If =90°

КуЛйснЫё механизмы

Преобразующие механизмы с качающейся кулисой в силу значительного различия законов движения ведомого звена при прямом и обратном движении, большого угла передачи (до 90°) и относительно большой редукции угловых скоростей и трансформации Крутящих моментов позволяют расширить кинематические, динамические и эксплуатационные возможности импульсных передач.

Если при прямом движении угловая скорость изменяется плавно, то, используя прямой ход в качестве рабочего, можно достигнуть снижения неравномерности вращения ведомого вала, в то время как использование обратного хода для рабочего движения позволит расширить диапазон регулирования, если неравномерность вращения не влияет на работу исполнительных органов машины, а для приводов, предназначенных для машин с пульсирующим движением, получить необходи-

Т\ JJ \. ~Г)9№ интенсивность импуль-

- \у сов. При наличии в системе испульсных передач МСХ использование прямого или обратного хода в качестве \ рабочего движения зависит

от направления вращения вала приводного двигателя. Итак, изменением направления вращения вала двигателя у импульсных передач с кулисными преобразующими механизмами достигается существенное расширение их возможностей.

Особенности конструкции импульсных передач и прежде всего стремление заменить трение скольжения трением качения в поступательной паре кулисного механизма (см. рис. 7 и 18 в гл. 1) обусловили применение нецентральных кулисных механизмов.

Наиболее совершенным нецентральным кулисным механизмом в смысле передачи усилий от ведущего вала к ведомому является механизм (рис. 18 в гл. 1), у которого направляющая кулисы пересекает центр качения кулисы. В этом случае угол- передачи остается неизменным и равен у = 90°, у всех других нецентральных кулисных механизмов у < 90°.

Рис.

Таким образом, при проектировании рассматриваемых преобразующих механизмов с углом у = 90°, когда кривошип выполнен в форме эксцентрика, необходимо плоскость контакта кулисы с эксцентриком расположить так, чтобы она при своем продолжении проходила через ось качания кулисы. На рис. 11 показаны два варианта выполнения эксцентриковых механизмов с силовым замыканием пружиной (рис. 11, а) и связью двустороннего действия (рис. 11, б и в).

При симметричном расположении направляющих кулисы (см. рис. 11,6) угол передачи у < 90°. Для импульсных передач представляет интерес применение преобразующих механизмов с несимметричными кулисами (рис. 11, в), которые дают возможность осуществлять рабочее движение при у = 90°, а свободный ход при меньшем угле.

Для определения длин звеньев кулисного преобразующего механизма должны быть известны наибольшая частота вращения ведомого вала ау., частота вращения кривошипа (о, крутящий момент М на ведомом валу передачи.

Для механизма при b = О (см. рис. 11, а) радиус эксцентрика / можно определить из расчета на контактную прочность, используя формулу Герца:

о. = 0,418 1/-

(46)

где Q = 7--нормальное усилие в месте контакта эксцен-

i-min

трика с направляющей кулисы; Ь - минимальное плечо силы Q вокруг центра Оi; Е - приведенный модуль нормальной упругости материалов эксцентрика и направляющей кулисы; - ширина эксцентрика; рпр - приведенный радиус кривизны; - контактное напряжение в месте соприкосновения эксцентрика с направляющей кулисы.

Так как для плоской направляющей кулисы рпр = / . то на основании формулы (46) имеем

.0,175Л1£пр

(47)

Приближенно среднее передаточное отношение при соах можно записать, используя формулу (34) в гл. 3:

(0j 0)шах

(48)

где L - среднее расстояние центра ползуна от оси качания кулисы - точки О (см. рис. 11); Ь- длина стойки; г - наибольшая длина кривошипа.

Из рассмотрения конструкций вариантов с преобразующими кулисными механизмами следует

(49)

где dl - наружный диаметр ступицы кулисы.

Данное неравенство обусловливает возможность движения эксцентрика за полный оборот кривошипа без задевания за ступицу кулисы. Так как обычно в ступице кулисы располагается роликовый МСХ, то диаметр d определяется при расчете на прочность этих механизмов.

При проектировании механизмов с минимальной длиной стойки последнюю можно определить на основании формулы (49), учтя зазор б между ступицей и эксцентриком при их сближении:

а-=14-г + +8; (50)

зазор можно принять б = 2--4 мм.

Эксцентрики могут быть выполнены насадными или за одно целое с валом. В обоих случаях радиус эксцентрика можно определить согласно рис. 12:

(51)

где - диаметр ведущего вала, определяемый расчетом на прочность; Рэ - коэффициент,\ учитывающий конструкцию эксцентрика (Рэ = 0,7-1-0,9 - для насадных эксцентриков; Рэ = 0,5 - для эксцентриков, выполненных вместе с валом; Рэ = 0,9-1,3 - для эксцентриков с насаженными подшипниками качения; Рэ = = 1,5-г-1,8 - для регулируемых эксцентриков с насаженными подшипниками качения).

В результате совместного решения уравнений (48), (50) и (51) передаточное отношение в безразмерной форме можно записать

/(3+C)-(4-)4/(l+C)-(-f)\

(52)

0,51 + Рэв + б

По данньму уравнению на рис. 13 построены кривые изменения i в функции отношения t/r для фиксированных значений величины С в диапазоне ее изменения, соответствующем конструкциям импульсных передач.

На оси ординат отложены значения передаточного отношения i при / = О, соответствующие центральным кулисным механизмам.

Из соотношения (51) видно, что 1/г > 1, и, следовательно, реальная область изменения i на рис. 13 будет лежать правее пунктирной линии, параллельной оси ординат.

Используя последний график, определение длин звеньев можно вести в следующей последовательности.

Расчетом на прочность роликового МСХ находим диаметр наружной обоймы dl и приближенным расчетом на кручение по пониженным допускаемым напряжениям определяем диаметр вала d. В зависимости от конструкции эксцентрика принимаем коэффициент Рэ и назначаем величину зазора 6.

Определив среднее передаточное отношение i =

- по графику (см.

шах

Рис. 12

рис. 13) находим ориентировочно величину С и соответствующее ей отношение Ifr, при этом, очевидно, с увеличением С растет и величина 1/г, а следовательно, увеличиваются габаритные размеры преобразующего механизма, в то время как малые значения 1/г могут не обеспечить контактную прочность в месте соприкосновения эксцентрика с направляющей кулисы. По известной величине С находим значение

г ==

(53)

а из выражения (51) определяем величину /, а затем по формуле (50) вычисляем длину а стойки.

Проверяем на контактную прочность эксцентрик и направляющую кулисы, предварительно вычислив минимальное расстояние от центра колебания кулисы до точки контакта с эксцентриком:

Используя формулу (47У, определяем радиус эксцентрика / . Если 1 > I, то определяем IJr и по графику (см.

рис. 13) для известного передаточного отношения i находим величину С.

,При неизменных d, и d находим величину зазора б = Сг - 0,5di - рзз

и производим перерасчет длины стойки.

Уточнение решения производим при определении среднего передаточного отношения по формуле (33) в гл. 3:

2ясй,

С учетом выражения (25) в гл. 3 передаточное оТношение будет

2-------- (54)

. / г sin ф \ фк , arctg ( -;-j- ) + arctg

Уа 4- г2 - /2 4- 2 arccos ф )

По этому уравнению определяемреднее передаточное отношение i и корректируем его до заданной величины за счет изменения длины г кривошипа.

Если величина i до корректировки больше заданной, то длина кривошипа при корректировке увеличивается, и тогда необходимо проверить выполнение условия возможности движения эксцентрика без задевания за ступицу кулисы, т. е. выполнение неравенства (49).

Глава 12

РАСЧЕТ

И ПРОЕКТИРОВАНИЕ РОЛИКОВЫХ МСХ

ОСНОВНЫЕ КОНСТРУКЦИИ МСХ

Из всего многообразия МСХ, применяющихся в импульсных передачах, наибольшее распространение имеют роликовые механизмы с цилиндрическими роликами и единичным их расположением на контактных поверхностях. Типичной конструкцией такого механизма является конструкция, предусмотренная нормалью машиностроения МН-3-61 Муфты обгонные роликовые .

Механизм (рис. 1) состоит из следующих основных конструктивных элементов: наружной обоймы 1с внутренней цилиндрической поверхностью, внутренней обоймы 2 Ь вырезами (звездочка) и роликов 3. Нля обеспечения постоянного соприкосновения роликов с рабочими поверхностями обойм и, следовательно, для обеспечения постоянной готовности механизма к заклиниванию служит прижимное устройство, состоящее из пружины 6 и прижима 7. Перемещение роликов в осевом направлении ограничивается двумя щеками 4, закрепленными на ступице звездочки посредством стопорных колец 5.

Для передачи больших крутящих моментов применяют механизмы с увеличенным числом роликов с внутренней (рис. 2, а) или наружной (рис. 2, б) звездочками, в которых ролики 4 удерживаются на равных расстояниях сепаратором / и прижимаются к рабочим поверхностям обоймы и звездочки кольцевой пружиной 2. Один конец пружины соединен с сепаратором, другой - со звездочкой.

Сепаратор, как ц индивидуальные прижимные устройства механизмов нормали, поддерживает непрерывный контакт роликов с обоймой и звездочкой, способствуя одновременному заклиниванию роликов и более равномерному распределению нагрузки между ними. Кольцо 3 ограничивает осевое перемещение сепаратора и позволяет ему свободно поворачиваться вокруг оси звездочки. Сепаратор и рабочие поверхности звездочки изготовляются с высокой точностью. Данный механизм не только обладает повышенной нагрузочной способностью, но и может функционировать с большой частотой включения.