2.4 Построение профиля кулачка.
Зная R'min, строим в соответствующем масштабе теоретический профиль кулачка, принимая масштабный коэффициент длины:
l=0,00072=s м/мм
Задача построения кулачка наиболее просто решается при помощи метода обращения движения. Сообщаем всему кулачковому механизму общую угловую скорость (-1) вокруг центра О вращения кулачка, равную по модулю и обратную по направлению угловой скорости 1 кулачка. Тогда кулачок будет в обращенном движении как бы неподвижен, однако относительное расположение толкателя и кулачка не нарушается.
Из центра О проводим окружности радиусов R'min и e'. Окружность е' делим на 12 равных частей радиусами О-1, О-2, О-3,… . Через точки 1,2,3,… проводим лучи 1-1, 2-2, 3-3, … откладываем от окружности радиусом e'. На лучах 1-1, 2-2, 3-3, … откладываем по окружности радиусом R'min отрезки, равные отрезкам 1-1'', 2-2'', 3-3'', … на диаграмме перемещений. Полученные точки 1, 2, 3 … соединяем плавной кривой. Получили теоретический профиль кулачка, то есть кривую, по которой движется центр толкателя в обращенном движении.
Для получения практического профиля кулачка нужно построить огибающую дуг радиуса R ролика, имеющих центры на теоретическом профиле.
Для устранения самопересечения профиля кулачка, а также из конструктивных соображений длина радиуса ролика должна удовлетворять двум условиям:
и
Где min – минимальный радиус кривизны профиля кулачка. Выбираем R'рол=0,4.R 'min=0,4.101= 40,4 мм,
(Rрол=0,0293 м).
Синтез кулачкового механизма закончен.
2.5 Построение диаграммы углов давления кулачка.
Для построения диаграммы углов давления воспользуемся совмещенной диаграммой S=f(dS/d). Измеряем углы давления 12-ти положений кулачка. Для этого соединим т. 1, 2, 3, …, 12 с точкой T2. Через т. 1, 2, 3, … проводим вертикальные линии.
Строим оси координат – вертикальную и горизонтальную t. Выбираем масштабный коэффициент углов давления:
.
Замеряем последовательно углы для 12-ти положений кулачка между вертикальными прямыми и касательными, проведенными в эти точки, и откладываем их в масштабе на оси от точек 1, 2, 3, 4, …, 12, соединяем получившиеся отрезки плавной кривой и получаем диаграмму углов давления.
Необходимо также заметить, что между точками 1 и 2 и около 5-ой точки на совмещенной диаграмме S=f(dS/d) угол давления будет принимать нулевое значение, что следует учесть при построении диаграммы углов давления кулачка.
№ положения |
1 |
2 |
3 |
4 |
5 |
6 |
7 |
8 |
9 |
10 |
11 |
12 |
Величина , 0 |
8 |
8 |
20 |
11 |
0,5 |
5 |
5 |
5 |
10 |
20 |
30 |
21,5 |
3. Проектирование планетарной зубчатой передачи и геометрический синтез внешнего эвольвентного зацепления (лист №3).
Рис.2. Кинематическая схема редуктора.
3.1 Проектирование планетарной зубчатой передачи.
3.1.1 Данные для проектирования планетарной зубчатой передачи:
Z1=100; Z2'=60; Z2=20; Z3=120; Z4'=27; Z4=45; Z5'=48; Z5=140; d2=5d1;
n=1400 об/мин; m=2.
I ступень – ременная передача;
II ступень – 1-ый планетарный редуктор;
III ступень – 2-ой планетарный редуктор.
3.1.2 Аналитический метод кинематического исследования планетарной зубчатой передачи.
При выборе зубьев в многосателлитной планетарной передаче должны быть соблюдены следующие три условия:
а) соосности – совпадение осей ведущего и ведомого валов:
1-ый планетарный редуктор Z1-Z2 = Z5-Z2' 100-20 = 140-60 80 = 80 |
2-ой планетарный редуктор Z3-Z4 = Z4'+Z5' 120-45 = 27+48 75 = 75 |
б) сборки – связь числа зубьев колеса с числом сателлитов при равномерном распределении их осей по окружности:
1-ый планетарный редуктор
где
K – кол-во сателлитов (K=2);
|
2-ой планетарный редуктор
где - любое число целое число; K – кол-во сателлитов (K=2);
|
,
-
любое число целое число;
;
;
в) соседства – установление максимального числа сателлитов при отсутствии их касания окружностями выступов:
1-ый планетарный редуктор внешнее зацепление
внутреннее зацепление
|
2-ой планетарный редуктор
|
;
Редукторы должны обеспечивать требуемое передаточное отношение:
1-ый планетарный редуктор
|
2-ой планетарный редуктор
|
Рассчитаем передаточное отношение всего привода механизма:
