Проников А.С. 1995 Т.2 Ч.1 (830965), страница 48
Текст из файла (страница 48)
Унифицированы шесть типов шариковых передаточных механизмов, каждый из которых характеризуется диаметром применяемых в них шариков (3, 4, 5, 6, 8 и 10 мм). В унифицированной конструкции шарикового передаточного механизма (рис. 6.26,б) для повышения прочности его присоединения концы трубопровода 3 развальцовывают, а штуцеры 9 дополнительно можно припаивать к трубопроводу. Для того чтобы при съеме шарикового передаточного механизма со станка толкатели 1 и б, шарики и промежуточные шайбы не выпадали из трубопровода, в каждый штуцер 9 ввинчен стопорный винт 7, конец которого входит в паз на толкателях 1 и б. Длина пазов должна быть на 10 — 15 мм больше максимальной длины хода толкателей.
При сборке шарикового передаточного механизма бывает трудно точно заполнить требуемую часть трубопровода 8 между толкателями 1 и б шариками и промежуточными втулками. Для этого предусмотрены регулировочные шайбы Б, устанавливаемые на головках 4 на конце каждого толкателя. Штуцеры 9 имеют направляющие пояски„позволяющие центрировать их при установке и закреплении накидными гайками 2 и 8 в присоединительных штуцерах исполнительных механизмов.
В табл. 6.14 приведены рекомендуемые размеры присоединитель- 6.14. Размеры присоединительного штуцера для шариковых передаточных механизмов Размеры в мм Тип механизма 30 40 50 6ШПМ 8ШПМ, 10ШПМ 13 15 17 М20Х1,5 М22 1,5 М24Х 1,5 17,8 1Я,8 21,8 Примечание. 11 — предельный рабочий ход механизма, 1;,~~1+25 мм. ных штуцеров для трех наиболее распространенных типов унифицированных шариковых передаточных механизмов. Вопросы .проектирования, расчета, изготовления, а также примеры применения шариковых передаточных механизмов подробно рассмотрены в работе ~10~. Для нормальной работы кулачковых механизмов и передачи рабочему органу станка заданного на кулачке закона перемещения необходимо замыкание башмака толкателя с поверхностью кулачка, которое может обеспечиваться силовым (см. рис.
6.18, а) и кинематическим (см. рис. 6.18, б) способами. При силовом способе замыкание производится с помощью пружины (сжатия или растяжения). Сила замыкающей пружины Р = 1,5 Я+ та), где Я вЂ” сила на толкателе; т — масса подвижного рабочего органа; а — максимальное ускорение; 1,5 — коэффициент запаса. Конструктивно этот способ замыкания прост и удобен, обеспечивает натяг в передаточных механизмах, что повышает точность пере- дачи движения. Его недостатки — постоянная дополнительная нагрузка на кулачок, приводящая к ускоренному изнашиванию, и возможность кратковременного отрыва башмака от поверхности кулачка при большой частоте его вращения в местах резкого спада кривой на кулачке. Этот способ замыкания рекомендуется применять при относительно небольших скоростях вращения распределительного вала с кулачками и для достижения повышенной точности передаваемых движений.
При кинематическом способе замыкания роликовый башмак перемещается в пазу, профиль которого эквидистантен профилю кулачка. Это гарантирует отсутствие отрыва башмака от поверхности кулачка при любой частоте его вращения (отрыв может быть только в пределах небольшого зазора в оси ролика и между роликом и пазом).
Нагрузка на кулачок действует только на участке рабочего хода, но кулачок получается сложнее и более трудоемким в изготовлении. При этом способе замыкания точность передаваемых движений ниже, чем при силовом за счет наличия зазора между роликом и пазом. Проектирование кулачковых механизмов включает в себя следующие основные этапы: 1) выбор конструктивнойсхемы кулачкового механизма, его основных элементов; 2) определение размеров кулачкового механизма; 3) арофцлирование кулачков; 4) кинематический расчет кулачкового механизма; 5) силовой, расчет,кулачкового,механик~ма. Выбранная при проектировании автомата конструктивная схема кулачкового механизма (типа кулачка, башмака, толкателя), размеры его элементов влияют на получаемый угол давления О (рис. 6.27, а), кото- Рис.
6.27. Кулачковые механизмы ~а, в) и схема сил ~б), действующих в них рый определяет производительность автомата (через получаемые в зависимости от угла давления углы вспомогательных ходов), надежность кулачкового механизма и всего автомата в целом и размеры кулачков. Поэтому первая задача проектирования кулачкового механизма практически заключается в определении оптимальных значений угла давления О для данной конструкции -и принятых размеров кулачкового механизма. Суть методики, разработанной Г.
А. Шаумяном для определения О„„заключается в сравнении произвольной схемы спроектиро- 328 При а=4г0 Х2 — — 0,25 Хрп=0,125 Оопт — — 47 Копт =7,6 е,,=1,65 Ерп — — 0,075 Оопт =54 Копт=11,8 еопт =12>07 При а=4г0 и а=2Ь 12=0~35 для Остро" конечного башмака 12=0,32 для роликового башмака Ер =О,135 Оопт — — 45 Копт — — 10,1 еопт=1,9 Хр.— 0,082 Оопт =52 Копт = 11,5 еопт= 2>05 15 В 1,» 1В г,Я Я,К Юв 0 0 01 0У 0У ОФ 05 Ю Мт в) д) Рис. 6.28. Графики для определения 8 лее распространенных конструктивных схем кулачковых механизмов и значения О , К и е Например, для кулачкового механизма, схема которого приведена на рис.
6.27, и, 11=1, так как башмак в произвольной схеме механизма не отличается от башмака в эталонной схеме, а Х2 — — 1+2Ь/а, где а— расстояние между опорами толкателя; Ь вЂ” длина консоли толкателя. Если в произвольной схеме кулачкового механизма применяют роликовый башмак, то Х1=д/О, где д — диаметр оси ролика;  — диаметр башмака (ролика).
После определения Х1 и Х2 находят приведенные коэффициенты трения рп~ — — А~11 и р,в=р~Х~ и далее находят О,, для данного кулачкового механизма. Или, зная сумму рп~+р,2, находят этот угол по номограмме (рис. 6.28, 6). При увеличении длины Ь консоли (см. рис. 6.27, 8) уменьшается угол О, „а при увеличении расстояния а увеличивается этот угол.
При применении роликового башмака значение угла О,„, также увеличивается. На значение угла О, влияют значения коэффициентов трения р~ и р2 (материал башмака, кулачка, толкателя и его опор). При профилировании кулачков различают два типа участков профиля: кривые рабочих ходов и кривые вспомогательных ходов.
Кривые рабочих ходов должны обеспечивать заданный закон перемещения рабочих органов станка при выполнении данного технологического процесса. При этом требуется равномерное перемещение рабочих органов для обеспечения постоянной подачи. Кривые вспомогательных ходов должны обеспечивать минимальное время этих ходов, но при этом угол давления не должен превышать оптимального значения и возникающие в механизме силы инерции не должны быть выше допустимых.
На рис. 6.29 показаны различные законы перемещения толкателя в функции времени и соответствующие им законы изменения скорости о и ускорения ~. При перемещении с постоянной скоростью (рис. 6.29, а) в момент изменения скорости значение ускорения возрастает до бесконечности, что приводит практически к большим инерционным нагрузкам Участки рабочих ходов, исходя из указанных требований к ним, для дисковых кулачков профилируют по закону Архимедовой спирали, а для цилиндрических кулачков по закону винтовой линии.
Построение профиля кулачков по заданному закону перемещения толкателя упрощается при применении графических способов, а участки вспомогательных ходов для дисковых кулачков профилируют с помощью заранее изготовленных шаблонов, чертежи которых обычно приводят в паспорте автомата.
При этом для различных пределов производительности автомата дают обычно разные кривые вспомогательных ходов, так как от скорости вращения кулачка зависит ускорение толкателя. При кинематическом расчете кулачковых механизмов необходимо определить скорости и ускорения перемещения толкателей для последующей оценки возникающих инерционных нагрузок и на основе этого силового расчета допустимую частоту вращения распределительного вала с кулачками. В качестве геометрических параметров типовых кулачковых механизмов назначают (рис.
6.30) угол давления О, угол подъема кулачка Рис. 6.30. Геометрические параметры кулачкового механизма О„(угол между перпендикуляром к радиусу-вектору Я кулачка и касательной к профилю), угол смещения О, которым является угол между радиусом-вектором Р и направлением движения толкателя, радиус-вектор Я кулачка, радиус кривизны профиля кулачка р, расстояние 1 от центра качания толкателя до точки касания башмака с кулачком. Все эти параметры соответствуют данному мгновенному положению кулачкового механизма.
При этом 6=0,— О, а для центральных кулачковых механизмов О=О . Кинематическими параметрами кулачкового механизма являются угловая скорость вращения а кулачка, скорость толкателя о и тангенциальное ускорение толкателя ~',. Определив о и ~', находят нормальное ускорение толкателя ~"=о'/ /), а также его полное ускорение у =1/ (1')~+ (1л)2. Кинематический расчет кулачковых механизмов можно проводить аналитическим методом (если задан закон перемещения толкателя в функции времени) и методом построения планов скоростей и ускорений.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
