Расчет червячной передачи редуктора

Содержание

Введение

Задание

1. Расчет геометрических параметров

2. Проверочный расчет червячной пары на прочность

3. Расчет вала червяка (Построение эпюр)

4. Выбор подшипников

5. Расчет шкалы

6. Расчет редуктора на точность

Литература

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.

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 =0 до =_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 1228 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

Постоян-ная затухания М	Наибольшая относительная погрешность настройки и отсчета	Диапазон затухания	Внутренний диаметр центрального волновода	Диаметр шкалы отсчетного устройства
	[0;45]	[45;max]	Аmax	Amin	dв,мм	Dш,мм
-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

(мм).

Внутренний диаметр волноводаd_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 числаu=z₂/z₁=80/4=20.

Производим расчет геометрических параметров редуктора.

1 Ход червяка p₁=mz₁=12,56(мм);

2 Угол подъема винта червяка

==1119

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

3 Межосевое расстояние a_w=0,5m(z₂+q)=50 (мм);

4 Делительный диаметр червякаd₁=mq =20 (мм);

5 Делительный диаметр червякаd₂=mz₂=80 (мм);

6 Длинна нарезной части червяка

b₁2m()=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^*=21+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+21=22 (мм);

10 Диаметр вершин колеса

d_a2=d₂+2h_a^*m=80+211=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

_t1=_t2= m _t^* =0,31=0,3 (мм);

14 Ширина венцаb₂=0,75d₁=0,7520=15 (мм);

15 Угол обхвата

=4414

16 Радиус дуги, образующей кольцевую поверхность вершин зубьев червячного колесаR=0,5d₁- mh_a^*=0,520-11=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

=0,93tgctg(+)=0,93tg1119ctg(1119+143)=0,8

где =arctg f=arctg0,03=143.

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 [_н]=210Мпа, откуда следует _н [_н].

(Мпа),

тут Y_F - коэффициент формы зуба, что зависит от эквивалентного числа зубьев

.

На основании 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 [_F]=41Мпа, откуда следует _F [_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);

5 Определяем диаметр вала червяка

Из условия прочности на кручение

, ,

где предельно допустимое напряжение кручения для стали 45 соответствует [_кр]=30 МПа [5].

При действии эквивалентного момента

, ,

где предельно допустимое эквивалентное напряжение для стали 45 соответствует [_экв]=0,33_в=0,33900=297 МПа [5].

5.3 Из условия жесткости вала при кручении

,

где []=810^-3 рад/м , G=810⁵ 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)KK_T=(0,43188+400) 11=437,8(H),

тут при вращении внутреннего кольца V=1; так как подшипник работает при температурах ниже 100С, то K_T=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

,

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

Находим эквивалентную статическую нагрузку

P₀=X₀F_r+Y₀F_a=0,588+0,43400=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

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 =0.25 - относительная погрешность настройки (табл.1).

3 Цена деления шкалыH=2A=20.35=0.7(дБ/дел)

4 Число делений шкалыN=A_max/H=70/0.7=100

5 Число оборотов шкалы при угле поворота элемента настройки _н=_max будет

(об)

6 Число делений на каждом обороте N=N/K=100/4.920

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=0.68a_w[_з.к.(t _з.к.-20)- _к.(t _к.-20)],

где a_w - межосевое расстояние; _з.к.=11.510^-6 1/С - коэффициент линейного расширения материала колеса (сталь 35); _к.=22.710^-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= -10С.

j_n=0.6850[11.510^-6_.(-10-20) - 22.710^-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

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

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

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

Мягков В.Д. Допуски и посадки: Справочник.

Рощин. Курсовое проектирование механизмов РЭС.

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

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

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