Автоматический потенциометр с кулачковым механизмом

геометрическое место точек, расстояние от которых до начала координат равно минимальному радиусу кулачка в масштабе . Наименьшие габариты кулачка получаются, если минимальный радиус его будет соответствовать длине отрезка OС . Тогда rmin = OС ..

РАСЧЕТ. АВ = е/s = 5/ 0,367= 13,7 мм

rmin = 72*0,367= 26 мм

1.3 Построение теоретического профиля кулачка

Построение профиля ведется в следующем порядке

1. Из произвольной точки (центра вращения кулачка) проводим окружность радиусами rmin и е в принятом масштабе чертежей (М 2:1).

2. На окружности радиусом е находим начальную точку в зависимости от знака дезаксиала. От этой точки разбиваем окружность на 24 равные части (по числу интервалов движения) в направлении, противоположном вращению кулачка. Полученные точки нумеруем цифрами 0, 1, 2, …, 24 из них проводим полукасательные к этой окружности. Направление касательных по вращению кулачка, т.к. дезаксиал отрицательный. Эти полукасательные – положение оси толкателя в обращенном движении.

3. От точек пересечения полукасательных с окружностью радиусом rmin по полукасательным во внешнюю сторону от окружности откладываем отрезки, соответствующие перемещению толкателя для данного положения кулачка (по графику s = s()). Полученные точки, соответствующие концам этих отрезков, есть точки искомого теоретического профиля кулачка.

4. Соединив полученные точки плавной кривой, получим теоретический профиль кулачка.

1.4 Выбор радиуса ролика. Построение практического профиля кулачка

1. Нахождение минимального радиуса кривизны теоретического профиля кулачка min . min определяется по чертежу теоретического профиля графическим методом. Для этого определяется наиболее выпуклый участок профиля. От некоторой точки В на этом участке откладываем две равные хорды (40мм). К их середине восстанавливаем перпендикуляры. Точки их пересечения являются центром кривизны ТПК в точке В. Тогда min =  КВ в масштабе построения профиля.

min =  КВ/М, где М – масштаб построения.

РАСЧЕТ. min = 36/2 = 18мм

2. Выбор радиуса ролика rp и построение практического профиля кулачка. Чем больше радиус ролика rp, тем меньше возникающие в высшей паре контактные напряжения и тем долговечнее будет механизм. Однако от величины радиуса ролика зависит радиус кривизны  практического профиля кулачка. С целью уменьшения контактных напряжений, а также обеспечения реальных размеров цапф кулачка при выборе радиуса ролика должны выполняться два условия:

rp  0,7min; rp  0,4 rmin , где min – минимальный радиус кривизны теоретического профиля кулачка.

РАСЧЕТ. rp  0,4*26 ; rp  10,4

Радиус ролика будет равен половине наружного диаметра D. D = rp 2 = 10,4*2 = 20,8мм

В качестве ролика выбираем подшипник качения сверхлегкой серии. (см. таблицу 4.1 [I]). Обозначение подшипника (ГОСТ 8336-75) – 1000099, d = 9мм, D = 20мм, B = 6мм, r = 0,5мм.

3. Построение практического профиля кулачка. Из точек теоретического профиля кулачка, как из центров, проводим окружности радиусом rp в том же масштабе M, в котором строился теоретический профиль кулачка. К полученным окружностям проводят плавную огибающую кривую, которая и будет практическим профилем кулачка.

1.5 Расчет толщины кулачка

Для нормальной работы кулачкового механизма необходимо выполнение условия контактной прочности, т.е.

H = 0,418F*Eпр / b*пр  Hadm,

где F – сила взаимодействия толкателя и кулачка, H;

b – толщина кулачка, мм;

E = 2*Eк*Eр / (Eк*Eр) – приведенный модуль упругости (Eк и Eр - модули упругости кулачка и ролика соответственно);

пр = rp*min / (rp + min) – приведенный радиус кривизны профиля, мм (rp и min – радиус ролика и минимальный радиус кривизны профиля кулачка соответственно);

Hadm – допускаемое контактное напряжение, МПа.

При расчете силу F принимаем равной максимальному усилию пружины Pmax.

Обычно кулачки и ролики изготавливают из сталей марок 45, 20X, для которых модуль упругости Eк = Eр = 2,1*105 МПа, а допускаемое контактное напряжение Hadm = 400…600МПа.

Определенная по формуле толщина кулачка округляется до ближайшего значения по ряду Ra 40, причем минимальная толщина не должна быть меньше 4 мм или ширины выбранного в качестве ролика подшипника качения.

РАСЧЕТ. E = 2*2,1*105*2,1*105 / (2,1*105 + 2,1*105) = 2,1*105

пр = 10,4*18 / (10,4 + 18) = 6,59мм F = 19Н

0,418 19* 2,1*105 / b *6,59  bт = 0,4мм

bпр = 4мм

2.Проектирование механического привода

Механическим приводом называется совокупность электродвигателя (или иного двигателя) и передаточных механизмов, которые могут состоять из различного вида зубчатых передач и ременных передач. В качестве передаточных механизмов могут применяться планетарные и дифференциальные механизмы.

Электродвигатели с передаточными механизмами или сами механизмы могут соединяться между собой муфтами различного вида.

Передаточные механизмы, служащие для понижения угловых скоростей (частот вращения) валов и, одновременно, увеличения крутящих моментов на них, выполненные в виде отдельных агрегатов, называются редукторами. Существуют одно-, двух- и трехступенчатые редукторы, выполняемые по различным схемам.

2.1Определение передаточного отношения привода

Передаточным отношением привода называется отношение частоты вращения (или угловой скорости вх) на входе nвх к частоте вращения (угловой скорости вых) на выходе U = nвх / n вых. Причем nвх = nд и nвых = nк.

РАСЧЕТ. U = 1380/28 = 49,29

Uнеп.осями = U/Uпл = 49,29/10 = 4,93 - передача имеет 2 ступени.

2.2 Расчет планетарной ступени редуктора

Планетарные передачи относятся к группе эпициклических механизмов. Отличительной особенностью является наличие в них сателлитных зубчатых колес, которые вращаются относительно как собственных осей, связанных с водилом, так и относительно осей центральных колес. Планетарные зубчатые передачи позволяют осуществить большие передаточные отношения при малом количестве колес.

Так как передаточное отношение невелико, то расчёт чисел зубьев и количества блоков сателлитов планетарной ступени будем проводить по схеме на рис. 2.1, приведённом в методическом пособии [I]. Используем следующие условия:

1) Кинематическое условие: U(заданное)=1+z3/z1;

2) Условие соосности: z1+2*z2=z3;

3) Условие сборки передачи: z1*U/k=C0, где k-число сателлитов, С0 – любое целое число;

4) Условие соседства сателлитов: (z1+z2)*sinp/k>z2+2;

5) Условие отсутствия заклинивания передачи: z1>17; z2>20; z3>85; z3-z2

Пусть число зубьев первого колеса z1, тогда можно составить уравнение для определения чисел зубьев:

z1:z2:z3:C0 = z1: z1*(U-2)/2:z1*(U-1):z1*U/k.

РАСЧЕТ. z1:z2:z3:C0 = z1: z1*(10-2)/2:z1*(10-1):z1*10/k

z1:z2:z3:C0 = z1(1:4:9:10/k)

Примем z1=20, тогда z2=20*4=80; z3=20*9=180

Условие отсутствия заклинивания выполняется, тогда из условия соседства сателлитов имеем:

K