Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.
Предоплата всего
Подписываем
Министерство образования и науки Российской Федерации
Государственное образовательное учреждение
высшего профессионального образования
“Тульский государственный университет”
Институт высокоточных систем им. В.П. Грязева
Машиностроительный факультет
Кафедра “Ракетное вооружение”
Детали машин и основы конструирования
Проектирование приводов, механизмов и органов УПРАВЛЕНИЯ ВЕКТОРОМ ТЯГИ
Методические указания
по выполнению курсового проекта (работы)
для студентов, обучающихся по направлению
160100 «Авиа- и ракетостроение»
очной формы обучения
Тула 2013
Данные методические указания посвящены основам конструирования пусковых установок (ПУ) для управляемых малогабаритных ракет.
Целью курсового проекта является закрепление знаний, полученных студентами на лекционных и лабораторных занятиях, и возможность продемонстрировать свои конструкторские и творческие навыки при проектировании пусковых установок с учетом предъявляемых к ним требований.
По заданным габаритно-массовым характеристикам блока систумы управления и пускового контейнера с ракетой необходимо спроектировать ПУ, обеспечивающую устойчивое сове положение на грунте при пуске, поворот прицельного устройства в горизонтальной и вертикальной плоскостях с помощью механизмов управления.
Содержание
|
[1] 1. Расчет треноги [1.1] 1.2. Расчет ножки на сжатие [1.2] 1.3. Расчет ножки на изгиб [1.3] 1.3. Определение максимального прогиба [1.4] 1.4. Расчет балки на прочность при нестандартных условиях работы [1.5] 1.5. Расчет ушкового соединения [1.5.1] 1.5.1. Расчет болта на срез [1.5.2] 1.5.2. Расчет проушины на смятие [1.5.3] 1.5.3. Расчет проушины на разрыв [2] 2. Зубчатые передачи с цилиндрическими колесами [2.1] 2.1. Общие сведения о зубчатых передачах [2.2] 2.2. Краткие сведения по геометрии прямозубых цилиндрических передач [2.3] 2.3. Виды разрушения зубьев. Критерии работоспособности [2.4] 2.4. Силы, действующие в цилиндрических передачах [2.5] 2.5. Расчет зубьев цилиндрических передач на изгиб [2.6] 2.6. Расчет зубьев на контактную прочность [2.7] 2.7. Материалы, термообработка и допускаемые напряжения [3] 3. ПЕРЕДАЧИ ВИНТ-ГАЙКА [3.1] 3.1. Общие сведения [3.2] 3.2. Механика передачи [3.3] 2.3. Расчет на износостойкость [3.4] 2.4. Расчет винтов на прочность [3.5] 2.5. Расчет на устойчивость [4] 3. ЧЕРВЯЧНЫЕ ПЕРЕДАЧИ [4.1] 3.1. Общие сведения [4.2] 3.2. Основные геометрические параметры червячной передачи [4.3] 3.3. Кинематические и силовые параметры червячной передачи. КПД передач [5] 4. Подшипники качения [5.1] 4.1. Грузоподъемность и расчет подшипников
[6]
[7] [8] Варианты задания |
Станок пускового устройства (рис.1) является его основанием и вклюяает в себя: треногу, обеспечивающую устойчивость пускового устройства на грунте при стрельбе из положения лежа или стоя из окопа, поворотный и подъемный механизмы, служащие для наведения управляемой ракеты на цель. На поворотной части станка закрепляется наземная аппаратура, механизм пуска и транспорно-пусковой контейнер с ракетой.
Порядок выполнения
Метис:
в горизонтальной плоскости: 45о за 80 оборотов ручки управления;
в вертикальной плоскости: 20о за 30 оборотов ручки управления;
масса ракета +контейнер 6кг.
Масса ПУ
длина контейнера 784 мм на 140мм
Конкурс:
в горизонтальной плоскости: 45о за 60 оборотов ручки управления;
в вертикальной плоскости: 30о за 90 оборотов ручки управления;
масса ракета +контейнер 25кг
Масса ПУ
длина контейнера 1260 мм на 200мм
диапазон углов наведения:
по горизонту
по вертикали -5 о …+20о
Корнет:
в горизонтальной плоскости: 45о за 80 оборотов ручки управления;
в вертикальной плоскости: 30о за 30 оборотов ручки управления;
масса ракета +контейнер 29 кг.
масса ПУ+тепловизор 37 кг.
длина контейнера 1200 мм на 200мм
Диапазон углов наведения:
по горизонту 360 о
по вертикали -5 о …+20о
|
Рис.1. Принципиальная схема пусковой установки |
Рисунок 1. Схематичное изображение ПУ
На треногу пусковой установки (далее ПУ, рис. 1) действует сила тяжести, равная:
(1)
где m – масса снаряженной ПУ;
g – ускорение свободного падения.
Для упрощения расчетов допустим, что все ножки нагружены равномерно, тогда на одну ножку действует сила:
(2)
Далее будем рассматривать силы и моменты, действующие на одну ножку.
Рисунок 2. Силы, действующие на ножку
Зная из исходных данных угол отклонения ножки от вертикали φ, можем определить сжимающую (F) и изгибающую (F’) силы (рис. 2):
(3)
(4)
Напряжения сжатия должны быть меньше или равны допускаемым напряжениям:
(5)
где А – площадь сечения ножки;
k – коэфициент запаса (k=3÷4).
Рисунок 3. Сечение профиля
Для изготовления ножки используют квадратный профиль (рис. 3), площадь поперечного сечения которого равна:
(6)
Исходя из заданной высоты площадки h и угла отклоненияφ, определяем длину ножки:
(7)
Определим изгибающий момент, действующий на ножку:
(8)
Проверим выполнение условия прочности при работе ножки на изгиб:
(9)
где W–момент сопротивления сечения профиля на изгиб;
k – коэфициент запаса (k=3÷4).
Для тонкостенного профиля, будет приблизительно равен:
(10)
Кроме выполнения условия прочности, величина прогиба ω не должна превышать 0,2…0,3 мм. Поэтому рассмотрим ножку, как балку с заделкой, на свободный конец которой действует наша изгибающая сила F’ (рис. 4).
Рисунок 4. Расчетная схема балки.
В этом случае, величину прогиба можно вычислить с помощью универсального уравнения упругой линии, которое для нашего случая имеет вид:
(11)
где E – модуль упругости, для стали Е=2·1011 Па,
J – момент инерции сечения;
ω – прогиб балки;
ω0 – начальный прогиб балки, в нашем случае ω0=0;
Θ0 – начальный угол поворота балки, в нашем случае Θ0=0.
Момент инерции профиля:
(12)
С учетом преобразований, запишем формулу для нахождения прогиба:
(13)
Если расчетный прогиб оказался больше допустимого, то изменяем параметры профиля. По формуле 13 видно, что наибольшее влияние на величину ω оказывает параметр b, в то время как увеличение δ приведет лишь к утяжелению конструкции без значительного изменения ее свойств.
Рисунок 5. Схема нестандартного нагружения ножки
Рассмотрим нашу ножку, как балку, расположенную на двух опорах (рис. 5), и приложим к ее середине силу Р. Найдем реакции, возникающие в опорах:
(14)
Изгибающий момент будет наибольшим на расстоянии lH/2 от опоры:
(15)
где R–реакция на одной из опор.
Запишем условие прочности:
(16)
где k – коэффициент запаса прочности (k=3÷4);
– момент сопротивления сечения.
Рисунок 6. Схема ушкового соединения
Срезающая сила Fср складывается из двух составляющих: сжимающей силы F и силы, возникающей в сечении среза под действием изгибающего момента МИ(8):
(17)
где h – высота профиля.
Условие прочности для болта:
(18)
Из (18) выражаем диаметр болта:
(19)
Допускаемые напряжения для материала болта определяются по следующей зависимости:
(20)
где k – коэффициент запаса прочности (k=3÷4);
Рисунок 7. Проушина
Сминающая силаFcм, действующая на проушину, равна срезающей силе Fcр, действующей на болт (17), тогда условие прочности:
(21)
где kсм – коэффициент учитывающий свойства материала и концентрацию напряжений, kсм=0.8÷0.9;
t – толщина проушины;
k – коэффициент запаса прочности(k=3÷4).
Из (21) выразим t:
(22)
Если t>δ, то можно либо увеличить толщину стенки, либо приварить к исходному профилю более толстую проушину, при этом необходимо будет рассчитать на прочность сварной шов.
Условие прочности при работе на разрыв имеет вид:
(23)
где kв – коэффициент учитывающий свойства материала и концентрацию напряжений, kв=0.7.
Fразр – разрывающая сила рассчитывается по формуле 17.
Зубчатая передача – это механизм, в котором силовое “замыкание” и движение между звеньями передается с помощью последовательно зацепляющихся зубьев.
ЗП применяют для преобразования и передачи вращательного движения между валами, а также для преобразования вращательного движения в поступательное и наоборот.
Достоинства передач: высокое КПД (до 97-99%), надежность работы, компактность, постоянство передаточного отношения.
Недостатки: сравнительно сложная технология, необходимость высокоточного изготовления колес, возможность появления шума при работе.
По взаимному расположению осей различают:
- цилиндрические – между параллельными валами (с прямыми, косыми шевронными зубьями рис.11.1а, б, в, г);
- конические – валы с пересекающимися осями (с прямыми, косыми, круговыми зубьями рис.11.1е, ж);
- гиперболоидные или зубчато-винтовые – валы со скрещивающимися осями (червячные, гипоидные, с винтовыми зубьями рис.11.1к, з, и).
По относительному расположению поверхностей, вершин и впадин зубьев различают:
- передачи внешнего зацепления (колеса с внешними зубьями);
Рис.11.1. Основные виды зубчатых колес
По направлению зубьев различают передачи с прямыми и винтовыми зубьями.
По профилям зубьев колеса передачи подразделяют на передачи:
Зубчатые передачи могут повышать или понижать частоту вращения ведомого вала. Агрегат с понижающей передачей называется редуктором, а с повышающей – мультипликатором.
Передачу движения с помощью зубьев принято называть зубчатым зацеплением.
Основным кинематическим условием, которому должны удовлетворять профили зубьев, является постоянство мгновенного передаточного отношения, т.е. зубья шестерни (меньшего из пары колес) и колеса передачи должны иметь сопряженные профили. К тому же, зубья колеса должны быть нарезаны так, что бы они могли входить в зацепление с колесами того же модуля, имеющими любое число зубьев. Это достигается нарезанием зубьев инструментами на основе исходного контура (см.рис.11.2).
Кроме этого, для обеспечения высокого КПД, прочности и долговечности колес профили должны обеспечивать:
Этим условием наиболее полно удовлетворяет эвольвентное зацепление.
Рис 11.2. Образование эвольвентных профилей
Зацепление зубчатых колес эквивалентно качению без скольжения окружностей с диаметрами d1 и d2 (рис. 11.2), которые называются начальными окружностями. Если обкатывать прямую NN (рис. 11.2) по основным окружностям с диаметрами db1= d1cos t и db2= d2cos t (где t – угол зацепления), то точки этой прямой опишут на каждом из колес эвольвенты. Поэтому нужное движение колес можно получить зацеплением зубьев, очерченных по эвольвенте. (При увеличении числа зубьев до эвольвента превращается в прямую, а зубчатое колесо в рейку с трапециевидными зубьями.)
Одним из основных параметров зацепления является модуль (характеристика масштаба колеса):
m=Р/=d1/z1=d2/z2, (11.1)
где: Р – шаг зубьев, т.е. расстояние между одноименными профилями соседних зубьев рейки по делительной или другой параллельной ей прямой (делительная- это прямая, на которой теоретическая толщина зуба равна ширине впадин (рис.11.3);
d1 и d2 – диаметры делительных окружностей (начальных окружностей).
(Хотя различают окружной и делительный шаги, для прямозубых передач они равны).
Рис. 11.3. Исходный контур
Модули стандартизованы в диапазоне 0.05...100 мм (ГОСТ 9563-80). Пример, 1; 1.25; 1.5; 2; 2.5; 3;4; 6;8.
Передаточное число – отношение числа зубьев колеса z2 к числу зубьев шестерни z1:
. (11.2)
Исходный контур для модулей больше 1 мм является прямобочным и имеет следующие параметры:
-профильный угол ;
-глубина захода hз=2ha*m (ha =1 – коэффициент высоты головки зуба);
-толщина зуба по делительной прямой S=0.5P;
-радиальный зазор с=с*m (с*=1/4- радиального зазора);
-радиус закругления у корня зуба I =0.384м.
Линия зацепления,т.е. геометрическое место точек контакта профилей зубьев при обкате, для колес с эвольвентным профилем зубьев является прямой. Точки Р1 и Р2 прямой NN (11.2.) – начало входа и выхода зубьев из зацепления, это точки пересечения окружностей по вершинам зубьев и линией зацепления. Линия зацепления нормальна к профилю зуба когда их точка пересечения проходит через полюс.
Перпендикуляры О1N1 и О2N2 из центров колес на линию зацепления дают радиусы db1 и db2 их основных окружностей.
Диаметры основных окружностей – диаметры окружностей, разверткой которых являются эвольвенты (профили) зубьев (db1; db2).
Межосевое расстояние передачи можно выразить и через диаметры основных и начальных окружностей:
; (11.3)
Полное зацепление – точка касания начальных окружностей.
Делительный диаметр d=zm, где шаг зубьев=шагу на рейке;
Диаметр вершин зубьев da= (z+2)m
Диаметр впадины df= (z-2,5)m
Межосевое расстояние aw=0.5(z1+z2)m
Толщина зуба S=0,5P=1,57m
Высота зуба h=2,25m
Окружной делительный шаг Pt=d/z=m
Передаточные числа u обычно ограничивают габаритами передач. Для тихоходных и промежуточных передач u 5,6...6,3, для быстроходных передач u 6,3...8. Номинальные передаточные числа стандартизируют (1; 1,23; 1,5; 2; 2,5...).
Минимальное число зубьев шестерен обычно ограничивается условием неподрезания зубьев у основания. При нарезании зубьев без смещения можно изготовить колесо лишь с zmin17.
Ширину зубчатых колес выбирают в соответствии с установленными эмпирическими соотношениями a=b/a для улучшенных сталей 0,315...0,4, для закаленных сталей 0,25...0,315. Стандартные значения а: 0,1; 0,125; 0,16; 0,2; 0,315; 0,4.
Прямозубые колеса применяют при невысоких и средних окружных скоростях (6-20м/c), в планетарных передачах, при большой твердости зубьев.
Косозубые колеса применяют для ответственных передач при средних и высоких скоростях (10…30м/c). Угол наклона косозубых колес выбирают по условию, при котором осевой коэффициент перекрытия =(btg)/Pn>1.1 (рис. 11.4).
где: Pn – нормальный шаг, кратчайшее расстояние по делительному цилиндру, (pn= ptcos). Обычно =8...22o.
Рис.11.4. Косозубое колесо
Межосевое расстояние aw, угол зацепления tw, передаточное отношение u, число зубьев z, передаваемый момент T – основные параметры зубчатых передач. Их реализуют, изготавливая зубчатые колеса в соответствующих условиях и размерах.
Разрушение зубьев при работе можно подразделить на следующие виды:
1) Поломка зуба от изгиба в зоне его перехода в обод. Она является наиболее опасным видом разрушения, приводящим к выходу из строя передачи и часто к повреждению других деталей.
Поломка зубьев может вызываться большими перегрузками ударного или статического действия, повторными перегрузками, вызывающими усталость материала.
Поломки часто бывают связаны:
- с концентрацией нагрузки по длине зубьев из-за погрешностей изготовления и сборки;
- с износом зубьев;
- с вводом в зацепление на ходу передвижных шестерен.
Для предотвращения поломок зубья рассчитывают на изгиб.
2) Повреждение рабочей поверхности зуба (усталостное выкрашивание).
Наиболее распространены для закрытых хорошо смазываемых и защищенных от загрязнений зубчатых колес. Выкрашивание может быть ограниченным и прогрессирующим. Ограниченное выкрашивание связано с концентрацией нагрузки по длине зубьев. В колесах из мягких хорошо прирабатывающихся материалов после приработки выкрашивание может прекратиться.
Для предотвращения выкрашивания зубья рассчитываются на поверхностную выносливость.
3) Износ поверхности является причиной выхода из строя преимущественно открытых передач при плохом смазывании, недостаточно защищенных от попадании абразивных частиц. Искажение профиля зубьев приводит к увеличению динамических нагрузок, напряжений изгиба, и как следствие к поломке зуба.
4) Заедание зубьев заключается в местном молекулярном сцеплении контактирующих поверхностей в условиях разрушения смазочной пленки. Заедание часто наблюдается у крупномодульных тихоходных зубчатых передач с малыми числами зубьев. Заедания более подвержены зубья с незакаленными поверхностями из однородных материалов.
5) Повреждение торцов зубьев – основной вид повреждения зубчатых колес, вводимых в зацепление осевым перемещением на ходу.
Будем рассматривать момент зацепления в полюсе, силы трения в виду малости не учитываются. Крутящий момент на шестерне Т (Нм) выражается через передаваемую мощность N (кВт) и частоту вращения шестерни n (мин-1):
Т=9555N/n.
Окружная составляющая силы (вдоль оси х), передающая вращение с одного колеса на другое, для всех зубчатых колес:
Ft=2103 T/d,
где: d – делительный диаметр в мм.
Рис.11.5. Силы, действующие в цилиндрических передачах:
t – зацепления, n – зацепления в косозубой передаче в нормальном сечении,
– наклона линии зуба, b – наклона линии контакта к образующей основного цилиндра
Составляющие силы (рис. 11.5) – радиальная Fy и осевая Fz :
– прямозубые колеса: Fy=Ft tgt; Fz=0; (11.4)
– косозубые колеса: Fy=Fttgt; Fz=Fttg.
Нормальная к поверхности зуба сила:
– прямозубые колеса Fn=Ft/cost; (11.5)
– косозубые колеса Fn=Ft/(costcos),
cosbcos т.к. (sinb=sincosn).
Этот расчет является основным для зубьев открытых передач. Для оценки прочностной надежности зубчатой передачи необходимо иметь уравнение, связывающие максимальные напряжения в опасном сечении с внешней нагрузкой на зуб и размерами опасного сечения (параметрами передачи). Точный расчет зубьев возможен лишь методами теории упругости. В инженерном расчете зуб (рис. 11.6) рассматривают как консольную балку (стержень) постоянного сечения с нагрузкой, распределенной по линии контакта, и требуемую зависимости напряжений от сил и размеров сечения принимают по формулам сопротивления материалов. Далее значения номинальных напряжений уточняют введением теоретического коэффициента концентрации напряжений.
Условие прочностной надежности зуба по допускаемым напряжениям изгиба имеет обычный вид:
где: F – максимальное напряжение изгиба в опасном сечении зуба;
[F] – допускаемое напряжение изгиба для материала зуба.
Рис. 11.6. Расчет зуба на изгиб
Прямозубые передачи. Расчет выполняют для наиболее опасного случая – однопарного зацепления, когда вся внешняя нагрузка передается одной парой зубьев. Силами трения пренебрегаем. Тогда можно считать, что сила взаимодействия зубьев направлена по нормали к контактной поверхности (рис. 11.6), т.е. по линии зацепления касательной к основным окружностям (хотя на самом деле линия зацепления направлена по нормали к поверхности зуба только в случае, когда точка контакта поверхности зубьев совпадает с полюсом зацепления).
Под действием нормальной силы Fn в опасном сечении зуба (в основании, показано штриховой линией на рис.11.6) будут действовать изгибающий момент Ми, перерезывающая Q и продольная (сжимающая) N силы (l – плечо изгибающей силы):
; (11.6)
или, учитывая зависимость (11.5)
; (11.7)
где: = (28…300) – угол давления (см. рис.11.6.).
В крайних волокнах опасного сечения зуба напряжения изгиба:
; (11.8)
где: – момент сопротивления на изгиб опасного сечения шириной b и толщиной Sl.
И напряжения сжатия:
; (11.9)
где: W и А – соответственно момент сопротивления изгибу и площадь сечения зуба;
S1 – толщина зуба в опасном сечении.
Касательные напряжения в крайних волокнах модели зуба = 0.
Напряжения на растянутой стороне меньше, чем на сжатой. Однако поверхностные слои материала зуба, как показывают эксперименты, оказывают меньшее сопротивление переменным растягивающим напряжениям чем, напряжениям сжатия (усталостные трещины и разрушение начинаются на растянутой стороне зуба). Поэтому наиболее опасными оказываются напряжения, возникающие на растянутой стороне зуба.
Суммарное номинальное напряжение на растянутой стороне в опасном сечении:
. (11.10)
Действительное напряжение будут больше из-за концентрации напряжений в раз. Учитывая это обстоятельство, а также неравномерность распределения нагрузок между зубьями, внутренние динамические нагрузки из формулу (11.10) перепишем в виде:
(11.11)
где: - коэффициент формы зуба, (в табл);
– теоретический коэффициент концентрации напряжений;
KF – коэффициент концентрации нагрузки (в табл.);
KF – коэффициент динамической нагрузки (в табл.).
По смыслу YF – максимальное напряжение в опасном сечении зуба при m = 1мм и удельной окружной силе Ft=Ft/b=1H/мм
Косозубые передачи. В этих передача суммарная длина l контактных линий больше ширины b колеса. Это, а так же наклонное положение линии контакта приводит к пропорциональному снижению напряжений изгиба.
Расчет сводится к удовлетворению условия, чтобы контактные, напряжения в зубьях H были равны или меньше допускаемых [H]. Расчет ведут для зацепления в полюсе, так как выкрашивание начинается у полюсной линии (на ножке), причем полюсная линия прямозубых передачах находится в зоне однопарного зацепления.
В расчете полагают, что контакт двух зубьев аналогичен контакту двух цилиндров с радиусами 1 и 2, равными радиусам кривизны эвольвент зубьев в точке контакта (см. рис. 11.7), т.е. используется задача Герца о контакте цилиндров.
По формуле Герца наибольшие контактные напряжения H МПа, при сжатии цилиндров вдоль образующих:
, (11.12)
где в применении к расчету зубьев – коэффициент, учитывающий механические свойства материалов шестерни и колеса.
для стальных зубчатых колес коэффициент ZE = 190 МПа1/2;
E1 и E2 – модули упругости материала шестерни и колеса (E1 = E2 = 2,1105 МПа);
1 и 2 – коэффициенты Пуассона (поперечного сжатия) материалов шестерни и колеса, равные для стали 0,3, а для чугуна 0,25;
|
Рис.11.7. Схема контакта зубьев цилиндрических передач |
- нормальная нагрузка на единицу длины контактных линий; Kн – коэффициент нагрузки; Fn. – нормальная к поверхности зуба сила; 1 – суммарная длина контактных линий; - приведенная кривизна, знак «+» в этой формуле и в последующих – для внешнего зацепления, знак «–» – для внутреннего зацепления; 1 и 2 – радиусы кривизны профилей зубьев шестерные и колеса. |
Суммарную длину контактных линий можно найти по формуле:
;
где: b – ширина колеса;
n – число пар в зацеплении (в данном расчете n=1);
– коэффициент перекрытия (=1,1);
Прямозубые передачи. В прямозубых передачах длина контактных линий l меняется в процессе зацепления от рабочей ширины венца b, (в зоне однопарного зацепления) до 2b (в зоне двух парного зацепления). Для расчетов в соответствии с результатами экспериментов принимают , где - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий.
При изменение коэффициента перекрытия от 1,25 до 1,9 коэффициент Z меняется от 0.84 до 0.96. Для приближенных расчетов Z = 0,9, что соответствует = 1,6.
Нормальная нагрузка на единицу длины контактных линий с учетом, что Fn = Ft/cost:
.
Радиусы кривизны профилей зубьев шестерни и колеса (рис.11.6.):
1=0,5d1sint; 2=0,5d2sint.
Приведенный радиус кривизны:
;
вспоминая, что u=d2/d1.
Подставив в формулу Герца (11.12) выражения для n и 1/пр получаем основную формулу для расчета прямозубых передач на контактную прочность:
; (11.13)
где: Н0 – напряжение при номинальной нагрузке (Кн=1);
- множитель, характеризующий увеличение номинальных напряжений;
- коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев (ZH=2,5);
При проектировании передач из расчета на контактную выносливость зубьев определяется минимально допустимая величина межосевого расстояния w.
Зубчатые колеса изготавливают из сталей, чугуна и неметаллических материалов.
Колеса из неметаллических материалов имеют небольшую массу, коррозионно-стойкие, передачи бесшумные.
Недостатки: невысокая прочность материалов и, как следствие, большие габариты.
Чугунные зубчатые колеса дешевле стальных, их применяют в малонагруженных открытых передачах. Они не склонны к заеданию, хорошо работают при недостаточной смазке, но не выдерживают ударных нагрузок.
Наибольшее распространение в силовых передачах имеют колеса из сталей Ст5, Ст6, 35, 40, 40Л и др., которые подвергают термообработке для повышения нагрузочной способности.
Колеса диаметром свыше 600 мм изготавливают литьем, а при малых – штамповкой.
Допускаемые напряжения изгиба
Допускаемые напряжения изгиба при расчете на выносливость определяют по формуле:
, (11.14)
где – предел выносливости зубьев, соответствует заданному числу циклов нагружения;
SF – коэффициент безопасности;
YR – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности (=1,05…1,2);
YS=1.08-0.16m – коэффициент, учитывающий влияние абсолютных размеров зубьев;
K=(1-8.310-5)dа – то же для колес (dа – диаметр вершин колеса, мм).
Коэффициент безопасности S зависит от технологического изготовления заготовки и требований к передаче:
1,4 – для стальных поковок, подвергнутых нормализации или улучшению;
1,6 – для стальных или чугунных отливок, подвергнутых нормализации отжигу или улучшению;
2,2 – тоже, но термически обработанных.
Предел выносливости (соответствующий числу циклов NFE) определяют
по формуле:
где: - предел выносливости зубьев при базовом числе циклов (=600…800 МПа);
KFL – коэффициент долговечности;
Допускаемые контактные напряжения
Допускаемые контактные напряжения определяются по формуле:
, (11.15)
где H lim – предел контактной выносливости поверхности зубьев;
SН – коэффициент безопасности (1,2 для зубьев с поверхностным упрочнением и 1,1 без поверхностного упрочнения);
Z, Z, K, KxH – коэффициенты, учитывающие соответственно влияние шероховатости поверхности, окружные скорости, смазки и размеров.
B предварительных расчетах можно принимать – ZRZVKLKxH=1;
Предел выносливости поверхности зубьев, при фактическом цикле нагружения:
;
где – предел выносливости при базовом числе циклов (в зависимости от твердости поверхности равен 600…900 MПа).
KHL – коэффициент долговечности обработкой до твердости 28…32 НRC.
Большинство коэффициентов, используемых в предыдущих формулах, получены опытным путем и их значения можно найти в справочниках.
Передача винт-гайка представляет собой кинематическую винтовую пару, ко торую используют для преобразования с большой плавностью и точностью хода вращательного движения в поступатель ное (и наоборот). Вин товые механизмы часто применяют в ка честве подъемных (домкраты и др.) и нагружающих (прессы и др.) устройств, так как с их помощью можно просто получать большие силы (500…1000 кН) при малых перемещениях, а также в раз личных механизмах управления.
В зависимости от характера движения винта и гайки различают ряд механиз мов:
Простейшие из них показаны на рис. 13.1.
|
Рис. 13.1. Винтовые механизмы: 1 – винт, 2 – гайка. |
Эти две схемы механизмов применяют наиболее часто в приводах, так как передача вращательного движения на винт или гайку от двигателя не вызывает затруднений. Передачи “В-Г” делятся на:
На практике используют механизмы с резьбой различных профилей. Для умень шения трения стремятся применять резь бу с малыми углами профиля:
|
В силовых подъемных механизмах большее распро странение получила трапецеидальная резь ба (ГОСТ 9484—73), а в механизмах и устройствах прессов и прокатных ста нов – опорная резьба. В механизмах приборов используют мет рическую резьбу.
Достоинства механизма: простота конструкций, высокая надеж ность, плавность и точность хода, а также возможность самоторможения.
Основной недостаток: низ кий КПД,
Скорость посту пательного перемещения гайки или винта (м/с):
; (13.1)
где z – число заходов винта;
Р – шаг резьбы, мм;
п – частота вращения гайки или винта, мин –1.
Число заходов z=1 – назначают для самотормозящихся винтов; для несамотормозя-щихся механизмов принимают z =2…4.
При определении КПД пренебрегают потерями в опорах, и его определяют приближенно как отношение работ на завинчивание винта без учета сил трения (f=0 и =0) и с учетом сил трения. Тогда, используя зависимость (8.7) между моментом сопротивления в резьбе и осевой силой, получим:
. (13.2)
Из формулы (2) видно, что КПД передачи возрастает с увеличением угла подъема и уменьшением коэффициента трения в резьбе (уменьшением – трения).
Для увеличения угла подъема в меха низмах применяют многозаходные винты. Ход резьбы в этом случае S=zP (Р и z – шаг и число заходов резьбы). Однако винты с углом >25 ° на практике не при меняют, так как дальнейшее увеличе ние не дает существенного повышения КПД, а передаточное отношение при этом снижается. Обычно 0,7.
Для повышения КПД механизмов стре мятся уменьшить коэффициент трения в резьбе путем изготовления гаек из анти фрикционных материалов (бронзы, латуни и др.), смазывания и тщательной обра ботки контактирующих поверхностей.
Статика передачи идентична со стати кой резьбового соединения (расчет резьбы на прочность по напряжениям среза и смятия).
Основной причиной выхода из строя передачи “В-Г” является износ. Работоспо собность передачи по износу оценивается условно по среднему контактному напря жению на рабочих поверхностях витков (рис.13.2):
|
Рис.13.2. Контактные напряжения на рабочей грани |
; (13.З) где d2 и H1 – соответственно средний диаметр и рабочая высота профиля резьбы, zВ – число витков; [р] – допус каемое контактное напряжение (зависит от материалов винта и гай ки, приводится в справочных таблицах). |
В трапециидальной резьбе H1=0,5P, в упорной H1=0,75P.
Ходовые винты изготовляют из высокоуглеродистых сталей 40, 45, 50, 40ХН. 50ХГ, 65Г и др. с. закалкой до твердости не менее 50 HRC. Гайки изготовляют из оловянных бронз БрО10Ф1, БрОбЦбСЗ и др. для высоких окружных скоростей (0,1…0,25 м/с), а длЯ малых окружных скоростей используют антифрикционные чугуны марок АВЧ-1, АВЧ-2 или серые чугуны марок СЧ 15, СЧ 20.
Значения допускаемых напряжений [р] для пар винт-гайка:
Для меха низмов точных перемещений (делительных и др.) значения [р] принимают в 2…3 раза меньше, чем для механизмов общего на значения.
В механизмах можно применять более высокие гайки, нежели в резьбовых сое динениях, так как за счет приработки распределение нагрузки между витками резьбы улучшается. Увеличение высоты гайки позволяет повысить работоспособ ность передачи. Потребное число рабочих витков, определяющих высоту гайки, на ходят по формуле:
. (13.4)
Наружный диаметр D гайки назначают равным (3…3,5)d, здесь (d – наружный диаметр резьбы).
|
Рис. 13.3. Устройства для компенсации мертвого хода в резьбе |
В механизмах, к которым предъявляют ся жесткие требования компенсации изно са с целью уменьшения «мертвого» хода (зазора между витками винта и гайки), применяют разрезные гайки (рис. 13.3а) или специальные устройства (например, пружинные рис. 13.3б), обеспечивающие радиальную или осевую выборку зазора. |
Расчет на прочность выполняется для винтов домкратов, прессов и других тяжело-нагруженных устройств.
Напряжения растяжения (сжатия) и кручения определяются как для резьбо вых соединений, т. е.:
, ;
где W – полярный момент сопротивления сечения,
d1 – внутренний диаметр резьбы ( диаметру стержня винта).
Условие прочности винта:
. (13.5)
Значения допускаемых напряжений приводятся в таблицах в зависимости от применяемых материалов и характера действующей нагрузки (переменный или постоянный).
Расчет на устойчивость проводится для длинных высоконагруженных винтов (домкратов и др.). Условие устойчивости винтов по допускаемым напряжениям имеет вид:
; (13.6)
где – коэффициент уменьшения допус каемых напряжений, выбираемый в зави симости от параметра гибкости =l/i ; следующим образом:
.... 30 50 60 + 80 100 120 140 160
... 0,91 0,86 0.82 0,70 0,52 0,37 0,29 0.24
В связи с наличием зазоров в резьбе, в схеме расчета на устойчивость прини мают шарнирное закрепление концов винта (=1). Радиус инерции:
;
где J – осевой момент инер ции сечения;
А – площадь поперечного сечения винта.
P.S.
Расчет витков на срез:
;
где: HГ – высота гайки;
d1 – диаметр винта;
k – к-нт полноты резьбы (для резьбы k0,87, для резьбы k0,65);
km – к-нт неравномерности нагрузки по виткам (km0,55-0,75).
Расчет витков на смятие:
.
В червячной передаче движение осу ществляется по принципу винтовой пары. Передача состоит из червяка 1 (рис. 15.1), имеющего винтовую нарезку витков, и червячного колеса 2. Ее ис пользуют для передачи вращательного движения между скрещивающимися осями валов (обычно под углом 900) при необходимости реализации доста точно больших передаточных чисел (u = 10...80).
|
Рие.15.1. Червячная передача: 1 – червяк; 2 – червячное колесо |
Рис. 15.2. Передача с цилиндрическим (а) и глобоидным червяками |
Преимущества червячных передач: высокие значения передаточных чисел, бесшумность и плавность работы, воз можность получения точных и малых перемещений. Они допускают высокие перегрузки и могут обеспечить само торможение механизма. Самоторможе ние червячной передачи позволяет вы полнить механизм без тормозного уст ройства, препятствующего обратному вращению колеса (например, под дей ствием силы тяжести поднимаемого груза).
К недостаткам червячных передач можно отнести низкий КПД вслед ствие высокой скорости скольжения в зоне контакта витков червяка с зубьями колеса и значительное в связи с этим тепловыделение, ускоренное изнаши вание и склонность к заеданию, необ ходимость применения дорогих анти фрикционных материалов с невысоки ми механическими свойствами, повы шенные требования к точности изго товления и сборки, необходимость ре гулировки зацепления.
По форме внешней поверхности червяка (рис. 15.2) передачи бывают с цилиндрическим (а) и глобоидным (б) черняком. Глобоидная передача характеризуется повышенным КПД и более высокой несущей способностью за счет увеличения длины линии контакта, но одновременно сложностью в изготов лении, сборке и большой чувствитель ностью к осевому смещению червяка, вызываемому, например, изнашивани ем подшипников.
По форме боковой поверхности вит ка передачи бывают трех типов: с архи медовым (ZA), конволютным (ZN) и эвольвентным (ZI) червяками, которые изготавливают разными способами (рис.15.3).
Рис.15..3. Основные типы цилиндрических червяков:
а – архимедов; б – конволюнтный; в – эвольвентный
Выбор профиля витка червяка в ос новном определяется технологически ми соображениями. В машиностроении широко применяют архимедовы червя ки. Для их изготовления не требуется специальных станков, но шлифование витков затруднено, так как для этих це лей требуются шлифовальные круги фасонного профиля. Архимедовы чер вяки используют при твердости мате риала НВ< 350.
Эвольвентные и конволютные чер вяки применяют при высокой твердо сти рабочих поверхностей (не менее 45HRС), так как шлифование их после термообработки не сопряжено с техни ческими трудностями.
Направление витков червяка может быть правое или левое. В основном ис пользуют червяки с правой нарезкой.
Основные геометрические парамет ры цилиндрических червячных пере дач: модуль зацепления т, число вит ков (заходов) червяка z1 и зубьев колеса z2, коэффициент диаметра червяка q, номинальное значение передаточного числа uном и межосевое расстояние aw регламентированы ГОСТ 2144-76.
В червячных передачах модуль т =Р/п (здесь Р – осевой шаг червяка, мм). Для червяка этот модуль осевой, для ко леса – торцевой. Значения модулей т, мм, регламентированы стандартом:
Ряд 1 2; 2,5; 3,15; 4; 5; 6,3; 8; 10;12,5; 16; 20
Ряд 2 3; 3,5; 6; 7; 12; 14
Число витков червяка z1 принимают 1, 2 или 4 (значение 3 стандартом не предус мотрено). Величину z1 выбирают в за висимости от передаточного числа и червячной пары:
u 8...14 14,...30 Свыше 30
z1 4 2 1
По условию неподрезания основа ния ножки зуба колеса число зубьев ко леса должно быть z2 ≥ 27. Значения z2 ≥ 83 принимать не рекомендуется, так как снижается прочность зубьев червячного колеса на изгиб. Диапазон оптимальных значений z2 =32...63.
Передаточное число червячной пе редачи
, (15.1)
где n1 и n2 – частоты вращения соответственно червяка и колеса.
Для червячных передач стандартных редукторов передаточные числа выби рают из следующих значений:
Ряд 1 8; 10; 12,5; 16; 20; 25; 31,3; 40; 50; 63; 80
Ряд 2 9; 11,2; 14; 18; 22,4; 28; 35,5; 45; 56; 71
Для получения минимальных габарит ных размеров передачи рекомендуется принимать наименьшее возможное зна чение z1. Однако следует иметь в виду, что при этом КПД передачи будет минималь ным. Число зубьев колеса z2= z1u.
Значения коэффициента q диаметра червяка, введенного для удобства рас чета геометрических параметров, рег ламентированы стандартом:
Ряд 1 8; 10; 12,5; 16; 20
Ряд 2 7; 9; 12; 14
С целью уменьшения номенклатуры зубонарезного инструмента ГОСТ 2144–76 рекомендует принимать этот параметр в сочетании с модулем зацеп ления и числом витков червяка из сле дующих соотношений:
т, мм 2; 2,5; 3,15; 4; 5 6,3; 8; 10; 12,5 16
q 8; 10; 12,5; 16; 20; 8; 10; 12,5; 16; 20 8; 10; 12,5; 16; 20
Фактическое значение q следует выбирать, исходя из обеспечения достаточной жесткости червяка, после предварительного расчета q по приближенной зависимости:
qmin=0,25z2. (15.2)
При выборе q следует также учитывать, что с увеличением этого коэффи циента уменьшается КПД передачи. Межосевое расстояние
aw = 0,5(d1 + d1) = 0,5m(q + z2). (15.3)
Для стандартных редукторов значе ние aw, мм, регламентировано ГОСТ 2144-76:
Ряд 1 50; 63; 80; 100; 125; 160; 200; 250; 315; 400; 500
Рад 2 45; 56; 71; 90; 112; 140; 180; 225; 280; 355; 450
Если полученное значение aw не соот ветствует стандартному, то необходимо изменить сочетания параметров т и q или применить передачи со смещением (корригированные), причем смещают, только червячное колесо.
Важным геометрическим парамет ром червяка является также угол подъема винтовой линии червяка. Из рисунка 15.4 видно, что
tg = V2/ V1 = z1/q, (15.4)
где V2 и V1 – окружные скорости соответственно червяка и колеса.
Значения угла принимают в зави симости от числа заходов червяка по справочным таблицам.
Скольжение в передаче обусловле но разным направлением окружных скоростей червяка V1 и колеса V2. Ког да точка контакта совпадает с полю сом зацепления, относительная ско рость скольжения VS (см. рис. 15.4) на правлена по касательной к винтовой линии червяка. В этой точке окружные скорости, м/с, определяют по формулам
V1 = d1n1/(6010-3);
V1 = d1n1/(6010-3),
где d1, d2 – делительные диаметры соответствен но червяка и колеса, мм; d1, d2 – частоты враще ния червяка и колеса, мин-1.
В зависимости от скорости скольжения ГОСТ 3675-81 определят рекомендации по выбору степени точности изготовления червячных передач.
|
Рис. 15.4. Схема для определения скорости скольжения |
Рис.15.5. Основные геометрические параметры червячной передачи |
КПД червячной передачи определяют аналогично КПД резьбовой лары по формуле
(15.5)
где ' – приведенный угол трения, определяе мый экспериментально с учетом относительных потерь мощности в зацеплении, опорах и на пе ремешивание масла.
Значения приведенного угла трения '=arctg/f' (здесь f' – приведенный ко эффициент трения) выбирают по фак тической скорости скольжения.
С увеличением числа заходов червя ка возрастает КПД передачи, но уменьшается передаточное число. КПД червячной передачи зависит от приме няемого сорта масла, твердости и ше роховатости рабочих поверхностей вит ков червяка.
Рис. 15.6. Схема приложения нормальной нагрузки к боковой поверхности червям и ее составляющие (a), силы, действующие в червячном зацеплении (б)
На первом этапе проектирования, когда параметры передачи еще неиз вестны, можно ориентировочно прини мать: = 0,7 при z1=1; = 0,75…0,82 при z1= 2; = 0,87...0,92 при z1=4.
Силы, действующие в червячном зацеп лении. Нормальную силу Fn, приложен ную в полюсе зацепления (рис. 15.6а), заменяют тремя взаимно перпендику лярными составляющими (рис. 15.6, б): окружной Ft, радиальной Fr, и осевой Fа.
Окружная сила Ft2 на червячном ко лесе равна осевой Fa1 на червяке:
Ft2= – Fr1=2T2/ d2. (15.6)
Осевая сила на колесе равна окруж ной силе на червяке:
Ft1= – Fa2=2T1/ d1= Ft2 tg(+’). (15.7)
Радиальная сила на колесе и червяке:
Fr1= – Fr2= Ft2 tg, (15.11)
где = 20° – угол профиля в осевом сечении архимедова червяка (см. рис. 15.6, а).
Значение сил, действующих в червячной паре необходимы для выполнения прочностных расчетов, таких как расчет на контактную прочность, расчет по напряжениям изгиба. Расчеты выполняются аналогично расчетам для прямозубых цилиндрических передач со своими коэффициентами нагрузки, формы зуба и нормального модуля.
Подшипники качения являются основным видом опор вращения (качающихся) деталей.
|
Подшипник состоит из (рис.6.2) наружного 1 и внутреннего 2 колец, между которыми расположены тела качения 3. Для предохранения тел качения от соприкосновения между собой их отделяют друг от друга сепаратором 4, который существенно уменьшает потери на трение. |
Рис.6.2. Подшипник качения |
Рис.6.3. Основные типы шарикоподшипников
Рис.6.4. Основные типы роликоподшипников
Подшипники качения классифицируются по следующим признакам:
1) По форме тел качения на шариковые (рис.6.3) и роликовые (рис.6.4).
|
Последние разделяют на подшипники с короткими и длинными цилиндрическими роликами, с коническими роликами, с бочкообразными, с витыми и игольчатыми роликами (см. рис.6.5). |
Рис.6.5. Тела качения |
2) По направлению воспринимаемых сил подшипники разделяют на следующие типы:
3) По способности самоустанавливаться подшипники подразделяют на несамоустанавливающиеся и самоустанавливающиеся (рис.6.3.б, 6.4.д)
4) По числу рядов тел качения на однорядные, двухрядные и четырехрядные.
Подшипники одного и того же диаметра отверстия подразделяют по габаритным размерам на размерные серии: сверхлегкую, особо легкую, легкую, среднюю, тяжелую, особо узкую, нормальную, широкую и особо широкую.
Подшипники различных видов, размеров и серий обладает различной грузоподъемностью и быстроходностью. Подшипники более тяжелых серий менее быстроходны, но обладают более высокой грузоподъемностью. Наиболее быстроходны шариковые радиальные однорядные и радиально-упорные, а также роликовые с короткими цилиндрическими роликами.
Подшипники качения имеют ряд достоинств по сравнению с подшипниками скольжения: меньшие осевые размеры; меньшее трение и сопротивление пуску под нагрузкой и вращению при небольших и средних частотах вращения, постоянство сопротивления вращению; простоту технического обслуживания и подачи смазочного материала; низкую стоимость и взаимозаменяемость.
Недостатки: большие радиальные размеры; малая радиальная жесткость и как следствие склонность к возникновению колебаний вала; большее сопротивление вращению при высоких частотах вращения и как следствие, низкая долговечность.
Статистическая грузоподъемность (С0) невращающегося подшипника назначается из условий, что остаточная деформация тел качения и колец под этой нагрузкой не превышает допустимую
,
где: D – диаметр тел качения
Значение статической грузоподъемности для подшипников различных типов и серий даны в каталогах [Подшипники качения: Справочник – каталог /Под ред. Н.В.Нарышкина и Р.В.Каросташевского.М.: Машиностроение, 1984.280с].
Если подшипник нагружен радиальной и осевой силами, то эквивалентная статическая нагрузка для радиальных и радиально-упорных шариковых и роликовых подшипников определяется как большая
, (6.4)
где x0,y0 – коэффициенты радиальной и осевой статических нагрузок, из таблиц;
Fr, Fа – радиальная и осевая нагрузки.
Для упорных и упорно-радиальных подшипников эквивалентная статическая нагрузка принимается
, (6.5)
где – угол контакта.
Выбранный подшипник должен удовлетворять условию
(6.6)
где С0 – статическая грузоподъемность подшипника.
Если частота вращения кольца подшипника превышает 10об/мин, то подшипник необходимо выбирать по расчетной динамической грузоподъемности которая зависит от эквивалентной нагрузки Fэ и расчетному ресурсу L (в миллионах оборотах) по формуле
, (6.7)
причем СрасчС, т.е. динамической грузоподъемности подшипника по каталогу,
в этой формуле q – показатель степени кривой усталости подшипника
(q=3 – шарикоподшипник, q=3,33 – роликоподшипник).
Эквивалентная нагрузка для подбора подшипников может быть определена с учетом их особенности работы в эксплуатационных условиях по формуле
(6.8)
где Х, Y – коэффициенты, учитывающие разное повреждающее действие радиальной и осевой нагрузок, из таблиц;
V – коэффициент вращения (при вращении внутреннего кольца V=1; при вращении наружного V=1,2);
Кб – коэффициент безопасности, Кб=1…3 меньшее значение при спокойной работе без толчков, большее – при сильных ударах и высоких вибрациях;
КТ – температурный коэффициент, при 1250С=1, при 2500С=1,4.
Если подшипник принят по конструктивным соображениям, то расчетом проверяют его ресурс (в часах)
. (6.9)
Рекомендуемые значения расчетной долговечности подшипников для различных машин приводятся в справочных таблицах.
Рис. 1. Схемы установки двух подшипников, поставленных: а – враспор; б – врастяжку
Для предотвращения заклинивания тел качения, вызываемого температурным удлинением вала или неточностью изготовления деталей подшипникового узла, применяют две основные схемы установки подшипников:
1) с фиксированной и плавающей опорой (рис. 2 – 3);
2) с фиксацией враспор (рис. 4 – 6).
По схеме 1 в одной опоре устанавливают подшипник, фиксирующий положение вала относительно корпуса в обоих направлениях; он жестко крепится в осевом направлении как на валу, так и в расточке корпуса (см. рис. 2). Опора А – фиксирующая; она воспринимает радиальную и двустороннюю осевые нагрузки. Внутреннее кольцо второго подшипника Б жестко (с помощью разрезного кольца) крепится на валу в осевом направлении; внешнее кольцо может свободно перемещаться вдоль оси стакана (опора Б – плавающая). Для свободного перемещения внешнего кольца подшипника в стакане необходимо назначить соответствующую посадку с зазором, а также обеспечить соответствующий зазор (а).
Схему 2-е осевой фиксацией подшипников враспор – следует применять для сравнительно коротких валов, используя радиально-упорные шариковые или роликовые
подшипники (регулируемые). Такие подшипники (без предварительного натяга) допускают регулирование осевых зазоров в необходимых пределах при их монтаже и в процессе эксплуатации.
Тепловые удлинения вала не должны полностью выбирать осевые зазоры. Конструкция таких опор представлена на рис. 9.17, 9.18, 9.19. В узлах рис. 9.17, 9.18 осевой зазор регулируется комплектом металлических прокладок б толщиной 0,05—0,5 мм, установленных между корпусом (стаканом) и крышкой.
Рис. 2. Вал установлен на радиальных подшипниках:
правый — фиксированный, левый – «плавающий»
Рис. 3. Вал установлен на радиальных подшипниках:
правый – фиксированный, левый — «плавающий»
Рис. 4. Вал-шестерня установлен на радиальных подшипниках (враспор)
Рис. 5. Вал-шестерня установлен на радиально-упорных шарикоподшипниках (враспор)
Рис. 6. Вал редуктора установлен на конических роликоподшипниках, поставленных враспор
Вариат М-С
|
Масса контейнера с ракетой + аппаратуры, кг |
Габариты (дл., выс., шир.), мм |
В горизонтальной плоскости (градусы поворота за количество поворотов ручки управления) |
В вертикальной плоскости (градусы поворота за количество поворотов ручки управления) |
|
|
|
5,0 |
760х150х150 |
30о за 70 |
10о за 20 |
|
|
5,3 |
770х150х140 |
35о за 70 |
10о за 25 |
|
|
5,6 |
780х150х140 |
40о за 75 |
15о за 25 |
|
|
6,0 |
780х140х140 |
45о за 75 |
15о за 30 |
|
|
6,3 |
790х150х130 |
45о за 80 |
20о за 35 |
|
|
6,6 |
800х145х140 |
50о за 80 |
25о за 35 |
|
|
6,9 |
810х140х150 |
50о за 90 |
25о за 40 |
|
|
7,1 |
820х130х160 |
55о за 90 |
30о за 40 |
Вариат К-С
|
Масса контейнера с ракетой + аппаратуры, кг |
Габариты (дл., выс., шир.), мм |
В горизонтальной плоскости (градусы поворота за количество поворотов ручки управления) |
В вертикальной плоскости (градусы поворота за количество поворотов ручки управления) |
|
|
|
18,0 |
1100х220х220 |
30о за 50 |
15о за 70 |
|
|
20,0 |
1150х210х210 |
35о за 50 |
15о за 80 |
|
|
22,0 |
1200х160х140 |
40о за 55 |
20о за 70 |
|
|
24,0 |
1240х150х140 |
40о за 60 |
25о за 80 |
|
|
26,0 |
1280х200х200 |
45о за 60 |
30о за 90 |
|
|
28,0 |
1300х180х180 |
50о за 65 |
30о за 80 |
|
|
30,0 |
1340х180х160 |
50о за 70 |
35о за 80 |
|
|
32,0 |
1380х160х180 |
55о за 70 |
40о за 100 |
Вариат К-Т
|
Масса контейнера с ракетой + аппаратуры, кг |
Габариты (дл., выс., шир.), мм |
В горизонтальной плоскости (градусы поворота за количество поворотов ручки управления) |
В вертикальной плоскости (градусы поворота за количество поворотов ручки управления) |
|
|
|
24,0 |
1100х160х160 |
35о за 50 |
10о за 20 |
|
|
26,0 |
1130х180х160 |
40о за 80 |
15о за 24 |
|
|
28,0 |
1160х160х190 |
45о за 60 |
20о за 26 |
|
|
30,0 |
1200х200х200 |
50о за 80 |
25о за 28 |
|
|
32,0 |
1250х200х220 |
55о за 80 |
30о за 30 |
|
|
34,0 |
1300х220х200 |
60о за 40 |
35о за 26 |
|
|
36,0 |
1400х240х220 |
65о за 60 |
40о за 28 |
|
|
38,0 |
1500х240х240 |
70о за 80 |
45о за 30 |
PAGE \* MERGEFORMAT 8