Технология

Основы конструирования элементов приборов

                                 Содержание

  Введение . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .  .
  . . . . . . . .  3

  Задание   . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
  . . . . . . . .  5

    1 Расчет геометрических параметров  . . . . . . . . . . . . . .  7
    2 Проверочный расчет червячной пары на прочность  8
    3 Расчет вала червяка (Построение эпюр)  . . . . . . . . . . 10
    4 Выбор  подшипников . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .  .
    . 12
    5 Расчет шкалы   . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .  .
    . . . . . 14
    6 Расчет редуктора на точность . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 15

  Литература  . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
  . . . . . . 17

  Приложение 1 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .  .
  . . . . . 18
  Приложение 2 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .  .
  . . . . . 19
                                  Введение

      Механизм поворота  и  отсчета  аттенюатора.  Прибор  предназначен  для
уменьшения   мощности   сигнала   в   известное   число   раз.    Аттенюатор
характеризуется вносимым в тракт затуханием, т.е.  отношением  мощностей  на
входе и выходе.
[pic]
Рисунок 1 – Волноводный аттенюатор.
      В данном случае прибор относится к числу аттенюаторов,  обеспечивающих
затухание   за   счет   поглощения   мощности   материалом,   помещенным   в
электромагнитное   поле.   Схема   аттенюатора   для   круглого   волновода,
возбуждаемого волной, показана на рисунке 1.  Здесь  1  и  3  –  неподвижные
участки волновода, 2 – его вращающийся участок. Когда  все  три  поглощающие
пластины П во всех участках волновода лежат в одной плоскости, то  затухание
близко к нулю. По мере
поворота поглощающей пластины 2 во вращающейся части волновода затухание  на
выходном конце волновода увеличивается.

       Проанализировав  данный  узел  можно  составить   структурную   схему
взаимодействия узлов и механизмов  аттенюатора.
      На рисунке 2  в  механизме  условно  выделены  следующие  составляющие
звенья: волноводы, которые в свою очередь можно  разделить  на  подвижные  и
неподвижные, и отсчетное устройство – собственно шкалу. Два последних  звена
непосредственно контактируют с червячным редуктором.

                              Механизм поворота
                            и отсчета аттенюатора


              Волноводы                    Отсчетное устройство

            Неподвижные     Подвижные                      Шкала


                                  Редуктор

              Рисунок 2 – Структурная схема механизма поворота
                            и отсчета аттенюатора



                                   Задание

      Разработать конструкцию  механизма  поворота  поглощающей  пластины  П
центрального  волновода  2  поляризационного  аттенюатора  в   сочетании   с
отсчетным устройством по кинематической схеме, исходным данным  (Таблица  1)
и следующим техническим требованиям:

  1) затухание сигнала в волноводе 3 обеспечить  поворотом  волновода  2  с
     пластиной П на  угол  от  (=0  до  (=(max.  Затухание  А  в  децибелах
     определяют по формуле  [pic];

  2) пластину П изготовить из  двойного  слоя  слюды  толщиной  0,25  мм  с
     нанесением поглощающего слоя из графита;

  3) отверстия входного 1 и выходного 3 волноводов выполнить прямоугольными
     с размерами 12(28 мм. На торцах предусмотреть контактные фланцы;

  4) соединение центрального подвижного волновода  с неподвижным  выполнить
     дроссельными фланцами;

  5)  для  улучшения  электрических  характеристик  контура  контактные   и
     токопроводящие поверхности серебрить.

      Из условия задачи имеем следующие исходные параметры:
- передаточное число червячной передачи и=12;
- заходность червяка z1=4;
- число зубьев на колесе z2=48;
- модуль зацепления m=1 мм.
                                               Таблица 1. Исходные параметры

|Постоян-н|Наибольшая относительная   |Диапазон  |Внутренний    |Диаметр    |
|ая       |погрешность настройки и    |затухания |диаметр       |шкалы      |
|затуха-ни|отсчета                    |          |центрального  |отсчетного |
|я М      |                           |          |волновода     |устройства |
|         |( ([0;45(] | ( ([45(;(max]|Аmax|    |dв,мм         |Dш,мм      |
|         |           |              |    |Amin|              |           |
|-45      |0,5        |2,0           |70  |0   |32            |140        |



                     1 Расчет геометрических параметров

      Производим  анализ  технического  задания:  из  условий  следует,  что
делительный  диаметр  червячного  колеса  должен   обеспечивать   минимально
необходимую высоту колеса над втулкой  волновода.  Выполним  проверку  этого
условия.

      Делительный диаметр червячного колеса  [pic](мм).
      Внутренний диаметр волновода                 dв=32 мм.
      Отсюда видно, что диаметральная разность     r=d2-dв=48-32=16 (мм),
что конструктивно не исполнимо.
      Увеличиваем число зубьев на колесе           z2=80.
      Производим пересчет передаточного числа      u=z2/z1=80/4=20.


Производим расчет геометрических параметров редуктора.

1 Ход червяка                           p1=(mz1=12,56(мм);
2 Угол подъема винта червяка            (=[pic]=11(19(
      где q=20 – коэффициент диаметра червяка по ГОСТ 2144-76;

3 Межосевое расстояние                  aw=0,5(m(z2+q)=50 (мм);
4 Делительный диаметр червяка     d1=m(q =20 (мм);
5 Делительный диаметр червяка     d2=m(z2=80 (мм);
6 Длинна нарезной части червяка          b1(2m([pic])=2((8,9+1)=19,8(мм)
      принимаем                    b1=30 (мм);
7 Высота витка                    h1=h1*(m=2,2 (мм)
      тут h1*=2 ha*+c1*=2(1+0,2=2,2;
8 Высота головки             ha1= ha*(m=1 (мм);
9 Диаметр вершин червяка     da1=m(q+2 ha*)=20+2(1=22 (мм);
10 Диаметр вершин колеса     da2=d2+2ha*m=80+2(1(1=82 (мм);
11 Диаметр впадин червяка
                            df1=d1-2m(ha*+с1*)=20-2(1+0,2)=17,6 (мм);
12 Диаметр впадин колеса
                             df2=d2-2m(ha*+с2*)=80-2(1+0,2)=77,6(мм);
13 Радиус кривизны                (t1=(t2= m (t* =0,3(1=0,3 (мм);
14 Ширина венца              b2=0,75d1=0,75(20=15 (мм);
15                               Угол                                обхвата
                       (=[pic]44(14(

16 Радиус дуги, образующей кольцевую поверхность  вершин  зубьев  червячного
колеса           R=0,5d1- mha*=0,5(20-1(1=9 (мм).


              2 Проверочный расчет червячной пары на прочность

      При расчетах принимаем, что к валу червяка  приложен  крутящий  момент
М1=Мвх=1 Нм.

1 Определяем КПД редуктора

            (=0,93tg((ctg((+()=0,93tg11(19((ctg(11(19(+1(43()=0,8

      где (=arctg f=arctg0,03=1(43(.
      Момент на выходе редуктора [pic](Нм).


2 Определяем силы, действующие в зацеплении

                             [pic](Н), [pic](Н)

                               [pic](=145,6(Н)

3 Проверка по контактным и изгибающим напряжениям

                                   [pic],

из [3] для пары бронза-сталь [pic];

                                    [pic]

      для материала БрОНФ10-1-1 при центробежном  литье  предельнодопустимое
      напряжение [(н]=210Мпа [3,табл.20], откуда следует (н ([(н].

                                 [pic](Мпа),

      тут YF – коэффициент формы зуба, что зависит от  эквивалентного  числа
      зубьев [pic]. На основании [9,табл.3.1] выбираем YF=1,34. Коэффициенты
      КН  и  КF  принимаются  равными  1,  исходя  из  того,  что   редуктор
      выполняется при высокой точности, скорость  скольжения  Vск<3  м/с   и
      рабочая нагрузка постоянна.
      Для материала БрОНФ10-1-1  предельнодопустимое  напряжение  [(F]=41Мпа
      [3,табл.21], откуда следует (F ([(F].


                   3 Расчет вала червяка (Построение эпюр)

1 Определяем реакции опор и изгибающий момент в горизонтальной плоскости

                          [pic](Н) ,      [pic](Н);

                                 [pic](Нм);

2 Определяем реакции опор и изгибающий момент в вертикальной плоскости

                                 [pic](Н) ,

                                  [pic](Н);

                            [pic](Нм), [pic](Нм);

                                 [pic](Нм);

3 Определяем эквивалентный изгибающий момент

                                 [pic](Нм);

4 Строим эпюры (рисунок 2).


                                RA                                         F
     RB

                                    [pic]
                                    [pic]
                                    [pic]
                                    [pic]

Рисунок 3 – Эпюры приложенных сил и моментов к валу червяка.


5 Определяем диаметр вала червяка

1  Из условия прочности на кручение

                               [pic],  [pic],

      где предельно допустимое напряжение кручения для стали 45
      соответствует [(кр]=30 МПа  [5].
2  При действии эквивалентного момента

                               [pic],  [pic],

      где  предельно  допустимое  эквивалентное  напряжение  для  стали   45
      соответствует [(экв]=0,33(в=0,33(900=297 МПа  [5].

5.3 Из условия жесткости вала при кручении

                                      [pic],

      где [(]=8(10-3 рад/м , G=8(105 МПа [3,5], откуда имеем

                                    [pic]

5.4 Выбираем диаметр вала червяка d=12 мм .

                            4 Выбор  подшипников

       На   подшипник   поз.16   (см.  СП-56.998.85000СБ)  действует  осевая
нагрузка, равная осевой нагрузке в червячном  зацеплении,  т.е.  Far=Fa1=400
H.
      Выбираем подшипник из соотношения [pic],
                                 где [pic].

      Отсюда следует, что подшипник воспринимает в  большей  степени  осевые
нагружения, исходя из чего на основании [7], выбираем  шариковый  радиально-
упорный однорядный подшипник  типа  36140  ГОСТ  831-75  [1]  со  следующими
параметрами: d=15мм, D=40мм, b=12мм, С=4250Н, C0=2672H,  nmax=25000  об/мин,
m=0,06кг.

      Находим эквивалентную динамическую нагрузку

               P=(XVFr+YFa)K(KT=(0,43(1(88+400) (1(1=437,8(H),

тут при вращении внутреннего кольца V=1;  так  как  подшипник  работает  при
температурах ниже 100(С, то KT=1; при нормальных условиях эксплуатации  K(=1
[8]; при  (=18(  по  таблице  на  стр.394  [8]  находим  следующие  значения
коэффициентов  X=0,43 Y=1,00, e=0,57.
      Расчетное значение базовой динамической грузоподъёмности

                                   [pic],

где n=2 об/мин – частота вращения подшипника; Lh=20000  ч.  –  долговечность
подшипника.

      Находим эквивалентную статическую нагрузку

                    P0=X0Fr+Y0Fa=0,5(88+0,43(400=216(H),

где X0=0,5 и Y0=0,43 на основании [8] для (=18(.

      Из данных расчетов следует, что подшипник выбран  правильно,  так  как
            [pic]
                               5 Расчет шкалы

1 Угол поворота элемента настройки, соответствующий наибольшему затуханию

                                    [pic]

      где Аmax =70дБ – максимальная величина вносимого затухания   (табл.1);
      М=-45 – постоянная затухания (табл.1).

2 Абсолютная величина погрешности

                                  [pic](дБ)

      где (=0.25 – относительная погрешность настройки (табл.1).

3 Цена деления шкалы                    H=2((A=2(0.35=0.7(дБ/дел)

4 Число делений шкалы                   N=Amax/H=70/0.7=100

5 Число оборотов шкалы при угле поворота элемента настройки (н=(max будет

                                  [pic](об)

6 Число делений на каждом обороте            N(=N/K=100/4.9(20

7  Наименьшая  длинна   деления   шкалы   при   наибольшем   радиусе   шкалы
  R0=Dш/2=140/2=70(мм) и  далее  очерченной  дугами  окружностей  будет  на
  каждом полувитке (при m=1,3,...,2k)

                                    [pic]

      где величину [b] обычно принимают не менее 1..1,5 мм;

                                    [pic]


                       6 Расчет редуктора на точность

      Исходя из технического задания, выбираем  8-ю  степень  точности,  так
как данный редуктор является отсчетным и  к  нему  предъявляются  повышенные
требования по точности передачи углов поворота.
      Определяем величину бокового  зазора,  соответствующего  температурной
компенсации:

                 jn=0.68(aw[(з.к.(t з.к.-20)- (к.(t к.-20)],

      где aw – межосевое  расстояние;  (з.к.=11.5(10-6  1/(С  –  коэффициент
линейного расширения материала  колеса  (сталь  35);  (к.=22.7(10-6  1/(С  –
коэффициент линейного расширения материала корпуса (дюралюминий); t з.к ,  t
к – предельные температуры зубчатого колеса и корпуса, принимаем  равными  t
з.к= t к= -10(С.

       jn=0.68(50[11.5(10-6.(-10-20) - 22.7(10-6.(-10-20)]=0.011(мм).

      Сравнивая  полученное  значение  jn=0,011мм  с  величинами  наименьших
боковых зазоров, по [3] определяем, что наиболее подходящим сопряжением  для
данной передачи является сопряжение Х, для которого jn min=12мкм.

      На основании данных расчетов, имеем следующие заключения:
червячная передача выполняется по 8-й степени точности с видом сопряжения  Х
(ГОСТ 9368-60).



                                 Литература

1.  Анурьев  В.И.   Справочник   конструктора-машиностроителя.   Т.2.-   М.:
  Машиностроение, 1979.

2.  Заплетохин  В.А.   Конструирование   деталей   механических   устройств:
  Справочник.-Л.: Машиностроение, 1990.

3. Милосердин Ю.В. и др. Расчет  и  конструирование  механизмов  приборов  и
  установок.-М.: Машиностроение, 1985.

4. Мягков В.Д. Допуски и посадки: Справочник.

5. Писаренко Г.С. Сопротивление материалов.-К.:“Вища школа”,1986.

6. Рощин  .  . Курсовое проектирование механизмов РЭС.

7. Справочник конструктора точного приборостроения.           Под ред.  К.Н.
  Явленского и др.- Л.: Машиностроение, 1989.

8.  Справочник  металиста.  Под  ред.  С.А.  Чернавского  и  В.Ф.  Рещикова.
  М.:“Машиностроение”, 1976.

9. Тищенко О.Ф. Элементы приборных устройств.-М.: Высш. школа,1978.





смотреть на рефераты похожие на "Основы конструирования элементов приборов"