2.3. Устройство и элементы механизмов ручного управления

2.3. Устройство и элементы механизмов ручного управления

Несмотря на большое разнообразие механизмов ручного управления, в общем случае они содержат: задающий орган, собственно механизм управления, состоящий из передаточного устройства и исполнительного органа, а в необходимых случаях – элементы обратной связи и индикации.

Задающий орган (ЗО - рукоятка, кнопка, педаль, командоаппарат и д.р.) представляет собой начальное звено настройки параметров исполнительных движений. Его команды проходят по цепи передаточного устройства механизма управления (ПУ – валик, ось, передача шестерня-рейка, переводной рычаг, направляющая скалка и д.р) и посредством исполнительного органа, являющегося механическим элементом конечного звена (ИО - рычаг, вилка, поворотный камень и т. п.), осуществляется перемещение объекта управления (ОУ - зубчатое колесо, муфта, шкив) (рис. 2.7).

На рис. 2.7 представлен широко распространенный рычажный механизм индинидуального переключения блока шсстсрсн. Поворот от рукоятки 1, ввернутой в ступицу 2, передается поворотному валику 3, на правом конце которого посредством стопорного винта закреплен переводной рычаг 4. На верхнем конце рычага 4, при помощи оси, закреплен охватывающий сухарь 5, взаимодействующий с хвостовиком переводной (ползунковой) вилки 7. При перемещении верхнего конца рыча по дуге окружности происходит перемещение вилки 7 по направляющей скалке 6; рабочая часть вилки взаимодействует с кольцевым пазом блока шсстсрсн и перемещает его до фиксируемого положения.

Фиксатором положения переключаемых блоков шестерен является подпружиненный шарик, расположенный в ступице 2 рукоятки и взаимодействующий с углублениями на сопрягаемой со ступицей шайбой.

Рис. 2.7 – Рычажный механизм индивидуального переключения блока шестерен

2.3.1. Органы ручного переключения

Форма и размеры органов ручного управления обуславливаются в первую очередь удобством производимых переключений и выполнением эргономических требований.

На рис. 2.8 представлены формы и габаритные размеры наиболее часто применяемых органов управления.

Форма и размеры рукояток с шаровой ручкой (рис. 2.8.а) регламентированы ГОСТ 8924-75. Они крепятся к ступицам, основные типы и размеры которых также стандартизованы.

Рукоятки, состоящие из рычага и ручки переключения с фиксатором (рис.2.8,б) менее удобны в управлении, более сложны по конструкции, но обеспечивают надежную фиксацию перемещаемых элементов в требуемом положении.

Штурвалы (рис.2.8,в) используются при значительных усилиях в механизмах централизованного управления. Они состоят из ступицы и двух- четырех стержней с шариками или фасонными ручками на концах.

В механизмах централизованного управления при небольших усилиях переключения используют и опоротые ручки гранено-выпуклой (рис.2.8,г) или цилиндрической (рис.2.8,д) формы. В последнем случае для облегчения переключения на ручке выполняется накатка. В этих ручках, как правило, монтируются фиксаторы в виде подпружиненного шарика.

Рис. 2.8 – Задающие органы ручного переключения

В селективных механизмах переключения часто применяются ручки, называемые грибками (рис.2.8,е). Они позволяют осуществлять два движения - поворот и смешение вдоль оси. Управляются двумя руками. Изготавливаются из пластмассы.

Маховички (рис.2.8,ж) используются обычно для переключения коробок скоростей, оснащенных механизмами централизованного последова­тельною управления. Они, как правило, выполняются из пластмассы и имеют в торцевой части окошко для визуального контроля устанавливаемой частоты вращения.

Угол поворота рукояток между крайними фиксированными положениями рекомендуется принимать в пределах 60⁰…90⁰. При этом сохраняется постоянство усилия и удобство переключения.

Угол попорота грибков и маховичков за один перехват не должен превышать 90°…180°. Меньшее значение угла принимается для маховичков, большее - для грибков.

Желательно располагать органы управления на небольшом расстоянии вправо или влево от положения оператора, что удобнее для него. Если возможно, необходимо устанавливать ограничители перемещений рукояток управления, чем значительно облегчается труд оператора.

Положения поворотных рукояток управления легко запоминаются, если в среднем положении они располагаются верти кально или горизонтально.

Органы управления, которыми пользуются наиболее часто, необходимо располагать на высоте между локтем и плечом.

Орган управлении, расположенный впереди и немного ниже плеча, наиболее легко отыскивается оператором вслепую.

2.3.2. Поворотные оси и направляющие скалки

Поворотные оси или валики являются промежуточным звеном в механизмах управления и служат дли передачи движения от рукояток управления на переводные рычаги, зубчатые секторы или шестерни (см. рис.2.7). В зависимости от компоновки механизма управления они могут быть длинными двухопорными (рис.2.9,а) и короткими (рис.2.9,6)

Рис. 2.9 – Поворотные оси механизмов управления:

а – длинные оси; б – короткие оси

При небольших усилиях, передаваемых поворотными валиками, и редких переключениях опорные шейки валиков базируются непосредственно в отверстиях корпуса (рис. 2.9). При значительных нагрузках, действующих на оси. И частых переключениях необходимо применять применять переходные втулки, которые при износе поверхностей могут быть заменены. Втулки на длинных валиках обычно устанавливаются под более нагруженную опорную шейку, к которой примыкает рукоятка управления. Фиксация втулки в корпусе чаще всего осуществляется стопорным винтом.

Передача вращающего момента на валик и от него производится при помощи шпоночных соединений или конических штифтов.

Направляющие скалки (рис.4), по которым перемещаются переводные вилки или ползушки, неподвижно устанавливаются в отверстиях корпуса коробки передач.

Рис. 2.10 – Направляющие скалки для переводных вилок

Закрепление скалок осуществляется различными способами:

- при помощи паза в скалке и фиксирующей планки (рис.2.10,а);

- при помощи стопорного винта, или конического штифта (рис.2.10,б,в);

- двумя коническими штифтами или стопорным пиитом расположенным вдоль оси скалки (рис.2.10,г,д);

- при помощи рассечки, выполненной на поверхности скалки (рис.2.10,е).

Выбор способа закрепления определяется возможностью его реализации в конкретной конструкции, размерами скалки и усилиями, действующими на нсс.

Наиболее широко используются скалки со шпоночным пазом для предохранения от проворота вилки или ползушки.

2.3.3. Переводные рычаги, сухари и вилки

Переводные рычаги служат либо дня непосредственного перемещения блоков шестерен в механизмах индивидуального управления, либо для переключения ползунковых вилок (см. рис.2.7) nри помощи сухарей той или иной конструкции. Они могут быть самой разнообразной формы и размеров.

На рис.2.11, а представлен рычаг 1 традиционной формы, соединенный с поворотным валиком 2, и имеющий на конце призматический сухарь 3, при помощи которого и осуществляется перевод блока шестерен из одной позиции в другую.

На рис. 2.11,б переводной рычаг 1 имеет форму вилки, закрепленной на поворотном палике 2. На концах вилок закреплены призматические сухари 3. Преимущество такой конструкции, и отличие от первой, состоит в том, что блок шестерен не перекашивается при переключениях от внецен- тренного приложения силы со стороны сухаря.

Рис. 2.11 – Формы переводных рычагов

Переводные рычаги переключения изготавливают обычно из серого чугуна. При необходимости их можно изготавливать стальными сварными. Концы рычагов, закрепленные на поворотных валиках (рис.2.12), и бобышки под поворотные валики рекомендуется выполнять следующих размеров:

d₁ = (1,5…1,7)d; d₂ = (1,7…2,0)d;

l₁ = (1,2 … 1.5)d; l₂ = (2,0 … 2.5)d

где d, d₁ и d₂: - соответственно диаметр поворотного валика, диаметр бобышки рычага и диаметр бобышки корпуса;

l₁ и l₂ — соответственно длина бобышки рычага и корпуса.

Сухари (камни) - это дстали, которые при переключении непосредственно взаимодействуют с поверхностями зубчатых блоком шестерен или хвостониками переходных вилок. Они бывают охватываемыми - призматической формы_; или охватыкающими в виде вилок (см. рис. 2.11,б).

Схема взаимодействия призматических сухарей с подвижными блоками

Призматические сухари свободно крепятся на осях по посадке с зазором, а оси. в свою очередь, устанавливаются с натягом (см. рис.2.13) или могут фиксироваться при помощи штифта, стопорного винта или пружинного кольца, если сухарь и ось представляют одно целое (рис. 2.13,б).

Рис. 2.12 – Размеры бобышек переводного рычага и корпуса

а) б)

Рис. 2.13 – Схема крепления призматического сухаря, его размеры (а) и варианты фиксации осей сухаря (б):

d = (5…13)мм; l = (18…45)мм; b = (10…25)мм; h = (5…13)мм

а) б)

Рис. 2.14 – Форма охватывающего сухаря (а) и фиксации его оси

стопорным винтом (б)

Сухари, в виде поворотных охватывающих вилок (рис. 2.14), используются тогда, когда использование призматических невозможно по тем или иным причинам. Размеры сухарей - вилок назначают конструктивно, исходя из размеров сопрягаемых деталей.

Сухари изготавливают из антифрикционною чугуна, текстолита или бронзы.

Переводные вилки (рис. 2.15,а) или вилки ползушки (рис. 2.15,б) предназначены для переключения блоков шестерен или муфт в требуемую позицию. Они перемешаются по направляющим скалкам 1 и состоят из рабочей части (2), взаимодействующей с конструктивными элементами подвижного блока шестерен и хвостовика (3), при помощи которого вилке сообщается движение от переводного рычага (4) или другого элемента (5).

Рис. 2.15 – Схемы передачи движения переводным вилкам:

а – непосредственно головкой рычага; б – шестерней и рейкой

Вилка, которая перемещает подвижный блок шсстерен за счет взаимодействия ее рабочей части с кольцевой канавкой на стуиицс блока, называется охватываемой. При отсутствии места под кольцевой паз на. ступице применяется вилка, которая охватывает венец зубчатого колеса. Применение охватываемой пилки предпочтительнее, т.к. она почти не перекашивает блок шестерен при переключениях и меньше изнашивается.

Хвостовики переводных вилок чаще всего содержат пазы, с которыми взаимодействуют головки рычагов, пальцы или сухари.

При необходимости перемещения вилок на значительные расстояния на хвостовике вилки устанавливается или нарезается рейка, с которой сопрягается шестерня или зубчатый ссктор (рис. 2.15,б).

Переводные вилки отличаются из серого или высокопрочного чугуна, могут иметь различные формы и размеры.

2.3.4. Фиксаторы

Фиксаторы в механизмах переключения служат для обеспечения точной установки подвижных блоком шестерен в требуемую позицию и удержания их в этой позиции при работе.

Основными элементами большинства фиксаторов являются подпружиненные шарики, стержни, штыри или кулачки, взаимодействующие с углублениями в теле сопрягаемой детали.

Фиксаторы могут встраиваться в различные элементы механизмов переключения: рукоятки, ступицы рукояток, переводные вилки, скалки, блоки шестерен и т.п.

Рукоятка переключения 3 со стержневым вытяжным фиксатором 1 (рис.2.16,а) в ручке 2 обеспечивает надежную фиксацию подвижных элементов, Применяется для фиксации кулачков управления в централизованных системах, в механизмах с мальтийским крестом и некоторых других. Широкое использование этого способа фиксации ограничивает относительная сложность конструкции и неудобство переключения, обусловленное необходимостью вытягивания подпружиненного стержня 1 из гнезда при переводе рукоятки 3 и другую позицию. Рукоятка 3 и ручка 2 нормализованы.

а) б) в)

Рис. 2.16 – Примеры рукояток переключения с фиксатором

Рукоятка переключения 2 с шариковым фиксатором 1 (рис.2.16,6) конструктивно проще, чем предыдущая, и удобнее в обращении, однако надежность фиксации здесь несколько ниже,

В виду простоты и удобства в управлении наиболее широкое распространение получила рукоятка 1 с шариковым фиксатором 4 в ступице 2 (рис.2.16.в). Углубление под шарик целесообразно выполнять в стальной закаленной шайбе 5, которая крепится к корпусу винтами. Одпопременно шайба 5 предотвращает смещение поворотного валика 3 вправо. Конст- рукция ступицы 2 с фиксатором нормализована.

Точность осевой ориентации венцов шестерен подвижных блоков относительно сцепляемых с ними неподвижных колес будет тем выше, чем ближе фиксатор установлен к переключаемому блоку. В этом случае на точности управления не будут сказываться зазоры в поднижных соединениях и упругие деформации отдельных элементов.

На рис. 2.17 представлены примеры схем установки фиксаторов в различных элементах механизмов управления.

а) б)

Рис. 2.17 – Установка фиксаторов в переводной вилке (а), непосредственно в блоке шестерен (б)

Фиксация переводной вилки 1 (рис. 2.17,а) на скалке 2 выполняется подпружиненным шариком 3. На скалке протачиваются канавки или засверливаются углубления, с которыми взаимодействует шарик. Для облегчении фиксации переводной вилки на скалке могут быть устанонлены ограничительные кольца упоры 4,

Наибольшая точность фиксации может быть достигнута при установке фиксатора непосредственно в блоке шсстерсн 1 (рис. 2.17,б). Шарик 2 взаимодействует с углублениями в стальной закаченной шпонке 3. Для облегчения установки блока в крайние положения на валу при помощи стопорных винтов могут быть закреплены ограничительные кольца 4.

Не рекомендуется установка на валах стопорных разрезных колец в качестве ограничителей хода, т.к. в этом случае канавки, выполненные на валу, существенно снижают усталостную прочность последнего.

2.4. Механизмы централизованного последовательного управления (однорукояточные механизмы)

2.4.1. Особенности конструкции однорукояточных механизмов управления

Как уже отмечалось, механизмы централизованного последовательного управлении коробками скоростей и подач обесечивают переключение всех элементов и групп передач от одного ручного органа управления (рукоятки, штурвала, маховичка и т.п.).

Механизм однорукояточного управления коробкой подач горизонтально-фрезерного станка представлен на рис. 2.18.

Вращением маховика 14, закрепленного на валу 11, движение колесами 10, 9 и 8 передается валику 17, на конце которого на шпонке установлена коническая шестерня 7. Находясь в постоянном зацеплении с зубьями диска 6, шестерня 7 сообщает ему вращательное движение.

Рис. 2.18 – Механизм управления коробкой подач горизонтально-фрезерного станка при помощи плоского кулачка

Диск 6 имеет три торцовых криволинейных паза: два из них а и б расположены с передней стороны, а третий - со стороны зубчатого венца. В криволинейные игам диска входят ролики 18, установленные на качающихся переводных рычагах 3, 5 и 19.

Эти рычаги при вращении диска 6 поворачиваются на определенный угол относительно своих осей в зависимости от кривизны пазов. Сухари 4, смонтированные на концах рычагов 3, 5 и 19, входят в кольцевые проточки блоков шестерен и перемещают их в требуемое положение для данной величины подачи.

Диск 6 имеет по периферии 12 "V"-образных канавок в, в которые входит фиксатор 20, подпираемый пружиной 2. Натяжение пружины регулируется резьбовой пробкой 1. Таким образом, диск 6 в соответствии с количеством ступеней подач имеет 12 фиксированных положении.

Из соотношения чисел зубьев цилиндрических и конической передач видно, что диск 6 сделает полный оборот за три оборота маховика 14. Указатель 12 имеет внутренние зубья, с которыми зацепляется шестерня 15, закрепленная на валу 16. Передаточное отношение передачи с внутренним зацеплением также 1:3, следовательно, одному обороту диска 6 соответствует один оборот указателя 12, на передней стенке которого нанесен ы цифры величин продольных подач. Стрелка 13 указывает величину продольной подачи для данного положения механизма.

Механизм переключения скоростей шпинделя расточного станка, представленный на рис. 2.19, состоит из маховичка 11, конической передачи 9 - 10, зубчатых колее 1 - 2, барабана 4 с двумя криволинейными пазами а и б и рычагов 5 и 8, переключающих блок шестерен и муфту (не показаны).

На левых концах каждого из рычагов 5 и 8 имеются пальцы с роликами 3, входящими в соответствующий криволинейный паз а или б барабана 4. На правых концах рычагов, на эксцентриковых пальцах 7 насажены сухари переключения 6, входящие соответственно в кольцевые проточки блока шестерен и муфты. Наличие эксцентриковых пальцем дает возможность отрегулировать положение блока шестерен так, чтобы при его перемещении зацепление зубчатых венцов с зубьями шестерен происходило по всей длине, а ход муфты - до полного сцепления.

Форма пазов а и б на барабане 4 и их взаимное расположение обеспечивают точно определенное положение блока 4. Поворот барабана осуществляется маховичком 11, расположенным на левой стенке корпуса коробки скоростей, через коническую зубчатую передачу 10 - 9 и шестерни 1 - 2.

Рис. 2.19 – Механизм управления коробкой скоростей расточного станка при помощи барабанного кулачка

2.4.2. Проектирование однорукояточных механизмов управления

Среди механизмом централизованного последовательного управления наибольшее распространение получили механизмы с барабанными и дисковыми (плоскими) кулачками, в которых переключение шестерён может осуществляться при помощи переводной вилки, непосредственно перемещаемой кулачком или посредством двуплечего рычага, один конец которого взаимодействует с кулачком, а другой - с перекидной вилкой.

Непосредственно с кулачком 1, а точнее, криволинейным пазом на его поверхности (рис.2.20), взаимодействует ролик 2, вращающийся на оси 3, которая крепится к хвостовику переводной вилки или концу переводного рычага 4. Размеры роликов нормализованы. Их выбор зависит от размеров управляющего кулачка, и в процессе проектирования иногда требуется неоднократная корректировка размеров ролика

а) б)

Рис. 2.20 – Основные конструктивные параметры кулачков:

а - барабанного; б - плоского

Кулачки обычно изготавливают из высокопрочного чугуна или стали марок 45 и 40Х с последующей закалкой рабочих поверхностей ТВЧ до твердости HRC₃ 48 - 51. Ролики чаще всего выполняют из стали 20Х, 18ХГТ с цементацией и закалкой до твердости НRС_Э 56 - 62.

К основным расчетно-конструктивным параметрам барабанных и плоских кулачков относятся (см. рис.2.20):

- диаметр кулачка D;

- величина подъема профиля Н;

- размеры паза, определяемые размерами ролика d_Р и b:

- угол подъема профиля θ.

Величина подъема профиля кривой на кулачке Н определяется длиной хода перемещаемого элемента и равна этой длине, если переключение производится при помоши переводной вилки, связывающей кулачок с управляемым элементом. Если передаточным звеном является рычаг, то величина Н будет зависеть и от соотношении плеч рычага.

Важным конструктивным параметром при проектировании является угол подъема профиля θ криволинейного паза на кулачке. Это угол заключенный между двумя лучами, исходящими из произвольно выбранной точки на торце паза. Один из лучей совпадает с направлением перемещения выбранной точки при повороте кулачка, другой - с касательной к поверхнoсти паза в этой точке.

Угол θ является переменной величиной и зависит от выбора месторасположения точки на торце паза. Его величина ограничивается θ_пред< 50⁰. При больших углах возможно заклинивание механизма, а при слишком малых θ < 30° - неоправданно увеличивается диаметр кулачка.

Основной задачей при проектировании кулачковых механизмов управления является определение размеров кулачка и профилирование криволинейного паза с тем, чтобы обеспечить требуемые величины ходов переключаемых шестерен, последовательность их включения, а также допустимые габариты коробки скоростей (подач).

На рис.2.21 приведена конструктивная схема переключения тройного А и двойного Б блоков шестерен при помощи барабанных кулачков 4 и 5 в трех валовой коробке скоростей,позволяющей реализовать 6 частот вращения на выходном валу III.

Рис. 2.21 – Конструктивная схема механизма централизованного последовательного управления с барабанными кулачками

Установка требуемой частоты вращения осуществляется с помощью поворота рукояток 1, имеющих 6 фиксированных положений. Посредством конических шестерен 2 и валика 3 вращение передается нa барабанные кулачки 4 и 5.

Профрезерованные на поверхности барабанов криволинейные пазы взаимодействуют посредством роликов 6 с переводными вилками 7 и 8. Вилки, смещаясь по скалке 9, перемещают блоки А и Б в нужную сторону на требуемую величину хода H_i.

Профилирование криволинейных пазов на развертках барабанов выполняют при помоши графика частот вращения (рис. 2.22. б).

Напротив графика частот вращения в произвольном масштабе наносится контур развертки в виде прямоугольника со сторонами πD и L, величины которых на начальном этапе работы еще неизвестны. Далее в этом прямоугольнике наносится сетка, состоящая из вертикальных и горизонтальных линий. Количество вертикальных линии определяется числом положений, которое может занимать подвижный блок при переключении, а горизонтальных - числом частот вращения коробки передач. Расстояния между вертикальными линиями сетки известны и равны величинам ходов переключаемого блока.

а)

б) в)

Рис. 2.22 – Построение разверток барабанных кулачков:

а – барабанные кулачки; б – график частот вращения; в – развертки кулачков

Анализируя график частот вращения, определяют, сколько раз должен быть переключен тот или иной блок за один оборот управляющего барабана. Например, (см. рис.2.22,6) блок А должен переключаться каждый раз при переходе с предыдущей на последующую частоту вращения, а блок Б – всего 2 раза – при переходе с n₃ на n₄ и с n₆ на n₁.

В соответствии с необходимыми переключениями на развертку наносят траекторию паза.

Очевидно, что диаметр D барабанов зависит от количества частот вращения Z, максимальной величины подъема профиля Н и допустимого угла подъема профиля θ.

В рассматриваемом примере максимальная величина Н = Н₁ + Н₂ будет на участке включения n₃ – n₄.

Из схемы на рис.2.22,в следуют соотношения:

, (1)

где Т - длина участка развертки между двумя соседними положениями kулачка.

Угол наклона профиля на участке с его максимальным подъемом:

tg θ = Н /t, (2)

где t – вспомогательная величина, равная: t = T - dp.

Тогда диаметр барабанного кулачка определится выражением:

D = Z(H/tgθ + dp) / π (3)

При проектных расчетах принимают θ = 50⁰, а диаметр ролика dp = 10 - 15 мм.

Длину барабана принимают равной L = Н + dp + (10 - 15), мм.

При дальнейшем проектировании расчетный диаметр D обычно корректируется в большую сторону, исходя из размеров свободного пространства в коробке передач, При этом уменьшается угол подъема профиля, появляется возможность изготовлении более широкого паза под ролик большего диаметра и т.п.

После корректировки размеров барабана вычерчивают окончательную схему развертки с изображением паза и всеми необходимыми линейными и угловыми параметрами.

В зависимости от компоновки механизма переключения на одном барабанном кулачке могут быть выполнены несколько пазов.

Профилирование управляющих пазов на торцах плоского кулачка и определение его размеров производится по той же методике, что и для барабанных кулачков.

Рассмотрим порядок профилирования плоского кулачка на примере переключения двойного блока в 6 - скоростной коробке передач (см. рис.2.21 и 2.22,6). Из графика частот вращения следует, что двойной блок должен находиться в одном положении при установке частот n₁, n₂ и n₃ и переключаться в другое - при включении n₄, n₅ и n₆.

На начальном этапе работы вычерчивается наружная окружность плоского кулачка произвольного диаметра (рис.2.23), но обычно не менее 120... 150 мм, иначе выполнить необходимые построения будет затруднительно.

Окружность делится иа Z равных частей и проставляются частоты вращения n₁, n₂ …n_i. В рассматриваемом примере Z = 6.

Далее определяют минимальный радиус:

(4)

где Н - высота подъема профиля, равная величине хода переключаемого блока шестерен при непосредственном взаимодействии кулачка с перевод пой вилкой;

0 - угол подъема профиля, принимаемый в проектных расчетах равным 50°;

φ - угол сектора на кулачке, φ = 360° / Z.

Макси мал ьный радиус R₂ = R₁ + Н.

После этого проводят окружности радиусами R₁ и R₂ и соединяют их отрезками прямых на участках переключения скоростей n₃ – n₄ и n₆ – n₁.

IIIтpихпунктирная линия,проходящая через точки 1-2-3-4-5-6-1, будет являтъся осевой линией паза. Ширина паза определяется диаметром ролика dp,и его контур наносится на схему после изображения осевой линии.

Максимальный диаметр кулачка:

D ⁼ 2 R₂ + dp + 2Δ, (5)

где Δ - расстояние между торцем паза и наружным диаметром кулачка, Δ = =6…10 мм.

От одного плоского кулачка может осуществляться управление несколькими подвижными блоками (до 4-х).

Рис. 2.23 – Схема к определению траектории паза и размеров плоского кулачка

В тех случаях, когда невозможно осуществлять нспосредственную передачу движения от кулачка переводным вилкам или необходимо существенно увеличить величину хода перемещаемых блоков шестерен при ограниченных размерах кулачка, используют промежуточные звенья - двуплечие рычаги.

2.5. Механизмы селективного и преселективного управления

2.5.1 Конструктивные особенности механизмов селективного управления

Централизованное селективное управление чаще всего осуществляется от двух органов управления (двухрукояточнос управление), реже - от одного, имеющего несколько степеней свободы.

Селективное управление коробкой скоростей вертикально- фрезерного станка в рассматриваемом примере (рис. 2.24) осуществляется поворотным лимбом 1 и рукояткой 28. Для переключении скоростей необходимо рукоятку 28 повернуть на себя по стрелке а. При этом зубчатый сектор 25 передвинет рейку 7, а вмеесте с ней вилку 24, полый вал 23 и селективные диски 21 и 22 вправо. При этом селективные диски выйдут из контакта с пальцами 20, помещенными в отверстиях реек 11 и 18.

Рис. 2.24 – Механизм селективного управления коробкой скоростей вертикально-фрезерного станка

После этого необходимо повернуть лимб 1 до совпадения требуемой цифры частоты вращения шпинделя, из числа нанесенных на конической части лимба, со стрелкой в, неподвижно закрепленной на корпусе 4 механизма. Лимб 1 соединен с кольцом 2, которое закреплено на конце валика. Последний жестко соединен с конической шестерней 8, которая находится н зацеплении с коническим колесом 10, связанным посредством направляющей шпонки с валом 23. Следовательно, при вращении лимба 1 происходит также вращение селективных дисков, которые займут определенное положение относительно пальцев 20 реечных толкателей 11 и 18 в соответствии с выбранной скоростью. Шарик 5 под действием пружины 3 зафиксирует установленное положение селективных дисков.

Селективные диски 21 и 22 имеют отверстия г, расположенные по окружности в определенном порядке. Каждой частоте вращения шпинделя соответствует свое расположение отверстий на дисках. При повороте дисков 21 и 22 происходит выбор необходимой частоты вращения, при этом против пальцев 20 реечных толкателей 18 и 11 на диске располагается необходимая для данной скорости комбинация отверстий.

Поворот рукоятки 28 по стрелке б вызовет перемещения селективных дисков 11 в направлении стрелки д, диск 21 упрется в палец. 20 одного из толкателей 18 или 11, переместит толкатели, повернув при этом зацепляющуюся с ним шестерню 17. Одновременно с шестерней 17 повернется сидящая с ней на одной оси шестерня 16, в связи с чем переместится реечная скалка с переводной вилкой 15. Вилка 15 входит в кольцевой паз блока шестерен 14 и при своем движении перемещает блок вдоль вала 13, производя переключение скорости.

Если блок 14, как показано на схеме, находится в крайнем левом положении, толкатель 11 выдвинется вперед, а толкатель 18 будет находиться в заднем крайнем положении.

Для переключения блока в крайнее правое положение на селективных дисках против толкателя 18 должно быть расположено сквозное отверстие, а против толкателя 11 отверстия не будет. Тогда при перемещении дисков в направлении стрелки д торец диска 21 упрется в цилиндрический палец толкателя 11 и переместит блок 14 в крайнее заднее положение. При этом палец 20 толкателя 18 войдет в находящиеся против него отверстия в дисках 21 и 22.

Для переключения блока шестерен в среднее положение против обоих толкателей должны находится отверстия диска 21, а диск 22 против пальцев толкателей отверстий иметь не будет. Тогда при перемещении дисков палец толкателя 11 сначала войдет в отверстие в диске 21 и только при упоре в стенку диска 22 последний начнет переключение блока. Путь перемещения блока будет меньше, чем в первом случае, и закончится тогда, когда блок займет среднее положение.

|Если необходимо сохрани гь положение блока шестерен неизменным, против толкателя 11 в дисках 21 и 22 должны расположится сквозные отверстия, а против толкателя 18 отверстий не будет. Тогда при перемещении дисков палец толкателя 11 войдет в отверстия и переключение не произойдет.

Механизм имеет три пары реек, т.е, столько, сколько в коробке скоростей имеется подвижных блоков.

Для облегчения переключения скоростей и смягчения ударов, особенно в случае попадания торца зуба одной шестерни на торец зуба другой, пальцы 20 толкателей передают усилие на рейки через пружины 19. С этой же целью совместно с сектором 25 изготовлен кулачок К, который при переключении блоков шестерен, воздействуя через грибок 26, палец 27 и толкатель 29 на конечный выключатель 30, сообщает кратковременное вращение электродвигателю и соответственно элементам привода главного движения.

2.5.2. Конструктивные особенности механизмов преселективного управления

На рис. 2.25 представлена схема преселективного управления, примененного в двенадцатискоростной коробке скоростей токарно-винторезного станка. Управление перемещением двойных блоков зубчатых колес осуществляется с помощью четырех переключающих рычагов-балансиров 2, приводимых в движение селективными дисками I и 3. Комбинация отверстий на дисках обеспечивает включение необходимой скорости. Для сокращения количества отверстий зубчатые колеса в коробке скоростей расположены так, что от одного набора отверстий работают по два переключающих рычага. Возврат дисков вниз осуществляется под действием пружины 4 и сил веса перемещаемых деталей.

Рис. 2.25 – Механизм преселективного управления коробкой скоростей токарно-винторезного станка

Для автоматического притормаживания вращения коробки скоростей при переключении рычаг 8 имеет свободный ход на величину, позволяющую до начала перемещения дисков нажать на конечный выключателе (на схеме не показан) для выключения электродвигателя. Ролики на верхних концах двуплечих рычагов 11 под действием пружины входят в фиксаторные гнезда переключающих рычагов 2, осуществляя их предварительную фиксацию. Окончательная фиксация и удержание переключающих рычагов с зубчатыми колесами во включенном и нейтральном положениях осуществляется захватом селективных дисков нижними концами запирающих рычагов 11. Поворот дисков производят с помощью вала 10 и конических зубчатых колес 5 и 6, причем его можно осуществлять на ходу, во время работы станка. Перемещение дисков вверх при переключении можно осуществить дополнительной рукояткой (на схеме не показана) с помощью рычага 8 и втулки 9. Для обеспечения точного углового положения дисков при перемещении их вверх служит ловитель 7 с заходным конусом.

2.5.3. Проектирование дискового селективного механизма с двумя сходящимися дисками

Селективный механизм с двумя сходящимися дисками, в отличие от однодискового с реечными толкателями, имеет некоторые преимущества. Так, при одинаковом количестве переключаемых блоком наружный диаметр сходящихся селективных дисков уменьшается в сравнении с однодисковым механизмом в 1,5 - 1,8 раза, что особенно важно для малых станков. Появляется возможность располагать комбинации отверстий для управления двумя блоками шестерен на одной окружности. К недостаткам рассматриваемой конструкции следует отнести то, что при переключениях требуется значительное оссвос смещение дисков и, как следствие, увеличивается в размерах механизм, осуществляющий их перемещение.

Дисковый селективный механизм управления с двумя сходящимися дисками и пальцевыми толкателями используется в вертикально-сверлильном станке мод.2А135.

Принцип действия селективного механизма управления с двумя сходящимися дисками и пальцевыми толкателями показан на рис.2.26.

Переключение частоты вращения осуществляется смещением селективных дисков 1 по валу в противоположные стороны до выхода пальцев толкателей 2 и 5 из отверстий дисков. Затем диски 1 вместе с валом поворачиваются до фиксированного положения (устанавливаемой частоты вращения) и смещаются навстречу друг другу, осуществляя переключение толкагелей 2 и 5 и жестко связанных с ними ползушек 4 и 7 в ту или иную сторону. Ползушка 4, с вилкой на конце, перемещаясь по неподвижной скалке 3, производит переключение двойного блока на величину хода Н. Ползушка 7, перемещаясь по скалке 6, взаимодействует при помощи паза на се корпусе с роликом рычага 9 и поворачивает его левый конец по дуге окружности относительно неподвижной оси. В свою очередь, левый конец рычага перемещает ползушку 10 по скалке 8 и вилка ползушки переключает тройной блок шестерен на величину хода H₁, Н₂ или Н₁+Н₂.

Рис. 2.26 – Схема селективного механизма управления с двумя

сходящимися дисками

Пальцы толкателя тройного блока. шестерен выполнены двухступенчатыми, что позволяет перемещать корпус толкателя, а соответственно и блок, в три положения (рис.31). Поэтому отверстия под пальцы этого толкателя на селективных дисках будут иметь различные диаметры d_П1,, d_П2.

Расположенные на дисках отверстия позволяют осуществить включение 6-ти частот вращения (см. рис.30), причем отверстия двойного и тройной блоков могут располагаться на одной окружности.

Порядок чередования отверстий на селективных дисках определяется при помощи графика частот вращения (см. рис.2.22,б). Из графика видно, что тройной блок должен переключаться каждый раз при установке новой частоты вращения. Двойной блок должен находиться в неизменном положении при установке частот вращения n₁, n₂ и n₃ и переключится в другое - при наборе n₄, n₅ и n₆. В соответствии с этим, прежде чем приступить к изображению отверстий на дисках, необходимо составить порядок их расположения в форме таблицы.. Отсутствующие окружности отверстий на верхнем диске показывают штриховой линией.

При проектировании механизма, в первую очередь, необходимо определить размеры селективных дисков, разработать схему расположения отверстий на них и определить предельные расстояния между дисками.

Обычно на первой окружности диаметром D₁ (см. рис.2.27) располагают отверстия только одного толкателя (блока шестерен), на второй – D₂- можно расположить отверстия сразу для двух толкателей и т.д.

Рис. 2.27 – Основные конструктивные размеры сходящихся селективных дисков и пальцевых толкателей

Диаметр первой окружности под отверстия пальцев толкателя:

D₁ ⁼ d_В + d_K + 2Δ₁, (6)

где d_B - диаметр вала; мм;

d_K - диаметр корпуса толкателя, мм;\

Δ₁ – гарантированный зазор, мм.

В проектных расчет принимают обычно: d_В = 20 - 30 мм, d_K = 10 - 15мм Δ₁ = 2 - 5 мм.

Диаметры пальцев: d_П1 = 5 - 7 мм, d_П2 = 8-10 мм.

Диаметр второй окружности:

D₂ = D₁ + 2 (dп₂ + Δ ₂), (7)

где D₂ - расстояние между отверстиями на соседних окружностях,

Δ ₂ = 2 - 3 мм.- гарантированный зазор.

Наружный диаметр селективного диска:

D_c = D₂ + 2 Δ₃, (8)

где Δ₃ - расстояние между отверстием и наружным диаметром селективного диска, А₃ = 3 - 5 мм.

Длины корпусов толкателей принимают из конструктивных соображений: L₁ >20 мм; L₂>(2 - 2,5) L₁.

Длина пальцев толкателя для двойного блока Н^’ = Н. Длины ступенек пальцев толкателя тройного блока Н₁^| и Н₂^| зависят от длин ходов тройною блока и соотношения: плеч рычага R₁ и R₂ (см. рис.2.26):

(9)

При проектных расчетах можно принимать R₂ / R₁ = 1,5 - 2,5.

Минимальное расстояние между сходящимися дисками:

Нд.min = L₁ + Н₁^| + Н₂^|. (10)

Максимальная величина развода дисков:

Нд.max = Нд.min + Н₁^| + Н₂^| + Δ ₄, (11)

где Δ ₄ - гарантированный зазор, Δ ₄ =3 - 5 мм.

2.6. Последовательность проектирования и кинематический расчет

механизмов ручного управления

При разработке механизмов ручного управления подробной конструктивной проработке подлежат все звенья цепи управления: от задающего до исполнительного органа с максимальным использованием типовых устройств. Ручное управление характерно тем, что рукоятки и кнопки располагаются непосредственно на корпусе коробки привода в удобной для обслуживания зоне. Причем их количество должно быть минимальным.

Проектирование СУ выполняют поэтапно в такой последовательности. Количество объектов управления и перечень необходимых команд управления определяют на стадии формирования технического предложения. При эскизной компоновке узла в первую очередь решают вопрос о месте панели управления на корпусе коробки в соответствии с эргономическими требованиями и выделяют зоны под размещение передаточных механизмов и исполнительных органов системы управления с учетом положения объекта управления, обеспечивая кратчайшую длину цепей управления. Затем ищут конструктивные решения этих цепей и разрабатывают схему управления приводом.

Предварительную конструктивную проработку элементов системы управления осуществляют в упрощенном виде, решая одновременно вопросы их взаимной стыковки.

В кинематических группах, состоящих из двух подвижных блоков, обязательно предусматривают блокировочные устройства.

Кинематический расчет механизмов управления производят при наличии в схеме механических связей. Его цель – увязка перемещений задающего и исполнительного органов, т. е. определение геометрических параметров элементов СУ: длин рычагов и углов поворота, передаточных отношений передач, диаметров кулачков, ходов подвижных блоков и другое.

Расчет углов поворота, длин рычагов и передаточных отношений рассмотрим на примере механизма управления, представленного на рис. 2.28. Перемещение тройного блока по валу III осуществляется от рукоятки 1, секторно-зубчатым и реечным механизмами. Рукоятка 2 осуществляет непосредственное управление двойным блоком, находящимся на валу I.

Рис. 2.28 – Расчетная схема механизма управления

При расчете угла поворота рукоятки 1 необходимо знать полный ход S перемещаемого блока, а также ход рейки вправо S₁ и влево S₂ (S = S₁ + S₂).Длина рейки, обеспечивающая осевое перемещение блока l = (S + 10) мм. Числа зубьев реечной шестерни Z₁ и Z₂ желательно принимать наименьшим при одинаковом модуле, т.е. Z₁ = Z₂ = 18, m = 2 мм.

Для перемещения блока влево от среднего положения необходимо

а) число оборотов промежуточного валика I^|

(12)

б) число оборотов рукоятки управления 1 определяется из уравнения кинематического баланса

, (13)

где i = z₃/z₂ - передаточное отношение зубчатой передачи.

Тогда число оборотов рукоятки 1 составит

(14)

Количество зубьев z₃ принимается из конструктивных соображений, т.е.из межосевого расстояния А. мм, между осью рукоятки 1 валом I^|, определяемого по формуле

(15)

Рассчитанное число оборотов переводится в угол поворота рукоятки φ₁, град

(16)

Аналогично рассчитывается угол поворота φ₂ рукоятки 1 для перемещения блока вправо от среднего положения на величину S₂.

Полный угол поворота рукоятки составит φ = φ₁+φ₂. Данное значение не должно превышать φ _max = 90⁰…120⁰. В противном случае необходимо пересмотреть передаточное отношение i зубчато-секторной передачи или межосевое расстояние А.

Учитывая, что шестерня Z₃ изготовлена в виде сектора с углом φ_с = =φ+φ_о. где φ_о = (40⁰ …45⁰) – угол, необходимый для обеспечения постоянного зацепления шестерни Z₂ с сектором Z₃, получаем

φ_с = φ + (40⁰ …45⁰)

Когда при конструкторской проработке механизма управления необходимо определить минимально допустимое межосевое расстояние А, рассчитываю i_min зубчато-секторной передачи из уравнения кинематического баланса

n₁iπmz₁ = S, (17)

где n₁ = φ_max/360⁰ – максимально допустимое число оборотов рукоятки 1;

i = z₃/z₂ – передаточное отношение зубчато-секторной передачи.

Тогда

, (18)

а, задавшись z₂ = z_min, вычисляется z₃.

Расстояние А рассчитывается по формуле (15).

Дальнейшее определение углов поворота φ₁ и φ₂ рукоятки 1 при перемещении блока влево и вправо производится на основании вышеописанных расчетов

Переключение блока зубчатых колес, расположенного на валу I производится непосредственно рычагом, сидящим на одной оси с рукояткой управления 2. Длина рычага R и угол поворота α рукоятки 2 зависят от величины перемещения (хода S) блока и высоты h приводного сухаря (камня), установленного в кольцевом пазу блока (рис 2.29).

Для нормальной работы механизма необходимо, чтобы при повороте рычага величина а отклонения сухаря от оси зубчатого блока не превышала значения а ≤ 0,3 l, где l – длина камня.

Чтобы выдержать это условие, радиус R, мм, рычага принимают равным

R = А₁ +а, (19)

где А₁ – расстояние от оси вала зубчатого блока до оси поворота рычага, мм;

а – половина высоты дуги, описанной осью камня, при перемещении блока из одного крайнего положения в другое.

Необходимым условием правильного выбора длины переводного рычага для нормальной работы сухаря является

(20)

Полный угол поворота рукоятки 2 определяется из выражения

α = arcSin S/R (21)

Рис. 2.29 – Схема поворота рычага механизма управления

В проектных расчетах при проектировании механизма управления с переводной вилкой (рис. 2.30), в первую очередь следует определить параметры зубчатого сектора и рейки по известной длине хода блока шестерен S.

Рис. 2.30 – Схема зубчато-реечного механизма перемещения переводной вилки

Модуль m зубчато-реечной передачи в механизмах управления принимают равным 1,5 или 2 мм, тогда минимально необходимое число зубьев сектора

, (22)

где φ = (60⁰ … 90⁰) – угол поворота зубчатого сектора.

Длина зубчатого сектора C, мм, равна

C = mZ + Δ, (23)

где Δ = 0,3 mZ – величина запаса хода зубчатого сектора.

Радиус сектора определяется по формуле

(24)

2.7. Силовой расчет механизмов ручного управления

Для разработки конструкции привода механизма переключения необходимо определить усилие, требующееся для перемещения подвижного элемента (блока зубчатых колес, муфт и д.р.).

Составление расчетной схемы сил, действующих в механизме управления при перемещении блока зубчатых колес выполняется после разработки компоновки системы управления.

Если перемещение зубчатых колес производится при отключенных кинематических цепях, т.е. привод не вращается, то сила передвижения зависит от аеса подвижных элементов и условий контактирования последних с валом (формы вала, наличия смазки и т.п.)

На рис. 2.31 представлена обобщенная схема сил, действующих в механизме управления при перемещении блока зубчатых колес.

Рис. 2.31 –Схема к силовому расчету механизма управления

Для перемещения блока зубчатых колес непосредственно по валку необходимо приложить усилие, равное

F₁ = Q + F₂, (25)

где Q – сила, затрачиваемая на соединение зубчатых колес. В предварительных силовых расчетах она принимается Q = аF₁ = (0,3…0.6)F₁;

F₂ = кfG – сила трения, определяемая с учетом конструктивного коэффициента к=1,5…2,0, учитывающего шпоночное или шлицевое соединение блока с валом; f – коэффициент трения; G – вес перемещаемого блока.

Тогда усилие перемещения блока составит

(26)

Для преодоления этой силы, а также иных сил сопротивления в промежуточных элементах механизма управления, необходимо на рукоятку воздействовать силой, равной

Р = Р₁ + Р₂ + F₁, (27)

где Р₁ – сила трения между камнем кольцевым пазом, действующая в плоскости перемещения блока;

Р₂ – сила сопротивления фиксатора. Зависит от конструкции принятого механизма фиксации и силы N_п, создаваемой пружиной.

Наибольшая сила трения Р₁ возникает при подходе блока к крайнему положению, т.е. когда рычаг отклонен на угол φ₁ от среднего положения, и определяется по формуле

Р₁ = F₁tgφ₁ (28)

Длину рукоятки механизма управления r_о можно определить из уравнения моментов сил

Pr₀ + P₂r₂ – P₁r₁ – F₂d/2 – QL_y = 0 (29)

При расчете механизма управления при перемещении зубчатого колеса от вилки, необходимо учитывать момент М = РС (рис. 2.32), поворачивающий подвижной элемент в плоскости, параллельной оси.

Рис. 2.32 – Схема сил, возникающих от вилки

Этот момент уравновешивается реактивным моментом NL. Реакция N создает силы трения Nf, которые оказывают сопротивление осевому перемещению зубчатого колеса. При большом плече С и малой длине L (определенном отношением L/С) деталь может заклиниваться и перемещение ее по валу окажется невозможным. Поэтому необходимо предельно уменьшить плечо приложения силы Р (размер С) и увеличить длину ступицы зубчатого колеса (размер L). Желательно, чтобы это выдерживалось отношение L/С >1,0. Если это отношение выдержать не удается, следует применять вилки с двумя сухарями, охватывающие колесо с двух сторон.

Включение-выключение кулачковых, фрикционных муфт и других механизмов может производится на ходу при передаче крутящего момента и при расчете усилия перемещения можно пренебречь весом подвижных элементов в силу их малой значимости.

Определение усилий при переключении кулачковой муфты. С целью уменьшения усилий выключения муфты кулачки выполнены с уклоном (рис. 2.33,б). В зависимости от точности выполнения муфты усилие может передаваться одним или несколькими кулачками. В втором случае к полумуфте приложен крутящий момент М, реакция N₁, действующая со стороны шпонки, реакция N₂, действующая со стороны вала, сила трения, возникающая под действием реакций N₁ и N₂ и осевая сила Р_ос (рис. 2.33,а).

а) б)

Рис. 2.33 – Силы, действующие при переключении кулачковой муфты

В первом случае наиболее неблагоприятные условия возникают тогда, когда зуб, передающий окружное усилие, и шпона расположены под углом 180⁰. При этом возрастает величина реакции N₂. Одновременно вследствие одностороннего приложения осевой силы Р_ос возникает реакция N₃, которые принимаются к расчету распределенными по закону треугольника.

Прежде чем определить усилие выключения муфты, необходимо установить величину подъема профиля кулачка θ, чтобы исключить самовыключение муфты.

Принимая во внимание, что

; Р_ос = Р_окctg(θ+φ₁), (30)

где φ₁ – угол трения,

осевое усилие определяется по формуле

(31)

Муфта будет находится в равновесии при условии

Р_ос = ΣF; , (32)

где ΣF = f(N₁+N₂) = - сила трения.

Тогда условие отсутствия самовыключения муфты

(33)

При определении угла подъема профиля кулачка θ принимается φ₁ = 6⁰ и f = 0,06…0,08.

Усилие выключения Р_в муфты определяются при принятом значении θ и условии передачи окружного усилия одним зубом, когда силы трения, а соответственно и усилие выключения достигают наибольшей величины

Р_в = ΣF –Р_ос, (34)

где ΣF = (N₁ + N₂ + 2N₃)f – сумма сил трения.

Учитывая, что момент осевого усилия Р_ос уравновешивается моментом реакции N₃

получаем (35)

Таким образом

(36)

При определении усилия выключения необходимо принимать наибольшие возможные значения угла φ₁ = 10⁰ и коэффициента трения f = =0,25…0,30.

Дата добавления: 2015-08-29