Материал: Расчет и конструкирование механизмов радиоэлектронных средств. методические указания к выполнению самостоятельной работы. Андреев И.В., Андреев А.И

14

относится к винту, - к гайке), шаг , теоретическую высоту H и рабочую высоту профиля связывает H₁ , угол профиля , угол подъема резьбы , число заходов , ход резьбы .Для трапецеидальной резьбы в стандартах определены профиль и основные ее размеры. У этой резьбы , ; , мм, =1.5 мм. Для метрической резьбы эти параметры даны в СТ СЭВ 640-77, угол профиля резьбы , шаг и высота профиля H. Теоретическая высота H и рабочая высота профиля связаны H₁ = 5/8 H = 0,541 P для винта и для гайки соответственно H/8 и H/4. Стандарт предусматривает для одного номинального диаметра резьбу с крупными и мелкими шагами /1/. .Резьбы с мелким шагом используют в соединениях, испытывающих вибрационные нагрузки, что обеспечивает лучшее самоторможение.

Рисунок 7- Трапецеидальная (а) и метрическая (б) резьба

. Обозначение основной резьбы с указанием допуска имеют вид: для болтов M12-6g; для гаек M12-6H, для болтового соединения M12-6H / 6g (для 6-й степени точности).

5.6 Механизмы прерывистого движения

Мальтийские механизмы используют для преобразования

15

непрерывного вращательного движения во вращательное движение с остановками. Такой механизм состоит из мальтийского креста 1 и кривошипа 3 с цевкой 2 и фиксатором 4, где звеном является кривошип с цевкой. Рассмотрим геометрические параметры данного механизма с внешним зацеплением и четырехпазовым крестом. Его геометрическими параметрами являются межосевые расстояния a_w, радиус R₁, радиус фиксатора , число пазов креста Z, угол между пазами креста , угол поворота кривошипа при повороте креста на угол (рабочий угол кривошипа) и расчетные радиусы креста R_2min и R_2max.

Угол между пазами креста , где z =312.

Угол поворота кривошипа равен

. (28)

Радиус кривошипа определяют, задаваясь межосевым расстоянием a_w

. (29)

Радиусы креста R_2min=a_w-R₁; R_2max= . Диаметр цепки кривошипа и ширина пазов креста d_z=(0.20.3)R₁. Условиям безударного зацепления цевки с пазами креста являются зависимость . Кинематическими параметры механизма являются период цикла Т_u, коэффициент движения  и наибольшая угловая частота креста w_2max. Период цикла механизма соответствует времени одного оборота кривошипа равен сумме времени движения креста t_q и времени его покоя t_n: T_u=t_q+ t_n=60/n₁, где n₁ – частота вращения кривошипа, об/мин. Коэффициент цикла движения . Наибольшая угловая частота креста: _2max=w₁R₁/R_2min. Динамические параметры механизма характеризуются ускорениями движения креста, значения которых в начальный

16

и конечный моменты движения , ускорение уменьшается при увеличении числа пазов креста.

Рисунок 8- Геометрия мальтийского механизма

Остановка механизма при выходе из паза осуществляется секторным замком, выпуклая цилиндрическая поверхность которого входит в вогнутую поверхность креста и препятствует его повороту.

6. Силовой расчет механизмов

Для вычисления крутящего момента Т₂ на ведомом валу механизма используется следующее соотношение:

, (30)

где Т₁ – крутящий момент на ведущем валу;

i₁₂ – передаточное отношение механизма;

- его коэффициент полезного действия.

17

Для создания крутящего момента на входном валу Т₁ в механизме РЭС используются различные электродвигатели /5/ с редуктором и без них. Развиваемый электродвигателем крутящий момент Т₁( ) при мощности Р₁ (Вт) и угловой скорости вращения двигателя w₁(c^-1) равен:

, (31)

где n₁ – число оборотов двигателя (мин ^-1).

При включении редуктора в состав механизма Т₁ равен

, (32)

где U_n- передаточное число редуктора;

- его коэффициент полезного действия.

Для зубчатой передачи коэффициент полезного действия равен

., (33)

где С=(F_t+3.0)/(F_t+0/18) – коэффициент учитывающий увеличение силы трения в мелкомодульных зубчатых передачах;

f – коэффициент трения скольжения, обычно равный 0.05-0.08; F_t- окружная сила <3.0 Н.

В силовой расчет механизма входит определение сил, действующих в зацеплении. При зацеплении прямозубчатых колес в полюсе П, действующая по общей нормали к профилям зубьев, сила нормального давления F_n и ее составляющие определяется формулами

. (34)

18

Для конической зубчатой передачи сила, действующая в зацеплении по нормали к зубу F_n, раскладывается на окружную F_t и распорную F_r. Сила F_r , для шестерни Z₁ имеет радиальную F_r и осевую F_a составляющие

. (35)

Для колеса Z₂ сила F_r1 является осевой, а F_a1- радиальной.

При работе червячной передачи сила нормального давления F_n образует с силой трения F_тр , возникающей между витками червяка и зубьями колеса, равнодействующую силу F_c, которая может быть разложена на три составляющие – окружную на червяке F_t1 (равную осевой на колесе F_a2) и радиальную F_r.

. (36)

Сила нормального давления равна

(37)

Коэффициент полезного действия червячной передачи на ведущем червяке равен

, (38)

где приведенный угол трения, равный 0.02-0.05 /4, 5/.

19

При этом крутящий момент Т₂ определяют в соответствии рассчитанным значением и передаточным отношением i₁₂ , а затем находят силы в зацеплении.

Для механизма винт – гайка зависимость между окружной силой F_t и осевой силой F_a определяют из выражения /3/:

. (39)

а необходимый крутящий момент на винте равен

, (40)

где - приведенный угол трения;

- угол подъема резьбы;

Р – шаг резьбы.

При осевой силе F_a<30 H крутящий момент равен /3/:

, (41)

Рисунок 9- Определение сил червячной передачи

20

где l_a=(F_n+1.500)/(F_n+2.400) – поправочный коэффициент;

F_n=F_a/( ).

Фрикционная передача с роликами работает при F_тр F_t и для надежности берут

, (42)

где F_тр – сила трения; F_t – передаточное окружное усилие; Т₁ – крутящий момент на ведущем ролике; -коэффициент запаса сцепления. Если , то сила поджатия роликов при параллельных валах

. (43)

При торцевом касании эта сила в 2 раза меньше, т.е. . Коэффициент трения скольжения f зависит от материала, шероховатости поверхности и условий смазки. В случае контакта без смазки при стальном и бронзовом роликах f =0.10.18, при остальных ролика f=0.150.2, при стальном и текстолитовом f=0.20.25. Для фрикционных передач с гибкой связью, использующих силы трения и связанных с упругим скольжением ремня по шкивам, изменяются усилия по дуге обхвата от значения F₁ до F₂ на ведущем и от F₂ до F₁ на ведомом шкивах. Угол обхвата ведущего шкива , а для увеличения угла обхвата и силы натяжения гибкой связи применяют натяжные ролики.

Начальная сила натяжения гибкой связи

, (44)

где - напряжение предварительного натяжения, зависящее от типа гибкой связи;

S – площадь сечения гибкой связи.

21

Для силовых передач гибкой связью ремнем из синтетических волокон с полиамидными покрытием при толщине ремня мм напряжение предварительного натяжения МПа. Для передач, используемых в механизмах настройки, ввиду меньшей упругости применяемых материалов и малой величины передаваемого окружного усилия ₀=0.51 МПа. Передача окружного усилия F_t=F₁-F₂ вызывает перераспределение начальной силы натяжения F_o при n₁>0. Для создания сил трения необходимо, чтобы F₂<0. Из системы уравнений

. (45)