| Длина зуба, мм |
|
|
Коэффициенты расчетной нагрузки соответственно при расчетах на контактную и изгибную выносливость
4.3 Расчет валов
Основными условиями, которым должна отвечать конструкция вала являются достаточная прочность, обеспечивающая нормальную работу зацеплений и подшипников; технологичность конструкции и экономию материала. В качестве материала для валов используют углеродистые и легированные стали.
Расчет вала выполняется в четыре этапа:
· Ориентировочный расчет на кручение;
· Расчет на сложное сопротивление (кручение, изгиб);
· Расчет на выносливость.
За материал валов принимаем сталь 12ХН3А, с характеристикой:
- временное сопротивление разрыву;
- предел выносливости при симметричном цикле напряжений изгиба;
- предел выносливости при симметричном цикле напряжений кручения;
-коэффициенты чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений соответственно при изгибе и кручении.
Ориентировочный расчет валов на кручение
Определим потребный диаметр вала на ведущем шкиве учитывая прочностные характеристики.
где Т – крутящий момент на валу
[tкр] – допускаемое напряжения при кручении.
Так как расчётная величина является очень малой конструктивно для удобства и возможности шпоночного соединения выбираем вал с d=10 мм, при этом выигрывая большой запас прочности и такой же диаметр имеет вал электрического двигателя, а это упрощает задачу конструирования.
Определим потребный диаметр вала на ведомом шкиве учитывая прочностные характеристики.
Принимаем диаметр вала d=15 мм, это нам даст большой запас прочности и облегчит задачу проектирования.
Определим потребный диаметр тихоходного вала конического редуктора учитывая прочностные характеристики.
Принимаем диаметр вала d=20 мм, это нам даст большой запас прочности и облегчит задачу проектирования.
Расчет
валов на сложноесопротивление
Для расчета вала на сложное сопротивление необходимо составить его расчетную схему:
- разметить точки, в которых расположены условные опоры;
- определить величину и направление действующих на вал сил: окружной 
, радиальной 
, осевой 
. А также точки их приложения.
Приведем расчет тихоходного вала (поз.13):
Рис.3 – Расчетная схема тихоходного вала на сложное сопротивление
Длины расчетных участков находятся после предварительного проектирования:
Реакции опор для входного вала:
Определим реакции опор:
.
.
.
Построим эпюры моментов для тихоходного вала:
Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости:
.
.
Рис.5 – Эпюра изгибающего момента в горизонтальной плоскости для тихоходного вала
Максимальный изгибающий момент действует в сечении III – 
.
Изгибающие моменты в вертикальной плоскости
.
.
Максимальный изгибающий момент действует в сечении II –
.
Рис.6 – Эпюра изгибающего момента в вертикальной плоскости для тихоходного вала
Построим эпюру крутящего момента для быстроходного вала.
.
Рис.7 – Эпюра крутящего момента для тихоходного вала
Приведенный момент
Максимальный приведенный момент
;
.
Наиболее опасным является третье сечение.
Рис.8 – Эпюра приведенного момента для тихоходного вала
Расчет валов на выносливость[1]
Для примера будем рассчитывать тихоходный вал.
Определим коэффициент запаса прочности 
быстроходного (рис.13) вала двухступенчатого цилиндрического редуктора.
Рис.9 – Расчетная схема тихоходного вала на выносливость
1.а) Проверяем запас прочности по пределу выносливости в сечении I-I. Концентрация напряжений в этом сечении обусловлена наличием шестерни. Находим эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении от шестерни. При 
, 
; масштабный коэффициент для вала 
; коэффициент состояния поверхности при шероховатости 
. Эффективный коэффициент концентрации напряжений для данного сечения вала при изгибе и кручении в случае отсутствия технологического упрочнения:
б) Находим запас прочности для касательных напряжений.
Напряжение кручения
.
Амплитуда и среднее значение номинальных напряжений кручения
.
Запас прочности для касательных напряжений 
.
2. Определяем эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении вала в сечении II-II, вызванные посадкой внутреннего кольца подшипника на вал. Для вала с
, 
.
Определяем запас прочности для касательных напряжений:
,
здесьнапряжениекручения:
,
амплитуда и среднеезначениеноминальных напряжений кручения
.
4.4 Расчет подшипников на долговечность
Основные критерии работоспособности подшипников качения – его динамическая и статическая грузоподъемности. Метод подбора по динамической грузоподъемности применяют в случаях, когда частота вращения кольца превышает 
.
Исходя из конструкции механизма, подбираем:
1) шариковый однорядный подшипник (поз.18) номер 1000904 ГОСТ 8338-75:
Необходимо обеспечить номинальную долговечность 
при условии, что 
а) Выбираем коэффициенты X и Y. Отношение 
этому соответствует [7, табл. 12.26] 
. Поскольку 
, то 
.
б) Определяем эквивалентную нагрузку
.
в) Определяем расчетную долговечность по формуле:
,
где 
- показатель степени: 
- для шарикоподшипников; 
- для роликоподшипников.
Такая расчетная долговечность приемлема.
4.5 Расчет шпоночного соединения
Рис.9 – Призматическая шпонка
Принимаем на быстроходном валу призматическую шпонку с размерами 
, длина шпонки 
по ГОСТ 23360-78 (поз.16). Выбранную шпонку проверяем на смятие:
,
где 
- передаваемый момент;
- диаметр вала;
- допускаемое напряжение на смятие: при стальной ступице и спокойной нагрузке 
; при чугунной – вдвое меньше. В случае неравномерной или ударной нагрузки 
на 25-40% ниже.
Проверим на смятие призматические шпонки на тихоходном валу.
а) призматическая шпонка с размерами 
, длина шпонки 
по ГОСТ 23360-78 (поз.43):
.
б) призматическая шпонка с размерами
, длина шпонки 
по ГОСТ 23360-78 (поз.39):
.
4.6 Проверочный расчет болтов крепления двигателя к корпусу
Tкр = Tдв.
Мтр > Tдв.
Мтр = кÄTдв
Мтр =FзатÄfÄZÄD/2
К – коэффициент запаса;
Tдв – крутящий момент двигателя;
f = 0.15…0.2 коэффициент трения в стыке деталей
Z – количество болтов соединения
Определим диаметр болтов из условия прочности на срез:
Материал болта: Ст. 3
sв = 380 МПа
sТ = 220 МПа
s-1 = 130 МПа
Определим допускаемое напряжения
[sр]=0.3ÄsТ=0.3Ä220=66МПа
Выбираем болт М8 относительно габаритов двигателя.
5. Смазывание подшипников и передач
Смазка подшипников качения предназначена для уменьшения потерь мощности на трения, демпфирование нагрузки, снижения риска износа и коррозии контактирующих поверхностях, уменьшения шума и лучшего отвода теплоты, заполнения зазоров в уплотнениях, обеспечивая этим герметичность подшипникового узла. Применяют жидкие (минеральные масла и др.) и пластичные (солидолы, консталины и др.) смазочные материалы.
На практике стремятся смазывать подшипники тем маслом, которым смазывают детали передач. При внутренней смазки колёс подшипники качения смазывают брызгами масла. При окружной скорости колёс u= 1 м/с брызгами масла покрывают все детали передачи и внутренние поверхности стенок корпуса. Стекающее с колес, с валов и со стенок корпуса масло попадает в подшипники.
Минимальный уровень масляной ванной ограничивают центром нижнего тела качения подшипников. В ряде случаев для обеспечения надежного смазывания зацепления шестерню или червяк и подшипник быстроходного вала погружают в масло. В этом случае избегание попадания продуктов износа передачи зубчатых колес, червяков и др., а также излишнего пожива маслом подшипники защищаются маслозащитными кольцами и мембраной. Особенно если на быстроходном валу установлены косозубые или шевронные колёса либо червяк, т.е. когда зубья колес или витки червяка гонят масло на подшипник и заливают его, вызывая разогрев последнего.
Добавления жидкого масла производят не реже одного раза в месяц, а через каждые 3…6 месяцев полностью заменяют.
Пластичные смазные материалы применяют при окружной скорости колёс u= 1 м/с для смазывания опор машин, работающих в среде, содержащей вредные смеси и примеси, и там, где необходима работа машин (в химической, пищевой и текстильной промышленности).
Учитывая все вышесказанное для нашего механизма мы выбираем такую смазку как ”Солидол С”.
ГОСТ 4366-64
Предельная прочность на сдвиг, г/см2.
20Å - 2-6
50 - 2-4
Вязкость при tÅ
0Å<= 2000
20Å <=400-1000
водостойкость - хорошая
tÅ применяемая -30Å - 70Å
6. Компоновка и разработка чертежа редуктора
Размеры валов и подшипников в значительной мере определяются компоновочными размерами прямозубых цилиндрических и конических передач, взаимным расположением агрегатов привода, заданными габаритными размерами привода.
Поэтому после расчета передач и установленных размеров их основных деталей приступают к составлению компоновочных чертежей узлов, агрегатов и всего привода.
Компоновка привода определяется его назначением, предъявленными к нему требованиями, зависит от компоновки отдельных агрегатов.
Механизм в данном проект можно оставлять стандартным (протоколом М2), но учитывая особенности расчётов. Конструкция механизма поворота руля робота показана на формате А1 в приложении к курсовой работе.
Конструкция выполняется по расчетам, но выбирается по конструктивным соображениям и стандартами с явным запасом прочности. Это облегчает задачу проектирования механизма, но этот проект даёт только навыки к проектированию. На самом деле при более серьезной проектировке надо рассчитывать каждый элемент механизма и, по возможности, выбирать таковой согласно стандартом.
Заключение
При выполнении данного курсового проекта мы приобрели навыки в проектировании и конструировании механизмов и деталей машин, а также навыки в использовании справочной литературой.
Рассчитывались коническая и зубчатая ременная передачи. Все параметры были рассчитаны и подобраны в соответствии с ГОСТами, что несомненно облегчит сборку данного модуля на производстве и обеспечит качественную его работу.
Такая схема модуля поворота руля применяется часто. Зубчатая ременная передача в совокупности с конической передачей позволяет обеспечить высокую точность позиционирования, тихоходность и сравнительно небольшие потери мощности.
При более глубоком подходе к проектированию механизма нужно пересмотреть корпусные детали, направляющие и соединительные элементы и детали.
Список используемой литературы
1. Киркач Н.Ф., Баласанян Р.А. Расчет и проектирование деталей машин, Х.: Основа, 1991, 276с.
2.Анурьев В.И. «Справочник конструктора-машиностроителя» (3 тома). М.,1980.
3.Назин В.И. Проектирование механизмов роботов.- Х: «ХАИ», 1999 – 136с.
4.Бейзедьман Р. Д., Цыпкин Б. В., Перель Л. Я. ”Подшипники качения” (справочник),М. “Машиностроение”,1975, 574с.
5. Иванов М.Н. Детали машин. Учебн.М.: Высшая школа, 1984, 336с.
6. Чернин И.М., Кузьмин А.В., Ицкович Г.М. «Расчеты деталей машин» (справочное пособие). Издание 2-е, переработанное и дополненное. – Минск: «Высшая школа», 1978 – 472с.
содержание ..
1383
1384
1385 ..
|
|
