Материал: Проектирование механизмов радиоэлектронных средств. учебное пособие. Андреев А.И., Андреев И.В

4. Чем определяется угол поворота ролика для фрикцион-

ных передач, в которых силовое замыкание осуществляется с помощью пружин?

5. От чего зависит высота зуба в зубчатой передаче?

6. Каким образом определяется делительные диаметры,

диаметры выступов и впадин, межосевое расстояние для зубчатых механизмов?

7. Что такое модуль зубчатых механизмов и как он

выбирается?

8. Какие зубчатые колеса относят к мелкомодульным?

9. Чему равна ширина зубчатого венца и от чего она зави-

сит для зубчатых колес?

10. Как определяются геометрические характеристики

конической зубчатой передачи?

11. Каким образом определяется делительный диаметр,

диаметр вершин и впадин червяка?

12. Что входит в расчет геометрии червячного колеса?

13. Каким образом определяется длина нарезной части

червяка и угол подъема его винтовой линии?

14. Что относится к геометрическим характеристикам

мальтийского механизма?

15. Какими параметрами характеризуется трапецеидальная

метрическая резьбы в механизме винт-гайка и их основные

размеры?

16. Чему равны угловая скорость и угловое ускорение

мальтийского креста и как они связаны с геометрией мальтийского механизма?

17. От чего зависят радиусы креста и ширина его пазов для

мальтийского механизма?

18. Чем характеризуется расчет геометрии секторной

зубчатой передачи?

19. Как определяется число зубьев и модуль храпового

колеса ?

20. Что относится к геометрическим параметрам храпово-

го механизма?

21. Каким может быть профиль зуба храпового колеса

и от чего зависит его высота в храповом механизме?

22. Из каких условий выбирают длину рейки реечной

передачи?

5. СИЛОВОЙ РАСЧЕТ МЕХАНИЗМОВ

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

, (5.1)

где - крутящий момент на ведущем валу; - передаточное отношение механизма; - его коэффициент полезного действия.

Для создания крутящего момента на входном валу в механизме РЭС используются различные электродвигатели /5/ с редуктором и без них. Развиваемый электродвигателем крутящий момент (Н∙м) при мощности (Вт) и угловой скорости вращения двигателя равен:

, (5. 2)

где - число оборотов двигателя (мин^-1). При включении редуктора в состав механизма равен

, (5. 3)

где - передаточное число редуктора; - его коэффициент полезного действия.

Для зубчатой передачи коэффициент полезного действия равен:

, (5. 4)

где - коэффициент, учитывающий увеличение силы трения в мелкомодульных зубчатых передачах: f – коэффициент трения скольжения, обычно равный ; - окружная 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 раскладывается на окружную и радиальную силы. При моменте , приложенным к зубчатому колесу диаметром , определяется формулами:

;

; (5. 5)

.

Для конической зубчатой передачи (рис. 4.5) сила, действующая в зацеплении к зубу , раскладывается на окружную F_t и распорную F_r. Сила F_r для шестерни z₁ имеет радиальную F_r и осевую F_a составляющие:

; ;

; (5. 6)

.

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), осевую на червяке F_a1 (равную окружной на колесе F_t2 ) и радиальную F_r (рис. 5.1):

;

; (5. 7)

.

Сила нормального давления равна:

. (5. 8)

Коэффициент полезного действия червячной передачи на ведущем червяке равен:

, (5.9)

где ρ - приведенный угол трения, равный /1/.

При этом крутящий момент определяют в соответствии с формулой (5.1) для червячной передачи, подставляя рассчитанное значение и передаточное отношение , а затем находят силы в зацеплении.

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

, (5. 10)

а необходимый крутящий момент на винте равен:

, (5. 11)

где - приведенный угол трения; - угол подъема резьбы; P – шаг резьбы

Рис. 5.1. Определение сил червячной передачи

При осевой силе < 10 Н крутящий момент равен:

, (5.12)

где - поправочный коэффициент;

. (5.13)

Коэффициент полезного действия определяют по формуле (5.9), где переменную γ заменяют углом подъема резьбы β.

(5.14)

Фрикционная передача с роликами (рис. 4.1) работает при и для надежности берут:

, (5. 15)

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

. (5. 16)

При торцевом касании эта сила в 2 раза меньше, т.е. . Коэффициент трения скольжения зависит от материала, шероховатости поверхности и условий смазки. В случае контакта без смазки при стальном и бронзовом роликах , при стальных роликах ; при стальном и текстолитовом .

Для фрикционных передач с гибкой связью, использующих силы трения и связанных с упругим скольжением ремня по шкивам, изменяются усилия по дуге обхвата от значения до на ведущем и до на ведомом шкивах. Угол обхвата ведущего шкива , а для увеличения угла обхвата и силы натяжения гибкой связи применяют натяжные ролики.

Рис. 5.2. Силовая схема передачи гибкой связью

Начальная сила натяжения гибкой связи:

, (5. 17)

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

Для силовых передач гибкой связью ремнем из синтетических волокон из синтетических волокон c полиамидным покрытием при толщине ремня мм напряжение предварительного натяжения МПа, для плоских резинотканевых ремней МПа. Для передач, используемых в механизмах настройки, ввиду меньшей упругости применяемых материалов и малой величины передаваемого окружного усилия МПа. Передача окружного усилия вызывает перераспределение начальной силы натяжения при . Для создания сил трения необходимо, что . Из системы уравнений