0.

5. Od početka na kružnici sa poluprečnikom R 0 u smjeru rotacije poluge, ucrtani su fazni uglovi, a na osi putanje u skali

koeficijent μ l – kretanje potiska.

6. Lukovi originalne konture koji odgovaraju faznim uglovima uklanjanja

I pristup, dijelimo na jednake dijelove, čiji je broj jednak broju bodova uključenih u faze uklanjanja i približavanja. Rezultirajuće tačke su povezane sa tačkom O, koji je centar rotacije brega.

7. Iz tačke O, koja je središte kružnice poluprečnika R 0, nacrtajte kružnice poluprečnika jednake zbiru R 0 i odgovarajućih re-

kretanje potiskivača sve dok ne preseče prave linije koje spajaju tačku O

With podjele bodova.

8. Rezultirajuće tačke su povezane glatkom krivuljom, formirajući teoretski profil brega, koji se u ovoj fazi poklapa sa radnim profilom.

Za sintetizaciju aksijalnih grebenastih mehanizama s potiskivačom i valjkom potrebno je dodatno izvesti sljedeće:

9. Na osnovu navedenih uslova određuje se poluprečnik valjka r roll .

Teorija mehanizama i mašina. Udžbenik dodatak

9. CAM MECHANISMS

9.10. Sinteza profila ravnih bregastih rotacijskih kretnji

10. Od nasumično odabranih tačaka teoretskog profila brega

Crtamo krugove kotrljanja poluprečnika r, simulirajući položaj valjka kao dijela kruga zupčastog mehanizma.

11. Crtanjem krivulje omotača u odnosu na sve pozicije valjka, dobijamo radni profil grebena.

Grebenasti mehanizmi sa klackalicom. Brigasti profili se konstruišu u sledećem redosledu ( pirinač. 9.22):

1. Određuje se faktor skale dužineμl.

2. U praznom prostoru se bira proizvoljna tačka O, što je središte originalne konture bregaste osovine.

3. Iz dijagrama odrediti radijus originalne konture ovisno o

iz datih uslova prenosimo trouglove 0EO 4 (sl. 9.18, a) ili 0EO 7

(Sl. 9.18, b).

4. Iz tačke E poluprečnika R = 0E nacrtamo luk koji odgovara osi

put S.

5. Od početka na kružnici sa poluprečnikom R 0 u smjeru rotacije poluge, ucrtani su fazni uglovi, a na osi putanje u skali

koeficijent μ l - kretanje klackalice.

6. Lukovi originalne konture koji odgovaraju faznim uglovima uklanjanja

I pristup, dijelimo na jednake dijelove, čiji je broj jednak broju bodova uključenih u faze uklanjanja i približavanja. Rezultirajuće tačke su povezane sa tačkom O, koji je centar rotacije brega.

7. Iz tačke O, koja je centar kružnice poluprečnika R0, nacrtajte krugove poluprečnika jednakih zbiru R0 i odgovarajućeg kretanja potiskača sve dok se ne seku pravim linijama koje spajaju tačku O sa tačkama podele.

8. Rezultirajuće tačke su povezane glatkom krivuljom, formirajući teoretski profil brega, koji se u ovoj fazi poklapa sa radnim profilom.

Teorija mehanizama i mašina. Udžbenik dodatak

9. CAM MECHANISMS

9.10. Sinteza profila ravnih bregastih rotacijskih kretnji

Rice. 9.22. Sinteza bregastog mehanizma sa klackalom

Za sintetizaciju grebenastih mehanizama sa klackalom i valjkom potrebno je dodatno uraditi sljedeće:

9. Na osnovu navedenih uslova određuje se poluprečnik valjka r roll .

10. Od nasumično odabranih tačaka teoretskog profila brega

Crtamo krugove kotrljanja poluprečnika r, simulirajući položaj valjka kao dijela kruga zupčastog mehanizma.

11. Crtanjem krivulje omotača u odnosu na sve pozicije valjka, dobijamo radni profil grebena.

Teorija mehanizama i mašina. Udžbenik dodatak

Ciljevi rada su:

– izvođenje kinematičke analize bregastog mehanizma, koja se sastoji u određivanju položaja, brzine i ubrzanja potiska u zavisnosti od položaja brega;

– izvođenje kinematičke sinteze ovog mehanizma, koja se sastoji od konstruisanja bregastog profila na osnovu poznatog minimalnog radijusa potonjeg i dijagrama kretanja potiskača.

5.1. Osnovne informacije iz teorije

Brega je karika u mehanizmu grebena koja ima promjenjivu zakrivljenost profila i prenosi traženi zakon kretanja potisniku. Koncepti profilnih i faznih uglova brega, kao i uglovi prenosa kretanja i pritiska, dati su ranije u poglavlju 4.1 laboratorijskog rada „Sinteza bregastih mehanizama“.

U kinematičkoj studiji (analizi) uzima se u obzir specifičan bregasti mehanizam. Studija je usmjerena na određivanje kinematičkih karakteristika potisne šipke u različitim pozicijama brega.

Najjednostavniji i najočitiji način kinematičkog istraživanja u slučaju grebenastog mehanizma s translatorno pokretnim potiskivačom i u slučaju istog mehanizma sa ljuljajućim potiskom je metoda zasnovana na konstrukciji u prvom naznačenom slučaju eksperimentalnog dijagrama “ pomak - vrijeme” () za pogonsku vezu s njenom naknadnom grafičkom integracijom kako bi se dobili dijagrami "brzina - vrijeme" () i "ubrzanje - vrijeme" (), au drugom slučaju - eksperimentalni dijagram "ugao rotacije - vrijeme" (ψ = ψ( t)) za sličnu vezu sa njenom naknadnom integracijom za pronalaženje dijagrama „ugaona brzina – vreme“ (ω = ω( t)) i „ugaono ubrzanje – vrijeme“ (ε = ε( t)). Na sl. 5.1. Kao primjer, ovi dijagrami su predstavljeni za potiskivač koji se progresivno kreće.

IN laboratorijski rad koristi se grebenasti mehanizam, implementiran u obliku modela, čiji su glavni elementi baza i na njoj ugrađeni potisnik i zupčanik, na koji je fiksiran disk. Da bi se omogućila konstrukcija eksperimentalnog dijagrama (ili ψ = ψ( t)) Na disku se nalazi skala, stepenovana od 0 O do 360 O, a na potiskivaču ili na ploči pričvršćenoj na postolje je skala sa podjelama u milimetrima ili stepenima.

Tipično, u mehanizmu grebena, grebena se kreće jednoliko. U ovom slučaju, vrijeme t kretanje brega je proporcionalno kutu njegove rotacije φ. Dakle, dijagrami i ψ = ψ( t) su istovremeno dijagrami (φ) i ψ = ψ(φ).

Vremenska skala u dijagramima je određena na osnovu sljedećeg.

1) Radni ugao grebena odgovara dužini segmenta l na dijagramu (slika 5.1). dakle,

Gdje L– dužina segmenta dijagrama koja odgovara jednom obrtaju brega.

2) Vrijeme jedne revolucije

Gdje P– broj okretaja brega u minuti.

Tada je vremenska skala

U slučaju bregastog mehanizma sa potiskivačom koji se progresivno kreće, skale dijagrama pomaka, brzine i ubrzanja izračunavaju se pomoću poznatih formula:

Gdje N 1 i N 2 – razmaci polova, mm; s– pravi pomak, m; s diagr – veličina na dijagramu, mm.

U slučaju bregastog mehanizma sa ljuljajućim potiskom, skala dijagrama ugla rotacije je ψ = ψ( t), ugaona brzina i ugaono ubrzanje ε = ε( t) potiskača određuju se formulama:

U formuli (5.7) ψ je pravi ugao rotacije, rad., ψ dijagram je veličina na dijagramu, mm.

Kinematički dijagrami konstruisani u skladu sa navedenim su osnova za izvođenje kinematičke sinteze bregastog mehanizma. Karakteristike izvođenja ove sinteze prikazane su u okviru predavanja iz ove discipline.

5.2. Radni nalog

1. Polako okrećući kameru, snimite trenutak kada potisnik počinje da se diže i trenutak kada se završava. Koristeći skalu na disku čvrsto spojenom na greben, odredite kut rotacije φ y. Odredite ugao φ na isti način. Svaki od uglova φ y i φ in podijeljen je na nekoliko ( n) jednaki dijelovi(na primjer, šest).

2. Okretanje grebena pod kutovima φ i, izmjerite kretanje potiskivača s i u milimetrima ili ψ i u stepenima od skale na gonjenoj karici ili na osnovu modela zupčastog mehanizma, prvo u odeljku za uklanjanje, a zatim u delu za povratak. Dobijene podatke sumirajte u tabelu.

3. Koristeći podatke tablice, konstruirajte graf (ili ), koji je također graf (ili ).

4. Koristeći metodu grafičke diferencijacije, konstruirati grafove i (ili i)

5. Odrediti skale vremena, puta, brzine i ubrzanja koristeći formule (5.3) ... (5.9).

6. Izvršite sintezu mehanizama. Na osnovu dimenzija dobijenih tokom njegovog proučavanja konstruisati kinematičku dijagram zupčastog mehanizma. Minimalni radijus brega potreban za konstrukciju r 0, ekscentricitet e, rastojanje između osovina O I IN rotacija grebena i potiskivača, respektivno, kao i dužina AB Na modelu mehanizma mjere se klackalice gurača.

7. Prikaži sve uglove bregaste faze i profila.

8. U jednom od međupoložaja brega, prikažite potiskivač u obrnutom kretanju, a za ovu poziciju odredite prijenosni kut kretanja γ i kut pritiska α bregastog mehanizma.

9. Pripremite izvještaj.

5.3. Pitanja za samokontrolu

1. Koji uglovi grebena se nazivaju profilni, a koji fazni uglovi? Koja je njihova razlika?

2. Kako se izvodi grafička diferencijacija?

3. Kako izračunati skalu dijagrama?

4. Koja je suština metode preokreta kretanja?

5. Kako konstruisati bregasti profil u bregastim mehanizmima sa progresivno pomerajućim i ljuljajućim tapovima?

6. Šta se naziva ugao pritiska i ugao prenosa kretanja?

7. Kako ugao pritiska utiče na rad zupčastog mehanizma?

8. Pokažite uglove prijenosa pritiska i kretanja u bilo kojoj tački na profilu brega.

Sila koja djeluje na potiskivač sa strane brega i uzrokuje njegovo pomicanje usmjerena je normalno na breg na mjestu kontakta s potiskom. Stoga je u općem slučaju usmjerena pod kutom u odnosu na smjer kretanja potiskača (slika 46).

Slika 46

Ugao između sile koja djeluje na potiskivač i smjera njegovog kretanja naziva se ugao pritiska(označeno sa α), a ugao između delujuće sile i pravca okomitog na smer kretanja potiska se naziva ugao prenosa pokreta(označeno sa γ). Ukupno, ovi uglovi čine kut jednak 90 0, stoga, kada se uzme u obzir performanse mehanizma, uzimajući u obzir smjer prijenosa sila, možete raditi s bilo kojim od njih.

Sa smanjenjem kuta prijenosa kretanja, pogonska komponenta djelujuće sile se smanjuje (komponenta koja se poklapa sa smjerom kretanja potiskača). Istovremeno, komponenta koja pritiska potiskivač na vodilice se povećava, povećavajući silu trenja između potiskača i oslonca, što sprečava kretanje potiskača.

V T = S’∙ω hladno

Međutim, povećanje kruga minimalnog radijusa dovodi do povećanja dimenzija, težine i potrošnje materijala cijele konstrukcije. Stoga je zadatak dinamičke sinteze odrediti vrijednost r min pri kojoj ugao prijenosa kretanja ne bi bio manji od dozvoljenog u svim položajima mehanizma, a dimenzije minimalne.

Rješenje problema dinamičke sinteze izvedeno je grafički. Koristi se sljedeća tehnika (vidi sliku 46b): ako se segment OW pomjeri paralelno sa samim sobom, poravnajući tačku W sa tačkom A i nacrtaj pravu liniju pod uglom
γ do njega kroz drugu tačku O, tada će proći kroz centar rotacije grebena (tj. O-O linija, paralelno sa N-N normalom i prolazi kroz centar rotacije brega).

Da bi se odredio r min, konstruiše se dijagram koji duž ordinatne osi iscrtava vrijednosti kretanja potiska ( S i) za “p” položaje mehanizma u skladu sa datim zakonom kretanja. Iz svake označene tačke, vrijednost analogne brzine koja odgovara ovoj poziciji postavlja se paralelno s apscisom ( s i '). Pomake i analoge brzine treba nacrtati na istoj skali (Slika 47).

Slika 47

Krajevi segmenata analoga brzine povezani su glatkom krivuljom, a tangente na nju povučene su desno i lijevo pod kutom γmin na osu apscise ( γmin– minimalni dozvoljeni ugao prenosa kretanja pod uslovom da nema ometanja). Ove dvije ravne linije razdvajaju dozvoljenu zonu za odabir centra rotacije brega (ispod ovih pravih linija) od zabranjene.

Odabirom centra rotacije brega u bilo kojoj tački u dozvoljenoj zoni, osigurava se odsustvo zaglavljivanja u svim pozicijama mehanizma. Da bi se osigurale minimalne dimenzije, potrebno je odabrati centar rotacije brega na granicama dozvoljene zone (ili uz neznatno odstupanje od granica, osiguravajući određenu marginu u kutu prijenosa). Ova metoda vam također omogućava da najracionalnije odaberete ekscentričnost.

Prilikom projektovanja mehanizma sa klackalicom, pristupi rešavanju problema dinamičke sinteze su slični. Međutim, u ovom slučaju, kut prijenosa pokreta se mjeri iz odgovarajućeg položaja klackalice. Stoga, pri određivanju dopuštene zone za odabir centra rotacije bregaste zrake se crtaju pod kutom
γmin u svakom položaju klackalice. Kao rezultat toga, dozvoljena površina je određena presjekom nekoliko zraka (slika 48).

Slika 48

Prilikom projektovanja mehanizma sa klackalicom precizira se zakon rotacionog kretanja klackalice. Dakle, parametri će biti poznati ugaono kretanje(ugao rotacije klackalice, analog ugaone brzine, analog ugaonog ubrzanja). Za određivanje analoga brzina, koji se taloži sa kraja klackalice u svakom od njegovih položaja, potrebno je pomnožiti analog ugaone brzine sa dužinom klackalice:

U mehanizmima s ravnim potiskivačom kut prijenosa kretanja određen je kutom između potisne ploče i samog potiskača (os njegovog translacijskog kretanja). Stoga, sa stanovišta prenošenja kretanja, najpovoljnija vrijednost ovog ugla je 90 0.

Sa stanovišta tehnologije izrade potiskača i montaže mehanizma, ugao između potiskača i njegove ploče, jednak 90 0, je također najpovoljniji. Stoga se u praksi ovaj slučaj obično koristi. U ovom slučaju, cjelokupna sila koja djeluje iz grebena na potiskivač u svim položajima mehanizma je pokretačka snaga(nema komponente koja pritiska potiskivač na vodilice).

Dakle, fenomen zaglavljivanja nije relevantan za ovu vrstu mehanizma. Međutim, greben mora imati konveksan profil na svim tačkama (pošto ravna ploča ne može podnijeti konkavna područja). Ispada da što je veća veličina kruga minimalnog radijusa, manja je vjerovatnoća da će se na profilu formirati konkavni dijelovi. Stoga u u ovom slučaju riješen je problem sličan problemu dinamičke sinteze - odabrati r min tako da na profilu nema konkavnih presjeka, a dimenzije minimalne (drugim riječima, r min se bira iz uvjeta konveksnosti brega).

PREDAVANJE 17-18

L-17Sažetak: Namjena i opseg ekscentričnih mehanizama, glavne prednosti i nedostaci. Klasifikacija bregastih mehanizama. Osnovni parametri bregastih mehanizama. Struktura zupčastog mehanizma. Ciklogram rada bregastog mehanizma.

L-18 Sažetak: Tipični zakoni guranja. Kriterijumi za rad mehanizma i ugao pritiska pri prenosu kretanja u višem kinematičkom paru. Izjava o problemu metričke sinteze. Faze sinteze. Metrička sinteza bregastog mehanizma s progresivno pokretnim potiskivačom.

Kontrolna pitanja.

Cam mehanizmi:

Kulachkov koji se naziva trokraki mehanizam sa višim kinematičkim parom, ulazna karika se naziva bregasta, a izlazna karika naziva se potiskivač (ili klackalica). Često, da bi se trenje klizanja u višem paru zamijenilo trenjem kotrljanja i smanjilo habanje i brega i potiska, u dizajn mehanizma je uključena dodatna karika - valjak i rotacijski kinematički par. Pokretljivost u ovom kinematičkom paru ne mijenja prijenosne funkcije mehanizma i predstavlja lokalnu pokretljivost.

Svrha i obim:

Bregasti mehanizmi su dizajnirani da pretvore rotacijsko ili translacijsko kretanje brega u povratno ili povratno kretanje sljedbenika. Istovremeno, u mehanizmu sa dve pokretne karike moguće je realizovati transformaciju kretanja po složenom zakonu. Važna prednost cam mehanizam je mogućnost da se osigura precizno poravnanje izlazne veze. Ova prednost je odredila njihovu široku upotrebu u najjednostavnijim uređajima za cikličku automatizaciju (bregasto vratilo) i u mehaničkim računskim uređajima (aritmometri, kalendarski mehanizmi). Cam mehanizmi se mogu podijeliti u dvije grupe. Mehanizmi prvog osiguravaju kretanje potiskivača prema datom zakonu kretanja. Mehanizmi druge grupe osiguravaju samo određeno maksimalno kretanje izlazne veze - hod potiska. U ovom slučaju, zakon po kojem se ovo kretanje vrši bira se iz skupa standardnih zakona kretanja u zavisnosti od uslova rada i tehnologije proizvodnje.

Klasifikacija bregastih mehanizama:

Cam mehanizmi se klasifikuju prema sledećim kriterijumima:

• po lokaciji veza u prostoru
• prostorni
• stan
• pomeranjem brega
• rotacijski
• progresivan
• kretanjem izlazne veze
• klipni (sa potiskivanjem)
• povratna rotacija (sa klackalom)
• prema dostupnosti videa
• sa valjkom
• bez valjka
• po tipu kamere
• disk (ravni)
• cilindrični
• prema obliku radne površine izlazne karike
• stan
• šiljati
• cilindrični
• sferni
• metodom zatvaranja elemenata najvišeg para
• moć
• geometrijski

Prilikom zatvaranja silom, potiskivač se uklanja djelovanjem kontaktne površine brega na potiskivač (pokretna karika je brega, pogonska karika je potiskivač). Kretanje potiskivača pri približavanju se vrši zahvaljujući elastičnoj sili opruge ili sili težine potiskivača, dok breg nije pogonska karika. Kod geometrijskog zatvaranja, pomicanje potiskivača pri udaljavanju vrši se djelovanjem vanjske radne površine brega na potiskivač, a pri približavanju - djelovanjem unutrašnje radne površine brega na potiskivač. U obje faze kretanja, brega je vodeća karika, potiskivač je pogonska karika.

Ciklogram rada bregastog mehanizma

Rice. 2

Većina bregastih mehanizama su ciklični mehanizmi sa periodom ciklusa jednakim 2p. U ciklusu kretanja potiskivača, generalno, mogu se razlikovati četiri faze (slika 2): pomeranje iz najbližeg (u odnosu na centar rotacije ekscentra) do najudaljenije pozicije, najudaljenije pozicije (ili stajanja u najdaljoj poziciji) , povratak iz najdalje pozicije u najbližem i najbližem stajanju (stojeći u najbližem položaju). Prema tome, uglovi rotacije brega ili fazni uglovi se dele na:

• ofset angle jy
• daleko stojeći ugao j d
• povratni ugao j in
• blizu stojećeg ugla j b .

Iznos φ y + φ d + φ v naziva se radni ugao i označava se φ r. stoga,

φ y + φ d + φ c = φ r.

Glavni parametri bregastog mehanizma

Bregastog mehanizma karakteriziraju dva profila: središnji (ili teorijski) i konstruktivni. Ispod konstruktivno odnosi se na vanjski radni profil brega. Teorijski ili centar je profil koji u koordinatnom sistemu grebena opisuje centar valjka (ili zaokruživanje radnog profila potiskivača) kada se valjak kreće duž strukturnog profila brega. Fazni ugao naziva se ugao rotacije grebena. Ugao profila di je ugaona koordinata trenutne radne tačke teoretskog profila, koja odgovara trenutnom faznom uglu ji.
Općenito, fazni ugao nije jednak kutu profila ji¹di.
Na sl. Na slici 17.2 prikazan je dijagram ravnog zupčastog mehanizma sa dva tipa izlazne veze: van ose sa translatornim kretanjem i zamahujućim (sa povratnim rotacionim kretanjem). Ovaj dijagram prikazuje glavne parametre ravnih zupčastih mehanizama.

Na slici 17.2:

Teoretski profil brega se obično predstavlja u polarnim koordinatama odnosom ri = f(di),
gdje je ri radijus vektor trenutne tačke teoretskog ili središnjeg profila ekscentra.

Struktura bregastih mehanizama

Grebenasti mehanizam s valjkom ima dva pokreta s različitim funkcionalnim namjenama: W 0 = 1 - glavna mobilnost mehanizma kojim se transformacija kretanja vrši prema datom zakonu, W m = 1 - lokalna pokretljivost, koja se uvodi u mehanizam da zamijeni trenje klizanja u višem paru trenjem kotrljanja.

Kinematička analiza zupčastog mehanizma

Kinematska analiza zupčastog mehanizma može se izvesti bilo kojom od gore opisanih metoda. Prilikom proučavanja bregastih mehanizama s tipičnim zakonom gibanja izlazne veze najčešće se koristi metoda kinematičkih dijagrama. Za primjenu ove metode potrebno je definirati jedan od kinematičkih dijagrama. Budući da se prilikom kinematičke analize specificira bregasti mehanizam, poznati su njegov kinematički dijagram i oblik strukturnog profila brega. Dijagram pomaka je konstruiran u sljedećem redoslijedu (za mehanizam sa potiskivačom koji se translatorno kreće izvan ose):

• konstruisana je porodica krugova poluprečnika jednakim poluprečniku valjka, tangenta na strukturni profil grebena; centri krugova ove porodice povezani su glatkom krivuljom i dobije se centar ili teoretski profil brega
• krugovi radijusa uklapaju se u rezultirajući središnji profil r0 i r0 +hAmax , određuje se veličina ekscentriciteta e
• po veličini površina koje se ne poklapaju sa lukovima krugova radijusa r0 i r0 +hAmax , određuju se fazni uglovi jwork, ju, jdv i js
• luk kružnice r , koji odgovara kutu radne faze, podijeljen je na nekoliko diskretnih sekcija; kroz tačke cijepanja, prave se linije povlače tangencijalno na kružnicu radijusa ekscentriciteta (ove linije odgovaraju položajima osi potiskača u njegovom kretanju u odnosu na greben)
• na ovim pravim linijama mjere se segmenti koji se nalaze između središnjeg profila i kruga radijusa r 0 ; ovi segmenti odgovaraju pokretima centra potisnog valjka SVi
  na osnovu primljenih pokreta SVi konstruiran je dijagram funkcije položaja centra potisnog valjka SVi= f(j1)

Na sl. Na slici 17.4 prikazan je dijagram konstrukcije funkcije položaja za bregasti mehanizam sa centralnim (e=0) translatorno pokretnim valjkastim pratiocem.

Tipični zakoni guranja .

Prilikom dizajniranja zupčastih mehanizama, zakon gibanja potiska se bira iz skupa standardnih.

Tipični zakoni kretanja dijele se na zakone sa tvrdim i mekim udarima i zakone bez udara. Sa stanovišta dinamičkih opterećenja, zakoni bez udara su poželjni. Međutim, bregovi s takvim zakonima kretanja su tehnološki složeniji, jer zahtijevaju precizniju i složeniju opremu, te su stoga znatno skuplji za proizvodnju. Zakoni s jakim udarima imaju vrlo ograničenu primjenu i koriste se u nekritičnim mehanizmima pri malim brzinama i maloj izdržljivosti. Preporučljivo je koristiti bregove sa zakonima bez šoka u mehanizmima sa velikim brzinama kretanja sa strogim zahtjevima za preciznost i izdržljivost. Najrasprostranjeniji su zakoni kretanja s mekim udarima, uz pomoć kojih je moguće osigurati racionalnu kombinaciju troškova proizvodnje i radnih karakteristika mehanizma.

Nakon odabira vrste zakona kretanja, obično metodom kinematičkih dijagrama, vrši se geometrijsko-kinematičko proučavanje mehanizma i utvrđuje se zakon kretanja potiskača i zakon promjene po ciklusu prve prijenosne funkcije. (vidi. predavanje 3- metoda kinematičkih dijagrama).

Tabela 17.1

Za ispit

Kriterijumi performansi i ugao pritiska tokom prenosa kretanja V viši kinematički par.

Ugao pritiska definiše položaj normale p-p u najvišem reduktoru u odnosu na vektor brzine i kontaktnu tačku pogonjene karike (slika 3, a, b). Njegova vrijednost određena je dimenzijama mehanizma, prijenosnom funkcijom i kretanjem potiskivača S .

Ugao prijenosa pokreta γ- ugao između vektora υ 2 I υ rel. apsolutne i relativne (u odnosu na breg) brzine te tačke potiskača koja se nalazi na tački kontakta A(Sl. 3, a, b):

Ako zanemarimo silu trenja između brega i potiskača, tada je sila koja pokreće potiskivač (pokretna sila) pritisak Q zupčanik primijenjen na potiskivač na mjestu A i usmjerena duž zajedničke normale p-p na profile kamere i pratioca. Hajde da razbijemo struju Q na međusobno okomite komponente P 1 I Q 2, od kojih je prva usmjerena u smjeru brzine υ 2. Force P 1 pokreće potiskivač, savladavajući pritom sve korisne (vezane za obavljanje tehnoloških zadataka) i štetne (sile trenja) otpore primijenjene na potiskivač. Force P 2 povećava sile trenja u kinematičkom paru koji formiraju potiskivač i postolje.

Očigledno, sa smanjenjem ugla γ sila P 1 smanjuje se i snaga Q 2 povećanja. Pod određenim uglom γ može se ispostaviti da je sila P 1 neće moći savladati sav otpor primijenjen na potiskivač, a mehanizam neće raditi. Ovaj fenomen se zove ometanje mehanizam i ugao γ , pri kojem se javlja naziva se ugao klina γ pečat

Prilikom projektovanja bregastog mehanizma specificira se dozvoljena vrijednost kuta pritiska extra, osiguravajući ispunjenje uslova γ ≥ γ min > γ zatvori , odnosno trenutni ugao γ ni u jednoj tački u zupčastom mehanizmu minimalni ugao prijenosa ne smije biti manji od γ m in i značajno premašuju ugao ometanja γ close .

Za grebenaste mehanizme sa potiskivačem koji se progresivno kreće, preporučuje se γ min = 60°(Sl. 3, A) I γ min = 45°- mehanizmi sa rotirajućim potiskivačom (sl. 3, b).

Određivanje glavnih dimenzija bregastog mehanizma.

Dimenzije zupčastog mehanizma određuju se uzimajući u obzir dozvoljeni kut pritiska u gornjem paru.

Uslov koji mora biti zadovoljen položajem centra rotacije brega O 1 : uglovi pritiska tokom faze uklanjanja na svim tačkama profila moraju biti manji od dozvoljene vrednosti. Dakle, grafički područje lokacije tačke O 1 može se odrediti pomoću porodice pravih linija povučenih pod dozvoljenim uglom pritiska u odnosu na vektor moguće brzine tačke središnjeg profila koja pripada potiskivaču. Grafičko tumačenje gore navedenog za potiskivač i klackalicu dato je na Sl. 17.5. Tokom faze uklanjanja, konstruiše se dijagram zavisnosti S B = f(j1). Pošto je u rokeru tačka IN kreće se duž luka kružnice poluprečnika lBC, tada se za mehanizam sa klackalom dijagram konstruiše u krivolinijskim koordinatama. Sve konstrukcije na dijagramu se izvode u istoj skali, tj m l = m Vq = m S .

Prilikom sintetizacije grebenastog mehanizma, kao i kod sinteze bilo kojeg mehanizma, rješava se niz problema, od kojih se dva razmatraju na kursu TMM:
izbor strukturnog dijagrama i određivanje glavnih dimenzija karika mehanizma (uključujući i bregasti profil).

Faze sinteze

Prva faza sinteze je strukturna. Blok dijagram određuje broj veza mehanizma; broj, vrsta i pokretljivost kinematičkih parova; broj redundantnih veza i lokalna mobilnost. Prilikom strukturalne sinteze potrebno je opravdati uvođenje svake redundantne veze i lokalne mobilnosti u dijagram mehanizama. Odlučujući uslovi pri odabiru strukturnog dijagrama su: dati tip transformacije kretanja, položaj osi ulaznih i izlaznih veza. Ulazni pokret u mehanizmu se pretvara u izlaz, na primjer, rotacijski u rotacijski, rotacijski u translacijski itd. Ako su ose paralelne, tada se bira dijagram ravnog mehanizma. Prilikom ukrštanja ili ukrštanja osa potrebno je koristiti prostorni dijagram. Kod kinematičkih mehanizama opterećenja su mala, pa se mogu koristiti potiskivači sa šiljastim vrhom. U pogonskim mehanizmima, radi povećanja izdržljivosti i smanjenja habanja, valjak se uvodi u krug mehanizma ili se povećava smanjeni radijus zakrivljenosti dodirnih površina najvišeg para.

Druga faza sinteze je metrička. U ovoj fazi određuju se glavne dimenzije karika mehanizma koje obezbeđuju dati zakon transformacije kretanja u mehanizmu ili zadatu funkciju prenosa. Kao što je gore navedeno, funkcija prijenosa je čisto geometrijska karakteristika mehanizma, pa je stoga problem metričke sinteze čisto geometrijski problem, neovisno o vremenu ili brzinama. Glavni kriterijumi kojima se rukovodi dizajner pri rešavanju problema metričke sinteze su: minimiziranje dimenzija, a samim tim i mase; minimiziranje ugla pritiska u gornjoj pari; dobijanje tehnološki naprednog oblika bregastog profila.

Izjava o problemu metričke sinteze

Dato:
Blok dijagram mehanizma; zakon kretanja izlazne veze S B = f(j1)
ili njegovih parametara - h B, jwork = ju + jdv + js, dozvoljeni ugao pritiska - |J|
Dodatne informacije: Radius valjka r p, prečnik bregastog vratila d c, ekscentricitet e(za mehanizam sa potiskom koji se progresivno kreće) , središnja udaljenost a wi i dužina klackalice l BC (za mehanizam sa povratnom rotacijom izlazne veze).

Definiraj:
radijus početne bregaste podloške r 0 ; radijus valjka r 0 ; koordinate centra i strukturni profil brega r i = f(di)
i, ako nije specificirano, ekscentricitet e i središnja udaljenost a w.

Algoritam za projektovanje bregastog mehanizma na osnovu dozvoljenog ugla pritiska

Odabir centra je moguć u zasjenjenim područjima. Štoviše, morate odabrati na takav način da osigurate minimalne dimenzije mehanizma. Minimalni radijus r 1 * dobijamo, ako povežemo vrh rezultujuće regije, tačku Oko 1* , sa porijeklom. Ovim izborom radijusa, u bilo kojoj tački profila tokom faze uklanjanja, ugao pritiska će biti manji ili jednak dozvoljenom. Međutim, brega se mora napraviti s ekscentričnosti e* . Kod nulte ekscentričnosti, polumjer početne podloške će biti određen točkom O e0 . Radijus je jednak r e 0 , odnosno znatno više od minimuma. Kod izlazne veze - klackalica, minimalni radijus se određuje slično. Radijus pokretača kamere r 1aw na datoj udaljenosti centra aw , određen točkom O 1aw , presek luka poluprečnika aw sa odgovarajućom granicom regiona. Obično se brega rotira samo u jednom smjeru, ali prilikom izvođenja radova popravke poželjno je imati mogućnost rotacije brega u suprotnom smjeru, odnosno osigurati mogućnost obrnutog kretanja bregastog vratila. Prilikom promjene smjera kretanja, faze uklanjanja i približavanja mijenjaju mjesta. Stoga, za odabir radijusa ekscentra koji se kreće obrnuto, potrebno je uzeti u obzir dvije moguće faze uklanjanja, odnosno konstruirati dva dijagrama S B= f(j1) za svaki od mogućih smjerova kretanja. Izbor polumjera i pripadajućih dimenzija reverzibilnog zupčastog mehanizma ilustrovan je dijagramima na Sl. 17.6.

Na ovoj slici:

r 1- minimalni radijus početne bregaste podloške;
r 1e- radijus početne podloške pri datom ekscentričnosti;
r 1aw- radijus početne podloške na datoj središnjoj udaljenosti;
aw 0- središnja udaljenost na minimalnom radijusu.

Odabir radijusa valjka

Matematički se to može izraziti na sljedeći način. Ako su ispunjeni uslovi:

Ako su ispunjeni uslovi:

2. Kinematička analiza polužnih mehanizama

2.1. Formulacija problema

2.2. Kinematika ulaznih mehanizama

2.2.1. Crank

2.2.2. Crawler

2.2.3. Klizač za ljuljanje

2.3. Analitičke zavisnosti kinematičke analize za konstruktivne grupe povezane sa podupiračem

2.3.1. Tročlana strukturna grupa

2.3.2. Strukturna grupa "opojna - klizač"

Jednačina zatvorene vektorske petlje:

2.3.3. Rokerske strukturne grupe

2.3.4. Strukturna grupa "šarke - klizač - klizač"

2.3.5. Strukturna grupa "klizač - šarka - klizač"

2.4. Metoda konverzije koordinata

2.5. Opšti redoslijed kinematičke analize

2.6. Prijenosne funkcije, prijenosni omjer

2.6.1. Funkcija prijenosa

2.6.2. Omjer prijenosa

2.7. Grafičko-analitička metoda planova2

3. Cam mehanizmi

3.1. Klasifikacija

3.2. Osnovni geometrijski parametri bregastih mehanizama

3.3. Faze rada bregastih mehanizama. Fazni i projektni uglovi

3.4. Izbor zakona kretanja izlazne veze

3.4.1. Pozicioni mehanizmi

3.4.2. Funkcionalni mehanizmi

3.5. Ugao pritiska u bregastim mehanizmima

3.6. Odnos ugla pritiska i osnovnih geometrijskih parametara bregastog mehanizma

3.6.1. Centralni potisni mehanizam

Za pouzdano određivanje rOmin pomoću formule (3.7), rOmin I mora se izračunati s dovoljno malim korakom u kutu rotacije grebena.

3.6.2. Mehanizam sa potiskom u prisustvu ekscentriciteta

3.7. Određivanje osnovnih geometrijskih parametara

3.7.1. Mehanizmi sa potiskivačem i valjkom ili sa šiljastim potiskom

3.7.2. Mehanizmi plosnatih potiskivača

3.7.3. Mehanizmi sa klackalom i valjkom

3.7.4. Mehanizmi ravnih klackalica

3.8. Izračun profila kamere

3.8.1. Mehanizmi sa potiskivačem i valjkom ili sa šiljastim potiskom

3.8.2. Mehanizmi plosnatih potiskivača

3.8.3. Mehanizmi sa klackalom i valjkom

3.8.4. Određivanje radijusa valjka

4. Mehanizmi zupčanika

4.1. Klasifikacija Zupčanici su vjerovatno najraširenija klasa mehanizama. Veliki izbor ovih mehanizama može se klasifikovati na sledeći način.

4.2. Osnovna teorema povezivanja

4.3. Osnovni parametri evolventnog zupčanika

4.4. Teorijski i radni dio linije zahvata, jedno- i dvoparne zone zahvata, koeficijent preklapanja

4.5. Metode proizvodnje zupčanika

4.5.2. Metoda uhodavanja

Tada (4.11)

4.7.2.2. Hiperboloidni zupčanici

Zupčanik

Pužni zupčanik

4.8. Kinematička analiza zupčastih mehanizama

4.8.1. Mehanizmi redova

4.8.2. Mehanizmi sa srednjim točkovima

4.8.3. Planetarni zupčanici

4.8.4. Talasni zupčasti mehanizmi

4.8.5. Određivanje prijenosnih odnosa složenih zupčastih mehanizama

4.9. Proračun snage zupčastih mehanizama

4.9.1. Proračun obrtnih momenta na vratilima

4.9.2. Napori u brzinama

4.9.3. Određivanje reakcija u osloncima vratila

4.10. Efikasnost menjača

4.10.1. Učinkovitost zupčastih mehanizama sa fiksnim osovinama kotača

4.10.2. Efikasnost planetarnih zupčanika

4.11. Mehanizmi diferencijalnih zupčanika

5. Proračun snage polužnih mehanizama

5.1. Formulacija problema

5.2. Opći postupak za proračun snage

5.3. Vanjske sile

5.4. Određivanje reakcija u kinematičkim parovima strukturnih grupa

5.4.1. Analitičko rješenje

5.4.1.1. Tročlana strukturna grupa

5.4.1.2. Strukturna grupa "opojna - klizač"

5.4.1.3. Rokerske strukturne grupe

5.4.1.4. Strukturna grupa tipa "šarka - klizač - klizač".

5.4.1.5. Strukturna grupa "klizač - šarka - klizač"

5.4.2. Grafičko-analitičko rješenje problema proračuna sila

5.5. Proračun snage radilice

5.5.1. Jednostruka koljenasta ručica

5.5.1.1. Proračun snage radilice pri prenosu obrtnog momenta

5.5.1.2. Proračun snage radilice pri prenosu obrtnog momenta

5.5.2. Dvostruka ručica

5.5.2.1. Obrtni moment se prenosi na radilicu preko zupčanika ili frikcionog para

5.5.2.2. Obrtni moment se prenosi na radilicu preko planetarnog ili valnog mehanizma

6. Mehanizmi ravnoteže

6.1. Postavljanje ciljeva

6.2. Balansiranje rotora

6.2.1. Balansirajući rotori sa poznatom lokacijom neuravnoteženih masa

6.2.2. Balansirajući rotori sa nepoznatom lokacijom neuravnoteženih masa

Rotor se ubrzava po drugi put, spušta se i mjeri se amplituda rezonantnih oscilacija. Označimo ga: a1.

7.2. Metoda livenja

7.3. Dovođenje snaga i momenata

7.4. Smanjenje masa i momenata inercije

7.5. Jednačina kretanja

7.6. Analiza jednadžbe kretanja

3.3. Faze rada bregastih mehanizama. Fazni i projektni uglovi

Cam mehanizmi mogu implementirati zakone kretanja gotovo bilo koje složenosti na izlaznoj vezi. Ali svaki zakon kretanja može se predstaviti kombinacijom sljedećih faza:

1. Faza uklanjanja. Proces pomicanja izlazne karike (točka ili klackalice) kako se točka kontakta između zupca i potisne šipke udaljava od centra rotacije brega.

2. Faza povratka (prilaza). Proces pomeranja izlazne veze dok se tačka kontakta između brega i sledbenika približava centru rotacije brega.

3. Faze stajanja. Situacija u kojoj, s rotirajućim ekscentrom, točka kontakta između brega i potiskivača miruje. Istovremeno razlikuju zatvorena faza– kada je kontaktna tačka u položaju najbližem centru ekscentra, faza dugog boravka– kada je tačka kontakta na najdaljoj poziciji od centra ekscentra i međufaze. Faze zadržavanja nastaju kada se točka kontakta pomiče duž dijela profila zupca koji je oblikovan kao kružni luk povučen iz centra rotacije brega.

Navedena klasifikacija faza prvenstveno se odnosi na pozicione mehanizme.

Svaka faza rada ima svoj fazni ugao rada mehanizma i projektni ugao grebena.

Fazni ugao je ugao kroz koji se grebena mora rotirati da bi se odgovarajuća faza rada završila. Ovi uglovi su označeni slovom  sa indeksom koji označava vrstu faze, na primjer,  U – fazni ugao uklanjanja,  D – daleki fazni ugao,  B – ugao povratne faze,  B – bliski fazni ugao.

Dizajnerski uglovi grebena određuju njegov profil. Označeni su slovom  sa istim indeksima. Na sl. Slika 3.2a prikazuje ove uglove. Oni su ograničeni zracima povučenim iz centra rotacije brega do tačaka na njegovom središnjem profilu u kojima se profil bregata mijenja tokom prijelaza iz jedne faze u drugu.

Na prvi pogled može izgledati da su fazni i projektni uglovi jednaki. Pokažimo da to nije uvijek slučaj. Da bismo to učinili, izvodimo konstrukciju prikazanu na sl. 3.2b. Ovdje je mehanizam sa potiskivačem, ako ima ekscentricitet, ugrađen u položaj koji odgovara početku faze uklanjanja; To– tačka kontakta između ekscentra i potiskača. Dot To’ je pozicija tačke To, što odgovara kraju faze uklanjanja. Iz konstrukcije je jasno da je u redu To zauzeo poziciju To’ brega se mora rotirati za ugao  Y, koji nije jednak  Y, ali različit za ugao e, koji se naziva ugao ekscentriciteta. Za mehanizme sa potiskivačom možemo napisati sljedeće odnose:

 U =  U + e,  B =  B – e,

 D =  D,  B =  B

3.4. Izbor zakona kretanja izlazne veze

Metoda za izbor zakona kretanja izlazne veze zavisi od svrhe mehanizma. Kao što je već napomenuto, prema svojoj namjeni, bregasti mehanizmi su podijeljeni u dvije kategorije: pozicioni i funkcionalni.

3.4.1. Pozicioni mehanizmi

Radi jasnoće, razmotrimo najjednostavniji slučaj dvopozicijskog mehanizma, koji jednostavno "izbacuje" izlaznu vezu iz jednog ekstremnog položaja u drugi i nazad.

Na sl. Na slici 3.3 prikazan je zakon kretanja - graf kretanja potiskača takvog mehanizma, kada je cijeli radni proces predstavljen kombinacijom četiri vaze: uklanjanje, dugo zadržavanje, povratak i blizina stajanja. Ovdje je  ugao rotacije brega, a odgovarajući fazni uglovi su označeni:  y,  d,  c,  b. Kretanje izlazne karike je iscrtano duž ordinatne ose: za mehanizme sa klackalom to je  - ugao njegove rotacije, za mehanizme sa potiskivačom S - kretanje potiskivača.

U ovom slučaju, izbor zakona kretanja se sastoji u određivanju prirode kretanja izlazne veze tokom faza uklanjanja i povratka. Na sl. 3.3 prikazana je neka vrsta krivulje za ove presjeke, ali upravo to treba odrediti. Koji kriterijumi čine osnovu za rešavanje ovog problema?

Idemo od suprotnog. Pokušajmo to učiniti “jednostavno”. Definirajmo linearni zakon pomaka u odsjecima uklanjanja i povratka. Na sl. 3.4 pokazuje do čega će to dovesti. Diferencirajući funkciju () ili S() dvaput, dobijamo da će se teoretski beskonačno, tj. pojaviti na granicama faze. nepredvidiva ubrzanja, a samim tim i inercijska opterećenja. Ova neprihvatljiva pojava naziva se šok tvrde faze.

Da bi se to izbjeglo, izbor zakona kretanja se vrši na osnovu grafa ubrzanja izlazne veze. Na sl. 3.5 pokazuje primjer. Specificira se željeni oblik grafa ubrzanja i njegove funkcije se pronalaze integracijom brzine i pomaka.

Ovisnost ubrzanja izlazne veze u fazama uklanjanja i povratka obično se bira da bude bez šoka, tj. kao kontinuirana funkcija bez skokova ubrzanja. Ali ponekad je za mehanizme male brzine, kako bi se smanjile dimenzije, taj fenomen dopušten meki udarac, kada graf ubrzanja pokazuje skokove, ali za konačan, predvidljiv iznos.

Na sl. 3.6 predstavlja primjere najčešće korištenih vrsta zakona promjene ubrzanja. Funkcije su prikazane za fazu brisanja; za fazu vraćanja su slične, ali su preslikane. Na sl. 3.6 prikazuje simetrične zakone kada je  1 =  2 i priroda krivulja u ovim presjecima je ista. Ako je potrebno, asimetrični zakoni se također primjenjuju kada je  1   2 ili je priroda krivulja u ovim presjecima različita ili oboje.

Izbor određenog tipa zavisi od uslova rada mehanizma, na primer, zakon 3.6d se koristi kada je tokom faze uklanjanja (povratka) potreban deo sa konstantnom brzinom izlazne veze.

Po pravilu, funkcije zakona ubrzanja imaju analitičke izraze, posebno 3.6, a, d - segmenti sinusoida, 3.6, b, c, g - ravni segmenti, 3.6, f - kosinus, pa se stoga njihova integracija radi dobijanja brzina i pomak nije teško . Međutim, vrijednosti amplitude ubrzanja nisu unaprijed poznate, ali je poznata vrijednost pomaka izlazne veze u fazama uklanjanja i povratka. Razmotrimo kako pronaći i amplitudu ubrzanja i sve funkcije koje karakteriziraju kretanje izlazne veze.

Pri konstantnoj ugaonoj brzini rotacije brega, kada su ugao rotacije i vreme povezani izrazom  =  t funkcije se mogu razmatrati i iz vremena i iz kuta rotacije. Razmotrit ćemo ih na vrijeme iu odnosu na mehanizam sa klackalom.

U početnoj fazi postavićemo oblik grafa ubrzanja u obliku normalizovane, odnosno jedinične amplitude funkcije *( t). Za zavisnost na sl. 3.6a bit će *( t) = sin(2 t/T), gdje je T vrijeme kada mehanizam prolazi kroz fazu uklanjanja ili vraćanja. Stvarno ubrzanje izlazne veze:

 2 (t) =  m *(t), (3.1)

gdje je  m amplituda još nepoznata.

Integrirajući izraz (3.1) dvaput, dobijamo:

Integracija se vrši uz početne uslove: za fazu uklanjanja  2 ( t) = 0,  2 ( t) = 0; za fazu povratka  2 ( t) = 0,  2 ( t) =  m . Poznat je potreban maksimalni pomak izlazne veze  m, dakle amplituda ubrzanja

Vrijednost svake funkcije  2 ( t),  2 ( t),  2 (t) može se dodijeliti vrijednostima  2 (),  2 (),  2 (), koje se koriste za dizajniranje mehanizma, kao što je opisano u nastavku.

Treba napomenuti da postoji još jedan razlog za pojavu udaraca u grebenim mehanizmima, vezan za dinamiku njihovog rada. Cam može biti dizajniran i bez šoka, u smislu u kojem smo mislili na ovaj koncept gore. Ali pri velikim brzinama, u mehanizmima sa zatvaranjem sile, potiskivač (klackalica) se može odvojiti od grebena. Nakon nekog vremena, sila zatvaranja vraća kontakt, ali do tog obnavljanja dolazi s udarom. Takve pojave se mogu pojaviti, na primjer, kada je faza povratka podešena premalo. Profil brega se tada u ovoj fazi pokaže strmim i na kraju faze dugog zadržavanja sila zatvaranja nema vremena da osigura kontakt i čini se da se potiskivač odlomio od profila brega na dalekom zadržavanju i čak može odmah da udari u neku tačku kamere na skorom zadržavanju. Za mehanizme s pozitivnim zaključavanjem, valjak se pomiče duž žlijeba u grebenu. Budući da uvijek postoji razmak između valjka i zidova žlijeba, tijekom rada valjak udara o zidove, intenzitet ovih udara također se povećava sa povećanjem brzine rotacije brega. Za proučavanje ovih pojava potrebno je izraditi matematički model rada čitavog mehanizma, ali ova pitanja su izvan okvira ovog predmeta.

"