close

Вход

Забыли?

вход по аккаунту

?

3027.Основы конструирования механизмов электронного машиностроения

код для вставкиСкачать
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Министерство образования и науки Российской Федерации
Федеральное агентство по образованию
Саратовский государственный технический университет
Г.В. Конюшков, В.И. Воронин, С.М. Лисовский
ОСНОВЫ КОНСТРУИРОВАНИЯ
МЕХАНИЗМОВ ЭЛЕКТРОННОГО
МАШИНОСТРОЕНИЯ
Допущено УМО по образованию
в области прикладной математики
и управления качеством в качестве
учебного пособия для студентов высших
учебных заведений, обучающихся по
специальности 200500 – Электронное
машиностроение
2006
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
2
УДК 621.38
ББК 34.4
К 65
Рецензенты:
Кафедра “Технология металлов и материаловедение”
Саратовского государственного аграрного университета им. Вавилова
Доктор технических наук, профессор
А.А. Игнатьев
Одобрено
редакционно-издательским советом
Саратовского государственного технического университета
Конюшков Г.В.
К 65 Основы конструирования механизмов электронного машиностроения:
учеб. пособие / Г.В. Конюшков, В.И. Воронин, С.М. Лисовский.
Саратов: Сарат. гос. техн. ун-т, 2006. 84 с.
ISBN 5-7433-1638-4
В учебном пособии изложены принципы конструирования узлов и механизмов
электронных машин и автоматов. Вопросы конструирования рассмотрены с учетом
особенностей конструкции и свойств применяемых материалов, снижения
трудоемкости конструирования и изготовления механизмов. При подготовке учебного
пособия использованы последние достижения в области проектирования машин и
механизмов электронного машиностроения.
Предназначено для студентов вузов, обучающихся по специальности 200500
«Электронное машиностроение».
УДК 621.38
ББК 34.4
ISBN 5-7433-1638-4
© Саратовский государственный
технический университет,2006
© Конюшков Г.В., Воронин В.И.,
Лисовский С.М., 2006
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
3
ОГЛАВЛЕНИЕ
Предисловие......................................................................................................... 5
Введение ............................................................................................................... 6
1 Упрочнение конструкций электронных машин ............................................ 8
1.1 Упругое упрочнение ................................................................................. 8
1.2 Пластическое упрочнение ........................................................................ 8
1.3 Упрочнение перегрузкой .......................................................................... 9
1.4 Объемное уплотнение ............................................................................. 11
1.5 Термопластичное упрочнение ............................................................... 12
1.6 Скрепление станин .................................................................................. 14
2 Контактная прочность деталей электронных машин ................................. 16
2.1 Определение зоны контакта ................................................................... 16
2.2 Виды контактного нагружения .............................................................. 17
2.3 Контактные напряжения ......................................................................... 18
2.4 Сопротивление усталости материала .................................................... 18
2.5 Напряжения в сферических соединениях ............................................. 19
2.6 Напряжения в цилиндрических соединениях ...................................... 20
2.7 Материалы. Изготовление ...................................................................... 21
2.8 Работа соединений под ударной нагрузкой.......................................... 22
3 Кинематические схемы электронных машин .............................................. 24
3.1 Классификация и характеристика механизмов .................................... 24
3.2 Назначение кинематических схем ......................................................... 25
3.3 Кинематика однопозиционных машин ................................................. 26
3.4 Кинематика многопозиционных машин с периодическим ................. 26
перемещением обрабатываемых изделий ................................................... 26
3.5 Схемы приводов машин периодического действия ............................ 28
3.6 Кинематика конвейерных машин .......................................................... 30
3.7 Уравнение баланса кинематической цепи ............................................ 30
3.8 Основные задачи кинематического расчета ......................................... 31
3.9 Порядок оформления кинематических схем ........................................ 32
4 Кулачковые механизмы ................................................................................. 35
4.1 Схема кулачкового механизма............................................................... 35
4.2 Классификация кулачковых механизмов ............................................. 36
4.3. Порядок расчета и проектирования кулачковых механизмов ........... 37
4.4 Порядок определения размеров и параметров кулачковых
механизмов..................................................................................................... 37
4.5 Основные параметры кулачковых механизмов ................................... 38
4.6 Определение оптимального угла давления и усилий, действующих в
кулачковом механизме.................................................................................. 39
4.7 Определение основных размеров кулачкового механизма ................ 42
5 Выбор конструктивной схемы кулачкового механизма ............................ 45
5.1 Кулачковые механизмы с рычажными передачами ............................ 45
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
4
5.2 Шариковый передаточный механизм (ШПМ) ..................................... 46
6 Мальтийский механизм ................................................................................. 50
6.1 Описание и схема мальтийского механизма ....................................... 50
6.2 Расчѐт и конструирование мальтийского механизма .......................... 51
6.2.1 Определение основных конструктивных размеров ...................... 51
6.2.2 Силовой расчет мальтийского механизма ..................................... 53
6.2.3 Расчеты на прочность ...................................................................... 55
6.2.4 Механические параметры прочности материалов ........................ 56
6.2.5 Методика расчѐта мальтийского механизма с использованием
безразмерных коэффициентов ................................................................. 57
6.2.6 Определение мощности приводного электродвигателя ............... 58
6.2.7 Конструирование мальтийского механизма .................................. 59
6.2.8 Пример оформления технических требований ............................. 60
к рабочим чертежам .................................................................................. 60
7. Кулачково-роликовый механизм ................................................................. 62
7.1 Описание и схема кулачково-роликового механизма ......................... 62
7.2 Расчет кулачково-роликового механизма............................................. 64
7.2.1 Определение конструктивных размеров........................................ 65
7.2.2 Расчет координат профиля паза кулака ......................................... 66
7.2.3 Коррекция координат профиля паза кулака .................................. 67
7.2.4 Расчет моментов ................................................................................... 69
7.2.5 Расчет усилий ................................................................................... 72
7.2.6 Расчеты на прочность ...................................................................... 72
7.2.7 Расчет мощности и подбор электродвигателя............................... 74
7.2.8 Проверка электродвигателя на пусковой момент ........................ 74
7.2.9 Конструирование кулачково-роликового механизма.................. 75
Список литературы ........................................................................................... 79
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
5
ПРЕДИСЛОВИЕ
Учебное пособие является попыткой систематически изложить
основы рационального конструирования деталей и узлов электронных
машин.
При большой разнотипности современных электронных машин
задачи конструирования во многом одинаковы. Для конструкции любой
машины важны уменьшение массы и металлоемкости, улучшение
технологичности, увеличение надежности; различно для каждой из них
только значение этих факторов. Это позволяет сформулировать основы
конструирования как совокупность некоторых общих правил.
Основная задача учебного пособия – научить студентов активному
конструированию, которое заключается в следующем:
- не копировать слепо существующее оборудование, а конструировать
осмысленно, выбирая из множества возможных конструктивных
решений наиболее целесообразные в данных условиях;
- уметь сочетать различные решения и находить новые, улучшенные,
т.е. конструировать с творческой инициативой и элементами
изобретательности;
- непрерывно улучшать показатели машин и направлять развитие
электронного машиностроения в сторону технического прогресса;
- учитывать динамику развития отрасли и создавать гибкие, богатые
резервами базовые образцы, способные удовлетворять требования
отрасли и застрахованные на длительный срок от морального
устаревания.
Особое внимание должно уделяться вопросам долговечности и
надежности конструкций.
Роль конструктора существенно возрастает при новых условиях
хозяйствования. Конструкторы в большинстве – люди зрительного
мышления и зрительной памяти. Для конструктора чертеж говорит гораздо
больше, чем многие страницы объяснений.
Поэтому практически каждое решение, приводимое в учебном
пособии, сопровождается конструктивными примерами.
Приводимые в иллюстрациях решения не являются единственно
возможными. Их следует рассматривать как примеры и основу для
совершенствования конкретных конструкций.
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
6
ВВЕДЕНИЕ
Задача конструктора состоит в создании машин, наиболее полно
отвечающих потребностям отрасли, дающих наибольший экономический
эффект и обладающих наиболее высокими технико-экономическими и
эксплуатационными показателями.
Главными показателями являются: высокая производительность,
экономичность, прочность, надежность, малые масса и металлоемкость,
габариты, энергоемкость, объем и стоимость ремонтных работ, высокий
технический ресурс и степень автоматизации, простота и безопасность
обслуживания, удобство управления, сборки и разборки.
В конструкции машин необходимо соблюдать требования
технической эстетики. Машины должны иметь красивый внешний вид,
изящную и строгую отделку.
Значимость каждого из перечисленных факторов зависит от
функционального назначения машин.
Для электронных машин, отличающихся повышенной сложностью,
можно
отметить
ряд
наиболее
существенных
параметров:
производительность, четкость и безотказность действия, степень
автоматизации, точность обработки изделий, диапазон выполняемых
операций, точность и стабильность показаний, малая масса, высокий КПД.
Проектируя машину, конструктор должен добиваться всемерного
увеличения ее рентабельности и повышения экономического эффекта за
весь период работы. Экономический эффект зависит от обширного
комплекса
технологических,
организационно-производственных
и
эксплуатационных факторов. В учебном пособии рассмотрены способы
повышения экономичности, которые непосредственно связаны с
конструированием и зависят от деятельности конструктора.
Многие конструкторы считают, что экономически конструировать –
значит уменьшать стоимость изготовления машины, избегать сложных и
дорогих решений, применять наиболее простые способы обработки. Но это
только небольшая часть задачи. Главное значение имеет то, что
экономический эффект определяется полезной отдачей машины и суммой
эксплуатационных расходов.
Большинство электронных машин являются машинами-автоматами
или полуавтоматами. Для них важным показателем является коэффициент
использования машины, который определяется соотношением времен
рабочих и холостых ходов. В учебном пособии рассматриваются основные
типы приводов и передач для использования в электронных машинах, а
также основы их расчета и конструирования.
Рациональное конструирование приводов, узлов и деталей
электронных машин приводит к увеличению долговечности машин,
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
7
сокращению машинного парка, а также положительно влияет на объем
выпускаемой продукции.
В учебном пособии даны рекомендации по обеспечению в машинах
запасов прочности и жесткости исходной (базовой) модели, определены
основные направления усовершенствования машинного парка и
поддержания показателей оборудования на уровне возрастающих
требований.
Учебное пособие будет способствовать получению студентами
навыков расчета, конструирования и совершенствования электронного
оборудования. Это, в свою очередь, создаст предпосылки для успешного
последующего выполнения студентами заданий, связанных с
проектированием оборудования на стадиях курсового и дипломного
проектирования.
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
8
1 УПРОЧНЕНИЕ КОНСТРУКЦИЙ ЭЛЕКТРОННЫХ МАШИН
Упрочнение конструкций обеспечивается созданием в конструкции
напряжений, обратных по знаку рабочим (преднапряженные конструкции).
Различают два основных способа упрочнения: упругое и пластическое.
1.1 Упругое упрочнение
При упругом упрочнении конструкции заранее придают деформации, противоположные деформациям при рабочем нагружении.
В электронном машиностроении часто применяются камеры цилиндрической конструкции, выполненные из легких сплавов и подвергающиеся нагреву. Упругое упрочнение таких конструкций осуществляется путем намотки стальной проволоки (или ленты) в один или
несколько рядов.
При намотке в стенках камеры
создаются напряжения сжатия, которые,
вычитаясь из напряжений растяжения,
значительно
уменьшают
конечные
напряжения в стенках камеры, которые
могут быть даже равны нулю или
сохранять отрицательный знак.
Положительный эффект получается в
тех случаях, когда материал скрепляющих
элементов прочнее материала скрепляемых
деталей.
Создание
предварительного
Рис.1.1
напряжения позволяет разгрузить слабый
материал и делает конструкцию более
прочной.
В качестве уплотняющих элементов применяют холоднотянутую
проволоку и прутки, а также холоднотянутую ленту (в=2500…3000 МПа).
1.2 Пластическое упрочнение
При этом способе участки материала, наиболее нагруженные в
рабочем состоянии, предварительно подвергают пластической деформации, создавая в них остаточные напряжения, противоположные по
знаку рабочим.
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
9
1.3 Упрочнение перегрузкой
Упрочнение перегрузкой заключается в воздействии на деталь
повышенной силы того же направления, что и рабочая, вызывающей
пластические деформации наиболее нагруженных участков.
Способ применяется для упрочнения таких деталей как брус, труба,
стержень, основание установки.
При изгибе бруса поперечной силой Рраб в верхних волокнах материала возникают напряжения сжатия, а в нижних – растяжения (рис.1.2
а).
а
б
в
г
д
Рис.1.2
Подвергнем брус действию достаточно большой силы P , вызывающей пластические деформации крайних волокон (рис.1.2б). Верхние
волокна укорачиваются, а нижние удлиняются. Центральные волокна
остаются в состоянии упругой деформации. После снятия упрочняющей
нагрузки сердцевина, возвращаясь в исходное состояние, растягивает
сжатые верхние волокна и сжимает растянутые нижние волокна, вызывая в
них напряжения, обратные по знаку рабочим напряжениям (рис.1.2в).
Если напряженный таким образом брус подвергнуть действию
рабочей нагрузки Рраб (рис.1.2г), то остаточные и рабочие напряжения
алгебраически суммируются.
Результирующие напряжения в крайних волокнах оказываются
значительно меньше напряжений, возникающих в брусе, не подвергнутом
упрочнению (рис.1.2 д).
Следовательно, не переходя допустимого предела напряжений,
можно нагрузить брус значительно большей силой.
Упрочнение толстостенных цилиндрических труб и сосудов производится путем предварительного приложения повышенного внутреннего
давления.
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
10
а
б
в
г
Рис.1.3
Создают давление, вызывающее пластическую деформацию растяжения внутренних слоев стенки (рис.1.3а). После снятия давления
упругонапряженный основной материал стенки, возвращаясь в исходное
состояние, сжимает пластически деформированные внутренние слои,
вызывая в них остаточные напряжения сжатия (рис.1.3 б). Подаем рабочее
давление. Напряжения растяжения, возникающие под действием рабочего
давления (рис.1.3в), отчасти уравновешиваются предварительными
напряжениями сжатия. Пик напряжения у внутренней поверхности
становится более равномерным (рис. 1.3г), прочность стенки возрастает.
Метод перегрузки применяют также для упрочнения стержней,
работающих на кручение.
а
б
в
г
Рис.1.4
Стержни подвергают воздействию повышенного крутящего момента
М, вызывающего в крайних волокнах пластические деформации сдвига
(рис.1.4а). После снятия перегрузки упругая сердцевина стержня расправляется, увлекая за собой пластически деформированные волокна и
вызывая в них обратные по знаку напряжения (рис. 1.4 б).
Если теперь приложить к стержню рабочий крутящий момент Мраб,
то остаточные напряжения складываются с рабочими, снижая
результирующие напряжения (рис. 1.4 в, г).
Этим же методом упрочняются спиральные пружины – выдерживаются под повышенной осевой нагрузкой.
При упрочнении конусных деталей, нагруженных осевой силой, к
детали прикладывают перегрузочную силу Р (рис. 1.5 а), под действием
которой верхний фланец подвергается сжатию, а нижний – растяжению в
радиальных направлениях. Силу Р выбирают так, чтобы напряжения во
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
11
фланцах превосходили предел текучести материала. После снятия
перегрузки стенки конуса, упруго расправляясь, растягивают верхний
фланец и стягивают нижний фланец, вызывая в первом остаточные
напряжения растяжения, а во втором – сжатия (рис. 1.5 б).
Приложение рабочей нагрузки Рраб вызывает во фланцах напряжения, обратные по знаку предварительно созданным, что снижает
конечные напряжения (рис. 1.5 в,г).
а
б
в
г
Рис.1.5
Положительной стороной метода перегрузки является то, что при
нем избирательно упрочняются наиболее напряженные участки. Перегрузка как бы нащупывает и автоматически усиливает слабые места
конструкции.
1.4 Объемное уплотнение
Объемное уплотнение заключается в глубоком обжатии участков
детали, испытывающих при рабочей нагрузке напряжения растяжения.
Детали подвергают обжатию на стадии заготовки.
В случае бруса, изгибаемого поперечной силой Рраб (рис.1.6а), обжимают участки, противоположные действию нагрузки (заштрихованный
участок).
а
б
в
г
Рис.1.6
Пластическая деформация материала вызывает прогиб бруса выпуклостью вниз. После обжатия брус расправляется под действием
упругих сил материала; в обжатых участках возникают напряжения
сжатия, в необжатых – напряжения растяжения (рис. 1.6 б).
При действии рабочей нагрузки суммирование остаточных и ра-
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
12
бочих напряжений уменьшает результирующее напряжение (рис. 1.6 в, г).
Распределение результирующих напряжений зависит от соотношения сечений обжатой и необжатой зон. При рациональном выборе этих
параметров можно значительно (вплоть до полного устранения)
уменьшить конечные напряжения.
Рис.1.7
Примеры объемного упрочнения:
а) балки упрочняют прокатыванием полок;
б) фасонные детали – обжатием наиболее напряженных на растяжение
элементов;
в) отверстия ступиц – прошиванием;
г) плоские детали – опрессовкой с торцов;
д) детали типа колец – эксцентричным раскатыванием и накатыванием.
1.5 Термопластичное упрочнение
Термопластичное упрочнение основано на том, что при неравномерном нагреве в горячих участках детали возникают напряжения сжатия,
а в холодных – напряжения растяжения. Их значение зависит от
температурного перепада, коэффициента линейного расширения и модуля
упругости материала.
При достаточно больших температурных перепадах появляются
местные пластические деформации, которые можно использовать для
упрочнения (см. рис. 1.8, 1.9, 1.10).
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
13
а
б
в
г
д
Рис.1.8
Пусть брус подвергается изгибу рабочей силой Рраб (рис.1.8 а). При
упрочнении брус нагревают со стороны действия силы. Нагретые слои
удлиняются и сжимаются под воздействием более холодных смежных
слоев. Напряжения сжатия и растяжения и распределение их по сечению
зависит от градиента температуры в сечении. В данном случае выгодно
равномерно прогреть брус на значительную глубину (рис.1.8 а), чтобы
вызвать небольшие напряжения сжатия на нагретой стороне и высокие – в
тонком холодном слое на противоположной стороне (превосходящие
предел текучести) (рис. 1.8 б).
После охлаждения до исходной температуры напряжения, возникающие в результате разности температур, исчезают. Пластически же
растянутые слои сжимаются под действием упругих сил основного
материала. В этих слоях возникают напряжения сжатия, а на
противоположной стороне – уравновешивающие напряжения растяжения
(рис.1.8 в). Брус становится преднапряженным.
Под действием силы Рраб остаточные напряжения вычитаются из
рабочих и результирующие напряжения уменьшаются (рис. 1.8 г и д).
а
б
в
г
д
Рис.1.9
Если нагреть тонкий верхний слой (рис. 1.9 а), вызвав в нем остаточные напряжения сжатия (рис. 1.9 б), то после охлаждения в нем возникнут
напряжения растяжения, а в нижних слоях – незначительные
уравновешивающие напряжения сжатия (рис. 1.9 в). Под действием рабочей силы остаточные напряжения вычитаются из рабочих (рис. 1.9 г);
результирующие напряжения (рис. 1.9 д) уменьшаются. Однако влияние
растягивающих напряжений меньше, чем в предыдущем случае.
Термопластическому упрочнению подвергают в основном детали из
легких сплавов, обладающих комплексом необходимых (в данном случае)
свойств: высоким коэффициентом линейного расширения, малым
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
14
пределом текучести и низкой температурой перехода в пластичное
состояние. Упрочняют, например, роторы, выполненные из легких
сплавов.
При упрочнении диск подвергают нагреву с периферии (рис. 1.10 а).
Температуру нагрева и градиент температуры по радиусу диска выбирают
так, чтобы вызвать во внутренних холодных слоях остаточные напряжения
растяжения. После охлаждения растянутые слои сжимаются упругим
действием наружных слоев. Во внутренних слоях возникают
преднапряжения сжатия, в наружных – растяжения (рис. 1.10 б).
Рис.1.10
Под действием рабочей нагрузки (рис. 1.10 в) остаточные и рабочие
напряжения алгебраически складываются; результирующие напряжения
(рис. 1.10 г) имеют меньшее значение.
Технология процесса может быть различной. Для увеличения перепада температур можно одновременно с нагревом периферии охлаждать
ступицу.
Режим упрочнения должен быть согласован со значением и знаком
рабочих напряжений.
Недостатком метода термопластического упрочнения является
многообразие факторов, определяющих величину, знак и распределение
преднапряжений, а также затруднительность строгого соблюдения
тепловых режимов, от которых зависят устойчивость и воспроизводимость
результатов. Температура нагрева при упрочнении должна быть ниже
температур фазовых превращений и предшествующей термообработки.
При нагреве деталей до температур, близких к температурам
термоупрочнения, упрочняющий эффект теряется.
1.6 Скрепление станин
В прессе обычной конструкции или УДС (рис. 1.11 а) рабочая сила
Рраб, действующая на ригель 1, воспринимается колоннами 2, работающими на растяжение.
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
15
Рис.1.11
Скрепленная станина (рис. 1.11б) состоит из ригелей 3 и стоек 4, стянутых уложенной в несколько слоев высокопрочной холоднокатаной
лентой 5. Натяжение ленты создают клиньями 6, установленными в зазор
между стойками и ригелем. Лента подвергается растяжению, стойки и
ригель - сжатию. Снижение напряжений в станине обеспечивается числом
слоев ленты.
Применяются такие станины в машинах с динамическими нагрузками, где повышенная упругость станины способствует амортизации
ударов. Применяются в машинах небольших геометрических размеров.
По сравнению с обычными конструкциями станин имеют меньшую
технологичность, повышенную деформацию.
Для высоконагружаемых станин применяется рамная схема
(рис.1.11в), в которой колонны заменены жесткими плитами 7, связанными
с ригелем и основанием станины зубчато-пазовым соединением или
сваркой.
Увеличенное сечение несущих элементов позволяет создать прочные
конструкции при уменьшении габаритов.
Повышения прочности добиваются за счет увеличения сечения плит.
Несущие элементы изготавливаются из дешевых углеродистых сталей.
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
16
2 КОНТАКТНАЯ ПРОЧНОСТЬ ДЕТАЛЕЙ ЭЛЕКТРОННЫХ
МАШИН
2.1 Определение зоны контакта
При контактном нагружении сила действует на малом участке
поверхности, вследствие чего в поверхностном слое металла возникают
высокие местные (локальные) напряжения. Этот вид напряжения
встречается при соприкосновении сферических и цилиндрических тел с
плоскими, сферическими и цилиндрическими поверхностями.
При изучении контактной прочности предполагают, что нагрузка
статическая, площадь контакта мала и действующие силы направлены
нормально к этой площадке.
В зоне соприкосновения образуется площадка, размеры которой
зависят от упругости материалов и геометрических параметров
сжимаемых тел.
При сжатии сфер (рис. 2.1, а) площадка имеет вид окружности с
диаметром:
PV
(2.1)
,
в  1,4  3
E
где P – нагрузка, Н;
2
E  E1 E 2 - приведенный модуль упругости материалов сфер, МПа;
E1  E 2
dD
- приведенный диаметр сфер, мм; (знак "+" – при
V
Dd
соприкосновении выпуклых поверхностей, знак "-" – при
соприкосновении выпуклой поверхности с вогнутой
поверхностью диаметром D).
Давление максимально в центре площадки и в 1,5 раза больше
среднего давления:
P
.
(2.2)
0,785  в2
При сжатии цилиндров (рис. 2.1,б) площадка имеет вид прямоугольника
шириной
V
(2.3)
в  1,5  q ,
E
где V – приведенный диаметр цилиндров, мм;
q – нагрузка на единицу длины цилиндров, Н/мм.
Давление максимально по средней линии площади и в 1,27 раза
превышает среднее давление:
pmax  1,5 
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
17
q
pmax  1,27  .
в
(2.4)
Рис. 2.1 Схема контактного нагружения сфер (а) и цилиндров (б)
2.2 Виды контактного нагружения
В электронном машиностроении различают следующие виды
контактного нагружения:
а)
Статическая нагрузка – грузоподъемный винт со сферическим
торцом.
б)
Ударная нагрузка – толкатель со сферическим наконечником.
в)
Вращение сферы вокруг оси, нормальной к поверхности
контакта – шаровая пята.
г)
Качение сферы по поверхности контакта – шариковая
направляющая, упорный шариковый подшипник.
д)
Качение цилиндра по плоскости – направляющая
на роликовых опорах, упорный роликовый подшипник.
е)
Качение сферы по цилиндрической поверхности – радиальный
шариковый подшипник.
ж)
Обкатывание цилиндра цилиндром – роликовый подшипник.
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
18
з)
Скольжение цилиндра по поверхности контакта – привод
кулачком плоского толкателя.
и)
Перекатывание цилиндра по цилиндру при скольжении – рабочие
поверхности зубьев зубчатых колес.
2.3 Контактные напряжения
Волокна материала в зоне действия максимальных давлений
находятся в состоянии всестороннего сжатия – в них возникают взаимно
перпендикулярные напряжения сжатия X, Y, Z, а также тангенциальные
напряжения.
Наибольшее значения имеют нормальные напряжения:
(2.5)
Z =Y=Рmax; X=0,5Рmax
В условиях всестороннего сжатия предел текучести закаленных
сталей высокой прочности достигает 3000…5000 МПа, что примерно в 4 –
5 раз больше предела текучести при одноосном напряжении сжатия.
Допускаемые напряжения 1000…2500 МПа.
При взаимодействии двух элементов механизма происходит
систематическое отставание ведомого звена. В результате этого в
поверхностных слоях элементов механизма возникают явления сжатия и
растяжения.
Длина поверхности ведущего звена на угле
контакта  равна 0,5в–в, где в - упругое
укорочение поверхности.
Длина поверхности ведомого звена на том же
участке равна 0,5в+в, где в - упругое удлинение
поверхности.
Следовательно, скорость вращения ведомого звена
меньше скорости ведущего звена в отношении:
1  2 в
0
.
5
в


в
в
Рис.2.2
i

'
'
0.5в  в 1  2 в
в
Практически i=0.99…0.995.
2.4 Сопротивление усталости материала
Долговечность циклически нагружаемых соединений определяется
сопротивлением
усталости
материала.
Главное
значение
для
сопротивления усталости в условиях контактного нагружения имеет
твердость поверхностного слоя. Процесс усталостного разрушения при
контактном нагружении протекает следующим образом. Первичные
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
19
трещины зарождаются в зоне действия максимальных касательных
напряжений на глубине, равной 0,3…0,4 размера площадки контакта.
Постепенно развиваясь, они выходят на поверхность, образуя характерную
точечную сыпь. На дальнейшем этапе точечные дефекты разрастаются и
сливаются в цепочки; на участках между цепочками отслаиваются и
выкрашиваются крупные частицы металла. В результате этого соединение
выходит из строя.
Повышение скорости относительного движения (качение с
проскальзыванием) оказывает на износ звеньев механизма благоприятное
влияние. Поврежденный слой в процессе износа постепенно удаляется,
вследствие чего выкрашивания не возникает. При этом долговечность
соединения зависит от интенсивности абразивного износа, изменяющего
первоначальную форму контактных поверхностей.
Примером контактного усталостного разрушения является износ
рабочих поверхностей зубьев колес. Отдельные участки зубьев
подвергаются шлифующему действию сопряженных поверхностей,
приводящему к искажению профиля зубьев.
Применение смазки действует двояко. При малых контактных
напряжениях возникает жидкостное трение, значительно уменьшающее
износ поверхностей.
При высоких давлениях в зоне контакта масло оказывает
отрицательное влияние. Вследствие капиллярности масло внедряется в
микротрещины и расширяет их, вызывая ускоренное выкрашивание
металла, особенно на участках с напряжениями растяжения.
2.5 Напряжения в сферических соединениях
Максимальное напряжение max в поверхностном слое при сжатии
двух сфер, выполненных из одинакового материала (формула Герца):
2
 max  0,6   0  P E2 , *
d
(2.6)
где P – действующая нагрузка, Н;
Е – модуль упругости материала сфер, МПа;
d – диаметр меньшей сферы, мм;
2
 1 3
0 - безразмерная величина,  0  1   ,
 а
где а  D d - отношение диаметров большей и меньшей сфер (знак "+" при внешнем контакте, знак "-" - при внутреннем контакте).
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
20
Несущая способность соединения:

d  
(2.7)
P  4,65      max 
 E   0 
Значения а приведены в номограмме [1]. При сжатии сфер
одинакового диаметра а=1, при контакте сферы с плоской поверхностью
а=, при этом 0=1.
Это, однако, не означает, что напряжения исчезают, а только
показывает, что формула Герца неприменима при а1. В этих случаях
напряжения следует определять как напряжения сжатия:
(2.8)
  P 0,785d 2 ,
Если в формуле (2.8) фактор P d 2 заменить величиной
 сж  P 2 , то при Е=2,1∙105 МПа, получим
0.785d
(2.9)
 max  420 о 3  сж .
3
2
2.6 Напряжения в цилиндрических соединениях
Максимальное напряжение при сжатии
выполненных из одинакового материала (по Герцу):
 max  0,6 о' PE ,
ld
где d – диаметр меньшего цилиндра, мм;
l – длина цилиндров, мм;
 о' - безразмерная величина.
Несущая способность соединения:
двух
цилиндров,
(2.10)

ld 
 ,
(2.11)
P  2,77   max
' 
E  о 
введя в формулу (2.10), сж =Р/ld и E=2,1105 МПа, получим
 max  87 о'  сж ,
(2.12)
Сравним прочность цилиндрических и сферических соединений.
Разделив почленно (2.9) и (2.10), получим отношение максимальных
напряжений в цилиндрах и сферах одинакового диаметра:
2
1


цил
сф

87 о'

420 
о
сж
3
сж

 6
 
 0,19 сж  .
1 1 


а

(2.13)
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
21
Анализ этого уравнения показывает, что при низких значениях сж
(малые нагрузки, большие диаметры) максимальные напряжения в
цилиндрах значительно ниже, чем в сферах (


цил
 0,1...0,2 ).
сф
При обычных значениях сж=100…500 МПа разница уменьшается
(

цил

сф
 0,3...0,7 ), а при сж=1000 МПа прочность цилиндрических и
сферических сочленений практически одинакова (
Найдем отношение нагрузок (P),
цилиндрические и сферические сочленения:
1
1

Pцил
а.
 1250
Pсф
 max

цил

 0,9 ).
сф
которые
выдерживают
(2.14)
Анализ этого уравнения показывает, что нагрузочная способность
цилиндрических соединений значительно (в сотни раз) превосходит
нагрузочную способность сферических соединений, при низких значениях
   50...200 МПа. При величинах 
max=1000…2000
МПа это отношение
снижается до 2…10 и при max=2500 МПа несущие способности примерно
одинаковы.
При более высоких значениях max сферы превосходят цилиндры по
нагружаемости (Рцил/Рсф<1).
Нагрузочную способность цилиндрических соединений можно
повысить увеличением длины цилиндров (до определенного значения).
2.7 Материалы. Изготовление
Детали контактно – нагруженных соединений изготавливают из
высокопрочных сталей с содержанием углерода в среднем 1 %,
термообрабатываемых на твердость не ниже HRC 60…62.
Можно выделить конструктивные группы деталей:
- Мелкие детали, работающие при спокойной нагрузке, выполняют из
углеродистых сталей У11, У12, а при ударной нагрузке – из сталей
У8-У10. Термообработка: закалка в воду с 750-800о С; отпуск при
150-180 о С (HRC 60…62). Для более напряженных соединений
применяют легированные инструментальные стали. Закалка в воде
или масле с 800-850 о С, отпуск при 150-160 о С (HRC 60…68).
- Крупные детали сложной формы, изготавливают из цементируемых
сталей типа 20Х, 18ХГТ, 30ХГТ, 12ХНЗА, 18Х2Н4В. Глубина
цементации 1…1,5 мм. После цементации – измельчающий отжиг.
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
22
-
-
-
-
Закалка в воде или масле с 800-850 о С, отпуск при 100-160 о С (HRC
60…65).
Детали, подвергающиеся высокочастотным циклическим нагрузкам
(подшипники качения), изготавливают из сталей ШХ6, ШХ9, ШХ15,
ШХ15СГ. Заготовки подвергают отжигу. Закалка с 820оС, отпуск при
100-160оС (HRC 60…66). Для уменьшения количества остаточного
аустенита закаленные заготовки обрабатывают холодом (при –30оС).
Детали, работающие при особо высоких циклических нагрузках,
изготавливают из сталей вакуумной плавки, подвергнутых
электрошлаковому,
электронно-лучевому
или
плазменному
переплаву под вакуумом.
Детали, работающие в агрессивных средах, изготавливают из
коррозионных сталей типа 4Х13, Х18. Закалка в масле с 10001070оС, отпуск при 200-300 оС (HRC 60…62).
Для изготовления соединений, работающих при повышенных
температурах, применяют легированные Cr, Si, Mo и W стали и
высоковольфрамистые стали типа быстрорежущих Р9, Р12, Р18,
Р9К10. Закалка в масле с 1240-1280 оС и трех- четырехступенчатый
отпуск при 550-5700С с выдержкой на каждой ступени
приблизительно 1 час, а также обработка холодом (при – 80 оС), HRC
65…70.
2.8 Работа соединений под ударной нагрузкой
Условия работы циклически нагруженных соединений резко
ухудшаются, если в соединении имеется зазор. Сопряженные поверхности
периодически раздвигаются и смыкаются, нагрузка становится ударной.
При неправильной конструкции соединение быстро выходит из
строя в результате перегрева, наклепа и разбивания рабочих поверхностей.
Для увеличения работоспособности соединений, испытывающих
ударные нагрузки, целесообразно следующее:
а) повышать упругость системы, вводя амортизаторы, смягчающие удары;
б) уменьшать напряжения на рабочих поверхностях заменой точечного
контакта линейным и линейного поверхностным:
в) придавать рабочим поверхностям повышенные прочность, твердость и
термостойкость;
г) уменьшать или полностью устранять зазоры в соединениях;
д) подводить в соединения обильную смазку с целью создания
амортизирующей масляной пленки, отвода теплоты, выделяющейся при
ударе, с целью предупреждения отпуска;
е) уменьшать массу звеньев механизма для снижения инерционных
нагрузок.
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
23
Примеры конструирования контактных групп:
В рычажном механизме рычаг, совершающий колебательные
движения, приводит в движение другой рычаг через палец 2, скользящий в
пазу рычага. Конструкция нерациональна, т.к. контакт на поверхности
трения линейный и палец быстро изнашивает грани паза.
В улучшенной конструкции на палец надет сухарь 3. Оба контактных
соединения поверхностные, что резко снижает износ.
Узел привода толкателя 4 с помощью наклонной шайбы 5 быстро
изнашивается. Для повышения износостойкости целесообразно приводить
в движение толкатель через самоустанавливающуюся пяту 6 с
поверхностным контактом по толкателю и шайбе (рис. 2.3).
Рис.2.3
В лопастном насосе лопатка 7 скользит в направляющем пазу ротора
8 и под действием центробежной силы и пружины прижимается к стенкам
корпуса 9 с эксцентричным отверстием. Линейный контакт между
лопаткой и отверстием корпуса можно заменить поверхностным путем
установки шарнирного вкладыша 10. Введение самоустанавливающегося
башмака 11 позволяет создать жидкостную гидродинамическую смазку
(рис. 2.4).
Рис.2.4
Рис.2.4
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
24
3 КИНЕМАТИЧЕСКИЕ СХЕМЫ ЭЛЕКТРОННЫХ МАШИН
3.1 Классификация и характеристика механизмов
Оборудование электровакуумного производства характеризуется
большим количеством и разнообразием конструктивных решений.
При всем этом разнообразии имеется много общего в построении кинематических схем, в применении передач и механизмов, узлов и элементов в различных видах оборудования.
Типовыми механизмами можно считать такие механизмы, которые
наиболее часто применяются в оборудовании различного технологического назначения.
Под механизмом понимают механическую систему, предназначенную для передачи и преобразования механического движения. При помощи механизмов можно осуществлять кинематические связи между отдельными элементами, изменять величину скорости, направление и характер
движения и преобразовывать величины передаваемых усилий.
Академик П.П.Артоболевский в пятитомном пособии «Механизмы в
современной технике» классифицирует механизмы по двум признакам:
структурно-конструкторскому и функциональному.
По структурно-конструкторскому признаку механизмы делятся на
следующие группы:
рычажные (Р); зубчатые (З); кулачковые (К); с гибкими звеньями (Г);
прочие жесткозвенные (П); с гидравлическими и пневматическими связями (ГД); с электрическими связями (ЭЛ); с электрогидравлическими связями (ЭГ).
По функциональному признаку, то есть целевому назначению, механизмы разделены П.П.Артоболевским на 43 группы: для регулирования
скорости; реверсирования движения; блокировочные; предохранительные;
фиксирующие и др.
Особую группу составляют целевые механизмы, служащие для выполнения отдельных элементов технологического процесса: загрузочные и
зажимные устройства; шпиндели; транспортирующие устройства.
При большом разнообразии целевых механизмов и их приводов можно ввести понятие базового механизма, который представляет собой совокупность ведущего звена и первой структурной группы и составляет основу всего механизма.
Вторая часть исполнительного механизма осуществляет технологическую функцию с помощью рабочего органа, являющегося конечным звеном исполнительного механизма.
По кинематическому признаку механизмы можно разделить на 6
групп; учитывая, что их звенья могут совершать одно из трех движений:
вращение (В) вокруг неподвижной оси, поступательное (П) и сложное (С):
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
25
для передачи вращательного движения В  В;
для передачи поступательного движения П  П;
для преобразования вращательного движения в поступательное и обратно ВП;
для преобразования поступательного движения в сложное и обратно
ПС;
для преобразования вращательного движения в сложное и обратно
ВС;
для преобразования сложного движения в сложное другого вида
С  С.
Эта классификация относится к элементарным механизмам, кинематическую цепь которых нельзя расчленить на самостоятельные части (сохраняющие свои основные кинематические свойства).
К ним относятся трехзвенный кулачковый механизм, пара зубчатых
колес, мальтийский механизм, кривошипно-ползунный механизм и др.
Для осуществления вышеприведенных движений применяют следующие механизмы: зубчатые передачи; рычажные передачи; ременные
передачи; цепные передачи; червячные передачи; винтовые механизмы;
реечные механизмы.
3.2 Назначение кинематических схем
Кинематической схемой называется совокупность, наглядное изображение и определение характера взаимодействия всех механизмов рабочей
машины.
К кинематическим схемам рабочих машин предъявляются следующие требования: максимальная простота схемы; о ее сложности судят по
количеству и качеству элементов схемы; соответствие кинематической
схемы заданным техническим параметрам машины; наименьший расход
материала; технологичность конструкции машины, которая зависит от кинематической схемы (количество деталей, унификация деталей, возможность независимой сборки узлов и т.д.).
Анализируя кинематические схемы машин различного технологического назначения, можно установить, что по различию в характерах перемещений обрабатываемых изделий все кинематические схемы сварочных
машин могут быть разделены на 3 вида:
 кинематические схемы однопозиционных машин;
 кинематические схемы многопозиционных машин с периодическим
перемещением обрабатываемых изделий;
 кинематические схемы многопозиционных машин с непрерывным
перемещением обрабатываемых изделий.
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
26
3.3 Кинематика однопозиционных машин
Наиболее широкое распространение в кинематических схемах однопозиционного оборудования получили механические методы осуществления движения, применяемые или самостоятельно, или в сочетании с другими механизмами, например гидравлическими, пневматическими, электрическими и др.
Из механических передач в кинематических схемах используют ременные, цепные, зубчатые, червячные, реечные, винтовые и другие передачи. Для осуществления большого передаточного отношения применяют
последовательное соединение зубчатых и других передач. Такие передачи
называют многоступенчатыми. Распространение механических систем в
кинематических схемах оборудования объясняется сравнительной простотой их эксплуатации, высокой надежностью в работе и широкими возможностями для осуществления самых разнообразных законов движения. Однако применение большого количества передач (рычагов, тяг, зубчатых,
червячных и др.) усложняет конструкцию и эксплуатацию, уменьшает точность перемещения конечного звена, снижает КПД и другие экономические характеристики оборудования. При этом удорожаются работы по изготовлению, ремонту и наладке машин. Поэтому для создания целесообразной кинематической схемы следует сочетать механические передачи с
другими механизмами.
3.4 Кинематика многопозиционных машин с периодическим
перемещением обрабатываемых изделий
Обработка изделий на машинах этого типа производится при периодическом перемещении изделия с позиции на позицию. При этом часть позиций используется для обработки изделия (рабочие позиции), часть позиций используется для выполнения вспомогательных операций, например,
загрузки и выгрузки (холостые позиции).
Операции обработки выполняются в периоды, когда изделие находится на одной из позиций. Отдельные операции могут выполняться в периоды перемещения изделия с одной позиции на другую.
Перемещение изделия на машине осуществляется двумя основными
способами: с помощью каруселей или с помощью конвейерных транспортеров.
В первом случае изделия на машине перемещаются по круговой траектории, во втором – траектории обрабатываемых изделий на машине могут быть различными.
Эти различия в способах перемещения обрабатываемого изделия определяют различие в структуре, кинематике и конструктивном оформлении машины. Поэтому машины с периодическим перемещением обрабаты-
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
27
ваемых изделий можно разбить на две большие группы: машины карусельного типа и машины конвейерного типа. Большинство этих машин являются автоматами или полуавтоматами.
Для периодических перемещений карусели наиболее часто используются кулачково-роликовые и мальтийский механизмы, реже другие механизмы (реечно-храповой, пневматический и др.).
Кинематические схемы автоматических и полуавтоматических машин имеют следующие характерные особенности по сравнению с неавтоматизированными машинами: наличие управляющих механизмов, наличие
кинематической цепи для осуществления холостых ходов и сложность передаточных механизмов.
Эти особенности кинематики автоматических машин обусловливаются требованиями точного (по времени и положению) соблюдения цикла
машины.
В автоматах и полуавтоматах применяются следующие разновидности управляющих механизмов:
Распределительный механизм – это механизм, обеспечивающий
порядок осуществления различных операций и цикличность процесса в целом. Распределительный вал (РВ) может быть вращающимся или реверсивным поступательным. Распределительный механизм осуществляет все рабочие и холостые операции, а также может выполнять функции управления.
Вспомогательный механизм – механизм только холостых ходов, а
также в ряде случаев функций управления. Вспомогательный механизм
может быть выполнен в виде вспомогательного вала (ВВ) или реверсивного вспомогательного механизма.
Вспомогательный распределительный механизм – механизм для
управления циклом (координация отдельных движений). Этот механизм
выполняется обычно в виде вала (ВРВ) и работает в течение всего цикла
(непрерывно или импульсами), выполняя функции управления.
От выбора систем управления и принципа совершения холостых ходов зависят технико-экономические показатели оборудования – производительность, точность, надежность в работе, экономическая эффективность, схема построения привода и распределительных механизмов.
Производительность автоматизированного оборудования циклического действия – величина, обратная длительности рабочего цикла и суммарным внецикловым потерям:
Qц  1
.
(Тц   tп)
Учитывая при сравнительном анализе различных вариантов конструирования оборудования только собственные цикловые потери, получаем
Qц  1
,
(tp  tx   Ci  te  tпер)
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
28
где tp - время рабочих ходов цикла; tx - время холостых ходов;  Ci - потери II вида (по инструменту); te - потери III вида (по оборудованию); tпер потери VI вида (по переналадке). При этом tпер  пер / z, где пер  время, затрачиваемое на переналадку оборудования; z – размер партии обрабатываемых изделий.
3.5 Схемы приводов машин периодического действия
В зависимости от схемы привода автоматические и полуавтоматические машины могут быть разделены на три группы на основании классификации, предложенной докт. техн. наук, проф. Г.А.Шаумяном.
В оборудовании I группы (рис. 3.1) система управления построена
таким образом, что изменение значения рабочих ходов вызывает пропорциональное изменение холостых ходов таким образом, что коэффициент
производительности не изменяется:Q =соnst.
Рис. 3.1
По этому принципу построены системы управления большинства автоматов с РВ, вращающегося с постоянным числом оборотов. За один оборот РВ производится одно или несколько изделий. Приводится в движение
РВ от электродвигателя 1 через кинематическую цепь со звеном настройки
y (сменные шкивы, шестеренки, вариатор). Шпиндель 2 приводится в обращение через кинематическую цепь с постоянным передаточным отношением х. Кулачки для производства рабочих ходов в зависимости от типа изделия могут заменяться, кулачки для производства холостых ходов (поворота
карусели, зажима изделия и др.) не заменяются. Недостатком этой схемы
является зависимость времени холостого хода от времени остановки на позиции. Применяется схема при малых циклах изготовления изделий и позволяет создать более простую и надежную конструкцию.
Для изделий с длительным циклом обработки применяются машины
II группы со схемой привода, в которой РВ имеет 2 скорости – рабочего и
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
29
холостого хода (рис. 3.2). К этой группе относятся машины с периодически включающимся электродвигателем привода. Скорость РВ на холостом
ходу зависит от звена настройки Y.
Рис. 3.2
Рабочий ход равен нулю, то есть при обработке изделие находится в
состоянии покоя. Отключение электродвигателя осуществляется с помощью кулака на РВ и реле времени 3. При любом времени обработки изделия время на холостой ход остается неизменным.
Оборудование III группы (рис. 3.3) имеет ВВ для получения ускоренного холостого хода (поворота карусели). РВ приводится во вращение
электродвигателем через кинематическую цепь со звеном настройки Y, которая определяет время остановки изделия на позиции карусели. Ускоренное вращение ВВ может осуществляться звеном настройки Z или от отдельного двигателя (показан штрихом). Эта схема применяется при длительном времени обработки изделия на каждой позиции карусели, когда
становится невыгодным производить холостой ход (поворот карусели) и
все остальные операции с одной скоростью, например, для таких операций
как заварка электролучевых трубок, газоэлектросварка стеклянных изделий и др. Недостатком оборудования III группы является более высокая
конструктивная сложность по сравнению с оборудованием I и II групп.
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
30
Рис. 3.3
3.6 Кинематика конвейерных машин
Кинематические схемы многопозиционного оборудования конвейерного типа периодического действия проще, чем кинематические схемы карусельных машин. В них обычно отсутствуют распределительный вал и
целый ряд исполнительных механизмов. Для периодических перемещений
конвейеров применяются комбинированные приводы с шаговыми механизмами для осуществления периодических круговых движений (кулачковороликовые, храповые и др.).
3.7 Уравнение баланса кинематической цепи
Кинематические цепи машин сварочного производства практически
во всех случаях имеют органы настройки, с помощью которых обеспечивается возможность получения необходимых перемещений РВ и исполнительных устройств.
Уравнение баланса кинематической цепи математически связывает
движения начального и конечного звеньев цепи, то есть числа оборотов
или линейные расчетные перемещения ведущего и ведомого звеньев через
передаточные отношения промежуточных кинематических пар. В уравнение баланса входят кинематические пары с постоянным передаточным отношением i и звенья настройки с подбираемыми передаточными отношениями.
Если число оборотов ведущего вала n0 (например, вал электродвигателя), а необходимое расчетное число оборотов ведомого вала n1 (РВ,
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
31
шпиндель, ходовой винт), то расчетное перемещение записывается как
n0n1, а уравнение кинематического баланса в общем случае имеет вид
n0iy=n1.
(3.1)
Из этого равенства определяется передаточное отношение звена настройки Y. При вращательном движении расчетное перемещение для
цепи РВ или шпинделя будет
(3.2)
nдnРВ или nдnШП.
Тогда уравнение баланса может быть представлено в виде
nдiyРВ=nРВ и nдiyШП=nШП,
(3.3)
где nд - число оборотов двигателя в минуту,
nРВ и nШП - число оборотов РВ или шпинделя в минуту.
При поступательном движении расчетные перемещения для цепей
с реечной или винтовой передачами на один оборот вала  l мм/об.
Тогда уравнение баланса будет иметь вид:
а) для цепи с реечной передачей
(3.4)
1yi1 mz=l;
б) для цепи с винтовой передачей
1yi2t=l,
(3.5)
где i1, i2 - постоянные передаточные отношения цепей;
y - передаточное отношение звена настройки;
m - модуль реечной шестерни;
z - число зубьев реечной шестерни;
t - шаг винта.
При необходимости диапазон перемещений конечного звена может
быть изменен за счет применения звеньев настройки (замена одной или нескольких кинематических пар). В этих случаях для расчета кинематической схемы также необходимо исходить из уравнения баланса кинематической цепи.
3.8 Основные задачи кинематического расчета
Задачей кинематического расчета является определение скоростей
вращения распределительного вала и других звеньев машины, определение
общего передаточного отношения и разбивка его на передаточные отношения отдельных механизмов, определение значений диаметров шкивов, чисел зубьев зубчатых и червячных колес, чисел заходов червяков, чисел
зубьев звездочек цепных передач и других параметров.
Исходными данными для кинематического расчета многопозиционных машин является расчетная производительность и пределы ее изменения (в машинах с регулируемым циклом), а также расчетные скорости
шпинделей и других валов машины.
Скорость вращения распределительного вала зависит от производительности машины и определяется временем рабочего цикла:
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
32
TЦ  3600 p / Q, с,
(3.6)
где р - число параллельно обрабатываемых изделий;
Q - расчетная (требуемая) производительность машины, шт/ч.
Так как за время рабочего цикла производится обработка или изготовление одного или нескольких (параллельно обрабатываемых) изделий,
то число оборотов в минуту распределительного вала, соответствующее
требуемому времени рабочего цикла
nРВ  60 / Т Ц об/мин.
(3.7)
Общее передаточное отношение от электродвигателя к распределительному валу и другим валам машины
iобщ=nд/nРВ,
(3.8)
где nд - число оборотов в минуту электродвигателя; nРВ - число оборотов в
минуту распределительного вала и других валов машины.
Кинематическая схема машины может быть простой или состоять из
нескольких кинематических цепей, независимых друг от друга или связанных между собой. Они могут приводиться в движение одним или отдельными двигателями. Поэтому определение общего передаточного отношения необходимо производить для каждой кинематической цепи.
Общее передаточное отношение кинематической цепи iобщ состоит из
произведения передаточных отношений отдельных механизмов, работающих в цепи i=i1, i2…in.
От целесообразной разбивки общего передаточного отношения на
передаточные отношения отдельных кинематических элементов зависят
габариты, удобства осуществления смазки отдельных передач и удобство
компоновки привода машины.
После определения передаточных отношений всех передач, входящих в кинематическую схему машины, необходимо установить значения
чисел зубьев зубчатых и червячных колес, чисел захода червяков, чисел
зубьев звездочек цепных передач, диаметров шкивов и других элементов
кинематической схемы.
После этого необходимо провести силовой расчет, что позволяет
указать на кинематической схеме модули зубчатых и червячных передач, а
также шаг цепей, ходовых винтов и т.д.
3.9 Порядок оформления кинематических схем
При оформлении кинематических схем следует руководствоваться
ГОСТ 2.701-84 (СТ СЭВ 651-77) и ГОСТ 2.703-68 (СТ СЭВ 1187-78).
Кинематическую схему изделия вычерчивают, как правило, в виде
развертки. Допускается кинематические схемы вписывать в контур изображения, а также вычерчивать в аксонометрических проекциях. Все элемен-
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
33
ты на схеме изображают условными графическими обозначениями или упрощенно внешними очертаниями. Если в состав изделия входят несколько
одинаковых механизмов, допускается выполнять кинематическую схему
одного из них, а другие механизмы изображать упрощенно.
Взаимное расположение элементов на схеме должно соответствовать
исходному, среднему или рабочему положению исполнительных органов
механизма.
Для отдельных кинематических звеньев цепей необходимо указывать:
а) шкивы ременной передачи – диаметр (для сменных шкивов – отношение диаметров ведущих к диаметрам ведомых шкивов);
б) зубчатое колесо – число зубьев (для зубчатых секторов – число
зубьев на полной окружности и фактическое число зубьев), модуль, для
косозубых колес – направление и угол наклона зубьев;
в) зубчатая рейка – модуль, для косозубых реек – направление и угол
наклона зубьев;
г) червяк – модуль осевой, число заходов, тип червяка (если он не архимедов), направление витка и диаметр червяка;
д) ходовой винт – ход винтовой линии, число заходов, надпись
«лев.» - для левых резьб;
е) звездочка цепной передачи – число зубьев, шаг цепи;
ж) кулачок – параметры кривых, определяющих скорость и предельные перемещения толкателя.
Каждому кинематическому элементу, изображенному на схеме, как
правило, присваивают порядковый номер, начиная от источника движения.
Валы нумеруют римскими цифрами, остальные элементы – арабскими
цифрами.
Элементы покупных или заимствованных элементов не нумеруют, а
порядковый номер присваивают всему механизму в целом.
Перечень элементов помещают на первом листе схемы или выполняют в виде самостоятельного документа. Перечень элементов выполняют в
виде таблицы, заполняемой сверху вниз и располагаемой над основной
надписью. Расстояние между перечнем элементов и основной надписью
должно быть не менее 12 мм.
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
1
Поз.
обозн.
2
Наименование
20
110
3
4
Кол. Примечание
8
15
15
34
10
185
Рис. 3.4
В графах таблицы указывают следующие данные:
в графе 1 – позиционные обозначения элементов;
в графе 2 – наименование документа, на основании которого он применен, и обозначения этого документа (основной конструкторский документ, ГОСТ, ОСТ, ТУ);
в графе 4 – рекомендуется указывать технические данные элемента,
не содержащиеся в наименовании.
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
35
4 КУЛАЧКОВЫЕ МЕХАНИЗМЫ
4.1 Схема кулачкового механизма
Кулачковые механизмы являются преобразующими. Они изменяют
характер движения и служат для перемещения и управления циклом
работы целевых механизмов. Последовательность работы кулачкового
механизма удобно изображать в виде диаграммы (циклограммы).
Циклограмма кулачкового механизма определяется одним его оборотом и
показывает состояние ведомого звена при различных углах поворота
кулачка и указывает, в какое время и на какую величину переместится
толкатель.
Рис. 4.1 Кулачковый механизм
а) схема; б) циклограмма
На рис. 4.1 показана циклограмма кулачкового механизма. При
повороте кулачка 1 на угол 1 ведомое звено (толкатель 2) совершает
рабочий ход-подъем. При повороте кулачка на угол 2 толкатель имеет
выстой в верхнем положении, т.к. радиус на участке bc профиля кулачка
постоянный. На участке cd при повороте кулачка на угол 3 радиус
уменьшается, и толкатель опускается под действием пружины 3. При
повороте кулачка на угол 4 толкатель имеет выстой в нижнем положении,
т.к. радиус кулачка на этом участке ad постоянный – R0.
Придавая кулачкам различные профили, можно осуществить любое
необходимое сочетание интервалов движения и остановок толкателя.
Большим достоинством кулачковых механизмов является возможность
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
36
получения любого наперед заданного закона движения с остановками
толкателя необходимой продолжительности.
4.2 Классификация кулачковых механизмов
Тип кулачкового механизма устанавливают, исходя из конкретных
условий расположения распределительного вала (вала, несущего кулачки)
относительно рабочего органа:
а) кулачковые механизмы с дисковым кулачком и поступательно
перемещающимся толкателем без использования промежуточных передач;
применяют тогда, когда ось кулачка и направление перемещения рабочего
органа пересекаются (эксцентриситет е = 0) (рис. 4.2 а) или скрещиваются
(е >0) под прямым углом (рис. 4.2 б).
а
б
Рис. 4.2 Кулачковые механизмы
б) кулачковые механизмы с дисковым кулачком и качающимся
толкателем применяются тогда, когда направление перемещения рабочего
органа и ось кулачка скрещиваются под прямым углом (рис. 4.3 а).
в) кулачковые механизмы с цилиндрическим кулачком и
поступательно перемещающимся толкателем без использования
промежуточных передаточных механизмов применяют тогда, когда ось
кулачка и направление перемещения толкателя параллельны (рис. 4.3 б).
а
б
Рис. 4.3 Кулачковые механизмы
в
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
37
г) механизмы с цилиндрическими кулачками используются в
многопозиционных
поворотных
устройствах
с
периодически
вращающимся в одну сторону толкателем; в этом случае они называются
улитами (рис. 4.3 в).
Кулачковые механизмы с поступательно перемещающимся
толкателем обеспечивают высокую точность перемещения, т.к. их расчет,
изготовление и контроль значительно проще, чем механизмов с
качающимися толкателями.
Кулачковые механизмы с качающимся толкателем допускают
значительно большие углы давления, более надежны в работе из-за
меньшей опасности заклинивания, имеют более высокий КПД.
Расчет, изготовление и контроль этих механизмов сложнее, а
толкатели имеют ограниченный угол качания.
4.3. Порядок расчета и проектирования кулачковых механизмов
Для выполнения расчета и проектирования кулачковых механизмов
необходимы следующие исходные данные:
а) конструктивные данные: тип механизма, способ замыкания, форма
и конструкция рабочей части толкателя, размеры направляющих
толкателя, расстояние между осями вращения кулачка и качания толкателя
L, вылет толкателя x, схема промежуточных передаточных механизмов;
б) кинематические: закон движения толкателя, угол поворота
кулачка y (по циклограмме), наибольшее перемещение толкателя Н
(наибольший угол качания к), частота вращения кулачка, требуемая
точность изготовления кулачка;
в) силовые: технологическое усилие Р и закон его изменения, вес (Н),
масса толкателя G (кг).
В зависимости от конкретных условий исходные данные могут быть
изменены или дополнены.
4.4 Порядок определения размеров и параметров кулачковых
механизмов
Порядок определения размеров и параметров кулачкового механизма
производят в следующем порядке:
а) выбирают или устанавливают исходные данные;
б) при необходимости получения наименьших габаритов определяют
допускаемые углы давления и по выбранным их значениям определяют
начальный (наименьший) радиус кривой подъема и эксцентриситет;
в) определяют значения радиус-векторов или координат профиля и
углы их расположения относительно начального радиус-вектора или
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
38
начала отсчета углов. Количество радиус-векторов или координат
устанавливают в зависимости от необходимой точности профиля;
г) определяют кинематические параметры механизма: скорость,
ускорение, вылет толкателя при начальном, среднем и конечном углах
поворота, а также в промежуточных положениях через 5-10;
д) определяют силовые параметры механизма: углы давления, силы
инерции, усилие пружины, крутящий момент;
е) определяют аналитически радиусы кривизны теоретического
профиля в точках, для которых определены кинематические параметры
механизма. Устанавливают диаметр ролика;
ж) производят расчет кулачка и ролика на контактную прочность.
4.5 Основные параметры кулачковых механизмов
Различают геометрические и кинематические параметры кулачковых
механизмов (рис. 4.4).
(2)
(1)
(3)
(4)
Рис. 4.4 Параметры кулачковых механизмов
К числу геометрических параметров относятся следующие:
а) угол давления  (угол, образованный перпендикуляром к
направлению движения толкателя 1 и касательной к профилю кулачка 2);
б) угол подъема кулачка П (угол, образованный перпендикуляром к
радиусу-вектору кулачка (3) и касательной к профилю (2);
в) угол смещения  (угол между радиус-вектором R и направлением
движения толкателя 4);
г) радиусы-векторы R кулачка;
д) расстояние l от точки качания толкателя до точки касания его с
кулачком.
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
39
Углы , П и  связаны равенством
(4.1)
П=+.
Для центрального кулачкового механизма (без эксцентриситета) =0,
и следовательно П=.
К числу кинематических параметров относятся:
а) угловая скорость К вращения кулачка;
б) скорость v толкателя;
в) тангенциальное ускорение аТ толкателя.
Зная v, можно определить нормальное ускорение толкателя:
aN=v2/l,
(4.2)
а также его полное ускорение:
(4.3)
a  (aT ) 2  (a N ) 2 .
4.6 Определение оптимального угла давления и усилий,
действующих в кулачковом механизме
Рис. 4.5 Схема к определению момента на валу кулачка
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
40
Для получения минимальных габаритов механизма угол давления
надо выбирать возможно большим, однако его величина ограничена
условиями заклинивания в механизме.
Угол давления влияет на величину и характер распределения усилий
в механизме и на габариты кулачкового механизма.
В кулачковых механизмах сила, передаваемая приводом ведомому
звену через кулачковую пару, преодолевает:
а) внешние нагрузки: полезные (технологические) сопротивления,
нагрузки для преодоления массы движущихся частей, для сжатия
возвратных пружин и др.;
б) силы трения в направляющих и кулачковой паре;
в) инерционные силы (зависят от принятого закона движения и от
массы движущихся частей).
Внешнее усилие Ру, которое должен преодолеть кулачковый
механизм, равно
Py=Рпр+Рин+Рм+Fн+Р,
(4.4)
где Рпр – сила противодействия пружины;
Рин – сила инерции движущихся масс;
Рм – сила тяжести механизма (движущихся частей);
Fн – сила трения толкателя в направляющих;
Р – внешняя нагрузка (технологическая).
Величина силы Py изменяется в зависимости от угла поворота
кулачка, достигая наибольшего значения во время действия наибольшего
ускорения толкателя.
Для определения силы Py, приложенной к паре кулачок-толкатель,
надо приложить момент М, который создаст нормальную к профилю
кулачка в точке А силу:
Py
(4.5)
РN 
cos 
Величина этого момента
M  PN  R  sin   Py  R  tg
(4.6)
Для центрального механизма:
v
tg  T
(4.7)
K  R
где vТ - скорость толкателя.
Тогда величина вращающего момента:
v
M  Py  R  tg  Py  T
(4.8)
K
Если учесть силу трения FH, возникающую при скольжении
толкателя по профилю кулачка,
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
41
FH  f  PN  f 
Py
cos 
можно определить вращающий момент на приводном валу кулака:
v
v
M  Py  T  FH  R  cos   Py ( T  f  R)
K
K
(4.9)
(4.10)
Определив величину вращающего момента, можно вычислить
необходимую мощность на валу кулачка:
M K
, Вт,
N
(4.11)
102
где М выражен в Нм.
Допускаемый угол давления доп определяют по справочным данным
в зависимости от суммы коэффициентов трения:
а) приведенного коэффициента трения в паре кулачок-толкатель Т;
б) приведенного коэффициента трения в направляющих толкателя Н.
Рис. 4.6 Определение допускаемого угла давления
Приведенный коэффициент трения Т зависит от конструкции
толкателя, режима смазки и условий работы механизма.
а) для толкателя с цилиндрическим зацеплением:
 Т  tg  ,  - угол трения
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
42
vС, мм/с
30-60
60-100
100-400
0,17-0,13
0,11-0,08
0,07-0,04
Т
940-730
620-430
4-220

При закаленных толкателе и кулачке, смазке один раз в смену
скорость скольжения вычисляется по формуле
vC  0,1047  n  ( R  r )
(4.12)
-1
где n – частота вращения кулачка, мин .
При ориентировочных расчетах можно принимать
при наличии смазки
Т=0,12
(  7)
при отсутствии смазки
Т=0,24
(  1330)
б) для толкателя с роликом
 Т  ( 2k  f  d 0 ) / d P
(4.13)
где k – коэффициент трения качения (при закаленных кулачке и ролике
k=0,01 мм);
f=0,15 – коэффициент трения ролика об ось при наличии смазки.
в) для толкателя с шарикоподшипником.
 Т  ( 2k  f П  d 0 ) / d P
(4.14)
где fП – приведенный коэффициент трения, отнесенный к диаметру d0 (при
регулярной смазке подшипника и защите от загрязнения fG=0,002).
4.7 Определение основных размеров кулачкового механизма
При конструировании кулачкового механизма необходимо наметить
основные размеры механизма (свободные параметры).
Для дискового кулачка определяются:
R0 – начальный радиус кулачка;
е – величина эксцентриситета;
Dср – средний диаметр (для цилиндрического вращающегося кулачка);
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
43
LП – длина профильной части поступательно движущегося кулачка;
А – расстояние между осью вращения кулачка и осью вращения ведомого
звена;
а – длина направляющих ведомого звена;
l – размеры толкателя;
rP – радиус ролика.
Начальный радиус кулачка R0 определяют из условия получения
профиля с оптимальным углом давления . Этот радиус не будет
минимальным, т.к. минимальному радиусу соответствует максимальный
угол давления max. Практические расчеты ведут по оптимальному углу
давления 0.
Для центрального кулачкового механизма с дисковым кулачком и
поступательным толкателем
v
1
R0 
 T .
(4.15)
tg 0  K
Для синусоидального закона
1 2H
.
R0 

(4.16)
tg 0  0
Для косинусоидального закона
1  H
,
R0 

(4.17)
tg 0 2 0
где  0 - угол поворота кулачка (в радианах).
Чаще для определения R0 и других параметров кулачкового механизма
применяют графический метод.
Для обеспечения посадки кулачка на вал необходимо выполнить условие
R0dв (dв – диаметр кулачкового вала).
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
44
Рекомендуется выбирать
d в  0,8 R0 .
Диаметр ролика должен иметь величину,
размещение внутри него оси:
d P  (1,6  2) d 0 .
где d 0 - диаметр оси ролика.
Расчетная величина усилия пружины
Рпр    ( Рпн    Q  Fпн ) ,
где  - коэффициент запаса, =1,3 – 1,5;
Рпн=mamax,
где m – масса толкателя и исполнительного механизма;
аmax – наибольшее ускорение толкателя.
(4.18)
обеспечивающую
(4.19)
(4.20)
(4.21)
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
45
5 ВЫБОР КОНСТРУКТИВНОЙ СХЕМЫ КУЛАЧКОВОГО
МЕХАНИЗМА
Выбор конструктивной схемы кулачкового механизма зависит от общей компоновки машины и взаимного расположения кулачкового вала и
исполнительного механизма, для управления которым предназначен данный кулачок.
Если взаимное расположение кулачкового вала и исполнительного
механизма не требует изменения передаточного отношения, то траектория
движения толкателя определяется требованиями технологического процесса.
Наиболее прост механизм с прямолинейным движением толкателя. В
этом случае движение толкателя определяется только профилем кулачка.
То же справедливо для качающегося толкателя, причем потери на трение в
этом случае меньше.
При необходимости применения промежуточной передачи к ней
предъявляются требования:
а) использование минимального числа звеньев (передача проще, дешевле,
надежнее, точнее);
б) выбор наиболее простых и надежных конструкций отдельных звеньев;
в) передача движения с заданным передаточным отношением;
г) передача движения без изменения заданного закона движения.
Наиболее часто в качестве промежуточных передач в кулачковых
механизмах применяются:
а) рычажные передачи;
б) шариковые передаточные механизмы.
5.1 Кулачковые механизмы с рычажными передачами
Рычажные передачи позволяют увеличить углы давления и тем самым уменьшить размеры кулачка. Рычажная передача обычно располагается в плоскости дискового кулачка или в плоскости касательной цилиндрического кулачка.
Одним из преимуществ качающегося толкателя является возможность регулирования хода исполнительного механизма, что достигается изменением плеч рычагов толкателя.
Наиболее часто применяются схемы передаточных механизмов:
а) от дисковых кулачков
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
46
Рис. 5.1
б) от цилиндрических кулачков
Рис. 5.2
В ряде случаев передаточные механизмы довольно сложные. Они
включают в себя прямолинейные и угловые рычаги, шатуны, поступательно движущиеся толкатели и т.п.
Сложность рычажных систем затрудняет проектирование, изготовление и эксплуатацию машин.
5.2 Шариковый передаточный механизм (ШПМ)
Шариковый передаточный механизм предназначен для передачи
прямолинейного движения до 2 м.
Рис. 5.3
1 - кулачок; 2 - толкатель; 3 - шарик; 4 - втулка; 5 - трубка;
6 - толкатель;7 - исполнительный механизм; 8 - возвратная пружина
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
47
Применение ШПМ приводит к упрощению конструкции, уменьшению габаритов механизмов, облегчает их обслуживание.
Для ШПМ применяют шарики диаметром 6,8,10 мм. Наибольшее
усилие соответствует диаметрам шариков 800, 1800, 2500 Н.
Трубки изготовляют из латуни Л62 с толщиной стенки 1 мм, а втулки – из латуни ЛС59-1.
Трубка ШПМ может не располагаться в одной плоскости, а иметь несколько изгибов, к уменьшению числа которых надо стремиться. Углы изгиба участков трубки не должны превышать 210. Минимальный допустимый радиус изгиба трубки Rmin6d (d-диаметр шарика). Минимальная длина прямого участка на конце трубки lmin l1+25 мм (li предельный рабочий
ход механизма).
Расчет ШПМ заключается в определении:
а) движущей силы Q;
б) величины погрешности перемещения S.
Для расчета нужны следующие исходные данные:
а) схема трубопровода с указанием длины li прямых участков, углов колен
i, радиусов изгиба колен Ri;
б) усилие P для перемещения исполнительного механизма;
в) допускаемая погрешность перемещения исполнительного механизма S;
г) диаметр шариков d.
Расчет ШПМ производится по участкам в следующем порядке:
а) для определения движущей силы Q для каждого участка трубопровода
находят значения коэффициентов возрастания осевых сил: Kп - для прямых
участков; Kи - для колен.
Для каждого участка трубопровода определяют движущую силу:
для прямого участка Qп=KпPп,
для колен
Qи=КиPи,
где Pп и Pи - нагрузки соответственно на прямом участке и колене.
Для первого участка трубопровода нагрузкой является заданное усилие P. Для всех последующих участков нагрузками Pп и Pи будут являться
движущие силы Qп и Qи предыдущих участков.
Искомое усилие равно движущей силе Qп прямого последнего участка.
Проверку заданных радиусов изгиба колен производят следующим
образом:
а) определяют значения коэффициентов возрастания радиальных сил для
каждого колена:
Kр=F/Qи,
(5.1)
где F-допускаемое значение радиальной силы, действующее на трубопровод (для латунной трубки F=200 H);
б) находят значение допустимого радиуса Rд изгиба трубопровода.
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
48
Рис. 5.4. Зависимость
коэффициента Кп от длины l
прямого участка
Рис. 5.5.
Зависимость коэффициента Ки от угла α
изгиба колена
Рис. 5.6. Зависимость коэффициента Кр от допустимого радиуса Rр
изгиба трубопровода
в) определяют погрешность S перемещения исполнительного механизма
(податливости ШПМ за цикл работы)
к2 1
к 1
(5.2)
, мм
Δs  cLP3
 сL(Р  Р3 )
2к
2
где c - удельная податливость ШПМ, H-1;
L - общая длина трубопровода, мм;
P3 - усилие замыкающей (возвратной) пружины,H;
K - общий коэффициент возрастания осевых сил, K=K1, K2Ki.
Значение удельной податливости ШПМ c зависит от диаметров шариков:
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
49
d=6ммс=1,510-6 Н-1;
d=8ммc=1,310-6 H-1;
d=10ммc=0,8510-6 H-1;
г) усилие P3 возвратной пружины выбирают в пределах 1050 H.
Меньшее значение – при расположении трубопровода в вертикальной
плоскости, большее – в горизонтальной.
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
50
6 МАЛЬТИЙСКИЙ МЕХАНИЗМ
6.1 Описание и схема мальтийского механизма
Мальтийские механизмы (рис. 6.1) состоят из креста 1, кривошипа
(поводка) 3 с пальцем 2 и служат для преобразования непрерывного вращательного движения кривошипа во вращательное движение с периодическими остановками креста, жестко связанного с каруселью.
Рис. 6.1
Мальтийские механизмы применяются в оборудовании электровакуумного производства для осуществления круговых периодических движений.
Мальтийские механизмы имеют относительно простую конструкцию, надежны в работе и обеспечивают достаточную быстроту поворота.
Недостатки мальтийских механизмов: непостоянство скорости креста и связанных с ним деталей; большие пики кривой ускорения, что вызывает удары в начале и в конце поворота; большие инерционные нагрузки
при большой скорости поворота или больших моментах инерции; необходимость точного изготовления и сборки.
Несмотря на отмеченные недостатки, мальтийские механизмы получили широкое применение.
В оборудовании применяются мальтийские механизмы с одинаковыми углами между смежными пазами креста.
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
51
6.2 Расчѐт и конструирование мальтийского механизма
Расчет мальтийского механизма сводится к определению основных
размеров элементов конструкции механизма и расчѐту на прочность.
Для расчета и проектирования мальтийского механизма необходимы
следующие исходные данные: А - расстояние между осями вращения кривошипа и креста; Z - число пазов креста;  - КПД мальтийского механизма;
Р - сила давления креста на вал; Jкр - момент инерции креста.
Силу давления Р и момента инерции Jкр, принимают (определяют) с
учетом массы деталей, вращающихся вместе с крестом и приведенных к
его валу.
6.2.1 Определение основных конструктивных размеров
Этот расчет мальтийского механизма сводится к отысканию таких
условий, при которых поворот креста не сопровождается жестким ударом
(ωнач(кон)=0). Это и определяет все соотношения между основными геометрическими размерами мальтийского механизма.
Для плоского механизма с внешним зацеплением должны быть выдержаны следующие соотношения (рис. 6.2);

L

 Sin  Sin .
A
Z
Рис. 6.2
(6.1)
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
52
Основные размеры механизма обычно выбирают предварительно,
исходя из условий компоновки, а затем, после определения действующих
сил и возникающих напряжений в деталях механизма, эти размеры уточняют.
Определение основных размеров элементов конструкции плоского
мальтийского механизма с внешним зацеплением производится по следующим соотношениям:
а) длина кривошипа, мм
(6.2)
L  ASin ;
б) расстояние от оси вращения креста до начала паза, мм
(6.3)
S  ACos ;
в) диаметр ролика 2rp кривошипа определяют конструктивно в зависимости от длины кривошипа
2rр
(6.4)
 0,20,3
L
и проверяют расчетом на прочность (изгиб и контактные напряжения);
г) длина паза креста l, мм
(6.5)
  L  S  A  rр ;
или
(6.6)
  A(Sin  Cos  1)  rр .
Практически длину паза креста  берут на 23 мм больше расчетной.
д) диаметр вала креста определяют конструктивно при соблюдении
условия
(6.7)
d  2( A  L  rр ) , мм;
или
(6.8)
d  2 A(1  Sin )  2rр , мм;
и проверяют расчетом на прочность;
е) диаметр вала ведущего кривошипа определяют конструктивно из
условия
d k  2( A  S ) , мм;
(6.9)
или
d k  2 A(1  Cos  ) , мм;
(6.10)
и проверяют расчетом на прочность;
ж) диаметр креста
D  2 S 2  rр2  C , мм;
(6.11)
где С- фаска, принимаемая равной 1.53 мм.
Соотношения между основными размерами элементов мальтийских
механизмов[L, S, E, d, dк, A] в зависимости от числа пазов Z приведены в
табл. 6.1.
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
53
z
3
4
6
8
10
12
Таблица 6.1
Соотношения между размерами мальтийского механизма
d  2  rр
dк
L
S
  rр
A
A
A
A
A
менее
менее
0.866
0.500
0.366
0.268
1.000
0.707
0.707
0.414
0.585
0.586
0.500
0.866
0.366
1.000
0.268
0.383
0.924
0.307
1.235
0.152
0.309
0.951
0.260
1.382
0.098
0.259
0.966
0.225
1.482
0.068
6.2.2 Силовой расчет мальтийского механизма
Этот расчет заключается в определении моментов и усилий, действующих в механизме, и мощности, необходимой для поворота креста.
Кроме того, выполняются проверочные расчеты на прочность элементов, выбранных ранее конструктивно (оси ролика, вала кривошипа и
вала креста).
Момент сопротивления Мс, преодолеваемый механизмом поворота
карусели, состоит из двух моментов: статического Mст и динамического
Мдин. Направления действия Мст и Мдин совпадает в период разгона карусели и являются противоположными в период замедления карусели, поэтому
суммарный момент сопротивления
M с  M ст  M дин .
(6.12)
Статический момент определяется величиной сил трения в опорах
карусели.
Для приближенного определения статического момента сил сопротивления в опорах карусели пользуются эмпирической формулой
D
M ст1  K  0  P ;
(6.13)
dш
где D0 - диаметр окружности центров шариков;
dш- диаметр шарика.
K - коэффициент трения качения (К=0.001...0.005см);
Р - вес карусели со всеми закрепленными на ней деталями, Н.
Статический момент Мст в машинах, имеющих золотник, определяется величиной сил трения в золотнике и опорах карусели:
M ст  M ст1  M ст 2 , H  м ;
(6.14)
где Мст1 - момент сил трения в опорах карусели;
Мст2 - момент сил трения в золотнике.
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
54
Момент сил трения в золотнике
1
M ст 2    f 3  q (d н3  d в3 ) , H  м ;
12
где q - удельное давление, определяемое по формуле
4P
q
;
  (d н2  d в2 )
Это давление не должно превышать 0,5...0,8 МПа.
f 3 - коэффициент трения в золотнике, f 3  0,08 ;
d н и d в - наружный и внутренний диаметр дисков золотника.
Динамический момент M дин зависит от углового ускорения
мента инерции I z карусели:
M дин    I z , H  м .
Угловое ускорение  :
для косинусоидального закона

2 

 Cos(
(6.15)
(6.16)
 и мо(6.17)

);
0
(6.18)
2 t П2
для синусоидального закона
2

1
;
  2  Sin (2 ) 
(6.19)
tП
0 1  П 2
где t П - время поворота карусели;
2

- максимальный угол поворота карусели;
Z
Z - число позиций;
 - текущий угол поворота креста;
 0 - угол поворота карусели, соответствующий экспериментальному
ускорению креста (табл. 6.2);
П - параметр закона движения, П  0,20,3 .
Таблица 6.2
Значение  0 в зависимости от Z
3
4
6
8
10
12
Z
 0
445
1128
2254
3139
3829
440
Фактическое значение динамического момента в 3...9 раз больше расчетного значения. Это определяется погрешностями изготовления и сборки, наличием зазора между пальцем и пазом креста.
Рекомендуется принимать коэффициент динамичности:
для синусоидального закона Кд=8;
для косинусоидального закона Кд=6.
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
55
Момент инерции карусели приближенно рассчитывают как момент
инерции диска:
P 2
 r , H  м  с2 ;
(6.20)
2g
где r - приведенный радиус карусели, м;
2
g - ускорение силы тяжести, м/с .
На практике определяют максимальное значение динамического момента M дин. max , которое будет иметь место при максимальном значении углового ускорения, т.е. при  max .
Таким образом,
(6.21)
M дин. max   max  I Z , H  м ;
Максимальное значение ускорений Emax :
для косинусоидального закона
 2 
 max 
;
(6.22)
2  t П2
для синусоидального закона
2  
 max  2 ;
(6.23)
tП
для комбинированного закона
2  
1
.
 max  2 
(6.24)
tП
1 П2
Максимальное значение момента M c max сопротивления будет в период разгона карусели, когда статический и динамический моменты суммируются.
Таким образом,
M c max  M CT  M дин. max , H  м .
(6.25)
Iz 
6.2.3 Расчеты на прочность
Ролик кривошипа проверяют на прочность при изгибе:
2r р  3
32М И
;
 [ И ]
(6.26)
где М И - изгибающий момент, действующий на ось ролика кривошипа
(рис. 6.3).
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
56
Рис. 6.3 Схема для определения М И на оси ролика кривошипа:
1 – крест; 2 – ролик; 3 – кривошип; r0 - радиус оси ролика; b – толщина креста; l1 – плечо действия силы Pр max.
М И  Pр max  l1 .
Вал кривошипа проверяют на прочность при кручении:
16М к max
, м,
dk  3
 [ кр ]
(6.27)
(6.28)
где [ кр ] - допускаемое напряжение при кручении для материала вала
кривошипа.
Вал креста проверяют на прочность при кручении:
16М с max
, м,
d 3
(6.29)
 [ кр ]
где [ кр ] - допускаемое напряжение при кручении для материала вала креста.
Рабочие поверхности паза креста и ролика кривошипа проверяют на
контактные напряжения:
Pр max
[ к ]  0,418 
E ,
(6.30)
b1
где [ к ] - допускаемое контактное напряжение;
Е – модуль упругости.
6.2.4 Механические параметры прочности материалов
Рабочие части мальтийского креста рекомендуется изготовлять из стали 40Х, закалѐнной до твѐрдости HRC 50…58.
Ролики изготовляют из стали ШХ15, закалѐнной до твѐрдости HRC
58…62 или из стали 20Х, цементированной и закалѐнной до HRC 56…62.
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
57
-
-
Допускаемое напряжение при изгибе [и]:
для стали ШХ15, закалѐнной до твѐрдости HRC 58…62 – 405 МПа;
для стали 20Х, цементированной и закалѐнной до твѐрдости HRC
56…62 – 200 МПа.
Допускаемое напряжение при кручении [кр]:
для стали 20Х, цементированной и закалѐнной до твѐрдости HRC
56…62 – 200 МПа;
для стали 45, закалѐнной до твѐрдости HRC 45…55 – 100 МПа;
Допускаемое контактное напряжение [к]:
для стали 40Х, закалѐнной до твѐрдости HRC 50…58 – 535 МПа;
для стали ШХ15, закалѐнной до твѐрдости HRC 58…62 – 440 МПа;
для стали 20Х, цементированной и закалѐнной до твѐрдости HRC
56…62 – 240 МПа.
Модуль упругости стали Е  2  105 МПа .
6.2.5 Методика расчѐта мальтийского механизма с использованием
безразмерных коэффициентов
Эту методику часто применяют при практических расчѐтах. Это связано с тем, что для каждого мальтийского механизма в зависимости от числа пазов существуют определѐнные геометрические зависимости. Безразмерные коэффициенты вычислены заранее и сведены в таблицы. Применение методики упрощает и ускоряет расчѐты.
Статический момент (момент трения в опорах) определяется по формуле (6.13), статический момент в золотнике определяется по формуле
(6.15).
Для упрощения дальнейших расчѐтов вводят безразмерный коэффициент B:
I кр   к2  103
(6.31)
.
B
М ст
Величина максимального усилия на ролике кривошипа:
М
Pр  ст ( a  b  B ) ,
(6.32)
А
где a и b - безразмерные коэффициенты, зависящие от числа пазов креста.
Максимальный момент сопротивления на валу креста:
М с max  М ст (1  K  max  B) , Н  м ,
(6.33)
где K  - коэффициент ускорения мальтийского креста,

K  2 .
(6.34)
к
Величина K  может быть также определена из табл. 6.3.
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
58
Таблица 6.3
Значение коэффициента K  max
Z
3
4
6
8
K
31,4
5,41
1,35
0,700
Средний крутящий момент на валу кривошипа:
М
М к  ст  (q  mB) , Н  м ,
мм
10
0,465
12
0,348
(6.35)
где q и m – безразмерные коэффициенты, зависящие от числа пазов креста;
 мм - КПД мальтийского механизма;
Рекомендуется применять следующие значения КПД мальтийского
механизма:
-  мм =0,8, если вал креста на опорах скольжения;
-  мм =0,95, если вал креста на опорах качения.
6.2.6 Определение мощности приводного электродвигателя
Средняя мощность, необходимая для вращения кривошипа
М 
N ср  К к , Вт,
(6.36)
1000
где к – угловая скорость кривошипа.
z  2 -1
с .
k 
(6.37)
z  t0
Максимальный крутящий момент на валу кривошипа
М к max  U  М к , Н  м ,
(6.38)
где U – коэффициент перегрузки, зависящий от числа пазов креста.
Электродвигатель выбирают с учѐтом КПД всех передач привода  пр :
N
N ср
 пр
Вт.
(6.39)
Значения безразмерных коэффициентов выбирают из табл. 6.4.
Таблица 6.4
Значения коэффициентов
Z
a
b
m
q
u
3
7,46
207
39.9
2,000
4,00
4
3,41
16,3
3,71
1,000
2,70
6
2,00
2,39
0,477
0,500
2,07
8
1,62
1,01
0,163
0,333
1,88
10
1,45
0,602
0,0795
0,250
1,79
12
1,35
0,422
0,0465
0,200
1,73
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
59
6.2.7 Конструирование мальтийского механизма
Наиболее сложной деталью является мальтийский крест. По своей
конструкции и технологическим признакам он относится к деталям типа
дисков.
Пазы мальтийских крестов обрабатывают фрезерованием с последующим шлифованием поверхностей. Фрезерование пазов производят на вертикально-фрезерных станках с поворотным приспособлением. Шлифование пазов производят на плоскошлифовальных станках с использованием
поворотного приспособления шлифовальным кругом чашечного типа.
Основные технические требования, предъявляемые к мальтийским механизмам:
- неперпендикулярность торцов к оси отверстия (биение торцов) принимается в пределах 1,0…1,5 мкм на длине 10 мм;
- центральное отверстие выполняется по второму квалитету точности;
- поверхностная твѐрдость пазов должна быть в пределах HRC 50…58,
шероховатость по Ra1,25 … Ra1,63 ;
- точность расположения валов в пределах 4…5.
При малых размерах мальтийский крест выполняется цельным, при
больших размерах – составным.
Непараллельность осей вращения ролика, кривошипа и креста не более 0,05 мм на длине 100 мм.
Максимальная теоретическая точность поворота мальтийского креста
равна 0,1 мм, считая по его наружной дуге.
Для фиксации креста во время покоя применяется фиксирующий диск
с вырезом (рис.6.4). Вырез во вращающемся фиксирующем диске обеспечивает освобождение мальтийского креста во время поворота.
Угол выемки фиксирующего диска =2.
Для своевременной фиксации на практике принимают угол =2(1…1,5).
На рис. 6.4 изображены рабочие чертежи мальтийского креста и кривошипа.
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
60
6.2.8 Пример оформления технических требований
к рабочим чертежам
Для мальтийского креста:
Рис. 6.4
IT 8
.
2
2. Смещение осей пазов и диаметра 176H от номинального расположения (по наружной дуге креста) 0,1 мм.
3. Материал – сталь 40Х
4. Термообработка – закалка HRC 50…58
1. H7, h7, 
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
61
Для кривошипа:
Рис. 6.5
IT 8
.
2
2. Несимметричность угла 119 относительно оси отверстия 12H не более 15.
3. Материал – сталь 40Х.
4. Термообработка – закалка HRC 50…58
1. H7, h7, 
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
62
7. КУЛАЧКОВО-РОЛИКОВЫЙ МЕХАНИЗМ
7.1 Описание и схема кулачково-роликового механизма
Во многих современных карусельных машинах электровакуумного
производства для поворота карусели применяют кулачково-роликовый
механизм (рис. 7.1)
Рис. 7.1
Он представляет собой механизм, преобразующий равномерное
вращение ведущего вала кулака-"улиты" в прерывистое движение
ведомого звена-диска с роликами, с которым жестко связана карусель.
Цилиндрический кулак-«улита» (1) имеет криволинейный паз на
угле 0. При повороте кулака на угол 0 ролики диска 2, перемещаясь
между образующими криволинейного паза, поворачивают диск за счет
давления на них боковых стенок криволинейного паза на угол  .
2

;
(7.1)
z
где z - число роликов (позиций карусели).
При вращении кулака на остальном угле 2   0 диск с роликами
неподвижен и фиксируется (блокируется) на этом угле другими
образующими кулака, перпендикулярными его оси, которые заходят в
пространство между двумя соседними роликами. Ролики, охватывая с двух
сторон эти образующие кулака, блокируют его.
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
63
Таким образом, угол  0 является углом переводящей части кулака, а
угол 2   0 - углом блокирующей части.
Изменяя эти углы, можно в широких пределах изменять соотношение между временем t П поворота и временем t 0 выстоя (остановки)
карусели. Кроме того, для образования переводящей части
(криволинейного паза) можно использовать различные законы движения и
тем самым обеспечивать хорошие динамические условия работы
механизма.
Отношение времени t П поворота к времени t 0 выстоя называется
коэффициентом времени работы механизма:
0
t
Kр   
(7.2)
t 0 2   0
Этот коэффициент зависит только от угла  0 . Изменяя угол  0 ,
определяющий поворотную часть профиля кулака, можно в широких
пределах изменять величину коэффициента K р .
Таким образом, применение кулачково-роликового механизма
объясняется тем, что по сравнению с другими известными типами
механизмов прерывистого движения он имеет следующие преимущества:
а) позволяет получить любое встречающееся на практике соотношение
между временем поворота и временем выстоя ведомого звена (карусели);
б) позволяет осуществить любой требуемый закон движения ведомого
звена (карусели) и тем самым обеспечить наилучшие динамические
условия поворота;
в) не требует дополнительного фиксирования ведомого звена (карусели) во
время останова ввиду достаточно высокой точности фиксирования
блокирующей частью кулака;
г) имеет достаточно высокую жесткость;
д) удобно компонуется в машине.
Недостатком кулачково-роликового механизма является сложность
изготовления рабочего профиля кулака.
Время поворота t П диска с роликами определяется из соотношения
tП 0
;

(7.3)
T 2
n
где T  к , с - время полного оборота кулака;
60
n к - число оборотов в минуту кулака.
Отсюда
tП 
0
6 nк
, с.
(7.4)
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
64
Таким образом, время t П поворота карусели зависит от угла  0
переводящей части кулака и скорости n к его вращения. Время поворота
является временем холостого хода (во время поворота карусели обработка
изделий не проводится), для повышения производительности должно быть
сведено до минимума.
Уменьшение времени поворота карусели ограничивается динамическими (инерционными) нагрузками. Чем меньше время поворота, тем
больше динамические нагрузки. Как правило, плавная работа кулачковороликового механизма обеспечивается при времени поворота не менее
0,5 ... 0,6 с.
Необходимое время поворота карусели может быть получено или за
счет изменения угла 0, или за счет изменения скорости n к вращения
кулака.
Применяются кулачково-роликовые механизмы с непрерывным
(чаще) и периодическим вращением кулака.
В кулачково-роликовых механизмах с непрерывным вращением
кулака принимают обычно угол  0  6090 , сводя тем самым время
T T
поворота карусели до t П   (но не менее 0,5 с)
6 4
7.2 Расчет кулачково-роликового механизма
Расчет кулачково-роликового механизма включает в себя решение
следующих задач:
- определение конструктивных размеров;
- расчет координат и построение профиля паза кулака;
- определение моментов и усилий, действующих в механизме;
- расчеты на прочность;
- расчет мощности, необходимой для поворота.
Для расчета кулачково-роликового механизма поворота карусели
необходимо иметь следующие данные:
- производительность Q машины;
- число Z П позиций;
- радиус R р расположения роликов;
- максимально допустимое время t П поворота;
- вес Р карусели.
После установления исходных данных выбирают закон движения и
определяют кинематические параметры (перемещения, скорости и
ускорения ведомого звена-карусели).
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
65
Предварительно решают вопрос о конструктивной схеме привода
(типе привода). Привод с непрерывно вращающимся кулаком проще по
конструкции и надежнее в эксплуатации, чем включаемый.
Поэтому следует стремиться к применению привода с непрерывно
вращающимся кулаком во всех случаях, где это возможно.
7.2.1 Определение конструктивных размеров
Определяют шаг роликов Н
H  2 R р  Sin

, мм.
(7.5)
ZП
В зависимости от типа привода задаются углом  0 переводящей
части кулака и определяют средний диаметр D ср кулака по формулам:
для косинусоидального закона
 H
, мм;
Dср 
(7.6)
tg max   0
для синусоидального закона:
H
, мм;
Dср  230 
(7.7)
tg max   0
для комбинированного закона
H
1
, мм;
Dср  230 

(7.8)
tg max   0 1  П
где П - параметр закона движения, П  0,20,3 ;
 max - максимально допустимый угол давления, который принимают
из условия отсутствия заклинивания не более 45 (обычно в пределах 30 ...
40).
Наружный диаметр кулака DН
DН  Dср  b , мм;
(7.9)
где b - ширина контакта рабочей поверхности ролика.
Толщина блокирующей части кулака B (рис. 7.2)
B  H  d р , мм;
(7.10)
где d р - диаметр ролика (практически d р принимают равным 25, 28, 30 или
35 мм, что соответствует стандартным диаметрам фрез, которыми
изготовляют паз).
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
66
Рис. 7.2
Длина переводящей части кулака L по наружному диаметру
  DН
L
  0 , мм.
2
(7.11)
7.2.2 Расчет координат профиля паза кулака
После корректировки всех параметров приступают к расчету
координат профиля паза кулака. Профиль паза кулака фрезеруется по
координатам (рис. 7.3).
Рис. 7.3
Гребешки С, остающиеся после координатного фрезерования,
должны быть в пределах 0,01...0,04 мм. В этом случае слесарная доводка
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
67
паза будет не слишком трудоемкой. Из этих соображений определяют
число m расчетных точек (число положений или координат фрезы при
изготовлении паза):
L
m ;
(7.12)
t
где t - шаг между двумя расчетными точками:
t  4c  dФ , мм;
(7.13)
где d Ф - диаметр фрезы, который равен диаметру ролика.
Полученное значение m округляют обычно в большую сторону так,
чтобы при делении  0 на m получалось 0,5(т.е. в процессе обработки
паза кулак будет поворачиваться на 30).
Расчет координат профиля паза кулака ведут по следующим
формулам:
для косинусоидального закона
H
180
h   (1  Cos
  ) , мм;
(7.14)
2
0
для синусоидального закона
H 
1
360
h  ( 
 Sin
  ) , мм;
(7.15)
2  0 2
0
для комбинированного закона

1
1 1 П
360
1
h  H( 


 Sin
 0 
) , мм.
(7.16)
 0 1  П 2 1  П
0
1 П
Для каждой расчетной точки необходимо определить величину
подъема h профиля по формуле (7.14), (7.15) или (7.16) в зависимости от
закона движения и величину коррекции К.
7.2.3 Коррекция координат профиля паза кулака
Во время поворота ролик движется по дуге окружности радиуса Rр.
Если профиль паза кулака обработан по координатам h и , то во время
поворота движение ролика будет происходить не по дуге окружности
радиуса Rp, а по хорде H. Это приведет к перекосу ролика относительно
паза, следствием которого может явиться преждевременный износ и даже
заклинивание ролика в пазу. Для предотвращения перекоса необходимо
при обработке переводящей части кулака точно совмещать ось
инструмента (фрезы) с будущей осью ролика, т.е. ввести добавочное
смещение инструмента, для того чтобы его положение совпадало с
положением ролика при движении.
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
68
Изготовленный таким образом профиль паза кулака будет
обеспечивать движение ролика по дуге окружности радиуса Rр. Это
вспомогательное смещение называют коррекцией профиля.
Для любой точки профиля коррекция
2
H
H

(7.17)
k  R    h   RP2 
4
2

Максимальное значение коррекции k max будет при =0,50 и h=0,5Н:
2
2
P
H2
k max  R p  R 
4
где R p - радиус расположения центров роликов;
Н – шаг роликов (полный подъем профиля кулака);
h – текущий подъем профиля.
2
p
(7.18)
Результаты вычислений сводят в табл. 7.1.
Таблица 7.1.
Результаты расчета координат профиля паза кулака
№ делений
Подъем h, мм
Коррекция k, мм
Угол 
0
0
0
…
…
M
0
По данным расчетной таблицы производят построение развертки
профиля кулака по наружному диаметру (обычно в масштабе 1:1) (рис.7.4).
Рис. 7.4
Затем конструируют кулак и оформляют его рабочий чертеж.
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
69
7.2.4 Расчет моментов
Момент сопротивления Мс, преодолеваемый механизмом, можно
рассматривать состоящим из двух моментов: статического Мст и динамического Мдин.
Направления действия Мст и Мдин совпадают в период разгона карусели, а в период замедления являются противоположными, поэтому
(7.19)
Мс= Мст Мдин
Статический момент зависит от сил трения в опорах карусели
(рис. 7.5).
Рис. 7.5
МСТ1= PТР  R р , Н  м ,
(7.20)
где PТР - усилие, которое необходимо приложить к карусели для
преодоления сил трения в опорах.
Максимальное значение коррекции Кмах будет при =0,50 и h=0,5Н:
H2
2
(7.21)
Кмах= RP  RP 
4
где Rp -радиус расположения центров роликов;
Н - шаг роликов (полный подъем профиля кулака);
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
70
h- текущий подъем профиля.
Это усилие
a
Pтр 
 Fтр , H,
Rp
где a-плечо сил трения;
FТР - сила трения в подшипниках карусели.
Сила трения
k
FТР   P , H,

(7.22)
(7.23)
где k-коэффициент трения качания(k=0,001...0,005см);
 - радиус тел качания (шариков);
P – вес карусели с закрепленными на ней деталями и узлами.
Для приближенного определения статического момента можно
воспользоваться формулой
D
M СТ  k  0  P , Н  м ,
(7.24)
dm
где D0 - диаметр окружности центров шариков;
dm - диаметр шарика.
Статический момент Mст2 в машинах, имеющих золотник, определяется величиной сил трения в золотнике и опорах карусели
Mст=Mст1+Mст2, Н  м
(7.25)
Момент сил трения в золотнике
1
M СТ 2     f 3  q  (d н3  d в3 ) , Н  м ,
(7.26)
12
где q-удельное давление, определенное по формуле
4P
,
q
(7.27)
  (d н2  d в2 )
dн - наружный диаметр диска золотника;
dв - внутренний диаметр диска золотника;
f3 - коэффициент трения в золотнике, f3=0,08.
Удельное давление q не должно превышать 0,5.....0,8 МПа.
Динамический момент Мдин зависит от углового ускорения  и
момента инерции JZ карусели:
M дин    J z , Н  м
(7.28)
Угловое ускорение ε:
для косинусоидального закона
2 
 -2

 2  cos  
,c ;
(7.29)
2 tп
0
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
71
для синусоидального закона
2

  2  sin 2 , c-2;
(7.30)
tп
0
для комбинированного закона
2

1
, c-2,
  2 sin 2 
(7.31)
tп
0 1  П
где =2/tп - максимальный угол поворота карусели;
-текущий угол поворота карусели.
Фактическое значение динамического момента в 3....9 раз больше
расчетного значения. Это объясняется погрешностями изготовления и
сборки, наличием зазора между стенкой паза кулака и роликом, что
приводит к многочисленным упругим отскокам ролика от стенок паза
кулака. Рекомендуется принимать коэффициент динамичности: для
синусоидального закона Кд=3, для косинусоидального закона Кд=6.
Момент инерции карусели условно рассчитывают как момент инерции
диска:
P 2
JZ 
 r , Н  м  с2,
(7.32)
2g
где r - приведенный радиус карусели,
g - ускорение силы тяжести.
На практике определяют максимальное значение динамического
момента Mдин max, которое будет иметь место при максимальном значении
углового ускорения, т.е. при εmax.
Таким образом,
M динм ах   max  J Z , Н  м .
(7.33)
Максимальное значение ускорений max:
для косинусоидального закона
 2
 max  2 ,
(7.34)
2t п
для синусоидального закона
 2
 max  2 ,
(7.35)
tп
для комбинированного закона
2
1
.
 max  2 
(7.36)
tп 1  П 2
Максимальное значение момента Mс max сопротивления будет в
период разгона карусели, когда статический и динамический моменты
суммируются.
Таким образом,
Mс max=Mст + Mдин max, Н  м .
(7.37)
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
72
7.2.5 Расчет усилий
После определения Mс max можно рассчитать окружное усилие Pр,
прикладываемое к ролику карусели
Mc max
Pp max 
, H.
(7.38)
Rp
Для расчета на прочность необходимо определить полное (нормальное) усилие N, приложенное со стороны кулака к ролику
Pp max
, H.
N
(7.39)
cos ф
Окружное усилие на кулаке
Pk max  N sin ф , H,
(7.40)
где  ф - фактический угол давления, который после корректировки
размера среднего диаметра Dср будет отличаться от  ф .
Угол  ф может быть определен путем пересчета по формулам
для синусоидального закона
H
tg ф  230 
,
(7.41)
Dср   0
для косинусоидального закона
H
tg ф  180 
.
(7.42)
Dср   0
При расчете усилий не учитывались потери на трение между роликом и пазом кулака и в опоре ролика. Эти потери можно учесть с
помощью КПД кулачково-роликового механизма, который принимается
равным 0,6...0,75.
7.2.6 Расчеты на прочность
Расчеты на прочность являются проверочными и служат для
проверки элементов, выбранных конструктивно.
В качестве материала для изготовления кулаков применяют обычно
стальное литье, сталь 20Х (цементация рабочих поверхностей на глубину
1....1,5 мм и закалка до HRC 58....62), стали 40Х и 45 с закалкой рабочих
поверхностей до HRC 58....62. Ролики обычно изготовляются из стали ШХ
15, закаленной до HRC 58....62, или из стали 20Х, цементированной и
закаленной до HRC 58....62. Для осей роликов применяют те же материалы,
что и для самих роликов; применяются также среднеуглеродистые стали
45, 50 и др.
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
73
При передаче нагрузки в зоне контакта ролика и кулака возникают
контактные напряжения сжатия, которые определяются по формуле
N
1
1
 к  0,418 
 E ( 
) , МПа,
(7.43)
b
rp  k
где N - нормальное усилие на профиль кулака;
b - ширина контакта рабочей поверхности ролика;
rр - радиус ролика;
к - радиус кривизны рабочего профиля кулака (принимается
положительным для выпуклых участков профиля и отрицательным для
вогнутых);
E - модуль упругости, E=2,1∙105 МПа.
Радиус ролика rр принимают равным 12,5; 14; 15; 16 или 17,5 мм (это
соответствует стандартным диаметрам фрез, равным 25, 28, 30, 32, и 35
мм).
Ширина контакта рабочей поверхности ролика принимается равной
b=(0,7...0,8) bр
(7.44)
где bр - высота ролика, равная приблизительно его диаметру, bрdр.
Радиус кривизны к определяется графическим путем по чертежу
развертки кривой профиля кулака по наружному диаметру. Путем подбора
определяется по этой кривой минимальный радиус кривизны профиля.
Полученное расчетом контактное напряжение к сравнивают с
допускаемым [к]:
для стали ШХ 15 [к]=440 МПа,
для сталей 40Х, 45 [к]=535 МПа.
Ось ролика подвергается изгибу под действием силы N (рис. 7.2).
Диаметр d0 оси ролика принимают из соотношения
d0=(0,5....0,6) dр
(7.45)
Проверку оси ролика на прочность при изгибе производят по
формулам сопротивления материалов.
Напряжение изгиба
М
 и  и , МПа,
(7.46)
W
где Mи - изгибающий момент, действующий на ось ролика;
W-момент сопротивления изгибу оси ролика.
b
M и  N  (b p  ) ,
(7.47)
2
  d o3
(7.48)
W
.
16
Полученные изгибающие напряжения и сравниваются с допускаемыми и и и
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
74
7.2.7 Расчет мощности и подбор электродвигателя
Необходимая мощность электродвигателя для поворота карусели
определяется в основном силами инерции и трения.
Необходимая мощность, которую должен иметь электродвигатель:
M

N д  c max max , Вт
(7.49)
1000   пр
где Mс max - максимальный момент сопротивления, Н  м ;
max-максимальная угловая скорость карусели, c-1;
пр - общий КПД привода кулачково-роликового механизма.
Максимальная угловая скорость  max карусели определяется в
зависимости от закона движения:
для косинусоидального закона
 
,
 max 
(7.50)
2  tп
для синусоидального закона
 max 

,
(7.51)
tп
для комбинированного закона
2 
.
 max 
(7.52)
t п  (1  П )
Мощность можно также определить через окружное усилие на кулаке:
Dср
k
,
N  Pk max 

(7.53)
2 1000  пр
  nk -1
где  к 
, с – угловая скорость кулака.
30
Задавшись номинальным числом оборотов электродвигателя nном, по
расчетной мощности N выбирают электродвигатель по каталогу.
7.2.8 Проверка электродвигателя на пусковой момент
Эта проверка должна показать, является ли пусковой (начальный)
момент электродвигателя достаточным для преодоления момента Мсо сил
сопротивления при трогании с места, приведенного к валу двигателя.
Вначале находят момент сил сопротивления при трогании с места,
приведенный к валу двигателя. При этом считают, что момент сил
сопротивления при движении во столько раз больше, во сколько
коэффициент f0 трения покоя больше коэффициента f трения движения.
Обычно f0=(1,5…4)f в зависимости от состояния трущихся поверхностей,
условий смазки и т.п.
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
75
Таким образом,
M co 
M c max f 0
 ,
iпр
f
(7.54)
nном
- общее передаточное отношение между электродвигателем и
nk
кулаком.
Затем определяют пусковой (начальный) момент выбранного двигателя:
M
N
M нач  ( нач )  10 4  ном Н  м ,
(7.55)
М ном
П ном
M
где отношение нач берется из каталога.
М ном
Пусковой момент двигателя должен быть больше момента сил
сопротивления при трогании с места, приведенного к валу двигателя, т.е.
Мнач Мсо .
Если Мнач Мсо , то электродвигатель пригоден, если Мнач Мсо, то
двигатель не пригоден.
В этом случае выбирают по каталогу следующий по мощности
двигатель и, проделав для него аналогичный расчет, определяют его
пригодность.
где i 
7.2.9 Конструирование кулачково-роликового механизма
Наиболее ответственной деталью кулачково-роликового механизма
является кулак.
Для обеспечения точности и требований технологичности конструкция кулака должна удовлетворять следующим требованиям:
а) заданные размеры должны отражать принятый закон построения
профиля кривой, а назначенные допуски обеспечивать точную сборку
механизма и сохранение закона перемещения при эксплуатации
оборудования;
б) система размеров и допусков должна быть наиболее технологичной
для обеспечения возможности настройки оборудования, проектирования
копиров, приспособлений и всей необходимой оснастки для изготовления
кулака;
в) размеры и допуски, заданные на чертежах, должны способствовать
возможности осуществления наиболее простых и надежных методов
измерения и производственного контроля параметров кулака;
г) точность работы зависит от величины допусков на:
размеры и форму криволинейного профиля кулака;
ширину паза;
размеры сопряжения деталей механизма;
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
76
размеры базирующих элементов кулака;
д) при сопряжении роликов с пазами кулаков диаметры роликов
выполняются в пределах 2-3 квалитетов точности, радиальное биение
роликов не более 0,01-0,02 мм;
е) биение торцов блокирующей части не более 0,03 мм;
ж) отклонение параллельности криволинейной поверхности кулака к оси
вращения перемещения не должно превышать 0,05 мм;
з) отклонение радиус-вектора кулака допускается 0,05-0,1 мм, угловое
отклонение радиус-вектора при разметке не должно превышать 10'';
и) ошибка координат h на одно деление допускается не более 0,01 мм, а
суммарная ошибка на всем участке – не более 0,02 мм;
к)
шероховатость
криволинейной
поверхности
паза
кулака
Ra0,8 … Ra1,25
Рабочий чертеж кулака приведен на рис. 7.6.
Рис. 7.6
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
77
На рабочем чертеже кулака рекомендуется указывать следующие
технические требования:
Рабочие поверхности цементировать на глубину 0,8-1,0 мм и калить
до HRC 56…62.
Острые кромки притупить.
Неуказанные литейные радиусы 3-5 мм.
Необработанные поверхности красить эмалью красного цвета.
Стрелку направления вращения кулака чеканить.
Конструкция кулачково-роликового механизма приведена на рис.7.6,
а его конструктивная схема на рис. 7.7.
Рис. 7.6
1 – кулак-«улита»; 2 – вал; 3 – ось; 4 – кронштейн; 5 – натяжитель;
6 – электродвигатель; 7 – ременная передача
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
78
Рис. 7.7
1 – электродвигатель; 2 – ременная передача; 3 – червячная передача;
4 – распредвал с кулачками; 5 – смазывающее устройство; 6 - кронштейн
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
79
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1. Орлов П.И. Основы конструирования: справочно-методическое
пособие: в 2 кн. / П.И Орлов; под ред. П.Н. Учаева. – М.: Машиностроение, 1988. Кн. 1– 560 с.
2. Куркин В.И. Основы расчета и конструирования оборудования
электровакуумного производства /В.И. Куркин. – М.: Высш. шк.,
1971. – 544 с.
3. Куркин В.И. Основы расчета и конструирования оборудования
электровакуумного производства /В.И. Куркин. – М.: Высш. шк.,
1980. – 407 с.
4. Кузнецов В.Г. Приводы станков с программным управлением
/В.Г. Кузнецов. – М.: Машиностроение, 1983. – 248 с.
5. Гузенков П.Г. Детали машин: учеб. для вузов /П.Г. Гузенков. – 4е изд., испр. – М.: Высш. шк., 1986. - 359 с.
6. Тамарченко В.С. Основы конструирования сборочных машин
электровакуумного производства / В.С. Тамарченко. – М.: Энергия, 1968. – 136 с.
7. Механика промышленных роботов: учеб. пособие для втузов: в 3
кн. Кн. 2: Расчет и проектирование механизмов /Е.И. Воробьев,
О.Д. Егоров, С.А. Попов. – М.: Высш. шк., 1988. – 367 с.
8. Справочник конструктора точного приборостроения /под ред.
Ф.Л. Литвина. – М. – Л.: Машиностроение, 1964. –944 с.
9. Лариков Е.А., Узлы и детали механизмов приборов. Основы теории и расчета / Е.А. Лариков, П.И. Орлов, Т.Н. Виляевская. – М.:
Машиностроение, 1974. – 328 с.
10. Муха Т.И., Приводы машин: справочник / Т.И. Муха, Б.В. Януш,
А.П. Цупиков; под ред. В.В. Длоугого. – Л.: Машиностроение,
1975. – 344 с.
11. Кудрявцев В.Н. Детали машин: учебник для студентов машиностроительных специальностей вузов / В.Н. Кудрявцев. – Л.: Машиностроение, 1980. – 464 с.
12. Курсовое проектирование деталей машин: учеб. пособие для студентов машиностроительных специальностей вузов /В.Н. Кудрявцев, Ю.И. Державец, И.И. Арефьев и др.; под общ. ред. В.Н. Кудрявцева:– Л.: Машиностроение, 1984. – 400 с.
13. Детали машин. Расчет и конструирование: справочник /под ред.
Н.С. Ачеркана. – М.: Машиностроение, 1969. Т.З. – 472 с.
14. Чертов А.Г. Международная система единиц: справочник / А.Г.
Чертов. – М.: Высш. шк., 1967. – 288 с.
15. Артоболевский И.И. Механизмы в современной технике: в 3 т. /
И.И. Артоболевский. – М.: Наука, 1970. Т. 1-3. – 608 с.
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
80
16. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя /В.И.
Анурьев. – М.: Машиностроение, 1973. Кн. 1, 415 с.; кн. 2, 576 с.
17. Лариков Е.А. Расчет и проектирование кулачковых механизмов
приборов /Е.А. Лариков. – М.: Машиностроение,1968. – 104 с.
18. Светлицкий В.А. Передачи с гибкой связью / В.А. Светлицкий. –
М.: Машиностроение,1967. – 154 с.
19. Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин /П.Ф.
Дунаев. 3-е изд. – М.: Высш. шк., 1978. –352 с.
20. Иванов М.Н. Детали машин. Курсовое проектирование /М.Н.
Иванов, В.Н. Иванов– М.: Высш. шк., 1975. –552 с.
21. Прочность и надежность механического привода /под ред. В.Н.
Кудрявцева и Ю.А. Державца. – Л.: Машиностроение, 1977. –
240с.
22. Конструирование рациональных механизмов /Л.Н. Решетов. – 2-е
изд. – М.: Машиностроение, 1972. – 256 с.
23. Пронин Б.А. Бесступенчатые клиноременные передачи (вариаторы), / Б.А. Пронин, Г.А. Ревков. – М.: Машиностроение, 1967. –
172 с.
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
81
Учебное издание
КОНЮШКОВ Геннадий Владимирович
ВОРОНИН Валерий Иванович
ЛИСОВСКИЙ Сергей Михайлович
ОСНОВЫ КОНСТРУИРОВАНИЯ МЕХАНИЗМОВ
ЭЛЕКТРОННОГО МАШИНОСТРОЕНИЯ
Учебное пособие
Редактор Л.А. Скворцова
Лицензия ИД № 06268 от 14.11.01
Подписано в печать 26.02.06
Формат 60x84 1/16
Бум. офсет.
Усл. печ.л. 4,88 (5,28)
Уч.-изд.л. 5,0
Тираж 200 экз.
Заказ 79
С 24
Саратовский государственный технический университет 410054,
Саратов, Политехническая ул., 77
Отпечатано в РИЦ СГТУ. 410054, Саратов, Политехническая ул., 77
Документ
Категория
Машиностроение
Просмотров
220
Размер файла
11 047 Кб
Теги
3027, электронное, конструирование, механизм, основы, машиностроение
1/--страниц
Пожаловаться на содержимое документа