Расчет и проектирование механизма поворота руля

где по- коэффициент ширины шестерни относительно ее диаметра;

- для стальных колес при 20-градусном зацеплении без смещения рекомендуется принимать при расчете прямозубых конических передач.

Вращающий момент на валу колеса:

.

Таким образом,

.

Из конструктивных соображений принимаем .

Определение модуля в среднем сечении зуба, конусного расстояния и внешнего окружного модуля

Модуль в среднем сечении зуба

.

Конусное расстояние

,

где - ширина зубчатого венца.

Внешний окружной модуль

Округляя это значение до ближайшего стандартного по ГОСТ9563-60, получаем .

Уточняем и :

;

3.2 Проверочный расчет

Проверка передачи на контактную выносливость

,

- коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев;

- коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных колес;

- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий.

Уточняем окружную скорость:

.

Уточняем коэффициент расчётной нагрузки:

,

- удельная окружная динамическая сила;

- коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля зубьев;

- коэффициент, учитывающий влияние разности основных шагов зацепления зубьев шестерни и колеса;

- удельная расчётная окружная сила в зоне наибольшей концентрации;

- полезная окружная сила.

Cследовательно,

;

;

.

Определю удельную расчётную окружную силу:

,

,

таким образом, недогрузка 3,2%.

Проверка зубьев передачи на изгибную выносливость

Определю коэффициенты формы зубьев шестерни и колеса:

для

для

, ,

так как 84,7<90,6 проверяем зуб шестерни:

.

,

где - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, при 5-й степени точности

;;

- коэффициент, учитывающий наклон зубьев

.

Определение геометрических и других размеров колеса и шестерни

Половины углов при вершинах делительных (начальных) конусов шестерни и колеса 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 и колеса соответственно равны:

Определяем диаметр отверстия под вал в колесе:

,

,

.

Принимаем из конструктивных соображений .

4
. Проектировочный и проверочный расчет некоторых деталей и узлов

4.1 Тепловой расчет

Необходимо провести проверку температуры масла в редукторе, которая не должна превышать допускаемую . Температура воздуха вне корпуса редуктора . Температура масла в корпусе цилиндрической передачи при непрерывной работе без искусственного охлаждения определяется по формуле:

,

где - площадь теплоотдающей поверхности корпуса редуктора;

=9…17Вт/()- коэффициент теплопередачи.

<.

Определение количества тепла, образующегося вследствие потерь мощности.

,

где h=0,918% – КПД редуктора;

– мощность на ведущем вале:

.

Таким образом,

.

двигатель передача редуктор шкив

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.

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:

,

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.

7. Чернавский С.А., Снесарев Г.А., Боков К.Н. «Проектирование механических передач». Учебно-справочное пособие по курсовому проектированию механических передач. Издание пятое, переработанное и дополненное. – Москва: «Машиностроение», 1984 – 560с.