Выстой в кулачковом

ВЕРХНИЙ ВЫСТОЙ В КУЛАЧКОВОМ М. — длительная остановка выходного звена в наиболее удаленном положении по отношению к центру [c.33]

ВЕРХНИЙ ВЫСТОЙ В КУЛАЧКОВОМ М. — длительная остановка выходного звена в Наиболее удаленном положении по отношению к центру вращения кулачка при непрерывном вращении кулачка (см. Кулачка построение). [c.42]

Выбор размеров кулачка 185 Выстой в кулачковом м. [c.551]

В качестве второго примера на рис. 1.19, б внизу дана циклограмма плоского кулачкового механизма. При повороте кулачка 2 на угол Ф толкатель 3 совершает рабочий ход — подъем в результате увеличения радиуса Аа кулачка до величины АЬ. При повороте кулачка на угол Ф толкатель имеет выстой в верхнем положении, так как радиус АЬ на участке Ьс профиля кулачка по величине постоянный. На участке d при повороте кулачка на угол Фз радиус уменьшается до величины Ad и толкатель опускается под действием пружины 4. При повороте кулачка на угол Ф толкатель имеет выстой в нижнем положении, так как радиус Ad на участке da по величине не меняется. [c.37]

Этапы синтеза кулачковых механизмов. Первый этап синтеза состоит в определении основных размеров механизма (минимальный радиус-вектор кулачка, длина коромысла и т. п.), а второй — в определении элемента высшей пары на кулачке (профиль плоского кулачка или сопряженная поверхность пространственного кулачка) по заданной зависимости между перемещениями входного и выходного звеньев. На рис. 118 показана типичная для машин-автоматов зависимость между перемещением толкателя з и углом поворота кулачка ф. В соответствии с видом графика з( ф) участок на угле ф называется фазой подъема, а на угле фо — фазой опускания. Между ними могут быть фазы выстоя фп.в — верхний ВЫСТОЙ, ф .в — нижний выстой. [c.216]

Выбор той или иной структурной схемы механизма и его конструктивного воплощения, также составляющий один из этапов анализа, не является однозначной задачей и, как известно, во многом зависит от опыта и интуиции конструктора. Однако несомненно, что роль объективных динамических показателей при выборе типа механизма с каждым годом повышается. В некоторых случаях даже удается непосредственно включить эту задачу в алгоритм оптимального синтеза [50]. При выборе схемы механизма следует иметь в виду опасность односторонней оценки эксплуатационных возможностей тех или иных цикловых механизмов. В этом смысле весьма показательным примером является конкуренция между рычажными и кулачковыми механизмами. Как известно, долгое время рычажные механизмы использовались лишь для получения непрерывного движения ведомых звеньев. Однако в течение последних десятилетий имеет место тенденция вытеснения кулачковых механизмов рычажными даже в тех случаях, когда в соответствии с заданной цикловой диаграммой машины необходимы достаточно длительные выстой ведомого звена. Если бы сопоставление динамических показателей этих механизмов производилось лишь с учетом идеальных расчетных зависимостей, то четко выявились бы преимущества кулачкового механизма, обладающего существенно большими возможностями при оптимизации законов движения. Однако во многих случаях более существенную роль играют динамические эффекты, вызванные ошибками изготовления и сборки механизма. Рабочие поверхности элементов низших кинематических пар, используемых в рычажных механизмах, весьма просты и по сравнению со сложными профилями кулаков могут быть изготовлены точнее. [c.47]

Для проектирования механизма по разработанному алгоритму необходимо задать угол качания коромысла ij5, угловую скорость кулачка ш, а также углы поворота кулачка, соответствующие следующим периодам движения коромысла подъему ф1, дальнему выстою фз, опусканию фд и ближнему выстою Ф4. Перечисленные величины определяются конструктором при разработке циклограммы и схемы проектируемого кулачкового механизма. Кроме этих величин, необходимо также задать в качестве исходного параметра длину коромысла ВС или расстояние между центрами вращения кулачка и коромысла АВ (рис. 1). Одна из этих величин [c.235]

Было установлено, что при среднем качестве изготовления механизмов надежный выстой мог быть получен (в широком диапазоне изменения скоростей) лишь при торможении ведомых звеньев. Угол поворота ведущего звена зубчато-рычажных механизмов,, соответствующий выстою фв, изменялся в пределах О—120°, а у кулачково-зубчато-рычажных и кулачково-планетарных механизмов в пределах 90—270° (табл. 25). Большую быстроходность обеспечивали зубчато-рычажные механизмы с t=l. Исследованные механизмы можно рекомендовать для применения в тех случаях когда не предъявляются высокие требования к точности конечных положений и к стабильности выстоя. Например, кулачково-планетарный механизм был применен в бисквитно-заверточном автомате и теперь надежно работает при производительности автомата ЗО циклов в минуту (фв = 240°). Были изучены кинематические и динамические параметры в широком диапазоне изменения основных параметров [68—71]. [c.72]

Частный случай однородных граничных условий в соотношениях (1.4)— (1.9) соответствует типичному режиму работы кулачковых механизмов в цикле выстой—перемещение—выстой или шарнирных механизмов на интервале работы от одного мертвого положения до другого. Подбирая соответствующим образом граничные условия, можно решить задачу оптимизации для общего случая перехода механизма с одного режима в другой и, в частности, для условий пуска или торможения системы. [c.19]

При однородных граничных условиях (Пн==Пк = 0), что соответствует широко распространенному случаю работы кулачкового механизма в цикле выстой—перемещение-выстой или интервалу работы шарнирного механизма, характеризующему перемещение от одного мертвого положения до другого (полному ходу), выражения для П (<р) и X упрощаются [c.26]

Сравнение теоретических результатов расчета, приведенного ранее на основе групп Ассура, с экспериментальными значениями указывает на значительное их расхождение. Ухудшаются динамические параметры кулачкового привода ножей, так как угол поворота главного вала станка, соответствующий движению ножей вперед, сократился на 18 %, а соответствующий движению назад - на 24 %. Соответственно увеличился выстой ножей в переднем и заднем положениях. Основной причиной искажения теоретической цикловой диаграммы механизма привода ножей является наличие зазоров в исследуемой системе. Экспериментальные исследования указывают на наличие выброса ремизок над положением статического равновесия. Он составляет в верхнем положении 13... 15 мм и имеет тенденцию к увеличению при возрастании скорости вращения главного вала станка. После выброса вверх ремизка под действием собственного веса падает вниз, производя соударение в шарнирах. При этом вследствие упругих сил деформированных звеньев механизма возникают колебания ремизки. [c.130]

НИЖНИЙ ВЫСТОЙ в КУЛАЧКОВОМ м. — длительная остановка вы-кодного звена в самом близком поло- [c.198]

Графически последовательность работы механизма можно представить в виде циклограммы (ЦГ) механизма (рис. 5.3). На рис. 5.3, а приведена схема кулачкового механизма насоса, па рис. 5.3, б — диаграмма перемещения рабочего органа-толкателя 2, на рис. 5.3, в — линейная циклограмма, а на рис. 5.3, г — прямоугольная цик юг])амма работы этого механизма (и ." рабочего органа). При повороте кулачка на угол rpj совершается рабочий ход иагиетаиня (подъема), па (р2 — верхний выстой толкателя, на (рз — холостой ход оиускаиия, на гр4 — нижний выстой. Цикл работы рассматриваемого кулачкового механизма состоит из четырех [c.165]

Измерение сил Р ч Т проводилось при трех частотах вращения кулачкового вала 69, 93 и 108 об мин. Типовая осциллограмма этих сил приведена на рис. 3. Рассмотрим наиболее характерные точки на осциллограмме. (Ролик динамометрического пальца обозначим буквой б, рис. 1.) Пик в момент 1 (рис. 3) обусловлен началом контакта ролика б с кулачком (рис. 1), в этот момент осуществляется торможение стола. Далее происходит выстой стола (ролик а катится по правому торцу кулачка, ролик б — по левому). Нагруженность ролика б в период выстоя стола объясняется распором роликов а ж б торцевыми поверхностями кулачка. На участке разгона стола в контакте с кулачком находится ролик а, затем ролик б, вошедший в паз кулачка. На ролик б во время его нахождения в пазу действует знакопеременная нагрузка в момент, 2 достигает максимума сила разгона стола, а в момент 3 — сила торможения. После выхода ролика б из паза кулачка стол останавливается. В период нового выстоя стола ролики б и е катятся по торцам кулачка, перпендику мрным его оси вращения (ролик б катится по правому торцу, ролик й — по левому). Из осциллограммы видно, что в период этого выстоя распор роликов отсутствует, Р = О и У = О (это объясняется тем, что расстояние между роликами а и б меньше, чем расстояние между роликами б и в, т. е. осциллограмма вскрывает дефекты изготовления карусели). При следующем повороте в период разгона ролик б нагружается максимальными силами в моменты 4 ж 5. [c.42]

К настоящему времени в работах К. В. Тира [10, 26], Н. И. Левитского [25], Л. Н. Решетова [27], А. Е. Кобринского [7], Л. В. Корчемного [28], М. Л. Орликова [29], Г. А. Ротбарта [30], Э. Е. Пейсаха [31, 32] и других собрано, классифицировано и затабулировано большое число разнообразных идеальных законов движения главным образом применительно к вопросам проектирования кулачковых механизмов. Применение указанного метода ограничивается машинами и механизмами с более или менее равномерным движением ведущего звена. Кроме того, этот метод не может гарантировать наилучшее решение поставленной конкретной задачи динамической оптимизации, так как всегда имеется вероятность того, что существует неизвестный закон движения, способный доставить решаемой задаче более сильный оптимум. Отметим, что имеющиеся идеальные законы движения получены в основном для случая однородных краевых условий, которые соответствуют работе кулачковых механизмов в цикле выстой—перемещение—выстой или работе шарнирных механизмов от одного мертвого положения до другого. [c.8]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...