4.7. Винтовые и реечно-зубчатые механизмы

Винтовые механизмы используются для преобразования вращательного движения в прямолинейное поступательное, состоят из винта, гайки и стойки. В механизмах используется трапецеидальная или упорная резьба, реже треуголь­ная метрическая или прямоугольная.

Основной причиной выхода из строя винтов и гаек передач является износ резьбы. Интенсивность изнашивания связана с давлением p между витками резьбы винта и гайки, которое не должно превышать допускаемого [p]. Исходя из этого определяется средний диаметр резьбы (рис. 47)

d ₂ F/( k[p]) ,

где F- осевая сила, действующая в передаче, k=H/d₂ -отношение высоты гайки к среднему диаметру резьбы. k= 1,2...2,5 для цельных гаек и k = 2,5...3,5 для разъёмных гаек, [p] = 10...13 МПа для пары закалённая сталь-бронза, [p]=8...10 МПа для пары незакалённая сталь-бронза, [p]=5...6 МПа для пары незакалённая сталь-чугун.

По найденному значению среднего диаметра d₂ резьбы и таблицам спра­воч­ников (рис. 50-52) определяют основные геометрические параметры резьбы: наруж­ный, внутренний диаметры, угол профиля, угол подъёма винтовой линии, шаг, ход резьбы и др.

Момент, необходимый для преодоления трения в резьбе, связан с осевой силой F, создаваемой на винте

Т_р = 0,5 F d₂ tg(’,

где =arctg(p/d₂) -угол подъёма резьбы, р - шаг резьбы; ’ = arctg(f/(cos)) - приведённый угол трения в резьбе, f- коэффициент трения фрикци­он­ной пары материалов гайки и винта, зависит от вида смазочного материала, наличия пок­рытия на поверх­ностях и других факторов, изменяется в пределах 0,05  0,24; -угол наклона боковой (рабочей) стороны профиля резьбы. Для трапе­це­идальной резьбы  = /2 =15⁰, где = 30-угол профиля резь­бы, для упорной резьбы принимаем  =3, для прямоугольной -  = 0⁰ (см рис. 50-52 );  = arctg f - угол трения на элементарной площадке;  = 6...10; f ’= f /cos - приведённый коэффициент трения в резьбе.

Реечно-зубчатые механизмы используют для преобразования поступа­тельного движения во вращательное и наоборот, состоят из стоек, зубчатых реек и зубчатых колёс. Связь между перемещением рейки S₂ и углом поворота ₁ колеса с числом зубьев z₁ и модулем m

S₂ =z₁ m ₁/2.

Расчёт зубьев колёс и реек аналогичен расчёту зубьев зубчатых передач.

4.8. Кулачковые механизмы

Кулачковые механизмы используют для воспроизведения заданного закона движения рабочего звена или для сообщения ему требуемого перемещения с остановками задан­ной продолжительности, состоят из трёх звеньев: ведущего кулачка, ведомого (рабочего) толкателя и стойки.

1

S_max

2

Закон движения рабочего звена 1 определяется профилем кулачка 2, который характеризуется следующими основными параметрами (рис. 37):

R₀- наименьшим радиусом; R- наи­большим радиусом; _у- углом удаления рабочего звена от центра кулачка; _дс- углом дальнего стояния; _п-углом приближения и _бс-углом ближнего стояния. Эти углы называются рабочими углами кулачка.

Рис.37. Схема кулачкового механизма

Перемещение S толкателя 1 за пе­риод полного оборота кулачка обычно изоб­­ра­жаются в виде графика S=f(), на горизонтальной оси которого откла­ды­ваются углы поворота кулачка  за период цикла, а по вертикали – со­от­­ветствующие значения переме­ще­ния S.

На рис. 37 _у- угол удаления рабо­че­го звена 1, _дс- угол его дальнего стояния, _п- угол приближения и _бс- угол ближ­него стояния.

Путём графического дифференцирова­ния функции S=f() находятся скорость и ускорение толкателя в любой момент времени.

Кулачковые механизмы классифи­ци­руются:

- по ориентации звеньев в пространст­ве - на плоские и пространственные;

- по форме толкателя - на механизмы с конусным, плоским, сферическим или роликовым толкателем;

- по конструкции кулачков - на механизмы с дисковыми, цилиндричес­ки­ми (торцевыми и барабанными) и плоскими кулачками.

Динамический расчёт механизмов ведётся с учётом сил полезных сопро­тивлений, давления пружины, сил тяжести, сил инерции и профиля кулачка. Кулачок давит на толкатель по направлению перпендикуляра к профилю кулачка. Угол между усилием давления и вектором скорости толкателя называется углом давления. Максимальный угол давления, при котором толкатель имеет максимальную скорость и максимальное усилие давления на кулачок, не должен превышать 30 для механизмов с толкателем -стерж­нем, и 45 для толкателей-коромысел. В противном случае возможно заклинивание механизма.

Угол давления связан с основными геометрическими параметрами кулач­кового механизма, исходя из чего последние и определяются.

При проектировании кулачковых механизмов должны быть заданы тип механизма, угловая скорость кулачка, наибольшее перемещение толкателя S_max, циклограмма работы механизма, определяющая фазовые углы его работы, углы давления на фазах удаления и приближения толкателя, закон дви­жения толкателя. В результате расчётов определяются основные пара­мет­ры механизма и строится профиль кулачка.

Для уменьшения трения и износа кулачка применяют толкатели с роли­ками, радиусы которых рассчитывают исходя из необходимости заданного закона движения толкателя. Длина полоски контакта толкателя с кулачком определяется из условия износостойкости (непревышения допускаемой величины давления). Быстроходные кулачки изготавливают из стали 20, 20Х, 45, 40Х, иногда ШХ12, подвергают закалке и отпуску, поверхности кулачка и толкателя шлифуют.