Рисунок 1 – Волноводный аттенюатор.

          В данном случае прибор относится к числу аттенюаторов, обеспечивающих затухание за счет поглощения мощности материалом, помещенным в электромагнитное поле. Схема аттенюатора для круглого волновода, возбуждаемого волной, показана на рисунке 1. Здесь 1 и 3 – неподвижные участки волновода, 2 – его вращающийся участок. Когда все три поглощающие пластины П во всех участках волновода лежат в одной плоскости, то затухание близко к нулю. По мере

поворота поглощающей пластины 2 во вращающейся части волновода затухание на выходном конце волновода увеличивается.

        Проанализировав данный узел можно составить структурную схему взаимодействия узлов и механизмов  аттенюатора.

          На рисунке 2 в механизме условно выделены следующие составляющие звенья: волноводы, которые в свою очередь можно разделить на подвижные и неподвижные, и отсчетное устройство – собственно шкалу. Два последних звена непосредственно контактируют с червячным редуктором.
Механизм поворота

и отсчета аттенюатора
Волноводы                                      Отсчетное устройство
Неподвижные     Подвижные                                       Шкала                        

         
Редуктор
Рисунок 2 – Структурная схема механизма поворота

и отсчета аттенюатора
Задание
          Разработать конструкцию механизма поворота поглощающей пластины П центрального волновода 2 поляризационного аттенюатора в сочетании с отсчетным устройством по кинематической схеме, исходным данным (Таблица 1) и следующим техническим требованиям:
1) затухание сигнала в волноводе 3 обеспечить поворотом волновода 2 с  пластиной П на угол от q=0 до q=q_max. Затухание А в децибелах определяют по формуле  ;

2) пластину П изготовить из двойного слоя слюды толщиной 0,25 мм с нанесением поглощающего слоя из графита;

3) отверстия входного 1 и выходного 3 волноводов выполнить прямоугольными с размерами 12´28 мм. На торцах предусмотреть контактные фланцы;

4) соединение центрального подвижного волновода  с неподвижным выполнить дроссельными фланцами;

5) для улучшения электрических характеристик контура контактные и токопроводящие поверхности серебрить.
          Из условия задачи имеем следующие исходные параметры:

- передаточное число червячной передачи и=12;

- заходность червяка z₁=4;

- число зубьев на колесе z₂=48;

- модуль зацепления m=1 мм.

Таблица 1. Исходные параметры

Постоян-ная затуха-ния М	Наибольшая относительная погрешность настройки и отсчета		Диапазон затухания		Внутренний диаметр центрального волновода	Диаметр шкалы отсчетного устройства
	q Î[0;45°]	q Î[45°;qmax]	Аmax	Amin	dв,мм	Dш,мм
-45	0,5	2,0	70	0	32	140

1 Расчет геометрических параметров
          Производим анализ технического задания: из условий следует, что делительный диаметр червячного колеса должен обеспечивать минимально необходимую высоту колеса над втулкой волновода. Выполним проверку этого условия.

          Делительный диаметр червячного колеса          (мм).

          Внутренний диаметр волновода                         d_в=32 мм.

Отсюда видно, что диаметральная разность      r=d₂-d_в=48-32=16 (мм),

что конструктивно не исполнимо.

          Увеличиваем число зубьев на колесе                 z₂=80.

          Производим пересчет передаточного числа      u=z₂/z₁=80/4=20.
Производим расчет геометрических параметров редуктора.
1 Ход червяка                                           p₁=p
mz₁=12,56(мм);

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

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

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

4 Делительный диаметр червяка  d₁=m×
q =20 (мм);

5 Делительный диаметр червяка  d₂=m×
z₂=80 (мм);

6 Длинна нарезной части червяка                   b₁³
2m()=2
×
(8,9+1)=19,8(мм)

принимаем                                  b₁=30 (мм);

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

тут h₁^*=2 h_a^*+c₁^*=2×
1+0,2=2,2;

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

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

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

11 Диаметр впадин червяка         

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

12 Диаметр впадин колеса

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

13 Радиус кривизны                       r
_t1
=
r
_t2
= m
r
_t
^*
=0,3
×
1=0,3 (мм);

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

15 Угол обхвата                                                                                                                                       b
=

44
°
14
¢

16 Радиус дуги, образующей кольцевую поверхность вершин зубьев червячного колеса                 R=0,5d₁- mh_a^*=0,5
×
20-1
×
1=9 (мм).
2 Проверочный расчет червячной пары на прочность
          При расчетах принимаем, что к валу червяка приложен крутящий момент М₁=М_вх=1 Нм.

1 Определяем КПД редуктора

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

где r
=arctg f=arctg0,03=1
°
43
¢.

Момент на выходе редуктора (Нм).
2 Определяем силы, действующие в зацеплении

(Н), (Н)

°=145,6(Н)

3 Проверка по контактным и изгибающим напряжениям

,

из [3] для пары бронза-сталь ;



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

(Мпа),

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

Для материала БрОНФ10-1-1 предельнодопустимое напряжение [s
_F
]=41Мпа [3,табл.21], откуда следует s
_F
<
[
s
_F
].
3 Расчет вала червяка (Построение эпюр)
1 Определяем реакции опор и изгибающий момент в горизонтальной плоскости

(Н) ,      (Н);

(Нм);

2 Определяем реакции опор и изгибающий момент в вертикальной плоскости

(Н) ,  

(Н);

(Нм), (Нм);

(Нм);

3 Определяем эквивалентный изгибающий момент

(Нм);

4 Строим эпюры (рисунок 2).
                                        R_A                                                       F                    R_B











Рисунок 3 – Эпюры приложенных сил и моментов к валу червяка.
5 Определяем диаметр вала червяка

5.1 Из условия прочности на кручение

,  ,

где предельно допустимое напряжение кручения для стали 45

соответствует [s
_кр
]=30 МПа  [5].

5.2 При действии эквивалентного момента

,  ,

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

5.3 Из условия жесткости вала при кручении

          ,

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



5.4 Выбираем диаметр вала червяка d=12 мм .
4 Выбор  подшипников
 На   подшипник   поз.16   (см. СП-56.998.85000СБ) действует осевая нагрузка, равная осевой нагрузке в червячном зацеплении, т.е. F_ar=F_a1=400 H.

          Выбираем подшипник из соотношения ,

где .

          Отсюда следует, что подшипник воспринимает в большей степени осевые нагружения, исходя из чего на основании [7], выбираем шариковый радиально-упорный однорядный подшипник типа 36140 ГОСТ 831-75 [1] со следующими параметрами: d=15мм, D=40мм, b=12мм, С=4250Н, C₀=2672H, n_max=25000 об/мин, m=0,06кг.

          Находим эквивалентную динамическую нагрузку

P=(XVF_r+YF_a)K
_s
K_T=(0,43
×
1
×
88+400)
×
1
×
1=437,8(H),

тут при вращении внутреннего кольца V=1; так как подшипник работает при температурах ниже 100°С, то K_T=1; при нормальных условиях эксплуатации K_s
=1 [8]; при a
=18
° по таблице на стр.394 [8] находим следующие значения коэффициентов  X=0,43 Y=1,00, e=0,57.

          Расчетное значение базовой динамической грузоподъёмности

,

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

          Находим эквивалентную статическую нагрузку

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

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


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