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固相萃取裝置將增大從動件與導路間的滑動摩擦

時間:2020-04-18     瀏覽:29

這些參數的選擇除應保證使從動件能夠準確地實現預期的運動固相萃取裝置 規律外,還應當使機構具有良好的受力狀態和緊湊的尺寸。下面將對此加 以討論。 !"#"$ 凸輪機構的壓力角及其校核 同連桿機構一樣,壓力角是衡量凸輪機構傳力特性好壞的一個重要參數,而 圖 *+,. 偏置尖頂直動從動 件盤形凸輪機構的壓力角 壓力角是指在不計摩擦情況下,凸輪對從動件作用 力的方向線與從動件上受力點的速度方向之間所 夾的銳角,用! 表示。圖 *+,. 為一偏置尖頂直動 從動件盤形凸輪機構在推程的一個任意位置。過 凸輪與從動件的接觸點 % 作公法線 &— &,它與過 凸輪軸心 ’ 且垂直于從動件導路的直線相交于 (, ( 就是凸輪和從動件的相對速度瞬心,則 )’( " *" " /+ /# 。因此由圖可得偏置尖頂直動從動件盤形凸 輪機構的壓力角計算公式為 01’! " ’( # $ +- 2 + " /+ /# # $ + 2 ",- ! 3 $, (*+,4) 在上式中,當導路和瞬心 ( 在凸輪軸心 ’ 的 同側時,式中取“ 3 ”號,可使壓力角減少;反之,當 導路和瞬心 ( 在凸輪軸心 ’ 的異側時,取“ 2 ”號,壓力角將增大。 由圖 *+,. 可以看出,凸輪對從動件的作用力 , 可以分解成兩個分力,即沿 著從動件運動方向的分力 ,! 和垂直于運動方向的分力 ,5 。,! 是推動從動件克 服載荷的有效分力,而 ,5 將增大從動件與導路間的滑動摩擦,它是一種有害分 46- 第!章 凸輪機構及其設計 力。因此壓力角!越大,有害分力 !! 越大;當壓力角!增加到某一數值時,有害 分力 !! 所引起的摩擦阻力將大于有效分力 !" ,這時無論凸輪給從動件的作用力 圖 #$%& 直動滾子從動件盤 形凸輪機構的壓力角 ! 有多大,都不能推動從動件運動,即機構將 發生自鎖,而此時的壓力角稱為臨界壓力角 !’ 。因此,從減小推力避免自鎖,使機構具有 良好的受力狀況來看,壓力角!應越小越好。 在生產實際中,為提高機構效率、改善其 受力情況,通常規定凸輪機構的最大壓力角 !()* 應小于某一許用壓力角[!],即!()*![!]。 而對于推程直動從動件?。?]+ ,-.;擺動從動 件?。?]+ ,#. / 0#.;對力鎖合式凸輪機構的回 程壓力角可?。?]+ &-. / 1-.。



 對于圖 #$%& 所示的直動滾子從動件盤形 凸輪機構來說,其壓力角!應為過滾子中心所 作理論輪廓曲線的法線 "— " 與從動件的運動 方向線之間的夾角。 !"#"$ 凸輪基圓半徑的確定 對于偏置尖頂直動從動件盤形凸輪機構,如果限制推程的壓力角!![!], 則可由式(#$%2)導出基圓半徑的計算公式為 #- " 3$ 3" 4 % 5)6[!]4 ...è .÷÷. $ % 7 % # % (#$%%) 當用上式來計算凸輪的基圓半徑時,由于凸輪輪廓曲線上各點的 3$ 3" 、$ 值不 同,計算得到的基圓半徑也不同。所以在設計時,需確定基圓半徑的極值,這就 給應用上帶來不便。 為了使用方便,在工程上現已制備了根據從動件幾種常用運動規律確定許 用壓力角和基圓半徑關系的諾模圖,圖 #$%1 所示即為用于對心直動滾子從動件 盤形凸輪機構的諾模圖,供近似確定凸輪的基圓半徑或校核凸輪機構最大壓力 角時使用。這種圖有兩種用法:既可根據工作要求的許用壓力角近似地確定凸 輪的最小基圓半徑,也可以根據所選用的基圓半徑來校核最大壓力角是否超過 了許用值。需要指出的是,上述根據許用壓力角確定的基圓半徑是為了保證機 構能順利工作的凸輪最小基圓半徑。在實際設計工作中,凸輪基圓半徑的最后 !"# 凸輪機構基本尺寸的確定 202 確定,還需要考慮機構的具體結構條件等。例如,當凸輪與凸輪軸作成一體時, 凸輪的基圓半徑必須大于凸輪軸的半徑;當凸輪是單獨加工、然后裝在凸輪軸上 時,凸輪上要作出軸轂,凸輪的基圓直徑應大于軸轂的外徑。通??扇⊥馆喌幕?圓直徑大于或等于軸徑的(!"# $ %)倍。若上述根據許用壓力角所確定的基圓半 徑不滿足該條件,則應加大基圓半徑。 圖 &’%( 諾模圖 !"#"$ 滾子從動件滾子半徑的選擇 滾子從動件盤形凸輪的實際輪廓曲線,是以理論輪廓曲線上各點為圓心作 一系列滾子圓,然后作該圓族的包絡線得到的。因此,凸輪實際輪廓曲線的形狀 將受滾子半徑大小的影響。若滾子半徑選擇不當,有時可能使從動件不能準確 地實現預期的運動規律。下面主要分析凸輪實際輪廓曲線與滾子半徑的關系。 如圖 &’%)* 所示為內凹型的凸輪輪廓曲線,! 為實際輪廓曲線," 為理論輪 廓曲線。實際輪廓曲線的曲率半徑!* 等于理論輪廓曲線的曲率半徑! 與滾子 半徑 #+ 之和,即!* ,!- #+ 。這時無論滾子半徑 #+ 大小如何,其凸輪實際輪廓曲 線總可以平滑連接。但是,對于圖 &’%). 所示的外凸型的凸輪,由于其實際輪廓 曲線的曲率半徑為:!* ,!/ #+ 。故當!0 #+ 時,!* 0 1,實際輪廓曲線總可以作 出,可以實用;若!, #+ 時,!* , 1,實際輪廓曲線出現尖點,如圖 &’%)2 所示,尖點 在實際中易磨損,磨損后產生運動失真,故不能付之實用;若!3 #+ 時,!* 3 1,如 圖 &’%)4 所示,這時實際輪廓曲線出現相交,致使從動件不能準確地實現預期的 運動規律,而產生運動失真。通常要求實際輪廓曲線的最小曲率半徑!*567 滿足: !8% 第!章 凸輪機構及其設計 !!"#$ %!"#$ & !’ ( ) "",由此可得滾子半徑 !’ 為:!’ *!"#$ & ) ""(!"#$ 為理論輪廓 曲線上最小曲率半徑)。另外滾子半徑還可以根據基圓半徑來選,其大小為:!’ %(+,- . +/-0)!+ 。 圖 0/12 滾子半徑的選擇 !"#"# 平底從動件的平底尺寸的確定 如圖 0/-3 所示,當用作圖法設計出凸輪輪廓曲線后,即可確定出從動件平 底中心至從動件平底與凸輪輪廓曲線的接觸點間的最大距離 ""!4 ,而從動件平 底長度 " 應取 " % 1""!4 5(0 . 6)"" (0/1)) 平底尺寸也可以下列公式計算。如圖 0/1) 所示,當從動件的中心線通過凸 輪的軸心 # 時,則 #$ % %& % 7’ 7" 因此 ""!4 % 7’ 7" "!4 式中 7’ 7" "!4 應根據推程和回程時從動件的運動規律分別進行計算,取其較大 !"# 凸輪機構基本尺寸的確定 -8) 值。將此代入式(!"#$)可得 ! % # &" &! ’() *(! + 


,)’’ (!"#-) 對于平底從動件凸輪機構,有時也會產生運動失真現象。如圖 !"$. 所示, 由于從動件的平底在 #/ $/ 和 #$ $$ 位置時,相交于 ## $# 之內,因而使凸輪的 工作輪廓曲線不能與平底所有位置相切,使從動件將不能按預定的運動規律運 動,即出現運動失真現象。為了解決這個問題,可適當增大凸輪的基圓半徑。圖 中將基圓半徑由 %. 增大到 %. 0 ,從而避免了運動失真現象。 圖 !"$. 平底尺寸的確定 根據以上的討論,在進行凸輪輪廓曲線 設計之前,需先選定凸輪基圓的半徑。而凸 輪基圓半徑的選擇,需考慮到實際的結構條 件、壓力角以及凸輪的工作輪廓曲線是否會 出現變尖和失真等因素。除此之外,當為直 動從動件時,應在結構許可的條件下,盡可 能取較大的導軌長度和較小的懸臂尺寸;當 為滾子從動件時,應恰當地選取滾子半徑; 當為平底從動件時,應正確地確定平底尺寸 等。當然,上述這些尺寸的確定,還必須考慮到強度和工藝等方面的要求。合理 選擇這些尺寸是保證凸輪機構具有良好的工作性能的重要因素。 !"! 力封閉凸輪機構的動態靜力分析 前面各節內容主要從凸輪機構運動參數(位移、速度、加速度等)的特征來討 論凸輪機構的設計,而凸輪機構的工作性能與其動力參數有密切關系,特別是高 速凸輪的設計中必須充分考慮動力學因素的影響。 !"!"# 作用在從動件上的力 圖 !"$/( 所示為滾子直動從動件盤形凸輪機構的受力示意圖,在忽略構件 之間摩擦力的前提下,作用在直動從動件上的力 !1 可分為從動件系統的重力 !2 、工作阻力 !3 、慣性力 !4 、為保持凸輪與從動件接觸所加的返位彈簧的彈簧 恢復力 !5 ,此外有凸輪對從動件的法向作用力 !& 以及機架對從動件約束反力 !6/ 和 !6# 。對于圖 !"$/7 所示擺動從動件,慣性力變成了慣性力矩 &4 % ’",其 他力不變。圖 !"$/( 中,從動件系統的重力 !2 、工作阻力 !3 、慣性力 !4 、返位彈 簧的恢復力 !5 均作用在從動件的軸線上。 圖 !"$/( 中,以從動件為分離體,并忽略從動件桿件直徑的影響,且設 /-- 第!章 凸輪機構及其設計 圖 !"#$ 凸輪機構的動態靜力分析 !% & !’ ( !) ( !* ( !! 則寫出力的平衡方程 !!" & + !,$ ( !,- + !. /*0! & 1 !!# & + !% ( !.23/! & 1 !$% & !,$ ( & ( ’)+ !,- ’ & ü y t . . 1 (!"-!) 

聯立求解上述平衡方程可有 !,$ & ’!. & /*0! (!"-4) !,- & ’!. & /*0! ( !. /*0! (!"-5) !.23/! & !% (!"-6) 由式(!"-4)、(!"-5)可知,為減少從動件支承處的反作用力,減少導軌處的 磨損,應盡量增大支承處的長度 & 和減小從動件的懸臂長度 ’。 !"!"# 凸輪機構的彈簧力 在一般情況下,慣性力 !* 和返位彈簧的恢復力 !/ 是從動件位移的函數,即 !* & + ("- .- ) .#- !/ & + *( )1 ( ) } ) (!"-7) 式中 ( 為從動件系統的質量;* 為彈簧剛度;)1 為彈簧的預緊變形量;) 為從動 件的位移。 !"! 力封閉凸輪機構的動態靜力分析 $8! 當從動件與凸輪脫離接觸時,凸輪對從動件的作用力 !! 不再起作用,即 !! " #。為保證力封閉始終有效,其必要條件是 !$ " !% & !’ & !( & !) * # (+,-#) 將式(+,./)代入上式可得 " * 0 !% 0 !’ 0 #!. !. $ !". $# & $ (+,-1) 彈簧剛度的最小值也應大于式(+, -1)右邊的最大值,才能保證凸輪與從動 件的接觸,其臨界值為 "2(3 " 0 !% 0 !’ 0 #!. !. $ !". $# & éêê. ùúú $ . 245 (+,-.) 圖 +,-. 所示為滾子從動件所受各力的變化情況。當慣性力在某一時刻超 過彈簧的變形力時,如圖中的陰影部分,從動件將克服彈簧的壓緊力加速上升, 發生從動件與凸輪脫離接觸的騰跳現象。為避免出現這種情況,彈簧的剛度要 大于其臨界值,但為避免剛度過大而加劇凸輪與從動件的磨損,一般取 " "(1,. 6 1,7)"2(3 圖 +,-. 滾子從動件上升過程中的騰跳現象 !!"!"# 作用在滾子上的力 由圖 +,-- 可知滾子為二力構件,也是中間傳力構件,凸輪 1 對從動件 - 的 驅動是通過滾子 . 來實現的。

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