Конструктивно, выберем толкатель в форме стержня с круглым сечением и сферическим наконечником. Такой выбор продиктован тем, что сферические наконечники, имеющие достаточно большой радиус закругления, обладают повышенной контактной прочностью. Толкатель должен иметь также ступицу в качестве упора для пружины, прижимающей сам толкатель к кулачку. Диаметр толкателя выберем из условия прочности на изгиб.

Рис. 2. Силовая схема кулачкового механизма.

Сила Q, прижимающая толкатель к кулачку, является равнодействующей нескольких сил: Q_пс –полезного сопротивления.

Q_пр – давления пружины.

Q_т – тяжести.

P_и – инерции:

Q= Q_пс+ Q_пр+ Q_т  P_и(4.3.1)

Кулачок давит на толкатель с силой Р, которая направлена перпендикулярно профилю кулачка и составляет с направлением вектора скорости толкателя угол давления В нашем случае он составляет (см. п.4.1) 5.

Сила Р определяется как [5]:

Р=Q_пс/(cos)(4.3.2)

Где

f[1+(2b/c)]tg(4.3.3)

– КПД кулпчково-ползунного механизма.

B=30 мм.,c=45 мм.

F=0.15

=1-.15[1+(2*345)]tg596.

Таким образом:

Р=5.5/(0.96*cos5)=5.75 H.

Определим приведенный коэффициент трения [1]:

_пр=arctg(f_тр)(4.3.4)

f_тр- коэффициент трения сталь по стали – 0.15.

_пр=arctg(0.15)=9.47.

Равнодействующая сил трения Р и Fтр называется полной силой давления кулачка на толкатель.

(4.3.5)

P_п=5.75/cos 9.47=5.83 H.

Раскладывая силу Рп на две составляющих, получаем:

- - сила, изгибающая толкатель и вызывающая реакции Nb и Nc в его направляющих, от величины которых зависят значения сил трения Fb и Fc.

=5.83*sin(5+9.47)=1.46 H.

- - сила, движущая толкатель, которая преодолевает силы Q, Fb ,Fc.

=5.83*cos(5+9.47)=5.65 H.

Таким образом, величину изгибающего момента можно определить как:

М_и= b=1.46*30=43.8 Н*мм. (4.3.6)

Диаметр толкателя из условия прочности на изгиб определим по формуле:

(4.3.7)

Для стали 45 (материал толкателя) [1]  _в=120 МПа. []_и=0.16 _в =0.16*120=19.2 МПа.

Таким образом, находим наименьший диаметр толкателя:

=2.8 мм.

С учетом коэффициента запаса 1.5 принимаем диаметр толкателя d=4мм.

Составим систему трех условий, согласно которой система должна находиться в равновесии (на основании принципа Даламбера):

(4.3.8)

Решая первые два уравнения, можно определить опорные реакции в направляющех толкателя Nb и Nc.

=1.46(30+45)/45=2.43 Н.

=2.43-1.46=0.97 Н.

Fb и Fc – силы трения в опорах:

Fb=Nb*f‘ , Fc=Nc*f’(4.3.9)

Где f’=tg’ – коэффициент трения между направляющей и толкателем.

Контактный расчет

В узлах механизма силы между деталями передаются при начальном касании рабочих поверхностей в точке или по линии. По мере возрастания силы за счет упругих деформаций материала появляются площадки контакта, разметы которых весьма малы по сравнению с размерами поверхностей соприкасающихся деталей.

Силы действуют нормально к поверхности деталей и создают в местах контакта нормальные контактные напряжения. Контактную (или поверхностную) прочностьдеталей при статическом нагружении оценивают по максимальным контактным напряжениям _max, возникающим в центре площадки контакта. Напряжения на площадках контакта при удалении от точки или линии первоначального соприкосновения уменьшаются по нелинейному закону. Нелинейный характер имеет и зависимость между размерами площадки контакта и значением нормальной силы.

Поверхностную прочность деталей при статическом нагружении проверяют по условию: