18

Реферат

Курсова робота складається з двох аркушів креслень формату А2 та пояснювальної записки із 18 сторінок рукопису, 4 рисунків і 4 таблиць.

Визначені кінематичні, силові та геометричні параметри зубчатої двоступеневої передачі. Вибрано електродвигун і підшипники кочення. Виконано складальні та робочі креслення деталей редуктора.

Ключові слова: передаточне відношення, модуль зачеплення, міжосьова відстань, допуски, посадки.

Введення

Метою курсового проекту є оволодіння студентами загально інженерними дисциплінами, такими як: теоретична механіка, теорія механізмів і машин, деталі машин, допуски і посадки, сопромат, а також набуття навичок виконання спеціальної конструкторської роботи.

Основним завданням конструювання є розробка механізму привода подачі паперу. Для досягнення поставленої мети необхідно послідовно виконати такі етапи конструювання: здійснити вибір електродвигуна, визначити загальне передаточне відношення і передаточне відношення ступенів редуктора. На основі розрахунків на міцність визначити модель зачеплення і розрахувати параметри зубчатих коліс.

Виконати компоновку редуктора. Виконати складальні креслення, а також робочі креслення деталей редуктора. Креслення виконувати згідно з діючими правилами і вимогами ЕСКД та системи допусків та посадок.

Механізм подавання паперу автоматичного цифрово­го друкуючого принтера

Рисунок 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. 3	Назва даних	Вар. 3
Швидкість подавання паперу, V м/хв	15	Термін служби, Lh3 год	8000
Діаметр барабана, d мм	25	Напруга (U) джерела жи­влення, В	220
Момент сил опору на барабані, Т Нм	0,28	Тип споживаного стру­му	50

Силовий розрахунок привода механізму.

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

Визначаємо потужність на вихідному валу редуктора

,

де Т – крутний момент сил опору на вихідному валу,

ω_ – кутова швидкість барабана, рад с,

,

де V_ - швидкість подавання паперу, м/хв; d_ - діаметр бара­бана, мм.

Р_дв=Т₀  _ = 0,28Нм  1000 = 17,5 Вт

Визначаємо число обертів барабана



Визначаємо потужність електродвигуна, який буде працюва­ти в довготривалому режимі роботи

,

де К= 1.05 ... 1.1 - коефіцієнт запасу, який враховує необхід­ність подолання короткочасних динамічних навантажень в момент розгону виконавчого механізм) і редуктора,

 – загальний коефіцієнт корисної дії (к. к. д) передачі, який залежить від к. к. д. підшипників кочення (для однієї пари підшипників кочення, _пk = 0,98..0,99) і від к.к.д. зубчастої передачі, _зп = 0,95...0,97.

 = ²_пк  ²_зп = (0,98)² (0,97)² = 0,904

Використавши розрахункові дані Р_дв і вихідні дані де про­понується двигун постійного струму з напругою 12 ... 27 Вт, виби­раємо двигун за таблицею 2 ДП40-10-3-12 Потужність двигуна 10Вт, Т_дв32Нмм, U12В, n_дв3000об/хв.

Основні розміри наведені на рис.2 і в таблиці 2.

Таблиця 2. Основні геометричні розміри в мм

Тип	d	d1	d2	d3	ℓ	ℓ1	ℓ2	ℓ3	ℓ41
ДГ-25	Зh6	20h6	25f.7	22	10	1.6	68	2.0	1.6
ДП-32	4h6	25h6	32 f.7	28	12	2.0	80	2.5	2.0
ДП-40	5h6	З2h6	40 f.7	35	15	2.5	95	2.5	2.5

Рисунок 2. Електродвигун постійного струму серії ДП

Кінематика привода

Визначаємо загальне передаточне відношення редуктора i'_р,

,

де ω_дв кутова швидкість двигуна,

,

Розрахункове передаточне відношення першого ступеня

,

а другого ступеня

Зубчасті колеса z₁ та z₂ складають першу ступінь редуктора (рис. 1) з передаточним відношенням і_1р, а зубчасті колеса z₃ та z₄ складають другий ступінь редуктора з передаточним відношен­ням і_2р.

Визначаємо число зубців всіх коліс. Число зубців z₁ та z₃ приймаємо 25.

Число зубців коліс 2 і 4 приймаємо за розрахунком з округ­ленням до цілою числа

z₂₌ z_1 і_1р=254,8=120

z₄₌ z_3 і_2р=253,3=62,5=63

Визначимо дійсне передаточне відношення кожного ступеня

Дійсне загальне передаточне відношення

і_{р =} і₁₂  і₃₄ = 4,8  2,5 =12

Визначаємо похибку

Визначаємо число обертів кожного вала редуктора. Перший вал редуктора – вал електродвигуна. Тому п₁₌п_дв. На першому ва­лу закріплюється зубчасте колесо z₁ з числом зубців 25.

На другому валу закріплюються зубчасті колеса z₂ і z_3, утво­рюють перший ступінь редуктора. Передаточне відношення пер­шого ступеня і₁₂, тому число обертів другого вала

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

Визначимо кутову швидкість кожного вала

; ;

;

За результатами розрахунків складаємо таблицю 3.

Таблиця 3. Кінематичні параметри привода

Номер ва­ла	Номер зуб. колеса	Число зу­бців	Число обер­тів валів, об/хв	Кутова швид­кість, 1/с
І	z1	25		287,8
2	z2 … z4	120 …63	625	65,4
3	z3	25	250	26,6

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 ваз піддається навантажен­ню на згин і кручення.

Міцність являється основним критерієм роботоспроможності і розрахунків валів.

Проектувальний (попередній) розрахунок валів

Визначаємо крутні моменти на валах 3, 2, 1:

а) на вихідному валу. За вихідними даними табл. 1.

Т_з = Т_б = 0,28  1000 = = 280 Нмм;

б) на проміжному валу

;

в) на валу електродвигуна

Порівняємо крутний момент розрахунковий з крутним моментом вибраного двигуна ДП40-3-12. Згідно з технічними даними Т двигуна становить 32 Н мм.

32 – 100%

25,8 – Х%

Х= 80,6%

100 - 80,6= 19,4 (% ) – недовантаження двигуна.

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

Діаметр першого вала

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  = 20 … 25 МПа,  МПа = Н/мм².

Визначимо діаметр посадочної шийки проміжного вала d₂

Діаметр посадочної шийки вихідного вала d₃

Діаметр валів збільшуємо до найближчого стандартного.

Розрахунок передачі

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

Якщо не враховувати сили тертя, то діючі на зубці сили Fn будуть спрямовані по загальній нормалі п – п до профілю зубців коліс 1 і 2 в зоні їх контакту (Рис. 3). Нормальну силу Fn розкладаємо на рис. 3 складові: колову (тангенційну) F_t і радіальну F_r. Величина цих сил залежить від прикладеного до веденого вала моменту Т₂. Залежність між цими силами знаходимо із рис. 3, тоді

F_{t 12} = T₂ / 0,5d₂

F_{r 12} = F_{t 12}  tg

F_{r 12} = Fn_{1 2} = F_{t 12} / cos = T₂ / 0,5d₂  cos,

де d₂ – діаметр ділильного кола зубчастого колеса 2, d₂ = m₂  z₂; а = 20º – кут зачеплення.

Рисунок 3. Сили, які діють в зачепленні зубчатих коліс

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

F_{t 12} = T₂ / 0,5d₂

F_{r 12} = F_{t 12}  tg

F_{r 12} = Fn_{1 2} = F_{t 12} / cos = T₂ / 0,5d₂  cos

Проектувальний і перевірний розрахунок циліндричних зубчастих передач

Розрахунок зубчатих передач на контактну витривалість

Визначимо розрахункову міжосьову відстань коліс z_{1 і} z₂

де і ₁₂ – передаточне відношення першого ступеня редуктора;

σ_ - менше допустиме контактне напруження для одного із двох матеріалів зубчастих коліс;

Т₂ – крутний момент на зубчастому колесі, Н мм;

Е_П – зведений модуль пружності і матеріалі коліс

Е_П = 2Е₁ Е₂ (Е₁+ Е₂) = 2 10⁵МПа;

Ψ = в/а = 0,050,5 – коефіцієнт довжини зубця в залежності від міжосьової відстані;

К_к - коефіцієнт концентрації найбільшого питомого навантаження.

К_к = 1,1 …1,3.

К_Д – коефіцієнт динамічності навантаження: для прямозубих стальних коліс 6-го ступеня точності при V = 4  12 м/с. К_Д = 1,2 … 1,3.

Визначимо а₁₂

Вихідні дані: і₁₂ = 4,8 , і₃₄ = 2,5, Т₂ = 118,1 Нмм, σ_ = 390МПа;

Е_П = 210⁵ МПа; К_к = 1,2; К_Д = 1,2; Ψ = 0,4; sin2L = sin 40º = 0,643.

Міжосьова відстань

Визначимо модуль зачеплення (z_1, z₂) за формулою

Визначимо міжосьову відстань і модуль зачеплень коліс 3-4, коли Т₃= 280 Нмм, і₃₄ = 2,5, інші значення такі, як і в попередньому розрахунку. Отже, міжосьова відстань

Визначимо модуль зачеплення зубчастих коліс z_3, z₄

Отримані значення модулів m₁₂ та m₃₄ збільшуємо до найближчого стандартного значення. Остаточно приймаємо m₁₂ = 0,2мм; m₃₄=0,4мм.

Порівняємо модулі m₁₂ та m₃₄ обчислені за контактною міцністю та m₁₂ та m₃₄, обчислені за розрахунками на згин. Приймаємо більші значення модулів.

Визначаємо дійсну міжосьову відстань a₁₂ та a₃₄

;

.

Розрахунок геометричних параметрів зубчастих коліс

Елементи зубчастих коліс показані на рис. 4.

Рисунок. 4. Елементи зубчастих коліс

Обчислення параметрів нормальних циліндричних прямозубих коліс з зовнішніми зачепленнями (Рис. 4). Вихідні дані:

Діаметри ділильних кіл зубчастих коліс визначаємо за формулою d=mZ, тоді: d₁=m₁₂Z₁= 0,2120 = 24мм;

d₂=m₁₂Z₂= 0,225 = 5мм;

d₃=m₃₄Z₃= 0,425 = 10мм;

d₄=m₃₄Z₄= 0,463 = 25,2мм

Діаметри кіл виступів зубчастих коліс визначаємо за формулою d_а= d +2_ha, тоді: d_а1 = m₁₂(Z₁+2)= 0,2(120+2)=24,4мм;

d_а2 = m₁₂(Z₂+2)= 0,2(25+2)=5,4мм;

d_а3 = m₃₄(Z₃+2)= 0,4(25+2)=10,8мм;

d_а4 = m₃₄(Z₄+2)= 0,4(63+2)=26мм.

Діаметри кіл впадин зубчастих коліс визначаємо за формулою d_f = d-2_hf, в нашому прикладі h^_a =1; m = 0,4; С^ =0,5;

hf = (m +0,5 ^) m = 1,5 m = 1,5 0,4= 0,6 мм

d_1f = d₁ - 2_hf = 24,4 - 20,6= 23,2мм;

d_2f = d₂ - 2_hf = 5,4 - 20,6= 4,2мм;

d_3f = d₃ - 2_hf = 10,8 - 20,6= 9,6мм;

d_4f = d₄ - 2_hf = 26 - 20,6= 24,8мм.

Знаходимо дожину зуба, або ширину вінця зубчастих коліс, за формулою

b= (315)  m_n.

b₁= b₂= b₃=b₄= 100,4=4мм.

Визначимо параметри ступиці (маточини) зубчастого колеса

d_2СТ = (1,6 … 1,8) d_в = 1,65=8,0мм.

d_3СТ =1,65=8,0мм.

Довжина ступиці (маточини) зубчастого колеса

ℓ_СТ = 3d шт.,

де d₁шт. = 0,25 dв = 0,25 5 = 1,25 мм.

Тоді довжина ступиці

ℓСТ = 3d шт=3 1,25=3,75мм. Приймаємо ℓ_СТ = 4мм.

Остаточний діаметр штифта визначимо за розрахунками штифта на зріз.

,

де τ_зр= 25МПа

Приймаємо штифт циліндричний СТ СЕВ 239-75: d = 2 мм, С = 0,3, L= 8 мм.

Геометричні параметри зубчастих коліс, валів та ступить занесені у табл. 4.

Номер зубчатого колеса	Число зубців, Z	Модуль m, мм	Міжосьова відстань a, мм	Діаметр,мм						Довжина, мм
				ділильний, d	виступів, d	впадин, d	вала, d	ступиці, d	штифта, dшт	зуба	ступиці, ℓСТ
1	25	0,2	14,5	24	24,4	23,2	6	8	1	4	4
2	120	0,2	14,5	5	5,4	4,2	6	8	1	4	4
3	25	0,4	17,6	10	10,8	9,6	6	8	1	4	4
4	63	0,4	17,6	25,2	26	24,8	6	8	1	4	4

Таблиця 4. Геометричні параметри зубчастих коліс

Вибір підшипників кочення

Вибираємо підшипники за динамічною вантажопідйомністю. Попередньо позначаємо тип підшипника, за діаметром вала вибираємо (d_в) підшипник.

С – динамічна вантажопідйомність, Н;

С_º – статична вантажопідйомність, Н;

m – маса підшипника, кг;

d, B, D, τ – геометричні розміри, мм.

Діаметр вихідного вала становить 6 мм. Діаметр шийки підшипника

dп = dв 0,8 = 6 0,8 = 4,8 мм ≈5 мм

D = 13мм, B = мм, r=0,4, С =1080Н, С_º = 390Н, m=0,025кг

Перевірка підшипників на довговічність

Під довговічністю розуміємо число обертів (або годин при заданій постійній частоті обертання), яке підшипник повинен відпрацювати до появи ознак втомленості матеріалу обойми або тіл кочення.

У даному курсовому проекті підшипник вибираємо за конструктивними міркуваннями, тому розрахунок його ресурсу виконуємо в годинах за формулою:

де п – число обертів вихідного вала, об/хв;

Р – зведене навантаження, Р = F_rзН;

С – динамічна вантажопідйомність, Н;

С – приймається за таблицею;

L_hз – ресурс роботи підшипника (приймається із завдання).

L_h > L_hз