Министерство образования и науки УкраиныНациональный аэрокосмический университет им Н.Е.Жуковского
«ХАИ»
Кафедра 202
Пояснительнаязаписка к курсовому проекту
дисциплина Конструированиемашин и механизмов
Расчет ипроектирование механизма поворота руля
Исполнитель:
студент В.Н. Полищук
Харьков — 2005
Реферат
Данный проект являетсяпервой конструкторской работой. Работа является завершающим этапом в циклебазовых общетехнических дисциплин.
Основными задачамиявляются:
1. расширить иуглубить знания, полученные при изучении предшествующих курсов;
2. усвоить принципрасчета и конструирования типовых деталей и узлов;
3. ознакомиться сГОСТами и т.п.
В ходе курсового проектабыли спроектированы механизм поворота плеча (модуль 2), коническая передачи одноступенчатогоконического редуктора и дополнительная клиноременная передача, проведеныпроверочные расчеты шестерни и колеса конической передачи, а такжебыстроходного и тихоходного валов, болтовых соединений.
В ходе расчетов былиразработаны следующие чертежи: сборочный чертеж одноступенчатого коническогоредуктора с дополнительной клиноременной передачей и его основных узлов –тихоходного вала и зубчатого конического колеса.
Исходные данные
Угол поворота />.
Угловая скорость поворота/>.
Частота вращенияэлектродвигателя />.
Момент сопротивленияповороту плеча />.
Срок службы />.
Введение
Манипуляционный роботсодержит две органически связанные части устройство управления и манипулятор.Устройство управления включает в себя чувствительные устройства, элементыобработки и хранения информации, устройство управления приводами. Манипулятор сточки зрения механики и теории механизмов — сложный пространственный управляемыймеханизм с несколькими степенями свободы, содержащий жесткие и упругие звенья,передачи и приводы.
Движения манипулятораосуществляется от приводов, которые могут располагаться на подвижных звеньях илина подвижном основании. Число приводных двигателей обычно равно числу степенейсвободы манипулятора, хотя во время выполнения технологических операций насистему могут накладываться дополнительные связи. Передача движения отдвигателя к звеньям механизма выполняется с помощью передаточных механизмовразличного вида. Система таких механизмов при расположении приводов наосновании может быть достаточно сложной.
Технологическиевозможности и конструкцию промышленных роботов определяют следующие основныепараметры: грузоподъемность, число степеней подвижности, форма и размерырабочей зоны, погрешность позиционирования и тип системы управления.
В машиностроениииспользуют принципы агрегатно-модульного построения промышленных роботов.
Агрегатный модуль — этофункционально и конструктивно независимая единица, которую можно использоватьиндивидуально и в соединении с другими модулями с целью создать промышленныероботы с заданными компоновочными схемами, характеристиками и типом устройствауправления.
Рассмотрим промышленныйробот для обслуживания станков с числовым программным управлением ЧПУ М20П40.01 с агрегатно-модульным принципом построения. Он предназначен дляавтоматизации операции «установка-снятие» заготовок и деталей, сменыинструмента и других вспомогательных операций при обслуживании станков с ЧПУ.
Промышленный роботвключает в себя следующие механизмы различного исполнения: поворота (М1); подъемаи опускания (М2); выдвижения руки (М3); поворота кисти руки (М4).
ЧПУ позиционного типаобеспечивает управление перемещением руки в цилиндрической системе координат,цикловое управление движениями кисти и зажимом-разжимом схвата, подачу командпуска циклов работы станков и другого технического оборудования, а также премответных команд после выполнения этих циклов.
Механизм поворота руляробота (модуль М2) содержит электродвигатель постоянного тока, зубчато-ременнуюи коническую передачи.
Задание на курсовойпроект включает в себя упрощенную кинематическую схему механизма робота.Кинематическая схема фактически снимает необходимость обоснования выбора типамеханической передачи. Однако для того чтобы решить, какой передаточныймеханизм предпочтительнее, необходимо учесть условия работы, допускаемыегабариты, расходы на технологичность конструкции, стоимость механизма и ряддругих факторов.
Список условных обозначений,символов, сокращений
/> – эффективная мощность, кВт;
/> – мощность двигателя, кВт;
/> — диаметр троса, мм;
/> – диаметр барабана, мм;
/> – передаточное отношение;
/> – крутящий момент, Нмм;
/> – допускаемое контактноенапряжение, МПа;
/> – изгибное допускаемое напряжение,МПа;
/> – делительный диаметр, мм;
/> – модуль зацепления;
/> – межосевое расстояние, мм;
/> – диаметр вершин зубьев, мм;
/> – диаметр впадин зубьев, мм;
/> – ширина зубчатого венца, мм;
/> — базовое число циклов переменынапряжений;
/> — расчетное число циклов переменынапряжений;
/> — запас прочности по нормальнымнапряжениям;
/> — запас прочности по касательнымнапряжениям;
/> — общий запас прочности;
/> — окружная сила, H;
/> — радиальная сила, H.
1.Определение основных параметров сборочного узла
1.1Определениемощности двигателя и элементов исполнительного органаМощность двигателя определяется, как
/>,
/> — КПД всего механизма, находитсяпо формуле:
/>
где /> – КПД муфты,
/> – КПД подшипника,
/> – КПД конической зубчатойпередачи,
/> – КПД зубчатой ременной передачи.
По рассчитанной мощностивыбираю двигатель />. Мощность выбранного двигателядолжна быть больше рассчитанной мощности, т.е. следует выбирать из каталогадвигатель ближайший большей мощности.
Из конструкторскихсоображений я выбрала двигатель типа ПСПТ-12.
Таблица 1 – Параметрыдвигателя ПСПТ-12Параметры Размерности Номинальная мощность, кВт 0,18 Номинальный момент, Нм 0,42 Номинальная частота вращения, мин-1 4000 Кратность пускового момента 9,5 Момент инерции, 10-2 кгм2 0,25 Масса, кг 7,0
1.2 Определениепередаточного отношения редуктора
Истинное передаточноеотношение редуктора находим по формуле:
/>.Разбиваем передаточное отношение на ступени
/>,
где /> – передаточное отношениезубчатоременной передачи;
/> – передаточное отношение конической ступени.
2. Расчет зубчатойременной передачи
Перспективным видомгибкой связи являются зубчатые ремни. Они имеют высокую тяговую способность исравнительно большой КПД. Передачи этого типа работают без смазки, устойчивы кдействию абразивных и агрессивных сред, просты в эксплуатации.
В отличие от плоских,клиновых и поликлиновых передач в зубчатых ременных передачах движениепередается посредством сил трения, а также зацеплением ремня и шкивов, т.е.устанавливается достаточно жесткая кинематическая связь между ведущими иведомыми звеньями механизмов.
/>
Простейшая передача сзубчатым ремнем состоит из ведущего 1, ведомого 2 шкивов и охватывающего ихзубчатого ремня 3.
Расчет зубчатоременнойпередачи ведем в следующей последовательности.
1. Определяем момент,мощность и частоту вращения на ведомом шкиве зубчатоременной передачи:
— вращающий момент наведущем шкиве:
/>.
— момент />;
— частота вращения />;
— мощность />.
2. По величине крутящегомомента на ведущем шкиве выбираем модуль зубчатого ремня />: />.
3. Определяем числозубьев малого (ведущего) шкива. По /> находим, что минимальное числозубьев малого шкива не должно быть меньше 12, поэтому в качестве расчетныхчисел зубьев принимаем />.
4. При выбранномпередаточном отношении /> определяем число зубьев ведомогошкива по формуле:
/>.
5. Диаметры делительныхокружностей шкивов рассчитываем по формулам:
/>;
/>.
6. Вычисляем скоростьремня /> используязависимость:
/>.
7. Действительная частотавращения ведомого шкива
/>.
Уточненное передаточноеотношение
/>.
8. Межосевое расстояниевычисляем по формуле:
/>.
9. Определяем требуемуюдлину ремня при заданном межосевом расстоянии
/>
/>.
10. Определяем числозубьев ремня /> и округляем его до стандартного />:
/>.
Принимаем /> и уточняем длину ремня
/>.
11. Силу, передаваемуюзубчатым ремнем, вычисляем по формуле:
/>.
Коэффициент /> принят равнымединице для спокойной пусковой нагрузки />.
12. Расчетную допускаемуюудельную силу на ремне определяем по зависимости:
/>,
где /> /> – допускаемая удельнаясила,
/> /> – коэффициент передаточногоотношения,
/>,
/> (для однороликового прижимногоустройства).
/>.
13. Определяем числазубьев ремня, находящихся в зацеплении с ведущим и ведомым шкивами:
/>;
/>,
/>;
/>.
Таким образом,
/> принимаем />;
/> принимаем />.
14. Определяемнеобходимую ширину ремня:
/>,
где /> /> – погонная масса,
/> /> – коэффициент, учитывающийналичие неполных витков каната у боковых поверхностей ремня.
/>.
Принимаем ширину ремня всоответствии со стандартным рядом /> />.
15. Рассчитываем удельныедавления на рабочих поверхностях зубьев ремня и сравниваем их с допустимыми />:
/>,
где />, /> />.
Из /> выбираем />, т.е. />.
16. Величину начальногонатяжения ремня /> вычисляем по эмпирическойзависимости
/>.
17. Силу, действующую навал передачи, определяем по формуле:
/>.
18.Для динамическогоанализа зубчатой ременной передачи рассчитываем критическую линейную скоростьремня в такой последовательности:
а) по /> (для ремня с />) находим егособственную частоту:
/>;
б) определяем натяжениеведущей и ведомой ветвей ремня:
/>;
/>;
в) определяем деформациюодного шага ведущей и ведомой ветвей ремня:
/>;
/>,
/>,
т.к. /> /> – податливость каркасаремней.
Таким образом,
/>;
/>;
г) находим критическуюскорость зубчатого ремня
/>
/>.
Получаем для ведущейветви
/>;
для ведомой цепи
/>.
Скорость ремня />.Следовательно, передача работает в дорезонансной зоне /> и не требует корректировкупараметров.
Полученные в результатерасчета основные параметры стандартного зубчатого ремня и шкивов сведем в табл.2.
Таблица 2 — Основныепараметры зубчатого ремня и шкивовПараметр Обозначение
Расчетные формулы и результаты
расчета Модуль зацепления, мм
/> 1,5 Число зубьев ремня
/> 180 Шаг ремня, мм
/> 4,71 Ширина зуба ремня, мм
/> 1,5 Высота зуба ремня, мм
/> 1,2 Толщина каркаса ремня, мм
/> 2,2 Расстояние от впадины зуба до нейтрального слоя ремня, мм
/> 0,4 Угол профиля зуба, град
/> 50 Ширина ленты, мм
/> 32 Ширина зуба шкива, мм
/> 1,5 Высота зуба шкива, мм
/>
/> Межосевое расстояние, мм
/> 270 Делительный диаметр ведущего шкива, мм
/> 45 Делительный диаметр ведомого шкива, мм
/> 135 Диаметр вершин зубьев ведущего шкива, мм
/>
/> Диаметр вершин зубьев ведомого шкива, мм
/>
/> Диаметр впадин зубьев ведущего шкива, мм
/>
/> Диаметр впадин зубьев ведомого шкива, мм
/>
/> Радиус закругления головки зуба, мм
/>
/> Радиус закругления ножки зуба, мм
/>
/> Длина зуба, мм
/>
/>
3. Расчет коническойпрямозубой передачи
Привод отэлектродвигателя />.
Мощность, подводимая квалу шестерни />.
Частота вращения шестерни/>.
Срок службы />.
Принимаем число зубьев шестерниравное />.
По заданномупередаточному отношению вычисляем число зубьев колеса:
/>.
Определяем частотывращения и угловые скорости валов:
— ведущего:
/> />
— ведомого:
/> />.
3.1 Проектировочныйрасчет
Определение числа цикловперемены напряжений колеса и шестерни и числа зубьев эквивалентныхцилиндрических колес
Числа циклов перемены напряжений шестерни и колеса:
/>
/>
где /> и /> – количествоконтактов зубьев шестерни и колеса соответственно за один оборот (принимаем ихравными 1).
Определимчисла зубьев эквивалентных цилиндрических колес:
/>;
/>.
Определениедопускаемых напряжений
Определениеконтактных допускаемых напряжений
/>,
где /> – предел контактнойвыносливости
/>
/> – коэффициент безопасности приобъемной закалке равен 1,1.
/> – коэффициент, учитывающийшероховатость поверхности сопряженных зубьев, принимают в зависимости от классашероховатости: для 8-го класса — />.
/> – коэффициент долговечности, таккак /> и />, то />
Принимаем окружнуюскорость />,тогда для открытых передач /> для /> />.
/>
/>.
В качестве расчетногозначения принимаем />.
Определение изгибныхдопускаемых напряжений
/>,
так как /> и />, то />.
Коэффициент безопасностипри работе зубьев на изгиб
/>,
где /> – коэффициент,учитывающий нестабильность свойств материала зубчатого колеса и степеньответственности передачи;
/>(для поковок) — коэффициент,учитывающий способ получения заготовки колеса.
Тогда
/>.
/> – коэффициент, учитывающий шероховатостьпереходной поверхности зуба. Для шлифованных и фрезерованных зубьев при классешероховатости не ниже 4-го />.
/> – коэффициент, учитывающийупрочнение переходной поверхности зуба. При отсутствии упрочнения />.
/> – коэффициент, учитывающийвлияние двухстороннего приложения нагрузки: /> – при работе зубьев однойстороной
/> по />
/>.
Определение предельныхдопускаемых напряжений
/>
/>.
Определение коэффициентоврасчетной нагрузкиКоэффициенты расчетнойнагрузки соответственно при расчетах на контактную и изгибную выносливость
/>,
где /> и /> – коэффициентынеравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий />;
/> – коэффициенты динамичностинагрузки />.
Определение среднегодиаметра шестерни по начальному (делительному) конусу
/>
где /> по/> — коэффициент ширинышестерни относительно ее диаметра;
/> – для стальных колес при20-градусном зацеплении без смещения рекомендуется принимать при расчетепрямозубых конических передач.
Вращающий момент на валуколеса:
/>.
Таким образом,
/>.
Из конструктивныхсоображений принимаем />.
Определение модуля всреднем сечении зуба, конусного расстояния и внешнего окружного модуля
Модуль в среднем сечениизуба
/>.
Конусное расстояние
/>,
где /> – ширина зубчатоговенца.
Внешний окружной модуль
/>
Округляя это значение доближайшего стандартного по ГОСТ9563-60, получаем />.
Уточняем /> и />:
/>;
/>
3.2 Проверочный расчет
Проверка передачи наконтактную выносливость
/>,
/>
— коэффициент,учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев;
/>
— коэффициент,учитывающий механические свойства материалов сопряженных колес;
/>
— коэффициент,учитывающий суммарную длину контактных линий.
Уточняем окружнуюскорость:
/>.
Уточняем коэффициентрасчётной нагрузки:
/>,
/>
— удельная окружная динамическаясила;
/>
/> – коэффициент, учитывающийвлияние вида зубчатой передачи и модификации профиля зубьев;
/> – коэффициент, учитывающийвлияние разности основных шагов зацепления зубьев шестерни и колеса;
/>
— удельная расчётнаяокружная сила в зоне наибольшей концентрации;
/>
— полезная окружная сила.
Cследовательно,
/>;
/>;
/>.
Определю удельнуюрасчётную окружную силу:
/>,
/>,
таким образом, недогрузка3,2%.
Проверка зубьев передачина изгибную выносливость
/>
Определю коэффициентыформы зубьев шестерни и колеса:
/> для />
/> для />
/>, />,
так как 84,7
/>.
/>,
где /> – коэффициент,учитывающий перекрытие зубьев, при 5-й степени точности
/>;/>/>;
/> – коэффициент, учитывающий наклонзубьев
/>.
Определение геометрических и других размеров колеса и шестерни
Половины углов при вершинах делительных (начальных) конусов шестерни иколеса находим из равенства
/>
Конусное (дистанционное) расстояние />.
Диаметры вершин зубьев по большому торцу равны:
/>;
/>.
Диаметры окружностей впадин по большому торцу равны:
/>;
/>.
Углы головок и ножек зубьев шестерни и колеса соответственно равны
/>
Половины углов конусов вершин зубьев (конусность заготовок) шестерни иколеса соответственно равны:
/>
Определяем диаметротверстия под вал в колесе:
/>,
/>,
/>.
Принимаем изконструктивных соображений />.
4. Проектировочный и проверочныйрасчет некоторых деталей и узлов
4.1 Тепловой расчет
Необходимо провестипроверку температуры масла /> в редукторе, которая не должнапревышать допускаемую />. Температура воздуха вне корпусаредуктора />.Температура масла /> в корпусе цилиндрической передачипри непрерывной работе без искусственного охлаждения определяется по формуле:
/>,
где /> – площадь теплоотдающейповерхности корпуса редуктора;
/>=9…17Вт/(/>)- коэффициент теплопередачи.
/>.4.2 Проверка по критерию«теплостойкость»
Определение количестватепла, образующегося вследствие потерь мощности.
/>,
где h=0,918% – КПД редуктора;
/> – мощность на ведущем вале:
/>.
Таким образом,
/>.
двигательпередача редуктор шкив4.3 Расчет валов
Основными условиями,которым должна отвечать конструкция вала являются достаточная прочность,обеспечивающая нормальную работу зацеплений и подшипников; технологичностьконструкции и экономию материала. В качестве материала для валов используютуглеродистые и легированные стали.
Расчет вала выполняется вчетыре этапа:
· Ориентировочныйрасчет на кручение;
· Расчет на сложноесопротивление (кручение, изгиб);
· Расчет навыносливость.
За материал валовпринимаем сталь 12ХН3А, с характеристикой:
/> — временное сопротивление разрыву;
/> — предел выносливости присимметричном цикле напряжений изгиба;
/> — предел выносливости при симметричномцикле напряжений кручения;
/>-коэффициенты чувствительностиматериала к асимметрии цикла напряжений соответственно при изгибе и кручении.
Ориентировочный расчетвалов на кручение
Определим потребныйдиаметр вала на ведущем шкиве учитывая прочностные характеристики.
/>
где Т – крутящий момент навалу
[tкр] – допускаемое напряжения прикручении.
/>
Так как расчётнаявеличина является очень малой конструктивно для удобства и возможностишпоночного соединения выбираем вал с d=10 мм, при этом выигрывая большой запаспрочности и такой же диаметр имеет вал электрического двигателя, а это упрощаетзадачу конструирования.
Определим потребныйдиаметр вала на ведомом шкиве учитывая прочностные характеристики.
/>
Принимаем диаметр вала d=15 мм, это нам даст большой запаспрочности и облегчит задачу проектирования.
Определим потребныйдиаметр тихоходного вала конического редуктора учитывая прочностныехарактеристики.
/>
Принимаем диаметр вала d=20 мм, это нам даст большой запаспрочности и облегчит задачу проектирования./>Расчет валов на сложное сопротивление
Для расчета вала насложное сопротивление необходимо составить его расчетную схему:
— разметить точки, вкоторых расположены условные опоры;
— определить величину инаправление действующих на вал сил: окружной />, радиальной />, осевой />. А также точки ихприложения.
Приведем расчеттихоходного вала (поз.13):
/>
Рис.3 – Расчетная схематихоходного вала на сложное сопротивление
Длины расчетных участковнаходятся после предварительного проектирования:
/>
Реакции опор для входноговала:
/>
/>
/>
Определим реакции опор:
/>
/>.
/>.
/>.
Построим эпюры моментовдля тихоходного вала:
Изгибающие моменты вгоризонтальной плоскости:
/>.
/>
/>.
/>
Рис.5 – Эпюра изгибающего момента вгоризонтальной плоскости для тихоходного вала
Максимальный изгибающиймомент действует в сечении III – />.
Изгибающие моменты ввертикальной плоскости
/>.
/>.
Максимальный изгибающиймомент действует в сечении II –/>.
/>
Рис.6 – Эпюра изгибающегомомента в вертикальной плоскости для тихоходного вала
Построим эпюру крутящегомомента для быстроходного вала.
/>./>
Рис.7 – Эпюра крутящегомомента для тихоходного вала
Приведенный момент
/>
Максимальный приведенныймомент
/>;
/>.
Наиболее опасным являетсятретье сечение.
/>
Рис.8 – Эпюра приведенногомомента для тихоходного вала
Расчет валов навыносливость[1]
Для примера будемрассчитывать тихоходный вал.
Определим коэффициентзапаса прочности /> быстроходного (рис.13) валадвухступенчатого цилиндрического редуктора.
/>
Рис.9 – Расчетная схематихоходного вала на выносливость
1.а) Проверяем запаспрочности по пределу выносливости в сечении I-I. Концентрациянапряжений в этом сечении обусловлена наличием шестерни. Находим эффективныекоэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении от шестерни. При />, />; масштабныйкоэффициент для вала /> />; коэффициент состоянияповерхности при шероховатости /> />. Эффективный коэффициентконцентрации напряжений для данного сечения вала при изгибе и кручении в случаеотсутствия технологического упрочнения:
/>
б) Находим запаспрочности для касательных напряжений.
Напряжение кручения
/>.
Амплитуда и среднеезначение номинальных напряжений кручения
/>.
Запас прочности длякасательных напряжений />
/>.
2. Определяем эффективныекоэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении вала в сечении II-II, вызванные посадкой внутреннего кольца подшипника на вал.Для вала с />,/>.
Определяем запаспрочности для касательных напряжений:
/>, здесь напряжение кручения:/>, амплитуда и среднее значение номинальных напряженийкручения
/>.
4.4 Расчет подшипниковна долговечность
Основные критерииработоспособности подшипников качения – его динамическая и статическаягрузоподъемности. Метод подбора по динамической грузоподъемности применяют вслучаях, когда частота вращения кольца превышает />.
Исходя из конструкциимеханизма, подбираем:
1) шариковый однорядныйподшипник (поз.18) номер 1000904 ГОСТ 8338-75:
/>
Необходимо обеспечитьноминальную долговечность /> при условии, что /> />
а) Выбираем коэффициенты X и Y. Отношение /> этому соответствует [7, табл.12.26] />.Поскольку />,то />.
б) Определяемэквивалентную нагрузку
/>.
в) Определяем расчетнуюдолговечность по формуле:
/>,
где /> – показатель степени: /> – дляшарикоподшипников; /> – для роликоподшипников.
Такая расчетнаядолговечность приемлема.
4.5 Расчет шпоночногосоединения
/>
Рис.9 – Призматическаяшпонка
Принимаем на быстроходномвалу призматическую шпонку с размерами />, длина шпонки /> по ГОСТ 23360-78 (поз.16).Выбранную шпонку проверяем на смятие:
/>,
где /> — передаваемый момент;
/> – диаметр вала;
/> – допускаемое напряжение насмятие: при стальной ступице и спокойной нагрузке />; при чугунной – вдвое меньше. Вслучае неравномерной или ударной нагрузки /> на 25-40% ниже.
Проверим на смятиепризматические шпонки на тихоходном валу.
а) призматическая шпонкас размерами />,длина шпонки /> по ГОСТ 23360-78 (поз.43):
/>.
б) призматическая шпонкас размерами />,длина шпонки /> по ГОСТ 23360-78 (поз.39):
/>.
4.6 Проверочный расчетболтов крепления двигателя к корпусу
/>
Tкр = Tдв.
Мтр > Tдв.
Мтр = кÄTдв
Мтр =FзатÄfÄZÄD/2
К – коэффициент запаса;
Tдв – крутящий моментдвигателя;
f = 0.15…0.2 коэффициенттрения в стыке деталей
Z – количество болтовсоединения
Определим диаметр болтовиз условия прочности на срез:
/>
/>
/>
Материал болта: Ст. 3
sв = 380 МПа
sТ = 220 МПа
s-1 = 130 МПа
Определим допускаемоенапряжения
[sр]=0.3ÄsТ=0.3Ä220=66МПа
/>
Выбираем болт М8относительно габаритов двигателя.
5. Смазываниеподшипников и передач
Смазка подшипниковкачения предназначена для уменьшения потерь мощности на трения, демпфированиенагрузки, 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.) смазочныематериалы.
На практике стремятсясмазывать подшипники тем маслом, которым смазывают детали передач. Привнутренней смазки колёс подшипники качения смазывают брызгами масла. Приокружной скорости колёс u= 1 м/с брызгами масла покрывают все детали передачи и внутренниеповерхности стенок корпуса. Стекающее с колес, с валов и со стенок корпусамасло попадает в подшипники.
Минимальный уровеньмасляной ванной ограничивают центром нижнего тела качения подшипников. В рядеслучаев для обеспечения надежного смазывания зацепления шестерню или червяк иподшипник быстроходного вала погружают в масло. В этом случае избеганиепопадания продуктов износа передачи зубчатых колес, червяков и др., а такжеизлишнего пожива маслом подшипники защищаются маслозащитными кольцами имембраной. Особенно если на быстроходном валу установлены косозубые илишевронные колёса либо червяк, т.е. когда зубья колес или витки червяка гонятмасло на подшипник и заливают его, вызывая разогрев последнего.
Добавления жидкого маслапроизводят не реже одного раза в месяц, а через каждые 3…6 месяцев полностью заменяют.
Пластичные смазныематериалы применяют при окружной скорости колёс u= 1 м/с для смазывания опор машин,работающих в среде, содержащей вредные смеси и примеси, и там, где необходимаработа машин (в химической, пищевой и текстильной промышленности).
Учитывая всевышесказанное для нашего механизма мы выбираем такую смазку как ”Солидол С”.
ГОСТ 4366-64
Предельная прочность насдвиг, г/см2.
20Å — 2-6
50 — 2-4
Вязкость при tÅ
0Å
20Å
водостойкость — хорошая
tÅ применяемая -30Å — 70Å
6. Компоновка иразработка чертежа редуктора
Размеры валов иподшипников в значительной мере определяются компоновочными размерамипрямозубых цилиндрических и конических передач, взаимным расположениемагрегатов привода, заданными габаритными размерами привода.
Поэтому после расчетапередач и установленных размеров их основных деталей приступают к составлениюкомпоновочных чертежей узлов, агрегатов и всего привода.
Компоновка приводаопределяется его назначением, предъявленными к нему требованиями, зависит откомпоновки отдельных агрегатов.
Механизм в данном проектможно оставлять стандартным (протоколом М2), но учитывая особенности расчётов.Конструкция механизма поворота руля робота показана на формате А1 в приложениик курсовой работе.
Конструкция выполняетсяпо расчетам, но выбирается по конструктивным соображениям и стандартами с явнымзапасом прочности. Это облегчает задачу проектирования механизма, но этотпроект даёт только навыки к проектированию. На самом деле при более серьезнойпроектировке надо рассчитывать каждый элемент механизма и, по возможности,выбирать таковой согласно стандартом.
Заключение
Привыполнении данного курсового проекта мы приобрели навыки в проектировании иконструировании механизмов и деталей машин, а также навыки в использованиисправочной литературой.
Рассчитывались коническаяи зубчатая ременная передачи. Все параметры были рассчитаны и подобраны всоответствии с ГОСТами, что несомненно облегчит сборку данного модуля напроизводстве и обеспечит качественную его работу.
Такая схема модуляповорота руля применяется часто. Зубчатая ременная передача в совокупности сконической передачей позволяет обеспечить высокую точность позиционирования,тихоходность и сравнительно небольшие потери мощности.
При более глубоком подходек проектированию механизма нужно пересмотреть корпусные детали, направляющие исоединительные элементы и детали.
Список используемойлитературы
1. КиркачН.Ф., Баласанян Р.А. Расчет и проектирование деталей машин, Х.: Основа, 1991,276с.
2. Анурьев В.И. «Справочникконструктора-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. ”Подшипникикачения” (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» (справочноепособие). Издание 2-е, переработанное и дополненное. – Минск: «Высшая школа»,1978 – 472с.
7. Чернавский С.А., Снесарев Г.А., Боков К.Н. «Проектированиемеханических передач». Учебно-справочное пособие по курсовому проектированиюмеханических передач. Издание пятое, переработанное и дополненное. – Москва:«Машиностроение», 1984 – 560с.