Bütykös mechanizmusok tervezése. A bütykös mechanizmusok szintézise A bütykös mechanizmus főbb paramétereinek meghatározása

Tervezés bütykös mechanizmusok

Összegzés: Bütykös mechanizmusok. Cél és hatály. A bütykös mechanizmus tolójának mozgástörvényének megválasztása. A bütykös mechanizmusok osztályozása. Fő paraméterek. A sebesség analógjának geometriai értelmezése. A nyomásszög hatása a bütykös mechanizmus működésére. A bütykös mechanizmus szintézise. A szintézis szakaszai. A görgő sugarának kiválasztása (a tológép munkarészének lekerekítése).

Bütykös mechanizmusok

Számos gép munkafolyamata szükségessé teszi, hogy összetételükben legyenek olyan mechanizmusok, amelyek kimeneti láncszemeinek mozgását szigorúan egy adott törvény szerint kell végrehajtani, és más mechanizmusok mozgásával kell összehangolni. A legegyszerűbb, legmegbízhatóbb és legkompaktabb egy ilyen feladat elvégzésére a bütykös mechanizmusok.

Kulackovot hívják egy háromlinkes mechanizmus magasabb kinematikai párral, amelynek bemeneti kapcsolatát hívják bütyök, és a kimenet toló(vagy rocker).

bütyök láncszemnek nevezzük, amelyhez a magasabb kinematikai pár eleme tartozik, változó görbületű felület formájában.

Egy egyenes vonalúan mozgó kimeneti kapcsolatot nevezünk toló, és forgó (lengő) - rocker.

Gyakran annak érdekében, hogy a csúszó súrlódást a legmagasabb pár gördülési súrlódásával helyettesítsék, és csökkentsék a bütyök és a toló kopását, a mechanizmus diagramja egy további láncszemet tartalmaz - egy görgőt és egy forgó kinematikus pár. A mobilitás ebben a kinematikus párban nem változtatja meg a mechanizmus átviteli funkcióit, és lokális mobilitás.

Elméletileg pontosan reprodukálják a kimeneti link - toló mozgását. A toló mozgásának törvényét, amelyet az átviteli függvény ad meg, a bütyök profilja határozza meg, és ez a bütykös mechanizmus fő jellemzője, amelytől funkcionális tulajdonságai, valamint dinamikus és rezgési tulajdonságai függenek. A bütykös szerkezet tervezése több szakaszra oszlik: a toló mozgástörvényének hozzárendelése, a blokkdiagram kiválasztása, a fő és a teljes méret meghatározása, a bütyökprofil koordinátáinak kiszámítása. .

Cél és hatály

A bütykös mechanizmusokat úgy tervezték, hogy a bütyök forgó vagy transzlációs mozgását a toló oda-vissza forgó vagy oda-vissza mozgásává alakítsák. A bütykös mechanizmusok egyik fontos előnye, hogy képesek a kimeneti összeköttetés pontos tartózkodását biztosítani. Ez az előny meghatározta széleskörű alkalmazásukat a legegyszerűbb ciklikus automatákban és mechanikus számolóeszközökben (aritmométerek, naptárszerkezetek). A bütykös mechanizmusok két csoportra oszthatók. Az első mechanizmusai biztosítják a toló egy adott mozgástörvény szerinti mozgását. A második csoport mechanizmusai csak a kimeneti link meghatározott maximális elmozdulását biztosítják - a toló löketét. Ebben az esetben azt a törvényt, amely szerint ezt a mozgást végrehajtják, a tipikus mozgástörvények sorából választják ki, a működési feltételektől és a gyártási technológiától függően.

A bütykös mechanizmus tolójának mozgástörvényének megválasztása

A toló mozgás törvénye az úgynevezett eltolási függvény (lineáris vagy szögletes) a toló, valamint annak egyik deriváltja, időben vagy általánosított koordinátával - a vezető láncszem elmozdulása - a bütyök. A bütykös szerkezet dinamikai szempontú tervezésénél célszerű a tológép gyorsulásának változásának törvényéből kiindulni, hiszen a gyorsulások határozzák meg a mechanizmus működése során fellépő tehetetlenségi erőket.

A mozgástörvényeknek három csoportja van, amelyeket a következő jellemzők jellemeznek:

1. a tológép mozgását kemény ütések kísérik,

2. a tológép mozgását lágy ütések kísérik,

3. A tológép mozgása ütés nélkül történik.

Nagyon gyakran a gyártási feltételeknek megfelelően állandó sebességgel kell mozgatni a tolót. A tológép ilyen mozgástörvényének alkalmazásakor a hirtelen sebességváltozás helyén a gyorsulás elméletileg eléri a végtelent, és a dinamikus terheléseknek is végtelenül nagynak kell lenniük. A gyakorlatban a láncszemek rugalmassága miatt végtelenül nagy dinamikus terhelés nem érhető el, de ennek mértéke így is nagyon nagy. Az ilyen ütközéseket "keménynek" nevezik, és csak kis sebességű mechanizmusoknál és kis tolósúlynál megengedettek.

A lágy ütések a bütykös mechanizmus működésével járnak, ha a sebességfüggvénynek nincs folytonossági zavara, de a tológép gyorsító funkciója (vagy a gyorsulás analógja) megszakadáson megy keresztül. A gyorsulás pillanatnyi, véges mértékű változása a dinamikus erők éles változását idézi elő, ami sokk formájában is megnyilvánul. Ezek a támadások azonban kevésbé veszélyesek.

A bütykös mechanizmus zökkenőmentesen működik, ütések nélkül, ha a tológép sebességének és gyorsulásának funkciói nem esnek át, simán változnak, és feltéve, hogy a sebesség és a gyorsulás a mozgás elején és végén nulla.

A toló mozgástörvénye mind analitikus formában - egyenlet formájában, mind grafikus formában - diagram formájában megadható. A tanfolyami projekt feladataiban a tológörgő középpontjának gyorsulásainak analógjaiban a következő változási törvények találhatók diagramok formájában:

A tológyorsulás analógjának egyenletesen gyorsított változási törvénye, a tolómozgás egyenletesen gyorsított törvénye mellett a tervezett bütykös mechanizmus lágy lökéseket fog tapasztalni az egyes intervallumok elején és végén.

A gyorsulás analógjának változásának háromszögtörvénye biztosítja a bütykös mechanizmus ütésmentes működését.

A gyorsulás analógjának trapéz alakú változási törvénye is biztosítja a mechanizmus ütésmentes működését.

A gyorsulás analógjának változásának szinuszos törvénye. A mozgás legnagyobb simaságát biztosítja (jellemző, hogy nem csak a sebesség és a gyorsulás, hanem több származéka is magasrendű zökkenőmentesen váltani). Ennél a mozgástörvénynél azonban a maximális gyorsulás azonos fázisszögeknél és a toló löketénél nagyobb, mint az egyenletesen gyorsított és trapéz alakú változási törvények esetén a gyorsulások analógjaiban. Ennek a mozgástörvénynek az a hátránya, hogy az emelkedés kezdetén a sebességnövekedés, és ennek következtében maga az emelkedés is lassú.

A gyorsulás analógjának koszinuszos változási törvénye lágy lökéseket okoz a tolólöket elején és végén. A koszinusztörvénnyel azonban a löket elején gyorsan növekszik a sebesség, a végén pedig gyorsan csökken, ami akkor kívánatos, ha sok bütykös mechanizmus működik.

A dinamikus terhelések szempontjából az ütésmentes törvények kívánatosak. Az ilyen mozgástörvényű bütykök azonban technológiailag bonyolultabbak, mivel pontosabb és összetettebb berendezéseket igényelnek, így a gyártásuk sokkal drágább. A kemény ütések törvényei nagyon korlátozottan alkalmazhatók, és nem kritikus mechanizmusokban használatosak alacsony sebességnél és alacsony tartósságnál. Az ütésmentes törvényekkel rendelkező bütyköket nagy mozgási sebességű mechanizmusokban tanácsos használni, szigorú pontossági és tartóssági követelményekkel. A legelterjedtebbek a lágy ütésekkel járó mozgástörvények, amelyek segítségével lehetséges a gyártási költségek és a mechanizmus működési jellemzőinek racionális kombinációja.

A bütykös mechanizmusok előnyei

Minden VKP-val rendelkező mechanizmus alacsony összeköttetésű, ezért lehetővé teszik a gép egészének méreteinek csökkentését.

Könnyű szintézis és tervezés.

A VKP-val rendelkező mechanizmusok pontosabban reprodukálják az átviteli függvényt.

Biztosítsa a kimeneti hivatkozás mozgási törvényeinek széles skáláját.

A VKP-val ellátott mechanizmusoknak teljesítmény- vagy geometriai zárással kell rendelkezniük.

Az érintkezési erők a HCP-ben sokkal nagyobbak, mint az LCP-ben, ami kopáshoz vezet, pl. 2 profil elveszti alakját, és ennek következtében a fő előnye.

A bütyök profiljának feldolgozásának összetettsége.

A nagy sebességgel történő munkavégzés és a nagy teljesítmény átvitelének lehetetlensége.

A bütykös mechanizmus fő paraméterei

A bütyök profilja két koncentrikus kör íveiből és görbékből állhat, amelyek átmenetet tesznek egyik körből a másikba.

A legtöbb bütykös mechanizmus ciklikus mechanizmus, azonos ciklusidővel. Amikor a bütyök forog, a toló a felső és az alsó állásban megállással oda- vagy oda-vissza forgó mozgásokat végez. A tológép mozgási ciklusában tehát általános esetben négy fázis különböztethető meg: eltávolítás, távoli állás (vagy állás), közeledés és szoros állás. Ennek megfelelően a bütykös szögek vagy fázisszögek a következőkre oszlanak:

Eltávolítási (emelési) szög

A távoli (felső) állvány szöge

Megközelítési szög (süllyedés)

A közeli (alsó) állvány szöge.

Három szög összege egy munkaszögnek nevezett szöget alkot.

Bizonyos esetekben előfordulhat, hogy nincs sarka a felső és az alsó emelkedésnek.

A mechanizmus bütyökét két profil jellemzi:

Központi (vagy elméleti)

Konstruktív (vagy működő).

Alatt konstruktív a bütyök külső munkaprofiljára utal.

Elméleti vagy központ egy profilt nevezünk, amely a bütyök koordinátarendszerben leírja a görgő középpontját (vagy a tológép munkaprofiljának lekerekítését), amikor a görgő a bütyök szerkezeti profilja mentén mozog.

fázis a bütyök elfordulási szögének nevezzük.

profilszög nevezzük az elméleti profil aktuális munkapontjának szögkoordinátájának, amely megfelel az áram fázisszögének. Általában a fázisszög nem egyenlő a profilszöggel.

A toló mozgását és a bütyök elfordulási szögét az emelési fázis kezdetétől számítjuk, azaz. a görgő középpontjának legalacsonyabb helyzetéből, amely bizonyos távolságra van a bütyök forgási középpontjától. Ezt a távolságot ún kezdeti sugár vagy a nulla kezdeti alátét sugara, és egybeesik a bütykös középprofil minimális sugárvektorával.

A kimeneti kapcsolat maximális elmozdulását nevezzük tolólöket.

Tengelyen kívüli toló - excentricitás - transzlációs-mozgó tolóval ellátott bütykökhöz.

Középtávolság - a bütyök forgásközéppontja és a billenő fix pontja közötti távolság - billenőtolós bütykök esetén.

A nyomásszög az érintkezési pont sebessége és a profil normálja (azaz az erő iránya) közötti szög. Általában ezt a szöget ill. És egy érintkezési ponton két profil eltérő nyomási szöggel rendelkezik.

Súrlódás nélkül az erő a profilok érintkezési pontján a közös normál mentén irányul. Így egy bütykös mechanizmusban a nyomásszög a bütykös bütyök normál és középső profilja és a görgőközéppont sebessége közötti szög.

A bütykös mechanizmus méreteit a kinematikai, dinamikus és szerkezeti feltételek határozzák meg.

Kinematikai feltételek - biztosítják a tológép adott mozgástörvényének reprodukálását.
Dinamikus – biztosítja a nagy hatékonyságot és az elakadásmentességet.
Szerkezeti - biztosítja a mechanizmus minimális méretét, szilárdságát és kopásállóságát.

A nyomósebesség analóg geometriai értelmezése

A bütyök és a toló a VKP-t alkotja. A tológép előre mozog, ezért sebessége párhuzamos a vezetővel. A bütyök forgó mozgást végez, így sebessége az aktuális pontban a forgási sugárra merőlegesen irányul, a profilok relatív csúszási sebessége pedig egy közös érintő mentén irányul.

ahol a a kapcsolódási pólus a VKP-ban, amely a profilok normáljának metszéspontjában található a középvonallal való érintkezési pontban. Mert a toló előremozdul, majd forgásközéppontja a végtelenben van, és a középpontok vonala a sebességre merőlegesen halad át a bütyök középpontján.

A sebességi háromszög és hasonlóak egymásra merőleges oldalú háromszögekhez, azaz. a megfelelő oldalak aránya állandó és egyenlő a hasonlósági együtthatóval: , honnan.

Azok. a tolósebesség analógját a tolási sebességre merőleges szegmens képviseli, amelyet az érintkezési normával párhuzamos és a bütyök középpontján áthaladó egyenes vág le.

Szintézis készítmény: Ha a görgő középpontjából a toló sebességére merőlegesen húzott gerenda folytatása során egy hosszúságú szegmenst félreteszünk a ponttól, és ennek a szegmensnek a végén az érintkezési normával párhuzamos egyenes vonalat húzunk. , akkor ez az egyenes átmegy a vezetőkar (bütyök) pont forgásközéppontján.

Így ahhoz, hogy a tológép sebességének analógját ábrázoló szegmenst kapjunk, be kell kapcsolni a tológép sebességvektorát a bütyök forgási irányába.

A nyomásszög hatása a bütykös mechanizmus működésére

A bütyök kezdeti sugarának csökkentése, ha egyéb tényezők megegyeznek, a nyomásszögek növekedéséhez vezet. A nyomásszögek növekedésével a mechanizmus láncszemeire ható erők növekednek, a mechanizmus hatékonysága csökken, és felmerül az önfékezés (a mechanizmus elakadásának) lehetősége, pl. a vezetőkar (bütyök) oldaláról érkező erő nem tudja elmozdítani a hajtott (tolót) a helyéről. Ezért a bütykös mechanizmus megbízható működésének biztosítása érdekében a fő méreteit úgy kell megválasztani, hogy a nyomás szöge egyik helyzetben se haladja meg a megengedett értéket.

A bütykös mechanizmus fő méreteinek billenőnyomóval történő meghatározásakor elegendő, ha a nyomásszög a mechanizmus egyik helyzetében sem haladja meg

A bütykös mechanizmus szintézise. A szintézis szakaszai

A bütykös mechanizmus szintézise során, mint minden mechanizmus szintézisénél, számos feladatot oldanak meg, amelyek közül kettőt a TMM tanfolyamon veszünk figyelembe: a blokkdiagram kiválasztását és a mechanizmus láncszemeinek fő méreteinek meghatározását. (beleértve a bütyökprofilt is).

A szintézis első szakasza szerkezeti. A blokkdiagram határozza meg a mechanizmusban lévő linkek számát; a kinematikai párok száma, típusa és mobilitása; a redundáns kapcsolatok száma és a helyi mobilitás. A strukturális szintézisben indokolni kell az egyes többletkötések és a lokális mobilitás mechanizmusának a rendszerbe való bevezetését. A blokkdiagram kiválasztásának meghatározó feltételei: adott típusú mozgástranszformáció, a bemeneti és kimeneti kapcsolatok tengelyeinek elhelyezkedése. A mechanizmus bemeneti mozgása kimenetté alakul, például forgásból forgóvá, forgásból transzlációsvá stb. Ha a tengelyek párhuzamosak, akkor lapos mechanizmussémát választunk. Metsző vagy keresztező tengelyek esetén térbeli sémát kell alkalmazni. A kinematikus mechanizmusoknál a terhelések kicsik, így hegyes hegyű tológépek használhatók. Az erőgépeknél a tartósság növelése és a kopás csökkentése érdekében egy görgőt vezetnek be a mechanizmus áramkörébe, vagy növelik a felső pár érintkezési felületeinek csökkentett görbületi sugarát.

A szintézis második szakasza a metrikus. Ebben a szakaszban határozzák meg a mechanizmus láncszemeinek fő dimenzióit, amelyek adott törvényt adnak a mechanizmusban vagy egy adott átviteli függvényben a mozgás átalakulására. Amint fentebb megjegyeztük, az átviteli függvény a mechanizmus tisztán geometriai jellemzője, ezért a metrikus szintézis problémája pusztán geometriai probléma, amely független az időtől és a sebességtől. A fő kritériumok, amelyeket a tervező a metrikus szintézis problémáinak megoldása során követ, a következők: a méretek minimalizálása, és ennek következtében a tömeg; a nyomási szög minimalizálása a párban; a bütyökprofil gyártható formájának megszerzése.

A görgő sugarának kiválasztása (a tológép munkaterületének lekerekítése)

A görgő sugarának kiválasztásakor a következő szempontokat kell figyelembe venni:

A henger egy egyszerű alkatrész, melynek feldolgozása nem bonyolult (esztergált, majd hőkezelt, polírozott). Ezért a felületén nagy érintkezési szilárdság biztosítható. A bütyökben a munkafelület bonyolult konfigurációja miatt ezt nehezebb elérni. Ezért általában a görgő sugara kisebb, mint a szerkezeti profil kezdeti alátétének sugara, és kielégíti azt az összefüggést, ahol a bütyök elméleti profiljának kezdő alátétének sugara. Ennek az aránynak való megfelelés megközelítőleg azonos érintkezési szilárdságot biztosít mind a bütyök, mind a görgő számára. A görgő nagyobb érintkezési szilárdságú, de mivel kisebb a sugara, nagyobb sebességgel forog, és felületének munkapontjai nagyobb számú érintkezésben vesznek részt.

A bütyök tervezési profilja nem lehet hegyes vagy elnyírt. Ezért korlátozás vonatkozik a görgő sugarának megválasztására, ahol az elméleti bütyökprofil minimális görbületi sugara.

Javasoljuk, hogy egy görgős sugarat válasszon egy szabványos átmérőtartományból a tartományban. Ebben az esetben figyelembe kell venni, hogy a görgő sugarának növekedése növeli a toló méreteit és tömegét, rontja a mechanizmus dinamikus jellemzőit (csökkenti a természetes frekvenciáját). A görgő sugarának csökkentése növeli a bütyök méreteit és tömegét; a görgő sebessége nő, tartóssága csökken.

5.1 Általános fogalmak

A változtatható görbületű munkafelületű forgó láncszemet tartalmazó mechanizmus ún bütyök, a kimeneti linket pedig toló (oszcillátor) formájában, magasabb kinematikai párt alkotva ún. bütyök.

A lapos bütykös mechanizmusok osztályozása és a bütyök fő paraméterei.

A forgó bütykös lapos bütykös mechanizmusokat (5.1. ábra) két csoportra osztjuk: az 1. csoport a bütyök forgó mozgását a toló transzlációs mozgásává alakítja át; 2. csoport - a bütyök forgó mozgása oszcilláló mozgás oszcillátor.

Ezen csoportok mindegyike, a hajtott láncszem elemének alakja szerint, további három alcsoportra oszlik, amelyekben a bütyök működik: a) a csúcs mentén; b) videóval; c) lapos. A forgó mozgást transzlációsvá alakító bütykös mechanizmusok, amelyekben a bütyök egy csúcs vagy egy görgő mentén működik, központi és deaxiálisra oszthatók. Központi azokat nevezzük, amelyekben a toló tengelye átmegy a bütyök forgásközéppontján. NÁL NÉL deaxiális ugyanazokban a mechanizmusokban a toló tengelye egy bizonyos mértékben el van tolva a bütyök forgásközéppontjához képest e hívott deszaxiális. Nyolc alapvető bütykös elrendezés létezik.

Profil bütykös görbének nevezzük a bütykös elem metszetében a forgástengelyére merőleges síkot. A bütyökprofilok széles választéka ellenére mindegyiknek van néhány közös paramétere.

ábrán. Az 5.2. ábrán egy bütyök látható, amelynek profilját négy körív rajzolja meg.

Ív ab középpontjából húzva O 1, ív időszámításunk előtt- O 2 középpontjától, ív CD- a középpontból O 1, ív da- a középpontból O 2 / . A bütyök fő méretei a következők.

Minimális pofasugár R 0- a bütyök forgásközéppontját a bütyökprofil legközelebbi pontjával összekötő sugár.

Maximális pofasugár R max a bütyök középpontját a bütyökprofil legkülső pontjával összekötő sugár.

Tolóemelő h- a maximális és minimális bütykös sugár hossza közötti különbség.

Nem működő bütyökszög (nem működő fázis) φ 0- a középponti szög az ív alapján ab minimális sugár. Minimális sugarú ív mentén történő csúszáskor a toló áll, és alsó helyzetben van.

Eltávolítási szög (eltávolítási fázis) φ Y időszámításunk előtt, amely összeköti a minimális és maximális bütyöksugár íveinek szélső pontjait. Ív mentén csúszva időszámításunk előtt a tológép mozgásba jön és a maximális távolságig eltávolodik (alsó helyzetből a felső helyzetbe megy át).

Távol álló szög (távol álló fázis) φ d- a bütyök középső szöge, az ív alapján CD maximális sugár. Miközben a toló ívben csúszik CD, álló helyzetben van, és a bütyök forgásközéppontjától a legnagyobb távolságra helyezkedik el.

Visszatérési szög (visszatérési fázis) φ B- a bütyök középső szöge, az ív alapján da, amely összeköti a maximális és minimális bütyöksugár íveinek szélső pontjait. Ív mentén csúszva da a toló a távolból visszatér eredeti (alsó) helyzetébe.

Bütyök munkaszöge (munkafázis) φ P- a bütyök középső szöge, amely megegyezik az eltávolítási, távolsági és visszatérési szögek összegével .

Az összes szög összegének 360 0-nak kell lennie:

Az R 2 bütyökprofil sugarai (R 2 /) az eltávolítási, illetve a visszatérési fázisnak megfelelő ívek sugarai. Ha az eltávolítási (vagy visszatérési) fázisnak megfelelő görbe nem egy körív, akkor a bütyökprofil sugara ebben az esetben változó lesz.

5.2 A bütykös mechanizmusok elemzése és szintézise

A kinematikai elemzés feladata a toló (oszcillátor) mozgástörvényének, sebességének és gyorsulásának meghatározása a mechanizmus ismert kinematikai sémája és a bütyök forgási frekvenciája szerint.

A toló (oszcillátor) sebességének és gyorsulásainak meghatározása a kimeneti kapcsolat mozgástörvényének grafikus differenciálásával történik.

A bütykös mechanizmusok tetszőleges bütyökprofillal történő elemzéséhez fordított mozgás módszere, amelynél a bütyöket állónak tekintjük, és a fogasléc a tolóval (oszcillátorral) együtt forgó mozgást kap a bütyök tengelye körül a bütyök szögsebességével, de ellenkező irányban. Egy ilyen mozgásnál a toló (oszcillátor) mozgása a bütyökhöz képest ugyanaz lesz, mint a fix fogasléccel való valódi mozgásnál.

A szintézis során az ismert szerkezeti séma, a bütyök fő méretei és a toló (oszcillátor) mozgástörvénye szerint megkeresik a bütyök profilját.

5.2.1 Központi bütykös mechanizmus, amelyben a bütyök egy hegyes szelepemelőn működik

Mechanizmus elemzés.

Ismert: a mechanizmus kinematikai sémájának paraméterei és a bütyök forgási frekvenciája (min -1).

A toló mozgásának megtalálásához a mechanizmus kinematikai diagramját építjük fel (5.3. ábra, a), például egy skálán

hol van a minimális bütyökkör sugara m;

A kör sugara a rajzon be mm.

A sugárkörön a munkaszöget ábrázoljuk (például), amelyet a kifejezésből találunk

ahol , - illetve egy fordulat ideje és munkaidő be.

Idő teljes fordulat bütyök

A munkaszög fel van osztva egyenlő részek(5.3. ábrán - a 18-on) és az O 1 középpontján és az 1-18 pontokon át a sugarakat addig húzzuk, amíg nem találkoznak a bütyökprofillal. A minimális sugarú körtől a bütyök profiljáig mért 1-1 / , 2-2 / , ... távolságok a bütyök osztásszám által meghatározott szöggel történő elfordulásának megfelelő tolómű elmozdulásai.

A koordináta-rendszerben a grafikus függés kialakításához a toló és az idő elmozdulásának skáláit a koordinátarendszerben kell kiválasztani.

; m/mm (5,4)

S/mm (5,5)

ahol a toló mozgásának megfelelő ordináta mm-ben a -edik pozícióban in m;

Abszcissza mm-ben, ami megfelel a bütyök és a munkaszög hüvelyk közötti elfordulásának idejének Val vel.

Abban az esetben, ha a kinematikai séma és a gráf léptéke megegyezik. Az abszcissza tengelyt egyenlő részekre osztjuk (jelen esetben 18), és az 1-1 //, 2-2 //, ..., 18-18 // szakaszokat húzzuk át az osztási pontokon, kifejezve a megfelelő elmozdulásokat. a tolót a megfelelő skálán (5.3b. ábra).

A mechanizmus szintézise.

Ismert: a mechanizmus blokkvázlata, az R 0 főméret és a bütyök forgási gyakorisága, a toló mozgástörvénye, amelyet az egyik kinematikai grafikon (5.4. ábra, a) ad meg.

Építenie kell egy bütyökprofilt.

Legyen, mint az analízis esetében, és a mozgástörvényt egy gráf ábrázolja.

a) b)

Az (5.1) léptékű feladat megoldásához megrajzoljuk a bütyök R 0 sugarú körét, és rárajzoljuk a munkaszöget, amelyet n egyenlő részre osztunk. A sugarak az osztási pontokon és a kör középpontján keresztül húzódnak. A grafikon abszcisszája ugyanannyi n számú részre van felosztva, és a megfelelő értékek az ordinátákon találhatók, amelyek egy skálán fejezik ki a tolócsúcs megfelelő helyzetét a bütyökprofilon. Ha tehát a sugarakon a körből szegmenseket félreteszünk a lépték figyelembevételével, és ezeket a pontokat sima vonallal összekötjük, akkor olyan bütyökprofilt kapunk, amely biztosítja a kívánt mozgásmódot (5.4. ábra, b).

5.2.2 Deaxiális bütykös mechanizmus, amelyben a bütyök egy hegyes csapon működik

A mechanizmus kinematikai elemzése.

Adjuk meg az (5.1) skálán a mechanizmus kinematikai sémáját (5.5. ábra). Rajzolunk egy minimális sugarú kört és egy deaxiális kört (amelynek sugara egyenlő a deaxiálissal). Ha a bütyök helyett egy minimális sugarú kör forogna (ugyanaz O 1 középpont körül), akkor a toló állna, és a hegye állandóan a 6/ pontban lenne (és a minimális sugarú kör mentén csúszna). ). Valójában a bütyök az ábrán látható helyzetben is forog. 5,5, a, a tolócsúcs a 6. pontban van // ; ezért a deaxiális kör érintőjének 6 / -6 // szakasza, amely a minimális sugarú kör és a bütyök profilja közé esik, a toló emelkedése ebben a helyzetben. A toló emelőelemeinek más helyzetekben történő megtalálásához a deaxiális kört részekre kell bontani, érintőket kell húzni az osztási pontokon, és meg kell mérni ezen érintők megfelelő szegmenseit. De általában nem egy tetszőleges pontról indul az osztás, hanem onnan, ahol a toló emelése megkezdődik. ábrán. 5,5, a látható, hogy a bütyökprofil ilyen pontja az O / pont (amelynél a bütyökprofil elválik a minimális sugarú körtől). Meg kell találnunk a megfelelő pontot a deaxiális kerületén. Ehhez az O / ponton keresztül érintőt húzunk a deaxiális körre. Az O érintési pont lesz a kívánt pont. A deaxiális kerületén lévő O pontból félretesszük a munkaszöget (5.2), és több egyenlő részre osztjuk (5.5. ábra, a munkaszög 8 részre oszlik). Az osztási pontokon keresztül érintőket rajzolunk a deaxiális körbe. A minimális sugarú kör és a bütyök profilja közötti érintők szegmensei a toló kívánt elmozdulását jelentik (5.5. ábra, b).

Az (5.4) és (5.5) kifejezések felhasználásával ezekre az elmozdulásokra grafikonokat lehetne készíteni.

De amint láthatja, egyetlen érintő sem haladt át a bütyök (pont) lábujján, ezért a grafikon nem rendelkezik a toló maximális emelésével. A helyzet kijavításához húzzon egy érintőt a deaxiális körhöz a bütyök lábujján keresztül, és jelölje meg az érintkezési pontot.

A tológép talált mozgásait egy skálán (5.4) az abszcissza tengely felől (5.5. ábra, b) elhalasztva grafikont kapunk.

Annak ellenére, hogy a bütyök szimmetrikus volt, a grafikon aszimmetrikusnak bizonyult (a grafikon aszimmetriája legalább abból ítélhető meg, hogy a toló maximális emelése nem a grafikon közepén volt). A deaxiális bütykös mechanizmusok ezt a tulajdonságát a gyakorlatban akkor használják, amikor szimmetrikus bütyköt akarnak kapni aszimmetrikus ütemezéssel.

A mechanizmus szintézise.

Adjuk meg most a grafikont (5.5. ábra, b) és a bütyök fő méreteit (a bütyök legkisebb sugara, a bütyök deaxiális és munkaszöge). Kötelező egy bütyökprofil felépítése.

Az adott gráfot ordinátákkal több egyenlő részre osztjuk (5.5. b A grafikon nyolc részre oszlik). Ha egyik ordináta sem ment át a tológép maximális emelésének megfelelő ponton, akkor ezen a ponton egy további ordinátát húzunk.

Kiválasztjuk a léptéket (5.1), amelyben a mechanizmus kinematikai diagramját kell megrajzolni, és az egyik O 1 középpontból (5.5. ábra, a) két kört rajzolunk: a minimális sugarat és a deaxiálist. A deaxiális körön egy tetszőleges O pontból félretesszük a munkaszöget (5.2), és annyi egyenlő részre osztjuk, amennyire a gráf fel van osztva. A 0, 1, 2 stb osztási pontokon keresztül. érintőket húzunk a deaxiális köréhez. A minimális sugarú körből ezeken az érintőkön elhalasztjuk a grafikonból vett toló elmozdulásait. Ha a grafikonon és a kinematikai diagramon eltérõ hosszskálák különböznek, akkor az (5.1) és (5.4) függõségek felhasználásával a kívánt léptékben kapjuk meg azokat. Az elhalasztott mozgások végeit sima ívvel összekötve megkapjuk a kívánt bütyökprofilt (5.5. ábra, a). A forgástengelyből körülbelül 1 bütyöknyi távolságra deaxiálisan rajzolunk egy tolót. Így elkészült a bütykös mechanizmus szükséges kinematikai diagramja.

5.2.3 Központi bütykös mechanizmus, amelyben a bütyök görgőkövetőn fut

Mechanizmus elemzés.

Adjuk meg a központi bütykös mechanizmus kinematikai sémáját (5.6. ábra, a). Kinematikai elemzést kell végezni, azaz gráfot kell készíteni.

A görgő középpontjának (B pont) pályáját, amikor a bütyökhöz képest (visszafelé mozgásban) mozog, ún. középső profil bütyök. Mivel a B görgő közepe mindig azonos távolságra van a tényleges bütyökprofiltól, egyenlő a görgő sugarával, a középső és a tényleges bütyökprofilok egyenlő távolságra(egyenértékű) görbék.

Egyenlő távolságú görbe felépítése E ehhez a görbéhez Nak nekábrán látható. 5.6, c. Legyen szükséges az adott görbéhez Nak nek egyenlő távolságú görbét készítsen E-vel egyenlő távolságban. Ehhez a görbén Nak nek válasszunk ki egy pontsort (egymástól 3-5 mm távolságra), és ezekből a pontokból rajzoljunk íveket, amelyek sugara egyenlő. Ezeknek az íveknek a burka Eés a kívánt egyenlő távolságú görbe lesz. Egy adott esetben egy kör esetében egy egyenlő távolságra lévő görbe az adott körrel koncentrikus kör lesz.

A mechanizmus diagramon (5.6. ábra, a) megépítjük a bütyök középső profilját (a felépítését a középprofil metszetében mutatjuk be a fent leírt módszer szerint).

A középső profilnak saját (megnövelt) minimális sugara van. Akkor jelöljük -vel

ahol a bütyök minimális sugara;

Henger átmérője.

Most cseréljük ki a valódi, görgőn dolgozó bütyköt egy középső bütykösre, egy hegyes tológépre (5.6. ábra, a ezt a tolót szaggatott vonal jelzi). Egy ilyen séma kinematikai elemzését fentebb ismertettük.

A mechanizmus szintézise.

A szintézist az elemzés fordított sorrendjében hajtjuk végre. Adjuk meg a grafikont (5.6. ábra, b) és a bütyök fő méreteit. Kötelező egy bütyökprofil felépítése. Először megépítjük a csúcs mentén működő bütyök középső profilját (a középső profil készítésekor a minimális sugarat feltételezzük).

Ezután a középső profilból a valódiba lépünk úgy, hogy egy egyenlő távolságra lévő görbét "belül" készítünk. A valós profil helyén (5.6. ábra, a) a felépítése látható (egyenlő távolságú görbeként).

5.2.4 Deaxiális bütykös mechanizmus, amelyben a bütyök görgővel mozgatja a tolót

Mechanizmus elemzés.

Adjuk meg egy görgős deaxiális bütykös mechanizmus kinematikai sémáját (5.7. ábra). Kinematikai elemzés szükséges.

A valódi bütyköt (a görgő mentén dolgozó) egy hegyes toló mentén működő középprofilra cseréljük (a középprofil metszetében a felépítése a tényleges bütyökprofiltól egyenlő távolságra lévő görbeként látható). Ezután elvégzik a bütyök középső profiljának kinematikai elemzését egy hegyes tológépen.

A mechanizmus szintézise.

A szintézist az elemzés fordított sorrendjében hajtjuk végre. Először egy adott ütemezés szerint megkeresik a bütyök középső profilját (a középső profil kialakításánál a bütyök minimális sugara a görgő sugarának értékével nő).

Ezután a középső profilból a valósba lépnek egy egyenlő távolságú görbét befelé szerkesztve (5.7. ábra). A valós szelvény metszetén a felépítése látható (egyenlő távolságú görbeként).

5.2.5 Bütykös mechanizmus, amelyben a bütyök lapos követőt mozgat

Mechanizmus elemzés.

Adjuk meg a lapos tolós bütykös mechanizmus kinematikai sémáját (5.8. ábra, a). Ehhez kinematikai elemzést kell végezni, azaz grafikont kell ábrázolni

Rajzolunk egy minimális sugarú kört egy skálán (5.1), ezen a körön ábrázoljuk a munkaszöget és 12 egyenlő részre osztjuk. Használjuk a fordított mozgás módszerét. Hagyja, hogy az O 1 V toló tengelye fordított mozgásban 30 0 -kal elforduljon, és vegye fel az első O 1 V 1 pozíciót. Meg kell találni a tolólemez helyzetét, amely működés közben folyamatosan érinti a bütyök profilját és merőleges marad a toló tengelyére. A bütyök profiljának érintőjét mozgatjuk, amely szintén merőleges az első helyzetben lévő toló O 1 B 1 tengelyére. Távolság 1-1-el a minimális sugarú körtől a tolólemezig, és ez lesz a toló mozgása az első helyzetben. Ugyanígy megtaláljuk az elmozdulást 2-s 2 a második helyzetben és az összes következő helyzetben (a toló mozgása az 5.8. ábrán, a félkövér vonallal látható). Elhalasztva a talált elmozdulásokat az x tengelyről (5.8. ábra, b), grafikont kapunk.

A mechanizmus szintézise.

A szintézist az analízis fordított sorrendjében hajtjuk végre. Legyen most megadva az ütemezés (5.8. ábra, b); lapos tológépen működő bütyökprofil építése szükséges. Rajzolunk egy minimális sugarú kört (5.8. ábra, a). Egy tetszőleges pontból Erről a körről félretesszük a megadott munkaszöget és 12 egyenlő részre osztjuk. A grafikon szerint a fordított mozgásban (a grafikont annyi egyenlő részre bontva, ahányra a bütyök működési szöge fel van osztva) tengelyének minden helyzetének megfelelő tolóművet találjuk meg. A sugarak folytatásán lévő minimális sugarú körből a grafikonból vett megfelelő elmozdulásokat elhalasztjuk, 1-ből, 2-ből, 3-ból, ..., 12-ből kapunk pontokat (ha a grafikonon a hosszskálák ill. a kinematikai diagram eltérő, akkor a toló elmozdulásának elhalasztása előtt az (5.5) képletet kell használni. A c 1, c 2, c 3 stb. pontokon keresztül merőlegeseket , , , ... húzunk az a sugarakat, és így találja meg a lemez 12 pozícióját.

A bütyök tényleges profilja a tolólemez összes pozíciójának burkolófelülete lesz. A bütyökprofil pontosabbá tételéhez meg kell találni esetleg nagy mennyiség a tolólemez helyzetei fordított mozgásban.

5.2.6 Bütykös mechanizmus, amelyben a bütyök egy hegyes billenőt mozgat

Mechanizmus elemzés.

Adjuk meg az oszcillátoros bütykös mechanizmus kinematikai sémáját (5.9. ábra, a). Kinematikai elemzést kell végezni, azaz gráfot kell készíteni. A fordított mozgású O oszcillátor forgásközéppontja egy O 1 O sugarú kör mentén mozog (5.9. ábra, a).

Ezen a körön az O ponttól az ellenkező irányba félretesszük szögsebesség bütyök, a bütyök munkaszögét, és osszuk 12 egyenlő részre. ábrán. 5.9, a Az RH oszcillátor alsó pozícióban (az emelkedés elején) látható. Ha a kinematikai diagramon az oszcillátor nem alsó, hanem közbenső helyzetben látható, akkor először meg kell találni az oszcillátor forgásközéppontjának helyzetét, amely megfelel a fordított mozgás emelkedésének kezdetének (ahogy egy O 1 O sugarú kör), és ebből a pontból tegyük félre a munkaszöget. A fordított mozgásnál az oszcillátor O forgásközéppontja az O 1 O sugarú körön az egymást követő 1, 2, 3, ..., 12 pozíciókat foglalja el (ami a bütyök azonos szöggel történő elfordulásának felel meg). Az oszcillátor második vége (B pont) a bütyök profilja mentén csúszik. Megkeressük a B pont egymás utáni helyzeteit. Ehhez az OB oszcillátor hosszával az 1, 2, 3, ..., 12 pontokból (O 1 O sugarú körök) bemetszéseket készítünk a bütyökprofilon, pontokat kapunk 1 / , 2 / , 3 / , ..., 12 / .

Valódi mozgás esetén a B oszcillátor vége az OB sugár által leírt ív mentén mozog az O középponttól. Ahhoz, hogy a B pont megfelelő pozícióit valódi mozgásban megtaláljuk, bemetszéseket kell tenni az íven a középponttól számítva. A bütyök O 1 elforgatása O 1 1 / , O 1 2 / , О 1 3 / , …, О 1 12 / távolságokkal, 1 // , 2 // , 3 // , …, 12 // pontokat kapunk . Grafikon készítésekor az oszcillátor forgásszögei helyett lehetőség van a B-1 //, B-2 // stb. ívek hosszának ábrázolására közvetlenül az ív mentén mérve. Az oszcillátor elfordulási szögének skálázási tényezője ebben az esetben

,rad/mm, (5.7)

ahol az oszcillátor lengésszöge, deg;

A diagramon látható maximális ordináta, mm.

A mechanizmus szintézise.

A szintézist az elemzés fordított sorrendjében hajtjuk végre. Most legyen megadva a grafikon (5.9. ábra, b), a bütyök minimális sugara és az OB oszcillátor hossza. Kötelező egy bütyökprofil felépítése.

Egy tetszőleges O 1 pontból egy minimális sugarú kört írunk le (5.9. ábra, a). Ezen a körön egy tetszőleges helyen kiválasztjuk a B pontot (amely az oszcillátor fordulat kezdetének felel meg). A B pontból adott irányban (és ha az irány nincs beállítva, akkor tetszőleges irányban) félretesszük a VO oszcillátor hosszát. Ezután az O 1 középpontból egy O 1 O sugarú kört írunk le. Ha az O 1 O középpont távolságot adjuk meg, és nem a VO oszcillátor hosszát, akkor azonnal leírunk egy ilyen sugarú kört és egy tetszőleges pontot. O van kiválasztva rajta, ami megfelel az oszcillátor helyzetének az emelkedés kezdetén. Ezen a körön az O pontból félretesszük (a bütyök szögsebességével ellentétes irányban) a munkaszöget és több egyenlő részre osztjuk. Ezután az OB sugarú O középpontból rajzolunk egy ívet, és azon ábrázoljuk (a szükséges léptékben) az adott gráfból vett oszcillátor szögelmozdulásait. A bütyök profiljához tartozó pontokat serifekkel kapjuk meg.

Ehhez az O 1 középpontból az O 1 1 //, O 1 2 //, O 1 3 // stb. távolságokkal egyenlő sugarakkal íveket rajzolunk, amelyeken az OB hosszával bemetszéseket készítünk. oszcillátor az 1, 2, 3, …, 12 pontokból, О 1 О sugarú körön fekve Az 1 / , 2 / , 3 / , …, 12 / pontokat (ívmetszéspontokat) sima görbével összekötve kapjuk a tényleges bütyökprofil.

5.2.7 Bütykös mechanizmus, amelyben a bütyök egy billenőt mozgat egy görgővel

Mechanizmus elemzés.

Adjuk meg a görgős oszcillátoros bütykös mechanizmus kinematikai sémáját (5.10. ábra). Kinematikai elemzés szükséges. A görgő mentén működő valódi bütyköt egy hegyes oszcillátor mentén működő középprofilra cseréljük (egyenlő távolságú görbeként való felépítését a középprofil metszetében mutatjuk be). Ezután végzünk egy hegyes vibrátoron működő bütyök középprofiljának kinematikai elemzését (az 5.10. ábrán egy ilyen oszcillátort szaggatott vonal jelzi).

A mechanizmus szintézise.

Ezután a középső szelvényből a valósba egy egyenlő távolságú görbe befelé építésével jutnak át (a valós szelvény metszetén ennek egyenlő távolságú görbeként való felépítése látható).

5.2.8 Bütykös mechanizmus, amelyben a bütyök síkoszcillátoron működik

Mechanizmus elemzés.

Adjuk meg a lapos oszcillátoros bütykös mechanizmus kinematikai sémáját (5.11. ábra, a). Kinematikai elemzést kell végezni, azaz gráfot kell készíteni.

A fordított mozgású oszcillátor O forgásközéppontja egy O 1 O sugarú kör mentén mozog (5.11. ábra, a). Ezen a körön az oszcillátor alsó helyzetének (az emelkedés kezdetének) megfelelő O pontból félretesszük a bütyök szögsebességével ellentétes irányú munkaszöget és 12 egyenlő részre osztjuk. A fordított mozgásnál az oszcillátor O forgásközéppontja egymást követő pozíciókat foglal el az O 1 O körön, amelyet 1, 2, 3, ..., 12-vel jelölünk, ami megfelel a bütyök azonos szöggel (30 fokkal) történő elfordulásának. 0).

Miután az 1., 2., 3. stb. pontokból (O 1 O sugarú körök) érintőket húztunk a bütyök profiljára, megtaláljuk az oszcillátor egymás utáni helyzeteit fordított mozgásban, ami megfelel a bütyök ezen keresztül történő elfordulásának. szög. Az OA oszcillátor hosszát ezekre az érintőkre helyezve megkapjuk az 1 / , 2 / , 3 / , ... pontokat, amelyek az oszcillátor A szabad végének egymás utáni helyzetei fordított mozgásban. Ha az oszcillátor egyik pozíciója sem érinti a bütyökprofil legtávolabbi pontját, akkor ezen a ponton keresztül az oszcillátor maximális elfordulásának megfelelő további érintőt húzunk, (5.11. ábra, a).

Valódi mozgásban, amikor az oszcillátor forog, szabad vége (A pont) egy OA sugarú körív mentén mozog. Annak érdekében, hogy megtaláljuk az oszcillátor szabad végének egymás utáni helyzetét az íven, a bütyök O 1 forgásközéppontjából bemetszéseket kell készíteni O 1 1 / , O 1 2 / , O 1 3 távolságokkal. / , ...; pontokat kapunk 1 // , 2 // , 3 // , ... Ha ezek a pontok az oszcillátor O forgásközéppontjához kapcsolódnak, akkor az oszcillátor egymás utáni pozícióit kapjuk meg a bütyök forgásának megfelelően ugyanaz a szög (30 0 -kal).

És a középtávolság O 1 O (5.11. ábra, a). Az O 1 O sugarú körön tetszőleges helyen kiválasztjuk az O oszcillátor forgásközéppontját, attól félretesszük (a szögsebességgel ellentétes oldalra pontok összekapcsolásával kapjuk meg az oszcillátor első helyzetét 2 és - az oszcillátor második pozíciója stb. A bütyök tényleges profilja az összes oszcillátorpozíció burkológörbéje lesz.

Ahhoz, hogy a bütyökprofil pontosabb legyen, meg kell találni az oszcillátor minél több pozícióját.

Bütykös mechanizmus- ez egy magasabb kinematikai párral rendelkező mechanizmus, amely képes a kimeneti kapcsolat kimaradását biztosítani, és a szerkezet legalább egy változó görbületű munkafelületű kapcsolatot tartalmaz.

A bütykös mechanizmusokat úgy alakították ki, hogy a bevezető link mozgását a kimeneti link kívánt mozgástípusává alakítsák egy adott törvény szerint.

Egy tipikus bütykös mechanizmus diagramja egy fogaslécet és két mozgó láncszemet tartalmaz (9.1. ábra). Ugyanakkor egy két mozgó lengőkaros bütykös mechanizmusban lehetőség van a mozgás- és erőtényezők transzformációjára bármilyen bonyolultság törvénye szerint.

Rizs. 9.1. A bütykös mechanizmusok kinematikai diagramjai

A bütykös mechanizmusok tipikus diagramjain a meghajtó linket bütyöknek nevezik, a toló pedig kimeneti láncszemként működik (9.1. ábra, de)

vagy billenő (9.1. ábra, b).

A bütyök a bütykös mechanizmus láncszeme változó görbületű munkafelülettel.

A toló a bütykös mechanizmus kimeneti láncszeme, amely transzlációs mozgásokat hajt végre.

A lengőkar a bütykös mechanizmus kimeneti láncszeme, amely csak működik forgó mozgásokés nem képes 360°-nál nagyobb szögben elforgatni.

A bütykös mechanizmusokban a mozgás- és erőtényezők átalakítását úgy hajtják végre, hogy a bütyök munkafelülete közvetlenül érintkezik a kimeneti kapcsolat felületével. Ebben az esetben az érintkező láncszemek mozgási sebességének különbsége miatt az érintkezési zónában csúszósúrlódás lép fel, ami ezeknek a felületeknek az intenzív kopásához, valamint a veszteségek növekedéséhez, csökkenéséhez vezet. a bütykös mechanizmus hatékonysága és élettartama. A csúszósúrlódás gördülési súrlódással való helyettesítésére a magasabb kinematikai párban egy további láncszemet vezetnek be a bütykös mechanizmus áramkörébe, amelyet görgőnek neveznek. A görgő egy 5. osztályú, egyszeresen mozgó kinematikai párt alkot a kimenő linkkel (9.2. ábra). Ennek a mobilitása

9. BÜTÖRÖS MECHANIZMUSOK

A kinematikus pár nem befolyásolja a bütykös mechanizmus átviteli funkcióját, és helyi mobilitás.

Rizs. 9.2. Görgős bütykös mechanizmusok kinematikai diagramjai

Amikor egy további láncszemet - egy görgőt - vezetnek be az áramkörbe, a mozgási és erőtényezők átalakítása úgy történik, hogy a bütyök munkafelülete érintkezik a görgő felületével, amely kölcsönhatásba lép a kimeneti kapcsolattal. Ebben az esetben a bütyöknek kétféle profilja van (9.3. ábra): konstruktív és elméleti.

Rizs. 9.3. A bütykös profilok típusai a bütykös mechanizmusokban

A szerkezeti (munka) profil a bütyök külső profilja. Az elméleti (középső) profil egy olyan profil, amely leírja

A görgőnek nincs középpontja, amikor az úgy gördül, hogy nem csúszik végig a bütyök szerkezeti profilján.

9.1. BÜTÖRÖS MECHANIZMUSOK OSZTÁLYOZÁSA

A bütyökszerkezetek osztályozása: 1) hivatalos rendeltetésük szerint:

bütykös mechanizmusok, amelyek biztosítják a kimeneti link mozgását egy adott mozgástörvény szerint;

Mechanizmusok és gépek elmélete. Proc. juttatás

9. BÜTÖRÖS MECHANIZMUSOK

9.1.

olyan bütykös mechanizmusok, amelyek csak a kimeneti link meghatározott maximális elmozdulását biztosítják (a toló lökete vagy a lengőkar lengési szöge);

2) a láncszemek térbeli elhelyezkedése szerint: lapos bütykös mechanizmusok ( rizs. 9.1, ábra. 9.2);

térbeli bütykös mechanizmusok (9.4. ábra);

Rizs. 9.4. A térbeli bütykös mechanizmusok sémái

3) a bütyök mozgásának típusa szerint:

bütykös mechanizmusok a bütyök forgó mozgásával (9.2. ábra); bütykös mechanizmusok a bütyök transzlációs mozgásával (9.5. ábra); bütykös mechanizmusok spirális bütykös mozgással;

Rizs. 9.5. Bütykábrák c progresszív mozgás bütyök

4) a kimeneti kapcsolat mozgásának típusa szerint:

bütykös mechanizmusok a kimenet transzlációs mozgásával

link (9.1. ábra, de, 9.2. ábra, de, 9.4. ábra, de, 9.5. ábra, de);

bütykös mechanizmusok a kimeneti link forgó mozgásával

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

5) egy videó jelenlétével a sémában:

görgős bütykös mechanizmusok (9.2. ábra, 9.4. ábra, 9.5. ábra); bütykös mechanizmusok c görgő nélkül (9.1. ábra);

6) a kamera típusa szerint:

lapos bütykös bütykös mechanizmusok (9.1. ábra, 9.2. ábra, 9.2. ábra).

9.5 );

hengeres bütykös bütykös mechanizmusok (9.4. ábra); bütykös mechanizmusok globoid bütyökkel (9.6. ábra, de); bütykös mechanizmusok gömbbütyökkel (9.6. ábra, b);

Mechanizmusok és gépek elmélete. Proc. juttatás

9. BÜTÖRÖS MECHANIZMUSOK

9.1. A bütykös mechanizmusok osztályozása

Rizs. 9.6. Gömbös és gömbbütykös bütykös mechanizmusok sémái

Rizs. 9.7. Deaxiális bütykös mechanizmusok diagramjai

7) a kimeneti kapcsolat munkafelületének alakja szerint:

bütykös mechanizmusok hegyes munkafelülettel

lábszár (9.1. ábra, a, 9.7. ábra, b, 9.8. ábra, b);

bütykös mechanizmusok a kimeneti link sík munkafelületével (9.7. ábra, de, 9.8. ábra, de);

bütykös mechanizmusok a kimeneti csatlakozó hengeres munkafelületével (9.2. ábra);

bütykös mechanizmusok a kimeneti kapcsolat gömb alakú munkafelületével (9.7. ábra, c, d, 9.8. ábra, c, d);

8) az elmozdulás jelenlétével:

deaxiális bütykös mechanizmusok (9.7. ábra); axiális bütykös mechanizmusok (9.8. ábra).

Mechanizmusok és gépek elmélete. Proc. juttatás

9. BÜTÖRÖS MECHANIZMUSOK

9.1. A bütykös mechanizmusok osztályozása

Rizs. 9.8. Axiális bütykös mechanizmusok diagramjai

Deaxiális bütykös mechanizmus egy bütykös mechanizmus, amelyben

a kimeneti összeköttetés útjának tengelye a bütyök forgásközéppontjához képest bizonyos mértékben eltolódik (9.7. ábra). Az elmozdulás mértékét excentricitásnak vagy deaxiálisnak nevezzük, és pl.

Axiális bütykös mechanizmus- ez egy bütykös mechanizmus, amelyben a kimeneti összeköttetés útjának tengelye átmegy a bütyök forgásközéppontján (9.8. ábra).

9.2. A LEGMAGASABB KINEMATIKAI PÁROK ZÁRÁSÁNAK MÓDSZEREI

NÁL NÉL a bütykös mechanizmusok mozgása során előfordulhat olyan helyzet, amely a mozgó láncszemek érintkezésének elvesztéséhez vezet, ami a magasabb kinematikai pár elemeinek kinyílásához vezet. A magasabb kinematikai pár elemeinek nyitása a létezésének megszűnéséhez vezet, ami a láncszemek mozgástörvényében törés formájában tükröződik, és elfogadhatatlan a bütykös mechanizmusok normál működése szempontjából. A legmagasabb kinematikai párt alkotó láncszemek érintkezésének állandóságának biztosítása érdekében a következő zárási módszereket alkalmazzák a bütykös mechanizmusokban:

Áramkör- így biztosítható a magasabb kinematikai pár láncszemeinek érintkezési állandósága a láncszemek gravitációs erőinek vagy a rugók rugalmas erőinek felhasználásával (9.9. ábra).

NÁL NÉL A magasabb párt alkotó láncszemek teljesítményzárásával járó bütykös mechanizmusoknál a kimeneti link mozgása az eltávolítási fázisban a bütyök érintkezési felületének a kimeneti kapcsolat, azaz a bütyök érintkezési felületére gyakorolt hatása miatt történik. a vezető láncszem, a kimeneti pedig a hajtott láncszem: toló vagy billenő. A megközelítési fázisban a kimenő lengőkar a rugó rugalmas erejének vagy a kimenő lengőkar gravitációs erejének hatására elmozdul, azaz a vezető lengőkar a kimeneti láncszem: toló vagy billenő, a hajtott láncszem pedig a bütyök.

Mechanizmusok és gépek elmélete. Proc. juttatás

9. KAMERÁK MECHANIZMUSOK

9.2. Módszerek egy magasabb kinematikai pár elemeinek zárására

Rizs. 9.9. Kényszerzárású bütykös mechanizmusok sémái

Geometrikus lezárás- így biztosítható a magasabb kinematikai pár láncszemeinek érintkezési állandósága a bütyök munkafelületeinek konfigurációjával (9.10. ábra).

Rizs. 9.10. Pozitív bütykös mechanizmusok diagramjai

A magasabb párt alkotó láncszemek geometriai reteszelésével rendelkező bütykös mechanizmusoknál a kimeneti lánc mozgása az eltávolítási fázisban a bütyök külső munkafelületének a kimeneti kapcsolat érintkezési felületére való ütközése miatt történik. A kimeneti kapcsolat mozgása a megközelítési fázisban a bütyök belső munkafelületének a kimeneti kapcsolat érintkezési felületére gyakorolt hatásának a következménye. Mindkét fázisban a bütyök vezető láncszemként működik, a kimeneti láncszem pedig a hajtott láncszem: toló vagy billenő.

Mechanizmusok és gépek elmélete. Proc. juttatás

9. BÜTÖRÖS MECHANIZMUSOK

9.3. A BÜTÖRÖS MECHANIZMUS FŐ PARAMÉTEREI

A tipikus sémák alapján kialakított bütykös mechanizmusok a 2π-nek megfelelő működési periódusú cikloid mechanizmusokhoz tartoznak, és a kimeneti kapcsolat több mozgásfázisának jelenléte jellemzi őket (9.11. ábra):

az eltávolítási fázis a bütykös láncszemek mozgásának fázisa a kimeneti lánc alsó helyzetéből a felsőbe való mozgatásával;

felső álló vagy pihenő fázis

ovális mechanizmusok kíséretében állva vagy állva kimeneti link a felső helyzetben;

megközelítési fázis - ez a bütykös mechanizmusok láncszemeinek mozgásának fázisa, amelyet a kimeneti link mozgása a felső helyzetből az alsóba kísér;

alsó álló vagy pihenő fázis a bütykös láncszemek mozgásának fázisa

ovális mechanizmusok kíséretében állva vagy állva kimeneti link alsó helyzetben.


ϕу	ϕ c.c.	ϕс	ϕ n.v
	ϕ r.x		ϕ x.x
Rizs. 9.11. A bütykös mechanizmusok kimeneti láncának mozgási fázisai

A bütykös mechanizmusok láncszemeinek mozgásának minden fázisát a megfelelő kétféle szög jellemzi (9.12. ábra):

fázisszög ϕ a bütyök elfordulási szöge a kimeneti kapcsolat mozgásának egy bizonyos fázisa során;

profilszög δ az elméleti bütyökprofil működési pontjának szögkoordinátája, amely megfelel az aktuális fázisszögnek.

A fázisok osztályozásának megfelelően a fázisszögek négy típusra oszthatók (9.11. ábra):

az eltávolítás fázisszöge ϕ y (9.12. ábra); a felső álló vagy állás fázisszöge ϕ in. in (9.12. ábra);

Mechanizmusok és gépek elmélete. Proc. juttatás

9. KAMERÁK MECHANIZMUSOK

9.3. A bütykös mechanizmus fő paraméterei

a megközelítés fázisszöge ϕ -vel (9.12. ábra); az alsó álló vagy álló fázisszög ϕ n.v (9.12. ábra).

Rizs. 9.12. A bütykös mechanizmusok fázis- és profilszögei

Mind a négy fázisszög összege alkotja a ciklikus fázisszöget:

ϕ = ϕу + ϕv.v + ϕс + ϕн.v = 2 π.

Az első három fázisszög összege a bütykös mechanizmus munkalöketének fázisszöge (9.11. ábra):

ϕ r.x = ϕ y + ϕ v.v + ϕ s.

A bütykös mechanizmus üresjárati fázisszöge megegyezik az alsó tartás fázisszögével (9.11. ábra), azaz.

ϕ x.x = ϕ n.v.

A bütykös mechanizmusok láncszemeinek mozgásának minden fázisa saját profilszöggel rendelkezik, a szögek szintén négy típusra oszthatók (9.12. ábra):

eltávolítási szög δ y ; a felső állás vagy állás szöge δ in. in; δ megközelítési szög -vel;

alsó állás vagy állás szöge δ n.v.

Általános esetben a tipikus bütykös mechanizmusok láncszemeinek megfelelő mozgási fázisainak fázis- és profilszögei nem egyenlőek egymással:

ϕ ≠ δ.

A láncszemek mozgásának megfelelő fázisai fázis- és profilszögeinek egyenlősége csak az alsó tartás fázisában jellemző (9.12. ábra), a láncszemek mozgásának többi fázisára pedig csak tipikus görgő nélküli bütykös mechanizmusokhoz.

Mechanizmusok és gépek elmélete. Proc. juttatás

9. BÜTÖRÖS MECHANIZMUSOK

9.4. LAPOS BÜTÖRÖS MECHANIZMUSOK SZERKEZETI ELEMZÉSE

A tipikus bütykös mechanizmusok láncszemei beköltöznek párhuzamos síkok, ezért ezek a mechanizmusok laposak, amelyek mozgékonyságát a Csebisev-képlet számítja ki.

Görgő nélküli bütykös mechanizmusok (9.1. ábra ). Mindkét típusú ty-

Az új bütykös mechanizmusok három láncszemből állnak, amelyek közül az 1. bütyök és a 2. toló- vagy billenőkar mozgatható láncszem, a 0 fogasléc pedig egy rögzített láncszem, ezért n = 2. A fogasléc a mechanizmus vázlatában egy tolókarral van ábrázolva. egy csuklósan rögzített tartó és egy rögzített csúszka, valamint a lengőkaros mechanizmusok rendszerében - két csuklósan rögzített támasz. A mozgó láncszemek és a fogasléc két forgási kinematikai párt alkotnak, amelyek mobilitása egyenértékű: 0 - 1, 2 - 0 és egy magasabb kinematikus vitorla mobilitása kettő: 1 - 2, ezért p 1 = 2, p 2 = 1 .

W = 3 2 - 2 2 - 1 = 6 - 4 - 1 = 1.

Az eredmény azt jelenti, hogy egy általánosított koordináta elegendő az ilyen típusú mechanizmusok kapcsolatainak egymáshoz viszonyított helyzetének egyértelmű meghatározásához.

Görgős bütykös mechanizmusok (9.2. ábra ). Mindkét bütykös mechanizmus sémái négy láncszemből állnak, amelyek közül a bütyök 1, a toló vagy billenő 2 és a görgő 3 mozgatható láncszemek, a 0 fogasléc pedig egy rögzített láncszem, ezért n = 3. A fogaslécet a mechanizmus vázlatában mutatjuk be, egy nyomógombbalcsuklós-rögzítetttámaszték és rögzített csúszka, valamint a lengőkarral ellátott mechanizmusok rendszerében kettőcsuklós-rögzítetttámogatja. A mozgó láncszemek és a fogasléc három forgási kinematikai párt alkotnak, amelyek mobilitása egyenértékű: 0 - 1, 2 - 3, 3 - 0 és egy magasabb kinematikai párt, amelyek mobilitása kettő: 1 - 3, ezért p1 = 2, p2 = 1.

A kapott adatok behelyettesítése a szerkezeti képlet, kapunk

W = 3 3 - 2 3 - 1 = 9 - 6 - 1 = 2 .

A Csebisev-képlet szerinti számítás a tipikus görgős bütykös mechanizmusokra azt mutatja, hogy a mobilitás kettővel egyenlő. Az eredmény szerkezeti hibák jelenlétét jelzi a tipikus görgős bütykös mechanizmusok sémáiban, ami kétféle mobilitás jelenlétét jelzi különböző funkcionális célokra. Egy tipikus, egy hajtókarral rendelkező lapos bütykös mechanizmus mobilitása, amely egy elsődleges mechanizmust képez, amelynek mobilitása egyenértékű, egyenlő eggyel, ezért a mobilitás második egységét a görgő által a kimenettel alkotott lokális mobilitás adja. link:

W = 2 = W 0 + W ì = 1 + 1,

ahol W 0, W m - a bütykös mechanizmus fő (számított) és helyi mobilitása.

Mechanizmusok és gépek elmélete. Proc. juttatás

9. KAMERÁK MECHANIZMUSOK

9.5. LAPOS BÜTÖRÖS MECHANIZMUSOK KINEMATIKAI ELEMZÉSE

A tipikus bütykös mechanizmusok kinematikai elemzéséhez ismerni kell az összes láncszem fő méreteit vagy a kimeneti link mozgástörvényét.

Általános esetben a tipikus bütykös mechanizmusok kinematikai elemzésének célja egy adott mechanizmussémával a kimeneti kapcsolat mozgástörvényének meghatározása, az összes kapcsolat ismert alapméretei mellett pedig a kimenet mozgástörvényének meghatározása. link.

A kimeneti kapcsolat mozgástörvényét a bütyök elfordulási szögének függvényében határozzák meg a bütykös mechanizmus szerkezeti jellemzői és a megadott paraméterek alapján:

S = f(ϕ),

ahol ϕ a bütyök elfordulási szöge.

Ezt a funkcionális függést analitikus vagy gráf-analitikai módszerrel kaphatjuk meg. Analitikai módszer, mint más típusú mechanizmusok elemzésekor, pontosabb adatok beszerzését teszi lehetővé, azonban a grafikus-analitikai módszer egyszerűbb és egyértelmű eredményt ad, ami a mérnöki számításokban való széles körben történő alkalmazásához vezetett az elsődleges elképzelés megszerzéséhez. a bütykös mechanizmusok kinematikai paramétereinek változásának értékeit és mintázatait adott feltételek alapján.

Grafikus-analitikai módszer A kinematikai elemzés két módszerrel végezhető: a kinematikai diagramok módszerével vagy a kinematikai tervek módszerével. A tipikus bütykös mechanizmusok elemzésére alkalmazott tervmódszer a cseremechanizmusok alkalmazásán alapul.

Csere mechanizmus- ez egy olyan mechanizmus, amelynek szerkezete csak alacsonyabb kinematikai párokat tartalmaz, amelyek a vezető láncszem bizonyos pozícióiban ugyanolyan elmozdulással, sebességgel és gyorsulásokkal rendelkeznek a kimeneti link számára, mint a megfelelő mechanizmus a magasabb párral.

A cseremechanizmus-séma kiválasztásakor a fő figyelmet a bütykös mechanizmusok hajtó- és kimeneti láncszemeinek mozgási törvényeinek megőrzésére, valamint e láncszemek tengelyeinek kölcsönös elrendezésére kell fordítani. Minden magasabb kinematikai párot két alsó pár helyettesít, ami egy fiktív láncszem megjelenéséhez vezet a cseremechanizmus szerkezetében 3. Az előzőek alapján, figyelembe véve a kimeneti link által végzett mozgás típusát, a bütykös mechanizmusok diagramokat egy tipikus emelőszerkezet megfelelő diagramjával helyettesítjük.

A tipikus emelőkaros mechanizmusok kinematikai elemzését fentebb tárgyaltuk (lásd a 2. fejezetet).

A legtöbb esetben egy tipikus bütykös mechanizmus kimeneti linkjének mozgástörvényét a pálya második deriváltja adja meg a forgásszög vagy az idő függvényében (gyorsulási adó). Ebben az esetben a kimeneti kapcsolat mozgástörvényének közvetlen megszerzéséhez a kinematikai diagramok módszerét alkalmazzuk (9.13. ábra).

Mechanizmusok és gépek elmélete. Proc. juttatás

9. KAMERÁK MECHANIZMUSOK

9.5. Síkbütykös mechanizmusok kinematikai elemzése

d 2 S		F(ϕ)
dϕ 2

	dϕ 2


					F(ϕ)

S = f(ϕ)

2 π ϕ

Rizs. 9.13. A bütykös mechanizmusok kinematikai elemzése diagramok módszerével

A mozgástörvény meghatározásának folyamatát a következő sorrendben hajtjuk végre.

Először az adott feltételek alapján készítsük el az analóg diagramját

integrálva a gyorsulási analóg diagramját, először készítse el a diagramot

	mu analóg sebesség			(ϕ) (9.14. ábra, b), majd a grafika segítségével


	diagram integráció			sebesség analóg, kap egy útvonal diagramot
	s \u003d f (ϕ) (9.13. ábra, c).

A kinematikai elemzés lehetővé teszi a szükséges adatok megszerzését a bütykös mechanizmusok metrikus szintézisének szakaszába való átmenethez.

9.6. LAPOS BÜTÖRÖS MECHANIZMUSOK SZINTÉZISE

A bütykös mechanizmusok szintézisének problémáinak megoldásában a fő kritériumok a következők: az általános és tömegjellemzők, valamint a nyomásszögek értékeinek minimalizálása, valamint a bütyök szerkezeti profiljának gyárthatóságának biztosítása.

Bármely bütykös mechanizmus szintézise két szakaszban történik: szerkezeti szintézis és metrikus szintézis.

A szerkezeti szintézis szakaszában megtörténik a bütykös mechanizmus szerkezeti diagramjának kialakítása, azaz a láncszemek száma megalapozott.

Mechanizmusok és gépek elmélete. Proc. juttatás

9. BÜTÖRÖS MECHANIZMUSOK

9.6. Lapos bütykös mechanizmusok szintézise

mobil linkek és az általuk végzett mozgástípusok; az állványelemek száma és típusa; a kinematikai párok száma, osztálya és mobilitása, a kinematikai láncok száma és típusa. Ezen túlmenően minden többletkapcsolat és helyi mobilitás bevezetése a bütykös mechanizmus szerkezetébe indokolt. A blokkdiagram kiválasztásának meghatározó feltételei: a bemeneti és kimeneti kapcsolatok mozgásának adott transzformációs törvényei, ill. kölcsönös megegyezés ezeknek a linkeknek a tengelyei. Ha a bemeneti és kimeneti kapcsolatok tengelyei párhuzamosak, akkor a mechanizmus lapos sémája kerül kiválasztásra. Metsző vagy keresztező tengelyek esetén térbeli sémát kell alkalmazni. A kis erőtényezők hatására működő bütykös mechanizmusoknál hegyes munkafelülettel ellátott kimeneti kapcsolatot használnak. A nagy erőtényezők hatására működő bütykös mechanizmusoknál a tartósság növelése és a kopás csökkentése érdekében hengert helyeznek a szerkezetbe, vagy növelik a láncszemek érintkező felületeinek csökkentett görbületi sugarát.

A metrikus szintézis szakaszában meghatározzák a bütykös mechanizmus láncszemeinek fő méreteit és a bütyökprofilok munkafelületeinek konfigurációját, amely biztosítja a meghatározott mozgástörvények és az átviteli függvény megvalósítását vagy a maximális elmozdulást. a kimeneti linket.

9.7. A KIMENETI LINK MOZGÁS TÖRVÉNYEI

Ha a kimeneti kapcsolat mozgástörvénye nincs megadva a bütyökmechanika metrikus szintézisének feladatmeghatározásában, akkor azt függetlenül kell kiválasztani a tipikus mozgástörvények halmazából, amelyek három csoportra oszthatók:

hangsúlytalan törvények (9.14. ábra); törvények kemény ütésekkel (9.15. ábra); lágy hatású törvények (9.16. ábra).

A kimeneti linkek sokkmentes mozgástörvényeinek fő képviselői: szinuszos (9.14. ábra, a) és trapéz alakú mozgástörvények (9.14. ábra, b). Mindkét törvény biztosítja a mechanizmus zökkenőmentes működését, azonban van egy jelentős hátrányuk, amely a kimeneti kapcsolat elmozdulásának lassú növekedésében fejeződik ki, amihez társul nagy értékek gyorsulások.

Mechanizmusok és gépek elmélete. Proc. juttatás

9. BÜTÖRÖS MECHANIZMUSOK







dϕ 2






d 2 S
d 2 S
dϕ 2

Rizs. 9.14. A bütykös mechanizmus kimeneti linkjének feszítetlen mozgástörvényei

A bütykös mechanizmusok láncszemei általi erőtényezők érzékelése szempontjából előnyösek a kimeneti láncszemek feszültségmentes mozgástörvényei. Az ütésmentes mozgástörvények szerint megvalósított bütykök bonyolultabb konfigurációjú szerkezeti profilokkal rendelkeznek, amelyek gyártása technológiailag nehéz, mivel nagy pontosságú berendezéseket igényel, ezért gyártásuk jóval költségesebb. A kimeneti kapcsolatok ütésmentes törvényeivel rendelkező bütykös mechanizmusokat nagy sebesség mellett kell használni, és szigorú pontossági és tartóssági követelményeket kell támasztani.








dϕ 2






d 2 S
d 2 S
dϕ 2

Rizs. 9.15. A bütykös mechanizmus kimeneti láncának mozgási törvényei kemény ütésekkel

Mechanizmusok és gépek elmélete. Proc. juttatás

	9. BÜTÖRÖS MECHANIZMUSOK
	9.7. A kimeneti link mozgásának törvényei





dϕ 2		dϕ 2







d 2 S		d 2 S
dϕ 2		dϕ 2


	Rizs. 9.16. A bütykös mechanizmus kimeneti láncának mozgási törvényei
	lágy mozdulatokkal

A kemény ütésekkel járó kimeneti kapcsolatok mozgási törvényeinek fő képviselői: lineáris (9.15. ábra, a) és lineáris átmeneti görbékkel (9.15. ábra, b). A kemény ütések törvényeit az jellemzi, hogy az eltávolítási és megközelítési fázis elején és végén olyan pontok jelennek meg, amelyek gyorsulási értéke elméletileg egyenlő a végtelennel, ami tehetetlenségi erők megjelenését okozza a bütykös mechanizmus láncszemeinek érintkezési zónájában. , szintén egyenlő a végtelennel. Ez a jelenség az érintkező láncszemek munkafelületeinek ütközését jelzi. A kemény ütésekre vonatkozó törvények korlátozottan alkalmazhatók, és alacsony sebességgel és alacsony tartóssággal működő, nem kritikus mechanizmusokban használatosak.

A bütykös mechanizmus minőségi mutatóinak biztosítására a legelőnyösebb a lágy ütésekkel járó kimeneti linkek mozgási törvényei. Hasonló törvények a következők: egyenletesen gyorsított (9.16. ábra, a), koszinusz (9.16. ábra, b), lineárisan csökkenő (9.16. ábra, c) és lineárisan növekvő (9.16. ábra, d).

A lágy ütések törvényei lehetővé teszik a bütykös mechanizmus érintkező láncszemeinek munkafelületeinek ütközését, amely akkor következik be, amikor az érintkezési pontok gyorsulási értékei pillanatnyilag a végső értékre változnak.

Mechanizmusok és gépek elmélete. Proc. juttatás

9. BÜTÖRÖS MECHANIZMUSOK

9.7. A kimeneti link mozgásának törvényei

méret. A lágy ütések kevésbé veszélyesek. Ezeknek a törvényeknek a végrehajtása alacsony sebességgel és nagy tartóssággal működő mechanizmusokban történik.

Valójában a kombinált törvények a legelterjedtebbek, azaz olyan mozgástörvények, amelyeket azonos típusú vagy különböző csoportok funkciói alkotnak.

9.8. AZ EREDETI BÜTÖK KONTÚR SUGÁRÁNAK MEGHATÁROZÁSA

A bütykös szerkezet teljes méreteit az eredeti bütykös kontúr paraméterei határozzák meg. A bütyök forgásközéppontjának helyzete igazodik a geometriai középpont az eredeti kontúrnak, és meg kell felelnie a feltételnek: a nyomásszög aktuális értéke a bütyök szerkezeti profiljának egyetlen pontján sem haladhatja meg a megengedett értéket. Ha a bütyök lapos és forog, akkor a kezdeti kontúrja egy kör. Ebben az esetben az eredeti kontúr keresésének folyamata a sugarának meghatározására redukálódik.

A legtöbb esetben a bütyök csak egy irányba forog, azonban a javítások elvégzésekor szükséges a bütyök mozgásának megfordítása. Ha a mozgás iránya megváltozik, az eltávolítás és a megközelítés fázisai felcserélődnek. Meghatározni a megengedett megoldások területét, azaz a forgásközéppont lehetséges helyének területét

bütyök, diagramot készítünk S = f d dS ϕ . Grafikusan az érvényes tartomány

A megoldásokat a kapott görbére dőlésszögben rajzolt érintők családja határozza meg a megengedett nyomásszög megfelelő értékeivel (9.17. ábra, 9.18. ábra).

A bütyök forgáspontjának kiválasztása csak a megvalósítható megoldások tartományán belül történik. Ebben az esetben biztosítani kell a bütykös mechanizmus legkisebb átmérőjét. Az R min eredeti kontúr minimális sugarát úgy kapjuk meg, hogy az O pont megvalósítható megoldásai tartományának csúcsát a koordinátarendszer 0 pont origójával kapcsoljuk össze, azaz R 0 = R min

(9.17. ábra, 9.18. ábra).

Az axiális bütykös mechanizmusok kezdeti körvonalának sugara tolóval, amikor az eltávolítás és a megközelítés fázisszögei egyenlőek (9.17. ábra, de) megfelel a minimális sugárnak, azaz R 0 \u003d R min. Az axiális bütykös mechanizmusok kezdeti kontúrjának sugarának meghatározása egy tolóval, amelynek fázisszögei egyenlőtlenek az eltávolítás és megközelítés fázisszögei között (9.17. ábra, b) úgy történik, hogy a 0 pont koordinátarendszerének origóját összekapcsoljuk az O 1 ponttal. a megengedett megoldások területén, és amely az út tengelyének metszéspontja valamelyik érintővel, azaz R 0 = R 1 .

Mechanizmusok és gépek elmélete. Proc. juttatás

9. KAMERÁK MECHANIZMUSOK

9.8.






Rmin
Rmin





Rmin
Rmin

Rizs. 9.17. Sémák a bütykös mechanizmusok kezdeti kontúrjának sugarának meghatározásához tolóval

A deaxiális bütykös mechanizmusok kezdeti körvonalának sugarának meghatározásához tolóval az S pályatengellyel párhuzamos két egyenes vonalat kell húzni, a pályatengelyhez képest az excentricitás értékével arányos mértékben eltolva (9.17. ábra). . A megvalósítható megoldások területét korlátozó érintők metszéspontjában ezekkel az egyenesekkel az O 2 és O 3 pontokat találjuk. Az O 2 és O 3 pontokat összekötjük a koordinátarendszer kezdőpontjával a 0 pontban. Az így kapott R 2 és R 3 sugarak valamivel nagyobbak lesznek, mint az R min eredeti körvonal minimális sugara.

Tolóval ellátott deaxiális bütykös mechanizmusok esetén, ha az eltávolítás és a megközelítés fázisszögei egyenlőek (9.17. ábra, a), az R 2 és R 3 sugarak egyenlőek lesznek. Ebben az esetben az excentricitás meghatározott helyének megfelelő sugarat (jobbra vagy balra) vesszük a kezdeti kontúr sugarának. Tolóval ellátott deaxiális bütykös mechanizmusoknál, ha az eltávolítás és a megközelítés fázisszögei nem egyenlőek (9.17. ábra, b), az R 2 és R 3 sugarak nagysága nem lesz egyenlő. Ebben az esetben a kisebb értékű sugarat veszi az eredeti kontúr sugarának. NÁL NÉL

különösen R2>R3, azaz R0=R3.

A billenőkarral rendelkező bütykös mechanizmusokban adott a w középtávolságra az O 4 és O 5 pontok helyzetét az E pontból érintőkkel rajzolt R \u003d a w sugarú ív metszéspontjában találjuk (9.18. ábra, a) Az O 4 és O 5 pontokat a 0 origóponttal összekötve R 4 és R 5 sugarakat kapunk. A kisebb értékű sugarat a rendszer az eredeti kontúr sugarának tekinti. Különösen R4 > R5, azaz R 0 = R4.

Mechanizmusok és gépek elmélete. Proc. juttatás

9. KAMERÁK MECHANIZMUSOK

9.8. A bütyök kezdeti kontúrjának sugarának meghatározása





Rmin			Rmin







	Rizs. 9.18. Sémák az eredeti kontúr sugarának meghatározásához
		bütykös mechanizmusok lengőkarral

A bütykös mechanizmusok kezdeti körvonalának sugarának meghatározásához egy lengőkarral adott ϕ 0 szögben, megtaláljuk az O 6 és O 7 pontok helyzetét az E ponton szögben áthúzott egyenes metszéspontjában. ϕ 0 -ból ábrázolva

dS ϕ sebességű analóg tengelyei érintőkkel (9.18. ábra, b). Az O 6 és a pontok összekapcsolásával

O 7 0 origóponttal az R 6 és R 7 sugarakat kapjuk. A kisebb értékű sugarat a rendszer az eredeti kontúr sugarának tekinti. Különösen R6 > R7, azaz R 0 = R7.

9.9. VÁLASZTÁSA SUGÁR ROLL

A görgő sugarának kiválasztásakor a következő rendelkezéseket kell figyelembe venni:

1. A görgő egy egyszerű alkatrész, melynek gyártási folyamata nem nehéz. Ezért a munkafelületén nagy érintkezési szilárdság biztosítható. A bütyök számára a munkafelület összetett konfigurációja miatt a nagy érintkezési szilárdság biztosítása nagyon nehéz. A bütyök és a görgő munkafelületei érintkezési szilárdságának megfelelő arányának biztosítása érdekében a görgős görgő sugarának kiválasztásakor a következő feltételt kell figyelembe venni:

r tekercs \u003d 0,4 R 0,

ahol R 0 az eredeti bütykös kontúr sugara.

Ennek az aránynak a teljesülése a bütyök és a görgő munkafelületeinek érintkezési szilárdságának közelítő egyenlőségét biztosítja. Sugár ro-

Mechanizmusok és gépek elmélete. Proc. juttatás

9. KAMERÁK MECHANIZMUSOK

9.9. Hengersugár kiválasztása

A bütyök sokkal kisebb, mint az eredeti bütykös kontúr sugara, ezért a görgő nagyobb szögsebességgel forog, és a munkafelületének pontjai sokkal nagyobb számú érintkezésbe kerülnek, ami az érintkezési felületek egyenetlen kopásához vezet. a bütyök és a görgő. A bütyök és a görgő munkafelületeinek egyenletes kopása érdekében a görgőfelületnek nagyobb érintkezési szilárdsággal kell rendelkeznie.

2. A bütyök építő (munka) profilja ne legyen hegyes vagy levágott (9.19. ábra, de). Ezért a görgő sugarának megválasztása korlátozás alá esik:

r tekercs = 0,7 ρ min,

ahol ρ min az elméleti bütyökprofil minimális görbületi sugara.

A hegyes vagy vágott bütyökprofil (9.19. ábra, b) nem teszi lehetővé, hogy a görgő a tetejére boruljon, ami mindkét láncszem munkafelületének károsodásához és a bütykös mechanizmus teljesítményének elvesztéséhez vezet.

3. A görgő sugarának értéke a természetes egész számok standard tartományából van kiválasztva a következő tartományban:

r tekercs \u003d (0,35 - 0,45) R 0.

A görgő sugarának kiválasztásakor a következő szempontokat is figyelembe kell venni: a görgős sugár értékének növekedése a kimeneti lánc mérete és tömegének növekedéséhez vezet, ami rontja a bütykös mechanizmus dinamikus jellemzőit és csökkenti a szöget. a görgő sebessége. A görgősugár értékének csökkenése a bütyök méreteinek és tömegének növekedéséhez vezet, ami a görgő szögsebességének növekedését, valamint a bütykös mechanizmus teherbírásának és élettartamának csökkenését okozza.

ρmin

Rizs. 9.19. A Cam konstruktív profiljának tetejének kialakításának sémája

Mechanizmusok és gépek elmélete. Proc. juttatás

9. KAMERÁK MECHANIZMUSOK

9.9. Hengersugár kiválasztása

NÁL NÉL Egyes esetekben egy további láncszem (görgő) bevezetése a bütykös mechanizmus szerkezetébe számos okból lehetetlen. Ebben az esetben nincs helyi mobilitás, amely a csúszósúrlódást gördülési súrlódásra cserélné, és a kimeneti összeköttetésen egy nagyon kicsi, íves felületű munkaterület van biztosítva. Az ívelt szakasz pontjai végigcsúsznak a bütyök munkafelületén, vagyis a kimenő összekötő felület kopása intenzívebb. A kopás csökkentése érdekében a kimeneti összekötő munkarésze le van kerekítve. A lekerekítési sugár növekedése nem okozza a kimeneti kapcsolat méreteinek és tömegének növekedését, viszont a bütyök szerkezeti profiljának méreteinek csökkenéséhez vezet. Ez alapján a kimeneti kapcsolat munkafelületének görbületi sugara meglehetősen nagy értékre vehető.

9.10. LAPOS FORGÓMOZGÁS bütykök PROFILJÁNAK SZINTÉZISE

De-axiális bütykös mechanizmusok tolóval . Profi építése

cam lei a következő sorrendben történik (9.20. ábra):

1. μ l .

3. A kiválasztott pontból Körülbelül a hosszúságok léptéktényezőjében R 0 és e sugarú koncentrikus köröket rajzolunk.

4. Egy sugarú körhöz e egy érintőt húzunk a -val való metszésponthoz

kör R 0, a kapott metszéspont az S pályatengely origója.

7. Minden osztási pontból érintőket húzunk egy sugarú körhöz e.

Mechanizmusok és gépek elmélete. Proc. juttatás

9. KAMERÁK MECHANIZMUSOK

9.10.

Rizs. 9.20. Deaxiális bütykös mechanizmus szintézise tolóval

8. Az O pontból, amely egy R 0 sugarú kör középpontja, olyan köröket rajzolunk, amelyek sugara megegyezik R 0 és a toló megfelelő elmozdulásának összegével, amíg az nem metszi az e sugarú kör érintőit.

A deaxiális bütykös mechanizmusok tolóval és görgővel történő szintéziséhez a következőket is el kell végezni:

10. r tekercs.

Axiális bütykös mechanizmusok tolóval . Profi építése

cam lei a következő sorrendben történik (9.21. ábra):

1. Meghatározzuk a hosszléptéktényezőtμ l .

2. A szabad térben egy tetszőleges pontot választunk O, amely az eredeti bütykös kontúr középpontja.

3. A kiválasztott pontból Körülbelül a hosszúságok léptéktényezőjében egy R 0 sugarú kört rajzolunk.

Mechanizmusok és gépek elmélete. Proc. juttatás

9. KAMERÁK MECHANIZMUSOK

9.10. Lapos forgómozgató bütykök profiljainak szintézise

Munkaprofil

Elméleti profil

Rizs. 9.21. Axiális bütykös mechanizmus szintézise tolóval

4. Az S pálya tengelye egy vonalban van a kerület függőleges szimmetriatengelyével

sti R 0 sugarú. Az S úttengely R 0 sugarú körrel való metszéspontjában kapjuk a 0 kezdőpontot.

5. Az origótól egy sugarú körön R 0 a hajtókar forgásirányában a fázisszögek, az út tengelyén pedig léptékben vannak ábrázolva

együttható μ l − a toló elmozdulása.

6. Az eredeti kontúr ívei, amelyek megfelelnek az eltávolítás fázisszögeinek

és megközelítést egyenlő részekre osztjuk, amelyek száma megegyezik az eltávolítás és a megközelítés fázisaiban szereplő pontok számával. A kapott pontokat összekötjük egy ponttal Körülbelül, ami a bütyök forgásközéppontja.

7. Az O pontból, amely egy R 0 sugarú kör középpontja, olyan köröket rajzolunk, amelyek sugara megegyezik R 0 összegével és a megfelelő re-

a toló elmozdulása az O pontot összekötő egyenesek metszéspontjához

Val vel felosztási pontok.

8. A kapott pontokat egy sima görbe köti össze, elméleti bütyökprofilt képezve, amely ebben a szakaszban egybeesik a munkaprofillal.

Az axiális bütykös mechanizmusok tolóval és görgővel történő szintéziséhez a következőket is el kell végezni:

9. Az adott feltételek alapján kerül meghatározásra a henger sugara r tekercs .

Mechanizmusok és gépek elmélete. Proc. juttatás

9. KAMERÁK MECHANIZMUSOK

9.10. Lapos forgómozgató bütykök profiljainak szintézise

10. Az elméleti bütyökprofil önkényesen kiválasztott pontjaiból

köröket rajzolunk sugarakkal, szimulálva a görgő helyzetét a bütykös mechanizmus áramkörének részeként.

11. A görgő minden helyzetére vonatkozó burkológörbe megrajzolása után megkapjuk a bütyök munkaprofilját.

Bütykös mechanizmusok lengőkarral. A bütykös profilok felépítése a következő sorrendben történik ( rizs. 9.22):

1. Meghatározzuk a hosszléptéktényezőtμ l .

2. A szabad térben egy tetszőleges pontot választunk O, amely az eredeti bütykös kontúr középpontja.

3. Az eredeti kontúr sugarának meghatározására szolgáló sémából attól függően

a megadott feltételekből 0EO 4 (9.18. ábra, de) vagy 0EO 7 háromszögeket viszünk át

(9.18. ábra, b).

4. Az R = 0E sugarú E pontból a tengelynek megfelelő ívet rajzolunk

S út.

5. Az origótól egy sugarú körön R 0 a hajtókar forgásirányában a fázisszögek, az út tengelyén pedig léptékben vannak ábrázolva

együttható μ l - a billenő elmozdulása.

6. Az eredeti kontúr ívei, amelyek megfelelnek az eltávolítás fázisszögeinek

7. Az O pontból, amely egy R 0 sugarú kör középpontja, olyan köröket rajzolunk, amelyek sugara megegyezik R 0 és a toló megfelelő elmozdulásának összegével, amíg az O pontot osztási pontokkal összekötő egyenesekkel nem metszik egymást.

8. A kapott pontokat egy sima görbe köti össze, elméleti bütyökprofilt képezve, amely ebben a szakaszban egybeesik a munkaprofillal.

Mechanizmusok és gépek elmélete. Proc. juttatás