Механизм привода поворотной части робота

Редуктор.spw

Кольцо уплотнительное
Шпонка ГОСТ 23360-78
Крышка ГОСТ 11641-73
Крышка ГОСТ 18511-73

Редуктор.cdw

Техническая характеристика
Номинальная мощность
Параметры на тихоходном валу:
Технические требования
Размеры для справок.
Необработанные поверхности корпуса редуктора
красить: внутри - маслостойкой краской красного
снаружи - атмосферной нитроэмалью серого
Перед окончательной сборкой на плоскость
разъема нанести пасту "Герметик".
Вязкость масла ванны редуктора -

Привод.cdw

Техническая характеристика
Частота вращения выходного вала
Крутящий момент на выходном валу
Технические требования
Размеры для справок.
Необработанные поверхности корпуса и основания
красить: внутри - маслостойкой краской красного
снаружи - атмосферной нитроэмалью серого
На зубья колес нанести смазку ЦИАТИМ-201.

Привод.spw

Шайба 10 Н ГОСТ 6402-70
Гайка М52 ГОСТ 6393-73
Подшипник ГОСТ 27365-87
Двигатель асинхронный

Т-7-5.doc

Министерство высшего и профессионального образования РФ
Ижевский государственный технический университет
Кафедра «Техническая механика»
РАСЧЕТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
к курсовому проекту по курсу «Детали машин»
Вариант Т-7-5: «Механизм привода поворотной части робота»
Руководитель проекта:Юрченко С. А.
КИНЕМАТИЧЕСКИЕ РАСЧЕТЫ5
1 Выбор электродвигателя5
2 Определение передаточных чисел привода6
3 Определение вращающих моментов на валах привода6
РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ8
1 Выбор твердости термической обработки и материала колес8
2 Допускаемые напряжения8
3 Расчет межосевого расстояния10
4 Предварительные основные размеры колес14
7 Суммарное число зубьев и угол наклона17
8 Число зубьев шестерни и колеса18
9 Фактическое передаточное число19
11 Размеры заготовок колес21
12 Силы в зацеплении22
13 Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба24
14 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям27
РАСЧЕТ ЭЛЕМЕНТОВ КОРПУСА РЕДУКТОРА29
ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ ПО ДИНАМИЧЕСКОЙ ГРУЗОПОДЪЁМНОСТИ30
1 Определение радиальных реакций30
2 Определение осевых нагрузок32
ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ35
ПРОВЕРКА ПРОЧНОСТИ ШПОНОЧНОГО СОЕДИНЕНИЯ40
СПИСОК ИСПОЛЬЗУЕМОЙ ЛИТЕРАТУРЫ41
Технический уровень всех отраслей народного хозяйства в значительной мере определятся уровнем развития машиностроения. На основе развития машиностроения осуществляется комплексная механизация и автоматизация производственных процессов в промышленности строительстве сельском хозяйстве на транспорте.
В данном проекте разрабатывается привод поворотной части робота состоящий из поворотной колонны и редуктора.
Редуктором называют механизм состоящий из зубчатых или червячных передач выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочей машине. Назначение редуктора – понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим.
Рис. 1. Кинематическая схема привода
Рис. 2. График загрузки
КИНЕМАТИЧЕСКИЕ РАСЧЕТЫ
1Выбор электродвигателя
Потребную мощность электродвигателя определим по формуле:
Здесь – КПД цилиндрической передачи;
– КПД пары подшипников качения;
– КПД соединительной муфты.
Вычисляем общий КПД привода:
Потребная мощность электродвигателя:
Определим частоту вращения вала электродвигателя по формуле
где – передаточные числа тихоходной и быстроходной ступеней соответственно.
Рекомендуемые значения передаточных чисел принимаем по таблице1.2 [1] получаем:
Вычисляем частоту вращения электродвигателя:
По справочнику [2] подбираем электродвигатель 4А112МА8 со следующими характеристиками:
2Определение передаточных чисел привода
Определим окончательное общее передаточное число привода по формуле:
Полученное расчетом общее передаточное число распределим между ступенями привода пользуясь соотношениями приведенными в таблице 1.3 [1]:
где – передаточное число редуктора в нашем случае равное .
Вычисляем передаточные отношения ступеней
3Определение вращающих моментов на валах привода
Частота вращения вала колеса тихоходной ступени
Частота вращения вала колеса быстроходной ступени
Момент на приводном валу
Момент на валу колеса быстроходной ступени редуктора
РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ
1Выбор твердости термической обработки и материала колес
Для колес быстроходной ступени выберем сталь 40ХН и термическую обработку по II варианту [1] – т.о. колеса – улучшение твердость HB269 302; т.о.шестерни – улучшение и закалка ТВЧ твердость поверхности HRC48 53.
Для колес тихоходной ступени выберем тоже сталь40ХН и термическую обработку по I варианту [1] – т.о. колеса – улучшение твердость HB235 262; т.о.шестерни – улучшение твердость HB269 302.
2Допускаемые напряжения
Расчет передач проведем по допускаемым напряжениям
соответствующим длительной контактной и изгибной выносливостям:
и – пределы выносливостей;
и – коэффициенты безопасности по контактным (индекс ) и изгибным (индекс F) напряжениям.
Допускаемые контактные напряжения и напряжения изгиба определим отдельно для колеса и шестерни .
Значения и принимаем по таблице2.2 [1] в которой и – средняя твердость для двух предельных значений приведенных в вариантах т.о. и в таблице2.1.
Для тихоходной ступени принимаем
и получаем следующие значения
для быстроходной ступени принимаем
Для зубчатых передач при II варианте т.о. определяют расчетное допускаемое контактное напряжение
это напряжение не должно превышать .
выполняется. В расчетную формулу вместо подставим меньшее из значений и следовательно для дальнейших расчетов будем использовать следующие значения допустимых напряжений:
для тихоходной ступени
для быстроходной ступени
3Расчет межосевого расстояния
Межосевое расстояние определяется по формуле:
где коэффициент – для косозубых колес.
Коэффициент концентрации нагрузки принимаем для прирабатывающихся колес при переменной нагрузке:
где – начальный коэффициент концентрации нагрузки;
– коэффициент режима нагрузки.
При ступенчатом графике режима нагружения коэффициент вычисляем по формуле:
– наибольший момент из числа длительно действующих;
– время работы передачи (ч) при
– время работы передачи ч.
Вычисляем коэффициент режима нагрузки
Начальный коэффициент концентрации нагрузки принимаем по таблице2.3 [1] в зависимости от коэффициента . Так как ширина колеса и диаметр шестерни ещё не определены коэффициент определяем ориентировочно:
где коэффициент принимаем из ряда стандартных чисел в зависимости от положения колес относительно опор равным:
для тихоходной передачи при консольной расположении колес
для быстроходной передачи при симметричном расположении колес
Вычисляем коэффициенты для передач:
По таблице 2.3 [1] в зависимости от коэффициента находим .
При коэффициенте целесообразно применять колеса с бочкообразными зубьями для которых тогда получим
Вычисляем коэффициенты концентрации нагрузки
– эквивалентный момент на колесе где
– коэффициент долговечности.
Здесь: – коэффициент эквивалентности зависящий от режима нагружения; – коэффициент циклов учитывающий различие в числе циклов нагружений зубчатых колес в разных ступенях передач; – базовое число циклов нагружений.
При ступенчатом графике режима нагружения коэффициент эквивалентности
где ; ; и определяются также как и при вычислении коэффициента режима .
Базовое число циклов нагружения
Число циклов нагружения
где – число зацеплений колеса;
– время работы передачи определяется так
где – срок службы привода;
– коэффициент годовой загрузки привода;
– сменность работы привода;
– коэффициент сменной загрузки привода.
Вычисляем числа циклов нагружения
Вычисляем коэффициент эквивалентности
Вычисляем коэффициенты долговечности
Вычисляем эквивалентные моменты на колесах
Вычисляем межосевые расстояния
Вычисленные межосевые расстояния округляем в большую сторону до стандартных значений и окончательно получаем:
4Предварительные основные размеры колес
Делительный диаметр зубчатых колес
Ширина зубчатых колес
Вычисляем основные размеры колес
Диаметры различных участков валов редуктора определим по формулам:
для быстроходного вала
для промежуточного вала
для тихоходного вала
где – высота буртика;
принимаемые в зависимости от диаметра посадочной поверхности.
Вычисляем диаметры валов и округляем их в ближайшую сторону до стандартных значений:
Модуль передач определим по формуле:
– эквивалентный момент на колесе
где – коэффициент долговечности.
Здесь: – базовое число циклов
где при т.о. колес – улучшение.
Вычисляем коэффициент эквивалентности
Вычисляем коэффициенты долговечности
Вычисляем эквивалентные моменты на колесах
Вычисляем модули передач
Значения модуля полученные расчетом округляем до стандартной величины и получаем
7Суммарное число зубьев и угол наклона
Минимальный угол наклона зубьев косозубых колес
Суммарное число зубьев
Вычисляем суммарное число зубьев
Определяем действительное значение угла
8Число зубьев шестерни и колеса
Число зубьев шестерни
Вычисляем числа зубьев шестерен
Для косозубых колес
Вычисляем минимально допустимое число зубьев
выполняется для обеих передач.
Вычисляем числа зубьев колес
9Фактическое передаточное число
Вычисляем фактические передаточные числа
Общее передаточное число привода
Отклонение от заданного передаточного числа
Делительные диаметры :
Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев
где и – коэффициенты смещения у шестерни и колеса; – коэффициент воспринимаемого смещения.
Вычисляем диаметры колес и полученные результаты заносим в таблицу1.
Делительные диаметры шестерен
Делительные диаметры колес
Диаметры окружностей вершин зубьев
Параметры зубчатых колесТаблица 1
Делительный диаметр мм
Диаметр вершин зубьев мм
Межосевое расстояние мм
11Размеры заготовок колес
Чтобы получить при термической обработке принятые для расчета механические характеристики материала колес вычислим предельные размеры заготовок и проверим выполнение условий
для колеса с выточками принимаем меньшее из
для колеса без выточек
По таблице 2.1 [1] находим следующие предельные размеры заготовок
Вычисляем размеры заготовок
проверяем условия и – все выполняются.
Вычислим уточненные крутящие моменты и частоты вращения
Вычисляем силы в зацеплениях и результаты заносим в таблицу 2.
Силы в зацеплении в НТаблица 2
Частота вращения мин-1
13Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба
Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса определим по формуле
в зубьях шестерни по формуле
Степень точности передач принимаем по таблице 2.5 [1] в зависимости от окружной скорости колеса (мс)
Вычисляем окружные скорости колес
По таблице 2.5 [1] принимаем 9-ю степень точности для всех колес.
Для косозубых колес при выбранной степени точности коэффициент .
Коэффициент концентрации нагрузки принимаем для прирабатывающихся колес по формуле
– коэффициент режима.
По таблице 2.6 [1] в зависимости от принимаем
Вычисляем коэффициенты концентрации нагрузки
Коэффициент динамической нагрузки принимаем по таблице 2.7 [1]
Коэффициент вычисляют по формуле
Вычисляем коэффициенты
Коэффициенты формы зуба принимаем по таблице 2.8 [1]
– эквивалентная окружная сила.
Вычисляем эквивалентную окружную силу
Вычисляем напряжения изгиба действующие в передачах
Проверим зубья колес на статическую прочность по кратковременно действующим пиковым моментам
Значение берем из таблицы 2.2 [1]
– при т.о. колеса улучшение;
– при сквозной закалке зубьев ТВЧ.
Вычисляем напряжения изгиба при кратковременно действующих пиковых моментах
14Проверка зубьев колес по контактным напряжениям
Расчетное контактное напряжение определим по формуле
где для косозубых колес ; . Коэффициент принимаем по таблице 2.9 [1] и получаем
Вычисляем контактные напряжения действующие в колесах
Проверим зубья колес на статическую прочность при кратковременных действующих пиковых моментах по формуле
Значения берем из таблицы 2.2 [1]
Вычисляем контактные напряжения при кратковременно действующих пиковых моментах
РАСЧЕТ ЭЛЕМЕНТОВ КОРПУСА РЕДУКТОРА
Чтобы поверхности вращающихся колес не задевали за внутренние поверхности стенок корпуса между ними оставляют зазор который определяют по формуле
где – наибольшее расстояние между внешними поверхностями деталей передач мм.
Толщину стенки отвечающую требованиям технологии литья и необходимой жесткости корпуса редуктора рекомендуется определять по формуле
где – вращающий момент на тихоходном валу .
Вычисляем толщину стенки
Радиусы для сопряжения стенок корпуса редуктора определим по соотношению
где – радиус внутреннего сопряжения а – наружного.
Вычисляем радиусы и
ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ ПО ДИНАМИЧЕСКОЙ ГРУЗОПОДЪЁМНОСТИ
Предварительно выберем для обеих опор роликовые конические подшипники средней серии со следующими характеристиками: ; ; ; ; ; ; ; .
Требуемая долговечность подшипников в часах
полученное значение округляем по таблице70 [3] до .
1Определение радиальных реакций
Радиальная реакция подшипника считается приложенной к оси вала в точке пересечения с ней нормалей проведенных через середины контактных площадок. Для роликовых конических подшипников расстояние «а» между этой точкой и торцом подшипника определяется по формуле:
где – монтажная высота кольца;
– диаметр внутреннего кольца подшипника;
– диаметр наружного кольца подшипника;
– коэффициент осевого нагружения.
Вычисляем расстояние «а»
С учетом монтажной высоты кольца и расстояния «а» построим расчетную схему для определения радиальных сил действующих на подшипники (рис. 3).
Рис. 3. Схема к определению реакций опор
Приведем плоскости действия известных сил к двум взаимно перпендикулярным плоскостям. Реакции опор определим из условия равновесия всех сил относительно каждой опоры.
откуда реакция равна
Результирующие радиальные силы максимально длительно действующие на подшипники вычислим по формуле
где и – соответственно горизонтальная и вертикальная составляющие радиальной силы.
2Определение осевых нагрузок
Результирующая осевая сила действующая на подшипники от косозубых зубчатых колес равна
Рис. 4. Схема нагружения подшипников
При установке вала на радиально-упорных подшипниках осевые силы нагружающие подшипники находят с учетом осевых составляющих S от действия радиальных сил :
для конических роликовых подшипников
где – коэффициент осевой нагрузки.
Вычисляем осевые составляющие
В таблице 7.2 [1] исходя из условий нагружения ; получаем формулы для вычисления и :
Вычисляем осевые силы нагружающие подшипники
Эквивалентную динамическую нагрузку для подшипников определим по формуле
где и – коэффициенты радиальной и осевой нагрузок;
– коэффициент вращения;
– коэффициент безопасности;
– коэффициент зависящий от рабочей температуры подшипника.
Вычисляем эквивалентные динамические нагрузки
Требуемую грузоподъёмность подшипников определим по самой нагруженной опоре 2 по формуле
где – частота вращения кольца мин-1;
для роликовых подшипников .
Требуемая грузоподъёмность подшипников равна
то предварительно намеченный подшипник подходит.
ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ
При расчете примем что насаженные на вал детали передают силы и моменты валу на середине своей ширины.
Под действием постоянных по величине и направлению сил во вращающихся валах возникают напряжения изменяющиеся по симметричному циклу.
Построим расчетную схему для II вала: нанесем на неё все внешние силы нагружающие вал (рис.5).
Расчет произведем в форме проверки коэффициента запаса прочности. Для каждого из установленных предположительно опасных сечений определим расчетный коэффициент запаса прочности «S» и сравним его с допускаемым значением [S] которое обычно принимают [S]=13 2.
где и – коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям определяемые по зависимостям:
– для напряжений изменяющихся по симметричному циклу.
Здесь и – амплитуды напряжений цикла;
– среднее напряжение цикла.
Напряжение в опасных сечениях определим по формулам
где – результирующий изгибающий момент;
и – осевой и полярный моменты сопротивления сечения вала.
Рис. 5. Расчетная схема II вала
Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении
где и – пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения;
и – коэффициенты концентрации напряжений для данного сечения вала.
Значения и находят по зависимостям:
где и – эффективные коэффициенты концентрации напряжений;
– коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения;
– коэффициент влияния шероховатости;
– коэффициент влияния поверхностного упрочнения.
Коэффициент влияния асимметрии цикла для рассматриваемого сечения вала
где – коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений.
По эпюрам эквивалентного момента (рис. 5) видно что самым опасным сечением является сечение 1–1.
Материал вала выберем сталь 45 со следующими характеристиками: HB270 ; ; ; ; ; .
Осевой и полярный моменты сопротивления сечения 1-1
где – диаметр сечения равный 40мм.
Вычисляем моменты сопротивления
Вычисляем напряжения в опасном сечении
По таблицам 10.3 10.6 [1] находим значения следующих коэффициентов
Вычисляем коэффициенты концентрации напряжений
Вычисляем коэффициент влияния асимметрии цикла
Вычисляем пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении
Вычисляем коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям
Вычисляем коэффициент запаса прочности
Запас прочности обеспечен достаточный так как
ПРОВЕРКА ПРОЧНОСТИ ШПОНОЧНОГО СОЕДИНЕНИЯ
Рекомендуется назначать одинаковые шпонки для всех ступеней вала исходя из ступени наименьшего диаметра имеющего шпоночный паз. Наличие на одном валу шпоночных пазов одинаковых по сечению и длине улучшает технологичность конструкции вала.
Предварительно выберем сечение шпонки рекомендуемое ГОСТ23360-78 исходя из величины диаметра вала.
Получаем шпонку 12840ГОСТ23360-78.
Проверим рабочие грани шпонки на смятие. Условие прочности на смятие
где – наибольший допускаемый крутящий момент;
– рабочая длина шпонки;
– выступ шпонки от шпоночного паза;
– допускаемое напряжение на смятие.
Вычисляем наибольший допускаемый крутящий момент
так как наибольший продолжительно действующий крутящий момент на валу то выбранная шпонка проходит проверку на смятие
Проверим шпонку на срез. Условие прочности сечения шпонки на срез
где – ширина шпонки;
– допускаемое напряжение на срез.
так как то выбранная шпонка проходит проверку на срез.
СПИСОК ИСПОЛЬЗУЕМОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
ДунаевП.Ф. ЛеликовО.П. Конструирование узлов и деталей машин. -М.:Высшая школа 1985.
Асинхронные двигатели серии 4А: Справочник под ред. КравчикаА.Э. ШлафаМ.М. и др. -М.: Энергоиздат 1982.
Справочник конструктора-машиностроителя под ред. Анурьева В. И. т.2 – М.: Машиностроение 1982.