2. Определение общего передаточного отношения и распределение его по ступеням

Определим общее передаточное отношение зная частоту вращения двигателя п при номинальном режиме и частоту вращения выходного вала пвых ():

,

где -передаточные отношения отдельных ступеней

Зубчатая цилиндрическая передача .

Червячная

Распределим передаточные отношения по ступеням:

Возьмем передаточное отношение зубчатой цилиндрической передачи равным ;

Червячной передачи - по ГОСТу 2144-76.

3. Расчет червячной передачи

Материалы червячных пар должны обладать антифрикционными свойствами, хорошей прирабатываемостью и повышенной теплопроводностью.

Червяки. Эти детали испытывают гораздо больше циклов нагружения, чем червячные колеса; тело червяка испытывает большие напряжения изгиба и кручения. Вследствие этого, а также из-за высоких требований к жесткости червяки изготавливают из стали. Червяк принимаем из стали 35ХГСА.

Определим числа циклов переменных напряжений шестерни и колеса. Расчетное число циклов переменных напряжений(NH)при постоянной стационарной нагрузке определяются по формуле:

Определим базовое число циклов

Тогда базовое число циклов для шестерни

Тогда базовое число циклов для колеса

Найдем коэффициент долговечности

Тогда коэффициент долговечности для шестерни

Коэффициент долговечности для колеса

Базовый предел контактной выносливости

Базовый предел контактной выносливости для шестерни

Базовый предел контактной выносливости для колеса

Определим контактные напряжения.

Для данной марки стали коэффициент надежности SН=1.2.

ZR=1-точная поверхность

ZV=1-малые окружные скорости

Найдем контактные напряжения для шестерни

Найдем контактные напряжения для колеса

Определим начальный (делительный) диаметр шестерни

где Kd=770(МПа)1/3 Швд=0.6

Модуль зацепления

стандартное значение m=2

Уточним значения

Окружная скорость

Найдем изгибные напряжения

YR=1(шероховатость Rz<40мкм)

- коэффициент безопасности при работе зубьев на изгиб.

=817 МПа - для данной марки стали

- коэффициент долговечности (так как < , то =1)

Проверочный расчет

Проверка передачи на контактную выносливость

Цель расчета - предотвратить усталостное выкрашивание рабочих поверхностей зубьев сопряженных колес.

Расчетное контактное напряжение в полюсе зацепления

Определяют для цилиндрических передач по формуле:

Определение коэффициентов расчетной нагрузки

Фактическую нагрузку в зацеплении определяют с учетом неравномерности распределения нагрузки между зубьями и по ширине венца и с учетом ударов. Для этого эквивалентной момент умножают на коэффициент нагрузки КН при расчете на контактную выносливость и КF -при расчете на изгибную выносливость.

Коэффициенты нагрузки

При расчете прямозубых передач на контактную выносливость коэффициент распределения нагрузки равен 1 =1, при расчете прямозубых передач на изгибную выносливость коэффициент распределения нагрузки =1.

и - коэффициенты неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий

=1.03, =1.1

KHA=1--коэффициент внешней динамической нагрузки

и - коэффициент динамичности нагрузки в зацеплении

- удельная окружная динамическая сила gо= 5.6 - учитывает влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса;

дн=0.14- учитывает влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля головок зубьев.

Принимаем шbd=0.5

В соответствии с рекомендациями

=2.49,где бtw=20?

Полученный результат нас вполне устраивает и недогруз составляет 4 %.

Проверка зубьев передачи на изгибную выносливость

Назначение данного расчета - предотвращение усталостного излома зубьев.

Расчетное напряжение уF ,МПа определяют для менее прочного зубчатого колеса передачи по следующей формуле:

Yе=1 - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, при 8-й степени точности;

Хв=1 - коэффициент, учитывающий наклон зубьев (расчитываемая передача - прямозубая).

X=0-коэффициент смещения

Коэффициент расчетной нагрузки найдем по формуле

Тогда коэффициент расчетной нагрузки

Проверка на контактную и изгибную прочность при действии максимальной нагрузки (проверка на перегрузку, на предотвращение пластических деформаций или хрупкого излома):

Определение геометрических и других параметров шестерни и колеса:

Определим диаметр отверстия подвал в колесе:

[ фkp]=(20ч25)МПа=(20ч25)·106Н/мІ

=48мм

5. Конструирование механизма

Конструктивные и технологические решение при создании редукторов определяются их главным параметром, требуемой твердостью рабочих поверхностей зубьев, необходимой степенью точности передач, а также характером их производства (серийностью выпуска).

Главным параметром редуктора для цилиндрических и червячных передач является межосевое расстояние тихоходной ступени.

Размеры редуктора, характеризуется его главным параметром, определяют размеры оборудования, необходимое для обработки его деталей. Твердость рабочих поверхностей зубьев обусловливает применение конкретного термического оборудования и технологии, связанные с финишной зубообработкой.

Необходимая степень точности редуктора определяет степень точности станков и инструмента, а также организацию технологического процесса. Характер производства (серийность выпуска ) предполагает и характер оборудования - универсальное, специализированное, специальное.

Червячно-цилиндрические редукторы имеют червячную быстроходную ступень с обычными для нее параметрами и одну или две цилиндрические ступени с параметрами цилиндрического редуктора развернутой схемы. Эти редукторы имеют большие передаточные отношения и низкий уровень шума. Червяк обычно располагают внизу, что вызвано условиями смазывания зацепления, расположением подшипников червяка и условиями сборки.

Важные факторы ЧЦР - масса, КПД и расход бронзы на червячные колеса. По всем трем факторам показатели улучшаются , если уменьшается передаточное отношение червячной быстроходной ступени.

6. Проектировочный и проверочный расчет валов

Для предварительного определения диаметра вала выполняют ориентировочный расчет его на чистое кручен по пониженному [ф] без учета влияния изгиба:

,

где Т - крутящий момент, Нмм.

При расчете редукторных валов по этой определяют диаметры выходных концов валов, принимая [ф]=20ч25МПа для валов из конструктивных углеродистых сталей. Полученное значение округляют до ближайшего из ряда диаметров по ГОСТ6636-69.

Диаметров выходного конца быстроходного вала редуктора соединяемого с валом электродвигателя, рекомендуется назначать не меньше 0,8 диаметра выходного конца вала двигателя для возможности соединения валов со стандартной муфтой.

Диаметры остальные участков вала могут в случае необходимости, например для удобства посадки на вал подшипников качения, зубчатых колес, назначаться по конструктивным и технологическим соображениям.

Уточненный расчет выполняют как проверочный для определения расчетного коэффициента запаса прочности в опасном сечении вала. Опасным считается то сечение вала, для которого коэффициент запаса прочности имеет наименьшее значение: оно может не совпадать с сечением, где возникают наибольший крутящий и изгибающий моменты. Поэтому искомые коэффициенты определяют для нескольких сечений.

Хотя для обеспечения прочности вала достаточно иметь . Однако, учитывая повышенные требования к жесткости редукторных валов, рекомендуется иметь s=2,5ч3. При таких значениях можно не проводить специального расчета на жесткость.

В данном курсовом проекте требуется рассчитать промежуточный вал, так как он является самым опасным.

Предварительный расчет валов.

Ведущий вал.

Принимаем [ф]=20Н/мм2 и определяем диаметр выходного конца вала по расчету на кручение.

Но для удобного соединения его с валом электродвигателя принимаем db1=17мм;

Промежуточный вал.

Диаметр выходного конца:

Принимаем db2=17мм.

Ведомый вал.

Принимаем db3=48мм.

Уточненный расчет ведущего вала

Определим силы, действующие на вал

417Н

Построив эпюры нагрузок от крутящих моментов, определяем самое опасное сечение и находим суммарный крутящий момент

Найдем расчетный момент

Выясним значение диаметра вала в наиболее нагруженном сечении вала

А на этапе проектирования мы приняли минимальный диаметр вала 20мм, следовательно, мы получили вал с довольно неплохим запасом прочности.

Уточненный расчет промежуточного вала.

Определим силы, действующие на вал

Найдем реакции RА и RВ

Построив эпюры нагрузок от крутящих моментов, определяем самое опасное сечение и находим суммарный крутящий момент

Найдем расчетный момент

Выясним значение диаметра вала в наиболее нагруженном сечении вала

А на этапе проектирования мы приняли минимальный диаметр вала 18мм, следовательно мы получили вал с довольно неплохим запасом прочности.

Уточненный расчет ведомого вала.

Определим силы, действующие на вал

Построив эпюры нагрузок от крутящих моментов, определяем самое опасное сечение и находим суммарный крутящий момент

Найдем расчетный момент

Выясним значение диаметра вала в наиболее нагруженном сечении вала

А на этапе проектирования мы приняли минимальный диаметр вала 48мм, следовательно, мы получили вал с довольно неплохим запасом прочности.

7. Расчет подшипников

В качестве опор валов редукторов в подавляющем большинстве случаев используют подшипники качения. Тип подшипника выбирают в зависимости от типа зубчатого колеса и способа его установки.

Рассмотрим основы выбора подшипников для валов зубчатых колес. Валы с прямозубыми и косозубыми цилиндрическими зубчатыми колесами следует устанавливать на шариковых или конических подшипниках.

Валы с червячными колесами устанавливают на конических подшипниках, так как шарикоподшипники имеют низкую осевую жесткость, недостаточную для обеспечения точного осевого положения, необходимого для этих колес.

Червяки следует устанавливать на шарикоподшипниках, так как конические подшипники увеличивают потери в 3-4 раза, и применение их нерационально.

Номинальная долговечность подшипника считается по формуле:

По заданию курсового проекта номинальная долговечность составляет 20000 часов. Проверим это.

Для ведущего вала мы выбрали подшипник 7203А ГОСТ 27365-87. Его параметры:

Внутренний диаметр d = 17мм;

Внешний диаметр D = 40мм;

Ширина В = 13,25мм;

Грузоподъемность С = 17,9кН

Статическая грузоподъемность С = 14кН

Эквивалентную нагрузку найдем по формуле:

,

причем считается по более нагруженной опоре. В нашем случае - это опора А.

FR=

FR=602H, Fa=1862H, Kб=1.5, Kт=1.05, V=1, X=0.45, Y=1.34

P=(271+1862)1.575=3360H

Проверка подшипников промежуточного вала.

Номинальная долговечность подшипника в миллионах оборотов считается по формуле:

,

где С - каталожная динамическая грузоподъемность

Номинальная долговечность подшипника считается по формуле:

По заданию курсового проекта номинальная долговечность составляет 20000 часов. Проверим это.

Для промежуточного вала мы выбрали подшипник 36204 ГОСТ 831-75. Его параметры:

Внутренний диаметр d = 17мм;

Внешний диаметр D = 40мм;

Ширина В = 12мм;

Грузоподъемность С = 12кН

Статическая грузоподъемность С = 6,12кН

Эквивалентную нагрузку найдем по формуле:

FR=

FR=6555Н, Fa=417H, Kб=1.5, Kт=1.05, V=1, X=0.45, Y=1

P=(2950+417)1.575=5300H

Проверка подшипников выходного вала.

Номинальная долговечность подшипника в миллионах оборотов считается по формуле:

,

где С- каталожная динамическая грузоподъемность

Номинальная долговечность подшипника считается по формуле:

По заданию курсового проекта номинальная долговечность составляет 20000 часов. Проверим это.

Для ведущего вала мы выбрали подшипник 36210 ГОСТ 831-75. Его параметры:

Внутренний диаметр d = 50мм;

Внешний диаметр D = 90мм;

Ширина В = 20мм;

Грузоподъемность С = 43.2кН

Статическая грузоподъемность С = 27кН

Эквивалентную нагрузку найдем по формуле:

FR=

FR=4900H, Kб=1.5, Kт=1.05, V=1, X=0.45, Y=1

P=(9157)1.575=7717,5H

8. Расчет шпоночных соединений

Соединение валов с зубчатыми и червячными колесами осуществляется призматическими шпонками. Выберем шпонки из ГОСТ23360-78

Примечание:

Материал шпонок - сталь чистотянутая для шпонок с

Выбранные шпонки проверяют на смятие:

=150Н/мм2

1. для вала 22мм

2. для вала 45мм:

Ставим 2 шпонки.

Выбранные шпонки удовлетворяют все условия (напряжение смятия), а значит обеспечивают достаточную надежность и полное их использование.

9. Выбор муфт

При монтаже приводных установок необходимо обеспечивать соосность соединяемых валов.

Для предотвращения опасных нагрузок, возникающих в результате смещений, ставят компенсирующие муфты.

В нашем случае червяк испытывает ударные нагрузки, для их ослабления поставим упругую муфту.

Упругие муфты не имеют непосредственного металлического контакта между полумуфтами, окружная сила передается через резиновые втулки, надетые на стальные пальцы.

Муфты допускают ограниченное осевое смещение в пределах осевого зазора.

Так как в конструкции нашего механизма есть червячная передача, создающая нежелательные осевые усилия, то выберем муфту упругую втулочно-пальцевую ГОСТ 21424-75.

10. Выбор смазки

Основное назначение смазывания - уменьшение силы трения, снижение скорости изнашивания и отвод тепла от места контакта.

Червячную пару а так же цилиндрическую пару смазываем маслом Индустриальное-20 ГОСТ 20799-75(Вязкость масла ). Подшипники, закрытые от попадания в них масла, манжетами смазываются консистентной смазкой Литол-24.

11. Подбор болтов

При конструировании стока робота были подобраны следующие болты:

1. крепящих к корпусу подшипников с резьбой М8.

2. соединяющих крышку стока с корпусом стока М12.

3. соединяющих вал с шестерней зубчатой цилиндрической передачи с резьбой М12.

4. соединяющих вал с колесом зубчатой цилиндрической передачи с резьбой М 16.

Данное болтовое соединение должно удовлетворять условию не раскрываемости стыка.

Примем для болта с резьбой М6 ГОСТ 15589-70 (болты крепящие крышки).

Примем Fз=1000Н

Для болта с резьбой М10 ГОСТ 15589-70(болт, крепящий вал и колесо зубчатой цилиндрической передачи).

Вывод

Выполнение курсового проекта по деталям машин способствует закреплению и углублению знаний, полученных при изучении общетехнических дисциплин: теоретической механики, теории машин и механизмов, сопротивление материалов, деталей машин, черчения, метрологии.

В курсовом проекте был выполнен расчет стола промышленного робота. Рассчитывалась червячная и зубчатая цилиндрическая прямозубая передачи. Все параметры были рассчитаны и подобраны по ГОСТам, что несомненно удешевит его стоимость, облегчит сборку его на производстве и обеспечит качественную его работу. Модуль проектировался с соображений экономичности, надежности и ремонтопригодности.

Список использованной литературы

1. Назин В.И. `Проектирование механизмов роботов', ХАИ 1999.

2. Назин В.И. `Проектирование подшипников и валов', ХАИ 2004.

3. Анурьев В.И. `Справочник конструктора-машиностроителя' В 3т. М.: Машиностроение, 1979-1982. Т.1 - 728 с., т2 - 559 с, т.3 - 557 с.

4. Н.Ф. Киркач Р.А. Баласанян Расчет и проектирование деталей машин-3-е изд., перераб. И доп.-Х.:Основа, 1991.-276с.

5. Артёменко М.П., Волошин А.С., Ефроян А.С. `Расчёт и проектирование зубчатых передач летательных аппаратов и авиадвигателей', ХАИ 1996.

6. Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин: Москва: `Высшая школа', 1978.

7. Иванов М.Н. Иванов В.Н. Детали Машин: Москва `Высшая школа', 1975г.

Размещено на Allbest.ru