Механизм самопишущего прибора с диаграммной бумажной лентой

• 1. Техническое задание на курсовой проект. Механизм программного управления автоматической системы
• 2. Принцип работы механизма. Кинематическая схема
• 3. Расчёт механизма
• 3.1 Кинематический расчет механизма
• 3.2 Расчет зубчатых колес
• 3.3 Силовой расчет
• 3.3.1 Определение статических моментов на валиках механизма с учетом КПД. Определение сил, действующих в кинематических парах
• 3.3.2 Выбор материала и допуска напряжения колес
• 3.3.3 Расчет зубьев на контактную прочность
• 3.3.4 Расчет зубьев на изгиб. Напряжение изгиба в опасном сечении зуба
• 3.4 Определение сил действующих на зубья колес
• Список литературы

1. Техническое задание на курсовой проект. Механизм самопишущего прибора с диаграммной бумажной лентой

Основные данные:

1. Пределы изменения измеряемой величины

Х — Х₀ = 250 о.е.

2. Цена деления и длина шкалы

Н_ш = 5 о.е.

L_ш = 100 мм

3. Ширина диаграммы

B = Lш = 100 мм

скорость движения бумажной ленты в мм/ч

v = 5400

v' = 1800

v'' = 600

v''' = 200

4. Диаметр ведущего зубчатого барабанчика

D₄''' = 32 мм

5. Диаметры катушек

D_{6 max} = D_{8 max} = 40 мм,

D_{6 min} = D_{8 min} = 20 мм

6. Натяжные ленты

P_max = 5, H

P_min = 2,5 H

7. Тип двигателя — ДПМ-35, n_Дв = 2500 об/мин

8. Тип волнового зубчатого редуктора (ВЗР) — НЖОЖ

9. Угол поворота валика сельсина приемника ц_сп = 1,5р рад.

2. Принцип работы механизма. Кинематическая схема

Записывающее устройство приводится в движение сельсином-приемником СП. Углы поворота валика СП равны углам поворота валика сельсина-датчика, связанного с подвижным элементом измерительного прибора. На валике СП закреплен барабанчик 13. Гибкий тросик 12 огибает барабанчик 13 и два блока 14. Концы тросика прикреплены к каретке 11 с чернильницей и капиллярной трубкой 10. Углы поворота валика СП, пропорциональные величине измеряемого параметра, посредством передачи с гибкой связью преобразуются в линейные перемещения каретки 11 с указателем шкалы и трубкой 10, которая осуществляет запись изсеряемого параметра на движущейся диаграммной бумажной ленте 9.

Лентопротяжный механизм позволяет осуществить четыре скорости движения ленты 60, 180, 600 и 1800 мм/ч. Бумажная диаграммная лента разматывается с катушки 8 и наматывается на катушку 6. Заданная постоянная скорость ленты обеспечивается зацеплением зубьев ведущего барабанчика 4''' с перфорированной диаграммной бумагой 9. Ведущий ленту барабанчик 4''' вращается от электродвигателя Дв через ВЗР и трехступенчатую зубчатую передачу. Два блока зубчатых колес (2'-2'' и 4−4') позволяют осуществить четыре варианта зацепления зубчатых колес и обеспечить четыре скорости движения ленты. Наименьшая скорость получается при зацеплении колес 1 и 2−2' и 3'-3'' и 4'', наибольшая — при 1 и 2−2'' и 3''-3 и 4, а промежуточные две скорости при 1 и 2−2' и 3'-3 и 4. Для обеспечения прижатия ленты к ведущему барабанчику 4''' необходимо, чтобы окружная скорость на поверхности катушки 6 в начальный момент наматывания на нее бумаги была равна скорости ленты v₆ = v₄ = v и не изменялась за все время работы механизма, несмотря на постепенное увеличение диаметра катушки 6 при постоянной угловой скорости колес 4', 5 и 6'. Это условие выполняется посредством фрикционной муфты, соединяющей зубчатое колесо 6' с валиком катушки 6. Наименьшее допускаемое натяжение ленты при наибольшем диаметре катушки 6 регулируется вращением гайки 6'', изменяющей деформацию пружины фрикционной муфты. Натяжение ленты на участке между ведущим барабанчиком 4''', роликом 7 и катушкой 8 обеспечивается торможением валика катушки 8 посредством пружинки, нажимающей на шкивок 15. Катушки 8 и 6 съемные.

Корпус механизма состоит из двух плат 12 и 13, скрепленных тремя поперечными пластинами 16, 17 и 18 с загнутыми краями. К плате 12 винтами прикреплен ВЗР с двумя жесткими колесами и встроенным в его корпус электродвигателем Дв. От колеса 1 выходного валика ВЗР к валику ведущего барабана 4''' движение передается через зубчатую передачу, смонтированную между платой 12 и прикрепленной к ней тремя стойками 19 малой платой 14. В связи с тем, что частота вращения валиков зубчатой передачи очень малая, используются подшипники скользящего трения. Для получения четырех скоростей ленты блоки зубчатых колес 2'-2'' и 4−4'' передвигаются и фиксируются в соответствующих положениях посредством вилок 15, которые расположены на двух стойках, поддерживающих малую плату 14. Ведущий барабанчик 4'' соединен с четвертым валиком зубчатой передачи двухкулачковой муфтой. Момент трения фрикционной муфты, связывающей колесо 6' с валиком катушки 6, регулируется гайкой 6'', изменяющей величину деформации и силу нажатия пружины. На левые концы осей катушек 6 и 8 нажимают плоские пружины 9, удерживающие их правые концы в сцеплении с валиками. Для снятия катушек 6 и 8 при замене другими необходимо сначала их сдвинуть влево на 3−4 мм, а затем переместить в радиальном направлении вдоль паза в плате 13.

Натяжение диаграммной бумаги на катушках 6 и 8 должно быть наибольшим при наименьших диаметрах катушек (Д_{6 min} и Д_{8 min}) и наименьшим при наибольших диаметрах катушек (Д_{6 max} и Д_{8 max}). Требуемое натяжение бумажной ленты регулируется вращением гайки 6'' фрикционной муфты катушки 6 и гайки 10 фрикционного с пружиной 11 тормоза катушки 8.

Рис. 1. Кинематическая схема механизма самопишущего прибора с диаграммной бумажной лентой

3. Расчёт механизма

Определяем параметры записывающего и отсчетного устройства.

Диаметр шкива 13 сельсина D₁₃ = 360B/рц⁰сп. =

При L_ш = В, число делений шкалы N_ш = (Х-Х₀)/Н = 250/5=50, длина деления b=B/N_ш = 100/50=2

3.1 Кинематический расчет механизма

механизм программный зубчатый колесо

Числа оборотов ведущего барабанчика n₄, n₄', n₄'' и n₄''' определяем из условия v=рD₄'''n₄ мм/ч.

D₄'''=32; v= n=(v-60)/(рD₄''')=(5400· 60)/(3.14·32)=3224.5 об/мин

1. Вычисляем передаточные отношения:

v=щ·

щ=

2. Определяем диаметр гибкого колеса Диаметр корпуса двигателя D_Дв=35 мм

3. Определяем передаточное отношение ВЗР от генератора волн к выходному валу:

при q=2

3.2 Расчет зубчатых колес

1. Предварительно задаемся стандартным модулем m = (0,4?0,6) мм, определяем числа зубьев и диаметры колес. Числа зубьев колес определяют с учетом намечаемой компоновки механизма и диаметров двигателя, корпуса ВЗР и сельсина, а так же способов их крепления к корпусу механизма.

z_min? 20 — 24, z_ш=; ;

z_ш1=

z_ш2=

z_ш3=

z_ш4=

z_ш5=

z_ш6=

мм

мм

2. Конструкция колес (рис. 2)

Форму и размеры зубчатого колеса определяют в зависимости от числа зубъев, модуля, формы и длины зубьев, диаметра вала, а также от материала и технологии изготовления колес.

Ориентировочные размеры колес:

Dc=(1,6?1,8)D=1,7· 35=60 мм

b=(0,3?0,5)B=0,4· 30=12 мм

H=(5?8)m=6· 0,6=3,6 мм

l=(1?2)D?B+3d_ш=2· 35=70?66 мм

d_ш=(0,2?0,25)D=0,2· 35=7 мм

3.3 Силовой расчет

3.3.1 Определение статических моментов на валиках механизма с учетом КПД. Определение сил, действующих в кинематических парах

Даны момент на валике 1, ,, ,, , m, з = 0,9, число зубьев и диаметры колес d = z · m.

Коэфициент трения для стальных зубьев колес f = 0,1. Значения КПД каждой пары определяется по формуле:

C — поправочный коэфициент (при р>30(Н))

Определяем окружные силы Р и крутящие моменты на валиках:

= 3168 Н· мм

Находим диаметры валов (d_В):, где [ф_К] = 20?30 МПа, M=20 Н· мм. Для изготовления валов выбираем сталь 45.

3.3.2 Выбор материала и допуска напряжения колес

Для изготовления зубчатых колес выбираем сталь 45, по табл. 10.5 выбираем механические свойства: : HB кгс/мм²=167−217, Е=2,1· 10⁵, д_в=600, д_-1=350, [д]₀=180, [д]_-1=115, [д]_к=460. Исходные данные для расчета: n₂ и n₄ (об/мин), передаточное отношение i₁₋₂= n₁/ n₂, крутящий момент нагрузка на ведомом валу.

1. Рассчитываем удельную нагрузку:

при K_K=1, K_Д=1,2, b =12

3.3.3 Расчет зубьев на контактную прочность

Контактная напряженность сжатия определяется по формуле:

Определяем межосевое расстояние

a = 22 (мм); i₂₋₃ = 2,5; m = 0,5

— приведенный модуль упругости (E = 2,1· 10⁵(МПа))

К_Д — коэффициент динамичности нагрузки = 1,2

K_K — коэффициент концентраций нагрузки = 1

b = 12 мм Поскольку, значит контактная прочность обеспечена

3.3.4 Расчет зубьев на изгиб. Напряжение изгиба в опасном сечении зуба

y = 0,372 коэффициент формы зуба при z₂ = 20

[у₀] = 180 МПа — для стали 45

? [у₀]

109,9 (МПа)? 180 (МПа).

3.4 Определение сил действующих на зубья колес

Действующие на зубья силы N будут направлены по общей нормали к профилям зубьев колес 1 и 2 в зоне их контакта. Нормальные силы N можно разложить на составляющие — окружные Р и радиальные Q.

б = 20⁰

Эти силы учитываются при расчете зубьев колес, валов и подшипников механизмов.

1. Рощин, Г. И. Курсовое проектирование механизмов РЭС.

2. Курмаз, Л. В. Детали машин. Проектирование: учеб. пособие Л. В. Курмаз, А. Т. Скойбеда. — Минск: УП «Технопринт», 2002. — 290 с.

3. Дунаев, П. Ф. Детали машин. Курсовое проектирование: учеб. пособие / П. Ф. Дунаев, О. П. Леликов. — М.: Машиностроение, 2004. — 560 с.

4. Первицкий, Ю. Д. Расчет и конструирование точных механизмов: учеб. пособие. — Л.: Машиностроение, 1976. — 460 с.