- •Задание № 2 механизм качания плеча робота с червячной передачей
- •Исходные данные
- •Вариант 9
- •2.2.Выбор двигателя
- •3 Расчет редуктора
- •3.2. Расчет геометрических размеров
- •3.3. Расчет шариковинтовой передачи
- •4.Проверочный расчет требуемой мощности двигателя
- •5.Предварительный расчет валов
- •6.Расчет момента инерции редуктора
- •7.Расчет мертвого ходa
- •8.Подбор и расчет подшипников выходного вала
5.Предварительный расчет валов
В качестве материала для изготовления валов принимаем Сталь 45 ГОСТ 1050-88 с закалкой HRC-45. Определим минимальный диаметр валов из условия прочности на кручение, при этом учёт деформации изгиба осуществляется понижением допускаемых напряжений кручения:
[τкр] = 20МПа
DВ II ≥ 1,1∙ 3≥ 1,1∙ 3= 1,49 мм.
Принимаем диаметр вала червяка по диаметру вала двигателя DВ II = 4 мм.
DВ III ≥ 1,1∙ 3≥ 1,1 ∙3= 4,74 мм.
Проверим выполнение условия прочности винта на растяжение (сжатие) с учётом кручения при выбранном диаметре DВ. Для этого рассчитаем осевую силу Fa из выражения:
TIII= Fa·Дср*/2 ·tg(γ+ρ/),
где ρ/ - приведённый угол трения для пары качения:
ρ/ = arctg (f/0,5dш) = arctg (0,004/0,5∙2,5)=0,180,
f = 0,004…0,005 – коэффициент трения качения.
Осевая сила равна Fa = TIII / (Дср*/2 ·tg(γ+ρ/)) =0,32∙1000/ (20/2 ·tg(70+0,180))=254 Н.
Рассчитаем требуемый внутренний диаметр вала:
DВ тр ≥==1,71 мм,
где к = 1,25…1,35 – поправочный коэффициент,
[σ] = σт/n = 353/1,5=235 МПа,
где σт = 353 МПа - предел текучести для Стали 45,
n = 1.5…5 – коэффициент запаса прочности.
Т. к. расчётный минимальный диаметр выходного вала DВ III меньше диаметра винта Dв и в тоже время Dв больше требуемого расчётного значения DВ тр , то для упрощения конструкции механизма минимальный диаметр вала-винта (под подшипниками) можно принять равным Dв = 17,5 мм.
6.Расчет момента инерции редуктора
Момент инерции, приведённый к валу электродвигателя:
Jпр = Jдв+ Jр.пр ,
где Jдв = 138 г·см2 – момент инерции вращающихся частей двигателя,
Jр.пр – приведённый момент инерции редуктора.
Момент инерции червяка:
J3 = (π·b3 ·d34·ρ3)/32 = (3,14·30 ·204·0,007826)/32 = 3686 г·мм2 = 36,86 г·см2,
где ρ3 – плотность материала, из которого изготовлен червяк, г/мм3.
Момент инерции червячного колеса:
J4 = (π·b4 ·d44·ρ4)/32 = (π·b3 ·d34·ρ)/32 =(3,14·18 ·804·0,0076)/32 =549826 г·мм2 = 5498,26 г·см2,
где ρ4 – плотность материала, из которого изготовлено червячное колесо, г/мм3.
Рассчитаем приведённый момент инерции редуктора:
Jр.пр = J3+ J4/u2 =36,86 + 5498,26 /402= 40,3 г·см2.
Вычислим момент инерции приведённый к валу электродвигателя:
Jпр = Jдв+ Jр.пр=138+40,3=178,3 г·см2.
7.Расчет мертвого ходa
Рассчитаем величину мёртвого хода червячного колеса:
Δ φ4 = 6,88jn / (120·cos α)=6.88·0.5/ (120∙cos 200) = 1,83 угл.мин,
где jn = 0,25m = 0,25 · 2 =0,5 – гарантированный боковой зазор между зубьями колёс.
Тогда величина мёртвого хода червяка Δ φ3 = Δ φ4/ η34 = 1,83/0,73 = 2,5 угл.мин.
8.Подбор и расчет подшипников выходного вала
Окружная сила на червячном колесе:
Ft4 = 2TIII/d4 = 2·0,32·1000/80 = 8 H.
Осевая сила на колесе равна окружной силе на червяке:
Fa4 = F t3 = 2T3/d3 = 2·0,01·1000/20 = 1 H.
Радиальные усилия на колесе и червяке:
Fr4=Fr3= Ft4·tg α = 8·tg 200 =2,9 H.
Реакции опор:
в плоскости xz:
RAx = RBx = Ft4/2 = 8/2= 4 H,
в плоскости yz:
Σ MB = 0 ;
RAy·2·l4 – Fr4·l4-Fa4·d4/2 = 0;
RAy= (Fr4·l4+Fa4·d4/2)/2l4 =(2,9·0,025+1·0,08/2)/2·0,025 = 2,25 Н;
Σ MА = 0 ;
Fr4·l4- Fa4·d4/2+ RBy·2·l4=0;
RBy= (-Fr4·l4+ Fa4·d4/2)/ 2·l4=(-2,9·0,025+1·0,08/2)/2·0,025 = -0,65 Н.
Суммарные реакции:
R3=
Таким образом в наиболее нагруженной опоре вертикальная составляющая Fr = 2,25 Н, а горизонтальная Fa = 4 H.
По диаметру под подшипники dп = 17,5 мм принимаем по ГОСТ 333-71 подшипники роликовые конические однорядные 7204 с параметрами d = 20мм, D = 47 мм, Т = 15,25мм,
С=19,1 кH – динамическая грузоподъёмность подшипника,
С0=13,3 кH – статическая грузоподъёмность подшипника.
Вычислим относительную нагрузку Fa/C0 =4/19,1 =0,21 ,
по которой определяем е = 0,38 [3,c.212],
Т.к. вращается внутреннее кольцо, то коэффициент V = 1.
При Fa/(V·Fr )=4/(1·2.25)=1.8 >e X = 0,56 Y=1,15
Определяем эквивалентную нагрузку:
Pэ= (XFV+YFa)KбКТ =(0,56·2,25·1+1,15·4)1·1=5,86 Н.
где К=1 – коэффициент безопасности при спокойной работе
Кt=1 – температурный коэффициент.
Номинальная долговечность для роликоподшипников, млн. об :
L = (C/ Pэ)10/3 = (19100/5,86) 10/3 = 5,1·1011млн. об.
Расчётная долговечность, ч :
Lh=L·106/(60·n) = 5,1·1011·106/(60·90)=9,4·1013 ч > L = 16000 ч.
Выполнение данного условия свидетельствует о правильном выборе подшипника.
9.Обоснование применяемых материалов и типа смазки
В качестве материала корпусных деталей используется литейный алюминиевый сплав силумин АЛ2 ГОСТ 2695-75, имеющий малый удельный вес и хорошие литейные свойства.
Для изготовления червяка используем сталь марки 45 ГОСТ 1050-80 с закалкой HRC-45, которая обладает высокой прочностью, хорошо обрабатывается и закаливается.
В связи с тем, что скорость скольжения Vs < 5 м/с в качестве материала червячного колеса принимаем безоловянную бронзу Бр.АЖ9-4Л , т.к. она имеет высокие механические характеристики и значительно дешевле оловянных бронз.
Прокладка между подшипниковыми крышками изготавливают из меди М3, которая обладает повышенной коррозийной стойкостью и сравнительно дешева.
Для изготовления болтов и винтов, ввиду небольших нагрузок на них, выбираем углеродистую обыкновенного использования сталь Ст3.
В качестве смазочного материала выбираем жидкое индустриальное масло И-30А ГОСТ 20799-75, т.к. скорость вращения υs=3,8 м/с < 5м/c.
Для прокладок между корпусом и подшипниковыми крышками применяем маслобензостойкую резину для препятствия вытекания смазки.
Литература
1. Механика промышленных роботов. В 3-х кн./Под ред. К. В. Фро¬лова, Е. И. Воробьева.-М.: Высш. школа, 1988, 1989.
2. Детали машин и основы конструирования: учебник /А.Т.Скойбеда, А.В.Кузьмин, Н.Н.Макейчик; под общ. ред. А.Т.Скойбеды. – 2-е изд.,перераб. – Мн.:Выш.шк.,2006. -560 с. : ил.
3. С.А. Чернавский, Г.М.Ицкович. Курсовое проектирование деталей машин. М. Машиностроение, 1979г.
4. Интернет