/
Author: Куркин В.И. Козинцов Б.С.
Tags: инженерное дело техника в целом радиотехнические материалы и изделия радиотехника
ISBN: 5-06-001228-X
Year: 1988
Text
'
.
)
'
-
.
.
~
-
J
.
·---~.
·1
..
.
.
.
i
.
.
. -· j в. и. Куркин, Б. с. ОЗИНЦОВ
~·-- · .:_~
Дет ли
·_.. ·· -·
мех и змов
-~ :_ -_-
радиоустройств
в.и. Куркин, Б.С.Козинцов
Детали
механизмов
радиоустройств
ИЗДАНИЕ ТРЕТЬ~,
ПЕРЕРАБОТАННОЕ И ДОПОЛНЕННОЕ
Допущено Министерством
радиотехнической промышленности СССР
в качестве учебного пособия
для учащихся средних специальных учебных заведений
радиотехнических специальностей
@)
МОСКВА
«ВЫСШАЯ ШКОЛА» 1988
ББК 32.843
к93
УДК 62.396.69
Р е ц е ·Н з е н т - преподаватель В. Д. Потоцкий (Жигулевс•кий радио
техничеоКjи.й те.х.н1и~кум)
Куркин В. И., Козинцов Б. С.
К 93 Детали механизмов радиоустройств: Учеб. пособие для
учащихся радиотехн. спец. техникумов. - 3-е изд., перераб.
и доп. - М.: Высш. шк., 1988.
-
256 с.: ил.
ISBN 5-06-001228-Х
В книге изложены основы 1еории механизмов. применяемых в радиоустроАствах.
Третье издание (2-е -- в 1975 1·.) переработано и дополнено новым материалом: при
ведены новые сведения по записывающим механизмам и МЕ'Ханиамам следящих и
антенных систем. дистанционной настройки и упраВJJ(>НИя: рассмотрены вопросы на
дежности. методы н средства конструирования механических систем радиоустройств.
к 2402020000 (4308000000)- 217
001 (01 )-88
ISBN 5-06-001228-Х
135 - (св
.
план для сред.
спец. учеб. заведений) 88
ББК 32.843
6Ф2.13
© Издательство «Высшая школа:., 1975
@ Издательство «Высшая шко.па::., 19,88,
с изменениями
ПРЕДИСЛОВИЕ
В основных направлениях перестройки высшего и среднего спе
циального образования в стране, утвержденных ЦК КПСС и Советом
Министров СССР, перед средними специальными учебными заведения
ми, готовящими радиотехников, поставлены задачи коренного улуч
шения профессиональной и мировоззренческой подготовки специалис
тов, что, в свою очередь, вызывает необходимость создания учебников
и учебных пособий, соответствующих современным требованиям со
uиально-экономического и научно-технического прогресса.
Данная книг.а является учебным пособием для учащихся технику
мов по одному из профилирующих предметов «Основы технической
механики и детали механизмов радиоустройств» для специальностей
«Радиоаппаратостроение» и «Радиолокационные устройства».
Цель книги - помочь учащимся овладеть знаниями, необходимы
ми для расчета и конструирования механических устройств или эле
ментов, используемых в современных радиотехнических системах.
В настоящем учебном пособии более подробно по сравнению с пре
дыдущим изданием с учетом специфики радиоаппаратостроения рас
смотрены детали и элементы механизмов радиоустройств, механизмы
настройки и управления, механизмы антенных систем и записывающие
устройства.
Авторы выражают глубокую признательность рецензенту за весь
ма полезные советы и замечания. сделанные при рецензировании руко
писи.
Отзывы и пожелания по книге следует направлять по адресу:
101430, Москва, ГСП-4, ул. Неглинная, 29/14, издательство «Высшая
ШКОЛЮ>.
Авторы
ЧАСТЬ ПЕРВАЯ
ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
О МЕХАНИЗМАХ РАДИОУСТРОЯСТВ
ГЛАВА 1
ОСНОВЫ ТЕОРИИ МЕХАНИЗМОВ
§ 1.1 . Структура и классификация механизмов
Задачи теории механизмов. Основной задачей теории механизмоR
является разработка общих методов расчета для всех видов механиз
мов.
В соответствии с этой задачей теория механизмов занимается:
структур·ой механизмов, гдеизучаетсяихстроение;
кинематикой механизмов,гдеизучаютсязависимости
между перемещениями, скоростями и ускорениями образующих их
звеньев(безучетадействующихнанихсил),идинамикой ме
х а н и з м о в. где изучается движение звеньев. составляющих меха
низм (с учетом действующих на нИх сил). При этом считают. что звенья.
образующие механизм, абсолютно жесткие.
Основные определения. Механизмом называют искусственно соз
данную систему тел, предназначенную для преобразования механи
ческого движения одного или нескольких тел в движение других тел.
Так, например, в механизме радиотехнического прибора (рис. 1.1)
вращательное движение ротора электродвигателя 1. имеющего ско
рость ю 1 , преобразуется во вращательное движение шпинделя 5, име
ющего значительно меньшую скорость ю5 . Это преобразование про
исходит посредством зубчатой передачи, состоящей из колес 2,
3и6.
Твердые тела, составляющие механизм, называют звеньями. Звено
может состоять из нескольких соединенных неподвижно друг с другом
частей - деталей. Деталью называют часть механизма или машины.
изготовляемую без применения сборочных операций. На рис. 1.1
зубчатое колесо 2 ·и ротор электродвигателя 1 представляют собой од
но звено.
Механизмы состоят из одного или не'скольких подвижных- звень
ев и одного неподвижного звена. Неподвижное звено называют стой
кой. В механизме радиотехнического прибора неподвижным звеном
(стойкой) являетсн корпус. состоящий нз деталей 4, 7 - 11 и скреп
ляющих их винтов.
4
Звенья, составляющие механизм, подвижно соединены между со
бой. Совокупность двух звеньев, имеющих ограниченное относитель
ное движение, называют кинематической парой. В механизме (рис. 1.1)
кинематическими парами являются следующие соединения: ротор и
статор электродвигателя, зубчатые колеса 2 и 3, 3 и 6; валы зубчатых
колес 3 и 6 с корпусом; шпиндель 5 с зубчатым колесом 6 (это соедине
ние допускает поступательное движение шпинделя 5 относительно зуб
чатого колеса 6).
Кинематические пары делят на низшие и высшие в зависимости от
числа связей, накладываемых на относительное движение соединяемых
ими звеньев. Низшие пары на
кладывают две связи на движе
ние звена в плоскости, выс
шие - одну.
Поверхности, линии или
точки, по которым происходит
контакт в кинематических па
рах, называют элементами ки
нематических пар. В данном
механизме элементом высшей
кинематической пары в зацеп
лении зубчатых колес является
линия контакта рабочих поверх
ностей зубьев, элементом низ
шей поступательной кинемати
ческой пары звеньев 5 и 6 -
цилиндрические
поверхности.
tJ----
12
765
f
J
2
Рис. 1.1
Систему звеньев, образующих между собой кинематические пары.
называют кинематической цепью. Механизм может состоять из одной
или· нескольких кинематических цепей. В рассматриваемом механизме
радиотехнического прибора две кинематические цепи. Первая состоит
из подвижных звеньев 2, 3, 6 и неподвижного звена (корпуса), а вто
рая -- из звеньев 5 и 6. В этом случае звено 6 рассматривают как не
подвижное, так как вращение его происходит в плоскости. перпенди
кулярной оси поступательного движения звена 5. Первая кинемати
ческая цепь предназначена для вращения выходного звена (шпинделя
5) с требуемой угловой скоростью ffi 5 , вторая - для сообщения ему
поступательного движения. Двигателем цепи является соленоид, со
стоящий из якоря 13. шпинделя 5 и катушки 12. закреп.11енной в кор
пусе.
В зависимости от назначения, звенья механизма подразделяют на
входные, выходные и соединительные.
Входным называют звено, которому сообщается преобразуемое
движение. Выходным - звено, совершающее движение. для выполне
ния которого предназначен механизм. В динамике механизмов приме
няют термины «ведущее» и «ведомое» звенья. Ведущее -- звено, которо
му сообщают положительную работу, ведо.Jtое -- звено, которому со-
5
общают отрицательную работу приложенные к ним внешние силы. На
ведущее звено силы действуют по направлению скорости, на ведомое
-
против направления скорости.
В первой кинематической цепи механизма радиотехнического при
бора входным звеном является зубчатое колесо 2, соединительным -
зубчатое колесо 3, выходным - зубчатое колесо б со шпинделем 5,
которые вращаются благодаря шпонке как одно целое. Во второй
кинематической цепи, состоящей из двух звеньев, подвижное звено -
шпиндель 5 - соединяет в себе функции входного и выходного звеньев.
Неподвижное (в плоскости поступательного движения) - колесо 6,
отверстие в ступице которого служит направляющей для поступатель
ного движения шпинделя 5, имеющего два независимых движения:
вращательное и поступательное.
По различию в расположении траекторий движения звеньев меха
низмы делят на пространственные и плоские. В п р о с т р а н с т
в е н н ы х механизмах траекториями движения звеньев являются
пространственные или плоские кривые, расположенные в непараллель
ных плоскостях, а в п л о с к и х механизмах-в одной или несколь
ких параллельных плоскостях.
Механизмрадиотехнического прибора(настроеч
ной головки) - пространственный механизм, так как движение его
звеньев происходит во взаимно перпендикулярных плоскостях (пло
скость вращения перпендикулярна плоскости поступательного движе
ния).
Механизмы могут быть самостоятельными сборочными единицами.
а могут входить в состав более сложных изделий - машин. Маши
ной называют искусственное устройство, предназначенное для облег
чения физического и умственного труда человека.
Структура механизмов. Каждый механизм состоит из звеньев, со
единенных друг с другом кинематическими парами. Рассмотрим. как
влияет соединение звеньев различными кинематическими парами на
их движение. когда оно происходит в одной плоскости. Для упроще
ния построения введем условные обозначения, приведенные в табл. 1.1.
Каждое звено (рис. 1.2 . а), не входящее в кинематические пары, при
движении в одной плоскости имеет три степени свободы (W === 3):
поступательное движение относительно осей х и у, вращательное в
плоскости уОх. Система, состоящая из двух свободных звеньев имеет
шесть степеней свободы ( W = 3 · 2
-
6) и т. д. Если два звена соеди
нить низшей кинематической парой, допускающей только их относи
те.тtьное вращение в плоскости (рис. 1.2, 6). то такая кинематическая
цепь будет иметь четыре степени свободы (W - 6
-
2 -~--= 4), так как
соединение звеньев низшей парой наложило две связи. Кинематическая
цепь, состоящая из трех звеньев (рис. 1.2. в), соединенных друг с дру
гом двумя низшими кинематическими парами. будет иметь пять степе
ней свободы (W --- 3 · 3-2 · 2 = 5). так как д13е низшие кинематиче
ские пары наложили на движение звеньев четыре связи.
6
.
.
Q.I :ё
• fo-
=8:{
=Q)
'°~
(1,/ о
~ОХ
fo-'°
()о >-~=
о=
О.: ::.::=се
с;u
с;=~~
() ==
U:i:ro=
=41
=cu:cc
::r :r:
::r:o.u
1
5
1
5
]
5
2
4
2
4
3
3
Название кинемати-
ческой пары
Поступательная
Вращательная
Винтовая
Uи.пиндрическая
Сферическая с
па.'lьцем
Рисунок
~
~
1
~
Таблица 1.1
Условное
обозначение
у
/\
1-1
т
-@--
т
7
3
3
4
2
5
Название кинема
тич@ской пары
Плоскостная
Цилиндр
плоскость
Шар-плоскость
Продолжение табл. 1. 1
Рисунок
Условное
обозначение
L
1
Звенья могут соединяться низшими кинематическими парами, до
пускающими только относительное поступательное движение (рис. 1.3).
В плоских кинематических цепях используются и высшие кинемати
ческие пары (накладывают одно условие связи). На рис. 1.4 приведено
схематичное изображение двух звеньев, соединенных высшей кинема
тической парой, в которой звецо 2 может перемещаться поступательно
относительно звена 1 и «катиться» по нему. В механизме настроечной
головки такие кинематические пары образуют зацепления зубчатых
колес, где зубья колес «катятся» и скользят друг по другу.
Выведем уравнение для определения числа степеней свободы плос
ких кинематических цепей. Для подвижных звеньев на плоскости,
не соединенных кинематическими парами, общее число степеней сво
. бо ды W == Зп, где п - число подвижных звеньев.
Если эти звенья соединены друг с другом различными кинематиче
скими парами, то число степеней свободы
U'1
=3n-2p-q,
(1.1)
где р - число низших кинематических пар (накладывают два условия
связи); q - число высших кинематических пар (накладывают одно
условие связи).
Пример 1.1. Определить число степеней свободы механизма настроечной го
ловки (см. рис. 1.1).
8
Р е ш е н и е. Механизм состоит из двух плоских кинематических цепей, рас
положенных во взаимно перпендикулярных плоскостях. Первая кинематическая
цепь состоит из трех подвижных звеньев: ротора электродвигателя с зубчатым
колесом 2, зубчатого колеса 3 и зубчатого колеса 6 со шпинделем 5. Число низ
ших кинематических пар равно трем (вращательные пары, соединяющие пере
численные звенья с корпусом). Число высших кинематических пар равно двум
(зацепление зубьев колес 2 и 3. 3 и 6). Следовательно, п = 3, р = 3, q = 2, от
кудаW1=Зп-2р
-
q = 3,3-2,3-2= 1.
n=2; р:О; q• О
:~--~
1W,=J w. =J
1W=6 2
1
у
х
О)
х
n=2; p=I; q=O
W,=J А Wi1=1
RW=4
OJ
х
Рис. 1.2
6)
х
Вторая кинематическая цепь состоит из одного подвижного звена - шпин
деля 5, соединенного низшей поступательной парой с колесом 6, т. е. п = 1,
р=1,q=О.ВэтомслучаеW2=Зп -2р
-
q=3,1 -2,1 -О=1.Общее
числостепенейсвободы W= W1 +W2= 1+1= 2.
Механизм, имеющий одну степень свободы (рис. 1.5, а), можно
представить как соединение ведущего звена, имеющего также одну сте-
У л=2; p•f; q•O
~,=1
х
Рис. 1.3
У n=2;p=O; q=f
~1=2
>--<'w-5.
1
W,•J
х
Рис. 1.4
пень свободы (рис. 1.5, 6), и кинематической цепи с нулевой степенью
свободы относительно системы, к которой она присоединена (рис. 1.5,в).
Такую кинематическую цепь называют структурной группой. Про
стейшая структурная группа состоит из двух звеньев, входящих в три
низшие кинематические пары. Применение высшей кинематической
пары (рис. 1.6) дает возможность получить механизм с W = 1, состоя
щий из двух подвижных звеньев: ведущего и ведомого.
9
Для получения механизма с двумя степенями свободы (рис. 1. 7"
а) структурную группу присоединяют к двум ведущим звеньям (рис.
1.7, 6). Сложные механизмы (рис. 1.8, а) получают путем присоеди
нения к простым механизмам различных структурных групп (рис.
1.8, б).
n=J;p=4; q=O; W=f
n=f;p=f; q=O; W=t
n=2;p=J; q=O; W=O
ljв
2
су
у
а)
х
tf)
х
6)
х
Рис. 1.5
Классификация механизмов. Для упрощения выбора типа меха
низма их удобно классифицировать по функциональному признаку
(изданы справочные пособия, где собрано и классифицировано по функ
циональному признаку большое число механизмов, например «Меха
низмы» под ред. И.И. Артоболевского).
В зависимости от выполняемых функций механизмы делят на сле
дующие группы:
g п•2;р•2; f/•1
W=f
Рис. 1.6
1с
х
а)
Рис. 1.7
-
механизмы передач с постоянной угловой скоростью вращения
ведомого звена (зубчатые, червячные, ременные и др.);
-
механизмы передач со ступенчатым изменением угловой скоро
сти ведомого звена (коробки передач, ступенчатые ременные_ и цеп
ные);
-
механизмы передач с плавным изменением угловой скорости
ведомого звена (гидравлические и электрические передачи, фрикцион
ные вариаторы и др.);
10
-
механизмы с периодическим реверсивным и нереверсивным из
менением угловой скорости ведомого звена (кулисные, четырехшарнир
ные, зубчато-рычажные, кулачковые и др.);
-
механизмы с прерывистым движением ведомого звена (мальтий
ские кресты, храповые, кулачковые и др.);
-
предохранительные механизмы (от перегрузок и сверхпредель
ных скоростей). К ним относятся предохранительные, центробежные
и обгонные муфты;
n=5;p=7; q=O; W=t F 5
F
СЕ4
в
f~
О)
О)
Рис. 1.8
-
дифференциальные механизмы, суммирующие движения двух
независимых двигателей или передающие движение от одного двигате
ля на два ведомых звена.
Для разработки общих методов кинематического и динамического
расчетов механизмов необходимо их классифицировать по структурно
му признаку, т. е. в зависимости от сочетания в них количества звень
ев, числа и вида кинематических пар.
§ 1.2 . Основы кинематики механизмов
3адачей кинематического расчета является
нахождение зависимостей между положениями входного (ведущего)
звена механизма и положениями, скоростями и ускорениями выходного
(ведомого) звена (без учета сил, действующих на звенья механизма и
их масс):
в случае вращательного движения входного (ведущего) и выходно
го (ведомого) звеньев
<pn = <р (<р1), l
<йп = <й (({)1), J
Вп = е (CJ>1);
(1.2)
в случае вращательного движения входного (ведущего) звена и по
ступательного движения выходного (ведомого) звена
(~ .~ч
11
Здесь ср1 - угол, определяющий положение входного (ведущего)
звена; Q>n, sn, ron, Vn, Вп, ал-соответственно угловые или линейные
перемещения, скорости и ускорения выходного (ведомого) звена. При
поступательном движении входного (ведущего) звена в (1.2) и (1.3) <р1
следует заменить на s1 .
Если известна зависимость между положениями выходного (ведо
мого). и входного (ведущего) звеньев (f)n == ер (ср 1) или Sn == s (ср1), то
зависимость между скоростью выходного (ведомого) и положением
входного (ведущего) звеньев можно получить, дифференцируя по вре
мени эти уравнения. По правилу дифференцирования с~11ожной функ-
ции имеем dq>n
d<J>n dq>i • dq>п === ю · dq>i == ю1, или окончательно
dt
dq>1 dt' dt
п' dt
d(JJn
ffiп=Ю1 -- •
dq>]
( 1.4)
Вторичное дифференцирование по времени дает зависимость между
ускорением выходного (ведомого) звена и положением входного (ве
дущего)
doon ~-:: W1 d2 <J>n d<J>1 + dq>п d<t>1 .
dt
dq:1 ~ dt
dcp, dt '
dwn
-=Етt•
dt
Окончательно
d''
d
о
)'
-q rl
'
о qiri
с- -(J1--
__. __ с.
--
п-
dcp~ 1
·1 dcpl ~
(1.5)
В случае равномерного движения входного (ведущего) звена за
висимость q) 11 == ер (q; 1 ) можно заменить: ((Jп == <f1 (t). Тогда <йп =
=
dcr·п;df и Р" = d
2
cpn/d/ 2
•
Анадоrично запишем и для с~r~учая постуr1ательного движения вы
ходного (ведомого) звена:
dsn
Vn :.= -..
ffi1 -- ;
dq>1
2 d2sn
ап :--.:: Ю1 -- •
dq>~
В случае равномерного днижения входного (ведущего) звена
Vn =-~~ dsn/dt, йп = d
2
Sn/dt2 ~
(1.6)
(1. 7)
Уравнение ~п = --: <р (q;1), являющееся исходным для получения
остальных зависимостей кинематического расчета, называют пере
даточной функцией.
При 11роектировании во многих случаях используют з а к о н
изменения ускорения. Тогда зависимости между ско
ростями и перемещениями выходного (ведомого) и входного (ведуще
го) звеньев можно получить интегрированием заданного закона ускоре
ния.
12
Отношение скоростей звеньев механизма называют передаточным
отношением:
i1п = ffi1/ffin·
Из (1.4) и (1.6) получаем
i1п -:- = I01/ffin = dq>1/ depn, i1п = ffi1/Vn = d<p1/dsn.
(1.8)
Отсюда следует, что передаточное отношение является функцией
nо.ложения входного (ведущего) звена.
Кинематический расчет механизмов можно вести аналитическим
илиграфическимметодом.Аналити"\fеский мет0дболее
точен, дает возможность применить ЭВМ. Для предварительных рас
четов более удобным является графический метод, так как для многих
механизмов уравнения получаются громоздкими.
Ряссмотрим применение различных методов расчета на примере
акrиа.11ьного кривошиnно-ползунного механизма (рис. 1.9~ а).
Аналитический метод. Выражение передаточной функции s =
= -: ::: s (cr) можно получить следующим образом. За начало отсчета при
мем крайнее правое положение ползуна С0 . Расстояние АС = r + l
(кривошип и шатун лежат на одной прямой). Перемещение ползуна
при повороте кривошипа на угол ер
s= (r-t-l)-(гcosер+lcosу)
нли
s == r (1-cos ер)+ l (1-cos у).
В по.лученное выражение входит угол 1', являющийся функцией
угла q:. Зависимость между этими углами получим, выражая длину
перпендик~ляра. опущенного из точки В на ось направляющей ползу~
на. через у1·лы q: и1'= BD =-=-- r sin<р, BD :=-: l sin 'V.
Приравнивая правые части написанных уравнений, получим
l sin 1' ·:-;:· r sin q>, откуда sin у =-
(r/l) sin ер.
Значение cos у находим через sin у:
cos у:-.=.= V 1~- sin2 y = [1-(r/ l)2 sin2 ер) 1 ·'2.
Полученное выражение разложим в ряд по формуле бинома Нью
тона:
[1-(+ )2 sin2qJ]
112
= ]-+(f )\in2qJ-+ (f-)2 sin4qJ- . ..
Для практических расчетов при rll~ 1/3 можно ограничиться
двумя членами ряда. Тогда cos 1' = 1 - : (:)2 sin2 q>.
2 \//
Подставляя cos у в исходное уравнение, определим s = r (1 ~
--
cos ер)+l{1--[1- ~(;)2sin2q>]}.
13
После преобразований окончательное значение передаточной функ
ции примет вид
s~r(1- cosqJт;1
sin2<р).
Выражение .для определения скорости перемещения ползуна най
дем по формуле v == юdS/dq;.
f2
LAв=r; Lac=l
С6С5С4CJС2
а;
S=Sfrp)
J
х
s
ь
Значение производной ds/dq~ получим') дифференцируя по 1:1еремен...
ной <р передаточную функ11ию:
14
ds,~dfP = r { sin fP -+-[r/(21)] 2 sin fP cos fP}; 2 sin q> cos fP ~ sin 2(#);
ds/d<p =r {sin q; -1 - -lr,."(2/)] siп 2q; }.
Подставляя ds/d<p в исходное уравн~ние для скорости, получим
v ~ юr {sin ер+ [r /(21)] sin 2ер}.
Выражение для определения ускорения перемещения ползуна най
d2s
дем по формуле а = ffi
2
d<jJ2 , где d2s/dqJ 2
= r [cos qJ + (r//) cos 2qJ1.
Подставляя d2s/dep 2 в исходное уравнение для ускорения, получим
а ~ ю2г[cos ер-+-(r//) cos 2ер].
Можно определить также скорость и ускорение ползуна для полно
го цикла, подставив в полученные выражения значения угла ер == О-:
-:-2л.
Метод кинематических диаграмм. Этот метод позво.пяет получить
графическим построением диаграммы (графики) передаточной функ
uии, ана..11огов скоростей и ускорений: s == s (ер); ds/dep = s' (<р);
d 2s/dep 2 = s" (<р).
Аналог d~/dep == s' (ер) отличается от выражения для скорости
постоянным множителем ю, а аналог d2s/dep 2
= s" (ер)-от выражения
для ускорения постоянным множителем ю2 • Поэтому график ds/d<p ==
== s' (<р) называют графиком аналогов скоростей, а график d2s/d<pi ==
= s'' (<р) - графиком аналогов ускорений.
Для построения графика передаточной функции s = s (ер) нужно
построить п.паны положений механизма (схемы механизма, соот
ветствующие различным положениям кривошипа). Для этого в масшта
бе μl === lлвlАВ (lлв - размер звена, м; АВ
-
длина отрезка, изоб
ражающего на чертеже это звено, мм) вычерчивается кинематическая
схема механизма. Далее окружность (рис. 1.9,""а), описываемую точ
кой В, делят на равное число частей, например 12. Начало отсчета -
-
В 0 должно соответствовать крайнему положению ползуна. Из каж
дойточки(В0,81, В2,В3, ... ,
8 11) циркулем делаем засечки на оси дви
жения ползуна дугой радиусом ВС. Найденные точки (С0 • С1 , С2 ,
С3,
... ,
С11 ) qпределяют положение шарнира С, соответствующее отме...
ченным положениям кривошипа.
Построение графика перемещений начинаем с проведения осей ко
ординат: по оси абсцисс откладываем отрезок L, соответствующий
(в масштабе μч> == 2л!L, рад/мм) полному обороту кривошипа АВ, и
делим его на то же число частей, что и окружносrь, описываемую точ
кой R. Из точек 81, В2, В 3, В4 и т.д., отмеченных на оси абсцисс, парал
лельно оси ординат откладываем соответственно отр~зки С0С1 , С 0С2 ,
С0С 3, С0 С4 и т. д. Соединив концы отрезков плавной кривой, получим
график передаточной функции s == s (<р). При таком способе построе
ния масштаб по оси ординат равен масштабу чертежа механизма μl·
Графики аналогов скоростей и ускорений получают графическим
дифференцированием (рис. 1.9, 6). В тех случаях, когда исходным яв
ляется график ускорений или аналога ускорений, графики скоростей
и перемещений можно получить графическим интегрированием.
15
Метод планов. Для построения планов скоростей и ускорений надо
построить планы положений механизма, как было сказано выше.
Затем проводим структурный анализ механизма: кривошипно-ползун
ный механизм образован присоединением к кривошипу 1 (W = 1)
структурной группы (W = О), состоящей из шатуна 2 и ползуна 3,
соединенных шарниром С. Шатун соединен шарниром В с кривошипом,
скорость которого задана (v в = rol А в). Ползун соединен поступатель
ной кинематической парой с неподвижной направляющей. Неизвест
ную скорость точки С можно найти, составив векторные уравнения зна
чений ее скорости перемещения. Исходя из условия, что С принадле
жит шатуну, ее движение можно рассматривать как переносное (вме
сте с точкой R) и относительное (относительно В), т. е. v с == v в +v с в·
Считая, что С принадлежит ползуну, ее движение можно рассматри
вать как переносное (вместе с направляющей) и относительное по на
правляющей, т. е. vc == vc + Vcc . В данном случае направляющая
х
х
неподвижна (vс = О), поэтому vс = vсс , где С
-
точка направ-
х
х
х
.ляюrцей х - х, совпадающая в рассматриваемый момент с точкой
С ползуна.
Приравнивая правые части написанных векторных уравнений,
получим
vв+ Vсв =Vcc .
х
Данное уравнение решается построением плана скоростей (рис.
1.9, в) для положения механизма, изображенного сплошными линиями,
так как вектор скорости vв известен по величине (vв = ю1 l.лв) и
направлению (перпендикулярен направлению АВ), а векторы v с в и
и v ссх известны по направлению (v с в перпендикулярен СВ, а v ссх па-
раллелен направляющей х - х).
·
Построение плана скоростей следует начинать с вектора v в, изоб
ражающий его отрезок рЬ проводим из произвольной точки р (полюс
плана скоростей):
рЬ =V/μv,
где μс - масштаб плана скоростей, м-с- 1/мм.
Если отрезок рЬ взять равным отрезку ,изображающему на чертеже
кривошип (в масштабе μ,), то
VАВ
ro1 lАВ
lАВ
μv=-;ь-= АВ =ro1 lлв/μ1 =ro1μ,.
Направление отрезка рЬ перпендикулярно направлению АВ. За
тем через точку Ь проводим вектор относительной скорости v сп (пер
пендикулярно направлению RC) до пересечения с вектором относитель
ной скорости Vcc , проведенного через точку р параллельно направ-
х
ляющей х - х. Точка с пересечения этих векторов является концом
вектора v 0 . Скорость Vc определяют из уравнения Vc = μv (ре).
16
Получив значения скорости точки С для всех 12 положений, стро
им график Vc == v (<р).
Для ускорения переме1цения точки С получим следующие вектор-
ные уравнения:
п
t
ас== ав +асв +асв
-
точка С принадлежит шатуну;
k
r
ас==ас +асс +асс.
х
х
х
--
точка С принадлежит ползуну.
В этих уравнениях ав - ускорение точки В, при равномерном
вращении кривошипа ав == а'}з == v'iзllлв; аё8 == v~вllвc - нормаль-
ное ускорение точки С относительно В (направлено параллельно ВС от
точки С к В); а~8 - тангенциальное ускорение точки С относительно
В (а~8 неизвестно по величине, направлено перпендикулярно ВС);
асх - ускорение направляю1цей (асх === О, так как направляющая
неподвижна); а~сх =::::: 2u>xVccx- кориолисово ускорение ползуна (на
правляющая неподвижна, ffix =-= О и аЪсх == О); ассх - относительное
ускорение ползуна асс неизвестно по величине, направлено па-
х
раллельно направляющей х-х).
Приравнивая правые части уравнений для ускорения точки С,
запишем
п
t
r
ав + асв +асв ==асс .
х
В полученном уравнении два вектора ав и аё 8 известны по величи
не и направлению, а два других а~8 и afcx - только по направле
нию, поэтому его можно решить, построив план ускорений (рис. 1.9, г).
Построение плана ускорений следует начинать с вектора ав,
изображая его отрезком nb, проведенным из произвольной точки п
(полюс плана ускорений):
Если принять отрезок nb равным отрезку, изображающему на чер
теже кривошип, то
(t)2 l~в/ l АВ
2
-- ---=ro μz.
АВ
Ускорение ав направлено (при равномерном вращении кривоши
па) параллельно АВ от точки В к точке А. Далее, через точку Ь про
водим прямую, параллельную ВС. и откладываем на ней отрезок Ьп,
представляющий вектор аё8 : Ьп = а~ 81μа.
17
Ускорение аё 8 направлено от точки С к точке В. Затем через точку
п проводим прямую, перпендикулярную направлению ВС, до пересе
чения (точка С) с прямой, проведенной через точку л, парал.пельно
направляющей х - х. Отрезок лс представляет вектор а~хх == ас
(ускорение точки С). величина ас == ~La (~1с). Отрезок пс представляет
t
вектор асв·
Получив значения ускорения точки С для всех 12 положений, мож
но построить график ас == а(ср). Методы кинематических диаграмм и
планов следует применять, когда надо получить характер изменений
и приближенные значения скоростей и ускорений.
§ 1.3. Основы динамики механизмов
Главнойзадачейдинамического расчетамеханизмов
является определение закона движения его ведущего звена <р 1 == ер (t)
или s1 == s (t) в зависимости от сил и моментов от сил, действующих
на звенья механизма, масс звеньев и их моментов инерции. Зная закон
движения ведущего звена и передаточную функцию, можно определить
закон движения ведомого звена, сравнить его с заданным и при необ
ходимости внести соответствующие изменения в конструкцию. При ди
намическом расчете обычно определяют дав.пения в кинематических па
рах, коэффициент полезного действия, характеризующий степень ис
пользования затрачиваемой энергии и, если необходимо, коэффициент
неравномерности хода мехннизма в установившемся движении.
Силы, действующие на звенья механизма. К ведомому звену меха
низма приложены сила или момент полезных (производственных) со
противлений, действующих по определенному закону. который зави
сит от технологического процесса, выполняемого механизмом. К ве
дущему звену приложены движущая сила или момент, которые создают
положите.пьную работу; полезные и вредные сопротивления - отрица
тельную. Характер изменения движущих сил (моментов) и сил (мо
ментов) полезных сопротивлений в основном определяют з а к он
движения звеньев механизма.
Для точного расчета необходимо учитывать силы и моменты от сил
тяжести и инерции, значения которых будут известны, если конструк
ция механизма уже разработана (при предварительных расчетах силами
тяжести и инерции пренебрегают или задаются их значениями).
В результате действия перечисленных сил в кинематических парах
возникают нормальные давления и, как следсrвие, силы трения. Нор
мальные давления не создают работы, так как их направление перпен"
дикулярно направлению относительного перемещения звеньев в кинема
тических парах. Силы трения производят работу, которая преобразует
ся в теплоту, рассеивающуюся в окру)кающую среду, и поэтому явля
ются силами вредного сопротивления.
В зависимости от вида двигателя и выполняемой полезной работы
движущие моменты (силы) и моменты (силы) полезных сопротивлений
18
могут зависеть от одного или нескольких кинематических параметров:
пути, скорости, ·времени [Т == f (ер); Т == f (ro); Т = f (t); Т ===
=== f (<р, rо)].Такие зависимости называют механическиJлu характеристи
ками.
Силы трения возникают в элементах кинематических пар (на по
верхностях и.пи в точках соприкосновения звеньев). Различают два ви
да трения: трение скольжения и трение качения. В зависимости от сте
пени разделения трущихся поверхностей смазкой трение скольжения
подразделяют на граничное. полужидкостное и жидкостное. При гра
ничном трении на трущихся поверхностях имеется тонкая масляная
пленка (не более 0,1 мкм). При жидкостном трении трущиеся поверхно
сти полностью разделены слоем смазки, при полужидкостном имеет
место одновременно граничное и жидкостное трение.
В случае трения скольжения силу трения принято определять по
формуле
(1.9)
где Рjсн - сила трения, с которой одно из трущихся тел действует на
другое; fсн - коэффициент трения скольжения; Fn - сила нормаль
ного давлении на трущихся поверхностях.
Равнодействующая сил Fnf и F f - сила R - наклонена под у г-
ен
·сн
лом р к силе нормального давления F п • У гол р называют углом трения
(fсн == tg р).
В тех случаях, когда труrциеся поверхности разделены телами ка
чения, надо учитывать сопротивление, возникающее при перекатыва
нии, - силу трения качения Ft . Работа силы трения качения расхо
н
дуется на деформацию контактируюш.их тел:
(1.1О)
где f н - относительный коэффициент трения качения, который име
ет значительно меньшее значение, чем коэффициент трения скольже
ния (в случае твердых металлических поверхностей) при nолужидкост
ном режиме трения. Коэффициенты трения определяют эксперименталь
но путем замера значений силы (момента) трения в кинематической па
ре и действующей на нее нагрузки.
Основные виды уравнений дdижения. Для решении главной зада
чи динамического расчета-определения закона движения звеньев
механизма по заданным законам изменения моментов (сил) движущих
и сопротивлений - следует рассматривать не отдельный механизм.
а машинный агрегат, представляющий собой кинематическую цепь, со
стоящую И3 механизмов двигателя, передаточного механизма и техно
логической машины.
Рассмотрим простейший машинный агрегат, состоящий из одного
подвижного звена - ротора двигателя, соединенного непосредствен
но с ротором технологической машины (твердое тело, вращающееся
19
вокруг неподвижной оси). Примерами такого машинного агрегата
являются электродвигатель, соединенный с центробежным насосом или
вентилятором" турбина, соединенная с генератором, и т. п.
Как известно из теоретической механики, уравнение движения в
этом случае можно записать в виде
J dю =:::-: Т
( 1.11)
dt
'
где J - момент инерции вращающегося тела (звена) относите~11ьно оси
вращения; Т - разность моментов движущего и сопро!ивлений отно
сительно оси вращения: Т :=: Т д - Те.
Моменты движущие Т I! и сопротивлений Те могут быть функ
циями перемещения угла ер, скорости w или времени t.
Рассмотрим случай, когда моменты движущий и сопротивления
яв~11яются функниями перемещения:
dw
J-
=:__: тд(Ч1)- тс(<р)
(1.12)
dt
Для решения уравнения (1.12) его ,11евую часть умножим и раэде-
.
d<p d(J)
.тхим на d(fJ. J dt d<p ::..--:. Т д(ер)
-
Те (<р). Отсюда имеем J ю d (1} :---=
(f)k
!flk
-~ tтд {<р) - тс (ЧJ)11 d((): J .\ (l)d(J) -
.\· 1тн (q,)
-
т". (Ф)l d(r. ин -
тегрируя, получим
2
2
(J)k
J _w_k--;_w_o = I 1Тд(<р) - Тс(ер)) dcp.
(1.13)
<fJo
Выражение (1.13) -- уравнение движения механизма машинного
агрегата в форме уrавнения кинетической энергии.
Из уравнения (1.13) получим
г
1
(pk
+s1тD ({f') - тr (<р)1dер j·· (J)~ '
(1.14)
(f,!"
Зная w == w ((()), можно определить время движения машинного аг-
tk
<J>k d<p
регата: ffi == dep dt. Тогда
.dcp'dt --=
ю(ер),откуда \ dt-= J -
.
tn
ц;о ш(<р)
После интегрирования найдем
где t == t (ер), откуда {Р ---= ер (t).
20
(1. 15)
Приведение масс и моментов инерции. Для определения закона дви
жения звеньев механизмов сложного машинного агрегата с одной сте
пенью свободы удобно воспользоваться методом приведения масс и
сил, при котором сложный механизм заменяют эквивалентным ему
простым,имеющимодноподвижноезвено- звено приведе
-
н и я. Звеном приведения удобно выбирать ведущее звено, так как
обычно надо находить движущий момент (силу) при заданном момен
те (силе) полезного сопротивления. Полученное решение переносят на
исходную систему. Приведение масс делают из условия равенства сум
мы кинетических энергий звеньев исходного механизма и кинетиче
ской энергии звена приведения:
i=n
i=n
~ Еi=Еп,
i=1
(1.16)
где ~ Е; - сумма кинетических энергий всех звеньев механизма;
i=1
Е п - кинетическая энергия звена приведения.
Кинетическая энергия звена, совершаюrцего плоскопараллельное
движение, определяется уравнением
J. w~
m,· v~
Е·=z i +--"
l
2
2
( 1.17)
где .f i - момент инерции звена i относительно оси, проходящей через
центр тяжести; ffii - угловая скорость звена i; vi - скорость центра
тяжести звена i.
При поступательном движении кинетическая энергия звена приве
дения определяется уравнением
при вращательном движении - уравнением
Еп = (Jп ffiI0/2,
(1.18)
(1.19)
где тп - приведенная масса механизма; v 11 -- скорость звена приведе
ния; J п - приведенный момент инерции механизма относительно
оси вращения звена приведения; (uп - уг.повая скорость звена приве
дения.
Подставляя Е i и Е п в (1.16), находим
i=п('
.
(J)r тi vr)- тпv~
Jz-+
--- --
2
2
2
i=1
/
( 1.20)
~п (Ji ro; ·+-т-~_v_1 ) = Jп-:-~.
t=1\
(1.21)
21
Решая уравнения (1.20) и (1.21) относительно тп и J u• получим вы
ражения для определения приведенной массы и приведенного момента
инерции:
(1.22)
(1.23)
Приведенной массой называют условную массу, имеющую скорость
звена приведения и обладающую в каждом рассматриваемом положе
нии кинетической энергией исходного механизма. Приведенным момен
том инерции называют момент инерции фиктивного твердого тела,
вращающегося вокруг неподвижной оси с угловой скоростью звена
приведения и обладающего в каждом рассматриваемом положении ки
нетической энергией исходного механизма.
Из (1.22) и (1.23) следует, что приведенная масса и приведенный мо
мент инерции зависят от квадрата отношения скоростей. Следователь
но, эти величины являются переменными, зависящими от положения
механизма, когда передаточные отношения кинематических цепей ме
ханизма постоянны, 11риведенный момент инерции и приведенная мас
са также постоянны.
Приведение сил и моментов пар сил. Приведение сил и моментов
пар сил производят из условия равенства суммы элементарных работ
всех сил и моментов, действующих на звенья исходного механизма и
.элементарной работы приведенной силы или приведенного момента,
действующего на звено приведения. При расчете элементарные работы
\"'ил и моментон заменяют мощностями. Это можно выразить уравнени
сам
j--п
,_, Pi == Рн,
._.
(1.24)
i-= 1
i=ll
где ~ Pi -сумма мощностей сил и моментов, действующих на звенья
i=1
исходного механизма; Р п - мощность приведенной силы или приве
денного момента.
Если звено приведения движется поступательно, то все силы и мо
менты. действующие на звенья механизма, удобно приводить к силе
В этом случае
1·де F11 ·
---
приведеннан си.па; Vп --··скорость звена приведения.
22
Если звено приведения вращается, то все силы и моменты, дейст
вующие на звенья механизма удобно приводить к моменту. Тогда
Р = Тп<.Uю
где Т п - приведенный момент; <.Uu -
угловая скорость звена приведе
ния.
В общем случае на каждое звено механизма могут действовать сила
и момент
( 1.25)
где Ti - момент. действующий на звено i; roi - угловая скорость зве
на i; Fi - сила, действующая на звено i; vi - скорость центра тяже
сти звена i; '\'i - угол между направлениями силы и скорости.
Подставляя Pi и Рп в (1.24), находим
i=n
~(Тiroi+FiVicosYi)=FпVп;
( 1.26)
i=1
i=n
~ (Ti roi +Fi V, COS yi) = Тпrоп.
( 1.27)
i~1
Решая уравнения (1.26) и (1.27) относительно F п и Т п, получим
выражения для определения приведенной силы и приведенного
момента:
i~п [
(J) •
v.
]
Fп=~ Ti-" -z +Ft_z _cosyi;
•
Vп
Vп
i=1
( 1.28)
( 1.29)
Приведенной силой называют условную силу, приложенную к зве
ну приведения, элементарная работа которой в каждом рассматривае
мом положении равна сумме элементарных работ сил и моментов, дей
ствую1ц11х на звенья исходного механизма.
Приведенным моментом называют условный момент, приложен
ный к вращающемуся звену приведения, элементарная работа которого
в каждом рассматриваемом положении равна сумме элементарных ра
бот сил и моментов, действующих на звенья исходного механизма.
Из (1.28) и (1.29) видно, что приведенная сила и приведенный мо
мент зависят от сил и моментов, действующих на звенья исходного ме
ханизма, а также от отношения скоростей (от передаточных отношений
между отдельными звеньями исходного механизма и звеном приведе"
ния).
В результате введения понятий приведенной массы, приведенного·
момента инерции, приведенной силы и приведенного момента уравне-
23
ние движения многозвенноrо машинного агрегата (в форме уравнения
кинетической энергии) можно записать как уравнение движен:йя одно
звенного механизма:
.
.
.
tJ.
t=n
t=n
t=n п
-~ Eik- -~ Е10= -~ SР1dt.
1=1
t=1
t=1 te
( 1.30)
Его можно заменить уравнением (звено приведения вращается)
2
2
Фпk
(J) k
(J) о J/')
Jвk ~- -J~o~ = Tn dcp,
2
2
( 1.31)
Ч>по
или (звено приведения движется поступательно)
5
пk
v~k
v~o s
тпh.---тпо-- = Fпds.
2
2
( 1.32)
Здесь Е 1 п, Eio и Pt - соответственно кинетические энергии и мощ
ностьзвенаi в положениях k и О: Jп~р Jпо, тпп и тпо- приведен
ные моменты инерции и приведенные массы в положениях k и О звена
приведения; Тп== Тпn - Тпс, Fп==Fпд- Fпс (Тnд и Тпс -
приведенные моменты движущий и сопротивления; F пд и F пс - при
веденные движущая сила и сила сопротивления).
Для определения закона движения звена приведения во многих слу
чаях пользуются уравнением кинетической энергии в дифференциаль
ной форме. Для его получения продифференцируем по времени (1.31).
считая, что J п является функцией угла поворота звена приведения
ер п:
Так как
J
dwп+1 2dJпd<рп_Тd<рп
·
пffin -- --ffiп
--
---
п-
·
dt
2
d<рп dt
dt
тоJ
dwп+1 3dJп
п ffi11 dt
2 ffiп dq>п -
кратив на ffi 0 , получим
Jdroп+12dJп·-Т
П-
-ffiп--- П•
dt
2
d<pn
Т пffiп. Со-
( 1.33)
Уравнение (1.33) называют дифференциальным ура,внением движе
ния машинного агрегата.
Ддя механизмов, где звенья только вращаются, передаточные от
ношения кинематических nепей постоянны, а следовательно, постоян-
24
ны их приведенные моменты инерпип и (1.31) и (l.33) запишутся сле
дующим образом:
Jп dwu === Тп.
.
dt
(1.34)
( 1.35)
Эти уравнения соответственно совпадают с (1.13) и (1.11 ), написан
ными д.пя тела, совершающего вращательное движение.
Стадии движения машинного агрегата. В работе каждого машин
ного агрегата можно выделить три стадии движения: разгон, устано
вившееся движение и выбег
(рис. 1.10). В стадии раз r о
н а работа движущих сил боль- tUmax v----ьа.:--...,..~--.с~
ше работы сил сопротивления. tuн·"''~~н-___;i8Q&o~___;:~-~
За счет этой разности работ ско- Ытiл
рость звеньев меняется от нуля
до номинального значения. В
стадии установившегося движе
ния в зависимости от соотно
шения сил (моментов) движу
щих и сил (моментов) (~опротив
ления скорость звеньев постоян-
o~-....--~-
tgcm
Рис. 1.10
на или изменяется циклически, т. е. ее значения повторяются через
определенный промежуток времени - цик.п. Из этого следует, что
за время цикла приращение кинетической энергии равно нулю (ра
бота сил движущих равна работе сил сопротивления).
Величинуколебания скоростивстадии установившеrо
с я д в и ж е н и я характеризуют коэффициентом неравномерности
хода
б =---= (юmах - ffiшtn)/Юcp'
( 1.36)
где ffic р =--=
( <urna х + rom 111)/2 - средняя скорость. которую принимают
за номинальную скорость в установившемся режиме работы.
Допускаемый коэффициент неравномерности хода [б·t для многих
машин задается. В этом случае при динамическом расчете необходимо
проверить условие б ~ [б].
Для машинных агрегатов, имеющих постоянный приведенный мо
мент инерции, коэффициент неравномерности хода вычисляют по фор
муле, полученной из (1.34) и (l .36), написанных для отрезка пути и.11и
времени, соответствующего изменению скорости от максимального
значения до минимального:
(J) ~
2
п max -(J)п min
Jп ------
2
(1.37)
25
Умножим числитель и знаменатель (1.36) на значение fficp' кото
рое заменим в числите"т~е ffic Р == (ffima х + ffim 1 n)/2:
+
(J)2
(J)2
б === Wшax-Wmtn Wmax Wшtn == max -
min
Wcp
2Wcp
2ro~P
или
(2
2)2~t
Wmax --Wmin
== U(t)cp ·
Подставив бш2с Р в (1.37) вместо (ffi2
max -
ffi2rn Jn)/2. получим
QJooп max
Jп {ю)~r ~-= ~ Тп(qJ) dqJ,
Ч'rоп m tn
откуда
(1.38)
Из (1.38) следует, что в тех случаях, когда условие б ~ lбl не вы
полняется, нужно увеличивать значениеJ 11 (ставить маховик). N\аховик
будет иметь меньшую массу, если его установить на вал, имеющий боль
шую частоту вращения.
В стадии вы б е г а работа движущих сил (момента) равна нулю
(двигатель отключен) и действуют только силы сопротивления. Со
ответственно скорость звеньев меняется от номинального значения до
ну.пя.
Определение давлений в кинематических парах плоских механиз
мов. Давления в кинематических парах механизма удобно определять
кинетостатическим
расчетом, применяя принцип
Даламбера. Согласно этому принципу. равновесие звеньев рассматри
вается под действием приложенных к ним внешних сил и сил инер
ции. В этом случае для определения давлений в кинематических па
рах можно применить уравнения статики ~F х == О; ~ Fу -== О; "2: Т ==0
Для звена, совершающего плоскопараллельное движение, все
элементарные силы инерции могут быть сведены к одной силе инер
ции F и - главному вектору сил инерции, приложенному к центру
масс звена, и к главному моменту сил инерции Ти (рис. 1.11 ).
Силу инерции (направлена противоположно ускорению центра масс)
определяют по формуле
Fи --==- mas,
где т - масса звена; as - ускорение центра масс звена.
Момент сил инерции (направлен противоположно угловому уско
рению) находят из уравнения
26
где Js - момент инерции звена относительно оси, проходящей через
центр масс и перпендикулярной плоскости движения звена; а: - угло
вое ускорение звена.
При кинетостатнческом расчете, так же как и при кинематическом,
механизм делят на ведущее звено и присоединенные к нему структур
ные группы. Если звенья механизма входят только в низшие пары, то
условие статической определимости структурной группы должно удов
летворять уравнению 2р -== 311 (число неизвестных равно числу урав
нений), где р - число низших пар, n - число подвижных звеньев.
Для каждого звена группы, совершающей плоскопараллельное
движение, можно составить три уравнения равновесия: сумма проек
ций сил на ось х равна нулю, сумма проекций сил на ось у равна нулю,
и сумма моментов сил относительно
5
оси перпендикулярной плоскости
движения равна нулю. Число неиз
вестных rавно 2р, так как каждая
низшая кинематическая пара накла
дывает два условия связи.
Если рассматривать равновесие
каждого звена отдельно. то в общем
случае число неизвестных больше
числа уравнений (для одного звена
Рис. 1.11
можно написать три уравнения равновесия, а число неизвестных, когда
звено входит в две низшие пары, равно четырем).
На рис. 1.12 приведен пример определения давлений в кинемати
ческих парах многозвенного механизма методом планов сил. Механизм
состоит из ведущего звена (1<ривошип 1) и двух последовательно присое
диненных структурных групп, каждая из которых состоит из двух
звеньев. Первую группу образуют ползун 2 и кулиса 3, вторую-шатун
4 и ползун 5. К ведомому звену механизма (ползун 5) приложена сила
полезного сопротивления f 5, а к кривошипу 1 - неизвестная движу
щая сила Fд. Силы инерции в данном случае не учитывают, так как
массы звеньев незначительны (рис. 1.12, а).
Расчет начинаем со второй группы (рис. 1.12, 6), в которую входит
звено б, нагруженное заданной силой полезного сопротивления. Отсое
диняем вторую группу от механизма. К шарниру D прикладываем не
известные по величине составляющие давления звена 3 на звено 4:
F; 4 в направлении, перпендикулярном DE. и F~ 4 по направлению DE.
Давление направляющей F05 на ползун 5 направлено перпендикуляр
но ей.
Напишем уравнение равновесия группы:
Силы F~4 , F~ 4 и F0 , 5 известны только по направлению. Силу F~ 4
найдем, рассматривая равновесие звена 4 относительно шарнира Е :
: F~ 4 DE == О; следовательно, F~ 4 == О.
27
Силы f 3 4 == f~ 4 и f 05 определяем построением плана сил
(рис. 1.12, в). Строим в масштабе ~'F вектор силы f 0 и через его начало
и конец проводим направления сил F 34 == F~ 4 и f 05 • Точка их пересе
чения uпределит ве.пичину векторов этих сил.
На группу, образованную звеньями 2 и 3 (рис. 1.12, г), действуют
силаf43 == -
Fз% и давления в шарнирах В и С (силы F12 и Fo з).
Уравнение равновесия группы F12 + f 0 з + f4 з === О.
2
5
F5
Fs
~
5
4
Fo5
~пFJi,
F't
а;
6)
о
о
п
FoJ
tl)
Fи
г)
Рис. 1.12
Силы F12 и F03 неизвестны ни по величине, ни по направлению.
Раскладываем их на составляющие, перпендикулярные направляю
щей (F~ 2 и F~ 3) и параллельные направляющей (F~ 2 и F~ 3 ). Величины
составляющих Fi2 и F~a находим из уравнений равновесия звеньев 2 и 8,
составленных для каждого звена. Для звена 2 проецируем на ось на
правляющей все силы, f{ействующие на него F~ 2
- - = -: О; следовательно,
F12 == Fi 2 • Для звена 3 рассмотрим равновесие звена относительно
точки В: F~ 3 BC == F43ha~ откуда F~ 3 __::: F43h3 /RC.
Для определения F12 -::-::: f'~ 2 и F~ 3 в масштабе !tF строим план сил.
Проводим векторы известных сил f43и f~ 3 . Затем через конец вектора
f43 и начало вектора F~ 3 проводим направления векторов сил fi 2 и
Friз (рис. 1.12, д). Точка их пересечения определит величину вектороЕ
этих сил. Давление в шарнире С равно сумме векторов си.лr:):~ -t - f~ 3 •
28
Движущую силу F д найдем из уравнения равновесия кривошипа отно
сительно точки А (рис. l .12, е): F дh'1 ::= F21 h.
Величина и направление давления в шарнире А зависят от способа
передачи движения кривошипу. Если движение передается парами
сил (моментом), то F01 -==
-
f 2 1 . При передаче движения сосредото
ченной силой. например зубчатой передачей, давление находим, пост
роив план сил по уравнению равновесия кривошипа (рис. 1.12, 11е)
F01+F21+Fд=-= О
(направление вектора Е n зависит от располо
жения ~убчатых колес в передаче двигатель - кривошип).
Механические критерии качественной оценки механизмов. Каче
ство механизмов принято 011енивать по соотношению работ движущих
сил, сил полезных и вредных сопротивлений. Для этого рассматривают
период установившегося движения, так как при разгоне часть работы
движущих сил расходуется на приращение кинетической энергии ме
ханизма, а при выбеге работа движущих сил равна нулю.
В период установившегося движения
( 1.39)
где Ад - работа движущих сил; А пс
-·
работа сил полезных сопро
тивлений, для преодоления которых создана машина; Аве - работа
сил вредных сопротивлений, затрачиваемая на преодоления сил тре
ния в кинематических парах и сопротивления среды.
Разделив левую и правую части уравнения (1.39) на Ал. получим
Апсl Ад+ Аве/ Ад=== 1.
( 1.40)
Отношение А щ~/А д ==- fl называют коэффициентом полезного дей
ствия (КПД), а Аве/Ад == Ч? - коэффициентом потерь.
Из (1.40) следует, что 11 +- ·ф == 1. Следовательно, чем бо.пь ше
КПД, тем меньше коэффициент потерь. В идеальном случае, когда
вредные сопротивления отсутствуюг, fl ~ 1. Если при установившем
ся движении изменение кинетической энергии незначительно, то отно
шение работ может быть заменено отношением мощностей 11 -:-: Р пс! Р л:
\~'1-. -
рвс:рц.
При проектировании новых механизмов необходимо уметь опреде
лять предполагаемый КПД расчетным путем в зависимости от схемы
соединения отдельных механизмов между собой и от значения их КП11
(эти данные имеются в соответствующих слравочниках).
Отдельные механизмы, образующие слож~ый механизм, могут nыть
соединены последовательно. параллельно ·или иметь смешанный харак
тер соединения. На рис. 1.13 показана схема п о с л ед о в ат ел ь
н о г о соединения механизмов. Для каждого механизма значение
КПД определяется уравнениями
f11 == Р1/Р д; 112 == Р2/Р1; flз == Рз/Р2; ... ; flп =::-= Рп/Рп-1·
Перемножая почленно эти равенства. получим f) 1f) 2f) з . " Чл
--
-
РпlРд.
29
Рис. 1.13
Отношение Рп/Р д =--11д11 представляет собой КПД сложного меха
низма
(1.41)
Таким образом, при последовательном соединении механизмов об
щий КПД равен произведению КПД отдельных механизмов.
Нарис.1.14показанасхемапараллельногосоединенияот
дельных механизмов. Как правило, задаются мощность полезного со
противления Р; не и КПД 11; каждого механизма. Общий КПД такой
системы
i=Гl
i ==.::: fl
'1
-
~Рiпс/~Рiд·
i= -\
i~-1
Мощность движущих сил каждого механизма Р; д можно выразить
через мощность полезных сопротивлений и КПД Р;д --- P;пe11li·
Подставляя Рiд в исходное уравнение, находим
Ч =~ :~: рiпс/ :~~(рiпс/Чi).
(1.42)
В случае см е ш а н н о г о соединения сначала подсчитывают
КПД отдельных групп механизмов, соединенных последовательно и па
раллельно. а затем общий КПД по уравнению, соответствующему виду
соединения групп друг с другом .
. П ри м е р 1.2 . Подобрать электродвигатель, определить передаточное отноше
ние редуктора, время разгона и величину ускорения при разгоне азимутального
привода наземной радиолокационной антенны 1 (рис. 1.15). Заданы наибольший
ветровой момент сопротивления вращ~ния антенны Т с ~ 66.5 Н · м, момент инер
нии антенны относительно ее оси вращения J А == 2,98 кг· м 2 , скорость вращения
антенны в установившемся режиме ro.4 :.. -=
6,3 рад/с (п --- 60 об/мин). Редуктор
зубчатый. Суточный коэффициент использования равен 0,6.
Р е ш е н и е. 1. Мощность электродвигателя 2
Рд = Pnc/ТJ =Те w л/'УJ == 66,5·6,З/0, 9 == 470 Вт.
По полученному значению мощности выбираем по каталогу закрытый обду
ваемый асинхронный электродвигатель 4А71 В6УЗ. Основные данные электро
двигателя· номинальная мощность Рн ~ 0,55 кВт; номинальная скорость вра
щения Wн --- 95 рад/с (пн = 960 об/мин), номинальный момент Т н ==- 5,_8 Н ·м;
начальный момент Т0 == 12 Н·м; максимальный момент Тшах=-:: 13,7 Н·м; махо~
вой момент ротора GD 2 = 81·10-4 кг·м 2 ; момент инерции ротора J р == GD 21
/4 =- 0,002 КГ·М2•
2. Передаточное отношение редуктора
ip =roн/ffiл ==95/6,3 ~ 15.
30
"tnc
"rп-1Jnc Р,,пс
Рис. 1.14
Рис. 1.15
Такое передаточное отношение можно осуществить двухступенчатым зубча
тым редуктором (Т) ~ 0,9).
3. Для определения времени разгона удобно воспользоваться уравнением
кинетической энергии в дифференциальной форме. Заменим двигатель, редуктор
и антенну одним вращающимся звеном - звеном приведения, имеющим приве
денный момент инерции (Jп) и находящимся под действием приведенного момен
та (Тп ;;;_- Тод
-
Т пс)· Интегрирование этого уравнения сразу определит ис
комую величину.
Звеном приведения выбираем ротор электродвигателя, поэтому Т пд Тд·
Окончательно уравнение движения запишем в следующем виде:
Jп
откуда dt ==
dш;
Тц-Тнс
d (1)
Jn --=Тд-Тпс,
dt
JlJ
d(1) ; tр =--
(1)н.
Тд-Тпс
Для упрощения расчетов момент электродвигателя Тд считаем постоянным в
течение всего времени разгона:
Тд ~--(То+ Тm21 x)/2-: - -(12+ 13,7) 2-=: 12,85 [Н·м].
Конструкция редуктора неизвестна, поэтому на основании анализа анало
гичных конструкций примем приведенный момент инерции зубчатых колес и ва
лов редуктора равным 0,5 момента инерции ротора. Приведенный момент инер
ции всего привода
Jп -· Jр-t-0 ,5Jр+JА(ffiА/Шн)2 --0 ,002+0,5·0 ,002+
- + 2,98 (6,3 95)2-:- 16,25· 10- З КГ·М2.
Приведенный момент сопротивления (с учетом вредных сопротивJ1ений)
Тпс-:·Тс -(~)-1---;66,5~-
1
----=4,9 Н-~.
(t) н
Т)
95 о'9
Подставляем полученные значения J11 , Тд и Т11 с в уравнение движения:
16,25· 10-З
tр ::-=
95::-::о'195 с.
12,85-4,9
'31
4. Угловое ускорение при разгоне (среднее) звена приведения: ер = (J) 8 /t-p ==-
= 95/О, 195 = 486 рад/с2 - ротора электродвигателя; вА = ro А/ tр = 6,3/О, 195=
= 33 рад/с2 - антенны.
Пример 1.3 . Определить коэффициент неравномерности хода азимутального
привода наземной радиолокационной антенны в установившемся режиме, когда
момЕ'нт сопротивления Те = Т0 (1 + 0,5 sin q>), где Т0 - начальный момент
сопротивления, q> - угол поворота антен -
ны. Движущий момент (Тд) в установив-
Т
шемся режиме принять постоянным. Все
остальные данные взять из примера 2.
Р е ш е н и е. 1. Коэффициент неравно-
7;,•7j
мерности хода находим по (1.38)
о~--+----+----+----4--о;~
27t
7(
О)
f,U • t.uftp)
UJm11x~--+--......r--t ----- --. -. . .. . -
UJcp t-~-+--#----4~"-+--1----1--'-
o.___ ....___ _._ __ -'-----L-;i~
7( 27t
О)
Рис. 1.16
fP2
j. [тд(q>)- тс(<р)]d<р
б =-== ___;Ц)...;.1_________
J2
п Wcp
Величины приведенноrо момента инер
ции и средней угловой скорости звена при
ведения в установившемся режиме (rocp =
=
ro 8 ) известны из примера 1.2 . Для опре
деления разности работ движущего момен-
та и момента сопротивления при повороте
антенны от положения <р1 , где w = romax'
до положения q> 2 , где ro = U>mtn, строим
графики движущего момента Т д {q>) и при
веденного момента сопротивлений Тпс (q>).
Движущий момент на валу антенны
находим из условия равенства работ
движущего момента и момента сопротив
лений за цикл. Переменная часть мо
мента сопротивлений зависит от sin <р, цикл в установившемся режиме будет со-
ответствовать периоду sin <р == 2л:
211'
2л:
Тд2л==JТс(q>)d<р;
о
Тд2л= ,.
Т0(1+о,5sin<р) d(()==Т02л+о,5Т0/ -cos
ь
11
== Т0 2л.
Следовательно, Тд == Т0 • При q> == л/2 sin q> = 1 и момент сопротивления
имеет максимаJ1ьное значение (Т с max == 66,5 Н · м) {см. прим 1.21:
Те max=(l+0,5·1) Т0 =1,5Т0 ,
откуда
То=Тс max/l,5=66,5/l,5=44,4 Н·м.
Графики Т д (q>) и Тr (<р) приведены на рис. 1.16, а, из которого следует, что
у r ловые скорости Wma х и rош 111 соответствуют точке пересечения графиков
Тд (q>) и Т с (<р). В конце участка избыточной отрицательной работы находится
точка. соответствующая wm 10 , а в конце участка избыточной положительной
работы - точка, соответствующая Ышах· График О) = v> (<р)
показан на
рис. 1.16, 6.
32
Разность работ движущего момента и момен'Га сопротивления на отрезке от
<pl ::_- о до <р2
=
л
~2
n
J (Тд (q>)-Tc («р)] d <p=.f [Т0 -Т0 (l+0,5 sin «р)) dq>==
Ф1
О
n
= Т0 n--10 л:-О,5Т0f- cos <pf0 == -Т0==44 ,4 Н·м.
Подставляя полученное значение разности работ в исходное уравнение, най
дем
Ф2
J [Тд (ср)-Тс («р)) d«p
Ф1
44 ,4
{)=
-----------
=о ,3
Jп ro~P
16,25. to- 3
• 952
Если полученное значение коэффициента неравномерности больше допускае
мого, то на ведущий (быстроходный) вал привода следует установить маховик.
Для определения момента инерции маховика уравнение (1.38) надо решить отно
сительно J "' подставив в него допускаемое значение коэффициента неравномер
ности.
§ 1.4. Основы теории точности механизмов
Основныепонятия.Точность механизма характери
зуется отклонениями (погрешностями) движения его ведомого звена от
заданного закона. Чем больше погрешность, тем менее точен механизм.
Для отличия зависимости, реально воспроизводимой механизмом,
от теоретической сравнивают законы движения действительного и иде
ального, так называемого теоретического механизма. Т е о р е т и
ческий механизм несо
держит неточностей в размерах,
конфигурации звеньев и точно вос
производит заданный закон дви
жения.
Основными характеристиками
точности механизмов являются
ошибка положения, ошибка пере
мещения и мертвый ход.
Ошибкой положения действи
тельного 1! теоретического меха
низмов называется разность в по-
А'
s
s'
Рис. 1.17
ложениях их ведомых звеньев при одинаковых положениях веду
щих. Для кривошипно-ползунного механизма (рис. 1.17) ошибка
положения ЛS == S' -
S. Положения ведомых звеньев теоретичес
кого (точка В) и действительного (точка В') механизмов различны,
так как при изготовлении размеры ОА' и А' В' были увеличены по
сравнению с теоретическими.
Под ошибкой перемещения понимают разность перемещений ведомых
звеньев действительного и теоретического механизмов при одинаковых
перемещениях их ведущих звеньев. На рис. 1.18 показан ране~ рассмот-
2 Зак. 729
33
ренный механизм с погрешностями звеньев Лr и Лl при перемещении
его из положения 1 в положение 2, характеризуемые углами ср 1 и ср2 .
Точка В теоретического механизма из положения 8 1 переместится на ве
личину Sn в точку 8 2 , а точка В действительного механизма - из Bi в
В~. переместившись на S~. Ошибка перемещения механизма Лfп ===
= S~ - Sn. Ее можно представить и как разность ошибок положения
механизма в точках 1 и 2: ЛSn = ЛS1 - ЛS2•
Мертвый ход является перемещением, вызванным изменением на
правления сил, приложенных к ведомому звену, при неподвижном ве"
дущем звене механизма. Иначе мертвый ход можно определить как от-
А'
S'
Рис. 1.18
Рис. 1.19
ставание ведомого звена, возникающее при реверсировании движения
будущего. Он появляется из-за наличия зазоров в кинематических па
рах и соединениях, а также упругих деформаций звеньев.
Точность передаточного отношения характеризуется величиной
Лi===iд- iт, гдеiдиiт
-
действительное и теоретическое передаточ
ные отношения.
Ошибка положения ведомого звена. Приведенные ранее ошибки
определялись при одинаковом положении ведущих звеньев дей
ствительного и теоретического механизмов, что является допущением.
Поэтому вводят еще понятия ошибок положения и перемещения ведо
мого звена механизма, под которыми понимают разницу положений и
перемещений ведомых звеньев действительного и теоретического меха
низмов, происходящую из-за неточности действительного механизма и
погрешности положения его ведущего звена. На рис. 1.19 определяется
погрешность положения ведомого звена механизма ЛSвм === S' -
S.
Причины появления ошибок механизма. Отклонения от теорети
ческих законов движения звеньев действительных механизмов проис
ходят по следующим причинам: технологическим, схематически_м, экс
плуатационным и температурным.
Технологические ошибки.Источникамиэтихоши
бок являются неточности станков, деформации системы станок - при
способление - инструмент
-
деталь, неоднородность материала де
тали, неточность сборки.
34
Схематическиеошибки. Частостремлениевоспроиз
вести теоретический закон движения звеньев механизма приводит к
·сложной кинематической схеме. Выполнение этой схемы приводит к
значительным погрешностям. Поэтому при конструировании механизма
применяют обычно более простую схему, приближенно воспроизводя
щую заданный закон движения. Простота конструкции повышает точ
ность такого механизма, и она оказывается. выше, чем у механизма
с точной, но сложной схемой.
Ошибка схемы механизма ЛSс х как источник погрешности может
быть определена разностью перемещений ведомых звеньев механизмов,
изготовленных по упрощенной схеме и по точной: ЛSс х == S д - Sт.
~ (/)
2
~~ ~-----.1
s
s
12)
О)
Рис. 1.20
Например, для преобразования nостуr~ательного движения веду
щего звена во вращательное движение ведомого могут быть использо
ваны зубчато-реечная передача (рис. 1.20, а) или синусный механизм
(рис. 1.20, 6). Зависимость между перемещениями рейки S и углом по
ворота колеса СJ>н - линейная (прямая 1 на рис. 1.20, в): СJ>н = Slr.
Для синусного механизма угол поворота ведомого звена (кривая
2 на рис. 1.20, в) CJ>c -= -= arcsin (SI l).
Погрешность схемы, вносимая такой заменой, при одинаковом пере
мещении ведущего звена S и r === l
Лt:рсх == СJ>н -- Ч1с == (S / l)- arcsin (S / l).
При малых значениях S ошибка схемы Лере х может оказаться несу
щественной, в то время как технологически второй механизм проще.
Эксплуатационные ошибки.Приработемеханиз
мов основными причинами погрешностей являются влияние сил и из
менение размеров и формы звеньев в зависимости от длительности эксп
луатации. Действие сил приводит к ошибкам, вызванным деформаци
ей. При износе трущихся поверхностей изменяется характер сопряже
ния деталей, в результате чего появляются перекосы, увеличиваются
зазоры и мертвый ход.
2*
35
Температурные ошибки. Изменение температуры
вызывает изменения Линейных размеров, характера сопряжения дета
лей, свойств материала, вязкости смазки и т. д., что приводит к значи-
тельным ошибкам.
·
Перечисленные выше ошибки называют первичными. Они приводят
к изменению формы, размеров и взаимного положения элементов пар и
звеньев механизма. Главную роль в неточности работы механизма иг
рают первичные ошибки изготовления- и сборки.
Первичные ошибки подразделяют на скалярньtе и векторные.
Если ошибка полностью определяется только значением, то ее следует
отнести к скалярным (ошибки размеров). Векторная ошибка определя
ется двумя факторами: модулем (величиной) и направлением (ошибки
эксцентриситета и перекоса).
Раз.аичают систематические, случайные и грубые первичные ошиб
ки. Систематическими называют ошибки, постоянные во всей партии
\
}1еханизмов или изменяющиеся по определенному закону. Это ошибки
обусловленные изменением схемы механизма, температурные и т. п.
При изготовлении механизма появляются ошибки, предсказать ко
торые в каждом отдельном случае невозможно; их называют случайны
ми. Выход значения ошибки за пределы допуска приводит к грубой
ошибке. Изделия с такими ошибками должны браковаться. ·
Важной характеристикой механизма является приведенная к веду
щему валу так называемая частичная ошибка Лч, связанная с первич
ными ошибками Л; зависимостью
i=n
Лч-== ~1. iui Лt,
..,,,
i=1
где i ni - передаточное отношение от звена приведения к i~му звену,
являющемуся источником первичной ошибки лi.
Методы определения погрешно.стей механизмов. Дифференциаль
ный метод. Сущность его заключается в составлении уравнения функ
ции перемещений механизма, в котором положение ведомого звена S
выражено как функция некоторых параметров: координат ведущего
звена q, размеров q2 , положений звеньев q3 и т. п.
( 1.43)
Функцию положения можно составить, проецируя звенья на оси
прямоугольной системы координат или используя соотношения разме
ров сторон и углов в геометрических фигурах, являющихся контуром
шарнирно-рычажного механизма.
Если параметры q1, q2, q3,
••• , q11 считать переменными, их прираще
ния - первичными ошибками. то выражение полного дифференциа
ла функции м.ногих переменных
щ
щ
1
щ
щ
dS-- --dq1 t --dq2 ·-1
--
dq3 + ... + --dqп
дqt
дq2
дq3
дqп
36
можно представить как ошибку положения механизма, являющуюся
суммой частных погрешностей (знаки дифференциала заменяем зна"
ком ошибок):
ЛS= __!]__ Лq1+_!]_Лq2+__!]__ Лq3+ ... + _!!___ Лqп, (1.44)
~1
~2
~з
~n
где Лq1, Лq2, Лq3, ... ,
Лqп - первичные ошибки параметров q1 • q2 •
q3, ... , Qп·
Частная погрешность определяется значением первичной ошибки
Лq параметра и коэффициента влияния (частной производной функции
110 параметру dfldq).
Дифференциальный метод позволяет определять погрешность меха
низма, если имеется функциональная зависимость между положением
ведомого звена и параметрами, со
держащими ошибки. Недостатком
дифференциального метода являет
ся то, что в нем не учитываются
первичные ошибки параметров, не
вошедшие в функциональную зави
симость положения механизма.
!/.
А
s
J
Рис. 1.21
Пример 1.4. Найти погрешность по
ложения ЛS звена 3 кривошипно-пол
зунноrо механизма, определяемого ко-
ординатой S (рис. 1.21). Погрешность ЛS возникает из-за ошибок в размерах:
звена 1 (Лr), звена 2 (Л/), эксцентриситета (Лh)~ Положение ведущего звена.
определяемое углом q>. соответствует заданному.
Ре ш е н и е. Для получения функции положения механизма спроецируем
его (контур) на оси координат х и у:
rcos<р+1cosР-=-= S, ·l
гsiп<р+h--:-1siпр.J
(1.45)
Продифференцируем эти уравнения по параметрам r, l, h, Р и, перейдя к ко·
нечным приращениям параметров, получим
cos q) Лr 1 гоs ~Л/-/ sin ~Л~ ЛS.
sin срЛr +Лh -_:: sin ~Л/ + l cos ~лр.
( 1.46)
( 1. 46')
Погрешность угла лр является неизвестной величиной, возникшей из-за пере
численных первичных ошибок. Из ( 1.46)' найдем
лр _-=
sin <pЛr-sin рл1 r Лh .
/cos~
Подставив Л~ в (l .46), найдем погрешность положения механизма, выраже1:1-
ную через заданные величины (значение угла Р в зависимости от <р получим из
уравнения проекций контура механизма на ось у):
sin <pЛr-sin рл1 +· Лh
ЛS=cos <pЛr-t-cos ~Л /-1 sin р ----------
/ros~
+ I Л/-tg ~Лh.
cos ~
cos (<р 1-~) Лr +
cos р
( 1.47)
37
Таким образом, погрешность положения можно представить как сумму част
ных погрешностей, возникающих от неточностей параметром r, l, h:
лs =ЛSr+ ЛS1+лsh'
(1.48)
где
ЛS,= cos(<JJ+P) Лr; ЛS1 = l Лl; ЛSh=-tgpЛh.
cos ~
cos ~
Если угол <р неточен и равен (ер + Л<р), то, используя принцип независимо
сти действия ошибок, погрешность положения ведомого звена мех-анизма можно
найти, дифференцируя уравнения положения механизма по <р и ~:
ЛSФ= -r cos <р(tg<р-tg~) Л<р.
Ошибка положения ведомого звена механизма
ЛSвм = ЛSr+ ЛS1 + ЛSh +.~SФ.
(1.49)
а
А
А
О)
Рис. 1.22
Метод планов малых перемещений. Перемещение точки В. принад
лежащей двум звеньям АВ и ВС (рис. 1.22, а), относительно теорети
ческого положения можно рассматривать как сумму переносного по
ступательного перемещения вместе с точками А и С (соответственно Sл и
Sc) и относительного перемещения точки В по отношению к точкам А
иС(SвА иSвс).
Относительное перемещение S в А состоит из нормального S~л и
St
u
н
sn
тангенциального вА перемещении.
ормальное перемещение вл
вызвано погрешностью размера длины звена АВ и откладывается в сто
рону удлинения или укорочения звена. Тангенциальное перемещение
S~A перпендикулярно АВ и представляет собой возможное перемеще-
ние точки В вокруг точки А. Аналогично представляется перемещение
Sвс. Если дефектные перемещения точки, принадлежащей двум звень
ям, известны по величине или направлению, то совместное решение
векторных уравнений позволяет определить погрешность ее положе
ния:
38
Sв=:= SA +s~A+skл, 1
Sн== Sc+-S1c+S~c. J
( 1.50)
При построении плана малых перемещений удобно за начало отсче
та ошибок Рл принять положение элементов стойки, с которыми соеди
няется ведомое звено (шарнир или направляющая).
На рис. 1.22. б показано построение плана малых перемещений для
кривошипно-ползунного механизма. Положение направляющей п - п
принимаем за теоретическое и связываем с ним систему координат.
Предположив, что центр вращения О кривошипа 1 смещен относитель
но теоретического положения на величину S 0 , перемещение точки А
от своего теоретического положения представим в виде
Sл~So+Sло==S0+S~o-+·S~o-
B соответствии с написанным уравнением к вектору 50 на плане
прибавим вектор S~0 , параллельный АО. Считая, что положение ве
дущего звена ОА характеризуется заданным углом ер, получим танген-
циальное перемещение S~o =-= О (в других
случаях оно может быть
определено как S~.ю -::;:-_
Лсрl ло и отложено на плане). Отрезок Рл а
на плане выражает абсолютное перемещение точки А механизма
(рис. 1.22, в).
Перемещение точки В определим по ( 1.45). Увеличение длины ша-
туна АВ отложим в виде вектора siл параллельно АВ. Точка В меха
низма может лежать только на линии п - п. положение которой будем
считать совпадающим с теоретическим. Для соблюдения этого условия
необходимо довернуть шатун АВ. На плане перпендикулярно S~A
ПрОВОДИМ отрезок S~A ДО пересеЧеНИЯ С Направлением ДВИЖеНИЯ ПОЛ-
зуна В. Отрезок рлЬ на плане является ошибкой положения ползуна
в.
Для определения угловых ошибок положения звеньев соответствую
щие тангенциальные перемещения точек в относительном смещении
нужно разделить на длину звеньев (например, в повороте шатуна 2
ошибка будет л~ -- S~лl l А в).
ГЛАВА 2
ПЕРЕДАТОЧНЫЕ МЕХАНИЗМЫ
§ 2.1 . Фрикционные механизмы
Фрикционными называют механизмы (передачи), передающие дви
жение посредством сил трения, возникающих между звеньями при на
личии нормального давления в точках контакта. Такие передачи при
меняют для преобразования вращательного движения с одной скоро
стью во вращательное с другим значением скорости или в поступатель
ное движение.
Существует два вида фрикционных передач: непосредственного
контакта и с использованием гибкой связи - ременные передачи. Оба
39
вида передач имеют конструкции с постоянным или переменным пере
даточным отношением, они дешевы в изготовлении, работают без
шума. Их недостатки: большие габариты, малая нагрузочная способ
ность, наличие скольжения, что не позволяет их использовать в приво
дах, где передаточные отношения должны иметь строго постоянную ве
личину.
Фрикционные механизмы непосредственного контакта. На
рис. 2.1 приведены схемы фрикционных передач непосредственного кон
такта, имеющие постоянное передаточное отношение. На рис. 2.1, а
сила нормального давления F" создается пружинами и приложена к
Fn
Fп
21 12
~с-...
2
1~
а)
(J)l
\
т2
т,, w,
r,,, т,, UJ,
~
"?r '7'Т
Рис. 2.1
т,, w,
d)
подвижным опорам катка 2. На рис. 2.1, 6 сжимающая катки сила Fn
создается пружиной (сила Fп 1), сила Fn 2 - реакция опор. На
рис. 2.1, в нормальное давление Fn на торцовых поверхностях катков
создается силами упругости половин 2' и 2" катка 2.
Механизмы этого вида применяют в конструкuиях лентопротяжных
устройств, а также в конструкциях верньеров. Одним из достоинств
фрикционных передач является возможность бесступенчатого измене
ния передаточного отношения. Такие механизмы называют вapuamopa
},tU (рис. 2.2).
Кинематический расчет. Передаточное отношение механизма нахо
дят из условия равенства окружных скоростей в точках контакта v1 ==
;:__ v2; v1 === <U1D1/2; v2 == <U2D2/2; <U1D1 =
<U 2D 2, откуда i12 -. :-_-=
<U1/
lю 2 --== D 21D 1 • С учетом упругого и кинематического скольжений
(2.1)
где D1 и D2 - диаметры катков; Е
-
коэффициент скольжения (е --
_-_
0,001 -7 - 0,003).
Для механизмов с коническими катками (рис. 2.1, б) передаточное
отношение удобно выразить через углы между общей образующей и ося
ми вращения катков
20Р sin 62
sin 62
-
20Р sin <\
sin <\
40
или с учетом скольжения
.
sin 62
l12 =
.
(1 -е) sin 61
(2.2)
ЕслиcS1+б2= n/2,тоsinб1= cosб2итогда
i12 = tg б2/(1-в).
(2.3)
Кинематической характеристикой вариатора является диапазон
регулирования
ffi2 max
т,; UJ,
а)2
Если i12mfm === l/i12max' то
ffi1/i1~ mtn
ffi1/ i12 max
l
Рис. 2.2
-
f
D ii2 max
·2
==
= t12 max·
1/i12max
i12max
i12 mtn
(2.4)
Т,; tu,
Z)
(2.5)
Такие вариаторы называют симметричными. Угловую скорость
их ведущего вала определяют по заданным значениям максимальной
и минимальной скоростей ведомого вала:
(2.6)
41
Существует два способа изменения передаточного отношения.
При первом (рис. 2.2, а, б) радиус ведущего катка r 1 постоянный, ара
диус ведомого r 2 -
переменный. Для таких схем
·
ffi1 _
'2max . ·
ffi1 _
'2mln
l12 max =
-
'
l12 mln = -------
ffi2 mln
'1 (1-е)
ffi2max
'1 (1-е)
D= i12max= '2max .
i12mtn
r2mtn
(2.7)
При втором (рис. 2.2, в, г) изменяются одновременно радиусы веду
щего и ведомого катков. Тогда
i12 max =
(J)l
'2max
i12 mln =
(J)l
,..,,,.,,,
'2mln
-
~
'1 max (1-е) '
ffi2mtn
'1mtn (1-е)
ffi2 max
D=
i12 max
'2max '1max
(2.8)
-
i12mln
'2mln '1 m1n
В этих вариаторах, как видно из (2.7) и (2.8), диапазон регулирова
ния больше.
Силовой расчет. Окружная сила, которой может быть нагружена
фрикционная передача, должна быть меньше силы трения, возникаю
щей в зоне контакта: Ft < F1; F1 === fFп; F1 < fFп, откуда
Fп>Ftff,
где f - коэффициент трения; Fn - сила нормального давления в зо-
не контакта.
Из-за непостоянства коэффициента трения при определении силы,
с которой надо сжать катки, в расчетное уравнение вводят коэффициент
запаса ~ = 1,25-:- -2, тогда
(2.9}
Сила, действующая на подшипники и валы фрикционной переда
чи с цилиндрическими катками,
FR=VFl+F~.
(2.10)
Прочностной расчет. При работе фрикционных передач их рабочие
поверхности многократно находятся под нагрузкой, от чего они могут
разрушаться. Для предотвращения этого явления необходимо, чтобы
контактные напряжения на рабочих поверхностях катков ан, опреде
ляемые по формуле Герца, не превышали допускаемых [ан):
он= 0,418" / ~т. ~i12 ~ !): Епр :i;;;; [он].
(2.l l)
V 'Фа112а
Решив (2.11) относительно межцентрового расстояния, получим вы
ражение удобное для проектного расчета передачи
V ~Т2fпр
а;;::: 0,56 (i12 + 1)
.
2
,
f'Фа (t12 [О'Н Jm in)
(2.12)
42
где а - межцентровое расстояние, мм; Т 2 -
вращающий момент на
ведомом катке, Н ·мм; Е пр - приведенный модуль упругости, МПа;
[ан] - допускаемое контактное напряжение катков (минимальное),
МПа.
Прочность катков из мягких материалов (фибры, дерева, резины)
проверяют по условию q ~ [q]. Значения [ан] и [q] приведены в
табл. 2.1.
Таблица 2.1
Коэффици-
Допускаемые Допускаемая
Условия
контактные
погонная
1\\атернал каткоа
работы
ент fения
напряжения
нагрузка
[он], МПа
[q], Н/мм
Сталь по стали
В масле
0,05
(2,5-3,О)
нв
То же
Всухую
0,1-0,15 (1,5-2,0)
нв
Фибра по стали или по
»
0,15-0 .20
25-45
чугуну
Прессованная бумага по
»
0,25-0,40 100-120
30-60
чугуну
Текстолит по стали или
»
0,20-0,25 ] 00-120
25-45
по чугуну
5-10
Дерево по чугуну
::.
0,40-0,50 100-120
Специальная резина по
»
0,50-0,75 100-120
2,5-5
чугуну
Фрикционные передачи с гибкой связью. Фрикционные передачи с
гибкой связью - ременные передачи (рис. 2.3, а) - широко применя
ют в лентопротяжных механизмах.
Гибкую связь обеспечивают ремнw
(пассики), надеваемые на шкивы с
предварительным натягом. Ремни
имеют плоский, клиновой или круг
лый профили (рис. 2.3, 6). Кине
матические зависимости для ремен
ных передач такие же, как и для
фрикционных непосредственного
контакта.
Силовой расчет. Когда ремен
ная передача не нагружена, натя
жение обеих ветвей ремня одина
ково и равно усилию предваритель
ного натяжения:
Fo =<1oS,
где 0 0 - напряжение в ремне от
предварительного натяжения, для
а
Рис. 2.3
43
кинематических передач (лентопротяжных, настройки и т. п.) cr 0 =
== 0,5-; - 1 МПа, для силовых передач 0 0 == 1,2 -:- 1,5 МПа; S - пло
щадь поперечного сечения ремня.
В нагруженных передачах усилия натяжения в ветвях ремня пере
распределяются: в ведущей ветви усилие становится больше (f1 =
= F0+ЛF), в ведомой - меньше (f2= F0- ЛF).
Переда
ваемое окружное усилие равно разности натяжений ведущей и ведо
мой ветвей ремня: Ft == F1 - F2 • Сумма натяжений ведущей и ведо
мой ветвей не меняется и равна
F1 +F2 =2F0•
Зависимость между усилиями ведущей и ведомой ветвей определя
ется по формуле Эйлера:
(2 .13)
где е - основание натурального логарифма; f - коэффициент тре~
ния между ремнем и шкивом; а 1 - угол обхвата ремнем меньшего
D-D
шкива, а1 == 180° -
602
1
град.
а
Формула Эйлера справедлива для случаев, когда скольжение проис-
ходит по всей дуге обхвата (в механизмах тяговых шайб и в ленточных
тормозах). В ременных передачах скольжение происходит только на
части дуги обхвата и подбор ремня производится по данным, получен
ным при испытании нагрузочной способности ремней. Определение
размеров элементов ременной передачи и подбор ремня подробно из
ложен в ГОСТ 23821-79 (плоскоременные) и ГОСТ 1284.3 -80 (кли
ноременные).
Нагрузка на валы и подшипники ременной передачи (рис. 2.3, а)
Fв::.~ (f1 +F~ cos ~ = 2f0cos ~-
(2.14)
Передачи без проскальзывания. Если угол поворота большего шки
ва меньше 360°, то в качестве гибкой связи можно применять стальную
ленту, жестко соединенную со шкивами. Такая передача осуществля
ет точное без проскальзывания перемещение ведомого шкива. Для уст
ранения проскальзывания в передачах с гибкой связью используют
также зубчатые ремни (рис. 2.3, в), параметры которых рег.паментиро
ваны отраслевым стандартом (ОСТ 3805114).
§ 2.2 . Зубчатые механизмы
Есw1и на рабочих поверхностях фрикционных катков сделать чере
дующиеся выступы и владнны, равно ОТ(~тоящие друг от друга ·так. что
бы выступы (зубья) одного входили во впадины другого. получим зуб
чатый механизм (передачу), состоящую из двух зубчатых колес и стой
ки. Меньшее из двух зубчатых колес, находящихся в зацеплении, на
зывают шестерней, большее - колесом.
44
В зубчатых механизмах передача вращения от одного колеса к дру
гому осуществляется за счет передачи усилий в точках контакта боко
вых поверхностей зубьев. Рассчитав соответствующим образом число
зубьев шестерни и колеса, а также профили зубьев (кривые, ограничи
вающие их боковые поверхности), получим механизм (передачу), ра
ботающий с заданным передаточным отношением без проскальзыва-
ния.
а)
5)
В)
г)
д)
ж)
е)
Рис. 2.4
В машиностроении и приборостроении применяют зубчатые пере
дачи с цилиндрическими колесами с прямыми и косыми зубьями
(рис. 2.4, аД), конические колеса с прямыми. косыми и криволиней
ными зубьями (рис. 2.4 . в
-
д), с винтовыми колесами (рис. 2.4, e)t
передачи внутреннего зацепления (рис. 2.4, ж) и реечные (рис. 2.4, э)~
Реечные передачи преобразуют вращательное движение в поступатель
ное или наоборот.
Основная теорема зацепления. Кривые, образующие профили зубь
ев, должны обеспечивать постоянство передаточного отношения, по"
этому их надо выбирать по определенным правилам.
Рассмотрим передачу вращения от ведущего вала к ведомому по
средством давления профиля 1 на профиль 2 (рис. 2.5). Касание про
филей происходит в точке К. Окружные скорости профилей в этой точ&
ке соответственно v1 = ю101К, v2 = ю202К. Проведем общую нор
маль в точке К, называемую линией действия, так как если не учи-
тывать сил трения в точке контакта, то направление силы давления
профилей друг на друга совпадает с общей нормалью в точке контакта.
Течку пересечения линии действия с линией центров обозначим П.
Передача может работать только в случае отсутствия размыкания или
внедрения профилей. Это условие обеспечивается равенством проек
ций окружных скоростей профилей в точке К на линию действия
п- п:Vп1 ==Vn2·
Опустим на линию действия из центров 0 1 и 0 2 перпендикуляры
01N1 и 02N2•
Углы N 10 1K и N 20 2K будут соответственно равны уг
лам а 1 и а 2 , образованным векторами окружных скоростей v1 и v 2 с ли
п
rx2 а,
Рис. 2.5
нией действия. Эти углы называют
углами давления.
Из рис. 2.5 видно, что
V1i1 -:-:-:: V1COS СХ1 --== 001 01КCOSСХ1 =-=
== ю101N1;
Vn2==V2COSа2= 00202КCOS-СХ2 =
=== оо202 N2·
Приравнивая Vn 1 и Vn 2 • находим
00101N1= Ю202N2,
откуда
001/002 = 02N2/01N1·
Из подобия треугольников 01N1П и 0 2N2П следует, что 0 2N 2/
I01N 1 == О 2П/О1 П. Учитывая это равенство, окончательно получим
001/002 = 02 п /01 п.
(2.15)
Равенство (2.15) выражает основную теорему зацепления: линия
действия одного профиля на другой делит линию центров на части,об
ратно пропорциональные их угловым скоростям.
Точку П называют полюсом зацепления.
Профили 1 и 2 выбирают такими, чтобы при любом положении точки
контакта линия действия п - п пересекала линию центров 0 1 0 2 в од
ной и той же точке, в этом случае передаточное отношение i 12 будет по
стоянным:
i12= rо1/ю2 = 02П/01 П = const.
Зубчатые механизмы с круглыми колесами имеют постоянное пере
даточное отношение. Этому условию лучше других удовлетворяют про
фили, образованные эвольвентами - кривыми, описываемыми любой
точкой прямой, катящейся без скольжения по окружности (рис. 2. 6,а).
Параметрические уравнения эвольвенты имеют вид
r=r0 /cosa; 0=tga-a,
(2~16)
гдеr0-
радиус основной к окружности (по которой катится прямая);
а - угол давления, 0 - эвольвентный угол; tg а - а
-
инвалю
та угла а.
46
Из условия образования эвольвенты следует, что касательная к ос
новной окружности есть нормаль к эвольвенте. Следовательно, линией
действия эвольвентных профилей является внутренняя касательная
к их основным окружностям. Линия действия есть геометрическое мес
то точек контакта профилей, поэтому ее называют линией зацепления
(рис. 2.6, 6). Угол а, образованный линией зацепления с перпендику
ляром к линии центров 0 1 - 0 2 , называют углом зацепления (в стан
дартном зацеплении а == 20°). На венцах зубчатых колес располагают
определенное число равноотстоящих друг от друга зубьев. Для непре-
N
а)
Рис. 2.6
рывной передачи движения нужно, чтобы каждая следующая пара
зубьев вступала в контакт до расцепления предыдущей. Окружности,
проведенные из центров 0 1 и 0 2 через полюс зацепления, называют на
чальными. Эти окружности катятся друг по другу без скольжения,
поэтому значения их окружных скоростей равны v1 === v2 или ю 1 rw1 =
-== 002rw2, откуда
i12 = 001/002 = r w2fГ w1 = dw2f dw1,
где rw1, r w2, dw1, dw2 - радиусы и диаметры начальных окружностей.
Из этого условия следует, что шаг (расстояние между одноименны
ми профилями зубьев, измеренное по одной окружности) по начальной
окружности у обоих колес должен быть одинаков, т. е. р 1 == р 2 = р.
Выразим длину начальной окружности колес через число зубьев
И шаг: :rtdw 1 = z1p; :rtdw 2 = z2p; ndw 21(ndш1) = z2pl(z1p),
47
"откуда
(2.17)
Следовательно, передаточное отношение зубчатой передачи равно
отношению числа зубьев ведомого колеса к числу зубьев ведуще
го колеса. Если z 2 > z1 , то отношение называют передаточным числом
и обозначают и:
U=Z2/z1•
Шаг по любой окружности колеса
Pi = ndi/Z.
Jогото6ко
о~ Делительная
-
-
окружность
1
<>'
g
Рис. 2.7
СреDняя
линия
r~=etJ
(2.18)
(2.19)
Если di - рациональное число, шаг будет выражен иррациональ
ным числом (так как входит число л), что неудобно для стандартизации.
Для того чтобы избавиться от иррациональности, левую и правую час
ти (2.18) разделим на л:
Pi/n = лdi/(zл).
Обозначив Piln == mi, получим mi == dilz.
Величина модуля - рациональное число.
У колес, находящихся в зацеплении, модуль по начальным окруж
ностям должен быть одинаков.
Для обеспечения взаимозаменяемости зубчатых колес и стандар
тизации зуборезного инструмента модуль и размеры зубьев, выражен
ные через модуль, регламентированы ГОСТом.
Зубчатые колеса с эвольвентным профилем зубьев обычно нарезают
методом обката червячными фрезами, зубья которых в сечении, нор
мальном к винтовой линии фрезы, имеют прямобочный трапецеидаль
ный профиль (рис. 2.7). В этом сечении шаг фрезы р, а следовательно~
и модуль т постоянны для всех ее диаметров.
48
Начальную окружность зубчатого колеса, нарезаемого методом об
ката, называют делительной. Ее диаметр определяют из условия ра
венства шагов по делительной окружности зубчатого колеса и инстру
мента. Длина делительной окружности
nd =zp =znm,
откуда
d= zт,
(2.20)
где z - число зубьев нарезаемого колеса; р, т
-
шаг и модуль инст
румента.
При нарезании колеса, зубья которого имеют стандартные пропор
ции, его делительная окружность должна катиться по средней линии
профиля инструмента. При зацеплении таких колес делительные ок
ружности совпадают с начальными и межuентровое расстояние колес,
находящихся в зацеплении,
aw =а= (d1 + d2)/2.
(2.21)
Если зубья надо сделать толще, то инструмент отодвигают от цент
ра заготовки, такое смещение инструмента называют положительным.
Если зубья надо сделать тоньше- придвигают к центру заготовки,
такое смещение называют отрицательным. Положительное смеще
ние делают также для устранения подрезания зуборезным инструмен
том ножек зубьев, когда число зубьев z < 17. Колеса, нарезанные со
смещением, применяют в тех случаях, кегда зубчатую передачу надо
встроить в заданное межцентровое расстояние, не равное полусумме
диаметров делительных окружностей колес.
Геометрический расчет. Основные параметры зубчатых колес и
передачи определяют по модулю и числу зубьев колес.
Для цилиндрических прямозубых колес диаметр делительной
окружности
d=mz.
Для колес наружного зацепления, нарезанных без смещения зубо
резного инструмента, когда делительная окружность колеса катится
без скольжения по средней линии профиля инструмента, диаметр
окружности вершин зубьев (рис. 2.8)
da=d+2т= тz+2т=тtz+:l);
(2.22)
диаметр окружности впадин
d1 = d-2,Бт = тz--2,5т = т (z-2,5);
(2.23)
межцентровое расстояние а == (d 1 + d 2)/2. Выражая диаметры дели
тельных окружностей через модуль и число зубьев, получим
а= 0,5т (z1 + z2).
(2.24)
Толщина зуба по делительной окружности (без учета бокового за
зора)
st = лm/2.
(2.25)
49
Силовой и прочностной расчеты*. Давление между рабочими по
верхностями зубьев передается по общей нормали к их профилям
(рис. 2.9, а). Если к ведомому колесу 2 приложен момент сопротив
ления Т 2 , то условная сосредоточенная сила давления зуба шестерни
1 на зуб колеса 2
F п12 == Т2/Гь2 = Т2/(г2 cos а).
Так как действие равно противодействию, то сила давления зуба
колеса 2 на зуб шестерни 1
Fn21 = -fn12; Fn21 = Fп12= Fn·
/
/
fY~
1
/
о,
Рис. 2.8
х1 =х2 =0.
liw1=d1
dwz=d2
aw=a
St= et
Необходимый вращающий момент на ведущем валу (без учета по
терь)
откуда
Т1=Fпr1cosа=__т_2- r1cosа,
r2cosа
С учетом потерь (11 12 == 0,96 + 0,98) получим
т1 = T2/(UY)12).
(2.26)
(2.27)
• Силовой и прочностной расчеты рассматриваются только для наиболее:
распространенных в приборостроении прямозубых ко_,1ес.
50
Для удобства расчетов силу Fn раскладываем на две составляющие:
окружную
и радиальную
х
<:::
Fr=Fnsina, ИЛИ Fr=Fttga.
F,,= 1/·Ь
О}
Fr,
s
О)
Рис. 2.9
При проектировании передач обыч
но задают значение Т 2 и по нему
·определяют
(2.28)
Если задан движущий момент Т1 ,
то
Ft=2T1/d 1 •
(2.29)
Из схем нагружения (рис. 2.9, б
и 2.10) следует, что зубья надо рас-
х1 =х2 =0
\\,\
~
N
т
Рис. 2.10
считывать на изгиб (как консольную балку) и на прочность рабочих по
верхностей. При расчете зубьев по напряжению изгиба сжимающее
радиальное усилие обычно не учитывают и рассматривают наиболее
опасный случай, когда вся нагрузка приходится на один зуб и прило
жена к его вершине. Так как все размеры зуба определяются модулем,
выражаем плечо силы h и толщину зуба у корня s через модуль: h ==
-== с1'тиs ==с2т.
Напряжение изгиба у корня зуба <Jp == Mp/WF·
Изгибающий момент Мр == Fth == Ftc 1m.
Момент сопротивления изгибу
bs2
Ь(сm)2
Wp=-=
2
6
6'
где Ь - ширина венца зубчатого колеса; с1 и с2 - коэффициенты про
порциональности.
Подставляя Мри W р в исходное уравнение, получим
6FtC1 т
Ft 6с1
OF=Ь(с2m)2 =Ьт~•
Величину 6с1/с: называют козффициентом форм~t зуба и обознача
ют УF· Значение УF определяют по таблицам или графикам в зависимо
сти от числа зубьев и коэффициента смещения инструмента.
Величину нагрузки умножают на коэффициент kFv = 1, 1 -; - 1,5,
учитывающий дополнительные динамические нагрузки в зацеплении,
и коэффициент у == 1 -;- 2, учитывающий абразивный износ (истира
ние) зубьев. Для закрытых передач, работающих в условиях обиль
ной смазки, у == 1. Окончательно
уF kFu yFt
lТF =-=
-----
-.
Ьт
.
(2.30)
В правильно спроектированных передачах рабочее напряжение из
гиба должно быть меньше или равно допускаемому: ар ~ [ар].
При расчете на усталость
(2.31)
о
где ар llmь - предел выносливости при отнулевом цикле нагружения;
9r--
kp1 - коэффициент долговечности:
при НВ ~350 kpi== '11 4·10
6
,
J' Nц
1~kF 1 ~ 2,08; N ц - число циклОВ--На(ружений; [Sp] - коэффициент
запаса прочности, учитывающий свойсТва материала колес и способ
получения заготовки.
Для вывода формулы проектного расчета сделаем преобразования:
Ft === 2T2/(mz2); Ь = 'Фm т,
где 'Фт -== з -; - 20 - коэффициент ширины (в приборах ·Фm == з+ 5).
Подставляя Ft и Ь в (2.30) и решая его относительно модуJJя, по
лучим
52
2kFv уТ2 уР
'Фm Z2 (Ор]
(2.32)
Расчет на прочность рабочих поверхностей зубьев ведется по преоб
разованной формуле Герца:
(2.33)
Выражая ширину зубчатого венца Ь через aw и коэффициент ши
рины зубчатого венца 'Фа : Ь == 'Фаа, заменяя d 2 межосевым расстояни-
2аи
ем d 2 == __1Е_.1 , получим формулу для проектного расчета прямозубых
и±
передач:
з( Т2kн
aw~49,5(и± 1)v
.
(2.34)
'Фа и"' iан ]2
В (2.33) и (2.34) приняты следующие размерности: aw - межосевое
расстояние, мм; Т 2 - вращающий момент на ведомом валу, Н·мм;
d 2 - диаметр делительной окружности ведомого колеса, мм; Ь
-
рабо
чая ширина колеса, мм; ан, [ан] - рабочее и допускаемое контакт
ные напряжения, МПа.
Знак «+» ставится при наружном зацеплении, знак «-» -
при
внутреннем.
Допускаемое контактное напряжение [ан] определяют по формуле
]
0нIimьk
[ан =
HL·
[Sн]
Здесь ан1 ~mь - предел контактной выносливости при базовом чис
ле циклов, для улучшенных и нормализованных сталей аннmь ==
== (2НВ + 70), МПа; kнL - коэффициент долговечности, если число
циклов нагружения каждого зуба больше базового, то kнL == 1. Когда
число циклов нагружения меньше базового, то kнL вычисляют по
формуле
kнL= j/Nно/Nнв.
При НВ ~ 350 (нормализация или улучшение) kнL ~ 2,6; при
НВ > 350 kнL ~ 1,8; fSн] =::- 1,2--;- 1,3
-
коэффициент безопас
ности.
Все зубчатые передачи следует рассчитывать на прочность по на
пряжению изгиба. Для открытых передач определяют значение мл:ду
ля, а для закрытых передач, где модуль определяют из геометриче
ских соотношений, находят рабочее напряжение изгиба и сравнивают
его с допускаемым, т. е. делают проверочный расчет.
По контактному напряжению рассчитывают только закрытые зуб
чатые передачи, работающие в условиях обильной смазки зацепления.
Открытые передачи не рассчитывают по контактному напряжению, так
как износ рабочих поверхностей зубьев опережает по времени возник
новение усталостного выкрашивания.
53
Пример 2.1. Определить основные параметры закрытой прямозубой цилинд
рической передачи наружного зацепления по следующим данным: вращающий
момент на ведомом валу Т 2 == 269,5 Н · м; частота вращения ведомого вала n 2 =
=
160 об/мин; частота вращения ведущего вала n1 = 960 об/мин; направление
нагрузки - постоянное; срок эксплуатации
-
длительный.
Р е ш е н и е. Для закрытой зубчатой передачи межосевое расстояние опре
деляем из условия прочности рабочих поверхностей зубьев.
1. Для колеса и шестерни выбираем сталь 40Х с твердостью 240НВ для кo-
O'Нlimb
леса и 270НВ для шестерни. Допускаемое контактное напряжение [ан] [ Sнl Х
ХkнL==55о·1==460МПа,aHlimь=2НВ+ 70==2·240+70= 550 МПа;
1,2
[S нJ = 1,2; kн L == 1, так как срок эксплуатации - длительный.
2. Межосевое расстояние из условия прочности рабочих поверхностей зубьев
найдем по (2.34):
з,r Т2kн
aw ~ 49,5 (и+l)v
==49,5 (6+1) Х
'Фа u2 [ан]2
3
/. 269,5· IОЧ, 1
Хv о,25.&Ч6О2 = 185 мм,
r де и = п11п2 == 960/ 160 == 6; kн == 1, 1 (колеса расположены симметрично);
'Фа == 0,25 (согласно рекомендованным значениям).
3. Величину модуля передачи находим из геометрических соотношений,
задаваясь суммой зубьев колеса и шестерни z2 + z1 == 185:
2aw
2-185
m=
=
2.
z2 +z1
185
Ближайшее значение по ГОСТ 9563-60 разно 2.
4. Окончательное значение межосевого расстояния при т == 2
aw== О ,5m (z2+z1) =0 ,5·2· 185== 185 мм.
5. Число зубьев шестерни и колеса
z1 = (z1 +z1)/(u+1) = 185/(6+ 1) = 26; z2 == (z 2 +z1)-z1 ==185-26 == 159.
6. Расчет зубьев на прочность по напряжению изгиба (2.30). Определим на
пряжение изгиба у корня зуба шестерни, так как при одинаковых материалах
оно будет больше, чем у зуба колеса, из-за большего значения коэффициента
формы зуба:
3'88.1'2.1.1695
-------- = 82,2 МПа,
48·2
где У,_ == 3,88 и kFv == 1,2 (по спраьочным данным); у == l (передача закрытая);
Ft == 2 Т 2/d 2 == 2 · 269,5· 10 3/(2· 159) = 1695 Н. Допускаемое напряжение из-
гиба[aF]= aftlimьk =
486
· 1 = 278МПа Ь= "1"а== О25·185=463мм·
(SF) FL 1'75
'
'Уа
'
'
,
по справочным данным, aJ!. нm ь == 1,8НВ = 1~8 · 270 = 486 МПа, [SF] ==
== 1,75; принимаем Ь == 48 мм.
Расчет показа"1, что рабочее напряжение изгиба меньше допускаемого; следо
вательно, полученное значение модуля оставляем.
54
7. Основные параметры передачи:
передаточное число и= z/z1 = 159/26 = 6,12; Ли= (6-6,12)i(6·100) = 2%
(допускается отклонение до 4 %);
диаметр делительной окружности шестерни d1 = mz1 = 2 · 26 = 52 мм;
диаметр делительной окружности колеса d 2 = mz 2 = 2· 159 = 318 мм;
диаметр окружности вершин шестерни da 1 = d1 + 2т = 52 +2 ·2 = 56 ммt
диаметр окружности вершин колеса da 2 = d2 + 2т = 318 + 2·2 =
== 322 мм;
ширина колеса Ь2 = 48 мм; ширина шестерни Ь1 == 52 мм (Ь1 > Ь2 для ком
пенсации ошибок при сборке).
Определение передочноrо отношения сложной передачи. Валы
сложной передачи, имеющей пять валов (рис. 2.11), соединены различ
ными передачами. Их угловые скорости соответственно равны ro 1 , ro 2 ,
ro 5 . Требуется выразить передаточное отношение сложной передачи
через передаточные отношения составляющих передач.
Рис. 2.11
Рис. 2.12
Передаточные отношения каждой передачи i12 = ro 1/ro 2 ; i 23 =
-
ffi2/ (t) 3; i 34 == (1) 3/ ffi4; i45 == U>4/ ffi5.
Перемножив левые и правые части равенств, получим
После сокращения одинаковых угловых скоростей имеем
i12 i2з iЗ4 i45 = ffi1/ 005.
Отношение ffi 1/ ro 5 == i 15 - передаточное отношение сложной пере
дачи. В общем случае для механизма, состоящего из п валов,
(2.35)
Это равенство читается так: передаточное отношение (число) слож
ной передачи равно произведению передаточных отношений (чисел)
составляющих передач.
Пример 2.2 . Определить передаточное число сложной зубчатой передачи,
схема которой приведена на рис. 2.12 .
Р е ш е н и е. Для случаев, когда валы соединены парами колес,
55
Передаточное число внещнеrо зацепления имеет знак«-» , так как оно меняет на
правление вращения.
В рассмотренном примере передаточное отношение сложной передачи зави
сит только от числа зубьев крайних колес (1 и 4), поэтому колеса 2 и 3 называют
паразитными (они меняют только направление вращения).
Пример 2.3. Определить передаточное число сложной зубчатой передачи
по схеме рис. 2.13.
Решение.
И14 = U12 U23 ll34 = ( -Z2/Z1) ( -Z3/Z2) (Z4/Z31) ==
=Zз Z4/(z1 Z3 ,) =--=50· 100/(32•24) =6,51.
Планетарные передачи. Кроме механизмов (передач) с колесами,
вращающимися относительно неподвижных осей, в радиоустройствах
применяют зубчатые и фрикционные передачи, у которых оси некото-
f4
~
Рис. 2.13
z1 =32
z2 =60
zJ=50
ZJ1=24
z4 =100
~·
~
-(J)H
Рис. 2.14
рых колес - сателлитов
-
закреплены на вращающемся звене (води
ле). Водило обозначают буквой Н. Сателлиты, как планеты, участ
вуют в двух вращениях: вокруг своей оси и вокруг неподвижной оси,
которую называют центральной. Сателлиты входят в зацепление с ко
лесами, имеющими общую геометрическую ось с водилам, поэтому их
называют центральными.
На рис. 2.14 изображена кинематическая схема планетарной пере
дачи с наружным и внутренним зацеплением. имеющая две степени
свободы (W == Зп - 2р
-
q==3·4
-
2·4
-
2 ==- 2). Центральное
колесо 1 называют солнечным, колесо 2-сателлитом, так как оно
вращается вокруг неподвижной центральной оси и вокруг своей под
вижной оси, закрепленной на водиле. Центральное колесо 3 с внутрен
ними зубьями называют корончатым.
,Для устранения дебаланса и увеличения нагрузочной способности
передачи в них устанавливают, как правило, несколько сателлитов,
расположенных на водиле на равных расстояниях друг от друrа.
Для определения передаточного отношения планетарной передачи
ее условно преобразуют в простую, остановив водило. Для этого все
му механизму сообщают угловую скорость (-ffiн), после чего водило
остановится: (t)Z == wн + (-ffiн) == О. Колесо 1 будет иметь угловую
56
скорость ffi~ == ffi 1 -
rон; колесо 2 - rolf == ю 2 - rон; колесо
3- ffi1/ = ffiз- ffiн.
Передаточное отношение преобразованной передачи равно отноше
нию угловых скоростей первого и последнего колес:
i1/3 = юlf /ffi1/ === (ffi1 -юн)/(ffi3 -roн ).
Левая часть (2.36) равна произведе
нию передаточных чисел ступеней, со
ставляющих передачу:
i1f3 ==U1з = U12U2з === (-Z2fZ1) (Zз/Z2) ==- -Zзf Z1 ·
В правую часть (2.36) входят угло
вые скорости ю 1 , ffi 3 и юн. Если заданы
любые две из них, то, зная числа зубьев
колес, можно найти третью.
Планетарные передачи с двумя сте
пенями свободы применяют в приборах;
где. угол поворота ведомого звена явля
ется функцией углов поворота двух ве
дущих звеньев, а также в приводах
повышенной надежности, имеющих два
(2.36)
Рис. 2.15
двигателя (рис. 2.15).
Если в передаче, выполненной по схеме рис. 2.14, колесо3сделать
неподвижным (ffi 3 == О), то получим планетарную передачу с одной сте
пенью свободы (W == 3п - 2р
-
q==3·3 - 2·3
-
2 == 1). Фор
мула (2.36) в этом случае примет вид
rо<з> -rо<з)
i(H) =
t
Н
tЗ
Q (3)
-(J)н
(3)
1 (l)t
_
1 •(З).
·==-
-
-
-tiн
(3)
'
ЮН
i1/3 = (-z2/z1) (z3 /Z2) === -
Z3 /Z1,
где ffi~ 3 , и ffi~> -угловые скорости колеса 1 и водl\,тта Н при останов
ленном колесе 3.
В этом уравнении при заданных числах зубьев колес неизвестным
является член i\~ (передаточное отношение планетарной передачи от
колеса 1 к водилу Н при остановленном колесе 3). Решая полученное
уравнение относительно i(1~, найдем
i\=» == 1--i1f3 = 1-( -z3/Z1) === 1 + Z3/Z1.
В общем случае для любого планетарного механизма, имеющего
одну степень свободы и состоящего из п колес, имеем
i<n> == 1-iH
lH
ln'
(2.37)
где i\'JJ - передаточное отношение планетарного механизма (переда-
)
.н
чи от ведущего колеса 1 к водилу Н при неподвижном колессе п; t 1п -
57
передаточное отношение преобразованной передачи (при остановлен
ном водиле) от ведущего колеса 1 к колесу п.
Если значение i~п будет близким к единице (рис. 2.16, а), например
i~==0,9999Z1 == 100, Z2==99, Z2' == 100, Z3==101,
то
i\=» = l -i~1:> = l -(Z2/Z1) (z3 /Z2') = 1-(99/100) (101/100) == 0,0001.
Если водило сделать ведущим, а колесо 1 - ведомым, то
i}!/ = 1/i\'-1 = 1/0,0001 = 10 ООО.
J
i а) Рис. 2.16
Передачи, выполненные по схеме рис. 2.16, а, обладают большими
кинематическими возможностями, но имеют низкий КПД.
Большие передаточные отношения имеют также передачи, выполнен
ные по схеме рис. 2.16, б. При ведущем водиле, ведомом сателлите 2
и неподвижном центральном колесе 1
i}/d = l/i~~ = l/(l-i~1 ) == l/(l-Z1/Z2) = -Z2 /(Z1-Z2)·
Еслиz1- z2~1,тоiJl2>=== -
z2•
Такие передачи можно выполнить, нарезая колеса с большими ко
эффициентами смещения инструмента. Кроме того, для передачи вра
щения с сателлита 2 на ведомый вал, имеющий центральную ось, надо
применять специальные механизмы или гибкий валик.
При кинематическом расчете фрикционных планетарных механиз
мов (передач) числа зубьев в формулах следует заменять соответст
вующими диаметрами катков.
На рис. 2.17 показан механизм настройки с планетарной фрикцион
ной передачей. Ручка точной настройки 1 на левом конце имеет цент
ральный шарик, который пружина П прижимает к шарикам сателли
там 2, закрепленным в водиле (обойме) Н. Ручка грубой настройки не
посредственно связана с водилам Н. Шарики-сателлиты 2 катятся по
58
внутренней поверхности втулки 3, увлекая за собой водило Н. Переда
точное отношение такой передачи i\~ === 1 + d 31d1 (обычно бывает в
пределах от 4 до 1О).
Условия выбора чисел зубьев соосных и мноrопоточных передач.
1. Планетарные передачи, состоящие из трех (и более) колес, соосны.
Например, в передаче на рис. 2.14 межосевое расстояние колес 1 и 2
равно межосевому расстоянию колес 2 и 3, т. е. aw 12 === аш 2 з. Для
передач с колесами, нарезанными без смещения,
аш12 == U12 = О,Бт (Z1 + Z2); аw2З = й2з = O,Sm (Zз- Z2),
откуда
z1+Z2=Z3-Z2; Z3-Z1==2Z2; Z2=(Zз-Z1)/2.
(2.38)
2. Если планетарная передача имеет
несколько сателлитов, то вхождение их
n
в зацепление с колесами 1 и 3 опреде
ляется условием
(z1 + Z3)/nc = k,
(2.39)
где k - любое целое число; пс
-
чис
ло сателлитов.
3. Число сателлитов, при котором
вершины их зубьев не касаются друг
друга, определяется условием соседства
(Z1+Z2)sin~ > Z2+2. (2.40)
пс
2
н
Пример 2.4. Определить частоту враще-
Рис. 2.17
ния водила планетарной передачи (см.
рис. 2.15), имеющей два электродвигателя с
тормозами, для трех случаев: а) работает электродвигатель А, электродвига
тель Б заторможен; б) работает электродвигатель Б, электродвигатель А за-
торможен; в) одновременно работают электродвигатели А и Б.
,
Частоты вращений электродвигателей А и Б равны пА = п 5 =-= 960 об/мин.
Числа зубьев колес: z1 == 26. z2 =37~ z3 =--=
100, z3 ,=-=- 125, z4 --· 20.
Р е ш е н и е. а) Передаточное отношение от электродвигателя А к водиду
Н при заторможенном электродвигателе Б
i~н=и43 , i~1k=-Z[1-(-~)]=-~(1 +~)=~7,89,
z.
_
z3
20
100
знак«-» показывает, что шестерня 4 и водило Н вращают·tя в противоположных
направлениях.
Частота вращения водила в этом случае
п~ :- _-: nлi i~н::-=960/(~7,89)=-122 об/мин.
б) Передаточное отношение от электродвигателя Б к водилу Н при затормо"'
женном электродвигателе А
А (3)
1'
Z3 'J
Zз
100
iвн==i 1 н=l- -- =l+-==I+-=4,85.
\
Z1
Z1
26
59
Частота вращения водила для этого случая
п~ = nrJ i~н==t960/4,85= 198 об/мин.
в) Частота вращения водила при совместной работе электродвигателей А и Б.
В 'ЭТОМ случае передача ЯВЛЯеТСЯ дифференциалом И На ВОДИЛе суммируются ЧЗСс
тоты вращений электродвигателей А и Б. Если двигатели вращаются в противо=
положных направлениях, то
nн= -(-п~ )+n~= 122+ 198==320 об/мин.
Пример 2.5 . Определить числа зубьев колес механизма вращения самоJJетной
щелевой антенны (рис. 2.18, а), состоящего из электродвигателя 1, двух планетар"
ных передач 2 и 3, конической передачи 4 и цилиндрической передачи 5--~6
н
44
О)
J2
Рис. 2.1~
Антенна 7 прикреплена к валу зубчатого сектора 6, частота вращения антенны
п6 :=:: 24 об/мин. Частота вращения электродвигателя п1 == 8000 об/мин.
Р е ш е н и е. 1. Общее передаточное отношение механизма
i16= n1/n6 ==8000/24= 334.
ПоJiученное значение равно прпизведению передаточных отнпшеннй отдедь-=
11ых передач. (_°()етав.1яющих механизм:
iiв == i2 iз i4,i5в == i2 iз U4,Usв,
rде i 2 и i 3 -~- передаточные отношения планетарных передач; и 4 , - передаточ~
ное число конической передачи; и 56 ~ передаточное число цилиндрической пере
дачи.
Исходя из удобства компоновки механизма принимаем i 2 -:::-_
i3, и~ :..::~ 1 и
и:16 - -.
5.
2. Пер~датuчное отношение двух планетr1рных нередач
i2i3-=- i
161' (и4,и56) ;__" 334.' (1·5) ~ 67;
одной планетарной передачи
i2 :::::: iз == i<?й-.::::;; i 1
r 67 =8,2.
3. Подбор чисе.ТJ зубьев планетарной передачи (рис. 2.18, 6). По (2.37).
передаточнп~ отношение i(1)} :.
- f - (z3/z1), откуда
Z·z
-i·(3>-"-- 1 82 1--72·z
-- -72z
з/1
1н
-
'-----
''
з ·--
t
1.
60
Из условия отсутствия подрезания зубьев принимаем z1 = 20, тогда z3 =
== 7,2·20 = 144.
Из условия соосности передачи определяем число зубьев сателлита (2.38);
Z2 = (Z3-Z1)/2 = (144-20)/2 == 62.
Число сателлитов определяем из условия вхождения зубьев в эаuепления
(2.39):
(z 1 +z3)/пс = (20-f- 144)/nc =К.
Число сателлитов может быть равно 2 или 4. Оптимальное число сателлитов
3. Для установки трех саттелитов принимаем z1 = 22; z3 = 146, тогда
(z1 + z3 )/nc = (22+ 146)/3 =56.
Число зубьев сателлитов и передаточное отношение при новых значениях
z1 и z8 z2 = (z3 - z1)/2 = (146-22)/2 = 62 (осталось без изменения); i<1~ =:. -:
+/
+/
.
8,2-7,64
01
z3z1=1
1462= 7,64; Лt == 8
,
2
100 == 7 Уо, что больше
допускаемых 4%.
Для восстановления заданного передаточного отношения механизма опреде"'
лясм новое значение передаточного отношения цилиндрической передачи:
iiв
334
is 6 ==----
= 5,72.
i2i3i4
7,64 ·7,64·1
По условию соседства проверяем возможность установки трех сателлитов
по (2.40):
n
n
(z1+z2) sin- > z2 +2; (22+62) sin -
>62+2;73>64.
пс
3
Условие соседства выполняется, поэтому принимаем пс = 3.
4. Колеса конической передачи 4 имеют равные числа зубьев, так как
и4=1. Принимаем z4 = z4, =
20.
5. Цилиндрическая передача. Принимаем число зубьев шестерни 5 z5 =-= 20r
число зубьев колеса z6 == z5 u56 == 20· 5,72 = 114 (в передаче используют не
все колесо, а только часть - зубчатый сектор).
Особенности прочностного расчета планетарных передач. 1. В пла
нетарных передачах, где есть внешнее и внутреннее зацепления, рас
считывается на прочность только внешнее зацепление.
2. Число циклов нагружения зубьев определяют, считая водило ос
тановленным (для передач, выполненных по схемам рис. 2.14, 2.15,
2.18, 6): п{1 === n<f> - п</1; n1/ == n1/1~_ 2 ; nl/ === -
п<JI.
3. Многопоточность передач (число сателлитов) учитывают, деля
вращающий момент на приведенное число сателлитов: п~ = kcnc,
где kc == 0,7-; - 0,8
-
коэффициент, учитывающий неравномерность.
распределения нагрузки между сателлитами.
Напряжение изгиба у корня зуба определяется по формуле
Gp= 2Т1kFuуF .
(2.41)
bmd1 п~
Межосевое расстояние для передач со стальными колесами (z 2 ~ z1)
з/ kнТ1
aw12~49,5(и12± 1)v
2
,
.
(2.42)
U12 'l'a (<1Н] пс
61
В (2.41) и (2.42) Т1 - вращающий момент на солнечном колесе;
и 12 == z2/z 1 - передаточное число между солнечным колесом и сател
литом; aw 12 - межосевое расстояние между солнечным колесом и
сателлитом (рис. 2.18, 6).
Волновые передачи. Общие сведения и кинематический расчет.
Волновая передача (рис. 2.19) представляет собой планетарную пере
дачу по рис. 2.16, 6, в которой оба колеса центральные (одно из колес
жесткое, и другое - гибкое). Зацепление зубьев или контакт фрик
ционных катков осуществляется за счет упругой деформации (распора)
гибкого колеса генератором деформации h, при вращении которого
1
2
А-А
А
-(/Jf
2~
~
О)А
1
1
·(2)
d,
z,
lhf =--dz-df =-Z2-Z1
Рис. 2.19
происходят перемещение точек контакта и поворот не закрепленного
в корпусе колеса. Таким образом, генератор деформации в волновой
передаче выполняет те же функции, что и водило в планетарной. Гиб
кое колесо представляет собою гибкую цилиндрическую оболочку, на
которой имеется зубчатый венеu.
Фрикционная волновая передача с неподвижным электромагнит
ным генератором деформации (рис. 2.20) была запатентована в СССР в
1947 г. А. И. Москвитиным. Зубчатая волновая передача запатентова
на в США в 1959 г. Массером.
Зубчатые волновые передачи получили распространение в приво
дах систем управления, так как по сравнению с планетарными имеют
большие КПД, точность и меньший мертвый ход. Последние два свой
ства объясняются тем, что в зацеплении одновременно находится до
30 °10 зубьев. Передача по рис. 2.19, а позволяет передавать вращение
с герметизированное пространство, потому что не требует отверстия в
стенке для прохода вала. Конструкция мотор-редуктора с такой пере
дачей приведена на рис. 2.21. На рис. 2.22 представлена конструкция
мотор-редуктора по схеме рис. 2.19, 6.
62
Рис. 2.20
о
t
2
J
4
5
о
ПортJок
6кл. полюсо6
f-2; 4-5
2-J; 5-6
J-4; 6-1
4-5; f-2
5-6; 2-J
6-t; J-4
f-2; 4-5
·(2}
d,
lм =- d1-d1
1•
~~
::::r-
,,
Генераторы деформации делают роликовые (рис. 2.23, а - в), дис
ковые (рис. 2.23, г) и кулачковые (рис. 2.23, д). Наиболее совершенны
кулачковые генераторы с гибким шарикоподшипником, они обеспечи
вают деформацию гибкого колеса по заданному закону и малые потери
на трение.
Конструкция гибкого колеса в виде цилиндрической оболочки при
ведена на рис. 2.24, а, соединение ее с ведомым валом или корпусом
Герметизиро6онное
простронст6о
Рис. 2.21
h
63
i'Ф!i
1
1
1
,___ _)
1
.-...ri...._......,,, \
/ ~=+=:--8
---------""
Рис. 2.22
производится шлицевым соединением. Конструкция гибкого колеса в
виде стакана показана на рис. 2.24, 6, соединение его с ведомым валом
делают болтами или сваркой. Конструкция неподвижного гибкого ко
леса, применяемая для передачи вращения в герметизированное про
странство, приведена на рис. 2.24, в.
Передаточное отношение волновых передач определяют по тем же
формулам, что и для планетарных передач с ведущим водилам (водило
Н заменено генератором деформации h.) .
6)
г)
8)
Рис. 2.23
64
Передаточное отношение передачи по рис. 2.19. а (ведущее звено-
генератор деформации, ведомое - жесткое колесо 2, неподвижное~
гибкое колесо 1)
(2.43)
Разность z2 - z1 должна быть кратна числу волн деформации
(обычноихдвеиz2- z1-= 2).
Передаточное отношение передачи по рис. 2.19. 6 (ведущее звено -
генератор деформации, ведомое - гибкое колесо 1. неподвижное
-
жесткое колесо 2)
(2.44)
Величину передаточного отношения волновых передач по схемам
рис. 2.19 рекомендуется выбирать в пределах 60-300 .
ь
L,
l
l
ь
6)
Рис. 2.24
При расчете передаточного отношения фрикционных волновых пере
дач числа зубьев в (2.43) и (2.44) следует заменять диаметрами соответ
ствующих катков.
Порядок расчета волновых передач. При проведении проектного
расчета волновых передач удобен следующий порядок.
1.Кинематический расчет.Число зубьев гибкого
колеса z1 == .
ji (j - число волн деформации. i -~ передаточное от
ношение). Число зубьев жесткого колеса z2 - z1 -+ (z 2 -- z1 ).
при стальных колесах целесообразно назначать j 2 11 (z 2 -~ z1) - ~
=
2.
2~ Пр очи о ст ной расчет. Для передач со стальными ко
лесами предварительное значение делительного диаметра гибкого ко
леса удобно определять по формуле, полученной на основании обобще
ния данных выпоt:ненных волновых передач.
1
v-
d1== 1,66 т'
где d{ - предварительное значение делительного диаметра гибкого
колеса, мм; Т - вращающий момент на ведомом (тихоходном)
валу, Н-мм.
3 Зак. 729
65
3.Предварительное значение модуля
т' =d1/z1 •
Значение модуля рекомендуется выбирать в пределах 0,5-1,5.
Выбрав ближайшее большее значение модуля по стандарту, определя
ют окончательное значение делительного диаметра гибкого колеса:
(2.45)
4.Внутренний диаметр гибкого колеса
D = т (Z1+3,5).
(2.46)
Формула (2.46) получена с учетом применяемых коэффициентов
смещения зуборезного инструмента, поэтому D > d1 •
Если в передаче применен кулачковый генератор со стандартным
гибким шарикоподшипником, то значение D выбирается равным бли
жайшему большему значению диаметра наружного кольца гибкого
подшипника. Далее находят новое значение числа зубьев гибкого коле
са z1 == D!m - 3,5 и его делительный диаметр d1 == mz 1 •
5.Коэффициенты смещения
зуборезного
инструмента.
Для гибкого колеса
(2.47)
Для жесткого колеса
Х2-= Х1 - 1+kw(1+5·1О-Бkw z1)',
(2.48)
где kш = 1 -;- 1,2 - коэффициент радиальной деформации.
6.Определение основных размеров пере-
д а ч и. Гиб к о е к о лес о. диаметр окружности вершин зубьев
da1=d1-+2(x1 +0,4)m.
(2.49)
Диаметр окружности впадин зубьев
dt1 = d1+2(Х1-1,25)m.
(2.50)
Жесткое колесо.
Диаметр окружности вершин зубьев
da2=d2+2(X2-- l)m.
(2.51)
Диаметр делительной окружности
d2 =--= mz2•
Оценка точности зубчатой передачи. Допуски на изготовление зуб
чатых передач регламентируются соответствующими стандартами, где
указаны допуски и отклонения на параметры зубчатого зацепления для
12 степеней точности. В радиоаппаратуре применяют 5-8 степеней точ
ности.
66
Стандартом для каждой степени точности установлены нормы:
кинематической точности, плавности работы, полноты контакта зубьев
и величины бокового зазора в зацеплении.
Нормы кинематической точности определяют величину погрешности
угла поворота зубчатого колеса за один поворот. Нормы плавности ра
боты определяют погрешности, многократно повторяющиеся за один
поворот колеса. Нормы контакта зубьев характеризуют полноту при
легания рабочих поверх
ностей зубьев при работе
передачи. Нормы бокового
зазора определяют мерт
вый ход передачи с нере
гулируемым
межосевым
расстоянием.
На работу радиоаппа
ратуры больше влияют
кинематическая точность и
боковой зазор передачи.
Угловая погрешность
Л'Фн зубчатого колеса, выз
ванная
кинематической
погрешностью (угл. мин), о-о
F~
Л'Фн= 6,88 _i ,
(2.52)
mz
где Fi - кинематическая
погрешность колеса, мкм;
ти z- модуль и число
зубьев колеса, мм.
Угловая погрешность,
вызванная мертвым ходом
пары колес (без учета
зазоров в подшипниках),
зависит от бокового зазора
в зацеплении (угл. мин)
Л'Фмх = 7 ,4 __fu_,
{2.53)
mz
4-А
3
f
а)
~
Fnp Б8
О)
Рис. 2.25
k--
A
2
б-б
2
где iп - вероятный максимальный зазор, мкм (значения iп указаны
в приложении к ГОСТ 9178-81).
3*
Суммарная угловая погрешность пары зубчатых колес
Л'i'п = v Л'i'~ 1 + Л'Ф~2 + Л'i'~х:
(2.54)
Мертвый ход ведомого вала замедляющей передачи
k =fl
Л'l'мxl = +I Л'l'мхк И1к•
lЛ k=2
(2.55)
67
где и 1 п - передаточное число от ведущего вала 1 к ведомому п; п -
число валов передачи; Л'Фмхн - мертвый ход вала k, подсчитанный
по (2.53); и1 :н - передаточное число от ведущего вала 1 к валу k.
Мертвый ход ведомого вала ускоряющей передачи и мертвый ход
ведущего вала замедляюшей
k=n
Л'Фмхl == ~ Л'Фмхн И1:н·
k=2
(2.56)
Для устранения мертвого хода в передачах систем управления и
приборов применяют сдвоенные (основное и люфтовыбирающее) зуб-
'
L...
Рис. 2.26
вижного при вводе
деформации пружины
чатые колеса (рис. 2.25, а, 6). Основ
ное колесо 1 закреплено на валу,
а люфтовыбирающее 2 образует со
ступицей подвижное соединение.
Осевое смещение сдвоенных колес
ограничивается шайбой или винтами.
Пружина 3 (спиральная, растяжения
или сжатия) установлена с предвари
тельным натяжением (заводом), обес
печивающим выборку мертвого хода
при действии заданного вращающего
момента. Усилие предварительного
натяжения пружины определяют по
формуле
Fпр== ~Т /(r' nпр),
(2.57)
где ~===1,5 -;-3
-
коэффициент за
паса; Т - вращающий момент на
валу; г' - радиус закрепления кон
цов пружин; п пр - число пружин.
Усилие пружины (завод) (рис.
2.26) создается поворотом подвиж
ного колеса относительно непод
сдвоенного колеса в зацепление. Величину
определяют по формуле
ЛН=(207 40)г'/z,
(2~58)
где z - число зубьев колеса.
Пружину подбирают или рассчитывают по значениям F пр и ЛН.
Применение сдвоенных колес значительно увеличивает потери на тре-
ние в передаче.
_
Для уменьшения мертвого хода в многоступенчатых передачах на
основании сравнения (2.55) и (2.56) рекомендуется при разбивке об
щего передаточного отношения пvидщ)живаться правила
И12<U2з<U34< ···<Щп-1)п·
68
§ 2.3. Винтовые механизмы (передача винт- гайка)
Общие сведения. Кинематический расчет. В механизмах настройки
и управления во многих случаях применяют передачу винт - гайка
для преобразования вращательного движения в поступательное с боль
шим передаточным отношением. При больших углах подъема винтовой
линии ('ф ~ 12°) эту передачу можно применять и для преобразования
поступательного движения во вращательное.
На рис. 2.27 показан случай применения передачи винт - гайка в
механизме винтового ограничителя, где винт 1, приводимый во враще
ние зубчатым колесом 2,
перемещает в направляю
щих гайку 3.
Передаточное отноше
ние в случае преобразова
ния вращательного движе
ния в поступательное рав
но отношению скоростей
угловой и поступательного
движения:
•
-
(J} -
dcp /dt
dcp
lв-+п -
_.
-
==-
.
Рис. 2.27
Va
ds/dt
ds
При равномерном движении dep/ds == Лер/ Лs == 2л/(Рzр); за один обо
рот Лер === 2л, ЛS === Pzp (Р - шаг резьбы, Zp - число заходов резь
бы).
Заменив отношение ЛqJ/ Лs на 2 л/(Рzр), получим
iв-+п == юfva === 2л/(Рzр).
(2.59)
Обычно надо определить угловую скорость ведущего звена по за
данной скорости поступательного движения ведомого, задаваясь ша
гом и числом заходов резьбы. Решая (2.59) относительно ro, по"11учим
2n
60
Ю=V--ИЛИn=Va-
,
(2.60)
Pzp
Pzp
где ю - угловая скорость, рад/с; Va -скорость поступательного дви
жения, мм/с; п - частота вращения, об/мин; р
-
шаг резьбы, мм.
Силовой расчет. Зависимость между моментом, приложенным к ве
дущему вращающемуся звену, и осевой силой, приложенной к ведомо
му звену, движущемуся поступательно, найдем из рис. 2.28. Здесь
Fa - осевая сила, приложенная к гайке (полезная нагрузка); ft -
-
окружная сила, приложенная к гайке и действующая по среднему
диаметру резьбы (движущая сила); Fn - нормальная реакция, дейст
вующая со стороны винта на гайку; F1 - сила трения, действующая
на гайку. Считая, что движение гайки 1 относительно винта 2 происхо
дит равномерно, рассмотрим условие ее равновесия под действием при
ложенных к ней сил. Заменяя силы Fn и F1 их равнодействующей R
69
и проецируя все силы на оси х и у для случая, когда осевое переме
щение гайки противоположно направлению действия силы Fа, найдем
(рис. 2.28, а)
ft=Rsin('Ф+p);
Fa=Rcos('Ф+p).
(2.61)
(2.62)
Угол р между векторами сил Fn и F1 называют углом трения, а
tg р == F11Fn называют коэффициентом трения и обозначают f.
х
/
Рис. 2.28
Разделив (2.61) на (2.62), получим
ft/Fa=tg('Ф+p),
откуда
Ft=Fatg('i'+р).
Вращающий момент
d
d2
T=Ft -
2
=Fa-tg('l'+p).
2
2
(2.63)
(2.64)
Зависимость между усилиями в передаче, когда поступательное
движение преобразуется во вращательное (осевое перемещение гайки
совпадает с направлением силы Fа), можно рассмотреть на рис. 2.28, 6.
По сравнению с предыдущей схемой здесь изменилось только направле
ние силы трения, поэтому угол между силой R и осью координат у бу
дет равен разности углов 11' и р. Следовательно,
70
Ft=F~tg('i'- р),
Т' == F~ ~ tg ('Ф-р).
2
(2.65)
(2.66)
Из (2.65) и (2.66) следует, что при 'Ф < р окружная сила и вращаю
щий момент будут отрицательными (меняют свое направление), ста
новятся силами движущими, а не силами полезного сопротивления.
Таким образом, когда угол подъема резьбы 'Ф меньше угла трения р,
перемещение гайки под действием одной силы F а (преобразование по
ступательного движения во вращательное) невозможно. Такие переда
чи называют самотормозящими.
В случае преобразования вращательного движения в поступатель
ное передачу обычно делают самотормозящей, так как при этом отпа
дает необходимость применять тормоза при остановке передачи под
нагрузкой.
a=JO"
Н,=О,5Р
/ р / Н1 =0.,541Р
/
/,
О)
Рис. 2.29
Козффициент полезного действия. Рассмотрим установившийся
режим работы передачи и возьмем для определения КПД отношение
полезной работы к затраченной за один оборот вращающегося звена.
В случае преобразования вращательного движения в поступатель
ное
1lв~п = _А_п = _F_a_P_z
__
p_ ___F _a _n _d2_f _g _\f'__ _
tg 'i'
.
(2.67}
Ав
T2n
d2
tg ('1'+ р)
Fa2n2 tg('f'+р)
В случае преобразования поступательного движения во вращатель
ное
А'в
Т' 2n
11п~в = -
= ----
А~ Fa Pzp
d
F~ 2n т tg (\f'-p)
Fа nd2 tg '1'
tg (1j)-p)
tg '1'
(2.68)
Если 'Ф < р (самотормозящая пара), то КПД отрицателен, т~ е.
движение под действием только осевой силы F а невозможно~
71
Нагрузочная способность передачи. Размеры передачи определяют
из условия невыдавливания смазки между рабочими поверхностями
резьбы винта и гайки
(2.69)
где р и [р) - удельные (рабочее и допускаемое) давления между рабо
чими поверхностями резьбы; h - рабочая высота профиля резьбы
(для трапецеидальной резьбы h-=:: 0,5 Р); Zв ==:: Н/Р
-
число вит
ков резьбы в гайке (zв === 5 -7- 10); Н - высота гайки.
Рис. 2.30
Для проектного расчета преобразуем (2.69):
d2h~__F_a __
ЛZв (р)
(2.70)
По значениям среднего диаметра резьбы d 2 и рабочей высоты про
филя h подбирают стандартные параметры резьбы.
Тело винта и гайки рассчитывают на прочность в зависимости от ви
да нагрузки; кроме того, рассчитывают гайку на срез резьбы.
Конструктивные особенности переда1.1и. В передачах винт-гайка
применяютстандартныетрапецеидальную (рис.2.29,а)и
т р е у гол ь н у ю (рис. 2.29. б) резьбы (треугольную только в мало
габаритных передачах).
72
В механизмах отсчетных устройств и настройки, требующих повы
шенной точности, используют специальные гайки, состоящие из двух
частей, что позволяет устранять зазоры в резьбе и мертвый ход относи-
Рис. 2.31
тельным перемещением частей гаек в осевом (рис. 2.30, а. б) или ради
альном (рис. 2.30, в, г) направлениях.
Передача винт - гайка, конструкция которой приведена на рис.
2.31, позволяет получить за один оборот винта осевое перемещение
гайки 2, равное разно
сти шагов винтовых пар:
гдеР1иР2- шаги резь
бы винтовых пар 1 и 2.
Для уменьшения по
терь на трение винты
делают стальными, а
гайки - из бронзы, ла- w
туни или чугуна.
В настоящее время
для ответственных на
груженных передач при-
Воз6ротн111u конал
Рис. 2.32
меняют винтовые пары качения, у которых рабочие поверхности резь
бы винта и гайки разделены телами качения (шариками). Такие пере
дачи (рис. 2.32) имеют КПД значительно выше, чем передачи с трением
скольжения (0,9 - 0,95).
§ 2.4. Червячные механизмы
Общие сведения. Червячные механизмы (передачи) применяют как
1юнижающие для преобразования вращательного движения во вра
щательное, когда оси ведущего и ведомого валов перекрещиваются
(обычно угол перекрещивания 90°).
_
Элементами червячной передачи являются червяк; представляю
щий собой одноходовой или многоходовой винт. и косозубо~ колесо с
73
углом наклона зубьев, равным углу подъема винтовой линии на червя
ке (рис. 2.33).
Многоходовой червяк представим шестерней с винтовым зубом, чер
вячную передачу можно рассматривать· тогда как модификацию зубча
той (см. рис. 24, е). Если венец червячного колеса представить как По
ловину гайки, свернутую в окружность, то червячную передачу можно
рассматривать как модификацию передачи винт-гайка.
Рис. 2.33
Преимуществом червяч
ной передачи перед зубча
той является возможность
осуществления больших
передаточных чисел в од
ной паре (до 100 и более),
а также плавность и бес
шумность работы. Недо
статками являются малая
(по сравнению с зубчатой)
нагрузочная способность,
низкий КПД и необходи
мость применения анти
фрикционных бронз для
венцов колес.
Червячные
передачи
делаютс цилиндри-
ческим (рис.2.33,а)
иrлобоидным (рис.
2.33, 6) червяками. Глобо
идные по сравнению с
цилиндрическими
имеют
большую
нагрузочную
способность, больший КПД
и меньший мертвый ход.
Цилиндрические червяки
нарезают архимедовы, кон-
волютные· и эвольвентные.
Архи~довы червяки имеют трапецеидальный прямолинейный
профиль витка в плоскости. проходящей через ось червяка, конволюr
ные - в сечении, перпендикулярном направлению винтовой линии,
эвольвентные - в плоскости, касательной к основной окружности
червяка.
·
В зависимости от удобства компоновки передачи червяк располага
ют под колесом (рис. 2.34, а), над колесом (рис. 2.34, 6) и сбоку от коле-
са (рис. 2.34, в).
_
Кинематический расчет. Передаточное отношение червячной пере
дачи от червяка 1 к колесу 2
(2. 71)
74
Для случая равномерного движения можно брать любые соответ
ствующие значения углов поворота червяка и колеса. Так, при одном
обороте червяка (Лср 1 === 2л) колесо повернется на угол Лср 2 == 2nz 11
lz 2 (z 1 - число заходов червяка, z2 - чис.по зубьев колеса).
Подставляя Лср 1 и Лср2 в (2.71), получим
По определению,
(2. 72)
Г.Lte и - передаточное число червячной передачи.
R передачах, нарезаемых без смещения зуборезного инструмента
z1 == 1; 2; 4, z2 == 28 -; - 80 (нижний предел определяется условием
отсутствия подрезания ножек зубьев, верхний - заострением зубьев).
2а
О)
Рис. 2.34
Рис. 2.35
Геометрический расчет. В червячной передаче расчетным является
осевой модуль червяка, равный торцовому модулю колеса.
Основные размеры червяка указаны на рис. 2.35: уго"1 профиля
витка 2ci == 40°, шаг червяка р == nm; ход витка р 1 -= pz1 ; делитель
ный диаметр червяка
(2. 73)
где q-коэффициент диаметра червяка (число модулей в делительном
диаметре червяка), значения q и т и их сочетание следует выбирать по
гост 2144-76;
делительный угол подъема винтовой линии витка
tg "(-== J!!.L == J!!.L == nmz1
nd1
nqm
nqm
диаметр вершин витков
z
=-1·
'
q
da1 ===di+2ha1-== т(q+2);
диаметр впадин витков
d11 = di -2h11=т(q--2,4).
(2. 74)
(2. 75)
(2. 76)
75
Основные размеры венца червячного колеса определяют в среднем
его сечении (рис. 2.36):
делительный диаметр
(2. 77)
диаметр вершин зуnъев
da2==d2+2т+2хт;
диам<'тр впадин зубьев
(2. 78)
Рис. 2.36
dr 2 =d2-2,4m + 2хт;
наибольший диаметр колеса
6т
dам2=--=- d 2+---
а Z1+2
ширина венца колеса
(2. 79)
(2.80)
Ь2~О,75d"1 при z1 = 1; 2;(2.81)
Ь2~0,67dn1 при Z1=4.
Межосевое расстояние передачи
аш =-= - 0,5m (q +-- z2) +тх. (2.82)
При заданном межосевом расстоянии аи_. коэффициент смещения
зуборезного инструмента
Х=== aw -0,5(q +Z2).
т
По условию отсутствия подрезания и заострения зубьев,
-l~x~l.
(2.83)
Силовой расчет. Для у.nобства расчета опор и валов червяка и ко
леса полное усилие в зацеплении раскладывают на три составляющие
(рис. 2.37, а, 6). Действие равно противодействию. поэтому окр уж
н а я сила на колесе f 12 равна по величине и противоположна по на-
·правлениюосевойсиленачервякеFa1;р адиальная силаF,2~
-= = F12 tg rx, действующая на колесо, равна по величине и противопо
ложна по направлению радиальной силе Frl, действую1цей на чер
вяк; о се в а я сила Fa 2 , действующая на колесо, равна по величине
и противоположна по направлению окружной силе на червяке f н.
Окружные силы определяют по величинам соответствующих вра
щающих моментов и диаметров червяка и колеса:
Fн = 2Т1/d1; Ft2 == 2T2/d2•
76
Зависимость между вращающими моментами определяют переда
точным числом и КПД. При ведущем червяке
т1 == T2/(Uf112).
(2.84)
Коэффициент полезного действия. Червячная пер~дача является
модификацией передачи винт - гайка, поэтому КПД может быть под
считан по ранее выведенным формулам (2.67) и (2.68), в которые введен
коэффициент k л == 0,9 ...;- 0,95, учитывающий потери в опорах и на
перемешивание масла, находящегося в ре-
/
дукторе.
При ведущем червяке
"== k
tg 1'
f11_ пtg(y+p)
·
При ведущем колесе
1lй == kп tg (у-р)
tg 1'
(2.85)
(2.86)
Как видно из (2.86). такан передача
может работать только при у > р (прак
тически при v ~ 2р).
Прочностной расчет. Бронзовые или
латунные зубья колес червячной передачи
по форме и материалу менее прочны, чем
витки червяка, изготовляемого обычно из т,
стали, поэтому на прочность рассчитывают
то.лько зубья колес. Расчет закрытых и
Рис. 2.37
открытых червячных передач ведется на прочность рабочих поверх
ностей зубьев колеса (по контактным напряжениям) и на излом зуба
(по напряжениям изгиба). Вывод расчетных формул аналогичен вы-
воду для зубчатых передач.
·
Рабочее напряжение изгиба у корня зуба
<1p==0,7YFk ft 2 ~ (ор],
(2.87)
Ь2т
где УF - коэффициент формы 3уба (определяется по таблицам спра
вочников в зависимости от приведенного числа зубьев z2 ==
=== z2/cos3 y); k == 1,0 -: -- 1,3 - коэффициент нагрузки; F12 - окруж
ная сила на колесе; [oFJ - допускаемое напряжение изгиба (опреде-
4яют по справочникам).
При проектном расчете открытых передач определяюr модуль
,v
3
2У kT
F2
т~
.
Z2Q(Op)
(2.88)
Затем, выбрав по ГОСТ 2144-76 ближайшее большее значение мо
дуля, согласованное с коэффициентом диаметра червяка, определяют
размеры червяка, колеса и межосевое расстояние.
77
Кпнтактное напряжение в зацеплении при стальном червяке и вен
це колеса, изготовл~нном из бронзы, латуни или чугуна,
475 v~ kT2
<Jн ..::= --
--
~ [онJ,
d2
d,
(2.89)
где [он] - допускаемое контактное напряжение \Определяют по
справочникам).
При расчете закрытых передач из тех же материалов межосевое
расстояние определяют по формуле
-·
(z2
1
)
3/(
170 \2
а"' -::? 'q --т- 1, 1/ (z2 q)1ан1) kТ2.
(2.90)
В (2.87) - (2.90) приняты следующие размерности:
Т2
-
вращающий момент на колесе, Н ·мм;
d1 и d 2 - делительные диаметры червяка и колеса, мм;
Ь2
-
ширина колеса, мм;
т
-
модуль пер~дачи, мм;
ап,
-
межосевое расстояние, мм;
ар и (ар], ан и lпн1 - рабочие и допускаемые напряжения, МПа.
После определения межосевого расстояния с"11едует определить
модуль:
т =--= 2ан./(q -i Z2).
Затем, приняв егu ближайшее больш€е значение, согласованное с
коэффициентом диамеrра червяка (по ГОСТ 2144-76), проверяют на
пряжение изгиба у корня зуба и определяют межосевое расстояние, со
ответствующее принятым стандаrтным значениям т и q.
Конструктивные особенности. В целях .экономии бронзы колеса
червячных передач делают составными: венец - из бронзы или ее за
менителей, а центр (диск и ступицу) - из чугуна. Соединение венца
с центром осуществляют заливкой бронзы в форму с отлитым ранее
центром, шпоночным или болтовым соединениями. Червяк, как пра
вило, нарезают прямо на валу.
Лучшую антифрикционную пару образуюr твердый стальной чер
вяк (HRC 45 - 50) и венец из оловянистой бронзы.
Оценка точности червячной передачи. Допуски на червячные пере
дачи регламентируются стандартами, которые распространяются на
передачи с металлическими механически обработанными червяком и
колесом. В стандартах даны допуски и отклонения для 12 степеней точ
ности, в радиоаппаратуре применяют обычно 6 - 9 степеней точности.
Стандартами для каждой степени точности установлены нормы точ
иости червяка. кинематической точности и плавности работы колеса,
полноты контакта, точности монтажа и бокового зазора.
Показателями точности червяков являются накопленная погреш
ность осевого шага Лр, погрешность профи~11я бf и радиальное биение
витков Е8•
78
Мертвый ход червяка при неподвижном колесе (рад)
Л1•~ =
2iп
't'мхч
.
·
d1COSаSIП)'
(2. 91)
Мертвый ход колеса при неподвижном червяке (рад)
А
2Jn
а 'Фмхк ==
,
d2cosаcos1'
(2.92)
гдеj,1 -
боковой зазор, мм; а == 20° -
угол зацепления (в переда-
чах. нарезанных без смещения; d 1 и d 2 - мм).
§ 2.5. Кулачковые механизмы
Общие сведения. Исполнительные элементы механизмов настройки
и управления радиоаппаратуры в некоторых случаях должны пере
мещаться циклически по заданному закону движения. Такое движение
прощевсегоосуществить с помощью кулачковых_ меха
низмов.
Рис. 2.38
Рис. 2.39
На рис. 2.38-2 .41 показаны различные виды кулачковых меха
низмов, в которых ведомое звено перемещается поступательно или со
вершае1· качательное движение. Простейшие кулачковые механизмы со
стоят из стойки, кулачка 1~толкателя 2 (ведомое звено движется посту
пательно) или коромысла (ведомое звено t:овершает качательное дви
жение). Соединение кулачка с ведомым звеном (толкателем или коро
мыслом) образует высшую кинематическую пару. На конце ведомого
звена для уменьшения потерь на трение в высшей кинематическоi1 па
ре устанавливают обычно ро"т~ик .~.
Применяют два вида замыкания высшей кинематической пары:
силовой посредством пружины (рис. 2.38, 2,39, 2.41) и геометрический,
79
когда профиль кулачка сделан в виде паза, в который входит ролик
кулачка (рис. 2.40).
Кулачок вращается с постоянной угловой скоростью, позтому дви
жение ведомого звена повторяется при каждом повороте кулачка. Вре
м.и одного оборота кулачка называют циклом. Цикл движения толка
теля или коромысла включает два типа интервалов: пеrемещения и ос
тановы. Число интервалов каждого типа. их длительность и относитель-
J
l!!!!!~~!!!!!!!!!!!!V f (А)1 =сonst
Рис. 2.40
ное расположение опре-
де.11яются заданным зa
коном движения, вос-
11рои1веденным профи
лем кулачка.
Недостатком кулач
ковых механизмов яв
ляется износ рабочих
поверхностей при боль
ших нагрузках, возни
кающих из-~а примене
ния для силового замы-
кания пружин.
nроектирование кулачковых механизмов. В задачу проектирова
ния кулачковых механизмов входят выбор типа механизма, определе
ние его основных разм~ров и расчет профиля кулачка.
Применение пространственных механизмов (см. рис. 2.40, 2.41)
1ю::шо.ТI нет получить меньшие габариты. По нозможности с.ледует выби
рать механизмы с коромыслом, так как в них допускаются большие уr
.лы давления, что позволяет уменьшить габариты. БольtJJое распрост
ранение по.пучили плоские
механизмы с вращающим-
ся кулачком и коромыс-
лом (см. рис. 2.39).
~
2
Расчет профиля кулач- F,,p
ка. При расчете профиля
l1'z =
кулачка могут встретиться
два случая: задан закон
движения ведомого Jвена
для всего цикла; задана
J
1
~-
--
~---~
-----=-
Рис. 2.41
пикловая диаграмма (никлограмма). где указаны состояние ве
домого звена и соответствующие им углы поворота кулачка
(табл. 2.2).
В первом случае следует сразу приступить к расчету профиля, а во
втором надо снача.па выбрать оптимальный закон движении ведомого
звена.
Механизм с вращающимся кулачком н кО·
ромыслом,закон движения коромысла задан
Коромысло воспроизводит зависимость '1J ~ ф (<р). Начальный радиус~
вектор теоретического профи.пя (описываемого центром ролика) опре_
80
Интервалы
движения
ведомого
звена
Углы
поворота
кулачка
Удаление
от центра
кулачка
Останов
делим по заданным значениям меж·
осевого расстояния и длины коро
мысла и его начальным положением
(рис. 2.42).
(2.93) ~
где А - межосевое расстояние; l
-
длина коромьн.:ла; 'Фо - угол началь
ного положения коромысла.
Текущий рядиус-вектор теорети
ческого профиля, определяемый уг
лом 'Ф i•
Г;=-= vгА2+/2
-
2Al cos 'Фi· (2.94)
Таблиц а 2.2
Приближе
ние к цент
ру кулачка
Фз
Останов
Рис. 2.42
Угол между радиусами-векторами r; и r0 (угол по профилю)
для участка удаления коромысла от кулачка
а.;=ер;+~;= q\+ larcsin( :
0
sin 'Фо )-- arcsin (-f; sin 'Ф1)]. (2.95)
В (2.95) знак«+» берется, когда при удалении коромысла от цент·
ра кулачка их направления враrдеJ:IИЯ противоположны. а знак
«-»
-
когда одинаковы.
Механизмс. вра1цающимся кулачком итол
кателем, закон движения толкателя s==s(q>)
з ад а н. Рассмотрим об1ций случай, когда ось толкателя не проходит
через центр вра~цения кулачка.
В соответствии со схемой механизма (рис. 2.43) можно написать вы
ражение для определения начального радиуса-вектора теоретического
профиля
-v2
2
Г0== S0+е,
(2.96)
где s0 - минимальное расстояние от центра кулачка до конца толкате
ля; е - расстояние от центра вращения кулачка до оси толкателя.
81
Текущий радиус-вектор теоретического профиля, определяемый
углом ai,
(2.97)
Угол по профилю
(2.98)
В (2 98) знак «+» берется_ когда угол между направлениями векто
ров скоростей толкателя и точки контакта на кулачке тупой,
знак«--» -- когда этот угол острый.
о
7(
s
о 0-----0----0---:1~ (tJ
'1(
27t
fAJ,
О)
Рис. 2.43
Рис. 2.44
Для центрального механизма при е == О (2.96) - (2.98) прИtIИма
ют вид
(2.99)
Расчет профиля кулачка, когда задана
только циклоrрамма механизма. В это~случае
следует выбирать закон движения,соответствующий технологическому
процессу, выполняемому механизмом. Например, для раскладчиков
намотки необходима постоянная скорость прямого и обратного ходов
(рис. 2.44, а). График перемеп\ений раскладчика (рис.2.44, б) получим
интегрируя график скоростей. Анализ графика скорости v == v (t)
показывает, что ~корость толкателя при изменении направления дви
жения за ма~11ый промежуток времени (теоретически этот промежуток
времени равен нулю) меняет свое значение на конечную величину. Та
кое явление называют жестким ударом.
Если выполняемый технологический процесс не требует опреде
ленных графиков скорости и перемещения, то закон движения выбира
ют таким, чтобы механизм не испытывал жестких ударов. Лучше дру-
82
rих этому условию отвечают законы изменения ускорения (аналогов
ускорения) ведомого звена, соответствующие синусоиде или косинусо
иде:
"
.
k
s =--=а sш <р; '\)'" =-= а siпkq:;
(2.100)
или
"
k
s ==а cos <р; ф" =--=а cos k<p.
(2.101)
Закон движения ведомого звена получи\1 интегрируя дважды выра
жение, опреде.пяющее закон изменения ускорения (см. пример 2.6).
Силовой расчет. Порядок силового расчета для всех типов кулачка...
вых механизмов одинаков, поэтому
ч..
рассмотрим его на примере плоского
п F,, ~~~ 1v;
механизма с вращающимся кулачком
~ lf::i
и толкателем (рис. 2 .45)
TeopemuvecкufJ +t ц: '
На участке удаления толкателя профиль
ч...~ t
\
г,-
от центра кулачка (рабочего переме- \
щенин), где нагрузки достигают мак-
,
,/''
\//t
симальных значений, на толкате~11ь
(без учета сил трения) действуют
/
сила давления кулачка F11 , направ-
{
ленная по нормали к его профилю )j
\
точке контакта, сила полезного со
противления F, направленная проти
воположно скорости толкателя, упру
гая сила пружины F п Р, осуществ
ляющая силовое замыкание высшей
Прокти11ескиu
профuл6
Рис. 2.45
пары и имеющая одинаковое направление с силой F, и сила
инерции F"' направленная противоположно ускорению толкателя.
Для перемещения толкателя по заданному закону необходимо, что
бы движущая сила в каждом положении механизма была равна силам
сопротивления. Проецируя все действующие на толкатель силы на на
правление его движения, получим
F"cos1' =--F+-fнр+Fи·
Из (2.102) определим силу Fn:
F =F+Fпр±Ри
п
'
cos 1'
(2.102)
(2.103)
где у - угол между направлением силы, действую~цей на толкатель,
и его скоростью (угол давления).
Если cos у стремится к нулю~ то Fn стремится к бесконечности. Сле
довательно, при больших значениях угла у для приведения толкателя
в движение необходимо прикладывать к валу кулачка большие враща
ющие моменты, а при критических значенинх угла 1' наступает само
торможение (заклинивание) механизма.
83
Отсутствие заклинивания обеспечивается условием (рис. 2.46)
tgy ___L
__
max- f(l+2k)'
(2.104)
где Ушах - максимальный угол давления на участке удаления толка
теля; l - длина направляющих толкателя; f - коэффициент трения
в направляющих; k - выход толкатели из направляющих.
Из (2.104) следует, что для предупреждения заю1инивания надо
уменьшать коэффициент трения, выход толкателя из направляющих
и уве.пичивать их длину.
Вращающий момент, нуж
ный для приведения в дви
жение механизма (рис. 2.45),
Т==Fпh.
Подставляя Fn из (2.103)
иh==rsinу,получим
Т===(F-+ Fпр± Fи)Гtgу.
(2.105)
Прочностной расчет. В
высшей кинематической па-
Рис. 2.46
Рис. 2.47
ре возникают контактные
напряжения, определяемые
по формуле Герца. В случае контакта стальных цилиндрических
поверхностей максимальное контактное напряжение (МПа)
ан max ===
___.
-t-
--
'
188
VFnmax{l
1')
В 'Гр
Pmtn
(2.106)
где Fnmax -
максимальная сила давления кулачка на толкатель,
Н; В - ширина кулачка, мм; rР - радиус ролика или минимальный
радиус кривизны толкателя, мм; Pmtn -
минимальный радиус кри
визны профи.т1я кулачка, мм.
Расчет на прочность остальных деталей кулачкового механизма за
висит от его консrрукции.
Конструктивные особенности. Формулы для определения теорети
ческого профиля кулачка выведены с учетом того, что толкатель или
коромысло заканчиваются острием. Контактные напряжения при та
кой конструкции были бы равны бесконечности. Для уменьшени~ по
терь на трение и уменьшения контактных напряжений в высшей кине
матической паре толкатель или коромысло имеют на конце ро.11ик и.пи
грибовидную головку, контактирующие с кулачком (рис. 2.46, 2.47).
Введение ролика или грибовидной головки меняет профиль кулач
ка, он становится эквидистантным к теоретическому профилю. Экви-
84
дистанту или практический профиль кулачка строят, проводя окруж
ности радиусом ролика или грибовидной головки, центры которых
расположены на теоретическом профи"11е. Огибающая к этим окружно
стям будет практическим профилем кулачка (см. рис. 2.4!), 2.46). Ра·
диус ролика или грибовидной головки должен быть меньше минималь
ного радиуса кривизны теоретического профи.пя (r Р ~ 0.7 rmin).
Пример 2.6 . Рассчитать профиль кулачка для механиза с коромыслом по,
следующим данным:
-
циклограмма механизма (табл. 2.3),
Интервалы
движения
коромысла
Углы
поворота
кулачка
Удаление
от центра
кулачка
Ф1=9G°
Останов
Таблиц а 2.3
Приближе
ние к цент
l ру кулачка
Фз=90°
Останов
-
максимальный угол отклонения коромысла 'l'max ::::.- :: 'ф0 + 30°,
-
начальный угол отклонения коромьrсла '\f_,
0= 15°,
-
длина коромысла l == 100 мм,
-
межосевое расстояние А =- 100 мм.
Р е ш е н и е. 1. Угловая скорость кулачка нt= задана, поэтому будем зада
ваться законом изменения аналога ускорения. Выбираем косинусоидальный за
кон изменения аналога ускорения коромысла для интервалов уд•ления и при
ближения, при котором, как видно из графика рис. 2.48, а, нет жестких ударов:
'Ф" ==а cos kq>
(аналог ускорения 'ф" == e/rof, где ю1 - угловая скорость кулачка).
2. После первого интегрирования получим
(2 .107)
где С1 - постоянная интегрирования, определяемая из начальных условий:
при угле поворот.а кулачка <р =-- ==
0° скорость коромысла и ее аналог ф' == О.
Подставляя начальные значения fP и 'ф' в (2.107), получим С1 = О. Закон из
менения аналога скорости коромысла примет вид (рис. 2.48, б)
а.
'i'' == -
SIП k<p.
k
~- После вторичного интегрирования получим
а
11'= -- cos kq> +с2,
k2
(2 .108)
(2. 109)
85
где С 2 - постоянная интегрирования, определяемая из начальных условий:
при q> = О положение (угол поворота) коромысла 11' = 'Фо·
Подставляя начальные значения q> и 'Ф в (2.109), получи){
'Фо= -(a/k2)+C2 ; C2 ='i'o+(a/k2).
Закон движения коромысла примет вид
а
а
а
'Ф == ---,;; cos krp +'l'o + J;2 = k2 ( 1-cos k(j)) +'Фо.
J2. 11 О)
'1/1"
7(
O=J
4. Частоту цикла k определим
из условия: при q> == n/4 аналог
ускорения Ф" == О (рис. 2.48, Ь), от-
куда
1(
-J
1//
1(
6
1t
а cos k- ==О.
4
1t
Так как а =/= О, то cos k4 =-----::
О.
1t
1t
Следовательно, k4 = 2°' откуда k== 2.
5. Амплитуду ускорения а най
дем из (2.110): при угле поворота
куJiачка (j) == 90° угол поворота ко
ромысла 'Ф ::-:::: Фmа х =:: Фо + 30° =
15) + 30° == 45°, откуда
а
и
45°= -(1-cos 2-90°)+ 15°==- Х
22
22
а
х 2+ 15° ==- + 15°: а -=60° =---=-n/·3 .
d
2
4
6. Окончательное выражение
,,,_1t
У'11-12 .,__~~~~-+--+---~~
закона движения коромысла nолу-
45 90 150 f95·24(J
J60 f/J•
. чим.
подставив в уравнение (2.11 О)
6)
ф0 -= n/12, k
···:.2иа-_
31 13:
31/3
31
n
'Ф-=-
(1-cos 2q>) +-- =
-
Х
22
12
12
Рис. 2.48
х (2-co_s 2q>). (2. 111)
7. Радиус-вектор кулачка определим по (2.93):
r0 == VА2+l2 -2Al cos-ф(\ ==v· 1002+1002-2.100· 100cosl5° == 26 мм
8. Радиусы-векторы, опреде.r~яющие теоретический профиль кулачка в ин
тервалах удаления и приближения, подсчитаем по (2.94) для семи точек:
r; ==~JrА2+12-Аl cos 1J'; .
По (2.111) определим ф для семи значенцй угла q> (О, 15, 30, 45, 60, 75, 90°).
9. Углы по профилю, определяющие положения соответствующих радиусов
векторов профиля, найдем по (2.95):
ai=IJJi +arcsin( :
0
sin Фo)-arcsin( :
1
sin 1\'i)·
Расчеты значений -ф, r и а удобно вести по табл. 2.4 .
86
Таблиц а 2.4
Номера точек
о
1
1
2
з
4
5
l6
q>
оо
15
30°
4501 60°
75°1 900
cos2~
.1 0,866 0,5
1
о -05
'
- 0,8661 -1
2-cos 2q>
1
1 11,134
1,5
2
1
2,5 2,866
3
1t
=-
2
-(2-cos2q>), рад 0,262 0,351 0,392 0,524 0,654 0,75 0,786
1
.
"'
15 20°2' 22°27'
30 \ 31°21!
43
45
cos"'
0,966 0,939 0,924 0,866 0,794 1о.731 0,707
2Al cos 11', мм
19320 118780 18490 17320 15880 114620 14140
680 1220 1520 1 2680 1 4120 5380 5860
Г=
51,8 , 64,l
731
VA2+12
- 2Al cos ,,," мм
26 34,9
39
76,5
l/r
3,84 2,86 2,56
1
1, 93 1,56 1,37
1
1,31
sin ,,,
0,259 10,342 0,381
0,5 о ,608 1о ,682 0,707
(l/r) sin'I'
О ,994 О, 976 1О ,974 1О,965 О, 945 О ,932 О, 924
arcsin ((l/r0) sin "l'o]
83°44'
аrcsin((l/r) sin ,,,)
83°44, 77°26' 76° 55' 74°48' 70°55' 168°45, 67°31'
arcsin ((/ /r0) sin ..р0 ]-
о 6°18' 6°49' 8°56' 12°49' 14°59' 16°19'
- arcsin ((l/r) sin 11']
a=q>+arcsin [(l/r 0 Х
о 21°18' 36°49' 53°56' 72°49' 89°59' J06C 13 1
+siA 'i'o] -~ arcsin [(l/r) Х
Х sin'Ф]
Примечаиие. ИнтервалудаленияФ1=90°.
87
При повороте кулачка на угол Ф 2 == 60() коромысло должно оставаться непод
вижным. Следовательно, радиус-вектор профиля кулачка будет постоянен на
профильном угле а 2 = 60° . При дальнейшем повороте кулачка на угол Ф3 =
--
90° коромысло приближается к его центру. Радиусы-векторы при изменении
угла q:: на 15° имеют ту же величину, что и на интервале удаления Ф 1 • Соответст
вующие профильные углы будут другими, так как в интервале приближения за
начало отсчета следует брать максимальный угол отклонения коромысла 'Фо =
--
Фmн= Фо +30°
15° -+ 30° = 45°, r~ =-, 76,5 мм, arcsin (:
0
sin ;1.;) ~
arcsin ( ..!.00_ sin 45°) = 67°31 '. Величина arcsin ( J_ ~in w) не. изменяется, но
76,5
\,
вписывается в таблицу интервал~ приближения в обратном порядке (от ~очки
6 к точке О).
·
Полученные значения профильных углов в интерваJ!е приближения сводим
в табл. 2.5.
Таблица 2.5
Номера точек
О'
1,
2,
3,
4,
5,
q>
о
15°
30°
45с
60°
75°
arcsin ( :~ ~!n W~)
67(.,31'
arcsin {--; - sin ф)
67°31' 68°45' 70°55' 74c4s' 76°55' 77°26'
arcsin (-
1
-
sin ф~ )-
о -1°14' -3°24' -7°17' -9°24' -9°55'
'о
;
(l
'
-arcsin -
sin 'Ф),
'
/
.(1
a==-q>+arcstn - Х
'~
о 13°46' 26°36' 37°43' 50°36' 60°05'
хsin 'Ф~)-
-arcsin (+sin 'Ф)
Пр им е чан и е. Участок приближения Ф3 =90°. Последний
участок циклограммы - останов коромысла; следовательно, величи
на радиус-вектора будет постоянной и а4 =Ф•= 120°.
88
6,
1
90'
83°44'
-16°13'
73°47'
Правильность расчетов проверяем условием
а1+а1.+а3+а4=360°:
106°13' + 60° + 73°47' + 120° = 360°.
Построение теоретического профиля кулачка приведено на рис. 2.49.
Рис. 2.49
§ 2.6. Шарнирно-рычажные механизмы
Общие сведения. Ш арнuрно-рычажными называют механизмы, сос
тоящие из звеньев-рычагов, соединенных низшими кинематическими
парами (шарнирами). Такие механизмы могут быть пространственны
ми и плоскими. Простейшие шарнирно-рычажные механизмы состоят
из четырех звеньев, соединенных шарнирами: трех подвижных (веду
щего и структурной группы, состоящей из двух звеньев) и неподвиж·
но го звена - стойки. Подвижное звено, соединенное со стойкой и вра
щающееся относительно нее, называют кривошипом, а звено, качаю·
rцееся относительно стойки, - коромыслом. Звено~ соединяющее
подвижные звенья, соединенные кинематическими парами со стойкой, и
совершающее сложное движение, называют шатуном; подвижную на
правляющую - кулисой: звено, движущееся по направ.ляющей,
-
-
ползуном.
На рис. 2.50 приведены наиболее распространенные плоские четы
рехзвенные шарнирно-рычажные механизмы: кривошипнu-ползун·
ный механизм. применяемый для преобразования вращательного дви·
жения кривошипа в поступательное ползуна или поступательJюrо дви-
89
жения ползуна во вращательное кривошипа (рис. 2.50, а); кулисный
механизм, служащий для преобразования враu~ательного движения
кривошипа в качательное кулисы или вращате.пьного равномерного
кривошипа во вращательное неравномерное кулисы (рис. 2.50, б);
шарнирный четырехзвенник, преобразующий враu\ательное движение
кривошипа в качательное или вращательное коромысла (рис. 2.50, в).
J
,,,,,-
/
---
/1' --С).---
\
'
/
,....., _ _.......,
4
О)
Рис. 2.50
Шатуны шарнирно-рычажных механизмов используют также для
получения движения по заданному закону или перемещения какой
либо его точки по заданной траектории. Проектирование шарнирно·
tfJ
Рис. 2.51
к с рычажных механизмов заключает
ся в определении размеров звеньев,
удовлетворяющих поставленному
-;;;:::iiiu~L-- заданию. По сравнению с кулач-
с
ковыми эти механизмы обладают
с0 большей нагрузочной способно
стью, так как не имеют высших
кинематических пар.
Ниже рассмотрены наиболее
распространенные в машинострое
нии и приборостроении шарнир"
с,, но-рычажные механизмы.
Кривошипно-ползунный меха"
низм. Кривошипно-ползунный ме-
ханизм, где ось направляющей
параллельна или совпадает с ли
нией, соединяющей центры шарниров кривошипа и· ползуна, на·
зывают аксиальным (рис. 2.51, а), ес"11и это ус.тювие не выполняет·
ся - дезаксиальным (рис. 2.51, б).
90
Дезаксиальные механизмы при одинаковых с аксиальным размера·
ми кривошипа и шатуна позволяют получить больший ход ползуна и
меньшие углы давления при его рабочем ходе.
l(улисный механизм. Ку..11исные механизмы могут быть с к а "
чаюrцейся кулисой(рис.2.52,а),предназначенныедляпре0
образования вращательного движения кривошипа в качательное дви
жениекулисы,исвращаюrцейся кулисой,используемые
для преобразования равномерного вращательного движения кривоши
па в неравномерное вращение кулисы.
\
\
\
\
\
\
\\\
!2
2J
/
\
\
---
::~\
---
J
'
'
)
~-'----_____/
Рис. 2.52
В первом случае длина кривошипа меньше расстояния между цент
рами шарниров, которыми кривошип и кулиса присоединены к стойке
(r < Ь). Во втором - длина кривошипа больше этого расстояния
(r>Ь).
Из рис. 2.52, а следует, что коэффициент изменения средней скоро
сти качающейся кулисы
k = t1/t2 = ср1 /ср2 = (л-arccos Л)/arccos Л,
(2.112)
гдеЛ = rlb.
Коэффициент изменения средней скорости вращающейся кулисы
(рис. 2.52, 6)
k' == ~ == ({): = 11-arccos (1 /Л)
t~
q>~
arccos (1/Л)
(2.113)
91
Коэффициенты изменения средней скорости ведомого звена у кулис
ных механизмов выше, чем у других шарнирно-рычажных механизмов.
Угловые скорости и ускорение кулисы (ro 3 и е 3) связаны с угловой
скоростью кривошипа (ю 1 ) зависимостями
г (Ь cos <p+r)
(2.114)
ffi3 :=; ffi1
ь2+,2+2ь, cos <р
ro~гЬ(г2- Ь2)sinер
Еа = ----------
(Ь2 +,2+2Ьг cos<р)2
(2.115)
Из (2.114) и (2.115) следует, что при за
данных значениях коэффициента изменения
средней угловой скорости кулисы и се макси
мальной или минимальной скоростей можно
определить отношение rlb = Л и угловую
скорость вращения кривошипа ю 1 .
Рис. 2.53
Кулисные ме.ханиэмы используют для по
лучения некоторых тригонометрических за
висимостей. Например, на рис. 2.53 приве
дена кинематическая схема кулисного меха
низма, у которого перемещение кулисы х 3 == rsin <р, скорость кули-
сы Vз = dx:Jdt = r cos <р~~ = rro 1 cos <р, ускорение кулисы аз =
d /df
•
dro +
dro 1
(2•
)
= Vз "== -rro1 stnерdТ
r cos<pdt;а3= -r ro1s1nер- е1cosер.
Такой механизм называют синусным или двойной кулисы.
r<a<l<b
6)
Рис. 2.54
Шарнирный четырехзвенник. Существует три модификации этого
механизма, отличающиеся друг от друга соотношениями длин звеньев:
кривошипно-коромысловый, применяемый для пре
образования вращательного движения кривошипа в качательное ·коро
мысла (рис.2.54,а), двухкривошипный, преобразующий
равномерное вращательное движение во вращательное неравномерное
(рис.2.54,б),и двухкоромысловый, преобразующийкача
тельное движение в качательное (рис. 2.54, в).
Для того чтобы кривошип (звено AR) в кривошипно-коромысловом
92
механизме, у которого r <а< l < Ь, мог сделать полный оборот,
механизм должен занять два крайних положения (рис. 2.54, а), что
возможно при выполнении двух условий, определяющих эти положе
ния:
(l-r)+a>b и (l+r)+a>b
(ее.пи выполнено первое условие,
то второе также выполняется). Сле
довательно, условием проворачивае
мости кривошипа является следую
щеенеравенство: l+а>Ь+r.
Кривошипно-коромысловый меха
низм применяют в приводе качания
антенны.
Передаточная функция коромысла
механизма (рис. 2.55) имеет следую-
1ций вид:
с
Рис. 2.55
.
гsin<р
l -Vl-(A-B cos ср)2
1' = arcs1n
+arcsin
,
(2.116)
-Vc+Dcos<p
VC+Dcos<p
гдеА-
12
+a
2
-r
2
-
Ь2• В ===rь.С ===r2+Ь2•D=2rb.
2la
'
la'
'
Угловую скорость коромысла CD определяют из условия равенства
проекций скоростей точек В и С на направление ВС:
rsinа
rocv = ООАв
,
аsin~
(2.117)
гдеа==л+<р- ~
-
"(,~ === arccos(А - Вcos<р).
Аналитический метод расчета передаточной функции удобно при
менять, когда расчет делают на ЭВМ. Для прикидочных расчетов обыч
но применяют метод планов или метод кинематических диаграмм. Ме
тод планов рассмотрен в приведенном ниже примере расчета.
Пример 2.7 . Определить закон изменения угловой скорости отражателя бор
товой самолетной антенны (рис. 2.56) по углу места в зависимости от угла поворо
та кривошипа, закрепленного на ведомом валу редуктора. Привод состоит из мо
тор-редуктора 8, кривошипно-коромыслового механизма (кривошип 1, шатун 2,
коромысло 3), синусного механизма (коромысло 3, ползун 4, кулиса 5, представ
ляющая собой кожух, насаженный подвижно на корпус привода вращения ан
тенны 9) и дезаксиального ползунно-коромыслового механизма (ползун 5, шатун
6 и коромысло 7).
Таким образом, привод состоит из четырех последовательно соединенных ме·
ханизмов, в которых ведомое звено предыдущего механизма является ведущим.
звеном последующего.
Р е ш е н и е. Расчет ведем методом планов.
1. Строим планы положений механизма (рис. 2.56, а).
2. Составляем векторные уравнения для построения планов скоростей шар
нирно-рычажных механизмов.
Кривошипно-коромысловый механизм
Vc2 =vв+vс.в; Vcs =vv+vcsv·
93
ТаккакvD==О,тоVc3
=-== Vc3v; vc2
=
Vc3
=- vс·
Приравнивая правые части уравнений, получим
vв+vcв=Vco·
Уравнение можно решить, так как скорость точки В известна по величине и
направлению, а относительные скорости Vсв и vCD известны по направлению.
DE
Скорость точки Е находим из отношения vEIDE == vclDC, откуда vE = vc -
.
DC
f;e,
pfa;d; т; OJ
·f)
Рис. 2.56
Синусный механизм
V=V
+-v
Es
Е"Е" · Е1Е0'
скорость точки Е 3 известна по величине и направлению, а скорости ползуна 4
относительно кулисы 5 (v Е"Е 5 ) и кулисы 5 относительно непод~ижной направля
ющей (v Е"Е0) известны по направлению. Строя план скоростей по этому уравне
нию, найдем скорость перемещения кулисы по направляющей vE Е •
....5о
Ползунно-коромысловый механизм
vк. =vp+vк. р; vк1= vм+vк1 м·
Таккакvм= О,тоvк7= vк1м;vк.=Vк7~-=vк.
Приравнивая правые части уравнений, получим
vF+vкp==Vкм·
Уравнение можно решить, так как скорость точки F hайдена (она равна ско
рости перемещения кулисы по направляющей: vF == v Е"Е 0 ), а относительные
скорости vKF и vкм известны по направлению.
Планы скоростей, последовательно построенные по этим уравнениям, приве
дены на рис. 2.56, б для положения механизма, показанного сплошными линия~
94
ми. Определяем угловую скорость отражателя по углу места для каждого по.110-
ж-ения:
По значениям угловой скорости можно построить график изменения угловой
скорости отражателя в зависимости от угла поворота кривошипа /.
§ 2.7 . Механизмы прерывистого движения
В системах настройки и управления применяют переключающие
устройства с периодическими остановками определенной длительности.
Для этих целей кроме кулачковых механизмов применяют мальтий
ские механизмы, храповые и механизмы с неполными зубчатыми коле
сами.
Рис. 2.57
Мальтийские механизмы. Различают два типа этих механизмов:
с внешним (рис. 2.57, а) и внутренним (рис. 2.57, б)зацеп
лениями. Чаще применяют механизмы внешнего зацепления. На кри
вошипе 1 (рис. 2.57, а). закрепленном па ведущем валу механи3ма, ус
тановлена цевка В. На ведомом валу закреплен диск 2 с прорезями -
мальтийский крест. Кривошип вращается с постоянной скоростью ю1 ,
цевка В входит в прорезь креста и, поворачиваясь на угол <р 1 р, пово
рачивает крест на угол <р 2 р, после чего выходит из прорези; крест оста
навливается, пока кривошип не повернется на угол 2л - <р1 р.
Стопорение креста в неподвижном положении происходит посред
ством внутренних цилиндрических поверхностей Е на кресте, по кото
рым в периоды остановок скользит наружная цилиндрическая поверх
ность D диска с вырезом для прохода крестовин. Диск закреплен на
кривошипе 1 в определенном положении (ри€. 2.57, а).
95
В механизме с внутренним зацеплением {рис. 2.57, 6) отношение уг
ла поворота кривошипа ср1р к углу поворота креста ср2р значительно
больше, чем в механизме внешнего зацепления.
По кинематическим характеристикам мальтийские механизмы яв
ляются кулисными, имеющими несколько кулис. Каждая прорезь -
кулиса. Мальтийскому механизму внешнего зацепления соответствует
поворот кривошипа кулисного механизма на угол ср 2 (см. рис. 2.52,а),
1
D)
Рис. 2.58
механизму внутреннего
зацепления - поворот
на угол ср1.
Механизмы мальтий
ских крестов внешнего
зацепления могут иметь
нескqлько кривошипов,
Ч'fО позволяет получить
равные (рис. 2.58, а) и
неравные (рис. 2 .58, 6)
интервалы остановов и
перемещений за оцин
оборот ведущего вала.
В момент входа цев
ки в паз креста не долж
но быть удара, для это
го направление окруж-
ной скорости центра
цевки должно совпасть с осью прорези. Это условие будет соблю
даться, если угол 0 1В02 будет равен n/2. Углы поворота кривошипа
1 и креста 2 при этом связаны зависимостью (см. рис. 2.57)
<"Р1р
<"Р2р
л
--+ --===-
2-
2
2
(2.118)
(здесь и дальше верхний знак для внешнего зацепления, нижний -
для внутреннего).
Угол поворота креста <р 2 р == 2л/z2 , где z2 -- число прорезей креста.
Подставляя <р 2 р в (2.118), получим
(2.119)
Время интервала поворота креста
ip= ЧJ1р =~(z2=F2).
ffi1
ffi1
Z2
(2.120)
Время интервала останова креста при одном кривошипе (z 1 :_ . =
1)
(2.121)
96
Угловая скорость кривошипа, когда задано время останова (t0)
и выбрано чисJ10 прорезей на кресте (z 2 ),
Л(Z2±2')
I01==-
.
fo
Z2'
Время кинематического uик.па
tц =:::: tр + t(_)'t
Разде.пив левую и правую части на врРмя цикла, получим
1==2+!..о_.
tц' fц
Отношение tplfц называют ко.':iффициентом цикла движения
~-шачают k. Если ю 1 == const, то
k==-2.::::: {/)1р==-= Л (z2 =F 2) ==-= Z2 =F 2 ~ l.
tц
2л
2лг 2
2z2
(2.122)
и обо-
(2.123)
При k --=
1 крест вращается непрерывно с переменной скоростью
ОТШ2 --= 0ДОЮ2=-= Ю2mnх.
Из (2.123) следует. что при одном кривошипе (z-== 1) коэффициент
k зависит только от числа прорезей z 2 • В механизме наружного зацеп
ления число прорезей z2 > 3; если z == 2, то коэффициент цикла дви
жения k == О, что не может быть.
Из условия, что угол 0 1802 == n/2, находим соотношение между
радиусом кривошипа и межцентровым расстоянием (см. рис. 2.57):
'
ов
.
1
•
л
r1== i
==а sш ср2 р -==а sш-,
2
Z2
(2.124)
а также между максимальным радиусом креста и межцентровым рас
стоянием:
Ч'2р
л
Г2 max ==а COS -- ==U·COS
-
•
2
Z2
(2.125)
Радиус цевки находят из условия контактной прочности при мак
симальном ускорении креста.
Максимальная угловая скорость креста
(2.126)
Угловое ускорение креста в механизмах внешнего зацепления на
границах интервала перемещений
(2.127)
Внутри интервала ускорение меняет знак и имеет два максимума:
1Е2 max 1= Awi,
(2.128)
4 Зак. 729
97
где А - коэффициент, зависящий от числа прорезей z2 (значения А
приведены в табл. 2.6).
CJ>2P. град
А
Механизм мальтийского креста
внешнего зацепления
3
120
31,435
4
90
5,405
5
72
2,299
6
60
1,350
8
45
0,700
9
50
0,559
10
36
0,467
12
30
0,348
Таблиц а 2.6
CJ>2P. град
А
Механизм мальтийского креста
внутреннего зацепления
3
120
1,732
4
90
1,000
5
72
0,727
6
60
О,577
8
45
0,414
9
40
0,364
10
36
0,325
12
30
0,298
Графики изменения с1~орости и ускорения креста механизма на
ружного запепдения в зависимости от угла поворота кривошипа при
ведены на рис. 2.59, а. внутреннего зацепления - на рис. 2.59, б.
Рис. 2.59
Храповые механизмы. Храповые механизмы позволяют получить
прерывистые вращательное (рис. 2.60, а) и поступательное (рис. 2.60, 6)
днижения.
Основные части храпового механизма - храповое колесо с зубья
ми специального профиля и собачки (ведущая и стопорная). Зацепле
ние собачки и храповика может быть внешним (см. рис. 2.. 60-2.62)
98
и внутренним. Большее распространение получи.пи механизмы с внеш
ним зацеп.пением, так как они проще в изготовлении.
Модуль зацепления храпового механизма
т==D/Z2,
(2.129)
а)
Рис. 2.60
где D - наружный диаметр храпового колеса (выбиряется по задан-
ным габаритам механизма): z2 - число зубьев колеса.
Значения z2 выбирсtют в пределах 8 - 48. Величина модуля регла
ментирована СТ СЭВ 310-76.
о
~
о•·
~,,
~~---~~~~..........~
Рис. 2.61
Число зубьев храпового колеса определяется rю заданному углу
поворота колеса за один ход ведущей собачки:
360°
Z2 -::~ kz
'
fP2
гдеk2 -
коэффициент кратности (k 1 == 175). Профили зубьев и ос-
новные относительные размеры зубьев и собачки приведены на
рис. 2.61, а, б.
99
Рис. 2.62
Длина зуба храпового
колеса опреде.11яется из
условия допускаемой на
грузки на единицу его
длины
ь ~ 2kд т (2.130)
~D[q)'
где kд --= 1,2 -;.-
1,5 - ко
эффициент динамичности;
Т - момент полезного со-
противления на колесе.
Н·мм; D - наружный диаметр колеса, мм; lql - допускаемое
давление на единицу длины, Н/мм.
При твердости поверхности зубьев НВ 280-350 [ql ::=- 250 Н/мм;
при НВ 400-500 (ql _=- : 400 Н/мм.
Для обеспечения надежной работы храпового механизма при лю
бом по.т~ожении в пространстве и в условиях вибрации собачки прижи
мают к колесу пружинами. Фиксация положения колеса во время ос
танова производится обычно стопорной собачкой, установленной на
корпусе механизма. На рис. 2.62 приведены конструкции стопорных
собачек, прижимаемых к колесу пружинами.
Механизмы с неполными зубчатыми колесами ..М~ханизмы этого
типа(рис.2.63)состоятиззубчатого сектора(ведущеезве
но)и зубчатоrо колеса
(ведомое звено). Такие механизмы
по сравнению с мальтийскими име-
2
Рис. 2.63
100
Рис. 2.64
ют более широкие пределы значений коэффициента цик.па движения.
Недостатком механизма является наличие жесткого удара в момент
начала движения.
Для стопорения ведомого колеса в период останова применяют за
пираю1цие дуги и секторы (рис. 2.64, Б 1 и Б 2). Для устранения жестко
го удара на ведущий сектор и ведомое колесо устанавливают кулачки
1 и 2 (рис. 2.64). Профили кулачков обеспечивают плавное возраста
ние скорости ведомого колеса от w2 == О до постоянного ю 2 = ro 1z1 /
lz 2 • где z1 - полное число зубьев колеса 1, из которого вырезан зуб
чатый сектор с числом зубьев z'1 ~ z2 - число зубьев ко.песа 2.
Угол поворота колеса 2 за один оборот сектора 1 состоит из трех
слаrа~мых: угла поворота, соответствующего кромочному зацеп.11ению
на входе; угла поворота~ соответствующrго «правильному» зацепле
нию (точка контакта зубьев перемещается по линии зацепления); угла
поворота, соответствующего кромочному зацеплению на выходе.· Нали
чие кромочного зацепления объясняется тем, что последний зуб секто
ра находится в зацеплении с колесом, после того как точка контакта
сойдет с линии заuепления.
У гол поворота колеса 2 за один оборот сектора 1
(2.131)
где k - чис"10 зубьев колеса 2, которое можно расположить на дуге
зацепления CD окружности вершин (см. рис. 2.63). Соответствующий
-этой дуге угол (для передач. нарезанных без сме1дения инструмента)
определяют из уравнения
(2.132)
(k -- целое число).
ЧАСТЬ ВТОРАЯ
ДЕТАЛИ, ЭЛЕМЕНТЫ И СОЕДИНЕНИЯ
МЕХАНИЗМОВ РАДИОУСТРОЯСТВ
ГЛАВА 3
ДЕТАЛИ МЕХАНИЗМОВ РАДИОУСТРОЯСТВ
§ 3.1. Оси и валы
Общие сведения. Оси и валы предназначены для крепления враща
ющихся и качающихся деталей механизмов радиоустройств. Осью
называют деталь, поддерживающую вращающиеся части механизма.
валом - деталь, вращающуюся в опорах и предназначенную для пере
дачи крутящих моментов.
Главным отличием оси от вала является то, что ось-это поддер
живающая деталь, не участвующая в передаче механической энергии.
При работе ось испытывает только деформацию изгиба. тогда как вал
подвергается еще и деформации кручения. Rал всегда вращается, ось же
'южет быть как вращаюrцейся, так и неподвижной.
Конструктивно оси можно разделить на с п л о ш н ы е (рис. 3.1,а)
и пол ы е (рис. 3.1, 6). Полыми оси делают для снижения массы. а так
же при необходимости пропускать через них валики или провода.
Валы различают по следующим пrизнакам: по конструкции (жест
кие и гибкие) и по нагрузкам (легко- и тяжелонагруженные).
Жесткие валы, так же как и оси, бывают сплошные (рис. 3.1, в)
и полые (рис. 3.1, г).
Так как валы передают крутящие моменты, то они испытывают на
пряжение от совместного действия изгиба и кручения .
.Легконагруженными валам:'i считают такие, у которых крутящие
моменты значительно больше изгибающих, а тяжелонагруженными -
такие. у которых крутя1цие и изгибающие моменты соизмеримы по ве
личине.
Основным материалом осей и валов являются стали: качественные
конструкционные углеродистые марок 20, 30. 40 и 50, инструменталь
ные марок У8А, YIOA, легированные марок 2Xt3. 4Х13. 15Х, 2()Х,
40ХН, 30ХГСА и др. С целью упрочнения валы подвергают. как пра
вило, термоулучшению. "Цля повышения износостойкости отдельных
мест вала применяют упрочнение поверхности.
Для передачи вращения под любым углом применяют гибкие валы,
состоящие из нескольких стальных плотно наложенных друг на друга
проволочных слоев с чередуюп~имся направлением навивки.
102
Оси и жесткие валы рассчитывают на прочность (иногда валы до"
полнительно рассчитывают на жесткость).
Расчетосей и валов на прочность.Осикруг-
з
лого сечения рассчитывают на изгиб: d == Vto [М/а0 ]. где d - диа
метр оси. мм; М - изгибающий момент. Н·мм; [аиl
-
допускаемое
напряжение при изгибе. МПа.
Пустотелые оси или валы кольцевого сечения рассчитывают Hd из ...
3
гиб: d == VIO М/{1 - сЧ (аи1· где d - наружный диаметр оси (вала);
с == d 0 /d -- коэффициент. учитывающий толщину стенки пустотелой
оси (d 0 - диаметр отверстия оси).
а)
~sssss:sst•***]
О)
[f-~43@(?]
г)
Рис 3.1
При проектном расчете~ когда неизвестны д"r~ина вa.ria и изгибаю
щий момент, диаметр вала оценивают предварительно исходи из рас
чета только на кручение при пониженных допускаемых напряжениях:
3
d === V-T/-(О-,2-[т-J),
(3.1)
где Т - крутящий момент, действующий в расчетном сечении вала;
fт.·l - допускаемое напряжение при кручении (для стальных валов
fт1 -= 20 МПа). Полученное значение диаметра округляют до ближай
шего стандартного значения tмм) по ГОСТ 6636-69 (СТ СЭВ 514-77)~
16'17'18'19'20'21 '22'24'25'26'28'30'32'34'36.38.40' ... .
Диаметр вала круглого сечения, работающего в условиях кручения
и изгиба, определяют по формуле
3
d::-:: }/ 32V(M2 -1-Т2) /(л [аи]- t) '
(3.2)
где М - суммарный изгибающий момент; Т
-
вращающий момент;
[оиJ-1 ...._ __
допускаемое напряжение при расчете на вынос"r~ивость при
изгибе.
103
/{111я вала и невращаю1дих осей соответственно
(аиl--1 =-=а-1 Крн/([п] Ка);
(аи]-- 1 === 1,Ба - i КРн/([п] Ка),
где а_ 1 - прелел выносливости при симметричном цикле напряже-
.
ний (для валов из углеродистой стали а_ 1 ~ 0,4 а8); К рн - коэф-
фициент режима нагрузки \К рн == 1 д"r~я валов и осей механических
передач; К рн == 1,65 для передач с ручным приводом); [п] === 1.2
-7-
-;- 2,5
-
коэффициент запаса прочности по пределу выносливости;
Ка - эффективный коэффициент концентрации напряжений.
На статическую прочность ва"r~ы
/J
рассчитывают по наиоольшей воз
можной кратковременной нагруз
ке, -ПQВТОрЯеМОСТЬ КОТОрОЙ мала И
не может вызвать усталостного
86 -Г-~=:-""1--!т--~~~:~.. е, разрушения.
~
Рис. 3.2
Эквивалентное ·на~р яжение в
точке наружного вол~кна при ра
боте вала диаметром d в условиях
изгиба и кручения а0Rв==V а~+ 3т2 ,
где аи==М/W11 -
наибольшее
напряжение при изгибе моментом
М (Wи ~== лd3 /32 - осевой момент
сопротивления сечения вала); т == T/W Р - наибольшее напряжение
при кручении моментом Т (W Р -=- 2W и == nd3/l6 - полярный мо
мент сопротивления сечения вала).
Для валов диаметром d сплошного сечения аэнв == (32/ (лd3)l Х
·х vМ2 + 0,75 Т2.
Коэффициент запаса прочности по пределу текучести пт == ат/
/о~кв (обычно пт=:= 1,2-7 -1,8).
Расчет валов на жесткость.Упругие перемеще-
ния валов отрицательно влияют на работу связанных с ними соедине
ний, подшипников, зубчатых колес, так как увеличивают концентра
цию контактных напряжений и износ деталей, снижают точность меха
низмов.
Жесткость вал<'>в при изгибе оценивают прогибом f и углом 0 по
ворота сечения или оси вала (рис. 3.2). Условие жесткости вала имеет
вид
(3.3)
где f -- прогиб в точке действия изгибающей силы F; а, Ь - расстоя
ние от точки приложения силы до каждой из опор; Е - модуль упру
гости материала оси или вала; J х - осевой момент инерции сечения
оси или вала; [f] - допускаемый прогиб.
Для валов в сечении под серединой колеса принимают {fl = (0,0002-7-
- ; - 0,0003) l (где l - расстояние между опорами).
104
Угол поворота оси цапф 0 на опорах с подшипниками качения для
цилиндрических роликоподшипников 0 ~ 0,0025 рад, для кониче
ских е ~ 0,0016 рад, для однорядных шарикоподшипников е ~ 0,005
рад; для сферических подшипников 0 ~ 0,05 рад. Угол наклона оrи
вала под зубчатыми колесами 0 ~ 0,001 рад.
При прочих равных условиях угол поворота оси вала и его прогиб
зависят от расположения колеса относительно опор - консольного,
симметричного, несимметричного. В этом случае прогиб и угол поворо
та упругой линии вала определяют методами сопротивления материа
лов.
Жесткость вала при кручении оценивают углом закручивания на
единицу длины вала ср 0 == T/(GJ р) ~ [ср 0 ], где Т - крутящий момент в
расчетном сечении, Н ·мм; G - модуль упругости и материала вала
при сдвиге, МПа (для стали G2 = 8· 104 МПа); J Р = nd4/32 - поляр
ный момент инерции расчетного сечения, мм4 , [cp 0 J - допускаемый
угол закручивания, обычно принимают [ср 0 ] == (5,0-: - 22)· I0-6 рад/мм.
Расчетваловна усталость. Расчетваловнауста
лость выполня.ют как проверочный; он заключается в определении рас
четных коэффициентов запаса прочности в опасном сечении. Для
проверки на усталость испоJ1ьзуют формулу
п =паnт/Vп~+ni ~ [п],
(3.4)
гдепбиn-r
-
коэффициент запаса прочности соответственно по нор
мальным и касательным напряжениям:
na==a-1/[(Ka аа/еа) +'Фа ат];
n't = L -1 /[K-r t"a/8-r + 'Ф-r t"m,].
Здесь а_1 и i-_
1 --пределы выносливости при изгибе и кручении с сим
метр_ичным циклом; Ка и K-r
-
эффективные коэффициенты концен
трации напряжений при изгибе и кручении; О'а и i-a
-
амплитуды цик
ла напряжений; еа и e-r
-
масштабные факторы; 'Фа и 'Ф-r - коэффи
циент~~ чувствительности к асимметрии uикла напряжений; ат и i-m
-
средние напряжения цикла: а111 ==О; аа == аи == М/Wи; i-m =
== 'ta == т/2 == 0,5 T/Wv~ где Wи и WР - осевой и полярный
моменты сопротивления сечения.
При расчетах валов на усталость принимают, что напряжения изги
ба изменяются по симметричному циклу, а напряжения кручения -по
отнулевому. Выбор отнулевого цикла для напряжения кручения
основан на том, что большая часть валов передает переменные по значе
нию. но постоянные по направлению вращающие моменты.
§ 3.2. Опоры скольжения и качения
В зависимости от вида трения опоры осей и валов разделяют на опо
ры стрением скольжения (опорыскольжения)иопоры
стрением качения(опорыкачения).Ониобеспечиваютвоз
можность их вращения с заданной скоростью и передают наrрузки от
105
вращающих деталей на корпус механиеской системы. Точность дейст
вия и надежность работы механизмов во многом зависит от конструк
ций опор, величины и стабильности возникающего в них сопротивле
ния вращению.
й)
tf)
F1 6)
Рис. 3.3
А
Z)
Опоры скольжения. Такие опоры бывают цилиндрические, кониче
ские (с конической рабочей поверхностью), на центрах и шаровые.
Цилиндрические опоры состоят из схватываемой (цапфы) и охваты
вающей (втулки) деталей. Она воспринимает радиальные, а при на
личии упоров - и осевые усилия, конструктивно являясь наиболее
й)
Рис. 3.4
простым типом опор (рис. 3.3, а - г). Точность направления движе
ния и центрирования ввиду неизбежных зазоров невысока, момент тре·
ния по сравнению с опорами качения выше в 3-8 раз. Для стабильно
сти момента трения при колебаниях температуры опоrы работают без
смазки. Для уменьшения момента трения и износа втулки изготовляют
106
из бронзы, латуни; в точных приоорах применяют каменные опоры
(рубин, агат). В механизмах радиоустройств бывают опоры с трением
скольжения двух видов: с вращающейся цапфой (рис. 3.4, а) и с непод
вижной (рис. 3.4, 6). Такие опоры используют в отсчетных устройст
вах и механизмах настройки измерительных приборов, когда требова-
ния к точности и величине момента со-
l
противления вращению невысоки.
с
При расчете цилиндрической цапфы
предполагают, что соприкосновение ме
жду цапфой и втулкой происходит по
нижней образующей цапфы (поверхность
а - а на рис. 3.5). ДL11я предохране
ния валов от сдвига в продольном на
правлении предусматривают уступы,
буртики (поверхно~ть Ь- Ь) или скруг
ленные концы валов, упирающиеся в
ь
R
Рис. 3.5
плоскую деталь (поверхность с - с).
Расчет цилиндрической поверхности производят:
по удельному давлению
р === __!i_ ~ [р]
dцl
и по удельной мощности, расходуемой на трение,
Pv -·
Frn & [pv]
-
19100 l --===
'
(3.5)
(3.6)
где F1• -
сила, действующая на цапфу, Н; dц, l - диаметр и длина
цапфы, мм; п - частота вращения цапфы, об/мин; v - окружная
скорость цапфы, м/с.
Допускаемые значения [р] и [pv] приведены в табл. 3.1.
Материалы цапфы и втулки
Сталь по:
бронзе
латуни
фторопласту
металлокерамике
углеграфиту
Таблиц а 3.1
Допускаемые значения
(р],
МПа (Н/мм 2 )
4,00-6,00
3,00-5,00
3,50
(pv],
МПа (м/с)
2,00-4,00
1,50-3,00
0,70
0,67
0,33
При работе опоры в условиях вибрации максимальное усилие,
возникающее при соударении цапфы с Подшипником,
(3.7)
107
88fa-t-2~
где Vmax ==
'
1
°
Р - относительная максимальная скорость
-ав
соударения цапфы с подшипником, мм/с; Ец- модуль упругости ма-
териала цапфы, МПа; g - ускорение силы тяжести; f - частота виб
рации, Гц; а 0 - амплитуда вибрации, мм; f.P
-
радиальный зазор,
мм; схв - коэффициент восстановления (сх 8 ~ 0,6).
Для расчета опоры F та х подставляют в (3.5) и (3.6).
Расчет торцовой поверхности Ь - Ь при действии осевой силы
производят из условия допустимого удель/ного давления:
4Fa
~[]
(З В)
р= :n:(d:-d~)~р '
.
где d 8 и d 0 - диаметры Еала и отверстия, мм.
Торцовую поверхность, представляющую собой сферический ко
нец папфы, рассчитывают по формуле Герца:
зr
ан=О,611·v
Fa
~ rан],
(3.9)
(1,'Ец-+·1/Еп)2 г2
где ан - контактные напряжения, возникающие в точке соприкосно
вения, МПа; Е п - моду"1ь упругости материала плоскости с
-
с.
МПа; r - радиус закругления цапфы, мм.
Значение допускаемых контактных напряжений принимают: для
пластичных материалов
для хрупких
[cr0[ ~(2...;-3)НВ;
(ан]~8НВ,
где НВ ~ твердость по Бринеллю.
Момент сил трения в цилиндрической опоре (Н ·мм)
Т1 =0,64fFr dц,
(3.10)
где f - коэффициент трения скольжения, значения которого даны в
табл. 3.2 .
Таблиц~ 3.2
К оэффициен1· ·rрени.я скольжения
дпя опор иэ
Материал вала
закаленной
няструмен~
латуни
бронзы
тальи ой
оловянистой
стали
Конструкционная сталь
0,22-0,28
0,2--0.25 0,18-0,22
Закаленная хромоникелевая сталь
0,22-0,26
0,2-0,24 0,18-0,2
Дюралюминий
0,24-0.32 0,24-0,26 0,22-0,24
Пр им е чан и е. Значения f даны для опор без смазки; при наличии смаз
ки f может снизиться в ] ,5-~2 раза.
108
Из (3.10), следует, что момент трения зависит от ·коэффициента. тре
ния скольжения f и диаметра цапфы dц. Однако при dц ~ 0,5 мм замет
ного снижения момента трения не происходит, поэтому диаметр цапфы
обычно не снижают менее 0,5 мм.
Момент сил трения торцовой опоры (рис. 3.5, поверхность Ь - Ь)
1
d3-d3
Т-
fFво
1-3 а d2-d2 .
в
о
(3.11)
Момент сил трения (Н ·мм) в опоре, состоящей из сферического кон
uа и плоскости с - с (рис. 3.5),
Т1 =0,6fF ар,
(3.12)
где р - радиус площадки смятия; р == 0,88 VrF а (1/Ец + 1/Е п).
Т,1781
1,6 t----+---+--~1-----+--........a.- -.4
f, 4 ~__,..._ _. .,__ _..... __ _
1, 2 ------+--~ -,.-hrtfl//C-~.....,
t,o~l!~~J:IJ
0,8
0,6~-+---+--t--__...._~__.
f2J45G=n;
Рис. 3.6
Рис. 3.7
Момент трения можно уменьшить, если заставить опору вибриро
вать. Из отношения момента сил трения при наличии вибраций Тв к
моменту сил трения при отсутствии виб19ации Тов (рис. 3.6) от перегруз
ки G при различных частотах f видно, что: а) момент сил трения при
небольших перегрузках уменьшается, а при значительных ~увели
чивается с ростом перегрузки; б) чем выше частота вибрации, тем мень
ше момент трения.
Конические опорыприменяютвтехслучаях,когдане
обходимо обеспечить точное центрирование оси или вала при износе де
талей опор (рис. 3.7). Недостатки этих опор
-
большой момент тре
ния и чувствительность к изменению температуры.
При расчете конических поверхностей необходимо проверять удель
ные давления на поверхности соприкосновения:
р= 4Fa
~[]
(313)
n(d~-d~) ......,, р'
'
где fp] - допускаемые удельные давления, которые берут из таблv 3.1;
d 6 и dм -- большой и малый диаметр опоры.
,
109·
В конических опорах момент трения определяют по формулам:
при действии осевого усилия Fа
Fa dcp
т ===f --
f
2 sin сtн
(3.14)
при действии радиального усилия Fr
(3.15)
где dc Р - средний диаметр опоры (dc Р == (d 6 + dм)/2; rхн - полови
на угла конуса, град.
F. а)
r
Рис. 3.8
Опоры на центрах(рис.3.8,а)обеспечиваютмалыймо
мент трения и хорошую соосность, их используют при малых нагруз
ках и скоростях. Опора состоит из центра с углом заострения 2сх и втул
ки с углом зенковки 2~ (2а == 60°, 2~ == 90°). Центр и втулки при из
готовлении опор из качественной стали подвергают термообработке
до HRC 50-;- 60. Для уменьшения трения втулку изготовляют из
бронзы или латуни. Шероховатость соприкасающихся поверхностей
должна соответствовать 9-10-му классам. Регулируемая опора
(рис. 3.8,6) позволяет не только изменять зазор в осевом направлении,
но и производить центрирование оси путем изменения эксцентриситета
опоры.
Момент трения при действии радиальной Fr и осевой F а сил
Т===0,5/d( Fr + .Fа ),
(3.16)
1
cos а
sша
где Fr и Fа - радиальная и осевая силы, действующие на опору.
Шар о вые опоры состоят из цапфы со сферической и кони
ческой поверхностями и сферической втулки (рис. 3.9, а). Чем меньше
угол конусности втулки, тем больше точность центрирования; обычно
угол конусности втулки равен 45°.
110
Цапфу изготовляют заточкой конца вала по сфере, завальцовкой
стального шарика в отверстие на конце цапфы или размещением шари
ка в конических выточках цапфы и втулки (рис. 3.9, 6, в). Они подвер
жены, как и опоры на центрах, значительному износу, так как площадь
соприкосновения в опорах мала.Поэтому шаровые опоры применяют при
малых скоростях и нагрузках, на
пример в конденсаторах перемен
ной емкости (рис. 3.10).
Момент трения при действии
радиальной F r и осевой F а СИЛ
d
d
T1 =fFг-+fFa- ctga.(3.17)
2
2
Опоры качения. Опоры качения
d
/
имеют ряд преимуществ перед опа-
F.
N---- r
рами скольжения: малый момент 1
трения, малый износ, менее чувстви-
а)
тельны к изменению температуры
окружающей среды, обеспечивают
высокую точность вращения.
Рис. 3.9
8)
В механизмах радиоустройств в качестве опор качения используют
главным образом шарикоподшиnники, характеризуемые малыми стати
ческими и динамическими моментами трения, высокой нагрузочной
способностью, возможностью работы при большой частоте вращения
до (100-i50)· 103 об/мин, взаимозаменяемостью и малой стоимостью.
Рис. 3.10
В силовых конструкциях механизмов шарикоподшипники приме
няют из-за их высокой нагрузочной способности, а в кинематических
-
вследствие малых моментов трения и высокой точности центрирова
ния.
Основными деталями подшипника являются (рис. 3.11, а) наруж
ное 4 и внутреннее 1 кольца, тела качения 2 и сепаратор 3,. Телами
111
качения могут быть шарики и ролики различной формы (цилиндриче
ские, конические и бочкообразные). По форме применяемых тел каче
ния подшипники делят на шариковые, роликовые и игольчатые. Шари
ковые подшипники по сравнению с роликовыми более быстроходны, ме
нее чувствительны к перекосам осей колец, вызываемых угловыми де
формациями валов и неточностями при сборке.
Роликовые подшипники более грузоподъемны, но имеют повышен
ный момент трения и чувствительны к перекосу осей колец (кроме сфе
рических роликоподшипников).
в
сх
4
J
2
f
_l_
"С:::1
___ _lL
О}
OJ
О)
г)
d)
1
~
1
- ---
---+---
е)
Ж}
З}
LL}
Рис. 3.11
По характеру воспринимаемой нагрузки подшипники качения под
разделяют на радиальные, радиально-упорные и упорные (рис. 3.11,
а- и).
Размеры подшипников стандартизированы. Основными элемента
ми стандартизации являются: d - внутренний диаметр; D - на
ружный диаметр; В - ширина; С
-
динамическая грузоподъем
ность. В справочниках также указывают: dш - диаметр шарика;
z - число тел качения в ряду; а
-
номинальный угол контакта.
Для роликовых подшипников, кроме того, необходимо знать диаметр
роликов dp и эффективную длину зоны контакта ролика с кольцом lаФ·
По этим данным каждому типоразмеру подшипника присваивают в со
ответствии с ГОСТом условное цифровое обозначение (номер).
Радиальные шариковые подшипники наиболее просты и дешевы;
они допускают перекосы осей колец до 0,25-0,5° и рассчитаны в ос
новном на радиальную нагрузку, хотя могут воспринимать и осевую
нагрузку. Самоустанавливающиеся шариковые и роликовые подшип-
112
ники (сферические) допускают перекос оси до 2-3°. Применение иголь
чатых подшипников позволяет уменьшить габариты опоры по диамет
ру.
в зависимости от нагрузочной способности при одинаковых внут
ренних диаметрах d подшипники качения изготовляют в нескольких
габаритных сериях, из которых наиболее распространены сверхлег
кая, особо легкая, легкая, средняя - широкая и тяжелая. В зависи
мости от точности, согласно ГОСТ 520-71, подшипники в порядке воз
растания точности делят на классы О; 6; 5; 4 и 2. Обычно применяют
подшипники класса О.
а)
о)
В)
в)
Рис. 3.12
В механизмах РЭА подшипники повышенных классов точности
применяют при необходимости снижения биения, получения малого
момента трения, для высоких частот вращения.
Кольца подшипников и тела качения изготовляют из легированной
стали марки ШХ 15, сепараторы - из мягкой стали, латуни ~ пласт
масс.
При малых габаритах подшипникового узла и небольших нагруз
ках применяют бессепараторные насыпные шарикоподшипники с раз
личными формами чашки и цапфы. Точность центрирования при их ис
пользовании несколько ниже обычной и зависит от точности изготов
ления опорных поверхностей чашек, осей и шариков. Наиболее часто
используют цилиндрическую, коническую и шаровую формы концов
осей.
Использование насыпных подшипников позволяет уменьшить габа·
риты подшипникового узла, снижая при этом его долговечность, Кон
струкция оси конденсатора переменной емкости с насыпным шарико
подшипником показана на рис. 3.10.
Различные варианты фиксации радиального подшипника на валу
и в корпусе приведены на рис. 3.12, а--г. На валу подшипник крепят
с помощью прижимной шайбы и винта (рис. 3.12, а), шлицевой гайки
и отгибной контровочной шайбы (рис. 3.12, 6), пружинным ,стопорным
113
кольцом (рис. 3.12, в, г). В корпусе подшипник закрепляют в специаль
ном стакане с буртиком (рис. 3.12, а), с упором на буртик корпуса
(рис. 3.12 . 6) или в стопорное кольцо (рис. 3.12, в) с фиксацией крыш
кой, а также двумя стопорными кольцами (рис. 3.12, г).
При закреплении вала с подшипниками в корпусе его свободное
вращение без осевой «игры» обеспечивают созданием во время сборки
осевого зазора Л == 0,05-;-О.2 мм путем выбора определенной толщины
регулировочных прокладок 1 (рис. 3.13, а). Одну опору можно крепить
в корпусе (см. рис. 3.12, а - г), а другую
-
выполнить плавающей
(рис. 3.13. 6). Такая конструкция с длинным валом при колебании тем
пературы исключает его заклинивание при удлинении вала от нагрева.
f
Рис. 3.13
а также устраняет температурные напряжения в нем. Компенсаuию
теплового удлинения оси на подшипниках качения, например в конст
рукции конденсатора переменной емкости, осуществляют креплением
одного из подшипников на пружинящей плате или мембране 1
{рис. 3.14, а). допускающих упругое смещение при температурном уд
линении оси, либо перемещением одного из подшипник~в и поджатием
оси пластинчатой пружиной 1 (рис. 3.14. 6). Для установки подшип
ников на валы и оси, не имеющие буртиков. применяют разрезные ко
нические втулки 2 (рис. 3.14. а).
Для защиты подшипниковых узлов от загрязнения и удержании
пластичной смазки применяют манжетные (рис. 3.15, а). фетровые
(рис. 3.15. 6) и лабиринтные (рис.3.15, в) конструкции контактных и
бесконтактных уплотнений.
Посадка подшипников на вал и в корпус не должна создавать
больших натягов, затрудняющих относительное вращение колец. Для
правильной работы подшипников необходимо обеспечить соосность от
верстий в корпусе, которая проще всего достигается их обработкой
с одного установа.
Подбор подшипников качения. Основной причиной выхода из строя
подшипников качения является выкрашивание рабочих поверхностей
114
колец и шариков. Методика подбора и проверки долговечности под
шипников изложена в ГОСТ 18854-73 и 18855-73.
Под долговечностью подшипника понимают число оборотов (ча
сов работы при заданной постоянной частоте вращения), которое под
шипник должен осуществить до появления первых признаков устало
,сти материала колец или тел качения.
Рис. 3.14
Для некоторых типов легконагруженных приборных шарикопод
шипников усталостное выкрашивание не является «предельным сос
тоянием» и их выбраковку производят после потери точности вращения
в результате абразивного износа"
5)
Рис. 3.15
В)
Проверка долговечности подшипника на усталостное разрушение
состоит в сравнении его заданной долговечности L 3 (млн. об) с действи
тельной долговечностью L (млн. об): L > L 3 •
Заданная долговечность подшипника млн. об.
60nLh
Lз==---
106
(3.18)
115
где Lh - заданная долговечность, ч. При надежности Р
--
0,99 ре
сурс понижается с 1 до 0,21.
Действительная долговечность
L =(CJP)a.,
(3.19)
где С - динамическая грузоподъемность; Р
-
эквивалентная на
грузка; а - показатель степени (а = 3 при точечном, а == 10/3 при
линейчатом контактах).
Под динамической грузоподъемностью подшипника понимают по
стоянную радиальную нагрузку, которую группа идентичных подшип
ников (с неподвижным наружным кольцом) сможет выдержать при чис
ле оборотов внутреннего кольца, равном 1 млн.
Для каждого типоразмера подшипника динамическая грузоподъ
емность С указана в каталоге-справочнике «Подшипники качения».
Эквивалентной нагрузкой Р называют постоянную радиальную на
грузку, которая при приложении ее к подшипнику с вращающимся
внутренним и неподвижным наружным кольцами обеспечивает подшип
нику такую же долговечность, что и при действительных условиях его
нагружения и вращения.
Для радиальных и радиально-упорных подшипников
P==(XVFг+ YF0 ) К6 Kt,
(3.20)
где Х и У - коэффициенты радиальной и осевой нагрузок (указывают
ся в каталоге в зависимости от типа подшипника); V - коэффициент
вращения, зависящий от того, какое кольцо у подшипника вращается
(при вращающемся внутреннем кольце V == 1, при наружном V .- _ -:
== 1,2); F, и Fa - радиальная и осевая силы, действующие на подшип
ник; К 6 --- коэффициент безопасности, учитывающий характер на
грузки (при спокойной работе кб -~- 1; при нагружении с умеренны
ми толчками К6 ~-= 1,371,8; при ударном нагружении К 6 :.-:::273);
Kt - температурный коэффициент (при t - 125° С Kt -:: 1; при t --==
~ 125-; -. -250° с Kt = 1,05+ 1,4).
При определении расчетной осевой силы F а учитывают дополни
тельные осевые силы F~, возникающие от радиальной силы Fr при
а > О. Силы F r и F а приложены в точке пересечения нормали к по
верхности контакта с осью подшипника. Для шариковых радиально
упорных подшипников F~ == eFr, где е - параметр осевого нагруже
ния, выбираемый по каталогу-справочнику.
Тип подшипника для подшипникового узла (радиальный, радиаль
но-упорный, упорный) выбирают в зависимости от действующих на не
го сил. При этом упорный подшипник берется в сочетании с радиаль
ным. Для заданной долговечности подшипника Lh при известной час
тоте вращения п по (3.18) находят долговечность L~. Далее по (3.20) оп
ределяют эквивалентную нагрузку Р, после чего по (3.19) вычис.пяют
расчетное значение С р· Затем по С Р' предварительно выбрав внутрен
ний диаметр подшипника d, подбирают по каталогу необходимый ти
поразмер подшипника из условия С ~ С Р.
116
§ 3.3 . Направляющие для прямолинейного движения
Направляющими называют детали или устройства, обеспечивающие
заданное относительное движение деталей механизма. В РЭА направ
ляющие применяют в механизмах настройки для прямолинейного пере
мещения элемента настройки, например каретки с подстроечными шты
рями в индивидуальных катушках блока УКВ радиоприемника. Ка
ретка перемещается по направляющей от винтовой пары, гайка кота-
IJ.)
5)
В)
г)
Рис. 3.16
рой с помощью зубчатой передачи связана t: ручкой настройки. По ви
ду трения направляющие подразделяют на направляющие с трением
скольжения и трением качения, а по форме рабочих поверхностей -
на цилиндрические и призматические.
Цилиндрические направляющие изготовляют без предохранения
от проворачивания (рис. 3.16, а) и с предохранением. Для предохране
ния от проворачивания используют два направляющих стержня
(рис. 3.16, 6, г) и штифт (рис. 3.16, в).
Для цилиндрических направляющих ~
Fg
рекомендуют посадки с зазором.
__._-=~--~-------.....,--,
В призматических направляющих
форма призмы может быть прямоуголь
ной, трапециевидной и треугольной.
Материалом для направляющих
служат сталь марок 30, 40, У8А,
а также чугун, бронза, латунь. Де-
Рис. 3.17
х
тали изготовляют по 6 - 8-му квалитету, шероховатость рабочих по
верхностей - по 7-8-му классу; для точных направляющих приме
няют притирку.
Для снижения трения и увеличения долговечности используют на
правляющие с трением качения.
При конструировании направляющих следует исключать возмож
ность их заклинивания вследствие перекоса. Для схемы, изображен
ной на рис. 3.17, при нагружении направляющей силой F, составляю
щей угол а с осью, отсутствие заклинивания от перекоса определяет
ся неравенством F а > F, или
Fcos~>(R1+R2)f,
(3.21)
117
где R1 и R2 - реакции в опорах; f - коэффициент трения скольже
ния.
Из условия равновесия реакций в опорах имеем
R
F.
h+L
R
F.
h
1=-
SIПаL ; 2=
-
SIПаr
Для обеспечения движения необходимо, чтобы
tа< k
g
(2+k) f '
(3.22)
гдеk =Llh.
Минимальный температурный зазор в направляющей
бt ==-D (1 ± aЛt)-D1 (1 ± а1 Лt),
(3.23)
где D - наименьший размер охватывающей детали; а и а 1 - ТК l
материала сопрягаемых деталей; Лt = t - t 0 - разность темпера
тур окружающей среды t и t 0 , при которой были изготовлены направ
ляющие(плюспри t>t0 и минус при t<t0);D1
-
наибольший
размер охватываемой детали.
ГЛАВА 4
ЭЛЕМЕНТЫ МЕХАНИЗМОВ РАДИОУСТРОRСТВ
§ 4.1. Муфты
Муфтами называют устройства, которые служат для соединения
концов валов и осей. Потребность соединения валов вызвана тем, что
большинство механизмов радиоустройств компонуют из отдельных
узлов. Применение муфт упрощает монтажные работы по сборке ме
ханизмов. Кроме того, использование муфт позволяет:
-
компенсировать погрешности взаимного расположения геомет
рических осей валов, отклонения от идеального положения которых
выражаются в несовпадении осей валов (несоосность)., во взаимном
перекосе осей, а также в виде осевого смещения (возможны также ком
бинированные погрешности);
-
смягчить резкие колебания нагрузки и удары;
-
управлять режимом вращения (отключение механизма при ра-
ботающем двигателе, защита механизма от перегрузок и чрезмерно
больших скоростей. передача момента только в одном направлении и
др.).
Применяемые в механизмах радиоустройств муфты делят на четыре
группы: глухие; подвижные, сцепные и специального назначения.-
Г л у х и е муфты используют в тех случаях, когда необходимо со
единить валики в одну жесткую линию. Для валиков, передающих не
значительные крутящие моменты, применяют глухие втулочные муф
ты, соединяемые с валами с помощью штифтов (рис. 4.1, а). Расчет та
ких муфт сводится к расчету штифтов на срез (см. § 5.2). Для передачи
118
значительных крутящих моментов применяют втулочные глухие муф-
ты со шпонками (рис. 4.1, 6), расчет которых производят по формулам
для расчета шпоночных соединений (см. § 5.2).
П о д в и ж н ы м и называются такие муфты, которые допускают
относительное смещение соединяемых валиков на Ле (рис. 4.2, а), на
угол Лер (рис. 4.2, 6) или совместное смещение на Леи Лер (рис. 4.2, в).
В механизмах радиоустройств используют много видов подвижных
муфт. Самыми распространенными являются поводковые без компенса-
а)
Рис. 4.1
ции мертвого хода, применяемые для соединения двух валиков при
незначительном смещении их геометрических осей (рис. 4.3, а, б). Они
просты по конструкции, но имеют большую погрешность в передаче
угла поворота, которая зависит как от зазора Лz п между пальuем 1 и
пазом поводка 2, так и от значения Ле п
несовпадения геометрических осей сопря
гаемых валиков.
Угловая погрешность таких муфт (угл.
мин) определяется из выражения
л t Лzп+Леп(sin <р2- sin ср1) (4
. l).
<р~arcg
,
Гп
где ср 1 и ср 2 - значения углов, в пределах
которых работает поводковая муфта; r п -
радиус поводка.
Рис. 4.2
В точных передачах, где не допускает
ся наличие мертвого хода, применяют
различные поводковые муфты. мертвый ход в которых выбирают
плоской или цилиндрической винтовой пружиной. Такие поводко
вые муфты нормально работают только при условии, если момент, соз"
даваемый пружиной Т пр, больше рабочего момента Т раб' требующего
ся на вращение ведущего валика. При таком условии они имеют незна
чительный упругий мертвый ход.
Муфты, в которых мертвый ход выбирают плоской пружиной 1,
показаны на рис. 4.4, а, с цилиндрической пружиной 1- на рис. 4.4,б~
В таких муфтах запас по передаваемому моменту рекомендуется брать
в пределах для точных передач - не менее 2,5 раза; для обычных
передач- не менее 1,25 раза, при этом угловая погрешностр, вызван-
119
ная упругим мертвым ходом, для муфт с плоской пружиной Л'Ф ~
~ (1 +З)', для муфт с цилиндрической пружиной Л'Ф ~ 2--; .-5'.
Для передачи вращения между валиками, имеющими перекос осей
до 2°30' и несоосности до +0,7 мм, применяют мембранные муфты.
Они осуществляют безлюфтовую передачу и передают равномерное
вращение. Угловая погрешность Л1ф мембранных муфт, вызванная уп-
а)
Рис. 4.3
ругим мертвым ходом, в зависимости от передаваемого момента лежит
в пределах 1-10'. С уменьшением рабочего момента Т раб упругий
мертвый ход уменьшается. Так, при значениях отношения Тмем/
ITраб ~ 4, где Тмем - максимальный момент, передаваемый мем
бранной муфтой, упругий мертвый ход муфты можно не учитывать.
Рис. 4.4
Существует несколько разновидностей мембранных муфт, в кото
рых применяют мембраны кольцеобразной формы 1 (рис. 4.5, а), S-об
разной формы 1 (рис. 4.5, 6) и крестовидной - 1 (рис. 4.5, в).
Плавающие муфты тоже являются разновидностью подвижных
муфт и допуска~т значительно большее, чем у поводковых муфт, от
носительное смещение геометрических осей соединяемых ею валиков.
Теоретически такие муфты передают равномерное вращение.
Плавающие муфты (рис. 4.6, а) выполняют в виде двух дисков 1 с
пазами, закрепленных на концах валиков, между которыми распола-
120
гается крестовина 2. Угловую погрешность такой муфты определяют
из выражения
2ЛzRp
Л'Ф = arctg
,
R
(4.2)
где Лzир - зазор между крестовиной и пазами.
Принимая, что давление между элементами муфты пропорциональ
но деформации смятия и распределяется по длине контакта по закону
треугольника (рис. 4.6, 6), момент которой можно передавать дан
ной муфтой, может быть определен по формуле
Т= hR2 (р]
(4.3)
1в'
•
где h - высота выступа крестовины, мм; R
-
радиус муфты, мм; [р]
допускаемое удельное давление для материала муфты (для закаленной
стали [р]
14,7--; - 29,7 МПа).
а)
Рис. 4.5
Сцепные муфты служатдлясцепленияирасцеплениясое
диняемых валов. Они могут быть кулачковые, фрикционные и электро
муфты.
Кулачковые состоят из двух полумуфт 1 и 2 (рис. 4.7, а), на торцо
вой поверхности которых имеются кулачки. Полумуфта 2 с шестерней
свободно вращается на валу 3, а полумуфта 1 для отключения может
перемещаться рычагом 4 на длину h.
Число кулачков зависит от передаваемого крутящего момента и вре
мени включения муфты, определяемого временем поворота одной по
лумуфты относительно другой на величину шага кулачков, т. е. lв ==
== 60/(nz), откуда
z === 60/(ntв),
(4.4}
где z -- число кулачков; п
-
частота вращения муфты, об/мин; tв -
-
время включения, с.
121
Кулачки имеют различный профиль. Треугольный профиль (рис.
4.7, 6) применяют для передачи малых крутящих моментов, трапецеи
дальный (рис. 4.7, в) - для больших моментов.
Основным недостатком кулачковых муфт является то, что их нель
зя включать на ходу при больших разностях угловых скоростей ведо
мого и ведущеrо валов.
Б-б
R
tf_J
."
Рис. 4.6
Принимая, что нагрузка распределяется равномерно между всеми
кулачками, момент (Н ·мм)
dcp
Т--:-::: S -
z[о J
(4.5)
2
см,
где S - площадь проекции поверхности кулачка на диаметральную
плоскость, мм2 ; dcp - средний диаметр рабочей части кулачков, мм.
Сила вк__лючения муфты (Н)
Q= :: [t'd:p +tg(<р+р)]'
. (4.6)
где f'
-
коэффициент трения муфты по валу; d - диаметр вала, мм;
q> - угол профиля зубьев (рис. 4.7, 6, в); р
-
угол трения на кон
тактных поверхностях кулачков.
122
Фрикционные муфты передают крутящий момент от ведущей час
ти муфты к ведомой за счет сил трения, возникающих на фрикционных
поверхностях. Эти муфты допускают включение при любой разности
угловых скоростей ведомого и ведущего валов и могут также работать
как предохранительные.
J0-45°
6)
Рис. 4.7
Фрикционные муфты в зависимости от вида соприкасающихся по
верхностей бывают двух типов: дисковые и конусные.
Предохранительная фрикционная дисковая муфта (рис. 4.8, а)
состоит из двух дисков: диск 5 жестко закреплен на ва.пике 6, а диск 3
А
~
1
J
456
А-А
6)
Рис. 4.8
может перемещаться вдоль валика 1. Под действием пружины 2 диск 3
прижимается к диску 5 и передает определенный крутящий момент.
,Для увеличения передаваемого момента к диску 5 крепится кольцо
4 из фрикционного материала. Принимая, что Dcp === (D~ + D 8 )/2
123
(рис. 4.8, б) и Dв/Dн = 0,5-;-О,8, момент, который можно передать
дисковой муфтой'
1t
T=-f [р] bD~p,
2
(4.7)
где f - коэффициент трения между трущимися поверхностями (табл.
4.1); (р] - допускаемое удельное давление (табл. 4.2); Ь - ширина
трущихся поверхностей, мм.
Таблица 4.1
Коэффициент трения для муфт
Материал трущихся
по&ерхностей муфты
Сталь по стали
Сталь по бронзе
Бронза по бронзе
Сталь по асбестовой об-
кладке
Сталь по фибре
Сталь по текстолиту
"-\атt"ряа;1 rp}' щихся
JJ(щ~pXIO"JrтN1 -'4уфты
Закаленная сталь по стали
Сталь по бронзе
без
смазки
0,18 и более
0,18
0,17
0,25-- 0,45
0,2
0,2
Сталь по асбестовой обкладке
Сталь по фибре
Сталь по текстолиту
Усилие прижатия дисков (допускаемое)
[Q] == л [р] ЬDер·
со смазкой
с nопадани·
маслом
ем масла
0,05--0,08
0.1
0,08
О, 11
0,12
0,15
0,08
0,12
0,17
0,1
0,12
Таб"1ица4.2
Допускаемые удельныt
!1ЗВ.1Е"ННЯ ДЛЯ муф1
fp}, _\\Па
дисковы~
0,39-0,59
0,39-0,49
0,19-0,24
0,34-0,39
0,49-0,59
конусных
0,59
0,3
(4.8,)
При действии силы Q между трущимися поверхностями в кониче·
ской муфте (рис. 4.8, в) возникают силы нормального давления N и тре·
ння f Л'. при этом
Q 2Т(sinrp+
)
=
cosq> •
Dcp\f
-
(4.9)
Момент Т, который может передать конусная муфта, определяют по
(4.7).
Электромуфта, в которой сцепление между зубчатыми колесами
производится треугольными ку.nачками, показана на рис. 4.9"
124
К фланцу 1 муфты с одной стороны крепится электромагнитная си
стема, с другой - механическая система передачи движения. Элект
ромагнитная система состоит из корпуса 5, в котором находятся катуш
ка 4, подпятник 2 и якорь 7, жестко связанный со штоком 6. Механи-
Рис. 4.9
ческая система представляет собой ведущее зубчатое колесо 8 с торцо
выми кулачками, свободно вращающееся на фланце 1, и ведомое зуб
чатое колесо 10, связанное с втулкой 9, имеющей торцовые кулач
ки, которое установлено на штоке 6.
При подаче напряжения на катушку
4 возникает магнитный ,поток, притяги
вающий якорь 7 (рис. 4.9), и переме
щающий при этом колесо 10. Кулачки
колеса 8 и втулки 9 сцепляются, колеса
начинают вращаться с одинаковой угло
вой скоростью. При снятии напряжения
магнитный поток пропадает и шток б
под действием пружины 3 возвращается
в исходное положение, расцепляя ку
лачки.
Сила притяжения электромагнитной
системы электромуфт должна быть боль
ше или равна силе включения кулач
ковых муфт, определяемой по (4.6), или
усилию прижатия дисков фрикционных
муфт, определяемому по (4.8).
Кмуфтам специального на
значения относятся муфты предохра-
f
2
J
2
~~~~ы
Рис. 4.10
нительные и необратимого вращения. Для предохранения от по
ломки элементов механизмов при возникновении в них усилий, пре
вышающих допускаемые, применяют предохранительные муфты.
12б-
В качестве предохранительных муфт можно использовать сцепные
кулачковые муфты с треугольным профилем и фрикционные муфты,
которые описаны ранее.
Иногда для нормальной работы механизмов требуется, чтобы враще
ние от ведущего валика к ведомому производилось только в одном на
правлении и не могло передаваться в обратном. В этом случае приме
няют муфты необратимого вращения.
Муфта необратимого вращения с толкателем (рис. 4.10) состоит из
валика с зубчатым колесом 3, на торце которого имеется расположен
ная по дуге окружности канавка с углом наклона ro, и барабана 1 с зуб
чатым колесом, в отверстии которого находится толкатель 2. При вра
щении барабана 1 по часовой стрелке (если смотреть на муфту сверху)
толкатель 2 захватывает колесо 3 за выступ К и ведет за собой. При
вращении в обратную сторону толкатель будет проскакивать.
§ 4.2 . Фиксаторы и ограничители
Фиксаторы. Фиксаторы предназначены для точной установки в за
данном положении периодически поворачиваемых или перемещаемых
звеньев, а также для предотвращения смещения последних в процессе
а)
dj
Рис. 4.11
эксплуатации. По степени фиксации они подразделяются на жесткие и
упругие. Ж е с т к и е фиксаторы допускают изменение положения
подвижного звена при принудительном перемещении фиксирующего
элемента. В у n р у r их фиксаторах фиксирующий элемент выталки-
126
вается автоматически под действием возросшего по сравнению с рас
четным усилия, приложенного к фиксируемому звену.
Каждый фиксатор состоит из подвижного и фиксирующего элемен
тов. Подвижным называют элемент фиксатора, непосредственно свя
занный с подвижным звеном. Подвижные элементы выполняют в виде
делительных дисков, шайб с пазами (звездочек) или носиками различ
ной конфигурации, зубчатых колес. Фиксирующим (стопором) называ
ют элемент фиксатора, с помощью которого подвижный элемент уста
навливается в определенное положение. Фиксирующие элементы пред
ставляют собой рычаги с носиками или пазами различной конфигура
ции, штоки, ролики на рычагах
и шарики. Фиксация такими
элементами производится под
действием пружин различной
конструкции.
Наибольшее распростране-
ние в радиоаппаратуре получи- ;'
ли фиксаторы для деталей с
вращательным движением, имею
щие пять вариантов конструк
тивного выполнения: с рычагом
(рис. 4.11, а), со штоком (рис.
4.11, 6), с шариком (рис. 4.11, в),
с роликом на рычаге (рис.
4.11, г), с рычагом-пружиной
(рис. 4.11, д).
/
4
J
J
2
f
а)
Рис. 4.12
На рис. 4.12 показано схематическое устройство простого шарико
вого фиксатора. В плате 1 фиксатора высверлены отверстия (впадины),
в которые при переключении под действием силы F цилиндрической
пружины 4 заскакивает шарик 2. Для вывода шарика из фиксирующей
впадины требуется приложить к нему со стороны подвижной детали З
силу Q1 при вертикальной составляющей Q2 > F. Если Q1/Q 2 -
= tg(а+р),топриQ2 == F
Q1 ==Ftg(a+p),
(4.10)
где F - сила давления пружины; а
-
угол впадины; р - угол
трения.
Для выхода шарика из фиксирующей впадины необходимо, что
бы(а+р)<90°, т. е.
прир <10°угола<80°. Обычно а =
=
45 -7- 50°.
Форма фиксирующего элемента и впадины влияет на быстродейст
вие, точность и надежность фиксатора. Погрешность подвижного эле
мента фиксатора определяется погрешностями положения фиксирую
щих впадин и их геометрии.
Ограничители. Ограничители (стопоры) предназначены для огра
ничения перемещения или угла поворота звеньев механизма в задан
ных пределах. Такие устройства используют, например, в механизмах
127
настройки для ограничения перемещения элемента настройки в задан
ных пределах. Наиболее простой конструкцией ограничителя являют
ся регулируемые упоры А и В, закрепленные на стержне 3 и ограничи
вающие перемещение поршня 4 в резонансной камере 5 волномера
6
7
4
АJВ
2
f
Рис. 4.13
{рис. 4.13). Ручка настройки 1 посажена на винт 2. При вращении
винта поршень перемещается вместе с гайкой 7; от вращения гайка
удерживается направляющей б.
L1
L
в
а
5
4
J
2
1
Рис. 4.14
В качестве ограничителя может быть также использован винтовой
-стопор (рис. 4.14), состоящий из винта 5, двух стопорных колец 4 и гай
ки 2, вращение которой предотвращается планкой 3. Гайка и кольца
имеют торцовые выступы 1, которые при перемещении гайки по винту
в крайних положениях упираются в выступы стопорных колец.
128
Расстояние между плоскими поверхностями стопорных колец L1 при
перемещении гайки на расстояние L (мм)
L1 ==L--t -B+2a,
(4.11)
где L === пР, мм; п - число оборотов винта; Р
-
шаг резьбы винта,
мм; В, а - ширина гайки и высота ее выступов, мм.
Число оборотов п, шаг винта Р, ширина гайки В и высота выступов
гайки а задаются конструктором.
А-А
4
Рис. 4.15
Стопор с кулачковыми шайбами показан на рис. 4.15. Кулачковые
шайбы 2 сидят свободно на оси 4. Ведущая шайба 1 в виде кольца с вы
ступом жестко закреплена на оси. Все кулачковые шайбы имеют вы
ступы с углом ~. При вращении оси с ведущей шайбой 1 каждый вы
ступ предыдущей шайбы задевает за выступ последующей и заставляет
ее вращаться. При стопорении последняя шайба своим зубом упирает
ся в зуб кулачковой втулки 3. При числе оборотов п оси 4 до стопорения
число шайб
z == 360п
--
l.
360-2~
(4.12)
Обычно ~ == 30°. Тогда
угол кулачка втулки 3 а === 300z -+ -
+ 330 - 360 п. Точную регулировку стопора осуществляют при сбор
ке путем соответствующей установки ведущей шайбы перед ее фикса
цией.
§ 4.3 . Пружины
Пружины широко применяют в различных контактных устройствах
радиоаппаратов. Они обеспечивают необходимое контактное давление,
перемещение контактов при коммутации цепей в механизмах,, где пру-
5 Зак. 729
129
жину используют в качестве основной движущей силы. Кроме того,
их применяют в качестве фиксаторов движения или аккумуляторов ме
ханической энергии. накапливаемой при медленном перемещении руч
ки оператора и преобразуемой в относительно быстрое перемещение
определенной части механизма. Такие пружины необходимы в системе
управления переключателей, в фиксаторах настройки и т. д.
По назначению пружины можно разделить на измерительные, слу
жащие для создания противодействующих моментов и усилий в раз
личных приборах; силовые, которые, используя ранее накопленную
н
•
-
'
,
н
d
й)
Рис. 4.16
энергию, приводят в движение, тормозят или фиксируют звенья меха
низмов; и пружины для упругих связей, заменяю1цие жесткое соедине
ние между отдельными звеньями механизма.
По конструктивному признаку их подразделяют на винтовые, спи
ральные и плоские, а по виду деформаuии - на пружины растяжения,
сжатия. кручения и работаю1цие на изгиб.
Винтовые цилиндрические пружины бывают двух видов: растяже
ния - сжатия и кручения.
Пружины растяжения - сжатия нашли широкое применение в
конструкциях радиоуrтройств. Они надежны в работе, несложны по
конструкции, легко монтируются и занимают мало места. Пружины
сжатия представлены на рис. 4.16, а и растяжения - на рис. 4.16, 6.
Пружины кручения (рис. 4.17) монтируют таким образом, что при
цеп 1 соединяется с неподвижной деталью 2, а на другой прицеп 3,
соединенный с подвижной деталью 4, передается усилие F в направле
нии, перпендикулярном оси пружины. Под действием этого усилия
пружина закручивается, а ее витки подвергаются изгибу от действия
изгибающего момента М == Fа == Ql (действием крутя1цего момента
из-за малости угла подъема витков обычно пренебрегают).
-
Спиральная пружина (рис. 4.18) представляет собой навитую по
спирали ленту, которая создает момент, действующий в плоскости,
перпендикулярной оси пружины. Такие пружины обладают рядом пре
имуществ по сравнению с другими типами: занимают мало места; ма-
130
l
..-....-~·
i
1
2
Рис. 4.18
Рис. 4.17
териа.п пружины нагружен равномерно по всей длине; обеспечивают
значительный рабочий ход (6-7 оборотов заводной оси); удобны для
создания непрерывного вра~цения оси, т. е. используются в качестве
механического двигателя с достаточно высоким КПД 0,6-0,8. Спираль
ные пружины используют в качестве упругих элементов колебатель
ных систем, для создания постоянного натяжения между деталями, а
также для возвращения системы в
исходное положение.
Простейшая плоская пружина име
ет вид пластины прямоугольной фор
мы (рис. 4.19). Плоские пружины при
меняют дли создания движения или
механического уси~11ия лри небольших
перемещениях. В радиоустройствах
их используют в качестве контактных
пружин реле и переключателей, пру·
l
Рис. 4.19
жинящих щеток, а также когда требуются небольшие усилия и пере
мещения. Сечение таких пружин чаще всего прямоугольное. Недостат
ком прямой пL11оской пружины яв"1яется то, что она имеет большую
длину по сравнению с тем перемещением, которое обеспечивает.
§ 4.4. Элементы уп.равления, контактные группы
и переключатели
Элементы управления. К элементам управления (обслуживания)
радиоаппаратурой, устанавливаемым на механизмах и пультах управ
ления, относятся поворотные ручки, маховички и кнопки. При канет-
5*
]31
Форма ручек
Круглая с впа
дина ми
Круглая
ступами
с вы-
Эскиз
Круглая
каткой
с на--
Типа «l<лювик»
132
Мате
риал
ТабwТIИЦ8 4.3
Основные
размеры, мм
дна- длина высо-
метр
та
Пла- 20-50
ст масса
16--:ю
))
16-80
Металл 1О-80
Пла
стмасса
16--25
10-30
32-69 20- -25
руировании элементов управления необходимо придавать им такие
формы, чтобы они соответствовали естественному положению рук.
В радиоаппаратуре применяют поворотные ручки различных ви
дов и конфигураций. Наиболее удобными являются ручки круглой
формы, на цилиндрической и конической поверхностях которых дела
ются скругленные выступы или впадины различных профилей. В ра
диоаппаратуре наиболее распространены пластмассовые ручки. Широ
ко используют ручки типа «клювию>,заостренный носик является ука
зате.лем положения, в котором находится исполнительное устройст-
во.
Основные виды ручек, пrименяемых в радиоаппаратуре, показаны
в тгбл. 4.3 .
Ручки управления ныбирают с учетом точности настройки, удоб
ства работы и величины передаваемого момента. Точность настройки
зависит от диаметра ручки: чем ручка большего диаметра, тем точнее
можно с ее помощью настроить прибор.
Для захвата рукой удобны следующие ручки: а) захватываемая
то.лько двумя пальцами (большим и указательным или средним).
должна иметь диаметр не более 10 мм, угол поворота ее за один пере
хват равен 180° и. более: б) захватываемая тремя вытянутыми пальца
ми (большим, указательным и средним). должна иметь диаметр от 10
до 16 мм, угол поворота ее за один перехват составляет 100-120°;
в) захва1ываемая тремя согнутыми пальцами (большим, указатель
ным и средним), должна иметь диаметр 35-40 мм, угол поворота ее за
один перехват составляет не более 80°; г) захва rываемая всеми паль
цами руки, должна иметь диаметр 50-80 мм; угол поворота ее за один
перехват составляет nриблизит~льно 90°.
Значения допускаемых моментов, которые можно приложить к раз
личным ручкам, приведены в табл. 4.4 . При проектировании механиз
мов значения моментов необходимо уменьшать в 5-10 раз, д.пя меха
низмов точной настройки - в 15--20 раз.
Форма
ручки
Круглая
Типа
«КЛЮВИК»
Диаметр или длина ручки
(при высоте 25 мм)
12
20
25
37
50
75
30
40
50
60
Таблиц а 4.4
Величина допускаемого
момента, Н·мм
590
785
981
1470
2350
4510
1170
1670
2450
3920
133
Ручки на осях крепятся штифтами или винтами. Штифты обычно
затрудняют разборку приборов, поэтому в радиоаппаратуре ча1.це все
го применяется крепление ручек одним или двумя винтами.
Элементы управления, по внешнему виду аналогичные круглым руч
кам с выступами или впадинами, но имеющие диаметр более 50 мм,
называют маховичками, которые бывают двух видов: без рукояток и
с рукоятками. Маховички без рукояток применяют в тех случаях, ког
да пределы их поворота составляют не более пяти оборотов. Они рас
считаны на захват пальцами рук или ладонью. Обычно диаметры их
делают 50-100 мм. Маховички с рукоятками служат для непрерывного
вращения, их применяют для удобства настройки радиоаппаратуры.
когда валик надо повернуть на любое количество оборотов не перехва
тывая руки. Маховички для непрерывного вращения бывают сплош
ными и со спицами, с постоянной ручкой (рис. 4.20, а) и откидываю
щейся (рис. 4.20. 6).
При конструировании маховичков с ручками необходимо соблю
дать следующее правило: ручки должны легко вращаться на своих
осях; длина их должна быть не менее 22 мм; откидывающиеся ручки
должны четко и надежно фиксироваться в откинутом положении. Зна
чения рекомендуемых усилий и скоростей вращения для маховичков
указаны в табл. 4.5 .
Радну~ rас-
1юлuжс.'ния
рукоятки.
мм
30
40
50
Рекоменду
емые
усилия на
рукоятке, Н
До3
3-4,9
4,9-14,7
Таблиц а 4.5
Максимальная частота вращения, об/с
ДО1МИН
1
свыше 1 мин
оператор
оператор
1
оператор
оператор
трениро-
нетрениро-
трениро-
нетрениро-
ванный
ванный
ванный
ванный
4-5
3-3 .5
3-4
2-3
3-4
2-3
2,5-3 .5
2-8,5
2,5-3,5
1,7-2,5
2-3
1,4-2
Кнопки применяют для прямолинейного перемещения деталей и
для поворота рычагов. В радиоаппаратуре обычно используют нажим
ные кнонки, управляемые одним пальцем. Для того чтобы в процессе
нажатия налец оператора не соскакивал с кнопки, рабочую поверх
ность их делают рифленой или с небольшим углублением. Круглые
кнопки. приводящиеся в действие нажатием пальца, должны иметь ди
аметр 10 --25 мм. Иногда кнопки делают квадратными или прямо
у rольными. Кнопки, имеющие различные назначения, обычно окра
шивают в различные цвета.
При проектировании устройств, действующих при нажатии кноп
ки одним пальцем. необходимо учитывать следующее: а) для часто
употребляемых кнопок усилие нажатия должно быть 1,4-3,6 Н; б)
для кнопок легкого типа усилие нажатия не более 4,9 Н; в) для кно
пок тяжелого типа усилие-нажатия 9,8---29 Н. Превышение указанных
значений вызывает физическую усталость оператора.
134
Контактные группы и переключатели. В любой радиоаппаратуре
применяют различные коммутационные устройства для включения.
настройки и управления аппаратурой.
.
К коммутационным устройствам, применяемым в РЭА, относятся
переключатели с ручной и механической перестройками, контактные
группы. В зависимости от приложенных усилий переключатели быва
ют нажимные, перекидные и поворотные.
Рис. 4.20
К н аж и мн ы м переключателям относятся различные кнопки и
клавиши, работающие на включение, выключение или переключение.
Например, при помощи кнопок и клавишей производят переключение
диапазонов приемника, включение определенных станuий, подключе
ние звукоснимателя и т. п.
Кнопочные (клавишные) механизмы, имеющие обычно от 2 до 20
кнопок (клавиш), удобны в тех случаях, когда нажимая ,на кнопку
135
фиксируют ее положение, а нажимая на другую-автоматически сбра
сывают нажатую ранее.
Принцип работы механизма кнопочного переключателя показан на
рис. 4.21. При нажатии на кнопку переключателя планка 1 своим вы
ступом приподнимает скобу 2. которая затем под действием пружины 3
поnадает в вырез планки и остается в этом гюложении. Скоба 2 рас-
,2J4
г--
1 ........,__ _" .
1L___.
г--
1 ....-.....
1
L.--
12
Рис. 4.21
Рис. 4.22
положена над всеми планками переключателя, поэтому Dри нажатии на
любую из остальных кнопок переключателя, она снова пр-иподнимает
ся и освобождает ранее нажатую кнопку, которая под действием пру
жины 4 возвращается в исходное положение.
Конструктивно кнопочный механизм (рис. 4.22) представляет со
бой шестикнопочный переключатель, смонтированный на прямоуголь
Е3
EJ
~а) 2
ной раме, к которой прикрепле
на плата с контактами. В кон
е~ струкцию переключателя вxo
-+-EJ-+---Fк~Jr~-+ дит: 1 - рама кнопочного ме-
~ ханизма; 2 - планка фиксато
J
Е3
О)
Рис. 4.23
4
р а; 3 - перемычка; 4 - выступ
для ползуна с контактом; 5 -
окно для зуба фиксатора; 6,
7 - кнопки; 8
-
светомасса;
9 - выступ для передвижения
бланкера; 10, 11 - пружины; 12 - стержень; 13 - зуб планки
фиксатора; 14 - выступ для передвижения кулачка.
Стержень 12 имеет в средней своей части окна, через которые про
ходит общая планка 2, фиксирующая зубом 13 нажатую кнопку.
При нажатии на любую кнопку перемычка ее стержня воздейству
ет на скос зуба планки фиксатора 13 и отодвигает планку 2 влево.
Кнопка фиксируется в нужном положении зубом 13. При этом nолзун
136
с контактом на выступе стержня 12 опустится вниз и замкнет нужную
цепь канала настройки.
При нажатии на другую кнопку нажатая ранее освобождается и
контакты, принадлежащие ей, размыкаются.
П е р е к и д н ы е переключатели (тумблеры) широко применяют
в различной РЭА для включения аппаратуры и переключения различ
ных режимов.
А-А
Рис. 4.24
1
2
П о в о р о т н ы е бывают галетные и пакетные, выпускаемые
с различным числом положений.
К коммутационным устройствам, перестраиваемым различными ме
ханизмами, относятся контактные группы и переключатеJ1и.
Контактные группы делятся на одно-или двухконтактные, реже
многоконтактные. Эти группы nывают с нормально замкнутыми кон
тактами, когда под действием силы происходит разрыв электрического
контакта; с нормально разомкнутыми контактами, когда п,од действи-
137
ем силы замыкается электричесI<ий контакт; с переключающимися кон
тактами, когда под действием силы размыкается нижний электриче
ский контакт и замыкается верхний.
Для получения контактного давления в контактных группах приме
няют следующие два варианта: а) пружина 1 заранее изгибается на
величину f и после контактирования с ответным контактом 2 выпрямля
ется, создавая определенное контактное давление Fи (рис. 4.23, а);
б) пружина 3 имеет прямую форму и после контактирования с ответ
ным контактом 4 изгиnается на величину f, создавая определенное кон
тактное давление F к (рис. 4.23, б).
А-А
5
Рис. 4.25
Переключатели с механической перестройкой представляют собой
ответственные коммутационные устройства, которые должны удовлет
ворять следующим требованиям: иметь малый момент вращения, так
как с увеличением его увеличивается мощность электродвигателя и
растут масса и габариты механизма; выдерживать большое число пере
ключений; иметь надежный контакт в течение всего срока службы.
Рассмотрим некоторые конструкции переключателей, применяе
мых в различных механизмах.
Для уменьшения износа рабочих контактов 2 и 3 (рис. 4.24) при
менено кольцо 5 с впадинами, по которому скользит стальной сухарь 1.
Контакты 2 и 3 замыкаются только тогда, когда сухарь 1 опустится во
впадину кольца 5. Съем тока с подвижного ползунка 4 происходит
через кольцо 6.
На плате (3 (рис. 4.25) расположены 20 рабочих проволочных кон
тактов 4 и четыре контакта 2, представляющих собой общий токосъем.
На ползунке 1 закреплены два проволочных контакта 5, расположен-
138
ных под углом к рабочим
контактам.
На плате 1 (рис. 4.26) пе
чатным способом нанесены
20 контактов / и кольцо / /,
по которому скользят прово
лочные контакты 2, закреп
ленные на ползvнке 3.
'"
Для механизмов дистан-
ционной настройки, имеющих
большое ~оличество фиксиро
ванных положений (более 20),
применяют переключатели с
уменьшенным числом контак
тов. Такой переключатель на
66 nоложений показан на
рис. 4.27. Он представляет
собой фактически два пере
ключателя. Первый переклю
чатель состоит из контакт
но го кольца 1 и шести секто
ров 5, расположенных на не
подвижной плате 2. На nод
п
I
J
1
2
Рис. 4.26
вижной плате 4 размещен сдвоенный пружинный контакт 10,
с помощью которого находится заданный сектор. Второй переключа
тель состоит из сектора 6 и одиннадцати контактов 7 и 8. расположен
ных в пределах одного сектора 5. На подвижной плате 4 находится
65
4
J
2
Рис. 4.27
А
-~
~д
139
шесть пружинных контактов 9, с их помощью находится соответствую-
1ций контакт внутри сектора.
В соответствии с поданной командой механизм, приводящий в дви
жение переключатель, останавливается тогда, когда контакт 10 замы
кает заданный сектор, а контакт 9 - заданный контакт из одиннадца..,
ти, при этом коммутация происходит через соответствующее реле.
Прдпайка внешних цепей производится к пистонам 3, они печатными
проводниками соединяютr.я с соответствующими секторами и контак"'
тами.
В механизмах также применяют различные стандартные микровы
ключатели, которые приводятся в действие рычагами и кулачкамие
ГЛАВА 5
СОЕДИНЕНИЯ В КОНСТРУКЦИЯХ
МЕХАНИЗМОВ РАДИОУСТРОЯСТВ.
НЕСУЩИЕ КОНСТРУКЦИИ
§ 5.1 . Неразъемные соединения
Назначением механических соединений является обеспечение за
данного пространственного расположения элементов конструкции и
передача энергии (потенциальной или кинетической) от одной части
конструкции к другой.
Соединения могут быть разделены на две группы: неразъемные и
разъемные.
Неразъемными называют соединения, разъединение которых невоз
можно без разрушения соединяемых деталей или соединяющего мате
риала. К ним относятся соединения склепыванием" развальцовкой,
сваркой, пайкой, склеиванием, запрессоdкой и др. Основные требова
ния, которые предъявляют к этим видам, - прочность, точность, ан
тикоррозионная стойкость, надежность, технологичность изготовле
ния.
3 а клепочные с о един е ни я осуществляют с помощью
заклепок, а также выступов в виде цапф и лапок, выполняющих роль
заклепок. Заклепки используют для соединения металлических дета
лей, металлических деталей с неметаллическими, деталей из легких и
трудносвариваемых материалов.
В заклепочных соединениях применяют заклепки со сплошным
стержнем (рис. 5.1, а
-
г). полупустотелые (рис. 5.1, д - :нс) и пусто
телые (рис. 5.1, э). В механизмах радиоустройств для крепления стоек,
боковых стенок, зубчатых колес на валах используют соединение дета
лей путем расклепывания, развальцовки, кернения цапфы, а также с
помощью изгиба краев лапки или ее расчеканки, загибки краев дета
ли.
Заклепки со сплошным стержнем различают по форме головки
(с полукруглой, потайной, полупотайной, плоской); их размеры и фор-
140
ма регламентированы стандартом. Материалом для заклепок спужат
стали марок Ст2, СтЗ, 10, 15, алюминий и его сплавы, медь, латунь.
Формирование головки заклепки осуществляют обжимкой, отверстия
в деталях сверлят или продавливают.
По механическим свойствам соединяемых деталей различают сое
динения деталей из твердых и мягких (эластичных) материалов. Твер•
дые соединения могут быть прочные (пластмассы) и хрупкие (стекло,
керамика). Соединение прочных деталей из пластмасс осуществляют
пустотелыми и полупустотелыми заклепками путем развальцовки
стержня заклепки.
Детали из хрупких неметаллических материалов имеют в месте креп
ления механически усиленные места; для крепления используют полу-
00-1- о
а)
о)
6)
г)
·-··
~)
е)
ж)
з)
Рис. 5.1
пустотелые, сплошные и трубчатые заклепки. Для соединения мягких
и эластичных материалов (винипласт, полиэтилен, резина) необходи
мы большие площади головки, поэтому под заклепки ставят шайбы,
прокладки. Клепка и развальцовка заклепок не должны сильно дефор
мировать соединяемые детали.
Диаметр заклепки d для общей толщины склепываемых деталей
sобщ < 10 мм определяется ИЗ выражения d = 1 + 0,5 Sобщ·
Размеры элементов заклепочного соединения можно определять из
соотношений (рис. 5.2, а):
а) шаг заклепок по направлению действия силы Р t ~ Зd;
б) шаг заклепок в направлении, перпендикулярном действию силы
Р,t1~4d;
в) расстояние от края по направлению действия силы Р t" ;;. 2d;
г) расстояние от края в направлении, перпендикулярном действию
силы Р. t8 ;э: 1,5 d.
Проверочный расчет заклепок производят по следующим форму;р
лам:
допускаемое усилие (Н) для односрезной заклепки при работе ее
на срез (рис. 5.2, б)
nd2
[Р] = -['tcp];
4
(5.1)
141
допускаемое усилие (Н) на разрыв стержня заклепки (рис. 5.2, в)
nd2
{Р]=-
4-(ор];
(5.2)
допускаемое усилие (Н) на смятие головки заклепки (рис. 5.2, в)
[Р)= : (D2
-d
2
) (<Jcмl;
(5.3)
р
р
~)
Рис. 5.2
усилие Рп, допускаемое на соединение, имеющее п заклепок. вы
числяют в предположении, что все заклепки соединения нагружены
равномерно:
Рп =Pn,
(5.4)
где Р - усилие, действующее на одну заклеuку;
если п заклепок расположено по окружности Dзн и передает кру ...
тящий момент (рис. 5.2" г), то ero определяют (Н ·мм) из .выражения
(5.5)
При соединении деталей с помощью выступов, функции заклепки
выполняет выступ на ·одной из деталей, конец которого расклепывает
ся или развальцовывается. Выступы могут быть круглыми {рис. 5.3,
а - г), квадратными. коническими и призматическими (рис. 5.4).
Круглые выступы (цапфы) имеют осевую зенковку или отверстие,
как в полупустотелых заклепках, а также заднюю заточку. В зависи
мости от этого изменяется и форма головки при расклепывании (по
тайная, полупотайная, полукруглая и плоская).
142
Для предохранения от проворачивания поверхность цапфы долж
на иметь накатку. Такое соединение применяют для соединения метал
лических и неметаллических деталей.
Для получения минимального осевого биения при соединении ци
"11индрической детали с плоской деталью большего размера площадь
касания по торцу увеличивают. Для соединения таких деталей кроме
развальцовки применяют кернение или расчеканку.
а)
4J
б)
Z}
Рис. 5.3
У плоской детали выступы в виде лапки имеют г"ризматическую
форму, получаемую штамповкой (рис. 5.4, а). Часто конструкцией
предусматривается несколько выступов (рис. 5.4, 6). Соединение дета
лей производят расклепыванием, расчеканкой или обжатием.
Соединение деталей с помощью местной деформации выступов про
изводят путем крепления деталей чеканкой (рис. 5.5 . а) или кернением
Расvеканить
ВиоА
--
1aJ
~)
Рис. 5.4
\рис. 5.5, 6). Листовые пластины соединяют между собой путем
загибания их краев (рис. 5.6, а), загибания или разведения лапок
(рис. 5.6, 6).
С вар н ы е с о един е ни я. Сваркой получают неразъемные
соединения путем установления межатомных связей между сварива
емыми частями при их местном или об1цем нагреве, пластической де
формации, а также при одновременном действии того и другого.
Согласно ГОСТ 19521-74, различают термическую, термомехани
ческую и механическую сварки. В радиоустройствах исполрзуют мно-
143
гие виды сварки, но наиболее применяемы аргонодуrовая, газовая,
электронно-лучевая (термические), контактная и термокомпрессион
ная (термомеханические), холодная и ультразвуковая (механические).
В механизмах радиоустройств применяют сварные соединения при
изготовлении корпусов, кожухов, стоек, шасси, панелей, каркасов,
Q)
Рис. 5.5
шкафов. Они отличаются хорошей технологичностью, а процесс свар
ки - высокой производительностью.
Одной из особенностей сварных соединений является их меньшая
устойчивость при действии'знакопеременной механической нагрузки,
чем у клепаных соединений. Однако при статических нагрузках свар
ные соединения вследствие равномерного распределения нагрузки
а)
[F:_L i 7" 11
t
::-:: t
iJ
Рис. 5.6
t?222?~
"""'
,--.~~-·--r -
г-~~ -
1-----~
обычно прочнее клепаных. Они применяются не только как механиче
ские, но и как электрические.
Технологические процессы сварки хорошо поддаются автоматиза
ции. Применение сварных соединений положительно влияет на эконо
мичность конструкции, так как экономический эффект получается не
только за счет высокой производительности изготовления этих соеди
нений, но и за счет исключения заклепок, накладок и т. п.
144
Наряду с преимуществами сварные соединения обладают и рядом
недостатков, к которым прежде всего следует отнести трудность контро
ля их качества.
Особое значение для производства радиоустройств имеют те сп.осо
бы сварки, которые применяют для цветных, легких металлов и спла
вов. Большое количество деталей радиоустройств, подлежащих соеди
нению сваркой, имеют толщину в пределах от 3 мм до 1-2 мкм (метал
лические пленки). Поэтому в радиотехнической промышленности на
ибольшее распространение получила контактная электросварка. Почти
все ее разновидности находят
применение: стыковая, точеч-
Р .i_._~
пая, роликовая, импульсная,
~
с использованием ультразву-
а)к
ка, конденсаторная и др.
~ а/2 Р/2
Для крупногабаритных
OJ 1<
п tfJ
конструкций из алюминие- ~-г-
р~i
вых сплавов и нержавеющей ---= - "
::U: ~ ---wrи+t«~jcm !1
стали применяют аргоноду-
г)
di
говую сварку, а для изделий
1
Рис. 5.7
из малоуглеродистых сталей
электродуговую и газовую
сварки. В последнее время находит применение сварка лучом лазера.
Рассмотрим прочностные зависимости для стыковой, тавровой, то
чечной сварки и сварки внахлестку, которые широко применяют в про
изводстве радиоустройств.
Допускаемое усилие (Н) для стыкового соединения двух деталей,
имеющих толщину S (рис. 5.7, а),
[Р] = Sl [ор],
(5.6)
где l - длина шва, мм; [орl' -
допускаемое напряжение сварного
шва при растяжении или сжатии, МПа (табл. 5.1).
Способы сварки
Ручная
Автоматическая под
слоем флюса; контакт
ная с...тыковая с оплавле
нием
Точечная
Таблиц а 5.1
Допускаемые напряжения
при растяжении
{О"р)', МПа
0,9
при ~резе
['tcp]', МПа
0,6
0,65
0,5
Допускаемое уси,11ие (Н) для таврового соединения (рис. Б.7, б)
1PJ = lK sin 45° ['tcpJ' =О, 7ll( ['tcp],
{5" 7)
145
где К - размер катета сварного шва, мм; [тер 1- допускаемое напря
жение сварного шва на срез, МПа (табл. 5.1).
Допускаемое усилие на односторонний шов при соединении дета
лей внахлестку (рис. 5.7, в) определяют по (5.7), а при двустороннем
шве (рис. 5.7, г)
-
из выражения
[Р] = 1,4lK ['tcp]'.
(5.8)
Прочность точечной сварки зависит от диаметра сварных точек
dст (рис. 5.7, д), размер которых для материала толщиной S ~ 2 мм
определяют из выражения dст == l,5Smtn + 2,5, где Smtn - толщина
более топкой детали.
Допускаемое усилие (Н) на срез деталей, сваренных точечной свар-
кой,
rtd~T
[PJ= --['tcp]'n,
4
где п - число сварных точек.
(5.9)
Размеры элементов конструкции для односрезных точек (две дета
ли в пакете) берут из соотношений (см. рис. 5.2, а) t ~ 2,5 dст и
t2~2dст·
Сварные соединения деталей из листовых (пленочных) пластиче-
ских масс с суммарной толщиной до 2 мм обычно выполняют без приса
дочных материалов.
Сущность процесса сварки термопластов состоит в том, что соеди
няемые детали (при сварке с использованием присадочного материала
и присадочного прутка) нагревают до перехода их в вязкотекучее со
стояцие и при сравнительно небольшом давлении соединяют между со
бой за счет межмолекулярных сил сцепления. Следовательно, при свар
ке термопластов в отличие от сварки металлов плавлением жидкой фа
зы не образуется. При высоких температурах термопласты начинают
разлагаться, теряя при этом свои ценные качества - механическую
прочность, химическую стойкость и т. п. Степень разложения зависит
от температуры нагрева и времени ее действия. Иногда для замедле
ния процесса разложения вводят специальные стабилизаторы. Свар
ке могут подвергаться только изделия из термопластичных материа
лов.
Сварку осуществляют несколькими способами: нагретым газом, с
помощью нагревательного элемента. высокой частоты, трения и ульт
развука.
Винипласт обычно сваривают нагретым воздухом при температуре
200 - 220° С (воздух в грелке 230-270° С). Повышенная температу
рз воздуха позволяет увеличить скорость сварки и получить· более
прочные соединения. Однако превышение температуры (выше 270°С)
приводит к разложению материала. Температура ниже 230° С не обес
печивает достаточной прочности соединения.
Сварные соединения из винипласта осуществляют встык, внахлест
ку, впритык и под углом.
146
Паяные соединения.Пайка представляетсобой про
цесс соединения деталей при помощи расплавленного дополнительного
материала - припоя.
В процесса пайки происходят взаимное растворение, диффузия рас
плавленного металла (припоя) и металла деталей, чем обеспечивается
соединение, обладающее определенной механической прочностью,
электропроводностью и герметичностью. Процесс пайки в отличие от
сварки происходит при более низкой температуре, чем при плавлении
соединяемых деталей. Однако температура р
припоя должна быть несколько выше точ- -"~======:::i1L---э---Р
ки его плавления. Это необходимо для
1/
получения требуемой подвижности припоя,
-
"
обеспечивающей хорошее заполнение за- Р
а)
р
зоров между деталями в швах или хорошее
обтекание их поверхностей.
Соединение пайкой может быть обес"
печено получением заданной чистоты по
верхности соединяемых деталей.
Для предохранения поверхности соеди
няемых деталей от возможного окисления
при повышенной температуре необходимы
защитная среда или зЗiдитные флюсы.
Соединение металлических деталей пай
кой производится при помощи припоя, ко
торый делят на два вида: мягкие с темпе-
"
l..... _ _--. . .. -[ZJ.... __ l....,..__Э---__,
tfJ
р
р
d)
Рис. 5.8
ратурой плавления до 400° С и твердые с температурой выше 400° С.
Прочность соединений, выполн~нных с применением мягких при
поев, невысока. поэтому они на прочность не рассчитываются.
Допускаемые усилия (Н) на соединения, выполненные твердыми
припоями, определяют так:
пайка внахлестку и ус - косой стык (рис. 5.8, а, 6)
[Р] === lL ['tcp{,
(5.10)
где l - длина внахлестку, мм; L - ширина стыка, мм; [тсрl'
-
до
пускаемые напряжения на срез в паяном шве, МПа, зависящие в ос
новном от применяемого припоя;
пайка внахлестку для трубчатого соединения (рис. 5.8, в)
[Р] == лdт lт [Тер]',
(5.11)
где dт и lт - диаметр и длина стыка трубы, мм.
Клеевые соединения применяютдлясоединенияме
таллических и неметаллических материалов, в том числе и разнородных.
По конструкции и расчету на прочность клеевые соединения подобны
паяным. Для склеивания используют клеи БФ-2, БФ-4, БФ-6, ВС-101.
ПЭФ-2/10 и др. Клей БФ-2, БФ-4, ПЭФ-2/10. ВС-101 вибростойки.
Клей БФ-2 по сравнению с клеем БФ-4 более термостоек, но менее
эластичен.
147
Допускаемое напряжение
[ТсР1нл = т,в/n,
где тв - разрушающее напряжение при срезе. С учетом подвержен
ности полимерных клеев процессу старения, а также суп~ественной за-
.
висимости прочности от колебаний температуры и характеристик ок
ружающей среды (радиация. влажность, газовый состав атмосферы)
коэффициент запаса для клеевых соединений nри статическом нагруже
нии следует принимать п = 1,5 -: -3,0. Пределы прочности некоторых
клеев. необходимые для определения допускаемых напряжений, при
ведены в табл. fi.2.
Та,блица 5.2
При температуре, 0С
l(лей
20
60
100
О'в ~ 'tв, МПа
БФ-4, БФ-2
15
9
5
ПЭФ-2/10
20
16
10
Карбинольный
20
13
§ 5.2 . Разъемные соединения
Разъемными называют соединения, допускающие многократную
разборку и сборку соединения без повреждения его элементов. Любое
разъемное соединение должно обеспечивать необходимую прочность
и жесткость, а также сохранение взаимного расположения деталей
при повторных сборках и разборках. Недостатком разъемных соедине
ний является способность некоторых из них разъединяться при работе
в условиях вибрации.
В радиоустройствах для механической связи между отдельными
элементами конструкции применяют главным образом резьбовые,
штифтовые и шпоночные соединения.
Резьбовые с о един е ни я - самые распространен-
ные; их достоинства - простота и удобство_ сборки, взаимозаменяе
мость, широкая номенклатура крепежных резьбовых деталей, невысо
кая стоимость и др. Конструктивные формы крепежных резьбовых
деталей разнообразны; наиболее типичные из них - болт с гайкой
{рис. 5.9, а) и шпи~11ька (рис. 5.9, б); возможно также соединение двух
деталей винтом (рис. 5.9, в).
Резьбы подразделяют на крепежные и специальные. Крепежные
резьбы применяют в крепежных резьбовых деталях, а специальные -
в винтовых механизмах.
148
Крепежные резьбы имеют треугольный профиль со срезанной вер
шиной и скругленными впадинами. Это уменьшает концентрацию на
пряжений, повышает стойкость инструмента и предохраняет резьбу
от повреждения. Крепежная резьба бывает метрической. дюймовой,
цилиндрической и конической. Наибольшее применение имеет метри
ческая резьба (угол профиля а == 60°). Дюймовую крепежную резьбу
применяют для замены деталей машин и приборов, импортированных
из стран, в которых принята дюй
мовая система мер. Коническая
резьба в радиоустройствах име
ет ограниченное применение.
К специальным резьбам от
носятся круглая, трапецеидаль
ная и упорная.
Материал для болтов (вин
тов, шпилек) и гаек выбирают
в зависимости от их назначения
и условий работы. Для их из
гоrовления используют кон
струкционные углеродистые и
"чегированные стали; мелкие
винты делают из латуни и дю-
ра.чюминия. Чтобы защитить по-
aJ
d
8)
6)
Рис. 5.9
верхности винта и гайки от коррозии, придать им необходимый цвет,
применяют цинкование, кадмирование и хромирование.
В радиоустройствах существует бо"чьшое число резьбовых соедине
ний, поэтому даже небольшой процент выхода их из строя снижает на
дежность конструкции. Одной из важных мер повышения надежности
аппаратуры является предохранение резьбовых соединений от само
отвинчивания (стопорение).
Резьбовые соединения должны стопориться, несмотря на выполне
ние в винтовой паре условия самоторможения ('Ф < р); особенно силь
ное ослабление резьбовых соединений наблюдается при вибрационной
нагрузке. Для стопорения используют запирающие элементы, осу
ществляют пластическое деформирование, ставят винты на краску и
т. д.
Особое значение n радиотехнических конструкциях имеет предо
хранение винтов от выпадания. Для этого используют откидные болты,
либо винты с дополнительными деталями, закрепляемыми на них
(штифт, шайба). В соединении t_рис. 5.10, а) предотвращение винта от
выпадания осуществляется без использования дополнительных дета
лей. При относительно малой толщине стенки проходного отверстия
иногда нарезают резьбу в ней (рис. 5.10, в). Если стенка детали с про
ходным отверстием тонкая и резьбу с крупным шагом в ней сделать
нельзя, то на шейку винта насаживают разрезную шайбу (рис. 5.10, б).
При расчете резьбовых соединений на прочность возможны следу·
ющие Rарианты:
149
а) если предварительная эатяжкарезьбового соединения при сборке
отсутствует, то стержень болта (винта, шпильки) работает на растяже
ние; при этом уравнение прочности имеет вид
di=Vn~] ,
(5.12)
где d1 - внутренний диаметр резьбы, мм; Р
-
внешнее осевое усилие,
растягивающее винт, Н; [Op'I - допускаемое напряжение на растя
жение материала винта, МПа;
ЛS/2
р
а)
Рис. 5.11
а)
Рис. 5.10
б) если болт поставлен в отверстие без зазора (рис. 5.11, а), а сое
диняемые детали нагружены поперечной нагрузкой Р, то он рассчиты
вается на срез и смятие; при этом допускаемые усилия
[Р] = nd2 ~'Тер] ;
(5.13)
[Р] == dl (О'cм]min,
(5.14)
где [тер], ['tcмlmtn - допускаемые напряжения на срез (материала
болта) и смятие (минимальное), МПа;
в) если болт поставлен в соединение с зазором Лs (рис. 5.11, 6),
то его затяжка должна создать нормальное усилие N, .которое вызыва
ло бы значительные силы трения между стягивающи"ли деталями.
В этом случае болт рассчитывают по (5.12), в которой вместо Р необхо
димо подставлять N == Plf .. где Р
-
сила, действующая на болт, Н;
f - коэффициент трения между деталями.
После того как по одной из указанных формул будет найден диа
метр d или d1 , то он округляется до ближайшего большего значения по
ГОСТу на резьбу, из которого также находят значения всех других
элементов резьбы.
Штифт о вые с о единения (рис. 5.12, а, б), применяют
для точной фиксаuии взаимного положенчя соединяемых деталей, ог
раничения перемещения одной детали относ.ительно другой, в качест
ве упоров, ограничителей вращения валиков и т. п. В радиоустройст
вах используют штифты малых диаметров 0,6-1.5 мм и в редких слу
чаях более 1,5 мм.
150
Для жестких соединений наиболее подходящими являются цилинд
рические штифты при усv'lовии, что их диаметры и диаметры отверстий
выполнены с точностью, обеспечивающей посадку с необходимым на
тягом. Надежное соединение можно получить при использовании ко
нических штифтов, позволяющих получить плотные безлюфтовые сое
динения.
Для соединений, не испытывающих больших усилий на срез, при
меняют простые трубчатые разрезные штифты. Диаметр отверстия
для такого штифта должен быть на 15-20 % меньше наружного диа-
6
•а) Кернить
б)
Рис. 5.12
метра штифта. Трубчатые штифты изготовляют из пружинной листо.
вой стали. Материалами для штифтов также служат стали марок 15~
45. У8.
Штифты удерживаются в соединении силами трения, создаваемы
ми упругими деформациями материала деталей. Надежность штифтово
го соединения определяется величиной натяга. Предохранение штиф
тов от выпадания осуществляют кернением или специальными пру
жинящими предохранительными кольцами, изготовляемыми из про
волоки диаметром 0,5-0,8 мм (рис. 5.12).
Диаметр штифта рассчитывают из условий его работы на срез и
смятие.
Если к детали 1 приложен крутящий момент Т (рис. 5.13, а), то
диаметр штифта определяют:
из условия среза в двух плоскостях
d= 1,13" /
т'
V D (тер]
(5.15)
из условия смятия
р
d=-------
(D1 ~ D) D [O'cмJmin
(5.16)
где D1 и D - диаметры ступицы и вала.
15i
Если на соединение действует осевое усилие Р (рис. 5.13. б), то
диаметр штифта равен:
из условия среза в двух плоскостях
d=0,8 ,; р
Jt ['tcp]
J~1~
р
~~
-
т
О)
Рис. 5.13
из vсловия смятия
,.,
d==
р
( В1 -В) [ O'c:м]min
где В1 и В - размеры вилки и винта.
При расчете конического штифта имеем
d =dcp = (dтн +dтл)/2,
О)
р
ь"
где dтн и dтл - диаметры тонкого и толстого концов штифта.
А-А
aJ
6)
Рис. 5.14
(5.17)
~1
(5.18)
Шпоночное соединение,служащеедляпередачикру
тящего момента, осуществляют при помощи специальной детали -
шпонки, расположенной в пазах соединяемых деталей. Достоинства
шпоночных соединений - простота, надежность конструкции; удоб
ство сборки и разборки; невысокая стоимость. К недостаткам относят-
152
~я ослабление сопрягаемых деталей из-за уменьшения их сечений па
зами и концентрация напряжений в уг.пах пазов.
В радиоустройствах применяют следую1дие типы шпонок: призма
тическая (рис. 5.14, а), воспринимающая давление боковыми гранями;
сегментная (рис. 5.14, б), работающая аналогично призматической.
Расчет шпоночных соединений производят на срез и смятие:
rTJ ==== 0,5lbD [тер];
[TJ == 0,25/hD lacм]min,
(5.19)
(5.20)
где rт1 - допускаемый крутя1ций момент, передаваемый соединением,
Н·мм; /, Ь и h - длина, ширина и высота шпонки, мм; D - диаметр
вала, мм.
§ 5.3 . Несущие конструкции, корпуса и
корпусные детали
Несущие конструкции предназначены для размещения электрон
ной части радиоустройств и обеспечения ее функционирования в ре
альных условиях эксплуатации.
Использование несущих конструкций позволяет улучшить компо
новку, теплоотвод, экранирование и заземление, а также повысить
надежность и технологичность составных частей изделия в целом.
Радиоустройстна могут компоноваться в виде узлов, блоков, при
боров, стоёк, шкафов (контейнеров) и в качестве самостоятельной сис-
1емы, состоЯiцей из нескольких стоек, пультов управления и т. д.
Под блоком понимают функционально и конструктивно закончен
ную сборочную единицу, состоящую из ячеек, закрепленных в его не
сущей части. Бдок, как правило, не имеет самостоятельного эксплуа
тационного назначения и является составной частью (модулем) моду
ля более высокого конструктивного уровня.
Прибором называют блок или систему блоков, имеющую самостоя
тельное назначение.
Стойка - законченная конструкция, в которую входят располо
женные один над другим блоки, подчиненные определенному ряду
типоразмеров, принятому для данной модульной иерархии.
Шкаф (контейнер)- разновидность стойки; отличается от нее от
сутствием у входящих в него блоков лицевых nанел~й. органов управ
ления, контроля и измерения; корпус шкафа обычно имеет на лицевой
стороне сплошные дверцы.
Пульт управления - устройство с управляемыми блоками, узлами,
информационными, контрольными, сигнальными элементами, имею
щее форму, удобную для работы оператора. При унификации несущих
конструкций пу"1ьт может быть разновидностью стойки.
Компоновочные схемы перечисленных видов радиоустройств и типы
входящих в них несущих конструкций определяются их элементной
базой.
153
При компоновке блоков приборной. бытовой, макетной и лабора
торной радиоустройств с использованием дискретных электрорадио
элементов (ЭРЭ), электровакуумных приборов. трансформаторов,
электронно-лучевых трубок в качестве несущего элемента применяют
шасси или каркас блока. Шасси представляет собой п"тюскую или объ
емно-панельную конструкцию, используемую для размещения дискрет
ных ЭРЭ и других деталей узлов блока. Компоновочная схема плоско
го шасси 1 телевизора (рис. 5.15, а), которое откидывается относитель
но корпуса 3 поворотом на 90° в шарнирах А и В. Монтажные провода,
расположенные на задней стенке шасси. закμывают задним кожухом 2,
J
2
2
4
1
J
а)
t'
О)
2
ооо
~
2
о()
J
Z)
tl)
е)
Рис. 5.15
В данном случае шасси - это плата из гетинакса или стек.rютекстолита,
для повышения жесткости окантованная по краям металлической рам
кой. Шасси изготовляют из легких алюминиевых или магниевых спла
вов с помощью литья или штамповки. Компоновочная схема шасси
(рис. 5.15, 6) - в виде плоской панели 1 с отбортовкой; шасси с
расположенными на нем деталями и узлами ~акрывают кожухом 2.
Добавляя к горизонтальной части шасси 1 панель 3. для присое
динения которой применяют косынки 2 или ш1оскую стенку 4, получа
ют компоновочную схему (рис. 5.15, в). Конструкция обеспечивает хо
рошую жесткость при размещении на шасси тяжелых дискретных уз
лов.
Компоновочная схема каркаса блока (рис. 5.15, г) образована дву
мя горизонтальными панелями 1, передней 2 и задней 4, соединенными
фасонными профилями 3. На рис. 5.15, д показана компоновочная схе
ма каркаса б.пока, в которой соединение панелей 1 и 2 обеспечивается
стержнями 3, располагаемыми по углам панелей. Компоновочная схе-
154
ма каркаса блока, образованного пане..тtью 1 с закрепленными на ней
П-образными скобками 2 с платами 8, дана на рис. 5.15, е.
Применяемую в радиоустройствах систему типовых несущих кон
струкций можно представить схемой на рис. 5.16. а.
Первый уровень - в качестве конструкций испо.льзуют бескаркас
ные и каркасные (рис. 5.16, 6. в) конструкции ячеек; второй уровень
шасси и панели (рис. 5.16, г) блоков; третий уровень - корпуса и
каркасы блоков, а четвертый уровень - каркасы стоек. шкафов и
пультов.
Перечисленные виды несущих конструкций радиоустройств явля
ются типовыми.
Корпуса механизмов служат для установки различных деталей,
элементов кинематической и электрической схем; защиты различных
деталей и элементов от воздействия окружающей среды (влаги. пыли,
вредных газов, насекомых и др.); защиты от механических поврежде
ний; закрепления механизмов в блоках или на различных объектах.
В зависимости от расположения и функционального назначени_я
механизмы обычно выполняют как отдельные узлы, располагаю1цие
ся непосредственно в радиоустройствах, и как самостоятельные уст
ройства.
В связи с этим и корпуса механизмов делят на две группы.
1.Корпуса.располагаемые внутри устрой
с т в а. Они бывают пяти типов.
1. Самьш:и легкими и технологическими являются корпуса часовuго
типа, один из которых показан на рис. 5.17. Платы 1 и 2 соединяются
между собой колонками 3, которые с одной стороны развальцовыва
ются на плате. Крепление корпуса к прибору производят винтами, ко
торые ввертывают в резьбовые отверстия колонок 3.
2. В корпусах консольного типа подшипники располагаются внут
ри корпуса, а вращающиеся детали - консольно снаружи (рис. 5.18).
В них двусторонняя расточка бобышек под подшипники должна про
изводиться с большой точностью.
3. Корпуса полузакрытого типа представляют собой основание
с колонками, на которые устанавливается штампованная плата
(рис. 5.19). Литое основание придает жесткость всему корпусу, что
позволяет крепить механизм за лапки основания. Корпуса рассмот
ренных ранее типов применяют в пылезащищенных устройствах.
4. Корпуса закрытого типа выполнены в виде коробки, закрываю
щейся с одной стороны платой (рис. 5.20). Их применяют обычно в пы
лезащищенных устройствах, имеющих большой срок службы без про
Фи~11актического осмотра. В таких корпусах все подшипники закрыва
ются крышками, а выходные концы валиков имеют уплотнители. Сами
корпуса весьма жесткие, что дает возможность осуществлять их креп
ление за любую поверхность.
5. Основные элементы герметичных корпусов, которые необходимо
уплотнять, - крышки, смотровые стекла, электрические вводы и под
вижные соединения.
155
4-iJ. уро6ень
(каркос111 стоек, шкофо6, П!/ЛtJmo6J
3-iJ. уро1Jен6
fкорпgсь1 и KOPKOC/JI 0//ОКО6)
2-il уро8ень
f шосси и панели)
j
j1
--
1-iL уро6ен6
fя11eiiкuJ
а}
Рис. 5.16
о
··~
:
Крышки герметичных корпусов уплотняют резиновыми шнурами
круглого, квздратного или прямоугол1)ного сечения. Концы резино
вых шнуров для склеивания «на ус», отрезаются под углом, при этом
длина скоса берется равной трем диаметрам или толщинам шнура.
Часто для корпусов с небольшим периметром уплотнения прессуют
резиновые шнуры замкнутой формы. Примеры конструкций корпусов
с резиновыми уплотнителями показаны на рис. 5.21 .
156
6)
г)
Рис. 5.16 Продолжение
Смотровые стекла уплотняют при помощи резиновых прокладо1<
(рис. 5.22, а, 6) или герметиками {рис. 5.22, в).
Электрические вводы в герметичные корпуса обычно осуществляют
са.пьниками для ввода кабелей, проходными стеклянными изолятора"
ми и специальными герметизированными разъемами.
В отверстие сальника (рис. 5.23, а) вставляется герметичный кабель
1 с гладкой наружной изоляцией, затем вращением гайки 2 'давление
157
Раз6альце6оть
3
2
1
$
-$-$
-е-~
Рис. 5.17
Рис. 5.18
через шайбу 3 передается на резиновый уnлотните.пь 4, который плот
но обжимает кабель.
Стандартный проходной изолятор (рис. 5.23, б) впаивается в кор
пус механизма фланцем 1, а в трубочку 2- проводник. Если требуется
ввести в корпус несколько проводников, то такие изоляторы занимают
много места. Поэтому в малогабаритных механизмах обычно применя
ют многоштыревые проходные планки, в которых штырьки 1 (рис. 5.23,
в) армированы в стеклянные изоляторы 2. Такие планки устанавлиsа·
ют в корпус двумя способами (см. рис. 5.22).
1
1
~
@)
1
1
~1
Рис. 5.19
158
8
•.
Рис. 5.20
Рис. 5.21
О)
5)
8)
Рис. 5.22
2
f
а)
6)
Рис. 5.23
159
· Г ермет ичный
корпус для механизма показан на рис. 5.24. Меха
низм (на рисунке не показан) устанавливают в корпусе 1 и крепят к
приливам / винтами. Шкала механизма размещается перед смотровы\1
стеклом 3, которое уплотняют резиновой прокладкой 2. притягивае
мой накладкой 4 с помощью винтов 5. Задняя крышка 8 также уплот
няется резиновой прокладкой 10, и притягивается к корпусу наклад
кой 7 винтами 6. Напряжение к механизму подается через штырьки 9,
армированные в стеклянные изоляторы, r1епосредственно к крышке 8.
А-А
2
Рис. 5.24
6
7
8
9
Подвижные соединения представляют собой: валики, имеющие вра
щательное движение; штоки, имеющие поступательное движение, с по
мощью которых передается движение в герметизированный объем или
из него.
Пс степени уплотнения подвижные соединения делят на уплотне
ние с утечкой и абсолютно герметичные.
Для уплотнений с утечкой обычно применяют такие же са.пьники
(см. рие. 5.23, а), где вместо кабеля 1 вставляется валик или шток.
А-б~{1"1ютную герметизацию подвижных соединений обеспечивают
применением сильфонов или мембран, которые изготовляют из метал
лов (ciaлD, бронза, полутомпак) и неметаллов (резина, фторопласт).
Конструкция для передачи поступательного движения в герметич
ный объем с применением мембраны (рис. 5.25). Толкатель 2, припаян
ный к мембране 1, получает движение от рычага 3 и передает е-го што
ку 4, находящемуся в герметичном объеме.
11.Корпуса механизмов каксамостоятель
н ы е у ст р о й ст в а. К ним предъявляются такие же требования,
как и к корпусам радиотехнических устройств, основными из кото
рых являются:
160
-
надежная защита механизма от климатических и механических
воздействий, а также от случайных механических повреждений;
-
отсутствие взаимных наводок между устройствами и устойчивая
экранировка электромагнитных полей;
-
надежное закрепление кабелей электрического монтажа;
-
надежное крепление устройства непосредственно к фундамен-
ту, мачтам и стойкам или на амортизаторах;
-
удобство транспортировки устройства.
Обычно такие механизмы выполняют в пыле- и брызrозащищенных
или герметичных корпусах.
2
_;
45
67
8
Рис. 5.25
11 !О
Рис. 5.26
Пыле-и брызгозащищенный корпус устройства показан на рис. Б.26.
Литой корпус 3, на котором непосредственно собирают механизм. кре"
nится к передней панели 9 винтами. в которой имеется окно с отбортов
кой. закрываемое крышкой 8 на петлях с помощью винтов. В крышку
вварена точечной сваркой обечайка 7 для прок~падки резинового шну~
ра 6.
Кожух устройства состоит из дна 1, боковин01< 2 и обечайки 4, сва
ренных между собой точечной сваркой. В паз между д~талями 2 и 4
вставлен резиновый шнур 5. Пос.пе встав.rrения устройства в кожух
передняя пане.пь к нему притягивается винтами. Устройство установ
лено на амортизаторах 11, которые крепятся к кожуху через накладки
10
Уп~потнение между кожухом, 11ередней панелью и крышкой произво
дится резиновыми шнурами 5 и 6~ которые сжимаются под действием
винтов, создавая достаточно хорошее уп,тютнение.
6 Зак. 729
161
ЧАСТЬ ТРЕТЬЯ
МЕХАНИЗМЫ РАДИОУСТРОЙСТВ
ГЛАВА 6
ОТСЧЕТНЫЕ УСТРОИСТВА
§ 6.1 . Общие сведения
Отсчетным называют устройство, служаrцее для определения зна
чений измеряемой величины визуальным наблюдением по положению
указателя относительно штрихов шкалы.
По способу предъявления зрительной информации отсчетные уст
ройстваприборовисистемделятнашкальные и цифро
вые.
В шкальных отсчетных устройствах значения измеряемой величи"
ны предста~ляют в виде относительного смещения шкалы и указателя.
Шкальные отсчетные устройства обладают наглядностью изображения,
что в ряде случаев является крайне важным, например при определе
нии тенденции изменения параметра.
В цифровых отсчетных устройствах результаты отсчета представля
ют в виде десятичного числа. lLифровой отсчет удобен в тех случаях,
когда необходимы высокая точность и быстрота считывания результа
тов измерений, при нем отсутствуют субъективные погрешности отсче
та. Он дает возможность осуществлять автоматическую регистрацию
резу.льтатов измерений и связь с информационной системой. С другой
стороны, абстрактность предъявления информации в виде цифр за
трудняет ее восприятие при большом числе непрерывно меняющихся
параметров. Кроме того, устройства с цифровым отсчетом достаточно
сложны и имеют относительно высокую стоимость.
Далее рассматри-ваются только шкальные механические отсчетные
устройства.
Различают шкальные отсчетные устройства с круговой (дуговой)
неподвижной шкалой 1 и подвижным указателем 2 (рис. 6.1, а), с кру
говой (дуговой) подвижной шкалой 1 и неподвижным указателем 2
(рис. 6.1, б), с прямолинейной неподвижной горизонтальной (J3ерти
кальной) шкалой 1 и подвижным указателем 2 (рис. 6.1, в), с прямо~
линейной подвижной горизонтальной (вертикальной) шкалой 1 и не
подвижным указателем 2 (рис. 6.1, г).
Круговая шкала в большинстве случаев предпочтительнее дуговой,
так как занимает минимальное пространство при заданной длине шка-
162
лы. Вращательное движение способствует количественному и качест
венному считыванию данных. Место расположения неподвижного ука
зателя выбирают в зависимости от удобства снятия отсчета и работы
оператора. При подвижных шка"1ах возможен большой диапазон из
мерения величины, но при этом затруднена оценка направления откло
нения указателя.
Широко распространены шкальные отсчетные устройства с допол
нительными изображениями, имеющими сходство с объектами или фак
торами, по.11ожение и состояние параметров которых отсчитывают по
2t
О)
О)
Z)
Рис. 6.1
шкале. Такие наглядные отсчетные устройства наиболее удобны для
определения взаимного расположения объектов и ориентации их в
пространстве (рис. 6.1, д).
Путем комбинирования и объединения подвижных и неподвижных
:Jлементов одношкальное устройство может быть использовано д.пя
предъявления нескольких взаимосвязанных видов информации. Ком
бинированное отсчетное устройство выполнено в виде радиокомпаса
(рис. 6.1, е), два указателя 1 и 2 которого наложены друг на друга на
вращающемся циферблате 3, ориентирующемся на магнитный полюс
земли. Магнитные пеленги на станции А и В считывают непосредствен
но по расположению соответствующих указате.пей относительно шка
лы.
Отсчетные устройства применяют для решения следующих задач:
считывания количественной информации, в этом случае оператора инте
ресуют числовые значения. соответствующие величинам измеряемого
параметра; считывания качественной информации, когда длS,1 операто-
6*
163
ра важны сведения об отклонении того или иного парнметра исследуе
мого объекта от заданного значения; контрольного считывания, если
оператору необходимо знать, работает система в установленных пре
делах или нет; установки регулируемого параметра на заданную вели
чину; слежения за объектом, когда оператор производит прерывистое
или непрерывное подрегу.пирование положения элементов отсчетного
устройства для поддержания заданного значения регулируемой вели
чины (компенсационный метод слежения) или следования за изображе
нием подвижного объекта (слежение с преследование~1).
Сравнительная оценка цифровых и шкальных отсчетных устройств
в зависимости от назначения приведена в табл. 6.1.
Назначение
Для количест
венного считыва
ния
Для качествен
ного и контроль
ного считывания
Для установки
регулируемого
параметра
Для слежения
с подвижным
указателем
Удовлетвори
тельное
Хорошее
опознается
(легко
изме-
нение по.~южения
указателя)
Хорошее (имеет
ся простая взаи
мосвязь
между
смещением указа
теля и перемеще
нием органа уп
равления)
Хорошее (поло
жение указателя
легко управляется
и визуально конт
ролируется)
Отсчетные устройства
с подвижной
шкалой
Удовлетвори
тельное
Плохое (трудно
оценить величину
и направление от
клонения указате
ля)
Удовлетвори-
тельное (связь
между смещением
указателя и пере
мещением органа
управления недо
статочно ясна)
Удовлетвори
тельное (не обес
печивается
лег
кость манипулиро
вания)
Таблиц а 6.1
цифровое
Хорошее (тре-
бует минимальной
затраты времени
на считывание при
минимальной
ошибке отсчета)
Плохое (тру дно
оценить
тенден-
цию изменения
положения знака)
Хорошее (наи-
более точный ме
тод установки па
раметра)
Плохое (имеет
неясную связь с
перемещением
ручных органов
управления)
Каждое отсчетное устройство состоит из шкалы и указателя.
Шкалой называют деталь с совокупностью отметок (штрихов), рас
ппложенных на прямой, дуге окружности или линии сложной фоrмы с
изображением у отметок ряда последовательных чисе.п, соответствую-
1цих значениям измеряемой величины. Шкалы обычно выполняют на
плоской или цилиндрической поверхностях; по форме расположения
отметок они могут быть круговыми (рис. 6.1, а, n), прямолинейными
(рис. 6.1, в, г) и спиральными.
164
Расстояние между двумя соседними отметками шкалы называют
длиной деления шкалы, а число единиц переменного параметра, соот
ветствующее участку между лвумя делениями, - ценой деления шка
лы. Деталь, на которую нанесена шкала, называют циферблатом.
'"Указателем называют стрелку или индекс со штрихом, которые sа
нимают определенное положение относительно делений шкалы, от
а)
fjf
- _J__
Рис. 6.2
1_!_
8)
мечая соответствующее значение измеряемой величины. Отсчетные
устройства с круговой или линейной шкалой имеют различные вари
анты расположения указателей; прозрачный визир, находящийся
перед шкалой; указатель, находящийся за прозрачной
шкалой, и указатель, касающийся периферии шка
лы. Три варианта расположения указателей для
круговых шкал показаны на рис. 6.2, а - в.
Обычно указатели крепят винтами к корпусу ме
ханизма или к панели прибора, в котором применяют
устройство (положение фиксируют штифтами).
Дисковый циферблат устанавливают на валике с
помощью втулки с буртиком, которая крепится на нем
винтом, штифтом или с помощью обжимки. Шкалу к
втулке с буртиком крепят развальцовкой или винта
ми посредством специальной шайбы 1 (рис. 6.3), ко
торая позволяет легко производить юстировку шкалы.
Способы крепления циферблатов шкал весьма раз
нообразны, зависят от применения отсчетного уст
ройства и условий его использования. В любом слу
чае необходимо предусматривать возможность смеще
ния шкалы относительно указателя для регулирова
ния начального положения отсчетного устройства.
В радиоустройствах, не испытывающих значитель
ных ударных нагрузок, для крепления барабанного
циферблата применяют установочные винты 2 (рис.
6.4, а), которые затягивают после установки шкалы 1
в требуемое положение.
Рис. 6.3
В тех случаях. когда требуется быстрая перестановка шкалы на лю
бое деление относительно индекса без поворота вала, применяют уст
ройства с жесткой фиксацией барабана или фиксацией его на трении.
При жесткой фиксации (рис. 6.4, б) движение от барабана 3 со шкалой
165
передается на вал 1 с помощью мелких зубьев 2, выполненных на тор
цовых поверхностях барабана и вала. При оттягивании барабана зуб
цы выходят из зацепления и шкала свободно поворачивается относи
тельно вала. Пос~11е установки шкалы в требуемое положение барабан
отпускают и под действием пружины 4 зубья снова входят в зацепле
ние. В конструкции с фиксацией трением (рис. 6.4, в) маховичок 4 жест
ко связан со шкальным барабаном 3 и с валом 5, который проходит
через полую втулку 2, соединенную с исполнительным элементом"
23
234
а)
5)
1
2
345
1
2
J4
~)
6
5
Z)
Рис. 6.4
Связь барабана 3 с втулкой 2 осуществляется силами трения в кони
чес1<ом сопряжении, си.новое замыкание которого обеспечивается пру
жиной 1. При оттягивании маховичка вправо шкальный барабан 3 от
ключается от втулки 2 и свободно поворачивается на требуемый угол.
В некоторых конструкциях отсчетных устройств необходимо ограни
чить угол поворота шкального барабана. Простотой и надежностью от
личается ограничитель поворотов с кулачковыми шайбами 2 (рис.~.4,г),
свободно враrцающийся на ступице втулки 3, жестко соединенной с по
мощью штифта с валом 1. При вращении барабана 4 со шкалой палеu б
захватывает кулачок ближайшей к нему шайбы, которая захватывает
вторую шайбу, вторая - третью и т. д. до тех пор, пока кулачок по
-следней шайбы не упрется в неподвижный палец 6.
Спиральные шкалы применяют в тех случаях, когда круговые шка-
166
.
лы при их разумных конструктивных размерах не обеспечивают тре
буемой точности измерения параметра во всем диапазоне его измене
ния.
По конструкции отсчетные устройства делят на две группы: од н о
шкальные и многошкальные.
Использование одной шкалы позволяет производить прямой от
счет измеряемого параметра в линейной и угловой мере или непосред
ственно в единицах измеряемой величины, что является важным до
стоинством одношкальных отсчетных устройств. В силу ограниченных
конструктивных размеров шкал одношкальные отсчетные устройства
имеют невысокую точность измерения параметров, изменяющихся в
больших диапазонах.
Многошкальные отсчетные устройства увеличивают длину шкалы,
а следовательно~ уменьшают цену деления, т. е. повышают точность
отсчета измеряемого параметра.
Наиболее распространенными являются двухшкальные устройства
со шкалами грубого и точного отсчетов. Увеличение масштаба шкалы
обеспечивают за счет передаточного отношения между шкалами точного
и грубого отсчетов. Определенное неудобство при пользовании много
шкальными отсчетными устройствами состоит в том, что при измерении
одной величины, оператору необходимо последовательно снимать
отсчегы с нескольких шкал, что увеличивает время измерения ве
личины.
Отсчетные устройства должны сочетать точность отсчета, четкость
шкалы, возможность юстировки и индивидуальной градуировки.
Точность отсчета - это основное требование, предъявляемое к от
счетным устройствам) которое зависит от толщины штрихов, отметок,
формы указателя. их взаимного расположения, параллакса и т. д.
Штрихи на шкалах делят на три вида: главные, обозначающие це
лые числа; средние, обозначающие 1 / 2 или 1/ 5 главного деления; малые,
делящие главные на 5 или 10 частей.
Для шкал, применяемых в радиоаппаратуре, главные штрихи
должны быть толще средних, а средние - толще малых. Для шкал,
требующих высокой точности показаний, толщина штрихов должна
быть одинаковой.
Толщину штрихов для шкал, применяемых в лабораторных прибо- -
рах, берут 0,15 мм, для переносной радиоаппаратуры - 0,25 -
-0,35 мм. Для больших шкал, наблюдаемых при удалении до двух
метров, толщина штрихов 0,8-1 мм. В шкалах, наблюдаемых в лупу,
толщина штрихов берется из расчета 0,15/Г, где Г- увеличение лупы.
Наименьшая величина длины деления шкалы ограничивается за"
труднительностью отсчета из-за сливаемости штрихов и обычно дела
ется не менее 1 мм. Наилучшие результаты оценки долей делений полу
чаются в том случае, если длины делений шкалы лежат в пределах
1-2,5 мм.
Длина штрихов зависит от величины наименьшего интервала шка"
лы и определяется по табл. 6.2· .
167
Таблица 6.2
Величина
Длина штрихов, мм
наименьшей
длины деле-
ния шка-
главного
среднего
малого
лы. мм
0,8-1,2
3,3
2,6
1,8
1,2-2,0
4,0
3,0
2,0
2,0-3,0
5,0
3,8
2,5
3,0-5,О
6,0
4,5
3,0
Законцовка стрелок и указателей должны быть простой, а толщина
конца стрелr<и (острия) не должна быть более ширины малого штриха
шкалы.
Параллакс - видимое смещение совмещаемых штрихов шкалы 1
и указателя 2 при сме1цении глаза наблюдателя от правильного поло
жения А в точку В на h (рис. 6.5).
При этом погрешность отсчета
(6.1)
гдеS-
· расстояние между
плоскостью шкалы и указателя; Lнв -· -
расстояние наилучшего видения (Lнв :=:: 250 мм).
f
2
в
А
Рис. 6.5
Для расстояния наилучшего ви
дения смещение глаза наблюдателя
достигает 30 мм, тогда, согласно (6.1)"
погрешность отсчета
еп = 30S /250-=:::: О, 12S. (6.2)
Из (6.2) видно, что погрешность
от параллакса зависит от расстояния
S, поэтому при проектировании от
счетных устройств н~обходимо стре-
миться к его уменьшению.
Четкость шкалы -- это совокупность ряда факторов: размеры
букв~нных и цифровых обозначенийt фон шкалы и окраска штрихов.
освеrценность шкалы и др., -· о бесп ечив ающи х
хорошую читаемость
шкалы и неутом.пяемость глаз оператора.
Шкалы в отсчетных устройствах обычно окрашивают в белый цвет,
а штрихи и знаки~ в черный или делают фон черным, а ш1рихи и зна
ки -- белыми. Для меньшей утомляемости глаз оператора фон шкалы
желательно делать бледно-желтым. Поверхность шкалы и указателя
должна быть ровной и матовой, а штрихи - четкими. Размер цифр.
букв и знаков должен имеrь соотношение между высотой и шириной
3:2. Толщина линий этих знаков должна быть для черных линий на бе
лом фоне 1/ 7 высоты знака, д111я белых линий на черном фоне -- 1/ 8 вы
соты знака.
168
При рассматривании невооруженным глазом шкалы, удаленной на
расстояние не более 0,4 м, высота цифр должна быть равна полутора
кратной величине интервала, но не менее 2 мм. При отсчете с расстоя
ния более 0,4 м высота цифр должна быть увеличена. При отсчете с по
мощью лупы высота цифр должна быть равна 0.6 -0,8, длины малого
штриха.
Для шкал рекомендуется брать шрифты высотой 2; 2,5; 3; 4; 5; 6;
ви10мм.
Возможность юстировки, т. е. поворота шкалы в пределах неболь
шого угла для совмещения начального или конечного штрихов шкалы,
соответствующих крайнему положению исполнительного устройства,
должна быть предусмотрена в отсчетных устройствах с использовани
ем типовых шкал. В отрегулированном положении шкала закрепляет
ся стопорным устройством.
Индивидуальная градуировка шкал применяется тогда, когда зако
номерность изменения параметра от угла поворота исполнительного уст
ройства является индивидуальной для каждого экземпляра радиопри
бора. При индивидуальной градуировке отсчетное устройство должно
позволять наносить штрихи в собранном аппарате и временно удалять
шкалу для дополнительного нанесения цифрых и буквенных обозна
чений.
В радиоаппаратуре применяют шкалы, изготовленные из металла,
бумаги, пластмассы и стекла.
Толщина штриховых отметок зависит от способа их нанесения.
Гравирование на металле позволяет получить штрихи толщиной О, 1-
-0,2 мм, а гравирование на пластмассе - 0,2-0,4 мм.Типографская
печать обеспечивает толщину отметок не тоньше 0,2 мм, травление на
стекле и металле - 0,2-0,3 мм. Фотографированием можно получить
тонкие риски - до 0,003 мм.
Допуски на изготовление шкал механической обработкой приведе
ны в табл. 6.3.
Таб.11ица6.3
1\ласс точности
1
1
Knacc точности
Расстояния
шкап
Расстояния
. шкал
1
1-12-й13-й
1-й
12-А1
3-й
1
Круговые шкапы (допуски Лq>и, угл. мин)
Линейные шкалы (допуски Лlк, мм)
От риски к рис-
От риски
ке
±3±5±В
к риске
±0,05 ±0,07 ±0,12
Между любыми ±5
+8 ±12 До100мм
±0,05 ±0,08 ±0, 13
рисками в преде-
1
До 200 мм
±0,06 ±0,09 ±0, 14
лах всей шкалы
До 300 мм
±0,07 ±0, 1 +О, 15
Допускаемые отклонения на расстоянии от риски к риске и между
любыми рисками в пределах всей шкалы, получаемые печатанием, ус
танавливаются: + 20' для круговых шкал; ±0,2 мм - для линейных
шка"1.
169
Настройка исполнительных элемемтов с помощью отсчетных уст
ройств производится совмещением штрихов шкалы и указателя, а бо
лее точная - делением интервала между штрихами «на глаз» или по
нониусу.
При совмещении штрихов шкалы и указателя сдвиги одного штри
ха относительно другого составляют Ь = 0,05-: -0, 1 мм. Тогда погреш
ность от совмещения штрихов шкалы и указателя:
для круговых шкал (угл. мин)
Лq>с == arctg (2Ь /Dш);
для линейных шкал (мм)
Лlс=Ь,
где Dш - диаметр шкалы
(6.3)
(6.За)
При делении интервала «на глаз)) погрешности отсчета зависят от
толщины штриха и формы конца указателя, значения которых приведе
ны в табл. 6.4 . Тогда погрешность настройки делением интервала
«на глаз»:
для круговых шкал (угл. мин)
Лq>д = 60μсринт;
для линейных шкал (мм)
(6.4)
(6.4а)
где сринт и lинт - величина интервала; μ - коэффициент относитель..,
ной погрешности (табл. 6.4).
При настройке по нониусу применяют шкалы, имеющие только
равномерные деления. Точность отсчета устройств с нониусом прини
мается равной 1/n доли интервала, где п - число делений нониуса.
Тогда погрешность при настройке по нониусу:
для круговых шкал \УГЛ. мин)
Лсрн = 60сринт/n;
для линейных шкал (мм)
(6.5)
(6.5а)
Согласно (6.2), погрешность от параллакса для круговых шкал
(уrл. мин)
0,24S
Лсрп == arctg
.
Dш
(6.6)
Погрешность отсчета зависит от точности установки шкалы в ра
диоаппаратуре, которую обозначим Леру для круговых шкал, Лlу для
линейных шкал.
170
Таблиц а 6.4
Погреш-
Форма конца указате.~rя
ность от-
счета
Толщина
Примечание
отметок
хD:
D:=
название
вид
а; :с
оcu
-=t с:;
cu
::1.
a:ll:{
Ножевид-
с
( ·3-
1/10 0,1 с зеркальным
ная с нитью
отсчетом
1/4 0,25 Без зеркального
отсчета
Световой
-
1/10 о, 1 с зеркальным
луч
отсчетом
Все от-
1/4 0,25 Без зеркального
метки нме-
отсчета
ют одина-
ковую
толщину,
~
равную
Копьевид-
1/3 0,33
-
0,1 мм
ная
=-<Э~э 1/3 0,33
Копьено-
-
жевидная
Отметки
Вне зави-
-
1/2 Ot5
-
различной
си мости
толщины
от формы
1/3 0,33 При отсчете
конца ука-
вблизи
зателя
Общая погрешность отсчетного устройства при настройке совмеще
нием штрихов шкалы и указателя:
для круговых шкал (угл. мин)
Л<J>:Е-с = V дq>~ +д<р~ +Лер:+ ( 1, 14дq>у) 2;
(6. 7)
для линейных шкал (мм)
Лl~-с = VЛl~+n+лz: +ЛL;,
(6.8)
где Лq>и, Лlи - погрешности изготовления шкал (см. табл. 6.3).
В этих формулах принято, что все величины (кроме Лq>у) подчиня
ются закону нормального распределения, а Лq>у распределяется по
кривой Максвелла.
Для определения общей погрешности отсчетного устройства, на"
стройка которого производится делением интервала «на глаз» и по
171
нониусу, в (6.7) Л<рс заменяют на Л<рд или Л<ри, определяемые по (6.4)
и (6.5), а в (6.8) Лlс - на дl д или Лlи, определяемые по (6.4 а) и
(6.5а).
В радиоустройствах обычно применяют лупы, представляющие со-
бой оптическую систему, состоящую из одной или нескольких линз.
Увеличение лупы Г определяют соотношением
г = tg 1''/tg )',
(6.9)
где )', 1'' -
углы, под которыми наблюдатель видит предмет не
вооруженным глазом и через лупу.
-f
f'
-s'
Принимая расстояние «наилучшего
видения» для невооруженного глаза
Lнв == 250 мм, а зрачок глаза располо
жен в заднем главном фокусе лупы" по
лучим
г = 250;/',
(6~ 10)
где f'
-
заднее фокусное расстояние.
Величина Г различных луп лежит
в пределах от 2 до 40~50*.
Рис. б.б
На рис. 6.6 показана простая лин
за, используемая в качестве лупы
при условии, что зрачок глаза расположен в заднем главном фо
кусе F', а предмет l - на расстоянии S < f.
В этом случае изображение l' увеличенное. но мнимое.
§ 6.2 . Расчет шкал
Исходными данными ддя расчета шкал обычно являются: А -колие
чество единиц или диапазон изменения параметра, ЛА - абсолютная
погрешность измерений, допустимые геометрические размеры шкалы,
условия использования отсчетноrо устройства.
Прямолинейныl' шкалы часто ограничивают допускаемой д.линой
L 0 • выбираемой или назначаемой по конструктивным соображениям.
Их расчет выполняют в следующем порядке.
С учетом равной вероятности положитЕ'лъной и отрицате.льной
погрешностей отсчета цену деления шкалы находят из условия
а==- 2ЛА.
Чиело делений шкалы п -=.:· А/а =~ (2бА )~ 1, где бА - относитель
ная погрешность отсчета.
Расчетная длина оцифрованной части шкалы L == nbn ~ L0 ,
при этом Ь 0 ~ - допускаемая для данных ус"1овий иrпо.JJыювания- длина
деления шкалы.
При L > L 0 расчетную длину шка.пы можно уменьшить до L =
-~-- Lo изменением Ь 0 и п. Однако уменьшение длины деления Ь0 огра"
ничено минимально возможным значением Ьmtn для данных условий
использования шка&11ы. При Ьо == Ьmtn дальнейшее уменьшение дли--
172
ны шкалы связано с уменьшением числа делений п, что, в свою очередьt
приводит к увеличению погрешности измерений. Следовательно, ми
нимальную расчетную длину шкалы Lmtn определяют максимально
допустимая погрешность измерений бА max и минимально возможная
длина деления шкалы Ьmtn·
В круговых (дуговых) дисковых шкалах отметки наносят в плоско
сти шка~лы в радиальном направлении перпендикулярно оси ее враще
ния. На цилиндрических шкалах отметки расположены на внешней
цилиндрической поверхности бараба
на в направлении, параллельном
его оси.
Конструктивные размеры круго
вых шкал ограничивают углом пово
рота 0 0 или диаметром d0 диска или
барабана. Цена деления шкалы а =
== 2ЛА. число делений шкалы
п ~А/а= (2бА)-1,
где А - диапазон изменения изме
ряемого параметра; ЛА и бА - абсо
лютная и относительная погрешности
измерения параметра (бА =ЛА/А).
Рис. 6.7
Угол оцифровки круговой шкалы,
обычно равный углу ее поворота,
0==- ~n. где ~
-
угловая цена деления шкалы (рис. 6.7). Диаметр OI~
, ружности нанесения отметок шкалы d связан с углом ее поворота 0 со
отношением
d== 2Ьп
•
8
При проектировании круговых шкал необходимо выполнять ус
ловие d ~ d0• При d > d0 уменьшение диаметра шкалы до d = d0
возможно за счет уменьшения Ь, п или увеличения угла 0. Однако для
круговых шкал угол 0 ограничен условием 0max = 2л. При 0 0 =
= е ma х и ьо == ь m j n диаметр шкалы уменьшается с уменьшением чис8
ла делений шкалы п, но в этом случае увеличивается погрешность из
мерения параметра А. В результате оценку возможности использовас
ния круговых шкал для измерения параметров с минимальной абсо 8 -
лютной погрешностью МО{КНО проводить по соотношению
~
bmin
vAmin = -----
dmax 0max
Дисковые спиральные шкалы выполняют в виде спирали Архимеда,
нанесенной на торцовой поверхности циферблата. За исходные геоме
трические параметры принимают угол оцифровки (поворота) шкалы
0 > 2 л, допускаемый диаметр шкалы d 0 , шаг спирали t, равный рас"
стоянию между соседними витками спирали (обычно t = 4+10 мм).
173
ке
Расчет спиральных шкал производят в следующем порядке.
Цена деления шкалы а == 2ЛА, полное число делений шкалы
n=А/а=(2бА)-1.
Число витков спирали k = i; > 1 и число делений на каждом вит-
п
2лп
л
nk=-,;== 8
-
86А
Длина k-го витка спирали
Lk = 2лRk = 2лR0 -t0k,
t
rдеRk:- Ro--
2л 0k - уравнение спирали Архимеда; 2 Ro - допу-
скаемый диаметр шкалы; 0k - угол поворота k-ro витка.
Так как Lk == bknk, то длина деления bk на каждом витке
2лR0 -t8k
8
bk=
=- (2лR0 -t01t) бА.
nk
:тt
При постоянных значениях R0 , nk и t длина деления шкалы Ья
уменьшается от внешних к внутренним виткам спирали и на каждом
витке должно выполняться условие bk ~ Ь 0 • Если 0k+i ~ 0k и
bk+i ~ Ь k' то для оценки возможности использования дисковой спи
ральной шкалы для измерения параметров с относительной погрешно
стью бА необходимо рассматривать длину деления шкалы Ь k и угол
поворота 0k для крайнего внутреннего витка. Тогда bk == bm1n,
ek===2ли
bmin
бAmin =
.
28 (Rmax -tm1n)
При бА ш t 0 > 6А спиральная шкала не обеспечивает требуемую
погрешность измерения и для получения условия бА m i n = бА не
обходимо увеличить диаметр шкалы d, угол ее поворота е (число вит
ков k) или масштаб шкалы за счет использования многошкальных от
счетных устройств.
Для практических расчетов спираль Архимеда заменяют дугами
полуокружностей с радиусами (рис. 6.8).
Ri=Ro--ti(i=1;2:н.).
4
В этом случае полувитки очерчивают постоянными радиусами, дли
на шкалы на каждом полувитке
(
ti)
Li=2лRi ===л 2R0 -
2,;
174 .
длина деления шкалы
bt=2ni(2R0- t~)М;
bmln
бAmin = ---------
(
tm
2
in)
2:rti 2Rmax - i
Цилиндрические спиральные шкалы обычно имеют вид винтовой
линии, выполненной на наружной или внутренней поверхности ци
линдрического барабана. При развертке поверхности барабана диа
метром d на плоскость, винтовая
линия шкалы совпадает с наклон
ной прямой, составляющей угол у Ав
с плоскостью, перпендикулярной
оси барабана (рис. 6.9, а). Пово- А6
рот барабана на угол 2л соответ- А4
ствует линейному осевому смеще- А2 ......~.. . .. .
нию указателя на величину, рав- Ао
ную шагу винтовой линии.
Цена деления шкалы а == 2ЛА,
число делений шкалы
п =А/а= (2бА)-1.
Число витков винтовой линии
k = !!:_> 1, Где nн-ЧИСЛО делений
n11.
на одном витке' (обычно nk === 10,
50, 100). Длина шкалы L = пЬ0 и
длина одного витка Lk === Llk =
f
t
t
Рис~ 6.8
7
As
=n11.b 0 , где Ь 0-допускаемая длина
деления шкалы. При заданном диаметре барабана d 0 угол подъема
винтовой линии у = arccos п;;_ и шаг винтовой линии Р = nd0 tg у.
Осевое линейное перемещение указателя, соответствующее диапазону
изменения параметра А, составляет l = Pk при полном угле поворота
шкалы 0 = 2лk.
Наиболее распространенными являются цилиндрические спираль-·
ные шкалы, выполненные в виде винтовых канавок 1 на наружной по
верхности барабана 2 (рис. 6.9, б). В отдельных конструкциях внутри
полого барабана 1 выполняют спиральную канавку 2 с шагом, равным
шагу наружной винтовой линии шкалы (рис. 6.9, в). В этом случае
указатель неподвижен, а барабан со шкалой кроме вращения имеет и
осевое перемещение.
В многошкальных отсчетных устройствах исходными конструктив-
ными параметрами обычно являются LOT' дОТ' еот - допускаемые
длина, диаметр и угол поворота шкалы точного отсчета;, L0г, d0г,
175
e 0 r ~соответствующие параметры шкалы грубого отсчета. Расчет
двухшкального отсчетноrо устройства проводят в такой последователь
ности.
Цену деления шкалы точного отсчета принимают равной ат ==
_.::~ 2ЛА, так как погрешность измерения параметра всем отсчетным уст
ройством определяется шкалой точного отсчета.
Общее число делений на двух шкалах
п ==А/ат==--· (2бА)- 1 = пт nr.
Число делений шкалы точного отсчета обычно принимают пт == 10,
50, 100, а число делений шкалы грубого отсчета пг === п/пт. Цена де
·~т~ения шкалы грубого отсчета
аг = A!nJ.. ==ат пт.
а)
Рис. 6.9
Расчетные параметры шкал:
Lт==nтЬот~Lот;
d=2птЬот<d.
Т
8т ~ОТ'
Lг=п. bor ~Lor;
dг== 2пгЬог ~d
0r
-. ;;:::::;: or'
21 ~}
где Ь 0 т, b0 r - соответственно допускаемая длина деления шкалы точ
ного и грубого отсчетов.
При повороте шкалы точного отсчета на один ПОJlНЫЙ оборот (0т ==
= 2n) шкала грубого отсчета повернется на одно деление Е>г === 2л/
1nr. Передаточное отношение между шкалами точного и грубого от
счетов
i-:=: 0т/01=-~nг
(rz 1
.
·--число делений шкалы грубого отсчета. которое укладывается
в пределах угла 2л).
С"1едовательно, для увеличения масштаба шкалы в многошкаль
ных отсчетных устройствах це.пеt'ообразно использовать механизмы.
1i6
обеспечивающие большие передаточные отношения между валами, на
которых крепят шкалы точного и грубого отсчетов. К таким механиз
мам относят винтовые. червячные, зубчатые простые и планетарные
механизмы.
§ 6.3. Конструкции шкальных механ·ических
отсчетных устройств
Распространенная конструкuия шкального меха~изма с п о д
в и ж ной круговой шкалой и неподвижным
у к аз ат еле м 1 приведена на рис. 6.10. а. Зубчатое колесо 4 со
шкалой 3 закреплено на втулке 2 шайбой 7. При необходимости вве
дения поправки в угловое положение шкалы триб 5 сцепляют с коле
сом 4 кнопкой 6 и поворачивают на требуемый угол. На рис. 6.10, 6
s678g
6)
Рис. 6.10
показана конструкuия механизма д.1я дискретного ввода и установки
значения параметра при отсчете ее по круговой шкале. Угловое по.по
жение рукоятки 1, вала 2, диска 3 и шка.пы 10 фиксируется шариком 7,
входящим в отверстие диска 3 под действием пружины 5, расположен
ной во втулке 6 и снижаемой винтом 4. Неподвижный указатель 9 за
креплен на плите 8.
Конструкция отсчетного устройства смноrооборотной
спиральной дисковой шкалойпоказананарис.6.11.
Шкала нанесена на прозрачном диске 5, закрепленном на втулке
шестер не 2, входящей в зацепление с коJiесом 1, на котором ~а креплен
]77
кулачок 7. Под действием пружины 4 к рабочей поверхности кулачка
постоянно поджимается ролик 6, перемещающий рычаг 3 вокруг оси.
На рычаге закреплены миниатюрная лампа накаливания 8 с конденса
тором 9 для освещения шкалы и оптическая система 10, с ее помощью
можно визуально наблюдать изображение шкалы.
Типовая конструкция отсчетного механизма с подвижным ука
зателем и неподвижной линейной шкалой показана на рис. 6.12, а.
Барабан 1 закреплен на оси, вращающейся в подшипниках качения
кронштейна 2. На наружной поверхности барабанов выполнена вин
товая канавка 4 прямоугольного профиля, в которую входит штырь
14 штыревого приспособления 5 каретки 6. Для удобства разборки
910
Рис. 6.11
кронштейн выполняют разборным со съемной стенкой 7. Каретка 6
перемещается по направляющим 9 на роликах 8. Пределы смещения
каретки устанавливают ограничителем 3. К каретке 6 прикреплена
стрелка 10, а отсчет выполняют по шкале 11. Для уменьшения трения
в штыре выполняют проточки для насыпных подшипников 13, они
удерживаются от выпадания втулкой 12. Для регулирования легкости
вращения штыря используют гайку 15. Барабан получает вращение
от источника движения, например электродвигателя, через соответст
вующую передачу и зубчатое колесо. Направление вращения барабана
может быть реверсивным, шкала - линейной и нелинейной в зависи
мости от назначения измерительного прибора и отсчетного устройства.
Конструкцияотсчетногомеханизмаснеподвижным ука
зателем и с подвижной спиральнойцил-инд
рическойшкалойпоказананарис.6.12,6.Вопорахкронш
тейна 1 вращается шестерня 2, с которой сцепляется венец зубчатого
колеса, выполненного на гайке 4. С гайкой 4 жестко связан барабан 6
со шкалой. При вращении шестерни 2 гайка 4 с барабаном вращается
и одновременно поступательно перемещается вдоль оси винта 3. Оrсчет
178
снимают по неподвижному указателю 5, закрепленному на кронштей
не/.
На рис. 6.13, а показана типовая конструкция винтового механизма
со шкалами точного и грубого отсчетов. В торцовое отверстие винта 2
завальцован шарик /, выполняющий роль упора при контакте с торцо
вой поверхностью линейно перемещающегося узла приборного устрой
ства. На наружной цилиндрической поверхности гайки 3 жестко за-
7
8
1•1
512
13
а)
85
5)
Рис. 6.12
креплена втулка 4 с прямолинейной шкалой грубого отсчета, напри
мер миллиметровой шкалой с ценой деления 1 мм, и продольным штри
хом-указателем, расположенным параллельно оси втулки. Часть дли
ны резьбового отверстия гайки 3 выполнена в виде цанги, на которую
навинчивается регулируемая гайка 8 для устранения мертвого хода в
винтовой паре. Барабан 6 с круговой шкалой то'чного отсчета, имею
щий, например, 100 делений с ценой деления 0,01 мм, закреплен на
гильзе 5 с помощью резьбового кольца 7. Гильза 5 с барабаном 6 ук
реплена на цилиндрическом хвостовике винта 2 резьбовым кольцом 9.
Нулевой штрих шкалы барабана 6 совмещают с продольным, штрихом
'179
втулки 4, при этом отсчетный торец гильзы 5 должен совпадать с од
ним из штрихов шкалы на втулке 4. Для этого разъединяют винт 2
с гильзой 5, отвинчивая кольцо 9.
Конструкция винтового отсчетного механиз-
м а (рис. 6.13, 6), в котором винт 1 получает вращение от источника
движения прибора через зубчатое колесо 2. При вращении винта по
нему в осевом направлении перемещается гайка 5. В гайке выполнена
шпоночная канавка, в нее входит штифт 3, исключающий возможность
о
aJ
5
105
6)
Рис. 6.13
ее вращения. С винтом жест
ко связан барабан 4 со шка
лой точного отсчета. ,Шкала
грубого отсчета с продольным
указателем выполнена на no-
--8""'-h~IL-t~ верхности гайки 5.
Для получения малых ли
нейных перемещений исполь
зуют дифференциальные вин
товые механизмы. Особен
ность таких механизмов со
стоит в том, что в линейном
перемещении участвуют две
винтовые пары разного шага,
но одного направления (обе
правые или левые). Резьбы
могут быть выполнены на
двух различных участках
винта (последовательное их
расположение) или на внут
ренней и наружной цилинд
рических поверхностях одной
втулки (параллельное распо
ложение резьбовых участ
ков).
При вращении барабана б со шкалой точного отсчета винт 7 с двумя
последовательно расположенными резьбовыми участками (рис. 6.14, а)
ввертывается в неподвижную гайку 5, с которой жестко соединена
втулка 3 со шкалой грубого отсчета. За полный оборот винт 7 смещается
вдоль оси на Р 1 . При вращении винта подвижная гайка 4 навинчива
ется на винт и перемещается вдоль оси на Р 2 в противоположном на
правлении. В результате ползун 1, жестко связанный с подвижной
гайкой 4, за один оборот винта получает перемещение Р ·-= Р 1 - Р 2 •
Пружина 2 служит для выборки зазора в винтовых парах, а винт 8
не дает ползуну проворачиваться и обеспечивает ему только поступа
тельное перемещение.
В дифференциальных винтовых механизмах с параллельно располо
женными резьбовыми участками (рис. 6.14, б) винт 1 перемещается в
неподвижной гайке 2 за один полный оборот на Р 1 • Одновременно винт 1
180
служит гайкой для резьбового участка с шагом Р 2 • В результате пол-
зун 3 получает суммарное осевое перемещение Р -=- Р 1 - Р 2 .
Максимальное перемещение ползуна
S==S1-S2,
гдеS1, S2-
максимальные перемещения в резьбовых парах с шагами
Р 1 , Р 2 соответственно.
234
575
6)
Рис. 6.14
Число оборотов винта равно числу делений шкалы грубого отсчета
на неподвижной гайке:
q ~ пг ==-SJ(P1-Р2) ~ (S1 -S2)/(P1 -- Р2).
Цена деления шкалы грубого отсчета ar -- Р 1 -
Р2 и ее длина
Lг =: Р1nr.
При числе делений пт цилиндрической шкалы точного отсчета нена
ее деления
ат-=-== (Р 1-Р2) /пт -~ аг/пт.
При выборе шагов резьбовых участков по СТ СЭВ 182-75 и 184-75
и оцифровке шкалы дифференциа.пьных винтовых механизмов необ
ходимо учитывать, что перемещение торuа отсчетного барабана точ
ной шкалы за один оборот винта по гайке с грубой шкалой равна шагу
Р 1 резьбы на первом резьбовом участке. Поэтому для возможности ис
пользования обычных миллиметровых шкал с делениями 1,0 и11и 0,5 мм
18)
следует выбирать резьбы для первого участка дифференциа"т~ьного
винта только с такими же шагами, при этом длина деления грубой шка
лы Ьг == Р 1 -. При любых значениях и сочетаниях шагов резьбовых
участков цена деления линейной шкалы соответствует разности аг =
:-:= Р1
-
Р2.
Для удобства считывания показаний шкал и расчетов величин ли
нейных перемещений прямолинейную шкалу на гайке и цилиндриче
скую шкалу на винте оцифровывают через 5 или 10 делений, а на по
верхности шкал указывают цены их делений. Например, при Р 1 =
0,5 мм, Р 2 == 0,35 мм цена деления прямолинейной грубой шкалы
аг -:_-
О, 15 мм, а при 30 делениях на точной шкале барабана цена ее
деления ar - - 0,005 мм (рис. 6.14, в). В отдельных случаях, когда раз
ность Р1 -
Р 2 кратна шагу на первом резьбовом участке Р 1 , целесооб
разно оцифровывать прямолинейную шкалу так, чтобы по ней непо
средственно оценивать линейные перемещения. Например, при Р 1 -
--
Р2
0.25 мм и Р 1 === 1 мм каждый четвертый штрих на прямоли
нейной шкале можно обозначить цифрами, соответствующими переме
щению. В этом случае при числе делений шкалы точного отсчета n. 1
,
=-=
25 цена ееделения ат -=--
0.001 мм.
Отсчетные устройства с червячными ме-
х а н и з м а м и применяют для измерения угловых перемещений
\1ежду валами или осями, скрещивающимися под углом 90°.
Передаточное число червячного механизма и.=~ z 21z 1 , где z1 -
число
заходов червяка; z2 - число зубьев червячного колеса. Для червячных
\tеханизмов отсчетных устройств z1 = 1--; -3, при этом с увеличением чис
~1а заходов точность червячной передачи уменьшается. Для особо точ
ных червячных механизмов применяют однозаходные червяки (z1 --=
1).
Число зубьев червячного колеса рекомендуется принимать не менее 20,
не кратное числу заходов червяка и не имеющее с ним общих множите
лей, что обеспечивает повышенную точность передачи вращательного
движения от ведущего к ведомому звену.
В червячных механизмах возможно получение и до 500, а в некото
рых специальных случаях - до 1000. Вращение червяка как ведущего
звена осуществляют с помощью барабана (маховичка), на котором вы-
1юлняют круговую шкалу точного отсчета (ШТО), а круговую диско
вую шкалу грубого отсчета (ШГО) связывают с ведомым червячным ко
лесом (рис. 6.15, а).
Типовая конструкция двухшкального отсчетного червячного меха
низма показана на рис. 6.15, 6. Червяк 4 жестко связан со шкалой точ
ного отсчета, нанесенной на барабане 6, шкала грубого отсчета нанесе
на на червячном колесе 3. Мертвый ход в червячном механизме выбира
ют пружина 5, устраняющая зазоры в шаровой опоре червяка, и пру
жина 2, поджимающая червяк к червячному колесу. Винт 1 служит
для регулирования усилия поджатия пружины 2.
Во многих случаях при установке шкалы в требуемое положение
необходимо повернуть червячное колесо вместе со шкалой независимо
от червяка. В таких отсчетных червячных механизмах используют вы-
182
ключающиеся червяки (рис. 6.16, а). Выключение червяка 5 осуществ
ляют поворотом эксцентриковой втулки 2 с помощью рычага-отводки 1
(положение // на рис. 6.16, б). После установки червячного колеса 4 в
требуемое положение, рычаг 1 отпускают и возвратная пружина 6 пово
рачивает эксцентриковую втулку 2, возвращая червяк в исходное по-
Рис. 6.15
ложение /. Пружина 6 обеспечивает также постоянное поджатие чер
вяка к червячному колесу, устраняя боковой зазор в зацепление, а осе
вой зазор выбирается пружинным подпятником 3. Для устранения за
клинивания у выключающихся червяков, обеспечения легкости и сво
боды выхода червяка из зубьев червячного колеса применяют зацепле-
234
5
6
I
О)
Рис. 6.16
ние с углом профиля а = 30°. Высота витков червяка уменьшена до
2, 18 модуля, но высота головки витков выполняется равной модулю
зацепления т.
В особо точных отсчетных устройствах при ограниченных углах
поворота червячного колеса или червячного сектора и связанных с ними
вращающихся исполнительных элементов применяют червячные пере
дачи, в которых червяк является одним из рабочих участков винта
183
(рис. 6.17). Винт 4 имеет два нарезанных участка: один резьбовой уча
сток 18 с шагом метрической резьбы Р, второй - lч в виде червяка с
числом заходов z1 . При вращении вокруг оси винт перемещается по
ступательно по резьбе кронштейна 3 и гладкий цилиндрический конец
винта скользит по втулке опоры 5. На барабане 1 нанесена цилиндри
ческая круговая шкала точного отсчета, а на неподвижной втул
ке 2 выполнена линейная шкала грубого отсчета, при этом деления гру·
бой шкалы соответствуют шагу резьбы Р. С червячным участком винта
f
2
Риr. 6.17
J
m,z,
~
1
сцепляется червичный сектор 6, при повороте которого растягивается
зазоровыбирающая пружина 7. При вращении винта на один оборот
червячный сектор имеет два угловых перемещения:
на угол <р 1 от поступательного перемещения винта
<pt == р/г
и на угол q; 2 от вращения червяка
<р2 == лmz1 /r,
где г - радиус делительной окружности червячного колеса; т-моду.пь
червячного зацепления.
При одинаковых направлениях винтовых линий резьбового и чер
вячного участков (правом или левом) суммарный угол поворота сектора
Лер ::---= ср2- (()1 =-= (лmz1 - Р)iг.
Для поворота сектора на угол ер необходимое число оборотов винта
q=-= _д_ - Сf>г
-~Ф лтz1 -Р
184
Длина линейной шкалы грубого отсчета Lг равна поступательному
перемещению винта:
Lг=Sв=qP.
Число зубьев червячного сектора
1
2
Zc=Z2_fP_+(2-7-4).
360
J
4
4
Рис. 6.18'
Угол червячного сектора
fPc = 360zc/Z2 > ер.
72
Отсчетные устройства с многоступенчатыми зубчатыми механизма
ми применяют для измерения угловых перемещений между параллельно
установленными или пересекающимися валами и связанными с ними
исполнительными элементами.
Передаточное число многоступенчатых зубчатых механизмов
Z2Z4Zв
Z2n
U == U1 U2 U2 ••• Un :::.::::.: -
-
-
•••
Z1ZзZ5
Z2n- l
где и1, и2, и3, ••• ,
Ип - передаточные числа отдельных ступеней; z2 ,
z", z6, •••, Z2n -
числа зубьев ведомых зубчатых колес; z1 ~ z3 , z5,
185
••• , Z2n-i
-
числа зубьев ведущих зубчатых колес. Одна пара зубчатых
цилиндрических колес обеспечивает и ~ 12,5 (обычно принимают
и ~ 7,5). Одна пара зубчатых конических колес дает и ~ 6,3. Обычно
назначают и ~ 3.
Шкалу грубого отсчета связывают с тихоходным валом механизма,
а шкала точного отсчета может быть установлена на любом валу меха
низма в зависимости от передаточного отношения между шкалами точ
ного и грубого отсчетов.
Типовая конструкция двухшкального отсчетного механизма с вра
щающимися шкалами показана на рис. 6.18. Шкала точного отсчета 1
/О
!!
135
Рис. 6.19
получает вращение от конического колеса 3. Числа зубьев z1 == 20,
z2 === 120, z 3 == 20, z4 === 200 обеспечивают передаточное число между
шкалой точного отсчета и шкалой 2 грубого отсчета и == 60. Неподвиж
ные указатели 4 закреплены на плите 5.
В конструкции отсчетного устройства с подвижными указателями
и неподвижными шкалами (рис. 6.19) движение на указатели поступа
ет через поводок 9, связанный с винтовым зубчатым колесом 8. Движе
ние через валик 10 передается на подвижный указатель 1 точной шка
лы 2. Движение от колеса .В через второе винтовое зубчатое колесо 11
передается на червяк 6 и далее на червячное колесо 7, которое связано
с указателем 4 шкалы грубого отсчета 5. Обе шкалы 2 и 5 неподвижно
укреплены на плите 3.
Отсчетные устройства с планетарными механизмами применяют для
измерения угловых перемещений между соосно установленными вала
ми и связанными с ними исполнительными элементами. Планетарные
186
механизмы позволяют получить большие передаточные отношения
при малых габаритах механизма.
На рис. 6.20, а показана кинематическая схема, а на рис. 6.20, 6 -
конструкция планетарного отсчетного механизма с двумя дисковыми
циферблатами. Движение от водила 2 (Н) через планетарный механизм
передается колесу z1 . С водилам 2 (Н) жестко связан диск шкалы точ
ного отсчета 4. При вращении водила перемещается ось зубчатых шесте
рен-сателлитов z2 - z1 • Шестерня z 3 обкатывается по неподвижному
5
О)
Рис. 6.20
зубчатому колесу z4 , закрепленному на корпусе. Шестерня z 2 вращает
колесо Z1, с которым жестко связана шкала грубого отсчета 5. Пока
зания на шкалах считываются через окно с указателем 3.
Передаточные отношения между звеньями такого механизма опре"
деляют по формуле
t
Шестерни z2 и z 3 обычно выполняют с одинаковыми числами зубь
ев. Тогда при z2 == z3
i~~ = Z1/(Z1-Z4).
В табл. 6.5 приведены типовые передаточные отношения iJll для не
которых чисел зубьев колес.
187
Передачное
отношени
., 4)
lНl
35
29
59
72
60
60
Таблиц а 6.5
Число зубьев колеса
20
70
20
58
20
59
При z2 = z3 одну пару зубчатых колес (z1 , z2 или z3, z4) необходимо
нарезать со смещением инструмента или выполнять косозубой ~ чтобы
выдержать одинаковые межосевые расстояния ддя обенх пар колес:
Z1 +z2
zз+ Z4
а=тп
=mt----
2
2
'
где тп, mt - нормальный и торцовый модули зубчатых ко.11ес.
/' '1 ·-"
-~-+-'
\
1
'+/
--
6
5
а)
Рис. 6.21
У гол наклона зубьев колес
cos ~ = тп/т1 = (z3 +z4)/(z1+ z2).
Кинематическая схема и конструкция планетарного отсчетного ме
ханизма с двумя барабанными шка.пами (рис. 6.21. а, 6). Вращатель
ное движение от рукоятки 1 передается ведущему барабану 2, водилу
4 (Н), шестерням-сателлитам z2 и z 3 и выходному червяку 7, который
передает движение на исполнительный элемент. Точная шкала 5 нанесе
на на барабане 2. Шестерня z 3 обкатывается по неподвижному колесу
z4 , а шестерня z2 вращает колесо z1 • которым жестко связан стакан 3
.со шкалой грубого отсчета 6.
/
В тех с111учаях, когда двухшкальное отсчетное устройство в приемле
мых размерах шкал не обеспечивает заданной погрешности измере-
188
ния, применяют сдвоенный планетарный механизм с тремя шкалами
(рис. 6.22). Шкала точного отсчета 1 (рис. 6.22, а) связана с водилам Н1
первого планетарного механизма. Его шестерня-сателлит z 3 вращает
зубчатое колесо z4 , оно жестко связано с водилам Н
2
второго плане-
6
5
J~-
2
f
z,
\
PfH,)
Zz
zz6
lJ
Z47
Za ""-
~-
8/
Рис. 6.22
1
\z
,2Zs'
Н2
О)
1
тарного механизма и шкалой среднего отсчета 2. Шестерня-сателлит
z7 вращает колесо z8 со шкалой грубого отсчета 3.
Передаточные отношения между звеньями первого планетарного
механизма
i<
1
> = 1/i(l) = 1/(1-iHs)= J/ [1 -(~-2_)]·
Н14
4Н1
41
zz
\42
Передаточные отношения между звеньями второго планетарного
механизма
189
В конструкции механизма входным является колесо 9, выполняю
щее роль водила Н 1 (рис. 6.22, 6). На нем закреплены втулка сошка
лой точного отсчета 1 и обойма 7 с шарикоподшипниками, в которых
вращается вал 6. С валом жестко связаны шестерни-сателлиты z2 и
и z 3 первого планетарного механизма. Шестерня z2 обкатывается по
неподвижному колесу z1 , а шестерня z 3 вращает колесо z4 , выполняю
щее роль водила Н 2 второго планетарного механизма. На водиле Н 2
жестко закреплена шкала среднего отсчета 2. С колесом z4 жестко свя
зана обойма 5 с запрессованными в нее наружными кольцами шарико
подшипников, в которых вращается вал 4, несущий шестерни-сател
литы z6 и z7 • Шестерня z6 обкатывается по неподвижному колесу z5 , а
шестерня z7 вращает колесо z8 , на котором закреплена шкала грубого
отсчета 3. Вал 8 неподвижен.
§ 6.4 . Общие сведения о дискретно-аналоговых
и цифровых отсчетных устройствах
Дискретно-аналоговые отсчетныеустройстваоблада
ют повышенной информативностью, широкими возможностями пред
ставления информации за счет введения дополнительных признаков и
разнообразия режимов работы. Они имеют множество отдельных дис
кретных указателей' 3 в виде индикаторных элементов, положение ко-
3
-
шаг
-
~дискретности
-
-,
..
---
'
r ---1-- ---
/
--------
1
-
-
-
-
-
~/----
ь
"
"
1
-
-
_
_J
1
-----~--t--+-t-t~;-;-+.~-+-----·--
2
l,
Рис. 6.23
торых строго определено конструкцией (рис. 6.23). Дискретные указа
тели могут иметь вид штрихов, точек и т. п., а характер их взаимного
расположения определяет форму шкалы. Расстояние между центрами
е-1мметрии указателей равно шагу дискретности Ь, а общее число ука
зателей определяет число дискретных состояний отсчетного устройства.
Дискретные указатели могут быть активными, пассивными, для их
построения используют различные физические принципы и явления.
Включение дискретных указателей осуществляется схемой управления
2 с информационным входом 1. На основе отдельных дискретно-анало-
190
rовых отсчетных устройств могут быт~ построены многошкальные при
боры, экраны, панели для отображения и представления многопарамет
рической информации.
Цифровые отсчетные устройства поспособу
воспроизведения цифр можно разделить на три группы.
1. Цифры выполняют цельными в виде заранее известной фигуры в
соответствии с принятыми шрифтами (рис. 6.24, а). Такое изображение
цифры является самым удобным и совершенным для визуального сня
тия отсчета.
2. Цифры синтезируют из отдельных полос-сегментов (рис.6.24, 6, в).
При различной комбинации светящихся сегментов на одном знакоместе
О)
tf)
О)
Рис. 6.24
•••••
•DDDD
•DDDD
•••••
8DDD•
•ооо•
•••••
Z)
получают изображения разных цифр. В большинстве случаев для вос
произведения арабских цифр от О до 9 используют семь сегментов (см.
рис. 6.24, 6). В первую очередь это относится к цифровым отсчетным
устройствам с небольшим объемом цифровой информации, а также к
приборам и системам с редко сменяемой информацией. Однако при син
тезировании цифр из семи сегментов наиболее вероятный сбой (слу
чайное погасание или зажигание одного из сегментов) может привести
к ошибочному считыванию информации, так как некоторые цифры легко
образуются одна из другой. Например, при погашенном верхнем сег
менте цифра 7 читается как 1, цифра 8 при погашенном верхнем пра
вом сегменте становится цифрой 6 и т. д. Надежность цифрового уст
ройства повышается с увеличением числа используемых сегментов.
При использовании восьми сегментов (рис. 6.24, в) полностью исклю
чается возможность образования одной цифры из другой при добавле
нии или отбрасывании одного из сегментов.
3. Цифры образуются из отдельных светящихся точек, составляю
щих матрицу (рис. 6.24, г). Для отображения цифровой информации
доетаточно 28 светоизлучающих точечных элементов, но в большинстве
случаев применяют матрицу из 35 элементов (7 х 5), в которой обеспечи
вается достаточно хорошая конфигурация цифр и приблизит~льно со-
191
храняется рекомендуемое отношение высоты цифры к ее ширине (4/3).
Матрицы обладают большей помехозащищенностью по сравнению с
сег-ментной конфигурацией цифр, так как при одинаковой надежности
светоизлучающих элементов цифры образуются большим их числом и,
следовательно, существует меньшая вероятность ошибки в случае вы
хода из строя какого-либо элемента.
ГЛАВА 7
МЕХАНИЗМЫ НАСТРОИКИ
§ 7.1 . Общие сведения
Радиоустройства выполняют разнообразные функции. Механизмы
настройки радиоустройств различают по назначению, принципу дей
ствия, конструктивному выполнению.
Механизмом настройки называют такое механическое либо элект
ромеханическое устройство, с помощью которого вручную или от элект
родвигателя изменяется положение подвижных частей одного или не
скольких исполнительных устройств.
Системой дистанционной настройки называют совокупность элект- ·
ромеханических устройств, обеспечивающих по команде оператора
дистанционную настройку радиоаппарата на любую требуемую часто
ту.
Механизмом дистанционной настройки называют механизм, пре
образующий электрические сигналы с пульта управления в соответст
вующие перемещения исполнительных устройств.
В современной радиоаппаратуре широко применяют механизмы руч
ной и дистанционной настройки, как фиксированной, так и плавной.
Механизмы фиксированной настройки бывают двух видов: с по
стоянной фиксацией, когда выбор определенных положений произво
дится в процессе изготовления и не меняется в течение всего срока
службы; с переменной фиксацией, когда производите.я настройка ис
полнительных устройств на любых частотах из всей сетки опорных час
тот и их фиксация на время, определяемое условиями эксплуатации
радиоустройства.
Механизмы плавной настройки, часто называемые верньерными уст
ройствами, применяют для плавного изменения параметров и испол
нительных устройств в пределах всего диапазона рабочих частот
радиоустройства.
1'1еханизмы ручной настройки служат для точной настройки или
перестройки исполнительных элементов радиоустройств вручную.
Применение в аппаратуре механизмов ручной настройки обеспечи
вает: точную настройку по отсчетным устройствам в пределах всего
диапазона частот; точную перестройку аппарата на определенное ко
личество заранее выбранных частот; фиксацию подвижных систем ис
полнительных устройств На время работы и т. п.
192
Механизмы ручной настройки широко применяют в радиоаппарату
ре различного назначения: бытовой (приемники, телевизоры, магни
тофоны), измерительной (стационарной, переносной) и для перестрой
ки исполнительных устройств. имеющих вращательное или поступа
тельное движение.
·
Системы и механизмы дистанционной настройки служат для управ
ления радиоустройствами с пультов управления, находящихся на не
котором расстоянии от самой аппаратуры.
Применение в радиоустройствах дистанционного управления дает
возможность размещать аппаратуру в любом месте на объекте, исполь
зовать одну· и ту же аппаратуру несколькими операторами. Кроме то
го, дистанционное устройство обеспечивает быстроту и простоту уп
равления аппаратурой, большую точность настройки исполните"1ьных
устройств, позволяет централизовать управление несколькими видами
аппаратуры с одного пульта.
Во всех системах дистанционной настройки применяют различные
синхронно-следящие системы, которые служат в качестве самостоя
тельных устройств для дистанционной передачи синхронного движения
и для передачи сигналов с пультов управления на механизмы дистан
ционной ·настройки.
Механизмы дистанционного управления широко применяют в ста
ционарных радиоустройствах и радиоустройствах, устанавливаемых на
различных подвижных объектах.
§ 7.2. Механизмы ручной настройки
Механизмы плавной настройки" Механизмы плавной настройки
(верньеры) применяют для плавного изменения параметров исполни
тельного устройства. Они представляют собой замедляющую передачу,
так как человек не может точно устанавливать вал исполнительного
устройства в требуемое положение. Передаточное отношение между
ручкой настройки и валом исполнительного устройства определяют из
выражения
.
60Лсрnпер
t==---
Лсриу
где Лср0пер - точность установки ручки настройки оператором, ко
торая лежит в пределах 1 -1,5°; Лсриу - требуемая точность настрой
ки исполнительного устройства. угл. мин.
По способу передачи движения от ручки настройки до исполни
тельного устройства механизмы бывают с гибкой связью. фрикцион
ные, зубчатые, червячные и винтовые.
Механизмы настройки с гибкой связью широко применяют в быто
вой радиоаппаратуре. Преимуществами их являются простота конструк
ции и возможность размещения исполнительных устройств в различ
ных плоскостях, на любом расстоянии друг от друга.Такие механизмы
передают вращательное движение на конденсаторы переменной емко-
7 Зак. 729
193
сти, ферритовые антенны и поступательное движение на катушки ин
дуктивности, указатели шкал. Недостатки этих механизмов - нали
чие упругого мертвого хода и проскальзывание.
В качестве гибкой связи применяют круглые тросики. Для их на
тяжения в разрыве гибкой связи вставляют пружины.
Кинематическая схема механизма настройки с гибкой связью пока
зана на рис. 7.1 . Вращение на барабан 1, установленный на оси конден
сатора переменной емкости 2, передается со шкива ручки настройки 3
7
6
Рис. 7.1
При (t)иу -:~ 180° (7 .2)
с помощью тросика 4. Поступа
тельное перемещение указателя
5 шкалы 6 производится от ба
рабана 1 тем же тросиком 4, на
тянутым на ролики 7. Тросик 4
на барабане 1 и шкиве ручки 3
имеет по несколько ·витков.
Длина шкалы для данного
механизма (мм)
L ==0 0174 Dбар
ш
,
2
(t)пр (7.2)
где Dбар - диаметр барабана,
мм; ffiиy - рабочий угол пово
рота исполнительного устрой
ства, град.
примет вид
(7.3)
Число оборотов ручки для перестройки механизма в пределах всей
шкалы
Lш
О,0087Dбар ffiиy
.
nрч _;:.:.
==
= : :; О,00277tюиу
лdши
лdшн
(7.4)
где dшк - диаметр шкива ручки настройки, мм~ i -- передаточное от
ношение между шкивом ручки и барабаном (i :.- = Dбарldшн)"
Барабаны в таких механизмах имеют достаточно большие габари
ты. При длине шкалы Lш -~-· 300 мм диаметр барабана будет D 6ap -~
=== 192 мм, что часто недопустимо по габаритам аппарата.
Кинематическая схема механизма настройки (рис. 7.2) позволяет
уменьшить диаметр барабана. От шкива ручки настройки 1 движение
тросиком 2 передается на барабан 3, а с него через зубчатые колеса
4,5
--
на конденсатор переменной емкости 6. Поступательное пере
мещение указателя 7, закрепленного непосредственно на тросике 2,
который натянут на роликах 8 вдоль шкалы 9, происходит также от
ручки 1. Тросик 2 на барабане 3 и шкиве ручки 1 имеет несколько вит
ков.
194
Число оборотов барабана для перестройки конденсатора перемен
ной емкости
360
(7.5)
где i 45 - передаточное отношение между зубчатыми колесами 4 и 5;
i45 = z5/z4 , где z4 и z5 - число зубьев этих колес.
Длина шкалы для данного механизма
Lш-= лDбар nбар·
Подставляя в (7 .6) пбар из (7 .5), получим
(7.6)
Lш = 0,0087Dбар u>иу i 45.
(7. 7)
Сравнивая (7.2) и (7.7), видим, что в механизмах с промежуточны
ми зубчатыми колесами диаметр барабана D бар при одинаковой длине
шкалы будет меньше в число
раз, равных i 45 •
Число оборотов ручки для
7
перестройки механизма в
пределах всей шкалы nрч ===
= пбар i.
Подставляя в это выраже-
ние значения n 63 p, получен
ные из (7.6), и i, имеем
nрч == Lш/(лdшн), т. е. получаем
5
такое же выражение, что
и (7.4).
Следовательно, число обо
ротов ручки настройки не
зависит от i зубчатых колес и
его можно определять по (7.4).
Рис. 7.2
Общая погрешность таких механизмов складывается из:
а) погрешности отсчетного устройства [см. (6.8)];
б) погрешности между указателем шкалы и поворотом исполнитель-
ного устройства, вызванной упругим мертвым ходом тросика,
л
t 2КLн
Сf'умх = arc g
'
Dбар
(7.8)
где К - коэффициент, характеризующий изменение длины тросика
в зависимости от тягового усилия, изменения температуры и т. д. (его
значения 1,05 - 1,40); Lн - длина тросика от указателя до точки
заделки его на барабане;
в) погрешности зубчатых колес в механизме с промежуточными
зубчатыми колесами.
В бытовой радиоаппаратуре катушки индуктивности обычно разме
щают параллельно или перпендикулярно передней панели, поэтому
7*
195
для передачи поступательного движения на их сердечники приме
няют реечные и винтовые устройства.
Устройство с рейкой для перестройки катушки индуктивности, рас
положенной параллельно передней панели, показано на рис. 7 .3, а.
От механизма настройки через гибкий тросик 1 движение передается
на барабан 2 с шестерней 3, которая находится в зацепL11ении с развод
ной зубчатой рейкой 4. Непосредственно на рейке закреплен сердеч
ник 5, перемещающийся внутр1" катушки индуктивности 6.
От не,(онизна
ностроuки
а;
Рис. 7.3
}Отнехо
низно
ностроtiки
f
Если указатель шкалы непосредственно связан с тросиком 1, то
ход сердечника (мм)
L
Lш
срд ==- tnz,
D2
(7.9)
где т и z- модуль и число зубьев шестерни; D 2 - диаметр бараба
на, мм.
Общая погрешность такого устройства складывается из погрешно
стей: отсчетного устройства, определяемой по (6.8); между указателем
шкалы и барабаном, определяемой по (7.8); реечной передачи.
Винтовое устройство для перестройки катушки индуктивности,
расположенной перпендикулярно передней панели, показано на рис.
7.3, б. От механизма настройки через гибкий тросик 1 движение пере
дается на барабан 2, далее через зубчатое колесо 3 на шестерню
4 нарезанной непосредственно на гайке устройства настройки 5. Кон
струкция этого устройства показана на рис. 7.4 . На изоляционном ос
новании 2 расположены две катушки индуктивности 1, сердечники 3
которых перестраиваются с помощью винтового устройства. Это уст
ройство состоит из ме·rаллического основания 4, на оси 7 которого с по
мощью разрезной шайбы 8 установлена пластмассовая гайка 5 с шес
терней, и каретки 9, перемешающейся совместно с установленными в
ней сердечниками 3 при вращении гайки 5. Зазор в установке гайки 5
выбирается пружиной 6, а мертвый ход в резьбе -- вкладышем 10
196
под действием пружины 11, при этом сопряжение каретки 9 и вклады
ша 10 с гайкой 5 производится четырьмя резьбовыми приливами /.
Если указатель шкалы непосредственно связан с тросиком, то ход
сердечника (мм)
Lсрд = Lш u43 Рп,
(7.10)
nD2
где и43 == z3iz4 - передаточное чис.по между зубчатыми колесами 4 и
3;Р- шагрезьбы,мм;п
--
число ходов резьбы.
12J4
9
5
61
Рис. 7.4
Рис. 7.5
Общая погрешность такого устройства складывается из погрешнос
тей: отсчетного устройства, определяемой по (6.8); между указателем
шкалы и барабаном, определяемой по (7.8); зубчатой и винтовой пере
дач.
В радиоустройстsах широко распространены фрикционные меха
низмы, в которых фрикционными элементами являются шарики и дис
ки.
Фрикционные механизмы настройки обычно бывают двухскоростны
ми. Настройка с помощью таких механизмов производится в два этапа:
сначала исполнительные элементы устанавливаются ручкой грубой на
стройки. а затем более точно подстраиваются ручкой точной настрой
ки.
В двухскоростном механизме настройки (рис. 7 .5) ручкой грубой
настройки 1 вращение передается непосредственно на исполнительное
197
устройство, соединенное с втулкой 6. При вращении ручки точной на
стройки 2 шарики 3 расклиниваются конусом 4 под действием пружины
7 и будут катиться по внутренней поверхности втулки 5, вращать ось 6,
а с ней и исполнительное устройство.
Такой механизм работает по принципу фрикционной планетарной
передачи, передаточное отношение которой
(7 .11)
где Dвт - диаметр втулки; dв
-
диаметр валика в месте контакта ша
риков с конусом.
10
ff f2
Рис. 7.6
f
2
3
Большие передаточные отношения имеют фрикционные планетар
ные механизмы с дисками, конструкция одного из них показана на
рис. 7.6. Ручкой грубой настройки 1 вращение через втулку 7, диски
сателлиты 2 и шайбу 3 передается на исполнительное устройство, сое
диненное с валом 4. При вращении ручки точной настройки 12 движе
ние через втулку 10, диски-сателлиты 2 (которые будут катиться по
втулке 7) и шайбу 3 передается на вал 4 с замедлением, определяемым:
по (7.11).
Замыкающие усилия в механизме создаются пружинами 8, 9 и 11.
Для плавности хода применяют подшипники 5, зазоры в которых вы"
бираются пружиной 6.
Такие фрикционные механизмы позволяют получить передаточное
<>тношение i == 6-:-8, но они значительно сложнее, чем фрикционные
механизмы с шариками.
198
Зубчатые, червячные механизмы настройки обеспечивают стабиль
ное передаточное отношение и легкость вращения. При проектирова
нии зубчатых механизмов передаточное отношение одной пары колес
следует брать не более 5. Таким образом, зубчатые механизмы с замед
лением в 200-400 раз должны иметь 4-5 пар зубчатых колес, каждая
из которых имеет мертвый ход, а каждый валик - зазор в подшипни
ках. Следовательно, при проектировании таких механизмов необходи
мо обращать внимание на устранение мертвого хода и зазоров в под
шипниках, иначе точная настройка будет затруднена.
Рис. 7.7
Рис. 7.8
Зубчатые механизмы бывают одно- и двухскоростные. Кинематиче
<'Кая схема односкоростного механизма показана на рис. 7.7 . Вращение
с ручки 7 через две пары зубчатых колес б и 5 передается на полумуфту
4,, соединяемую с исполнительным элементом. Настройка механизма
производится по шкале 1 относительно указателя 2. Между шкалой 1
и полумуфтой 4 для увеличения длины шкалы применена пара зубчатых
колес 3.
Кинематическая схема двухскоростного механизма настройки по
казана на рис. 7.8 . От ручки грубой настройки 10 вращение через зуб
чатые колеса 9 передается на полумуфту 6, соединяемую с исполни
те.пьным устройством. При этом фрикционная муфта 4, работающая
под действием пружины 3~ пробуксовывает. При вращении ручки точ
ной настройки 11 движение через зубчатые пары 7 и 8 передается на
фрикционную муфту 4~ а далее на nолумуфту 6. При этом ручка грубой
настройки 1 будет поворачиваться в обратную сторону. Настройка ме
ханизма производится по шкаде 1 относительно указателя 2. Для уве
личения длины шкалы применена зубчатая пара 5.
Конструкция отдельных узлов двухскоростного механизма настрой
ки - сдвоенной ручки и .фрикциона-~ показана на рис. 7.~.
199
Ручка грубой настройки 3 (рис. 7 .9, а) с запрессованной втулкой 4
плотно навинчена на ступицу зубчатого колеса 7, вращающегося в крон
штейне 6. установленном на плате 5. Ручка точной настройки 1 кре
пится на валике 2, на котором располагается зубчатое колесо 8.
Зубчатое колесо 1 (рис. 7 .9, 6) закреплено на валике 2, колесо 4
сидит на нем свободно. но под действием пружины б зажато фрикцион
ными шайбами 5. одна из которых прикреплена к шайбе 3, а другая
к фланцу валика 2. Между шайбами 5 и торцами колеса 4 возникает
Рис. 7.9
Рис. 7.10
трение. поэтому между колесами 1 и 4 будет передаваться крутящий мо·
мент. величина его регулируется гайкой 7.
Одна червячная пара обеспечивает замедление до i -== 100 и более,
поэтому червячные механизмы более компактны. чем механизмы с зуб
чатыми колесами. Однако они требуют применения шкалы барабан·
наго типа или введения конических зvбчатых колес.
На рис. 7.10. а показана кинематЙческая схема червячного меха
низма настройки. От ручки 1 вращение через червячную передачу б
передается на полумуфту 2. с помощью которой механизм соединен с
иrполнительным устройством. Настройка механизма производится
по шкале барабанного типа 4 по указателю 5. Для увеличения длины
шкалы применена зубчатая пара 3.
Для поступательного перемещения исполнительных устройств при
меняют механизмы с рейкой. На рис. 7.10, 6 показана кинематическая
схема такого механизма. От ручки настройки 1 вращение через зубча-
200
тые пары 7 и 2 передается на шестерню 6, которая перемещает рей
ку 5, соединенную с исполнительным устройством. Настройка ме
ханизма производится указателем 3 по шкале 4.
Механизмы фиксированной настройки. Механизмы с постоянной
фиксацией. Д.пя настройки и перестройки радиоустройств широко при
меняются различные переключатели, перемещаемые вручную. Во )3сех
переключателях для четкой фиксации положений применяют фикса
торы различной конструкuии.
Jв
б-5
15
Рис.7.11
В радиоустройствах обычно применяются переключатели диапазо
нов барабанного типа, в широковещательных приемниках -- переклю
чатели диапазонов клавишного или кнопочного типа.
Переключатели диапазонов барабанного тиnа представляют собой
барабан на 4-8 положений и более, в каждом из которых каскады со
ответствующего диапазона подключают к общей схеме радиоаппарата.
Иногда для уменьшения момента вращения и повышения надежности
контактов переключатели делают с отводом контактов. Тогда при пере
ключении r одного положения на другое сначала отводятся контакт
ные пружины от контактов барабана, затем производится поворот с
малым моментом вращения. после чего контактные пружины снова под
водят к контактам барабана.
Переключатель барабанного типа на восемь диапазонов показан на
рис. 7.11. В корпусе 1 на валике 2 установлен барабан диапазонов, ко
торый переключается ручкой З. Фиксация положений производится с
2() 1
помощью фиксатора, состоящего из подвижного элемента 4, ролика 5
на рычаге 6 и пружины 7. Положения nарабана указываются на шкале,
состоящей из корпуса 8. в него вставляются сухарики 9 с соответствую
щими надписями. Барабан диапазонов состоит из шайбы 10 с прямо
угольными отверстиями и диска 12 с отгибками. В отверстия шайбы 10
вставляются швел"т~еры 11, которые другим конuом привертываются к
отгибкам диска 12. На каждом швеллере 11 внутри барабана собира
ется каскад соответствую~цего диапазона (детали монтажа на рисунке
не показаны), съем напряжения с него производится через полукруг-
7
8
р
Рис. 7.12
А-А
J
1
2
l
лые контакты 13 на общие шины, представляющие собой фасонные пру
жины 14. крепящиеся к корпусу колодкой 15 и винтами. Количество
контактов 13 на швеллере каждого диапазона равно числу пружин 14.
Переключатели диапазонов клавишного, кнопочного типов состоят
из двух частей: клавишного, кнопочного механизма и платы с каска
дами rю числу диапазонов. При нажатии кланиши или кнопки пере
мещается движок, контакты которого подключают каскад соответст
вующего диапазона к общим шинам радиоаппарата.
Переключатель кнопочного типа на восемь диапазонов показан на
р~1с. 7.12. Кнопочный механизм представляет собой корпус 1, в кото
ром с зазором установлено восемь п.панок 2 с кнопками 3. Все кнопки
11оказаны в свободном (сброшенном) положении (см. рис. 7 .12).
При нажатии на кнопку 8 планка 2 перемещается на величину Н,
при этом выступ / планки сначала приподнимает скобу 5, затем скоба
опускается под действием пружины 4 и уд~рживает план.ку 2 за выступ
202
1 во включенном полdжении. Если одна из кнопок была включена, то
при нажатии другой кнопки в тот момент, когда скоба 5 приподнимает
ся выступом / планки 2, ранее включенная кнопка будет сброшена под
действием пружины 6.
К кнопочному механизму привертывается плата 7, на ней установ
лены радиодетали всех восьми диапазонов (эти детали на рис. 7.12 не
показаны). В направляющей 8 располагают движки 9, соединенные с
планками 2. При нажатии кнопки движок 9 будет перемещаться также
на величину Н и с помощью контактных пружин 11 подключать кон
такты соответствующего каскада к общим шинам 10, которые далее под
паиваются к схеме радиоап-
парата.
Переключатели диапазо
нов клавишного или кнопоч
ного типа имеют плоскую
форму, хорошо компонуются
7
в аппаратуре. Контакты их
не имеют значительного изно-
са, так как при нажатии кноп-
4:::
ки работают только контак
ты данного диапазона.
Часто по условиям эксп-
луатации
радиоаппаратуры
надо повторно устанавливать
Рис. 7.13
исполнительные устройства в
одних и тех же положениях,
например при ведении радиосвязи попеременно с несколькими
корреспондентами. В таких случаях настройка аппарата по отсчетным
устройствам неудобна, поэтому применяют механизмы, обеспечиваю
щие беспоисковую повторную установку исполнительных устройств.
Такие механизмы бывают с постоянной и с переменной фиксацией.
Механизмы с постоянной фиксациейбываютбез
подстройки и с подстройкой в узких пределах.
Наиболее простой механизм без подстройки (фиксатор) показан на
рис. 4.11, а. Места расположения впадин на подвижном элементе 1,
соответствующие опред~11енным положениям исполнительного устрой
ства, определяют при конструировании по кривой зависимости измене
ния параме·тров исполнительного устройства от угла поворота его ро
тора.
Если закон изменения параметров исполнительного устройства
прямо пропорционален углу поворота ротора, то в качестве механизма
настройки можно применять фиксаторы (см. рис. 4.11, б, д).
Механизм фиксированной настройки для перестройки исполни
тельного устройства, имеющего поступательное перемещение, показан
на рис. 7.13. На ва.лике 4 установлены ручка 1, подвижный элемент 9
фпксатора и ступенчатый кулачок 5. Положение валика фиксируется
шариком 2, поджатым плоской пружиной 3. Одновременно к и;улачку 5
203
пружиной 7 поджимается шток 8 исполнительного устройства, оканчи
вающийся роликом 6. При повороте ручки 1 на новое положение кула
чок 5, имеющий ступени с шагом h, перемещает шток на нужную вели
чину.
При изготовлении исполнительного устройства, отдельных элемен
тов схемы и самого механизма появляются погрешности, которые за
трудняют точнvю совместимость положения исполните.~1ьного устрой
ства с фиксируi'ощими паrами механизма. Поэтому в радиоустройствах
применяют механизмы с подстройкой в узких пределах (рис. 7.14)~
4
5
Рис. 7.14
На подвижном элементе 2 механизма установлены сухарики 1 по числу
положений исполнительного устройства. При регулировке в заводских
условиях сухарики 1 могут перемещаться в узких пределах, а зат~м фик
сироваться винтами 3. Дальнейшая фиксация подвижного элемента на
заранее настроенных положениях производится рычаrом 4 под дейст
вием пружин 5.
Рассмотренные механизмы фиксированной настройки имеют оп ре·
деленные положения, которые им даны при изготовлении и не могут
6Ь1ть перестроены на новые. Однако условия эксплуатации ряда радио
аппаратов требуют периодической смены определенных параметров
аппаратуры, т. е. нужно выбирать новые частоты из всего диапазона
рабочих частот аппарата. Для этой цели применяют м е х а н и з м ы
с переменной фиксацией,позволяющиеизвсегодиапа
зона частот выбрать необходимые на данный период работы. затем за
фиксировать эти положения, чтобы обеспечить беспоисковую повтор
ную установку. Такие механизмы бывают с общими зажимами и индиви
дуальными.
Механизм с общим зажимом на пять фиксированных положений
показан на рис. 7.15. В корпусе механизма на подшипниках скольже-
204
ния 1 установлено запоминающее устройство с общим зажимом, пока
занное ниже на рис 7 .26, фиксация шайб 6 производится рычагами 4,
посаженными на оси 3, под действием пружин 5. Вращение на испол
нительное устройство передается зубчатым колесом 7, заштифтован
ным на валике. К каждому рычагу 4 прикреплена шторка 9, закрашен
ное поле которой, закрывая круглое окошко в передней плате 8 меха
низма. показывает номер рычага (канала связи), фиксируюrцего за
поминающее устройство в данный момент.
Рис. 7.15
Перестройка данного механизма на новые частоты производится
следующим образом. Сначала механизм устанавливают в одно из по
ложений, тогда нижний рычаг 4 западает в паз нижней шайбы 6.
Затем отвертывают ручку 10, после чего валик 2 сможет проворачи
ваться в подшипниках 1. Валик совместно с исполнительным устройст
вом устанавливается на новое положение (частоту) и снова стопорится
ручкой 10. Таким же образом перестраивается запоминающее устрой
ство и на других каналах .
...Механизм
с индивидуальными зажимами на четыре фиксированных
положения показан на рис. 7.16. Он состоит из запоминающего устрой
ства 5, приведенного ниже на рис. 7.28, и рычагов 2, фик~ирующих
205
шайбы действием пружин 3. Для перестройки механизма на новые по
ложения шайба 1 с носиком входит в паз рычага 2, затем поворотом
стопора 7 освобождается. Ручк()Й настройки ч~рез зубчатое колесо 4
все устройство настраивают на новое положение по шкале 6. После
этого шайба с носиком вновь стопорится на втулке стопором 7. Таким
же образом перестраиваются и остальные шайбы 1.
Механизм на девять положений (1-9) для перестройки исполни
тельного устройства, имею1цего поступательное движение, который по-
4
5
Рис. 7.16
Рис. 7.17
зволяет перестраивать частоту и подстраивать ее в узких пределах на
каждом положении, показан на рис. 7.17. На оси 7 установлен барабан
2 с установочными винтами 3 по числу перестраиваемых положений.
К винту 3, находящемуся в верхнем положении, под действием пружи
ны 5 подходит шток 4 исполнительного устройства. Перестраивают ба
рабан ручкой 1 через зубчатые колеса 10 и 11, а фиксируют его в оп
ределенных положениях шарик 9 действием пружины 8.
Установочными винтами можно менять параметры исполнительного
устройства на каждом положении. Для стопорения винтов 3 установ
лена фибровая шайба 6, в которой нарезается неполная резьба.
§ 7.3 . Механизмы дистанционной настройки
Механизмы дистанционной настройки предназначены для перестрой
ки исполнительных устройств с круговым вращением (с ограничением
угла поворота и без него), возвратно-поступательным движением и
комбинированным (круговым и возвратно-поступательным).
206
Механизмы настройки для исполнительных элементов с круговым
вращением. Такие механизмы бывают фиксированной настройки и
Па1'1аВНОЙ.
Механизмы фиксированной настройки делают с постоянной фикса
цией (механизмы переключения диапазонов, дискретные) и с перемен
ной (механизмы с подго-1овительным валиком).
"т~ля плавной настройки на любую частоту из всей сетки опорных
частот используют механизмы с электронно-механической системой
настройки. двух- и односкоростные.
7
Jклн
6
и{jн
+278
Рис. 7.18
.Механизм переключения диапазонов применяют в радиоустройствах
.г1LТiя переключения диапазонов, а также для перестройки переключате
лей и других исполнительных устройств. имеющих от 3 до 12 фиксиро
ванных положений.
Электрокинематическая схема механизма, имеющего шесть фикси
рованных положений, приведена на рис. 7.18.
При установке задающего переключателя 8 пульта управления на
любой из шести каналов с помощью ручки 7 напряжение через пере
ключатель 5 подается на реле 6, замыкающее контакты з -- и, л
-
.м.
включая электромагнит 9 и электродвигатель 3. Движение через сис
rему зубчатых колес 4 подается на валик 13, который будет вращаться
до тех пор, пока ротор переключателя .5 не разорвет цепь питания реле
б. Реле займет первоначальное положение. т. е. прекратится питание
электродвигателя 3 и электромагнита 9. Рычаг 10 под действием пру
жины 11 войдет в паз диска 12 и точно зафиксирует валик 13 в новом
положенииJ соответствующем включенному кана.лу. Вместе с вали-
207
ком 18 через поводковую муфту 2 на новом канале остановится
шкала переключателя диапазонов 1.
Дискретные механизмы применяют в радиоаппаратуре, имеющей
дискретную сетку опорных частот. Они обычно имеют несколько де
сятков или сотен фиксированных положений, расположенных чере~~
равные промежутки. В механизмах. имеющих несколько десятков
фиксированных положений. установку положений производят по зуб
чатому колесу, а в механизмах, имеющих несколько сотен положе
ний, - от двух фиксаторов через дифференuиа"1.
В устrойствах с несколькими десятками фиксированных положений
в качестве подвижного элемента фиксатора используют зубчатое коле
со, так как разделить окружность на равные промежутки точнее всего
можно на зуборезном станке. В таких колесах количество впадин меж
ду зубьями равно чис.пу фиксированных положений или больше его.
Конструктивно дискретный механизм, имеющий н~сколько десят
ков положений, аналогичен механизму переключения диапазонов
(рис. 7.18). где вместо диска с прорезями 12 установлено зуnчатое коле
со, а вместо следящего переключателя 5 - переключатель на большое
число положений, аналогичный рис. 4.27. Соответственно меняется
rxe\lfa коммутации с переключателем 8.
"\'\еханизм с подготовительным валиком (рис. 7.19) относится к ме
ханизмам с переменной фиксацией, позволяющей вручную настраивать
радиоустройrrво на каждом канале на любую частоту из всей сетки
опорных частот. а затем дистанционно переключать каналы на заране
настроенные частоты.
При ручной настройке устанавливают любой канал (например /),
ПJlИ этом рычаг 11 под действием пружины 15 точно фиксирует соответ
с rвующую шайбу 16. Отпускают ручку 9 и конденсатор переменной ем
кости .З, ~оединеннь1й с валиком механизма поводковой муфтой 2, с по
мощью ручки 12 устанавливают по шкале 13 на новую частоту. Зaтervt
ручку 9 снова -~атягивают.
При автоматическом переключении каналов напрнжение через пере
К~Гrючате.пь 10 подается на реле 8, замыкающее контакtы з - и, л
-
лс,
включая электродвигатель 7 и электромуфrу /7. Движение через зуб
чатые колеса 6, большое ко.песо электромуфты 5. электромуфту 17 Р
колесо 18 передается на подготовительный валик А, при вращении ко
торого рычаги 11 под дейсп_~ием пружин 15 поочередно западают в ла
зы шайб 14 и опускаются носиком на поверхность шайб 16. Ранее за
павший рычаг поднимается закругленным краем паза шайбы 14.
Вращение подготовительного~ валика А будет продолжаться до тех
пор, пока ротор переключателя 10 не разорвет цепь питания реле 8.
Валю< А останавливается, а рычаг 11 соответствующего канала опустит
ся на образующую шайбу 14. Реле 8 замкнет контакт и - к и через
контактную группу 12 включит реле /, подаю1цее напряжение на элект
родвигатель 7 и электромуфту 5. Движение через зубчатые колеса 6.
электромуфту 5 и колесо 4 передается на запоминающее устройство Б,
оно будет вращаться до тех пор, пока носик рычага 11 не западет в паз
208
шайбы 16. Рычаг 11 повернется и верхним концом нажмет на коромыс
ло 20, (коромысло 20 возвращается в исходное положение пружи
ной 19), которое толкателем 21 разорвет контактную группу 22. Реле 1
встанет в первоначальное положение, т. е. прекратит питание электро"
муфты 5 и электродвигателя 7. Следовательно, конденсатор 3 займет
свое положение. которое было дано ему при ручной настройке включен
ного канала.
Кинематическая схема механизма плавной настройки" имеющего
грубую и точную настройку, показана на рис. 7 .20. Во время грубой
настройки движение от электродвигателя 1 через зубчатое колесо 18,
колеса электромуфты 17, 5 и систему зубчатых колес б передается на
11
10
Рис. 7.20
следящий переключатель 7, устанавливаемый в определенном секторе
и одновременно с ним через колесо со шкивом 15 устанавливается кон"
денсатор переменной емкости 1б.
Затем начинает работать система точной настройки. От электро
двигателя 2 точной настройки через зубчатые колеса 3 движение пере
дается на электромуфту 4" она срабатывает и передает движение на
зубчатое колесо 50) да&11ее через колеса б - на конденсатор 16. После от-
ключения схемы поиска механизм останавливается~ занимая новое по
ложение, соответствующее заданной частоте.
Движение на конденсатор переменной емкости 14 передается с по~
мощью согласующего устройства, состоящего из двух шкивов 15, 9.
соединенных между собой гибкой лентой 13; натяжение ее производит
ся пружиной 8. Так как диаметры шкивов 15, 9 равны, то углы поворо
та конденсаторов 14, 16 будут одинаковы. В зависимости от угла пово
рота шкива 9 жестко соединенный с ним кулачок 10 дает определенное
перемещение рычагу 12 с роликом 11, который, прогибая ленту 13t
поворачивает шкив 9 и соединенный с ним конденсатор 14 на некоторый
дополнительный угол. Это обеспечивает согласование между собой ха
рактеристик конденсаторов переменной емкости различных контуров.
Общий вид односкоростного механизма пv11авной настройки показан
на рис. 7.21. Механизм собирается в корпусе, состоя1цем из основания
210
1 и платы 2. Движение от электродвигателя 3 через пары люфтовыби
рающих колес 4-5, 6 - 7, 8 - 10 передается на конденсатор пере
менной емкости 11, на оси которого установлены шкала 9 и кулачок 12,
служащий для аварийного выключения системы в крайних положе
ниях с помощью микрокнопки 13. Движение на тахогенератор 14 пере
дается с зубчатого колеса 6 через люфтовыбирающее колесо 15. Пита
ние на механизм подается через распаечную колодку 16.
Механизм настройки для исполнительных устройств с возвратно
постуnательным движением. Любой механизм дистанционной настрой
ки с круговым вращением можно легко превратить в механизм для воз
вратно-поступательной перестройки исполнительных устройств. Для
4
а)
J
а
ь
ll~
1
Fшт
2
б)
Рис. 7.22
этого вместо поводковой муфты в механизме с круговым вращением не
обходимо установить ступенчатый кулачок со штоком или зубчатое ко
лесо с зубчатой рейкой для механизмов фиксированной настройки;
п.павный кулачок со штоком или зубчатое колесо с рейкой - для меха
низмов плавной настройки.
В механизмах с поступательным движением (рис.7.22) передача дви
жения на исполнительное устройство производится через рычаги раз
JlИЧной конструкции. Рычаг 1 (рис. 7.22, а), качающийся вокруг оси 2,
под действием пружины 3 левым концом опирается на ступенчатый ку
лачок 4, а правым - передает движение на исполнительное устройст
во. Установка первоначального положения производится винтом 6,
который стопорится винтом 5.
Для уменьшения износа трущихся поверхностей движение с кулач
ка 2 (рис. 7.22, б) на рычаг 1 передается через ролик 3. В этой кон
струкции шток исполнительного устройства имеет возвратную пру
жину, она с усилием F шт давит на правый конец рычага 1.
212
В таких механизмах ход штока
ь
hшт==h-'а
где h - приращение радиуса кулачка; а, Ь
-
плечи рычага.
Рассмотренные механизмы с рычагами применяют для перестройки
исполнительных устройств, не требующих высокой точности переме
щения. В тех случаях, когда необходима высокая точность установки
исполнительного устройства во всех
положениях, применяют механизм,
показанный на рис. 7.22" в. На вали
ке 5 закреплены четыре кулачка 4.
iiмеющие различные радиусы R, на
каждый из которых опирается свой
рычаг 3. Далее все рычаги через винты
2 жестко связаны с коромыслом 1; оно
непосредственно воздействует на шток
исполнительного устройства, прижи- 2
мающего своей пружиной коромысло
с рычагами к кулачкам с усилием Fшт.
Правые винты 2 служат для точной
установки коромысла 1 на каждом
положении, а левые - для жесткого
стопорения рычагов 3 относительно
коромысла.
Введение в механизм рычагов 3 и
винтов 2 позволяет во время регули
ровки компенсировать погрешности
отдельных элементов, что обеспечи
вает высокую точность настройки на
каждом положении.
Механизм ручной настройки с
установочными винтами, к которым
подходит
шток
исполнительного
устройства, показан на рис. 7.17.
Если барабан 2 приводить в движение
5)
Рис. 7.23
от электродвигателя и устанавливать в любое из девяти положений с
помощью контактной следящей системы" то получится механизм ди
станционной настройки, установочные винты его позволяют перестраи
вать частоту и подстраивать ее в узких пределах на каждом положении.
Механизм переключения диапазонов, который имеет шесть фиксиро
ванных положений и перестраивает исполнительное устройство, сое
диненное с механизмом поводковой муфтой 2, показан на рис. 7.18.
Если в этом механизме вместо поводковой муфты (исполнительного уст
ройства) установить зубчатое колесо и зубчатую рейку, то получится
механизм фиксированной настройки для перестройки исполнительного
устройства, имеющего возвратно-поступательное движение.
213
Механизм плавной настройки скулачком.
На выходном валике механизма 1 (рис. 7 .23, а) плавной настройки лю-
-бого типа установлен кулачок 2. С ним сопрягается шток 4 испо"1ни
тельного устройства 5 с роликом 3. ролик прижимается к кулачку под
действием пружины штока. При повороте кулачка на некоторый угол
шток будет перемещаться на определенную величину.
Применение кулачковых механизмов позволяет получать закон из
менения параметров контура, отличающийся от закона перестройки
выходного валика механизма.
27
2J
Рис. 7.24
На выходном валике механизма 1 (рис. 7.23, б) плавной настройки
установлен кулачок 2. к которому под действием пружины 6 поджима
ется зубчатая рейка 4 с роликом 3; она легко перемещается в направ
ляющих роликах 5. С рейкой 4 сопряжено зубчатое колесо 7, установ
ленное непосредственно на валике исполнительного устройства 8.
При повороте кулачка 2 на определенный угол рейка 4 переместится на
некоторую величину и повернет зубчатое колесо 7, а с ним и валик ис
полнительного устройства на угол, отличающийся от угла поворота
кулачка. Для устранения мертвого хода в зубчатой передаче применя
ются люфтовыбирающие рейки или колеса.
Комбинированные механизмы настройки. В радиоустройствах про
изводится перестройка не одного, а сразу нескольких исполнительных
214
устройств, имеющих вращательное и возвратно-поступательное движе
ния. Для перестройки такой аппаратуры применяют комбинированные
механизмы настройки.
,
Такие механизмы обеспечивают круговое вращение, пропорцио
нальное вращению выходного валика, передаваемое через кулачок и
зубчатый сектор, через кулачок и реечную передачу, и возвратно-по
ступательное движение" передаваемое через дисковый и торцовый: ку
лачки.
Кинематическая схема механизма настройки с указанными видами
движения показана на рис. 7.24.
С механизма настройки 1, приходящего в движение от электродви
гателей грубой настройки 2 и точной настройки 3, движение передает
·ся на зубчатое колесо 6, с которым связань1 промежуточные зубчатые
колеса 5 и 7. Далее с колеса 5 через зубчатые колеса 25. 26 движение
передается на конденсаторы переменной емкости 24, 27, имеющие оди
наковые зависимости емкости от угла поворота ротора. От зубчатого
колеса 5 движение через колеса 11, 12 передается на дисковый кула
чок 16, к нему пружиной 22 через ролик 21 поджимается зубчатая рей
ка 23, передающая дижение на подстроечный конденсатор 17 через зуб
чатое колесо 18.
От зубчатого колеса 7 движение через колесо 8 передается на кулач
ки дисковый 13 и торцовый 9. К кулачку 13 пружиной 19 через ролик
14 поджимается зубчатый сектор 20, который через зубчатое колесо 15
приводит во вращение подстроенный конденсатор 10е При вращении
торцовый кулачок 9 перемещает шток контура 4 переключения диапа"
зонов.
Для ликвидации автоколебаний и повышения точности настройки
обычно во всех звеньях таких устройств применяют люфтовыбирающие
зубчатые колеса.
§ 7.4 . Механические запоминающие устройства
В механизмах ручной и дистанционной настроек с переменной
фиксацией применяют механические запоминающие устройства, слу
жащие для «запоминания» определенных положений исполнительных
устройств.
Запоминаю1цие устройства в зависимости от способа стопорения
перестраивающихся элементов бывают с общим и индивидуальным за"
жимами.
При стопорении общим зажимом происходит жесткое крепление
сразу всех перестраивающихся элементов от одного силового винта или
эксцентрика. при стопорении индивидуальным зажимом каждый пере
страивающийся элемент стопорится самостоятельно.
"Запоминающие устройства с общим зажимом имеют небольиrие га
бариты" просты по конструкции, но имеют значительные погрешности
при стопорении перестраивающихся элементов. Запоминающие уст"
ройства с индивидуальными зажимами имеют меньшую погрешность}-
215
но большие габариты. Они более удобны при эксплуатации, так как
перестройка одних э.пементов не влияет на соседние.
Запоминающие устройства с общим зажимом в зависимости от вида
конструкции бывают с квадратным валиком; с валиком, имеющим два
паза; с неподвижными промежуточными шайбами.
f
{J54
Рис. 7.25
Запоминающееустройствосквадратным валикомпо
казано на рис. 7.25. На квадратной части валика 1 установлены шесть
шайб с пазом 2, восемнадцать шайб 3 с квадратным отверстием и пласт"
массовая ручка 4 с втулкой 7 Весь набор деталей стягивается пласт
массовой ручкой 5 с резьбовой втулкой 6.
А-А
2
3
н
Рис. i.26
Запоминающееустройствосваликом1,имеющим два
л а з а, показано на рис. 7 .26. Для того чтобы при настройке и стопо
рении шайбы 2 с пазом не смешались в осевом направлении, между ни-
216
ми устанавливают по одной промежуточной шайбе 3, внутрецние при
ливы которой заходят в пазы валика. После настройки пакет из шайб
2 и 3 стягивается ручкой 6, силовой винт которой через сухарь 5, встав
ляемый в прямоугольное окно валика, передает усилие на шайбу 4.
Запоминающееустройствоснеподвижными промежу
точными шайбамиявляетсянаиболееточнымиззапоминаю
щих устройств с общим зажимом (рис. 7.27).
J45
7
10
11
17 18
1
12
А-А
22
19 20
Рис. 7.27
Валик 1, имеющий прямоугольное окно, установлен на шарикопод
шипниках 2 в платах 5, 7 с помощью гаек 3 и обойм 4. На валик надето
зубчатое колесо 16 (с помощью колеса все устройство вращается), де
сять промежуточных шайб 21, десять шайб с пазом 19, шайба 15, упор
ная шайба 6 с полукруглой канавкой (в нее вставляется сухарь 13).
Промежуточные шайбы 21 внутренним лепестком вставляются в прямо
угольное окно валика 1. Между этими лепестками прокладываются
сухарики 20, а весь пакет стягивается винтом 22 и гайкой 14.
Промежуточные шайбы 21 не могут смещаться относительно валика
при перестройке, поэтому при установке шайб 19 в определенные по
ложения последние не сбиваются. Справа на резьбовую часть валика 1
навертывается ручка, которая служит для настройки механизма на оп
ределенные частоты и для жесткой фиксации набора шайб. Ручка со
стоит из корпуса 9 (к нему посредством шайбы 12 крепится лимб 18),
двух рычагов 10, 11 и толкателя 8, с помощью которых производится
217
фиксация шайб. Снаружи ручка закрывается колпачком 17. Illтрих
пунктиром изображены рычаги 10, 11 в нерабочем состоянии, т. е. в
тот момент, когда шайбы 19 освобождены и можно производить пере
стройку механизма. При нажатии на рычаг 11 он поворачивается во
круг оси и эксцентриком нажимает на рычаг 10, рычаг также повара"
чивается вокруг оси и нажимает на толкатель 8. Последний через су
харь 13, упорную шайбу 6, шайбу 15 нажимает на набор рабочих, про
межуточных шайб и жестко стопорит их на валике 1.
Такое запоминающее устройство имеет три преимущества перед за
поминающими устройствами с квадратным валиком и валиком с двумя
пазами: а) промежуточные шайбы неподвижны, поэтому при перестрой
ке и стопорении рабочие шайбы не влияют друг на друга; следователь
но, угловая погрешность такого устройства практически равна нулю;
б) стопорение в устройствах с промежуточными шайбами производит
ся нажатием рычага, т. е. усилие передается по оси валика, что не ска
зывается на точности стопорения; в) время на стопорение в таких
устройствах мало, так как не требуется вращать силовой винт.
Запоминающие устройства с индивидуальными зажимами в зависи
мости от способа стопорения перестраивающихся элементов бывают с
пружинами, шариками, действующие от эксцентрикового или винтово
го зажима.
Запоминающее устройство с п р у ж и н а м и показано на
рис. 7.28. На втулку 3, вращающуюся на оси 4, надето четыре шайбы
1 с клинообразными носиками. В пазах втулки 3 на уровне каждой
шайбы находится по две стопорные пружины 8. При повороте стопора
5 на 90° паз-эксцентрик последнего нажимает на пружины и, изгибая
их, жестко стопорит шайбы на втулке. Стопорение любой шайбы про
изводится неЗависимо друг от друга. На нижней части втулки 3 име
ется зубчатое колесо 7, приводящее в движение исполнительное уст
ройство, а сверху - шкала 6, позволяющая перестраивать механизм
на новые положения, и зубчатое колесо 2, соединяемое с ручкой пере
стройки.
При повороте стопора в обратную сторону усилие стопорения сни
мается и шайба 1 может легко проворачиваться на втулке 3. Часто в
таких устройствах применяют шайбы с пазами (шайбы 2, см. рис. 7 .26)
вместо шайбы с клинообразным носиком.
Запоминающееустройствосшариками,действующее
от эксцентрикового зажима, конструктивноанало
гично предыдущему устройству (рис. 7.28) и отличается лишь систе
мой стопорения шайб на втулке. При повороте стопора 4 (рис. 7 .29, а)
на 90° полукруглый паз-эксцентрик через большой шарик 5 и малые
шарики 6 будет давить на толкатели 3, которые жестко застопорят шай
бу 1 с пазом на втулке.
При повороте стопора в обратную сторону усилие стопорения сни
мается и под действием упругих сил деформации шайбы 1 система воз
вращается в первоначальное положение, в котором эта шайба может
легко проворачиваться на втулке.
218
Запоминающее устройство с шар и к а ми, действ у ю щ ее
от винт о в ого зажим а, приведено на рис. 7.29, б. При вра
щении силового винта 1 усилие через толкатель 2, большой и малые ша
рики 3, 4 передается на малые толкатели 3, которые жестко стопорят
шайбу 6 с пазом на втулке 7. При ослаблении винта 1 усилие стопоре
ния снимается и под действием упругих сил деформации шайбы 6 сис
тема возвращается в первоначальное положение, в котором шайба 6 мо
жет легко проворачиваться на втулке 7.
А-А12
J4
56
\
J4
5
а)
Рис. 7.28
Рис. 7.29
Отрицательной стороной таких устройств по сравнению с устройст
вами, действующими от эксцентрика, является то, что усилие фикса...
ции зависит от индивидуальных особенностей оператора.
§ 7.5. Механизмы следящих систем
Следящей системой называют электромеханическое устройство,
выполняющее согласование угловых положений исполнительного уст
ройства и управляющего (рис. 7 .30).
При изменении положения датчика следящей системы (ДСС) на
угол ~электрический сигнал от него поступает на приемник следящей
системы (ПСС), электрический сигнал рассогласования которой посту-
219
пает на преобразователь (П), управляющий электродвигателем (ЭД)е
Преобразователь представляет собой систему реле или усилитель, свя
зывающие работу электродвигателя с величиной и знаком электри
ческого сигнала, снимаемого с приемника следящей системы. Электро
двигатель (ЭД), питаясь от источника питания (ИП), через редуктор
(Р) с передаточным числом i приводит во вращение ось исполнительно
го устройства (ИУ) и ось обратной связи ПСС, поворачивая их на одина
ковый угол а.
Для уменьшения погрешностей следящей системы в нее вводят та
хогенератор (ТГ) или другое устройство, создающее напряжение, про
порциональное скорости оси ИУ.
J
Рис. 7.30
Рис. 7.31
Точностью следящей системы называется разность в положениях
управляемой и управляющей осей, т. е. угол рассогласования между
ними в установившемся рабочем состоянии ле == ~ - а.
Следящие системы, применяемые в радиоустройствах, бываiот само
стоятельными для перестройки исполнительных устройств и частью си
стем автоматического дистанционного управления, служащих для пере
стройки аппаратуры.
Следящие системы применяют для дискретной и плавной настроек
исполнительных элементов радиоустройств.
В радиоустройствах применяют контактные, сельсинные, потенцио
метрические и контактно-потенциометрические системы, при этом кон
тактные и контактно-потенциометрические системы служат для ди
скретной настройки, а остальные - для плавной.
В контактно-следящих системах радиоаппаратуры в качестве дат
чиков ДСС часто применяют коммутационные запоминающие устрqйст
ва, служащие для «запоминания» определенных положений исполни
тельных устройств.
Коммутационное запоминающее устройство представляет собой ба
рабан 1 (рис. 7.31), на образующей поверхности которого в различных
комбинациях устанавливаются замыкатели 2. Количество рядов замы
кателей по образующим барабана определяет число положений, в ко-
220
торые может устанавливаться исполнительное устройство. Количест
во контактных групп 3 равно числу проводов, по ним передается ко
манда на переключатель-приемник. Количество замыкателей 2 в каж
дом ряду, их распределение соответствуют закону замыканий и раз
мыканий контактов при выборе положений приемного переключателя.
4
Рис. 7.32
В зависимости от контактной системы, в которой их применяют,
коммутационные запоминающие устройства бывают с числом контакт
ных групп, равным числу положений исполнительного устройства, и с
ограниченным числом контактных групп.
Одно из запоминающих устройств с числом контактных групп, рав
ным числу положений исполнительного устройства, показано на
рис. 7.32. На барабане 1 имеется де-
б
сять пазов, в каждом из них располо-
~
жена по одному замыкателю 3. Их 2
можно перемещать вручную с по
мощью специального ключа вдоль
паза и устанавливать в любое из де- 1
сяти положений, в котором замыка- hLA_.,,,.,,~
тель фиксируется под действием пру
жины 2. В данном устройстве десять
контактных групп 4; следовательно,
замыкатель 3 в каждом положении
замыкает только одну контактную
группу.
Рис. 7.33
А-А
Б-б
В запоминающих устройствах с
ограниченным числом контактных
групп замыкатели 1 (рис. 7 .33) запол
няют полностью все ряды и имеют
два положени11: холостое /, толкатель утоплен; рабочее / /, толкатель
приподнят на величину h. В барабане замыкатели 1 удерживаются от -
выпадания в рабочем и холостом положениях планкой 2, планка при
ручной настройке перемещается в пазу барабана, имеющего форму «ла-
221
f
9~~
в и-=::::::::::===========а~
Рис. 7.34
ff
f2
сточкина хвоста». Набор комбинаций замыкателей производится с по
мощью специального устройства набора.
Другое запоминающее устройство с ограниченным числом контакт
ных групп показано на рис. 7.34. В корпусе 7 на шарикоподшипниках
установлен барабан 5, на нем расположено 20 планок 13 с 12 замыкате
лями 12 каждая. В контактной группе 11 имеется соответственно 12
контактных пар.
Барабан вращают вручную с помощью ручки 4, и в каждом положе
нии он четко ,устанавливается фиксатором, состоящим из звездочки 6,
шарика 8, действующего под действием пружины 9. Положение бараба
на (номер канала связи) определяют по шкале 2" которая подсвечива-
ется лампочкой 1.
·
а
,
2
А-А
J
а)
Рис. 7.35
222
Запоминающее устройство имеет стопорное устройство 3. Подклю
чают устройство к пульту штепсельным разъемом 10.
Замыкатели имеют два положения: холостое 1 и рабочее / /
(рис. 7.35, а). Перестраивают их торцовым ключом вручную (рис.
7 .35, б). При повороте ключа замыкатель 1, скользя по наклонной пло
скости планки 2, перемещается на h, западает в поперечную канавку
и фиксируется в ней пружиной 3.
Такое запоминающее устройство дает возможность устанавливать
исполнительное устройство в N == 212 -.
1 == 4095 положений или
три исполнительных устройства в N == 2
4
-
1 === 15 положений.
Для удобства набора и чтения набираемых частот (положений) ис
полнительного устройства применяют десятичную систему отсчета,
в которой по четырам проводам передается десять· положений. Следова
тельно, с применением запоминающего устройства, показанного на
рис. 7.34, можно набирать 10· 10· 10 == 1000 положений, т. е. 1000
различных частот.
ГЛАВА 8
МЕХАНИЗМЫ АНТЕННЫХ СИСТЕМ
§ 8.1 . Общие сведения
Антенны могут быть стационарными (наземными) и устанавливать
ся на подвижных объектах: автомобилях, кораблях, самолетах, раке
тах. Наземные антенны для уменьшения влияния потенциала Земли
устанавливают на возвышенностях, башнях или кабинах.
К о р а бел ь н ы е антенны выполняют все функции наземной,
являясь одновременно важным средством навигации. С у до вые ан
тенны крепят на мачтах или палубах, что накладывает ограничения на
их массу и размеры. На рис. 8.1 антенны дальней космической связи 1
размещены на верхней палубе, связные антенны 3 - на мачтах; на
вигационные - на штурманской рубке 2. Антенное устройство непре
рывно подвергается воздействию ветра, солнца и воды.
С а м о л е т н ы е антенны размещают в носовой или хвостовой
частях самолета, под фюзеляжем и защищают с помощью обтекателей
(см. рис. 2.18). Такие антенны подвержены действию вибраций, ударов,
а также изменению давления и температуры.
,
Антенный блок состоит из зеркала, конструкция которого зависит
от диапазона длин волн, высокочастотной линии питания, основания
с поддерживающими деталями, приводов и устройств, осуществляю
щих дистанционную передачу координат цели на экран индикаторного
блока.
Для сантиметрового диапазона применяют антенну з е р к а л ь
н о го т и п а, она состоит из излучателя, являющегося оконечной на
грузкой линии передачи энергии от генератора СВЧ, и отражателя.
Излучатель выполняют в виде рупора пирамидальной, секториальной
223
или конической формы. одного либо нескольких диполей, спиралей раз
личной формы, а также щелевого типа.
Отражатели могут иметь одно (однозеркальные) и два (двухзеркаль
ные) зеркала. Формы отражателей для типовых однозеркальных антенн
могут быть в виде параболоида, параболического тора и сферы. Пара~
болоидная форма отражателя является наиболее распространенной;
остронаправленный отраженный луч создается помещенным в фокус
отражателя излучателем. Применение дополнительного отражателя
специального профиля позволяет получать веерную и косекансную диа
граммы направленности. Обычно граничной кривой такого отражате-
Рис. 8.1
,ля является окружность. Сферическая форма отражателя позволяет
смещать диаграмму направленности при движении излучателя по кон
центрической дуге сканирования, а его форма в виде параболического
тора обеспечивает линейное сканирование.
Линии передачи представляют собой жесткую коаксиальную линию
или волновод; форма волновода может быть различной, а его длину вы
бирают с учетом наименьшего затухания. Волноводы изготовляют из
меди, латуни, сплавов алюминия. Специальные вращающиеся волно
водные сочленения (рис. 8.2), входящие в линию, обеспечивают переда
чу электромагнитной энергии от неподвижных к подвижным ·частям
антенны. Размеры элементов вращающегося сочленения зависят от
длины волны Л и должны выбираться так, чтобы в линии не возникало
стоячих волн.
Отдельные отрезки волноводов соединяют с помощью фланцев дрос
~ельного типа. Последние имеют кольцевую канавку глубиной l. сог-
224
ласованную с длиной волны (l ~ Л/4) и предотвращающую утечку
энергии в месте соединения.
Влага внутри линии передачи увеличивает затухание, ведет к ис
крению, поэтому радиолокационную аппаратуру, работающую в ус
ловиях значительного перепада температуры и давления, герметизи
руют, создавая внутри волновода избыточное давление.
Основание антенны должно обеспечивать размещение антенного
привода, стабилизацию положения, амортизацию ударов и толчков.
В зависимости от назначения антенны конструктивное решение осно
ваний различно. Обычно
это литая конструкция из
легких сплавов.
Привод антенны (обыч
но электромеханическ'1Й)
обеспечивает зеркалу при
обзоре определенное дви
жение.
Выбор типа привода за·
висит от назначения. ха
рактеристики радиолока
ционной станции (РЛС),
вида объекта, на котором
ее устанавливают, степени
стабилизации, допустимой
массы, потребляемой мощ-
Рис. 8.2
ности и т. Д.
В качестве передаточных механизмов в приводе могут использо
ваться зубчатые передачи различных видов. Червячные передачи ввиду
низкого КПД и повышенного мертвого хода в настоящее время не ис
пользуют.
Так как приводы антенн чаще работают в системе реверса и управ
ляются вспомогательными механизмами, то к ним предъявляют требо
вание ограничения мертвого хода, выполнение которого ведет к повыше
нию точности получаемых результатов. Однако здесь следует учиты
вать работу привода в широком диапазоне рабочих температур, при
различных материалах корпуса, деталей передачи, т. е. необходимо вы
полнение условия температурной компенсации.
В обзорных РЛС антенну используют для наблюдения за простран
ством в пределах заданной зоны. Привод такой РЛС состоит из про
граммного устройства, а также раздельных, совмещенных приводов
азимута, угла места и стабилизации основания.
Программное устройство при строчном обзоре осуществляет ревер
сирование антенны по азимуту и переход от одной строки к другой по
углу места. Возможны различные виды программных устройств. В од
ном из них управление приводами азимута и угла места (реверсирова
ние, переход от одной строки к другой) производят через фиксирован
ные промежутки времени. Применяют электронные схемы реверса с
8 Зак. 729
225
использованием электромагнитных порошковых муфт и переключате
лей реверса, срабатывающих в задаваемых крайних положениях ан
тенны.
Основным требованием к приводам азимута и угла места является
обеспечение необходимой скорости обзора, времени реверса. Электро
механический привод с реверсом за счет применения порошковых элект
ромагнитных муфт обеспечивает реверсирование вращения выходного
вала без изменения направления вращения двигателя путем переклю
чения в крайних положениях антенны питания с одной муфты на дру
гую, что улучшает условия работы двигателя.
Привод радиолокаuионной антенны снабжаеtся двигателем с nита
нием непосредственно от сети и управлением от программного устрой
ства через комплекс усилитель - двигатель. Выбор типа двигателя за
висит от режима работы привода, вида питания. Первичные системы
электроснабжения летательных аппаратов имеют преимущественно nо
стоя нный ток с напряжением 27 В, трехфазный переменный с напряже
нием 200/115 В и частотой 400 Гц. Во вторичных энергосистемах при
меняют сети трехфазного и однофазного переменного тока с напряже
нием 36, 115 В.
§ 8.2. Кинематические схемы приводов
радиолокационных антенн
Кинематические схемы приводов антенного блока РЛС зависят от
объекта, на котором РЛС устанавливается, режима, параметров его
движения и ряда других требований.
В РЛС с механическим сканированием в приводах зеркала приме
няют зубчатые передачи, так как они имеют высокий КПД и обеспечи
вают меньшую погрешность мертвого хода. Для исключения влияния
крена или наклона основания антенного блока при его установке на
подвижных объектах используют систему стабилизации.
Кинематическая схема антенного блока самолетной РЛС РПСН-2.
используемой в гражданской авиации, дана на рис. 8.3 .. Эту схему мож
но разделить на:
схему привода зеркала по азимуту;
--
схему привода зеркала по углу места;
-
схему привода системы стабилизации основания.
Привод азимута зеркала 2 обеспечивает обзор пространства в пре
делах угла а ;;::=:
+ 90с с частотой пА -== 20 + 3 цикл/мин. Пере
мещение зеркала происходит от двигателя азимута 1 через трехступен
чатый редуктор 9 с передаточным числом Ир== 61·63 ·91/(19·17· 17) =~
::=: 63,5. Закрепленная на выходном валу редуктора шестерня z.4 == 20
зацепляется с сидящим на валу антенны зубчатым сектором z5 === 133.
Реверсирование двигателя осуществляют переключателем реверса 5,
установленным на корпусе антенны. Переключатель работает в зави
симости от заданного угла азимута (± 90°). Двигатель азимутального
вращения - асинхронный двухфазный переменного тока (U = 115 В,
226
00
*
J
54 хо.4
181
90 хО.5
18,
2
вт
91
17 хо,в
Рис. 8.3
f
47
25Х0,7
77
2Jx0,5
46
17хо,в
9
д,
~хо,5
16
f -= 400 Гц) типа ЭМ-25 с номинальным моментом Тн == 78 Н ·мм при
n дн :_- =: 4000 об/мин.
Движение зеркала по углу места в пределах угла ~ -::- _: : ± 17° про
исходит с помощью индукционного двигателя 3 переменного тока типа
ДГ-ЗТВ(И==36В;f==400Гц)спдв==5000об/миниТ11==9Н·мм,
четырехступенчатого зубчатого цилиндрического редуктора 4, име-
z2z3z4z5
56· 70· 54 ·90
145
ющего передаточное число и Р == -
-
-
-
=-. . ::_
=--
.
z1z~z~z~
20.20.18.18
Закрепленная на выходном валу редуктора шестерня z5 = 22 за
цепляется с зубчатым сектором z6 :-=
230, установленным на оси враще
ния антенны по углу места. Передаточное число и56 == z61z5 == 230/
122 ::=:: 10,4. При нормальных условиях скорость наклона зеркала по
углу места ~' = 25 град/с, при перегрузках и пониженной темпера
туре ~' == 15 град/с.
Стабилизацию основания антенны обеспечивают системами про
дольной и поперечной стабилизации. Продольную стабилизацию соз
дают дополнительным поворотом антенны по углу места на величину
наклона продольной оси. возникающей при эволюциях самолета. Этот
поворот выполняют с помощью двигателя или редуктора наклона; сиг
нал на управляющую систему двигателя для его включения подают
связанной с гировертикалью автопилота следящей системой, в которую
входит потенциометрический датчик ПД 1 .
Поперечную стабилизацию осуществляют поворотом поперечной
оси антенны на угол крена с помощью двигателя 7, либо редуктора 8
с и Р - 1703. В редукторе для предохранения двигателя и зацеплений
от перегрузок имеется предохранительная фрикционная муфта
(Фр. М). Управление двигателем производят с помощью связанной с
гировертикалью автопилота следящей системы. в которую входит по
тенциометрический датчик ПД 2 •
Передачу азимута цели на индикаторы пилота и штурмана осуществ
ляют блоком вращающихся трансформаторов (ВТ), кинематически
связанных с осью вращения по азимуту безлюфтовой зубчатой переда
чей 6 с и== 1. Дистанционный поворот антенны по азимуту производят
сельсинной дистанционной передачей путем поворота на соответствую
щий угол оси сельсина-датчика Д1 , расположенного в кабине штурмана
и электрически связанного с сельсином-приемником П1 . Он муфтой
жестко соединен с осью вращения антенны по азимуту и при рассогла
совании положения его оси с осью сельсина-датчика в момент ручной
установки по шкале заданного угла поворота включает двигатель ази
мута; двигатель работает до момента отработки заданного значения
угла.
Быстродействие антенны повышается при уменьшении прИведен
ного момента инерции реверсируемых масс, а также использовании в
схеме привода вала антенны нереверсируемого двигателя. При этом
реверс выходного звена привода осуществляется схемой (рис. 8.4) с ис
пользованием двух порошковых муфт. От двигателя 1 вращение пере
дается через многоступенчатый зубчатый редуктор с передаточным чис-
228
лом и _____
-
Z2Z3Z4ZвZ7 _____ 40·72·88·90
___
?0
u
l\~ 7
-
-
на выходнои вал ",о и да-
р Z1Z2Z3z4z6
24-40·22· 15
лее с шестерни z7 на вал антенны с передаточным числом и -== z8/z7 -. ::
= 280/16. Реверсирование выходного вала редуктора обеспечивается
переключением порошковых муфт М 1 и М 2 • С валом No 6 двухступен ...
чатой передачей связан соединенный с валом No 9 тахогенератор 2. вхо
дящий в систему обратной связи.
Для обеспечения реверса выходного вала привода без реверса дви
гателя используют также кривошипно-коромысловый механизм. Ки
нематическая схема антенного блока РЛС «Гроза». в котором в приводе
Рис. 8.4
8822 хО,6
20
'tOX0,5
азимута использован такой механизм, приведена на рис. 8.5. Она со
стоит из привода вращения зеркала антенны по азимуту (А) и привода
наклона отражателя no углу места (В); излучатель в этом случае оста
ется неподвижным.
Поворот зеркала по азимуту осуществляется при совместном враще
нии отражателя 1 с излучателем 2 в пределах угла 2а :__:_ ± 100° с по
мощью привода А, состоящего из безреверсивного двигателя перемен
ного тока 7 типа ДКИ-6-12ТВ (пдв -= 6740 об/мин), семи пар цилинд
рических зубчатых колес, кривошиnно-коромыслового механизма и
еще двух пар зубчатых колес. Передаточное число редуктора до криво-
33.33 . 70. 71. 71.60 -77
шипно-коромыслового механизма и i)
20.20.18.18.18.30
.
22 _:= 645
1юзво.пяет обес11ечить екорост1) обзора 1О (tикл/мин.
229
Две пары зубчатых колес, размещенных nосле кривошипно-коро
20 48
мыс.нового механизма, имеют передаточное число и -= -: :
48
•
48
--=-
}.2,4
и обесnечивают увеличение угла качания зеркала антенны до угла 2а- -_
-
+ 100°.
Перемещение отражателя по углу места в пределах угла 2~ :.
:- + 11° со скоростью наклона~,:.=- 32 град/с nри неподвижном излу-
J
г---
1
1
1
1
1
1
L__
-
--
Alxo.5/
24,
70 х0.5
25,
90х0.5
JO'
t
1
1 __..в
~
1
1
75
~ 75 xo,J'
1
1 -'6
1
1
1 fOOxo. 5
50,
1 60 хО.6
24,
310хо.а
Jf1
7
г
JJ хО.5 1
201
1
70
1
77
18 хо,5 1
22 хО,6
1
1
1
1
1
JJ хО.5
20,
~
1А
' .......... ,
<
1
71Ll."
.
1
f8 .х ,.J
1
L __________ J
Рис 8.5
чателе, что обеспечивает наклон оси диаграммы направленности в пре
д.елах угла 2~ -:.: ± 22°, осуществляют приводом наклона В" ·состо
ящим из двигателя 4, редуктора с цилиндрическими зубчатыми колеса
ми и одной конической зубчатой пары с общим передаточным числом,
включая закрепленный на отражателе зубчатый сектор, и -:_
-
1103.
С азимутальной осью антенны для выдачи информации о величине угла
поворота антенны по азимуту с помощью муфты связан вращающийся
230
трансформатор (ВТ) 8. Вращающийся трансформатор 6 служит для по
лучения напряжения, амплитуда которого пропорциональна мгновен
ному значению требуемого угла наклона луча Р' в системе его косвен
ной стабилизации, определяемого по формуле
~'==у sin а--0 cos а,
где у - угол крена самолета; 0 - угол тангажа; а
-
азимутальный
угол поворота зеркала. Выработку указанного напряжения осуществ
ляют подачей на синусную обмотку вращающегося трансформатора 6
напряжения, пропорционального углу крена самолета, а на косинус
ную - углу тангажа. Углы крена и тангажа получают от самолетной
гировертикали. Система косвенной стабилизации с помощью следящей
системы, работающей от гировертикали, обеспечивает совмещение го
ризонтальной оси основания антенны с линией горизонта при наличии
углов крена и тангажа самолета.
Вращающийся трансформатор 5, связанный с двигателем 4 системой
передач, используют как датчик угла наклона зеркала антенны при его
ручной отработке; тахогенератор (ТГ) 3 постоянного тока входит в си
стему обратной связи привода наклона по скорости.
§ 8.3. Конструкции приводов радиолокационных антенн
Конструкция антенного блока, выполненная по кинематической
схеме (см. рис. 8.3), приведена на рис. 8.6 . В фокусе алюминиевого отра
жателя 1 антенного блока находится излучатель. К основному зеркалу
прикреплен второй отражатель в виде козырька для формирования ве-
Рис. 8.6
231
ерного луча. Отражатель / крепят к подзеркальнику 2, на котором
размещен сектор, сцепляющийся с выходной шестерней редуктора на
клона, приводимой во вращение двигателем 3. Своими концами подзер
кальник крепят к кронштейну 10, на нем находится зубчатый сектор 4.
зацепляющийся с выходной шестерней 5 редуктора азимута. Шестер
ня 5 приводится во вращение двигателем 8.
Корпус антенны 6 является несущей частью антенного блока; он
имеет вид вилки и отлит из магниевого сплава МЛ5. Через конuы ви
лок корпуса проходит ось вращения кронштейна с отражателем по ази-
А-А
Рис. 8.7
муту, а сам корпус приводом стабилизации по крену может поворачи
ваться относительно горизонтальной оси на угол +30° вокруг сектора.
закрепленного на основании 7. На корпусе размещают редукторы нак
лона и стабилизации по крену, детали переключателя реверса,
сервоусилители. Высокочастотный импульс подводится к излучателю
зеркала антенны от приемопередающего блока с помощью волноводного
тракта 9.
Герметичные вращающиеся волноводные соединения имеют_ся по
трем осям вращения антенны. Основание антенны крепят к корпусу
самолета д~умя стержнями, проходящими через ушки.
Конструкция редуктора азимута показана на рис. 8. 7 . Корпус ре
дуктора изготовлен из магниевого сплава, шестерни - из легирован
ной стали. Ограничения мертвого хода в пределах 10' достигают путем
выполнения зубчатых передач с минимальным боковым зазором.
232
Для предохранения от перегрузок редуктор имеет предохранитель
ную фрикционную муфту, отрегулированную на момент Тм = 1,2 Тн,
где Тн - номинальный крутящий момент на валу.
Редуктор наклона (рис. 8.8) крепят на кронштейне антенны и его
выходную шестерню сцепляют с зубчатым сектором, размещенным на
подзеркальнике. Форма корпуса определена местом, отведенным для
него в блоке. Редуктор имеет фрикционную предохранительную муф
ту и зубчатый стопор для ограничения качания зеркала в пределах
угла места 2 Р = + 17°. Шестерни редуктора выполнены из легиро
ванной стали.
А-А
Б-Б
Рис. 8.8
Конструкция механизма привода антенны, выполненного по кине
матической схеме (см. рис. 8.4), показана на рис. 8.9 (обозначения те
же). В этой конструкции использован двигатель постоянного тока ти
па Д-25А с частотой вращения nдв -=== 6000 об/мин и мощностью Р --=
== 25 Вт. Корпус редуктора выполнен из литейного магниевого спла
ва.
Конструкции механизмов привода антенны РЛС «Гроза», показан
ные на рис. 8.10 и 8.11 . выполнены по кинематической схеме (см.
рис. 8.5).
Конструкция антенного блока (рис. 8.1 О) состоит из отражателя 3,
излучателя 2, корпуса с редуктором азимута 11, редуктора наклона 10,
герметизированного волноводного тракта 12 с вращателем ш1оскости
поляризации и подмагничиваюшей обмоткой 1. Отражатель 3 имеет
233
диаметр 760 мм (в уменьшенном варианте 560 мм) и состоит из двух
поверхностей: параболической или специального профиля для форми
рования веерного луча типа «косеканс». Отражающая поверхность вы·
полнена из металлизированной ткани. Отражатель закреплен на под
зеркальнике 4, к которому прикреплен зубчатый сектор наклона 5.
Основание 15 с закрепленными в нем фланцем 14 с кареткой 6, повара-
По А-А и осян NN t, 2,J, 4,5,6, 7
Mf1
Рис. 8.9
чивается относительно оси азимута 1 - 1 через редуктор от двигателя
9. Хомут 13 обеспечивает крепление неподвижной части вращающего
ся волноводного сочленения.
Зубчатое цилиндрическое колесо 7 редуктора наклона, сидящее на
одной оси с коническим колесом, зацепляется с зубчатым сектором~
Редуктор наклона с двигателем 8, ВТ и ТГ закреплены на верхней
плоскости корпуса блока 11.
Конструкция редуктора азимута, размещаемого в корпусе антен
ного блока, показана на рис. 8.11. Двигатель 3 через многоступенча-
234
1
1
__
_j
_________ _
1
-----
-~---------
-
тый редуктор передает вращение на коромысло 2 кривошипно·коромыс
лового механизма и далее через повышающую передачу на вал антен
ны 1.
Фрикционная предохранительная муфта 4 отрегулирована на пере
дачу крутящего момента Т м == 1,2 Тн· Материалами дисков являются
бронза и сталь с HRC= 40-50 . Толщина дисков 1 мм, шероховатость
соответствует 3-му классу. Корпус блока литой из магниевого сплава.
Особенностью конструкции редуктора наклона является дифферен
циал. обеспечивающий вращение отражателя по наклону с одновре
менным поворотом по азимуту за счет дополнительного обката в кони
ческой паре.
Отказ в РЛС «Гроза» от привода непосредственной стабилизации,
замена ее косвенной, использование схемы с без реверсивным двигате
лем, уменьшение массы, момента инерции отражателя и ряда деталей
1юзволили снизить массу антенного блока. одновременно повысив его
технические характеристики.
§ 8.4 . Выдвижные и разворачиваемые антенны для радиосвязи
В настоящее время основными конструкциями в ы д в и ж н ы х
антенн являются телескопические и шарнирные. Недостатки телеско
пических конструкций - наличие замкового соединения (на 18 м не
обходимо как минимум 2-3 соединения), которое ненадежно, особен
но при низких и высоких температурах, пыли; сложность механизмов
выдвижения секций антенны (в каждой секции свой механизм выдвиже
ния): большая масса. Недостатки шарнирных конструкций - слож
ность механизмов выдвижения (на 18 м необходимо иметь как минимум
2-3 колена и столько же приводов); большие габариты. масса (в свер·
нутом положении).
Разворачиваемыми антеннами являются штыревые с
упруготрансформируемым элементом. баллистические, пневматиче
ские.
Штыревая антенна с выдвижным упруготрансформируемым эле
ментом в виде упругой ленты с вогнутым профилем (наподобие рулет
ки) позволяет применить для привода один электродвигатель, а также
создать самовыдвигающуюся конструкцию, в которой выдвижение бу
дет осуществляться за счет упругих сил пружинящего профиля ленты,
и получить малые габариты (в свернутом положении), массу.
В такой антенне лента из нержавеющей стали или бериллиевой
бронзы обработана так, что в свободном состоянии она принимает фор
му трубки с полностью перекрывающимися краями, ось которой рас
положена вдоль ленты, что придает ей большую жесткость. В убран
ном положении уплощенная лента намотана на барабан и с помощью·
электродвигателя или специального механизма, вариант которого схе
матически изображен на рис. 8.12, может быть выдвинута на заданную
длину. В настоящее время эти антенны применяют в основном для лета-
тельных аппаратов (космических и др.).
237
Баллистическая антенна основана на использовании динамическо
го эффекта, возникающего при высокоскоростном продольном движе·
нии бесконечной (замкнутой) гибкой нити (провода), что позволяет
осуществить подъем и устойчивый стационарный режим работы излу
чателя высотой в десятки метров.
Применение баллистических антенн позволяет создать простые по
конструкции антенные устройства. Они обладают значительными пре
имуществами по сравнению с применяющимися в настоящее время ан
тенными сооружениями.
Преимуществом баллистической антенны является также малое вре
мя ее развертывания и свертывания, измеряемое единицами минут"
81/ роJъен
бироtfон tl11я
нонотки
антенны
борооон tJля намотки
нoii11opo6ou ленты
Рис. 8.12
ВыtJ6ин!Jтон
l/OCm/J
Шtmеннь1
Принципиальная схема баллистической антенны показана на
рис. 8.13. Бесконечный трос 1 зажат между вращающимся шкивом 2
и прижимным роликом 3 катапульты 4, так что все его элементы после
довательно получают вертикальную скорость. Выброшенные вверх
элементы троса возвращаются обратно к катапульте (левая нисходящая
ветвь). Шкив 2 приводится во вращение электродвигателем, установ
ленным на основании катапульты 4.
Баллистическая антенна может быть использована как для стацио
нарных систем связи, так и для подвижных (наземных и корабельных).
На рис. 8.14 схематически показана баллистическая антенна, привод 3
которой установлен на вращающейся платформе 2. Система пр-ижим
ного и приемного роликов позволяет изменять угол наклона излучате
ля 1 с целью изменения формы диаграммы направленности в верти
кальной ПЛОСКОСТИw
Созданию пневматических конструкций способствовало производ
ство прочных и легких синтетических пленок и прорезиненных тканей.
238
Наполнение оболочки сжатым воздухом не требует длительного вре
мени, так же быстро можно свернуть антенну. выпустив воздух из обо
лочки.
На рис. 8.15, а приведена схема конструкции пневматического вер
тикального излучателя. Из компрессора 1 сжатый воздух по трубе по
ступает в баллон 2, выполненный из гибкого, прочного и непроницае
мого для воздуха материала. Снаружи баллона проложен металличе
ский канатик 3, являющийся излучающей частью антенны. После на
полнения баллона сжатым воздухом он устанавливается вертикально.
NJXJ808
Рис. 8.13
f
2
4
t
2
Рис. 8.14
Далее требуется только поддержание в баллоне необходимого давле
ния, что выполняется с помощью компрессора. Компрессор работает
не непрерывно и включается по мере необходимости для поддержания
заданного давления внутри оболочки по сигналу от датчика, контроли·
рующего давление внутри баллона.
Свертывание пневматической антенны производится следующим об
разом: из баллона 1 откачивается воздух (рис. 8.15, 6), одновременно на
ось лебедки 3 наматывается трос 2. При этом вершина антенны следом
за тросом постепенно втягивается в баллон, а затем на ось лебедки на
матывается баллон до самого основания. При свертывании антенны дав
ление в баллоне должно быть достаточным для устойчивого поддержа
ния его в вертикальном положении.
Подъем антенны осуществляют в обратном порядке. При поступле
нии воздуха создается давление, заставляющее разворачиваться в вер
тикальном направлении баллон, намотанный на ось лебедки. r
239
f
2
2
J
f
J
Boзdgx
Boзtl!Jx
1G ~~ж
15=~
/
~
а)
5)
О8 =03н
'
--
--
·~ t;:
1•
1
~~~...
1
~
~11
1
::t::
2
1
1
,,
~
~,1
~...
Dн=f,2 н
1
-
-
J
,
f1
1
1
--
-
О)
2)
Рис. 8.15
На рис. 8.15, в приведена схема пневматической антенны, которая
представляет собой вертикальный линейный излучатель высотой 20 м.
Токоведущая часть антенны состоит из нескольких соединенных между
"собой вертикальных проводов. При этом нижняя часть баллона выпол
няет функции опорного изолятора. Баллон изготовлен из прорезинен-
240
ной синтетической ткани. Для наполнения баллона антенны сжатым
воздухом, а также поддержания заданного рабочего давления внутри
оболочки у основания антенны на стойке установлены воздуходувки и
автоматическое устройство для регулирования давления воздуха в бал
лоне. Антенна предназначена для работы с передатчиками мощностью
до 5 кВт и может работать в различных климатических условиях в диа
пазоне температур + 40° С.
Толщина материала баллона и давление воздуха внутри него выбра
ны исходя из условия нормальной эксплуатации антенны при скорости
ветра до 15 м/с. Диаметр баллона в основании составляет 1,2 м; на вер
шине - 0,3 м; толщина материала оболочки 0,5 мм. Избыточное дав
ление воздуха в баллоне устанавливается О,016МПа, что обеспечивает
устойчивость антенны при полной высоте 20 м и скорости · ветра до
15 м/с. Наполнение баллона антенны сжатым воздухом осуществляется
за 6 мин.
Повышение прочности пневматической антенны (рис. 8.15, г) дости
гается заключением баллона 1 в металлическую сетку 2, закрепленную в
основании 3 антенны. Применение металлической сетки улучшает
электрические характеристики антенны, повышает ее устойчивость в
вертикальном положении, но при этом значительно увеличивается мас
са и снижается гибкость оболочки антенны.
ГЛАВА 9
МЕХАНИЗМЫ ЗАПИСЫВАЮЩИХ УСТРОЙСТВ
§ 9.1 . Общие сведения
Устройства записи содержат электронные элементы, однако их ра
бочие характеристики зависят от качества механических узлов, опре
деляющих стабильность движения носителя записи, точности изготов
ления, установки магнитных головок (МГ) и т.д. Эти требования к ме
ханической части записывающих устройств являются основными; ка
чество записи в значительной степени определяет скорость перемеще
ния носителя или ее стабильность. При записи приняты следующие
значения скоростей движения носителя: 381; 190,5; 95,3; 47,6:
23,8 мм/с. С повышением качества МГ и магнитной ленты (МЛ) скорость
их перемещения может быть снижена. Для ускоренной перемотки ско
рость носителя выбирают в пределах 2000-8000 мм/с. Запись произво
дят на одну или несколько дорожек. Перемещение носителя записи
относительно МГ осуществляет лентопротяжный механизм (ЛПМ).
Перемещение ленты относительно ...МГ может происходить в режиме
записи - воспроизведения с номинальной скоростью и в режиме ус
коренного перемещения при поиске информации. По кинематике ЛПМ
можно разделить на два типа: с перемещением ленты 1 относительно
МГ 5 и б путем ее перемотки с одной катушки на другую (рис. 9.1, а)
например с катушки 2 (подающий узел) на катушку 3 (прием~ый узел);
241
с бесконечной лентой (рис. 9.1, б), где катушки 3 и 2 отсутствуют.
В обеих схемах ролики 4 являются направляющими.
ЛПМ. выполненный по схеме рис. 9.1, а, с приводом на одну из ка
тушек при неизменном числе оборотов двигателя (вследствие изменения
диаметра намотки) не может обеспечить постоянства скорости переме
щения ленты относительно МГ. Для обеспечения постоянства скорости
движения ленты применяют ЛПМ с разомкнутой петлей (рис. 9.1, в).
Лента 1 приводится в движение ведущим роликом 5, к которому для
лучшего сцепления лента прижимается прижимным роликом 4. Натя
жение ленты до ведущего ролика осуществляет подающий узел 2, а на-
2J'
f
Z)
Рис. 9.1
мотку ленты выполняет приемный узел 3, или наоборот (при обратном
движении ленты). Ролики 6 являются направляющими. Петля счита
ется разомкнутой, потому что ведущий узел, обеспечивающий постоян
ство скорости движения ленты, воздействует только на один участок
ленты, движущейся около МГ 7 и 8. На скорость перемещения ленты в
ЛПМ с разомкнутой петлей влияют неравномерность вращения двига
теля, погрешности передаточного механизма, деформация и колебания
прижимного ролика, вытягивание ленты при ее натяжении, непосто
янство силы трения в месте контакта ленты с роликом. Поэтому при ис
пользовании этой схемы в конструкции предусматривают ряд дополни
тельных элементов, стабилизующих скорость движения ленты.
В механизме с замкнутой петлей (рис. 9.1, г) ведущий узел, обеспе
чивающий движение ленты 1 с постоянной скоростью, выполнен в виде
ведущего ролика 8, двух прижимных роликов 4, 9 и обводного инер
ционного ролика 5. Ведущий узел воздействует на оба участка ленты,
движущейся относительно МГ 6 и 7; подающий узел 2. приемный yзeJI
3 обеспечивают подачу или намотку ленты.
242
Эффект замкнутой петли можно поJ1учить, используя два ведущих
ролика 4, 7, имеющих между собой механическую связь (рис. 9.1, д).
Основной особенностью механизма с замкнутой петлей является изоли
рованность участка ленты 1 около МГ 5 и бот приемного или подающе
го узлов 2, 3, которые могут создавать неравномерность движения лен
ты. В механизме с «нулевой» петлей (рис. 9.1, е) МГ 5 и 6 прижимаются
к ленте 1 в том месте, где она огибает ведущий ролик 7. Эта схема пре
дусматривает два направляющих ролика 4 и 8, обеспечивающих пра
вильную подачу ленты на ведущий ролик с подающего узла 2 либо
с ведущего ролика на приемный узел 3.
Основными механическими узлами JlПM являются ведущий узел,
боковые узлы подачи и намотки ленты, исполнительные устройства
(двигатели, передаточные механизмы, тормозные устройства, электро
магниты).
Для улучшения отдельных характеристик: и расширения оператив
ных возмож~остей аппарата в зависимости от требований к нему в ЛПМ
могут входить вспомогательные узлы (стабилизации движения носите
ля, стабилизации натяжения носителя, быстрого пуска, автоматики и
программирования).
Кроме описанных типовых узлов в конструкции записывающего
устройства могут быть узлы, контролирующие и регулирующие качест
во записи: датчики скорости, обрыва, натяжения ленты, программные
механизмы и др.
Все узлы устройства магнитной записи находятся во взаимосвязи,
определяемой кинематической схемой ЛПМ и режимами его работы.
К основным режимам относятся режимы записи- воспроизведения,
к вспомогательным - перемотки и поиска.
§ 9.2. Кинематические схемы Jrентопротяжных механизмов
Кинематическая схема бытовой одномоторной конструкции ЛПМ
двухдорожечного магнитофона показана на рис. 9.2, где ведущий ро
лик (вал) 2 является продолжением вала двигателя 1. Узлы подмотки
16, обратной перемотки 9 одинаковы и выполнены с применением фрик
ционных электромагнитных муфт (см. рис. 9.6, б). Передачу движения
на узлы 9 или 16 осуществляют с помощью пассиков через промежуточ
ные шкивы 15, 10. Прижим ленты к ведущему валу 2 производят при
жимным роликом 7, а к МГ нижней дорожки 5, 6 и верхней дорожки 8,
12 - роликами 4, 3, 13, 14. Прижимный ролик 7 управляется электро
\'tаrнитом 11.
Натяжение ленты в режиме запись - воспроизведение осуществля
ют за счет момента трения между подкассетником и шкивом при вы
ключенных электромагнитных муфтах.
Схема одномоторной конструкции магнитофона (тип МС-61), при
меняемой на самолетах, без устройства воспроизведения записи пока
зана на рис. 9.3 . Движение ведущей кассеты 1 происходит от двигате
ля 4 через червячную передачу 3 с передаточным числом и 1 ,== z 2 /z 1 =--
243
~---~ 64/2= 32 и зубчатую передачу 2 с и 2 === z 3 /z2 ~:- 77/28 :. --= 2, 75. Запись
ведут на носитель-проволоку 15 с помощью МГ 14. Стирание осуществ
ляют МГ 13. ·диаметр проволоки dпр =-~ 0,05 мм. Необходимое натя
жение проволоки силой О, 15-0,2 Н создается подтормаживанием ве
домой кассеты 10 колодочным тормозом 11. Равномерную намотку про
волоки на ведущую кассету осуществляют перемещением по направ
ляющим 8 поводка с толкателем 7 при помощи кулачка 6, сидящего на
валу 5. Вращение этого вала осуществляют червячной передачей с пере
л.аточным числом и 3
z4 /z3 :: 32/1 - 32 от приводного вала ведущей
Рис. 9.2
кассеты. Магнитофон имеет датчик обрыва 16; обрыв проволоки вызы
вает обесточивание двигателя привода 4 и включение тормоза 9 элект
ромагнитом 12.
Двигатель привода ведущей кассеты ДПМ-20-НЗ-09 с крутящим
моментомТ11 - 2Н·мм и пдн
=- = 4500 об/мин имеет регулятор скоро-
сти. Скорость перемещения носителя записи v~1 175 мм с.
4астота вращения кассеты при известной скорости vн перемещения
носителя и среднем диаметре намотки на кассету (об,'мин)
При v}-f
33 об мин.
-: -200.
175 мм/с, Dн - : 90 мм частота вращения кассеты 11н · -
Тогда при /1 дн -=
-
3000-: - -6000 об/мин ;дн• l\
100 -;-
Кинематическая схема ЛПМ (НМЛ) ЕС-5017 показана на рис. 9.4,
где 1.2 - приемная и подающая кассеты. Кассеты имеют самостоя
тельные приводы, состоящие из кассетных сериесных двигателей по-
244
стоянного тока. Ведущий ролик 3 диаметром dp :-:= 50 мм посажен ни
вал приводного двигателя (Р дв -~-= 90 Вт; пдв 3000 обiмин; И
:;:: 27 В).
Вакуумные колонки 8 и 9 создают необходимое усилие предвари
тельного натяжения ленты 4 F 0 -== 273 Н. Запись и считывание ин
формации осуществляют с помощью МГ 5. Направляющие ролики 6.
-$--
Рис. 9.3
Рис. 9:4
11 и очистители 10, 7 дополняют тракт магнитной ленты. Привод веду
щего ролика при записи и считывании информации обеспечивает ско
рость ленты Vн -=- -= 2 м/с, а при перемотке ленты Vн -= -
5 м/с.
§ 9.3. Конструкции механизмов записывающих устройств
Конструкция редуктора,используемая в приводе кассеты магнито
фона, показана на рис. 9.5, где двигатель 2 закреплен в корпусе 3 на
кидной гайкой 4; корпус отлит из алюминиевого сплава. Двухзаход
ный червяк 5 делают из стали. Червячное колесо 6 из текстолита имеет
64 зуба, модуль зацепления т - - 0,5 мм, затем движение передается
на вал 1 посредством червячной передачи с передаточным числом и -
-=
38, 1 38. модуль зацепле•rия т
--
0,5 мм. Выходная шестерня 7
на валу 1 имеет 28 зубьев. модуJiь т _:;_-
0,5 мм. Редуктор крепят к па
нели магнитофона с помощью оr1орной плать1, имеющей четыре отвер
стия для крепежных винтов.
245
Ведущий узел должен обеспечивать стабильность скорости движе
ния ленты, бесшумность и жесткость конструкции. В зависимости от
способа передачи крутящего момента от двигателя на ведущий ролик
различают ведущие узлы прямого и косвенного привода. В узле прямого
привода ведущим является вал двигателя или посаженный на него веду-
А-А
J2
Рис. 9.5
щий ролик; ротор такого двигателя выполняет функцию махо~ика.
Узлы 11рямого привода отличаются простотой конструкции, но подшип
ники двигателя нагружаются усилием прижатия ленты и неравномер
ность вращения двигателя передается протягиваемой ленте, что явля
ется недостатком этой конструкции. В узлах косвенного привода веду
щий ролик устанавливают на отдельных подшипниках; он приводится
во вращение двигателем через передаточный механизм. Для стабилиза-
246
ции вращения на ведущем вале устанавливают маховик. Прижатие
ленты к ведущему ролику осуществляют прижимным роликом, управ
ляемым электромагнитом. Обычно ведущий ролик выполняют сталь
ным, а поверхность прижимного ролика делают обрезиненной. Для
равномерного протягивания ленты ведущий ролик не должен иметь бие
ния и дебаланса. Диаметр ведущего ролика берут исходя из скорости
движения носителя Vн (мм/с): d = 60vн /(лп р). где п Р - частота вра
щения ведущего ролика, об/мин.
Для повышения твердости ведущий ролик термически обрабатыва
ют и хромируют; его поверхность должна иметь шероховатость не
ниже 9-го класса. Допускаемый эксцентриситет ролика не более
1-3 мкм. Точность изготовления его рабочего диаметра определяют
допуском на номинальное значение скорости протягивания ленты.
Обычно в магнитофонах номинальное значение диаметра ведущего ро
лика составляет 10-15 мм. В накопителе на магнитной ленте (НМЛ)
ЛПМ конструируют по схеме (см. рис. 9.1, е). где ведущий ролик поса
жен непосредственно на вал двигателя. Сила трения между лентой и
ведущим роликом создается натяжением ленты с помощью вакуумных
колонок (ЕС-5017). Поскольку коэффициент трения скольжения между
прижимным роликом и лентой больше, чем между лентой и стальным
ведущим валом, ленту протягивает прижимный ролик, вращаемый ве
дущим роликом, с которым он соприкасается за боковыми кромками
ленты. Усилие прижима ролика к ведущему валу, необходимое для
протягивания ленты с постоянной скоростью, зависит от силы сопро
тивления протягиванию и коэффициента трения скольжения.
Коэффициент запаса по сцеплению (против буксования) ~ == 2-;-3.
Коэффициент трения скольжения выбирают в зависимости от материа
ла фрикционной пары ведущий ролик - прижимный ролик"
Для надежного протягивания ленты диаметр прижимного ролика
выбирают достаточно большим: dпр == 25-7 -50 мм. Высота ролика h
зависит от ширины ленты; для улучшения его сцепления с ведущим ро
ликом для узкой ленты h = (1.5-7-2,5) Ь. а для широкой h === Ь +
+(3-7-5).гдеЬ
-
ширина ленты.
Поджим прижимного ролика осуществляют с помощью тяги. свя
занной с электромагнитом; ход тяги для уменьшения удара составляет
1-2 мм; отжатие ролика производят с помощью пружины.
Боковые (подкассетные) узлы ЛПМ служат для подмотки и подтор
маживания ленты в режимах записи -- воспроизведения и перемотки.
В режимах записи - воспроизведения боковые узлы работают с пере
менной частотой вращения ввиду изменения диаметра намотки; изме
нение частоты вращения осуществляют за счет фрикционного или элект
ромагнитного скольжения ведомого элемента относительно ведущего;
на ведомые элементы устанавливают кассеты с лентой. Различают актив
ные и пассивные боковые узлы.
Активный узел состоит из двигателя с мягкой механической харак
теристикой, тормозного устройства и подкассетника. Этот узе"т~ приме
няют в трехмоторных конструкциях ЛПМ магнитофона и В' НМЛ.
247
Пассивный узел - это автоматическая сцепная муфта, ведущая
часть которой имеет привод от ведущего двигателя-. В конструкции
этого узла используют управляемые фрикционные, обгонные муфты,
обеспечивающие стабилизацию натяжения ленты и режим ее ускорен
ного движения. Фрикционная муфта (рис. 9.6, а) с автоматически варь
ируемой силой осевого давления F 11 за счет изменения диаметра намотки
ленты состоит из ведущей 4 или ведомой 2 частей, связанных фрикци
онным кольцом из фетра 3. Заглушку с выступами 1 используют для
установки кассеты. С помощью хвостовика 5 муфту крепят к несущей
панели ЛПМ. Момент трения, создаваемый силой осевого давления
Fп, ТтР
---=- fF11 Rr Р .
J
f
4
а)
Рис. 9.6
Электромагнитная фрикционная муфта (рис. 9.6, б) с ведущей ча-
стью 6, ведомой 4 и фрикционным кольцом 5 отличается от описанной
ранее способом управления. При подаче на обмотку питания 3 сталь
ное кольцо 1 подтягивается к резиновому кольцу 2. обеспечивая жест
кvю связь ведомой и ведущей частей.
" Двигатели приводят во вращение ведущие узлы, протягивающие
носитель записи, а также обеспечивают натяжение или ускоренную
перемотку ленты. В зависимости от выполняемых функций к ним
предъявляют различные требования. В механизмах магнитной записи
применяют в основном асинхронные и синхронные двигатеJiи перемен
ного тока с частотой вращения 1000-3000 об/мин, реже (в специальной
аппаратуре) используют двигатели постоянного тока с частотой враще
ния 2000-6000 об/мин.
Двигатель ведущего ролика должен обладать жесткой механиче
ской характеристикой, т. е. частота его вращения при изменении на
грузки должна быть стабильна.
Двигатель с передачей движения на ведущий ролик гибкой связью
выбирают с частотой вращения 1000-1500 об/мин, большие частоты
вращения вызывают акустический шум и износ подшипников, а мень
шие повышают неравномерность хода.
248
Минимальная мощность двигателя привода ведущего ролика
т~ (J)p
р =--k,
11
где Т~ - момент сил сопротивления вращению, приведенный к веду
щему ролику, Н·м; юр - угловая скорость вращения ведущего роли
ка;k==3 -:--5
-
коэффициент надежности; f) - КПД передаточно
го механизма. Кассетные двигатели для постоянства натяжения ленты
должны иметь мягкую механическую характеристику.
Передаточные механизмы предназначают для передачи движения
от приводного двигателя на ведущий ролик, а в одномоторных конст
рукциях - на боковые узлы.
Такие механизмы должны обеспечи;вать стабильность передаточного
отношения и вращающего момента, отсутствие вибраций остаточных
деформаций упругих элементов. В ЛПМ применяют передачи гибкой
связью и передачи зацеплением. Передачи гибкой связью достаточно
компактны, бесшумны в работе, обеспечивают в одной паре переда
точное отношение i == 15, однако им присуще скольжение. Их приме
няют для передачи движения от двигателя на ведущий ролик и боко
вые узлы. Угол обхвата ведущего ролика а.1 == 120-:- -150°; для повы
шения угла обхвата меньшего шкива применяют натяжные или обвод
ные ролики. Гибкую связь изготовляют из резины, различных сортов
пластмасс или лавсана. Пластмассы и лавсан могут работать в широком
диапазоне температур (от -60 до + 160 °С), имеют высокий предел
прочности и толщину до 1 мм, вследствие чего могут применяться при
диаметрах шкивов свыше 5 мм. Для повышения коэффициента трения
скольжения их пропитывают специальным составом, что обеспечива
(ет f == 0,25. Органы управления или станции управления имеют 5-7
исполнительных кнопок.
ГЛАВ-А 10.
НАДЕЖНОСТЬ И ОСНОRЫ ПРОЕКТИРОВАНИЯ
МЕХАНИЧЕСКИХ СИСТЕМ
§ 10.1 . Надежность механических систем
Основные определения. Под надежностью понимается свойст
во изделия выполнять заданные функции, сохраняя во времени
значения эксплуатационных показателей в заданных пределах"
соответствующих установленным режимам и условиям использо
вания технического обслуживания, ремонта, хранения и транспор
тирования (ГОСТ 13377-75). В зависимости от назначения изде
лия и условий его эксплуатации, надежность, как следует из опре
деления, включает четыре составляющих: безотказность, долговеч-
ность, ремонтнопригодность и сохраняемость.
'
249
Безотказность - свойство изделия непрерывно сохранять рабо
тоспособность в течение некоторого времени или некоторой нара
ботки.
Jl,олговечность ~ свойство изделия сохранять работоспособ
ность до наступления предельного состояния при установленной си
стеме технического обслуживания ,и ремонта.
Ремонтнопригодность - свойство изделия, заключающееся
в приспособленности к предупреждению и обнаружению причин
возникновения отказов, повреждений и устранение их последствий
путем проведения ремонта и технического обслуживания.
Сохраняемость - свойство изделия непрерывно сохранять ис
правное и работоспособное состояние в течение срока хранения и
после него или при транспортировке.
Количественное описание надежности. Для того чтобы описать
какую либо составляющую надежности, необходимо знать закон
ее распределения - исчерпывающее описание любой случайной
величины. Использование функций в инженерной практике неудоб
но, поэтому широкое применение нашли числовые показатели на
дежности. Наиболее широко используется математическое ожида
ние (статистическое среднее случайной величины): среднее время
безотказной работы Т, средний срок восстановления Тв, среднее
время сохраняемости Т с, средний срок службы Тсс и средний ре
сурс Тр.
Вероятность безотказной работы в период нормальной эксплуа
тации (Л(t) =const)
р(t)==е-Лt'
(10.1)
где Л - интенсивность отказов в период нормальной эксплуата
ции. Среднее время безотказной работы
Т == 1(А.
(10.2)
Для большинства изделий (систем), элементы которых работа
ют в условиях постоянства интенсивности отказов, вероятность
безотказной работы определяют по формуле
п
--t~лi
пр
i-=I
Р=П i==-e
(10.3)
i=1
где Pi - вероятность безотказной работы элемента i, отказ которо
го приводит к отказу всего изделия (системы); ~Лi - интенсив-
ность отказов всей системы.
i=l
Среднее время безотказной работы в этом случае
Т===1/ ±Л;К.
i=1
250
Значения Лi определяют по статистическим данным. Несоответ
ствие условий эксплуатации нормальным учитывают коэффициен
том нагрузки К, равным отношению величин рабочей нагрузки к ее
номинальному значению.
Расчет надежности механических систем в настоящее время ос
нован на анализе напряжений в элементах изделия. Например,
вероятность безотказной работы зубчатых колес определяют, как
вероятность того, что действующие напряжения изгиба и контакт
ные находятся ниже пределов усталости
(10.5)
При расчете полагают, что O'PHm и cr1111m подчинены нормальному
закону распределения. В этом случае вероятность безотказной ра·
боты зубчатых колес определяют по формулам
PF(T)==F[ 4(aFнm-aF) ]- ; Рн(Т)=F[4(ан11m-он) ], (10.6)
aFlim
aHlim
где F - функция Лапласа.
Значения O'FHm и оннm определяют по справОЧI;IЫМ пособиям.
Вероятность безотказной работы редуктора равна произведению
вероятностей безотказной работы составляющих его колес.
Пути повышения надежности. Повышение надежности изделия
(системы) обеспечивают при конструировании, изготовлении в
эксплуатации. При конструировании это применение модульного
(блочного) метода, позволяющего сократить время ремонта; вы
бор элементов, составляющих изделие, с минимальными значения
ми интенсивности отказов; применение резервирования элементов,
при котором вероятность безотказной работы равна
ррез-== 1- (1- P)k+1'
( 1О.7)
где Р - вероятность безотказной работы без резервирования, k-·
число резервных элементов.
Повышение надежности на этапе изготовления обеспечивают
за счет улучшения технологии изготовления отдельных элемен
тов изделия и его сборки. На этапе эксплуатации надежность
обеспечивается строгим соблюдением нормального режима рабо
ты и сроков технического обслуживания.
§ 10.2. Методы и средства конструирования механических
систем
Основным этапом работы при конструировании механической
системы является задача выбора ее компоновки: модульной (функ
ционально-узловой) или моноблочной. В основе модульного мето
да лежит выделение отдельных функций при анализе принципи-
251
альной электрокинематической схемы изделия (системы) и конст
руирование для выполнения этих функций отдельных сборочных
единиц-модулей.
Модульный метод конструирования в настоящее время нашел
широкое применение при разработке РЭА. Компоновка электро
механических систем из отдельных модулей, представляющих со
бой законченные сборочные единицы, обеспечивает: возможность
совершенствования системы путем изменения конструкции отдель
ных узлов; удобство сборки; удобство и быстроту ремонта (путем
замены отдельных модулей); свободный доступ к отдельным ча
стям конструкции при техническом обслуживании.
Модульный метод предполагает создание законченных элемен
тов-модулей близких п~о габаритным размерам и имеющих унифи
цированные конструкции соединений друг с другом. Применение
при конструировании электромеханических узлов РЭА модульного
метода значительно сокращает время разработки и изготовления
изделия, упрощает процесс конструирования.
Система электромеханических модулей представляет собой на
бор функциональных электромеханических узлов: редукторов и
мультипликаторов, дифференциалов, муфт, ограничителей, устано
вочных механизмов, стаканов для соединения в функциональный
узел комплектующих изделий.
Основные этапы эскизного проектирования системы РЭА по
модульному методу.
1. Расчет основных параметров системы.
2. Разработка функциональной схемы изделия (системы).
3. Составление принципиальной электрокинематической схемы"
4. Выделение из электрокинематической схемы отдельных
функциональных сборочных единиц.
5. Подбор по каталогам модулей, соответствуюrцих выделен
ным сборочным единицам.
6. Вычерчивание об~цего вида изделия по электрокинематичес·
кой схеме и подобранным модулям.
Конструирование систем РЭА в виде моноблока представляет
сложную задачу и требует большей затраты времени по сравнению
с модульным методом. Моноблочный метод применяют при разра
ботке макетных конструкций с возможно широким использованием
готовых изделий, узлов и деталей.
Средства проектирования. Создание изделий на уровне лучших
образцов в настоящее время затруднено без использования совре
менных технических средств на базе ЭВМ. Только с пом<.?щью
ЭВМ можно провести в короткое время синтез и анализ множества
вариантов конструктивных решений для отыскания оптимального"
С поиском оптимального решения поставленной задачи конст
руктор сталкивается на всех этапах разработки - от поиска прин
ципа действия до разработки рабочей документации. Определение
с помощью ЭВМ оптимальных Dешений при проектировании зна-
252
чительно сокращает время разработки конструкции и улучшает ее
качество.
При этом необходимо помнить, что за человеком остаются та
кие виды работы, как постановка задачи, выбор параметров и их
предельных значений, выбор критериев оптимизации, анализ ре
зультатов и разработка математической модели изделия (систе
мы), которая должна быть создана для постановки задачи проек-
тирования на ЭВМ.
.
Математическая модель должна в количественной форме описы
вать основные элементы проектируемого изделия, его параметры.
Она позволяет заменить дорогостоящие и длительны~ эксперимен
ты с опытными образцами, расчетами на ЭВМ с большим числом
вариантов. Для этого достаточно ввести в ЭВМ различные значе
ния геометрических параметров, материалов и других данных, вхо
дящих в математическую модель. По этим данным ЭВМ опреде
лит все требуемые характеристики изделия при различных значе
ниях его параметров и укажет оптимальный вариант. В процессе
проектирования математическая модель может совершенствовать
ся и уточняться.
Математические модели сложных технических систем представ
ляют собой комплекс взаимосвязанных уравнений.
С помощью ЭВМ и связанного с ней графопостроителя воз
можно создание графических изображений. Таким образом созда
ется система автоматизированного проектирования. В конструи
ровании машинная графика является инструментом, позволяющим
значительно сократить время создания чертежей и тем ускорит~
весь процесс конструирования. В настоящее время машинная
графика стала основным инструментом автоматизированного про-
ектирования.
Л ИТЕРАtУРА
1. Артоболевский И. И. Теория механизмов.
-
М.: Наука. 1975.
-775 с"
2. Баранов Г. Г. Курс теории механизмов и машин.
-
М.: Машинострое
ние, 1975.
-
508 с.
3. Вопилкин Е. А. Расчет и конструирование механизмов приборов и си
стем. - М.: Высшая школа, 1980.
-
463 с.
4. Иванов М. Н. Волновые зубчсiтые передачи.
-
М.: Высшая школа, 1981.
-
183 с.
5. Кудрявцев В. Н., Кирдяшев Ю. Н., Гинзбург Е. Г. и др. Планетарные
передачи. Справочник. - Л.: Машиностроение, 1974.
-
530 с.
6. Милосердин Ю. В., Семенов Б. Д., Кречко Ю. А. Расчет и конструи
рование механизмов приборов и установок. - М.: Машиностроение. 1985.
-
-
408 с.
7. Пименов А. И. Механизмы настройки РЭА.
-
М.: Высшая школа. 1977.
-
222 с.
8 Рощин Г. И. Несущие конструкции и механизмы РЭА. - М.: Высшая
школа, 1981. ~ 375 с.
9. Чернавский С. А., Снесарев Г. А., Козинцов Б. С. и др. Проектирование
механических передач. - М.: Машиностроение, 1984.
-
558 с.
10. Пuмf'нов А. И. Механизмы настройки
-
М.: Высшая школа, 1977.
-
-
221 с.
11. Романов М. J/., Константинов В. А., Покровский Н. А. Сборник задач
по деталям машин. - М.: Машиностроение, 1984.- 240 с.
12. Матвеев В. И. Отсчетные устройства приборов и систем.
-
М.: Маши
ностроение. 1984.
-
144 с.
IЭ. Свеmllицкий В. А .. Мирошник Р. А . . l(уркин В. И. Определение форм
стационарного движения замкнутой гибкой нити при вращении вокруг верти·
кальной оси. - Прикладная механика АН УССР, 1985, No 5, с. 106-110.
14. Вершков М. В. Судовые антенны.
-
Л.: Судостроение, 1972.
-
424 с
15. Резников Г. В. Антенны летательных аппаратов.
-
М.: Советское радио,
1967.
-
416 с.
16. Пирогов А. А. О вращательном движении кольца гибкой нити в вязкой
среде- и гравитационном поле.-Сб. научных трудов ВЗЭИС, 1960, в. 2.
17. Милосердин Ю. В., Семенов Б. д ... Кречко Ю. А. Расчет и конструирова·
ние механизмов приборов и установок. - М.: Машиностроение, 198'5. - - 408 с.
ОГЛАВЛЕНИЕ
Предисловие . . . . .
Часть первая
Общие сведения о механизмах радиоустройс-rв
Г л а в а 1. Основы теории механизмов
§ 1.1 . Структура и классификация механизмов
§ 1.2. Основы кинематики механизмов
.
§ 1.3. Основы динамики механизмов
.
.
§ 1.4 . Основы теории точности механизмов
Гл а в а 2. Передаточные механизмы
§ 2.1.
§ 2.2.
§ 2.3.
§ 2.4.
§ 2.5.
§ 2.6.
§ 2.7.
Фрикционные механизмы
Зубчатые механизмы ...
Винтовые механизмы (передача винт - гайка)
Червячные механизмы . . . . .
Кулачковыемеханизмы........
Шарнирно-рычажные механизмы . . . . .
Механизмы прерывистого движения .
Часть вторая
Детали, элементы и соединения механизмов радиоустройств
3
4
4
11
18
33
39
44
69
73
79
89
95
Гл а в а 3. Детали механизмов радиоустроАств
.
.
.
.
.
.
.
.
.
.
102
§ 3.1. Оси и валы
.
.
.
.
.
.
.
.
.
.
.
.
.
.
.
102
§ 3.2 . Опоры скольжения и качения
.
.
.
.
.
.
.
.
.
105
§ 3.3. Направляющие для прямолинейного движения
.
117
Гл а в а 4. Элементы механизмов радиоустройств
.
.
.
.
".
.
118
§ 4. 1. Муфты
.
.
.
.
.
.
.
.
.
.
.
.
.
.
.
.
118
§ 4.2. Фиксаторы и ограничители
.
.
.
.
.
.
.
126
§ 4.3 . Пружины
.
.
.
.
.
.
.
.
.
.
.
.
.
.
.
.
.
.
.
.
.
.
.
.
.
129
§ 4.4. Элементы управления, контактные группы и переключатели 131
Гл а в а 5. Соединения в конструкциях механизмов радиоустройств. Не-
сущие конструкции . . .
.
.
.
.
140
§ 5.1 Неразъемные соединения •
140
§ 5.2. Разъемные соединения
.
.
.
.
.
.
.
.
.
.
148
§ 5.3. Несущие конструкции, корпуса и корпусные детали
153
Часть третья
Механизмы радиоустройств
Г л а в а 6. Отсчетные устройства
.
162
§ 6.1 . Общие сведения
.
.
.
.
162
§ 6.2 . Расчет шкал
.
.
.
.
.
.
.
.
о•••••••••••172
§ 6.3 . Конструкции шкальных механических отсчетных устройств 177
255
§ 6.4. Общие сведения о дискретно-аналоговых и цифровых отсчет-
ных устройствах . . . .
.
190
Глава 7.
§ 7.1.
§ 7.2.
§ 7.3.
§ 7.4.
§ 7.5.
Механизмы настройки ....
Общиесведения.........
Механизмы ручной настройки. . . . . .
Механизмы дистанционной настройки .
Механические запоминающие устройства
Механизмы следящих систем
Г л а в а 8. Механизмы антенных систем
.
.
.
.
.
.
.
.
192
192
193
.
206
..
215
.
219
.
223
§ 8.1. Общие сведения
.
.
.
.
.
.
.
.
.
.
.
.
.
.
.
.
.
.
.
223
§ 8.2. Кинематические схемы приводов радиолокационных антенн 226
§ 8.3. Конструкции приводов радиолокационных антенн.
.
.
.
.
231
§ 8.4. Выдвижные и разворачиваемые антенны для радиосвязи
237
Гл а в а 9. Механизмы записывающих устройств
.
.
.
.
.
.
.
.
.
.
.
.
241
§ 9.1. Общие сведения.
.
.
.
.
.
.
.
.
.
.
.
.
.
.
.
.
.
241
§ 9.2. Кинематические схемы лентопротяжных механизмов
243
§ 9.3. Конструкции механизмов записывающих устройств
.
245
Г л а в а 1О. Надежность и основы проектирования механических систем . 249
§ 10.1. Надежность механических систем
.
249
§ 10.2. Методы и средства конструирования механических систем
.Литература .....
JI чебное издание
Куркин Владимир Ильич,
Козинцов Борис Саулович
ДЕТАЛИ МЕХАНИЗМОВ РАДИОУСТРОйСТВ
Зав. редакцией В. И. Трефилов
Редактор И. А. Исаева
Худ. редактор Т. М. Скворцова
Мл. редактор В. В. Пащенкова
Художник В. Н. Панферев
Технический редактор И. А. Балелина
Корректор Г. И. Кострикова
ИБ No 6852
Изд. No ЭР --453 Сдано в набор 20.10.87. Подп. в печать 26.02.88. Т-08634.
Формат 60Х88 1 /, 6 Бум. офс. No 2. Гарнитура литературная. Печать - офсетная.
Объем 15.68 усл. печ. л. 15,68 усл. кр. /отт. 14,57 уч. изд. л
Тираж 50 ООО экз. Зак. No 729. Ileнa 65 коn.
И:щательство «Высшая школа», 101430. Москва, ГСП-4, Неrлинная ул., д. 29/14.
Московская типоrрёtфия No 4 Союзполиграфпрома
при Государственном комитете СССР
по делам издательств, полиграфии и книжной торговли.
12~041, Москва, Б. Пt-р(·ясла1н·кая у.ТI., 46.
.
254
б51<оп.
"
"