Материал: Расчет и проектирование механизмов радиоэлектронных средств. Андреев И.В
зацепления цевки с пазами креста является зависимость 2 0 2 0 180o .
Кинематическими параметрами механизма являются период цикла Tц ,
коэффициент цикла движения 
и наибольшая угловая частота креста
2 max . Период цикла механизма соответствует времени одного оборота кривошипа и равен сумме времени движения креста tq и времени его покоя
t : |
Tц |
tq |
tn |
60 , где |
n - частота |
|
вращения кривошипа об/мин. |
|||||||||||
n |
n1 |
|
|
1 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||
Коэффициент цикла движения |
|
tq |
|
|
0 . Наибольшая угловая частота |
|||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Tц |
|
|
|
|
|
|
|||
креста |
|
2 max |
|
|
1R1 . |
|
Динамические |
параметры |
|
механизма |
||||||||
|
|
|
|
R2 min |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
характеризуются ускорениями |
движения |
|
креста, значения |
|
которых в |
|||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
2 R |
|
|
начальный |
и конечный моменты движения |
1 1 |
; |
ускорение |
||||||||||||||
|
|
|||||||||||||||||
R2 max
уменьшается при увеличении числа пазов креста. Остановка механизма при выходе цевки из паза осуществляется секторным замком, выпуклая цилиндрическая поверхность которого входит в вогнутую поверхность креста и препятствует его повороту.
4. СИЛОВОЙ РАСЧЕТ МЕХАНИЗМОВ
Для вычисления крутящего момента T2 на ведомом валу механизма используется следующее соотношение:
T2 T1 
i12 
, (47)
где T1 - крутящий момент на ведущем валу; i12 - передаточное отношение механизма; - его коэффициент полезного действия.
Для создания крутящего момента на входном валу T1 в
механизме РЭС используются различные электродвигатели /5/ с редуктором и без них. Развиваемый электродвигателем
крутящий момент T ( Н |
м ) |
при мощности P |
(Вт) и угловой |
||||
1 |
|
|
|
|
|
1 |
|
скорости вращения двигателя |
1 (с 1 ) равен: |
|
|||||
T |
|
P |
9.550 |
P |
, |
(48) |
|
|
1 |
|
|
||||
1 |
1 |
|
n1 |
1 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
где n1 - число оборотов двигателя (мин-1).
При включении редуктора в состав механизма T1 равен
|
9.550 P |
, |
(49) |
T1 |
1 |
||
n1 U р |
р |
|
|
|
|
|
|
где U р - передаточное число редуктора; |
р - его коэффициент |
||
полезного действия.
Для зубчатой передачи коэффициент полезного действия равен:
|
|
|
1 |
C f |
1 |
|
1 , |
(50) |
||
|
|
|
z1 |
|
z2 |
|
|
|||
|
|
|
|
|
|
|
||||
где |
C |
Ft |
3.0 |
- коэффициент, |
учитывающий |
увеличение |
||||
|
Ft |
0.18 |
|
|
|
|
|
|
||
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
силы трения в мелкомодульных зубчатых передачах: f – коэффициент трения скольжения, обычно равный 0.05 0.08; Ft -
jокружная сила <30.0 Н.
В силовой расчет механизма входит определение сил, действующих в зацеплении. При зацеплении прямозубчатых колес в полюсе П (рис. 9) действующая по общей нормали к профилям зубьев сила нормального давления Fn раскладывается
на окружную Ft и радиальную Fr силы. При моменте T2 ,
приложенным |
к |
зубчатому |
колесу |
z2 |
диаметром d2 , |
||||||||
зависимость между силой |
|
|
Fn и ее составляющей определяется |
||||||||||
формулами: |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Ft |
|
2T2 |
; |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
d2 |
|
|
|
|
|
|
||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
|
|
|
|
Fr |
|
Ft |
tg |
w ; |
|
|
(51) |
||
|
|
|
|
Fn |
|
|
Ft |
|
. |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
cos w |
|
|
|
|
||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||
Для конической зубчатой передачи (рис. 5) сила |
|||||||||||||
действующая |
в зацеплении |
к |
зубу |
Fn , |
раскладывается на |
||||||||
окружную Ft |
и распорную Fr . Сила Fr |
для шестерни z1 имеет |
|||||||||||
радиальную Fr и осевую Fa составляющие: |
|
||||||||||||
|
F |
2T1 |
; F |
|
|
Ft |
; |
|
|
|
|||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||
|
t1 |
dm1 |
n1 |
|
|
cos w |
|
|
|
|
|||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||
|
Fr1 |
Fr1 |
cos |
1 |
|
Ft1 |
tg w cos 1 ; |
(52) |
|||||
|
Fa1 |
Fr1 |
sin |
1 |
|
Ft1 |
tg w |
sin |
1 . |
|
|||
Для колеса z2 сила Fr1 является осевой, а Fa1 - радиальной. При работе червячной передачи сила нормального давления Fn образует с силой трения Fтр , возникающей между
витками червяка и зубьями колеса, равнодействующую силу Fc , которая может быть разложена на три составляющие – окружную на червяке Ft1 (равную осевой на колесе Fa 2 ), осевую на червяке Fa1 (равную окружной на колесе Ft 2 ) и радиальную
Fr (рис. 14):
Ft1 |
Ft 2 tg( |
) ; |
||
Fr |
Ft 2 tg w ; |
(53) |
||
F |
|
2T2 |
. |
|
|
|
|
||
t 2 |
|
d2 |
|
|
|
|
|
||
Сила нормального давления равна:
Fn |
Ft 2 |
|
2T2 |
. |
cos cos w |
|
d2 cos cos w |
||
|
|
|||
|
|
|
Коэффициент полезного действия червячной передачи на ведущем червяке равен:
|
0.95 |
tg |
|
, |
(54) |
|
|
|
|||
|
tg( |
) |
|
|
|
где |
- приведенный угол трения, равный 0.02 |
0.05 /1/. |
|||
|
При этом крутящий момент T2 |
определяют в соответствии |
|||
с формулой (23) для червячной передачи, подставляя рассчитанное значение 
и передаточное отношение i12 , а затем находят силы в зацеплении.
Рис. 14. Определение сил червячной передачи Для механизма винт-гайка зависимость между окружной
силой Ft и осевой силой Fa |
определяют из выражения /3/: |
|
Ft Fa tg( |
) , |
(55) |
а необходимый крутящий момент на винте равен:
|
T1 0.5 Ft |
d2 0.5 Fa d2 ( |
) , |
|
(56) |
где |
- приведенный |
угол трения; |
P |
- |
угол подъема |
|
|||||
|
|
|
d2 |
|
|
резьбы; P – шаг резьбы.
При осевой силе Fa < 30 Н крутящий момент равен: