Описание внешнего вида механизма

 

Механизмы, используемые в РЭА, работают в различных режимах нагружения; они имеют различные показатели по точности, прочности, массе, габаритам, что определяется их местом в изделии и назначением.

Исходя из функциональных особенностей работы, механизмы РЭА можно объединить в следующие группы:

1) механизмы приводов радиолокационных, связных, пеленгационных и других видов антенн;

2) механизмы дистанционных передач;

3) механизмы следящих систем;

4) механизмы ручной настройки;

5) механизмы электромеханической настройки;

6) отсчетные механизмы;

7) механизмы перемещения носителя информации в устройствах магнитной записи и воспроизведения.

Механизмы каждой группы имеют свои особенности, как с точки зрения конструкции, так и передаваемых нагрузок и характера движения. Данный в задании механизм является механизм редуктора антенного устройства, представляющий собой зубчатую передачу, показанную на рисунке 1.

 

Рисунок 1 - Зубчатая передача

 

Механизм предназначен для настройки радиолокационной антенны.

 

Кинематический расчёт

 

Кинематический расчёт механизма включает в себя определение передаточного отношения i₁₂ для зубчатой передачи и последующее определение их передаточного числа.

В данном случае схема механизма имеет вид, представленный на рисунке 1. Механизм состоит из двух зубчатых колёс, которые входят во внешнее зацепление друг с другом.

Число зубьев ведущего колеса Z₁=20

Число зубьев ведомого колеса Z₂=88

Крутящий момент T₁=1 H·мм приложен к колесу 1.

 

Передаточное отношение:

                                                                            (1)

 

Подставляя Z₁ и Z₂, получаем:

Передаточное число u=|i₁₂|=4,4

 

Рисунок 2. Кинематическая схема зубчатой передачи

 

Функция положения для зубчатых передач имеет вид

 

Ψ(q)=aφ+b

 

Её производная равна:

 

Ψ’_q=i^-1₁₂=-1.074

 

Подставляя а=ψ’_q, b=0, получаем:

 

Ψ(q)=-1.074φ

 

 

Расчёт геометрии передачи и её деталей

 

В механизмах РЭС меньшее зубчатое колесо называют шестернёй, а большее - колесом.

Расчёт геометрии передачи включает в себя определение шага и модуля передачи, делительных (начальных) диаметров колёс, диаметров вершин, диаметров впадин, межосевого расстояния и ширины венца зубчатого колеса.

Измерим шаг:

=3,6 мм;

 

Модуль зубчатого колеса равен:

 

стандартизированное m = 1,0            (2)

 

Найдем начальные (делительные) диаметры колёс:

_w1=d₁=m∙Z₁                                 (3)

d_w2=d₂=m∙Z₂ (4)_w1=1,0*20=20 мм_w2=1,0*88=88 мм

 

Диаметры вершины зубьев находим по формуле:

 

(5)

 (6)

da1=1,0*(20+2)=22 мм

 

da2=1,0*(88+2)=90 мм

 

Высота зуба h=h_a+h_f, где h_a - высота ножки зуба, h_f - высота головки зуба, вычисляемые по формулам:

 

h_a=h_a^*·m, h_f=(h_a^*+C^*)·m, (7)

 

где h_a^* - коэффициент высоты головки зубa,

С^* - коэффициент радиального зазора по ГОСТ 16532-70 h_a^*=1, тогда C^*=0.25. h_a=1· 1=1 мм, h_f=(1+0.25)·1=1,25 мм, высота зуба h= 1+1,25 = 2,25мм.

Диаметры впадин зубьев равны:

_f1=m∙(Z₁-2,5)                      (8)_f2=m∙(Z₁-2,5)                (9)_f1=1*(20-2.5)=17,5 мм_f2=1*(88-2.5)=85,5 мм

 

Межосевое расстояние определяется:

_w=0.5∙m∙(Z₁+Z₂)  (10)_w=0,5*1*(20+88)=54 мм

 

Ширина венца зубчатого колеса ищется по формуле

 

b_w=a_w∙φ_ВА, (11)

 

где φ_ВА- коэффициент ширины венца, φ_ВА=0,05

 

b_w=54∙0,05=2,7мм

 

Силовой расчёт

 

Крутящий момент на ведомом валу рассчитывается по формуле:

₂=T₁∙i₁₂∙η                                                                           (10)

 

гдеТ₁ - крутящий момент на ведущем валу, η - КПД механизма, i₁₂ - передаточное отношение механизма.

КПД механизма:

 

                                                        (11)

 

где  - коэффициент, учитывающий увеличение силы трения в мелкомодульных зубчатых передачах.

Подставляя F_t=3H, получаем

 

=0,08 - коэффициент трения скольжения_n - сила нормального давления, её составляющие:_t<30,0 Н - окружная сила, F_r - радиальная сила, определяемые по формулам:

 

F_t=2T₂/d₂                                                                                                                     (12)

F_r=F_t*tgα_w (13)

F_n=F_t/cosα_w                                                                   (14)

 

где a_w=20° - угол обхвата;

Крутящий момент на ведущем валу Т₁=2 Н·мм

Крутящий момент на ведомом валу Т₂=η·T₁·i₁₂= 8,624 Н·мм

Окpужная сила F_t= 0,196 Н

Радиальная сила F_r= 0,071344 H

Сила нормального давления F_n= 0,20085 Н