Основы конструирования элементов приборов (курсовая)

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.

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:

• затухание сигнала в волноводе 3 обеспечить поворотом волновода 2 с пластиной П на угол от q=0 до q=q_max. Затухание А в децибелах определяют по формуле ;
• пластину П изготовить из двойного слоя слюды толщиной 0,25 мм с нанесением поглощающего слоя из графита;
• отверстия входного 1 и выходного 3 волноводов выполнить прямоугольными с размерами 12´28 мм. На торцах предусмотреть контактные фланцы;
• соединение центрального подвижного волновода с неподвижным выполнить дроссельными фланцами;
• 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

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        (мм).

Внутренний диаметр волновода                       d_в=32 мм.

Отсюда видно, что диаметральная разность    r=d₂-d_в=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=pmz₁=12,56(мм);

2 Угол подъема винта червяка              g==11°19¢

где q=20 – коэффициент диаметра червяка по ГОСТ 2144-76;

3 Межосевое расстояние                       a_w=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                 b₁³2m()=2×(8,9+1)=19,8(мм)

принимаем                                 b₁=30 (мм);

7 Высота витка                              h₁=h₁^*×m=2,2 (мм)

тут h₁^*=2 h_a^*+c₁^*=2×1+0,2=2,2;

8 Высота головки                          h_a1= h_a^*×m=1 (мм);

9 Диаметр вершин червяка d_a1=m(q+2 h_a^*)=20+2×1=22 (мм);

10 Диаметр вершин колеса d_a2=d₂+2h_a^*m=80+2×1×1=82 (мм);

11 Диаметр впадин червяка

d_f1=d₁-2m(h_a^*+с₁^*)=20-2(1+0,2)=17,6 (мм);

12 Диаметр впадин колеса

d_f2=d₂-2m(h_a^*+с₂^*)=80-2(1+0,2)=77,6(мм);

13 Радиус кривизны                      r_t1=r_t2= m r_t^* =0,3×1=0,3 (мм);

14 Ширина венца                          b₂=0,75d₁=0,75×20=15 (мм);

15 Угол обхвата                                                                                                                                             b=44°14¢

16 Радиус дуги, образующей кольцевую поверхность вершин зубьев червячного колеса                R=0,5d₁– mh_a^*=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=М_вх=1 Нм.

1 Определяем КПД редуктора

h=0,93tgg×ctg(g+r)=0,93tg11°19¢×ctg(11°19¢+1°43¢)=0,8

где r=arctg f=arctg0,03=1°43¢.

Момент на выходе редуктора (Нм).

2 Определяем силы, действующие в зацеплении

(Н), (Н)

°=145,6(Н)

3 Проверка по контактным и изгибающим напряжениям

,

из [3] для пары бронза-сталь ;

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

(Мпа),

тут Y_F – коэффициент формы зуба, что зависит от эквивалентного числа зубьев . На основании [9,табл.3.1] выбираем Y_F=1,34. Коэффициенты К_Н и К_F принимаются равными 1, исходя из того, что редуктор выполняется при высокой точности, скорость скольжения V_ск<3 м/с  и рабочая нагрузка постоянна.

Для материала БрОНФ10-1-1 предельнодопустимое напряжение [s_F]=41Мпа [3,табл.21], откуда следует s_F <[s_F].

3 Расчет вала червяка (Построение эпюр)

1 Определяем реакции опор и изгибающий момент в горизонтальной плоскости

(Н) ,      (Н);

(Нм);

2 Определяем реакции опор и изгибающий момент в вертикальной плоскости

(Н) ,

(Н);

(Нм), (Нм);

(Нм);

3 Определяем эквивалентный изгибающий момент

(Нм);

4 Строим эпюры (рисунок 2).

R_A                                                      F                    R_B

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

5 Определяем диаметр вала червяка

• Из условия прочности на кручение

,  ,

где предельно допустимое напряжение кручения для стали 45

соответствует [s_кр]=30 МПа  [5].

• При действии эквивалентного момента

,  ,

где предельно допустимое эквивалентное напряжение для стали 45 соответствует [s_экв]=0,33s_в=0,33×900=297 МПа  [5].

5.3 Из условия жесткости вала при кручении

,

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

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. F_ar=F_a1=400 H.

Выбираем подшипник из соотношения ,

где .

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, n_max=25000 об/мин, m=0,06кг.

Находим эквивалентную динамическую нагрузку

P=(XVF_r+YF_a)K_sK_T=(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 K_T=1; при нормальных условиях эксплуатации K_s=1 [8]; при a=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

,

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

Находим эквивалентную статическую нагрузку

P₀=X₀F_r+Y₀F_a=0,5×88+0,43×400=216(H),

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

Из данных расчетов следует, что подшипник выбран правильно, так как

5 Расчет шкалы

1 Угол поворота элемента настройки, соответствующий наибольшему затуханию

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

2 Абсолютная величина погрешности

(дБ)

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

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

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

5 Число оборотов шкалы при угле поворота элемента настройки Q_н=Q_max будет

(об)

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

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

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

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:

j_n=0.68×a_w[a_з.к.(t _з.к.-20)- a_к.(t _к.-20)],

где a_w – межосевое расстояние; a_з.к.=11.5×10^-6 1/°С – коэффициент линейного расширения материала колеса (сталь 35); a_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.

j_n=0.68×50[11.5×10^-6_.(–10-20) – 22.7×10^-6_.(–10-20)]=0.011(мм).

Сравнивая полученное значение j_n=0,011мм с величинами наименьших боковых зазоров, по [3] определяем, что наиболее подходящим сопряжением для данной передачи является сопряжение Х, для которого j_{n 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.

Нашли опечатку? Выделите и нажмите CTRL+Enter