Механізм подавання паперу автоматичного цифрового друкуючого принтера

Размещено на http://www.allbest.ru/

Метою курсового проектування є методичне поєднання загально інженерної і спеціальної конструкторської підготовки. Показати, як основи теоретичної механіки, теорії механізмів і машин, опору матеріалів, методів розрахунків, деталей машин використовуються при розв'язку задач проектування механізмів.

Основним завданням конструювання є розробка оптимального виробу, яке задовольняє технічним вимогам завдання і відповідає за основними характеристиками і критеріями якості сучасного рівня науки і техніки.

Основні стадії розробки конструкторської документації встановлюються у відповідності з нормами Єдиної системи конструктор-ської документації (ЄСКД) ГОСТ 2.03-68. (СТСЭВ 208.75).

1. Завдання на курсовий проект

Викладач задає номер і варіант завдання, схеми і тексти яких подані у методичних вказівках до виконання курсового проекту.

У пояснювальній записці наводиться назва механізму, його короткий опис та схема і вихідні дані згідно із заданим варіантом завдання.

Наприклад. Завдання на курсовий проект 1 варіант 2,

Назва: Механізм подавання паперу автоматичного цифрового друкуючого принтера.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рис. 1.1 - Схема механізму

Механізм складається з електродвигуна 1 та двоступінчатого редуктора, який має циліндричні зубчасті колеса 2, 3, 4, 5. Вихідний вал редуктора сполучений з валом подавання паперу 6 за допомогою електромагнітної фрикційної муфти 7.

Вихідні дані до проектування наведені в таблиці 1.

Таблиця 1 - Вихідні дані

Назва даних	Вар. 2	Назва даних	Вар. 2
Швидкість подавання паперу, м/хв	20	Термін служби, L, год	4000
Діаметр барабана, dб, мм	32	Напруга і джерело живлення, В	12 … 27
Момент сил опору на барабані, Т0, Нм	0.4	Тип споживаного струму	-

2. Силовий розрахунок привода механізму

Привод - пристрій приведення в дію двигуном різних робочих машин. Енергія, необхідна для приведення в дію машини або механізму, передається від валу двигуна безпосередньо або додатковими пристроями, наприклад, зубчастими передачами (редукторами).

2.1 Вибір двигуна привода механізму

Визначаємо потужність на вихідному валу редуктора

, (1)

де Т₀ - крутний момент сил опору на вихідному валу, Нм, значення Т₀=0.4 Нм приймаємо із завдання;

_б - кутова швидкість подачі барабана, рад/с

, рад/с.

Приймаємо V_б=20 м/хв,. d_б=32 мм.

Отже, , рад/с.

Визначаємо число обертів барабана

, об/хв.

За рівністю (1) визначаємо потужність електродвигуна, який буде працювати в довготривалому режимі роботи

, кВт (2)

де K=1.05 … 1.1 - коефіцієнт запасу, який враховує необхідність подолання короткочасних динамічних навантажень в момент розгону виконавчого механізму і редуктора;

де - загальний коефіцієнт корисної дії (ккд) передачі, який залежить від ккд підшипників кочення (для однієї пари підшипників кочення ) і від ккд зубчастої передачі , тобто

Отже, Вт.

Використавши розрахункові дані Вт і вихідні дані, де пропонується двигун постійного струму з напругою 12… 27 Вт, вибираємо двигун за таблицею 2.1 ДП40-10-3-12. Потужність двигуна Р_{дв. ном}=10 Вт, Т_{дв. ном}=32 Н·мм, n_дв =3000 хв-¹, U=127 В, маса=0.32 кг.

Основні розміри наведені на рис. 2.1 і в таблиці 2.1.

Таблиця 2.1 - Основні геометричні розміри в мм

Тип	d	d1	d2	d3	l	l1	l2	l3	l4
ДГ-25	3h6	20h6	25j.7	22	10	1.6	68	2.0	1.6
ДП-32	4h6	25h6	32j.7	28	12	2.0	80	2.5	2.0
ДП-40	5h6	32h6	40j.7	35	15	2.5	95	2.5	2.5

Рис. 2.1 - Електродвигун постійного струму серії ДП

3. Кінематика привода

Визначаємо загальне передаточне відношення редуктора

;

.

Розрахункове передаточне відношення першого ступеня

,

а другого ступеня

.

Зубчасті колеса z₁ та z₂ складають першу ступінь редуктора (рис. 1) з передаточним відношенням , а зубчасті колеса z₃ та z₄ складають другий ступінь редуктора з передаточним відношенням .

Визначаємо число зубців всіх коліс. Число зубців z₁ та z₃ можна приймати від 17 до 28, приймаємо 25.

Число зубців колеса 2 приймаємо за розрахунком з округленням до цілого числа

,

.

Визначимо дійсне передаточне відношення кожного ступеня

; .

Дійсне загальне передаточне відношення

.

Визначимо похибку

.

Визначаємо число обертів кожного вала редуктора. Перший вал редуктора - вал електродвигуна. Тому n₁=n_дв=3000 об/хв. На першому валу закріплюється зубчасте колесо z, з числом зубців 25.

На другому валу закріплюються зубчасті колеса z₂ і z₃. Зубчасті колеса z₁ і z₂ утворюють перший ступінь редуктора. Передаточне відношення першого ступеня і₁₂=4.68, тому число обертів другого вала

об/хв.

На третьому валу закріплюється зубчасте колесо z₄. Зубчасті колеса z₃ і z₄ утворюють другий ступінь передач редуктора з передаточним відношенням і₃₄=3.24. Число обертів третього вала

об/хв.

Визначимо кутову швидкість кожного вала

с-¹;

с-¹;

с-¹.

Таблиця 3.1 - Кінематичні параметри привода

Номер вала	Номер зуб. колеса	Число зубців	Число обертів, об/хв.	Кутова швидкість, рад/с
І	z1	25	3000	314
ІІ	z2, z4	117	643.78	67.38
ІІІ	z3	25	198.7	20.8

4. Розрахунок елементів привода із умови міцності

Зубчасті колеса, шківи, зірочки, муфти обертаються на валах і осях. Вал не тільки підтримує закріплені на ньому деталі, Але і передає їм крутний момент. При роботі вал піддається навантаженню на згин і кручення.

Міцність являється основним критерієм роботоспроможності і розрахунків валів.

4.1 Проектувальний (попередній) розрахунок валів

Визначаємо крутні моменти на валах 3, 2, 1:

а) на вихідному валу. За вихідними даними, табл. 1.1

.

Т₀ приймається із завдання;

в) на проміжному валу

г) на валу електродвигуна

.

Порівняємо крутний момент розрахунковий з крутним моментом двигуна ДП40-3-12. Згідно з технічними даними Т двигуна становить мм.

Недовантаження складає що цілком нормально.

4.2 Проектувальний розрахунок валів

Визначаємо послідовно діаметри посадочних шийок під зубчастими колесами першого, другого та третього (вихідного) валів.

Діаметр першого вала

мм,

де - допустиме напруження на кручення, МПа.

Для валів із сталі Ст 5, Ст 6, сталей 35, 40, 45 при визначенні діаметрів вихідного кінця вала приймаємо

.

Діаметр вихідного вала електродвигуна дорівнює 5 мм, бо він розраховується за іншими критеріями.

Визначимо діаметр посадочної шийки проміжного вала

мм.

Діаметр посадочної шийки під підшипник вихідного вала

мм.

Діаметр вихідного вала

мм.

5. Зубчасті передачі

Класифікація і застосування зубчастих передач. Зубчасті механізми являються найбільш вживаним в машинобудуванні і приладобудуванні видом механічних передач завдяки суттєвим позитивним якостям: компактності, надійності роботи, високому ККД, простоті догляду, забезпеченні високої точності передаточного відношення, здатності передавати великі навантаження.

Зубчасті передачі класифікують за характером розположення валів; з паралельними (Рис. 5.1 а, б, в, г) і з пересічними осями (е, ж); за формою профілю зубців і евольвентні, циклоїдальні, кругові і інші; за числом ступенів: одно, - двох, - і багатоступінчасті. Розрізняють передачі з зовнішнім і внутрішнім зачепленням (г); з прямими (а, г, е), косими (б, ж), шевронними (в) та криволінійними (з) зубцями.

За конструктивним виконанням корпуса передач поділяються на відкриті і закриті . За коловою швидкістю передачі поділяють на тихохідні , середньошвидкісні . При застосовують прямозубі колеса, а при м/с - косозубі.

6. Матеріал зубчастих коліс

Матеріал вибирають з урахуванням забезпечення необхідної зносостійкості поверхневих шарів зубців (викришування, абразивного зносу і заїдання) і міцності їх на згин і на злом.

Частіше всього колеса виготовляють із якісних конструкційних сталей марок 35, 40, 45, 50, 50Г і легованих сталей 40Х, 45ХН.

При середніх навантаженнях зубці нарізають після покращення або нормалізації заготовок (твердість ).

Для підвищення стійкості зубців проти заїдання рекомендується застосовувати різні матеріали для коліс і шестерні . Через те що шестерня робить більше обертів, то її зубці повинні бути твердішими (табл.. 6.1).

Таблиця 6.1 - Матеріали, рекомендовані для пари зубчастих коліс

Вид передачі	Колова швидкість V, м/с	Ступінь точності	Шершавість поверхні мкм	Матеріали, марка, сталі
				Шестерня	Колеса
Циліндрична прямозуба і косозуба	До 15	5-6	0,63-1,25	15Х 55 45	Сталь 50, 55 Сталь 45, 50 Бронза БРА Ж 9-4
Циліндрична прямозуба	До 6	7-8	0,63-2,5	55 45
Примітка. Зубці коліс із сталі 15, 20, 15Х, 20Х цементують з послідуючою закалкою або нормалізацією.

Допустимі напруження, які виникають у зубцях змінюються циклічно, тому поверхнева міцність (зносостійкість) зубців коліс визначається контактною витривалістю матеріала.

Значення допустимих контактних напружень , встановлених дослідним шляхом наведені в табл.. 6.2.

Міцність зубців на згин (злом) залежить від границі витривалості матеріала, закона зміни напружень (при пульсуючому циклі - , при симетричному - .

Значення допустимих напружень на згин при постійному напрямку навантажень на зубці і при змінному наведені в табл.. 6.2.

Таблиця 6.2

ГОСТ	Матеріал	Вид термо-обробки	НВ кгс/мм2	Напруга, МПа
				Е
1050-60	Сталь 15 Сталь 35 Сталь 45 Сталь 50 Сталь 55	Нормалізація	- 140-187 167-217 180-221 185-241		370 530 600 630 650	225 315 350 370 380	110 160 180 190 195	70 100 115 120 125	- 390 460 495 510
4543-71	Сталь 15Х Сталь 20Х Сталь 40Х	Покращення	179-217 190-241 257-295		690 880 980	490 690 780	210 265 300	130 170 190	490 520 715

7. Розрахунок передачі

При конструюванні силових механізмів, коли розмірами коліс раніше не задаються, метою розрахунків являється визначення розмірів коліс за вибраними матеріалами і відповідними значеннями або

7.1 Сили, які діють на зубці коліс

привод зубчаста передача принтер

Якщо не враховувати сили тертя, то діючі на зубці сили будуть спрямовані по загальній нормалі до профілю зубців коліс 1 і 2 в зоні їх контакту (Рис. 6.1). Нормальну силу розкладаємо на складові: колову (тангенційну) і радіальну . Величина цих сил залежить від прикладеного до веденого вала момента Т_{2 .} Залежність між цими силами знаходимо із рис. ?.1, тоді

,

де - діаметр ділильного кола зубчастого колеса 2 , , - кут зачеплення.

За такими ж співвідношеннями знаходимо

,

де - діаметр ділильного кола зубчастого колеса,



кут зачеплення коліс, .

Після визначення модулів зубчатих зачеплень редуктора і діаметрів коліс будуємо на аркуші (1) схему зачеплення зубчатих коліс 1, 2 і 3, 4. Показуємо вектори сил, а модулі цих сил обчислюємо за формулами ( ).

7.2 Проектувальний і перевірний розрахунок циліндричних зубчатих передач на контактну витривалість

Теоретичною основою розрахунку зубців використовуємо формулу Герца,

МПа (7.3)

де q - питоме навантаження на 1 мм довжини полоски контакта циліндрів, Н/мм;

- зведений модуль пружності матеріалів циліндрів, МПа; - зведений радіус кривизни циліндрів, мм.

Виразимо q і через параметри зубчатої передачі, визначимо розрахункову між осьову відстань

, (7.4)

де - передаточне відношення першого ступеня редуктора;

- менше допустиме контактне напруження для одного із двох матеріалів зубчатих коліс, див. табл. 7.2 (матеріали);

- крутний момент на зубчатому колесі ;

- зведений модуль пружності матеріалів коліс,

МПа;

- коефіцієнт довжини зубця в залежності від між осьової відстані;

коефіцієнт концентрації найбільшого питомого навантаження, 1,1 ... 1,3.

- коефіцієнт динамічності навантаження: для прямозубих стальних коліс 6-го ступеня точності при м/с, =1,2...1,3.

Приклад: Визначимо та за вихідними даними отриманими в попередніх розрахунках:

5,68;

мм.

Визначимо модуль зачеплення за формулою

(7.5)

Визначимо між осьову відстань і модуль зачеплень коліс 3-4, ; інші значення такі, як і в попередньому розрахунку.

Визначимо модуль зачеплення зубчатих коліс .

мм=0,4 мм.

Розрахунок зубців на згин

Метою розрахунку є відвернути небезпеку зламу зубців. Розрахункові напруження згину в зубцях _ІІ не повинні перевищувати допустимих []₀ або []-₁.

Перевірочний розрахунок передачі виконуємо за формулою

; (7.6)

; (7.7)

де K_к - коефіцієнт концентрації навантаження, K_к=1.1 … 1.3;

K_д - коефіцієнт динамічності навантаження, K_д=1.2 … 1.3.

Величину y називають коефіцієнтом форми зуба і вибираємо із таблиці 7.1.

Таблиця 7.1 - Коефіцієнт форми y зубців, нарізаних рейковим інструментом при числі зубців z, =20°, , с*=0.25

Число зубців, z	Коефіцієнт, y	Число зубців, z	Коефіцієнт, y	Число зубців, z	Коефіцієнт, y
12	0.304	24	0.395	45	0.451
14	0.324	26	0.404	50	0.457
16	0.339	28	0.411	65	0.472
18	0.354	30	0.416	80	0.478
20	0.372	35	0.431	100	0.481
22	0.383	40	0.442	150	0.490

Якщо прийняти коефіцієнт _m=b/m=5…12, а []_u=[₀]=180 МПа, то можна вираховувати модуль зачеплення (мм)

,

де _m - коефіцієнт довжини зуба, _m=5…12, _m=10.

Порівняємо значення m₁, отриманого за розрахунками на згин.

Приймаємо більше значення і розраховуємо параметри зубчатих коліс.

Приклад розрахунків зубців на згин за формулою (6.6)

Із розрахунків бачимо, що умова міцності зубців виконується

Обчислимо модуль зубців коліс

Приклад розрахунків зубців на згин.

.

Умова міцності виконується . Визначимо модуль зачеплення третього і четвертого коліс.

Порівняємо модуль обчислені за контактною міцністю і , обчислені за розрахунками на згин та на контактну міцність. Модуль зубців обчис-лений за контактною міцністю менший ніж модуль цих зубців отриманий за розрахунками на згин . Приймаємо мм.

Модуль зубців за розрахунками на контактну міцність становить мм, а за розрахунками на згин становить 0,3 мм. Приймаємо більший 0,4 мм.

Визначаємо дійсну між осьову відстань:

мм.

мм.

8. Обчислення геометричних параметрів зубчатих коліс

Отримане значення модуля збільшуємо до найближчого стандартного значення і приймаємо його до розрахунків.

Стандартні значення модулів наведені у таблиці 8.1.

Таблиця 8.1 - Модулі (мм) згідно з ГОСТ 9563 - 60

1- й ряд	0,05; 0,06; 0,08; 0,1; 0,12; 0,15; 0,2; 0,25; 0,3; 0,4; 0,5; 0,6; 0,8;
	1,0; 1,25; 1,5; 2,0; 2,5; 3,0; 4,0; 5,0; ....; 80,0;
2- й ряд	0,055; 0,07; 0,09; 0,11; 0,14; 0,18; 0,22; 0,28; 0,35; 0,45; 0,55;
	0,7; 0.9; 1,125; 1,375; 1,75; 2,25; 2,75; 3,5; …; 90,0.

Розміри коліс визначаємо за формулами таблиці 7.2ю

Таблиця 7.2 - Основні розміри нормальних (не коригованих) циліндричних прямозубих і косозубих передач з зовнішнім і внутрішнім зачепленням при .

Елементи передач	Формули
Модуль нормальний	(згідно з ГОСТ 9563-60)
Крок нормальний
Кут нахилу зубців
Торцевий модуль
Торцевий крок
Діаметр ділильного кола
Висота ділильної головки зуба
Висота ділильної літки зуба
Висота зуб
Довжина зуба	і більше
Для коліс з зовнішнім зачепленням
Діаметр кола виступів
Діаметр кола впадин
Між осьова відстань
Для коліс з внутрішнім зачепленням
Діаметр кола виступів
Діаметр кола впадин
Між осьова відстань
Примітка: Коефіцієнт головки зуба . Коефіцієнт ніжки зуба при до 0,5 мм; при більше 0,5 до 1 мм; С=0,25 при мм.

Приклад обчислення параметрів нормальних циліндричних прямозубих коліс з зовнішнім зачепленням (Рис. 7.1) при

мм.

Діаметри ділильних кіл зубчатих коліс визначаємо за формулою

Тоді мм;

мм;

мм;

мм;

Діаметри кіл виступів зубчатих коліс визначаємо за формулою тоді:

мм;

мм;

мм;

мм;

Діаметри кіл впадин зубчатих коліс визначаємо за формулою , в нашому прикладі мм.

мм;

мм;

мм;

мм.

Знаходимо довжину зуба, або ширину вінця зубчастих коліс за формулою .

мм.

Визначимо параметри ступиці (маточини).

=мм.

мм.

Довжина ступиці (маточини)

шт.,

де мм.

Тоді довжина ступиці мм.

Остаточний діаметр штифта визначимо за розрахунками штифта на зріз.

Потрібний діаметр штифта визначаємо за умовою міцності на зріз, .

,

Приймаємо штифт циліндричний СТ СЄВ 239-75: .

Геометричні параметри зубчатих коліс, валів ступиць занесимо у табл.. 8.2.

Таблиця 8.2 - Геометричні параметри зубчатих коліс

Номер зуб. колеса

Число зубців, Z

Модуль

Міжосьова відст.

Діаметр, мм

Довжина,мм

ділильний, d

виступів

впадин

вала dв

ступиці ст

штифта, dшт

зуба в

ступиці ст

1

2

3

4

9. Вибір підшипників кочення

Вибираємо підшипники за динамічною вантажопідйомністю. Попередньо позначаємо тип підшипника і за діаметром вала вибираємо (dв) вибираємо підшипник згідно з таблицею 8.1. У пояснювальну записку вміщуємо ескіз вибраного підшипника, умовні позначення і всі геометричні розміри, динамічну і статичну вантажопідйомність та масу підшипника.

Наприклад. За розрахунками діаметр проміжного вала становить 5 мм. Діаметр шийки під підшипник

За таблицею 8.1 вибираємо шариковий радіальний однорядний підшипник 1000094,

d=4мм, В=11мм, В=4мм, r=0,3мм, С=950Н, С₀=340Н, m =0,02кг

Діаметр вихідного вала становить 6 мм. Діаметр шийки під підшипник

За таблицею 8.1 вибираємо шариковий радіальний однорядний підшипник 1000095, d= 5 мм,

D = 13 мм, В=4 мм, r=0,4 мм, С=1080Н, С₀=390Н;

m =0,025 кГ.

Размещено на Allbest.ru

...