Механизм поворота манипуляционного робота

Тип работы:
Курсовая
Предмет:
Производство и технологии


Узнать стоимость

Детальная информация о работе

Выдержка из работы

Содержание

Введение

1. Выбор двигателя

2. Определение общего передаточного отношения и распределение его по ступеням

3. Расчет червячной передачи

4. Расчет зубчатой передачи

5. Конструирование механизма

6. Расчет валов

7. Расчет подшипников

8. Расчет шпоночных соединений

9. Выбор муфт

10. Расчет болтов крепления механизма к корпусу

11. Смазка механизма

Выводы

Использованная литература

Введение

Манипуляционный робот содержит две органически связанные части устройство управления и манипулятор. Устройство управления включает в себя чувствительные устройства, элементы обработки и хранения информации, устройство управления приводами. Манипулятор с точки зрения механики и теории механизмов — сложный пространственный управляемый механизм с несколькими степенями свободы, содержащий жесткие и упругие звенья, передачи и приводы.

Движения манипулятора осуществляется от приводов, которые могут располагаться на подвижных звеньях или на подвижном основании. Число приводных двигателей обычно равно числу степеней свободы манипулятора, хотя во время выполнения технологических операций на систему могут накладываться дополнительные связи. Передача движения от двигателя к звеньям механизма выполняется с помощью передаточных механизмов различного вида. Система таких механизмов при расположении приводов на основании может быть достаточно сложной.

Технологические возможности и конструкцию промышленных роботов определяют следующие основные параметры: грузоподъемность, число степеней подвижности, форма и размеры рабочей зоны, погрешность позиционирования и тип системы управления.

В машиностроении используют принципы агрегатно-модульного построения промышленных роботов.

Агрегатный модуль- это функционально и конструктивно независимая единица, которую можно использовать индивидуально и в соединении с другими модулями с целью создать промышленные роботы с заданными компоновочными схемами, характеристиками и типом устройства управления.

Рассмотрим промышленный робот для обслуживания станков с числовым программным управлением ЧПУ М20П 40. 01 с агрегатно-модульным принципом построения. Он предназначен для автоматизации операции «установка-снятие» заготовок и деталей, смены инструмента и других вспомогательных операций при обслуживании станков с ЧПУ.

Промышленный робот включает в себя следующие механизмы различного исполнения: поворота (М1); подъема и опускания (М2); выдвижения руки (М3); поворота кисти руки (М4).

ЧПУ позиционного типа обеспечивает управление перемещением руки в цилиндрической системе координат, цикловое управление движениями кисти и зажимом-разжимом схвата, подачу команд пуска циклов работы станков и другого технического оборудования, а также прем ответных команд после выполнения этих циклов.

Механизм поворота робота (модуль М1) выполнен в виде автономного узла. Он содержит закрепленный в основании робота червячный редуктор, входной вал которого через муфту соединен с электродвигателем, а выходной с цилиндрической зубчатой передачей, осуществляющей поворот робота. Таким образом, вращение от электродвигателя постоянного тока через червячный редуктор и пару цилиндрических прямозубых колес передается валу, вращение которого обеспечивает поворот робота.

Вал в свою очередь, является опорой для механизма подъема и опускания руки. Угол поворота робота контролируется путевыми переключателями.

Задание на курсовой проект включает в себя упрощенную кинематическую схему механизма робота. Кинематическая схема фактически снимает необходимость обоснования выбора типа механической передачи. Однако для того чтобы решить, какой передаточный механизм предпочтительнее, необходимо учесть условия работы, допускаемые габариты, расходы на технологичность конструкции, стоимость механизма и ряд других факторов.

1. Выбор двигателя

Для того, чтобы выбрать двигатель, необходимо определить его потребляемую мощность по параметрам выходного элемента механизма, пользуясь следующей формулой:

, (3,1) [1]

где Т-момент сопротивления вращению,

-угловая скорость, с -1;

— КПД всего механизма, равный произведению КПД всех передач, входящих в механизм (зубчатых, червячных, волновых, а также муфт, подшипников и других элементов механизма)

(3. 2) [1]

Среднее значение КПД передач и других элементов механизма выбираю из таблицы 3.1 (Учебное пособие Проектирование механизмов роботов В.И. Назин)

По рассчитанной мощности выбираю двигатель. Мощность выбранного двигателя должна быть больше мощности рассчитанной по формулам (3. 1) и (3. 2), т. е. следует выбирать из каталога двигатель ближайший большей мощности.

=0,75 -КПД червячной передачи;

=0. 975 — КПД зубчатой цилиндрической передачи;

=0. 99 — КПД муфты;

=0. 985 — КПД подшипников качения;

При этом потребляемая мощность будет такой:

=0,826кВт;

По найденному значению мощности Pпот=0. 826кВт подберем двигатель по таблице 3.3. [1]

Для выбора электродвигателя должны быть известны условия эксплуатации (график нагрузки, температура и влажность окружающей среды и др.), требуемая мощность и частота вращения вала. Исходя из этого, выбираем высокомоментный электродвигатель постоянного тока ПБВ-100L.

Синхронная частота вращения 1000 об/мин.

Параметры

Размерности

Номинальная мощность, кВт

1,1

Номинальный момент, Нм

9,8

КПД, %

0,69

Номинальное напряжения, В

60

Номинальный ток, А

7. 1

Момент инерции, 10-2 кг·м2

2,45

Масса, кг

45

Электромагнитная постоянная времени, мс

3. 28

Электромеханическая постоянная времени, мс

25,0

Ускорение, с-2

7500

Номинальная частота вращения, мин-1

1000

Максимальная частота вращения, мин-1

2600

Типоразмер

Габаритные и присоединительные размеры, мм

ПБВ-100М

l

l1

L

B

h

H

d

D2

D3

D

D1

50

16

630

6

24,5

240

22

215

250

180

172

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 40Х.

Наименование

марка

Метод получения заготовки

Термо-

обработка

, н/мм2

,

н/мм2

Твердость

сердцевины

Твердость

поверхности

Углеродистые

стали

40Х

Поковка

Улутшение+

закалка ТВЧ

790

640

269−302НВ

Червячные колеса. Требования к червячным парам в основном осуществляют подбором материала венца червячного колеса. Для интенсивно работающих передач используют оловянные бронзы. Наилучшими антифрикционными свойствами обладают оловянно-фосфорные бронзы (БрОФ10−1). Часто применяют также и безоловянные бронзы. Венец червячного колеса принимаем из бронзы Бр010Ф1.

Наименование

марка

Метод получения заготовки

Механические св-ва, МПа

Оловянная бронза

БрО10Ф1

Отливка в кокиль

275

200

Число витков червяка z1=1

Число зубьев червячного колеса

.

Крутящий момент на валу колеса

Рассчитаем скорость скольжения в зацеплении:

Допускаемые контактные напряжения

Допускаемые контактные напряжения при расчете на действие максимальной нагрузки

Допускаемое напряжение изгиба при базовом числе перемены напряжений

Суммарное число циклов нагружения

Коэффициент долговечности

Допускаемое напряжение на изгиб

Допускаемые напряжения на изгиб при расчете на действие максимальной нагрузки

Коэффициент диаметра червяка

Округляем до стандартного q=8

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца

K=Kв=1

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку

Определяем межосевое расстояние из условия контактной выносливости

Модуль

;

Принимаем m=5

Межосевое расстояние при стандартных значениях m и q

;

Делительный угол подъема червяка г=7?07?30?

Делительный диаметр червяка

Делительный диаметр червячного колеса

Тогда фактическая скорость скольжения

Рассчитаем КПД

Тогда

Проверяем контактные напряжения

При действии максимальной нагрузки

Эквивалентное число зубьев колеса находим по формуле

Поэтому коэффициент формы зуба колеса

Проверим на изгиб

При действии максимальной загрузки

Вязкость масла > масло Цилиндровое 38 ГОСТ 6411–76.

Основные размеры червяка:

делительный диаметр червяка

d1=q m=85=40мм;

диаметр вершин витков червяка

da1=d1+2m=40+2•5=50мм;

диаметр впадин витков червяка

df1=d1-2•(1+с*)m=28 мм;

длина нарезанной части шлифованного червяка

=63,4 мм;

Для предупреждения динамической неуравновешенности

делительный угол подъема г=7?07?30?

коэффициент смещения

Основные размеры венца червячного колеса

Делительный диаметр червячного колеса

диаметр вершин зубьев червячного колеса

da2=d2+2m (1+X)=150мм;

диаметр впадин зубьев червячного колеса

df2=d2-2(1+c*)m+2Xm=128мм;

наибольший диаметр червячного колеса

ширина венца червячного колеса

<0. 75•da1=37. 5мм=37,5 мм;

Окончательные основные параметры червячной передачи

Межосевое расстояние

90

Передаточное отношение

28

Число витков червяка

1

Число зубьев червяка

28

Модуль зацепления

5

Коэффициент диаметра червяка

8

Коэффициент смещения

0

Угол подъема линии витка червяка

7?07?30?

Длина нарезанной части червяка

90

Ширина венца червячного кол.

37,5

4. Расчет зубчатой цилиндрической передачи

Проектировочный расчет

Рассмотрим основные параметры зубчатой цилиндрической передачи.

1. Момент на валу Т1 =154Нм, Т2=380Нм;

передаточное отношение I=4;

Мощность двигателя P=1,1кВт;

Частота вращения шестерни n1=57,14мин-1;

Частота вращения колеса п2=14,28мин-1;

Срок службы передачи Ln=20 000ч;

Определим число зубьев шестерни и колеса при передаточном отношении в зубчатой цилиндрической передачи

I=4

z1=20; z2=z1I=80;

Зубчатые колеса передач и редукторов в большинстве случаев изготовляют из стали, подвергнутых термическому или химико-термическому упрочнению. Чугуны применяют для малонагруженных или редко работающих передач, в которых габариты и масса не имеют определяющего значения.

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

Элемент

передачи

Заготовка

Марка

стали

Твердость

сердцевины

Твердость

Поверхности не менее

Термо-обработка

Шестерня

поковка

20ХГР

1000

850

310−330НВ

60HRC

Цементация и закалка.

колесо

-.-.-. -

-.-. -

-.-. -

-.-. -

-.-. -

56 HRC

-.-. -

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=0. 9-грубая 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)1/3Швд=0. 7

K=1. 03-коэффициент концентрации нагрузки

Модуль зацепления

стандартное значение m=3

Уточним значения

Окружная скорость

Найдем изгибные напряжения

YR=1(шероховатость Rz< 40мкм)

YZ=1(поковка)

— коэффициент безопасности при работе зубьев на изгиб. Для данной марки стали он равен 1. 7

=600 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. 4

В соответствии с рекомендациями

=2. 49,где бtw=20?

Полученный результат нас вполне устраивает и недогруз составляет 7,39%

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/м2

округляем до 45 мм;

Подбор шпонки: принимаем призматическую шпонку с размерами

Потребная длина шпонки определяется из условия прочности шпоночного соединения на смятие:

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.

модуль станок робот автоматизация

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 ГОСТ 6636–69.

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]=25Н/мм2 и определяем диаметр выходного конца вала по расчету на кручение.

назначаем 13 мм.

Но для соединения его с валом электродвигателя принимаем

db1=dдвиг=22;

Длина нарезанной части b1=95мм.

Для выхода режущего инструмента при на резании витков рекомендуется участки вала, прилегающие к нарезке, протачивать до диаметра df1.

Промежуточный вал

Диаметр выходного конца:

Принимаем db2=32мм.

Ведомый вал

Принимаем db2=45мм.

Уточненный расчет вала 2

1) Составляем расчётную схему, представляя вал как балку на двух опорах (рис. 2).

2) Усилия, и, изображенные на расчётной схеме, переносим статическими нулями в ось вращения вала раздельно для вертикальной и горизонтальной плоскостей и строим эпюры изгибающих и крутящих моментов.

3) Устанавливаем опасные сечения вала. При выборе опасных сечений вала учитываем величины изгибающих и крутящих моментов, площади поперечных сечений, наличие концентраторов. Выполним проверку вала на прочность в сечении, расположенном посередине ступицы червячного колеса.

4) Определяем составляющие нормальной силы в зацеплении:

а) окружная

б) радиальные

5) Для принятой расчётной схемы (рис. 2) определяем суммарный изгибающий момент в проверяемом опасном сечении вала:

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

6) Проверяем статическую прочность вала в опасном сечении:

а) напряжение изгиба для сплошного вала ()

б) напряжение кручения для сплошного вала ()

в) эквивалентные напряжения определяем по формуле:

г) при расчёте на перегрузки принимаем коэффициент перегрузки из интервала к=2…3 и рассчитываем изгибающий момент в опасном сечении, умножая на этот коэффициент

д) допускаемое напряжение для материала вала 40Х, имеющего предел текучести

Рассчитанные эквивалентные напряжения как при номинальных нагрузках, так и при перегрузках меньше допускаемых.

7) Рассчитываем вал на выносливость

а) определяем коэффициент запаса усталостной прочности по нормальным напряжениям изгиба

Предел выносливости при изгибе для материала вала 40Х. Коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений. Коэффициент

Коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения. Коэффициент влияния шероховатости для обтачиваемой поверхности. Коэффициент влияния упрочнения.

Для шпоночных участков вала эффективный коэффициент концентрации напряжений. Тогда:

Амплитудное значение напряжений:

(осевая сила равна нулю).

Коэффициент запаса усталостной прочности

б) коэффициент запаса усталостной прочности по касательным напряжениям кручения

Предел выносливости при кручении для материала 40Х

Коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений

Для шпоночных участков валов эффективен коэффициент концентрации напряжений

Тогда

Определяем амплитудное и среднее значение напряжений. Принимая вал сплошным, вычисляем и:

Тогда

в) коэффициент запаса усталостной прочности при совместном действии изгиба и кручения вычисляем по формуле

рассчитанный коэффициент запаса усталостной прочности больше допускаемого, минимальное значение которого колеблется в пределах.

8) Найдем реакции RА и RВ

Уточненный расчет вала 1

1) Составляем расчётную схему, представляя вал как балку на двух опорх (рис. 1).

2)Усилия и, изображенные на расчётной схеме, переносим статическими нулями в ось вращения вала раздельно для вертикальной и горизонтальной плоскостей и строим эпюры изгибающих и крутящих моментов.

3)Устанавливаем опасные сечения вала. При выборе опасных сечений вала учитываем величины изгибающих и крутящих моментов, площади поперечных сечений, наличие концентраторов. Выполним проверку вала в сечении, расположенном посередине шестерни.

4) Определяем составляющие нормальной силы в зацеплении:

а) окружная

5) Определяем суммарный изгибающий момент в проверяемом опасном сечении вала

а) Изгибающий момент в вертикальной плоскости:

б) Изгибающий момент в горизонтальной плоскости

в) Суммарный изгибающий момент

6) Проверяем статическую прочность вала в опасном сечении:

а) напряжение изгиба для сплошного вала ()

б) напряжение кручения для сплошного вала ()

в) эквивалентные напряжения определяем по формуле:

г) при расчёте на перегрузки принимаем коэффициент перегрузки из интервала к=2…3 и рассчитываем изгибающий момент в опасном сечении, умножая на этот коэффициент

д) допускаемое напряжение для материала вала 40Х, имеющего предел текучести

Рассчитанные эквивалентные напряжения как при номинальных нагрузках, так и при перегрузках меньше допускаемых.

7) Рассчитываем вал на выносливость по формулам

а) определяем коэффициент запаса усталостной прочности по нормальным напряжениям изгиба

Предел выносливости при изгибе для материала вала 40Х. Коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений. Коэффициент

Коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения. Коэффициент влияния шероховатости для обтачиваемой поверхности. Коэффициент влияния упрочнения.

Для шпоночных участков вала эффективный коэффициент концентрации напряжений. Тогда:

Амплитудное значение напряжений:

Осевая сила ;.

Коэффициент запаса усталостной прочности

б) коэффициент запаса усталостной прочности по касательным напряжениям кручения

Предел выносливости при кручении для материала 40Х

Коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений

— коэффициент концентрации напряжений

Тогда

Определяем амплитудное и среднее значение напряжений. Принимая вал сплошным, вычисляем и:

Тогда

в) коэффициент запаса усталостной прочности при совместном действии изгиба и кручения вычисляем по формуле

рассчитанный коэффициент запаса усталостной прочности больше допускаемого, минимальное значение которого колеблется в пределах.

8) Определим силы, действующие на вал

Уточненный расчет вала 3

Определим силы, действующие на вал

1) Составляем расчётную схему, представляя вал как балку на двух опорх (рис. 1).

2) Усилия и, изображенные на расчётной схеме, переносим статическими нулями в ось вращения вала раздельно для вертикальной и горизонтальной плоскостей и строим эпюры изгибающих и крутящих моментов.

3) Устанавливаем опасные сечения вала. При выборе опасных сечений вала учитываем величины изгибающих и крутящих моментов, площади поперечных сечений, наличие концентраторов. Выполним проверку вала в сечении, расположенном посередине шестерни.

4) Определяем составляющие нормальной силы в зацеплении:

а) окружная

5) Определяем суммарный изгибающий момент в проверяемом опасном сечении вала

а) Изгибающий момент в вертикальной плоскости:

б) Изгибающий момент в горизонтальной плоскости

в) Суммарный изгибающий момент

6) Проверяем статическую прочность вала в опасном сечении:

а) напряжение изгиба для сплошного вала ()

б) напряжение кручения для сплошного вала ()

в) эквивалентные напряжения определяем по формуле:

г) при расчёте на перегрузки принимаем коэффициент перегрузки из интервала к=2…3 и рассчитываем изгибающий момент в опасном сечении, умножая на этот коэффициент

д) допускаемое напряжение для материала вала 40Х, имеющего предел текучести

Рассчитанные эквивалентные напряжения как при номинальных нагрузках, так и при перегрузках меньше допускаемых.

7) Рассчитываем вал на выносливость по формулам

а) определяем коэффициент запаса усталостной прочности по нормальным напряжениям изгиба

Предел выносливости при изгибе для материала вала 40Х. Коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений. Коэффициент

Коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения. Коэффициент влияния шероховатости для обтачиваемой поверхности. Коэффициент влияния упрочнения.

Для шпоночных участков вала эффективный коэффициент концентрации напряжений. Тогда:

Амплитудное значение напряжений:

Осевая сила ;.

Коэффициент запаса усталостной прочности

б) коэффициент запаса усталостной прочности по касательным напряжениям кручения

Предел выносливости при кручении для материала 40Х

Коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений

— коэффициент концентрации напряжений

Тогда

Определяем амплитудное и среднее значение напряжений. Принимая вал сплошным, вычисляем и:

Тогда

в) коэффициент запаса усталостной прочности при совместном действии изгиба и кручения вычисляем по формуле

рассчитанный коэффициент запаса усталостной прочности больше допускаемого, минимальное значение которого колеблется в пределах.

8) Определим силы, действующие на вал построим эпюры

7. Выбор и 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.

Наибольшая сила, действующая на червяк, — осевая, поэтому наиболее рекомендуемыми являются радиально-упорные шарикоподшипники с большими углами типов 66 000 и 46 000.

При расчете принимают, что вся нагрузка воспринимается одним подшипником.

По динамической грузоподъемности подбирают подшипники качения при

Подшипник подбирается по условию

,

где — потребная динамическая грузоподъемность, — располагаемая динамическая грузоподъемность.

При проектировании механизма мы подобрали шариковый радиально-упорный подшипник легкой серии (36 000) ГОСТ 831–75 диаметрами 20 мм, 32 мм и 45 мм.

Проверка подшипников вала 1

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 20 000 часов. Проверим это.

Для ведущего вала мы выбрали подшипник 36 204 ГОСТ 831–75. Его параметры:

Внутренний диаметр d = 20 мм;

Внешний диаметр D = 47 мм;

Ширина В = 14 мм;

Грузоподъемность С = 15. 7кН

Статическая грузоподъемность С = 8. 31кН

Эквивалентную нагрузку найдем по формуле:

FR=624H, Fa=668H, Kб=1. 5, Kт=1. 05, V=1, X=0. 45, Y=1. 34

P=(280. 8+895. 12)1. 575=1852H

Проверка подшипников вала 2

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 20 000 часов. Проверим это.

Для ведущего вала мы выбрали подшипник 36 205 ГОСТ 831–75. Его параметры: Внутренний диаметр d = 32 мм;

Внешний диаметр D = 62 мм;

Ширина В = 14 мм;

Грузоподъемность С = 16. 7кН

Статическая грузоподъемность С = 9. 1кН

Эквивалентную нагрузку найдем по формуле:

FR = 4320H, Fa=1572H, Kб=1. 5, Kт=1. 05, V=1, X=0. 45, Y=1

P = (1944+1572)1. 575=3537. 7H

Проверка подшипников вала 3

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 20 000 часов. Проверим это.

Для ведущего вала мы выбрали подшипник 36 209 ГОСТ 831–75. Его параметры:

Внутренний диаметр d = 45 мм;

Внешний диаметр D = 85 мм;

Ширина В = 19 мм;

Грузоподъемность С = 41. 2кН

Статическая грузоподъемность С = 25. 1кН

Эквивалентную нагрузку найдем по формуле:

FR=4320H, Fa=1572H, Kб=1. 5, Kт=1. 05, V=1, X=0. 45, Y=1

P=(1944+1572)1. 575=3537. 7H

8. Расчет шпоночных соединений

Соединение валов с зубчатыми и червячными колесами осуществляется призматическими шпонками. Выберем шпонки из ГОСТ 23 360–78

Диаметр вала

Сечение шпонки

Глубина паза t1

Св. 10 до 22

66

4

Св. 30 до44

109

5

Св. 44 до50

1412

5. 5

Примечание: Материал шпонок — сталь чистотянутая для шпонок с

Выбранные шпонки проверяют на смятие:

1. для вала 20 мм

2. для вала 32 мм

3. для вала 45мм:

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 с моментом на валу 15 [Нм], то выберем упругую муфту ГОСТ 20 884–75 которая будет передавать этот момент.

М [H м]

Диаметр вала

D, мм

Lмм,

, мм

40

20,22

125

150

8

10. Расчет и подбор болтов крепления механизма к корпусу

Рассчитываем группу болтов крепящих двигателя к раме, нагруженных моментом TУ

Расчет делаем, учитывая максимальный момент TУ.

Во избежание раскрытия стыка болты следует подвергнуть предварительной затяжке. Под действием силы затяжки в стыке возникнут напряжения:

Которое должно быть больше напряжения от опрокидывающего момента с учетом коэффициента запаса затяжки k:

Отсюда предварительное усилие затяжки:

Величина усилия в рядах болтов:

Величина усилия в болтах:

Допускаемое напряжение для принятого материала болта (сталь 45 улучшенная):

По наиболее нагруженному болту определяем диаметр:

.

Выбираем резьбу по ГОСТ 8724: М10×2;

Строим эпюры напряжений в стыке и диаграмму распределения усилий в болтах.

11. Выбор смазки

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

Червячную пару, а так же цилиндрическую пару и открытые подшипники смазываем маслом Цилиндровое-38 ГОСТ 6411–76(Вязкость масла). Подшипники, закрытые от попедания в них масла, манжетами смазываются консистентной смазкой Литол-24.

Эффективное смазывание рабочих частей механизма достигается за счет применения крыльчатки.

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 3 т. М.: Машиностроение, 1979−1982. Т.1 — 728 с., т 2 — 559 с, т.3 — 557 с.

4. Дунаев П. Ф. Конструирование узлов и деталей машин: Москва: Высшая школа, 1978.

5. Иванов М. Н. Иванов В.Н. Детали машин: Москва Высшая школа, 1975 г.

ПоказатьСвернуть
Заполнить форму текущей работой