Курсовая работа: Механизм привода поворотной части робота
Название: Механизм привода поворотной части робота Раздел: Промышленность, производство Тип: курсовая работа | |||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
Министерство высшего и профессионального образования РФ Ижевский государственный технический университет Воткинский филиал Кафедра «Техническая механика» РАСЧЕТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА к курсовому проекту по курсу «Детали машин» Вариант Т-7-5: «Механизм привода поворотной части робота» Выполнил: студент Бегеев А. М. группа Т–712 Руководитель проекта: Юрченко С. А. 2002 Содержание ВВЕДЕНИЕ 1 ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ 2 КИНЕМАТИЧЕСКИЕ РАСЧЕТЫ 2.1 Выбор электродвигателя 2.2 Определение передаточных чисел привода 2.3 Определение вращающих моментов на валах привода 3 РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ 3.1 Выбор твердости, термической обработки и материала колес 3.2 Допускаемые напряжения 3.3 Расчет межосевого расстояния 3.4 Предварительные основные размеры колес 3.5 Диаметры валов 3.6 Модуль передач 3.7 Суммарное число зубьев и угол наклона 3.8 Число зубьев шестерни и колеса 3.9 Фактическое передаточное число 3.10 Диаметры колес 3.11 Размеры заготовок колес 3.12 Силы в зацеплении 3.13 Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба 3.14 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям 4 РАСЧЕТ ЭЛЕМЕНТОВ КОРПУСА РЕДУКТОРА 5 ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ ПО ДИНАМИЧЕСКОЙ ГРУЗОПОДЪЁМНОСТИ 5.1 Определение радиальных реакций 5.2 Определение осевых нагрузок 6 ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ 7 ПРОВЕРКА ПРОЧНОСТИ ШПОНОЧНОГО СОЕДИНЕНИЯ СПИСОК ИСПОЛЬЗУЕМОЙ ЛИТЕРАТУРЫ ВВЕДЕНИЕТехнический 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. 1 ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕРис. 1. Кинематическая схема привода Рис. 2. График загрузки 2 КИНЕМАТИЧЕСКИЕ РАСЧЕТЫ2.1 Выбор электродвигателяПотребную мощность электродвигателя определим по формуле: где 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 таблице 1.2 [1], получаем: Вычисляем частоту вращения электродвигателя: По справочнику [2] подбираем электродвигатель 4А112МА8 со следующими характеристиками: 2.2 Определение передаточных чисел приводаОпределим окончательное общее передаточное число привода по формуле: получим 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 2.3 Определение вращающих моментов на валах приводаЧастота вращения вала колеса тихоходной ступени . Частота вращения вала колеса быстроходной ступени . Момент на приводном валу . Момент на валу колеса быстроходной ступени редуктора . 3 РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ3.1 Выбор твердости, термической обработки и материала колесДля колес быстроходной ступени выберем сталь 40ХН и термическую обработку по II варианту [1] – т.о. колеса – улучшение, твердость HB 269…302; т.о. шестерни – улучшение и закалка ТВЧ, твердость поверхности HRC 48…53. Для колес тихоходной ступени выберем тоже сталь 40ХН и термическую обработку по I варианту [1] – т.о. колеса – улучшение, твердость HB 235…262; т.о. шестерни – улучшение, твердость HB 269…302. 3.2 Допускаемые напряженияРасчет передач проведем по допускаемым напряжениям и 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 таблице 2.2 [1], в которой и – средняя твердость для двух предельных значений, приведенных в вариантах т.о. и в таблице 2.1. Для тихоходной ступени принимаем , и получаем следующие значения для колеса ; , для шестерни ; , для быстроходной ступени принимаем , и получаем следующие значения для колеса для шестерни . Для зубчатых передач при II варианте т.о. определяют расчетное допускаемое контактное напряжение это напряжение не должно превышать . Вычисляем условие . 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 ; . 3.3 Расчет межосевого расстоянияМежосевое 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: где – момент при i-м режиме нагружения; – наибольший момент из числа длительно действующих; – время работы передачи (ч) при i-м режиме; – время работы передачи, ч. Вычисляем коэффициент режима нагрузки Начальный коэффициент концентрации нагрузки принимаем по таблице 2.3 [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 . Получаем ; . 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 , принимаем ; . Вычисляем эквивалентные моменты на колесах ; . Вычисляем межосевые расстояния Вычисленные межосевые расстояния округляем в большую сторону до стандартных значений и окончательно получаем: ; . 3.4 Предварительные основные размеры колесДелительный диаметр зубчатых колес ; . Ширина зубчатых колес . Вычисляем основные размеры колес ; ; ; ; ; . 3.5 Диаметры валовДиаметры различных участков валов редуктора определим по формулам: для быстроходного вала ; ; , для промежуточного вала ; ; ; ; , для тихоходного вала ; ; ; , где – высота буртика; – фаска подшипника; – размер фаски принимаемые в зависимости от диаметра посадочной поверхности. Вычисляем диаметры валов и округляем их в ближайшую сторону до стандартных значений: быстроходный вал принимаем ; ; принимаем ; ; принимаем , для промежуточного вала принимаем ; ; принимаем ; ; принимаем ; . тихоходный вал принимаем ; ; принимаем ; ; принимаем ; . 3.6 Модуль передачМодуль передач определим по формуле: , где коэффициент – для косозубых колес. – эквивалентный момент на колесе, где – коэффициент долговечности. Здесь: – базовое число циклов При ступенчатом графике режима нагружения коэффициент эквивалентности , где при т.о. колес – улучшение. Вычисляем коэффициент эквивалентности Вычисляем коэффициенты долговечности , принимаем ; , принимаем . Вычисляем эквивалентные моменты на колесах ; . Вычисляем модули передач ; . Значения модуля, полученные расчетом, округляем до стандартной величины и получаем ; . 3.7 Суммарное число зубьев и угол наклонаМинимальный угол наклона зубьев косозубых колес Вычисляем ; . Суммарное число зубьев Вычисляем суммарное число зубьев ; . Определяем действительное значение угла ; Вычисляем ; . 3.8 Число зубьев шестерни и колесаЧисло зубьев шестерни Вычисляем числа зубьев шестерен ; . Для косозубых колес Вычисляем минимально допустимое число зубьев ; . Условие выполняется для обеих передач. Число зубьев колеса Вычисляем числа зубьев колес ; . 3.9 Фактическое передаточное числоВычисляем фактические передаточные числа ; . Общее передаточное число привода Отклонение от заданного передаточного числа Условие выполняется. 3.10 Диаметры колесДелительные диаметры : шестерни ; колеса ; 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 таблицу 1. Делительные диаметры шестерен ; . Делительные диаметры колес ; . Диаметры окружностей вершин зубьев ; ; ; . Диаметры впадин ; ; ; . Параметры зубчатых колес Таблица 1
3.11 Размеры заготовок колесЧтобы получить при термической обработке принятые для расчета механические характеристики материала колес, вычислим предельные размеры заготовок и проверим выполнение условий ; ; Диаметр заготовки ; для колеса с выточками принимаем меньшее из ; , для колеса без выточек . По таблице 2.1 [1] находим следующие предельные размеры заготовок электродвигатель привод вал для , , – ; ; для – ; . Вычисляем размеры заготовок для (без выточки) ; , для (с выточкой) ; , для (без выточки) ; , для (с выточкой) ; проверяем условия и – все выполняются. 3.12 Силы в зацепленииОкружная сила ; Радиальная сила ; Осевая сила . Вычислим уточненные крутящие моменты и частоты вращения ; ; ; ; ; Вычисляем силы в зацеплениях и результаты заносим в таблицу 2. ; ; ; ; ; . Силы в зацеплении, в Н Таблица 2
3.13 Проверка зубьев колес по напряжениям изгибаРасчетное 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 (м/с) ; 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 , где – начальный коэффициент концентрации нагрузки; – 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 для колес для шестерен ; . Все условия выполняются. 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. Получаем для ; для и ; для . Вычисляем напряжения изгиба при кратковременно действующих пиковых моментах ; ; ; . Все условия выполняются. 3.14 Проверка зубьев колес по контактным напряжениямРасчетное контактное напряжение определим по формуле , где для косозубых колес ; . Коэффициент принимаем по таблице 2.9 [1] и получаем . Вычисляем контактные напряжения, действующие в колесах Условия выполняются. Проверим зубья колес на статическую прочность при кратковременных действующих пиковых моментах по формуле . Значения берем из таблицы 2.2 [1] – при т.о. колеса улучшение; – при сквозной закалке зубьев ТВЧ. Получаем для , для и , для . Вычисляем контактные напряжения при кратковременно действующих пиковых моментах ; . Все условия выполняются. 4 РАСЧЕТ ЭЛЕМЕНТОВ КОРПУСА РЕДУКТОРАЧтобы 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. Вычисляем зазор . Толщину стенки , отвечающую требованиям технологии литья и необходимой жесткости корпуса редуктора, рекомендуется определять по формуле , где – вращающий момент на тихоходном валу, . Вычисляем толщину стенки принимаем . Радиусы для сопряжения стенок корпуса редуктора определим по соотношению ; где – радиус внутреннего сопряжения, а – наружного. Вычисляем радиусы и ; . 5 ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ ПО ДИНАМИЧЕСКОЙ ГРУЗОПОДЪЁМНОСТИПредварительно выберем для обеих опор роликовые конические подшипники средней серии со следующими характеристиками: ; ; ; ; ; ; ; . Требуемая долговечность подшипников в часах полученное значение округляем по таблице 70 [3] до . 5.1 Определение радиальных реакцийРадиальная 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. Плоскость X–X ; , откуда реакция равна . ; , откуда реакция равна . Плоскость Y–Y ; , откуда реакция равна . ; , откуда реакция равна . Результирующие радиальные силы, максимально длительно действующие на подшипники, вычислим по формуле , где и – соответственно горизонтальная и вертикальная составляющие радиальной силы. ; . 5.2 Определение осевых нагрузокРезультирующая 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 . Так как , то предварительно намеченный подшипник подходит. 6 ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВПри 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]=1,3…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; – крутящий 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 40 мм. Вычисляем моменты сопротивления ; . Вычисляем напряжения в опасном сечении ; , По таблицам 10.3…10.6 [1] находим значения следующих коэффициентов ; ; при ; . ; при . – без упрочнения. Вычисляем коэффициенты концентрации напряжений при ; при . 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 . 7 ПРОВЕРКА ПРОЧНОСТИ ШПОНОЧНОГО СОЕДИНЕНИЯРекомендуется 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 ГОСТ 23360‑78, исходя из величины диаметра вала. Получаем шпонку 12´8´40 ГОСТ 23360‑78. Проверим рабочие грани шпонки на смятие. Условие прочности на смятие , где – наибольший допускаемый крутящий момент; – диаметр вала; – 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. Вычисляем наибольший допускаемый крутящий момент , так как , то выбранная шпонка проходит проверку на срез. СПИСОК ИСПОЛЬЗУЕМОЙ ЛИТЕРАТУРЫ1. Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин. ‑М.: Высшая школа, 1985. 2. Асинхронные двигатели серии 4А: Справочник/ под ред. Кравчика А. Э., Шлафа М. М. и др. ‑М.: Энергоиздат, 1982. 3. Справочник конструктора-машиностроителя/ под ред. Анурьева В. И. т. 2 – М.: Машиностроение, 1982. |