Институт Кафедра
автоматизации и робототехники робототехники и мехатроники
ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
к курсовой работе
по дисциплине
«Детали мехатронных модулей, роботов и их конструирование»
на тему
«Приводной модуль поворота звена робота»
Задание №16
Вариант №5
Выполнил
студент гр. АДБ-18-09: ______________ Маликов И.Т.
Принял
преподаватель: ______________ Буйнов М.А.
Москва 2020 г.
Практическое занятие № 2
Расчёт цилиндрической косозубой передачи
Провести расчёт цилиндрической косозубой реверсивной зубчатой передачи, если известны:
· максимальный вращающий момент на шестерне 1
· передаточное отношение передачи U=2,5 ;
· циклограмма нагружения передачи
· значения моментов, углов поворота, время движения и коэффициент длительности работы передачи на i-ом участке нагружения соответственно:
=16,6 Н∙м
=15,8 Н∙м
=14,1 Н∙м
=11,8 Н∙м
=1/2 рад
=4/7 рад
=7/9 рад
=4/5 рад
=0,6 c
=0,6 c
=0,9 c
=0,8 c
=0,43
=0,47
=0,06
=0,04
= ч
Выбираем материал шестерни 1 и колеса 2 Сталь 35ХМ объёмнозакленную с твёрдостью HRC=55-50 и пределом текучести =330 MПа. Для дальнейших расчетов принимаем HRC=53 МПа.
Допускаемые контактные напряжения: [=K
где предел контактной выносливости для шестерни и колеса:
;
- коэффициент безопасности; - коэффициент долговечности.
,
где - базовое число циклов изменения контактных напряжений, для сталей -
,
где с– число зацеплений в передачи (с=1); вращающий мо-мент а i-ом участке нагружения; максимальный вращающий момент; и угол и время поворота шестерни на i-ом участке нагружения; коэффициент длительности работы пе-редачи на i-ом участке; долговечность работы передачи.
=66769121,8 ц
Допускаемые контактные напряжения:
M Па;
Предельное допускаемое изгибное напряжение
где предел изгибной выносливости для шестерни и колеса:
M Па.
-коэффициент безопасности. Принимаем.
-коэффициент долговечности;-коэффициент реверсивности. Принимаем
где базовое число циклов изменения изгибных напряжений, для сталей
ц ; эквивалентное число циклов изменения изгибных напряжений:
ц
Так как эквивалентное число циклов, больше чем базовое число циклов изменения напряжений при изгибе
,
то принимаем .
Допускаемые изгибные напряжения:
М Па;
Проектный расчёт передачи
Делительный диаметр шестерни
=мм
Принимаем d1=26 мм.
В формуле КНβ – коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине зубчатого венца. Его определяют по таблицам в зависимости от степени точности передачи и окружной скорости шестерни
м/c.
где -частота вращения шестерни
об/мин
Выбираем степень точности передачи СТ=7. Тогда КНβ=1,05.
Делительный диаметр колеса
мм
Межосевое расстояние
мм
Модуль зубьев из условия контактной выносливости:
мм
Модуль зубьев из условия изгибной выносливости:
мм
Здесь - вращающий момент на колесе 2
мм
- коэффициент полезного действия зубчатой передачи
;
Принимаем - коэффициент ширины зубчатого венца. Принимаем Окончательно выбираем модуль по стандарту m=2,25 мм.
Для прямозубых колёс:
Вычисляем число зубьев шестерни
.
Округляем полученное значение до целого числа и уточняем значение делительного диаметра
Находим число зубьев колеса
Округляем до целого значения и уточняем величину его делительного диаметра
.
Вычисляем новое значение межосевого расстояния
.
и действительное значение передаточного отношения
Определяем погрешность передаточного отношения и сравниваем с допускаемыми его значениями
Для косозубой передачи находим угол наклона зубьев.
Для этого вычисляем
При принимают
Так как , то угол наклона зубьев будет равен
Угол не рекомендуют принимать больше, поэтому увеличиваем ширину зубчатого венца и находим новое значение угла
Находим суммарное число зубьев шестерни и колеса
Округляем до меньшего целого =64.
Окончательно угол наклона зубьев
Число зубьев шестерни
.
Округляем до целого ближайшего числа
=18.
При этом должно быть
Принимаем =14. Условие выполняется, так как
=18 >=14.
Для прямозубых колёс >=14.
Вычисляем число зубьев колеса
Реальное передаточное отношение
Погрешность передаточного отношения
Коэффициент торцевого перекрытия
где и эквивалентное число зубьев:
шестерни
=
колеса
=1,62>1,2 - условие выполняется
Коэффициент осевого перекрытия
Если условие не выполняется. Необходимо увеличить, но неизвестно на сколько. Поэтому bw увеличить можно в конце расчета передачи, когда будет известно контактное напряжение .
Геометрические размеры зубчатых колёс
Начальные диаметры шестерни и колёса:
Диаметры окружностей вершин зубьев:
мм
мм
Диаметры окружностей впадин зубьев:
Проверочный расчёт зубьев на контактную выносливость
Условие контактной выносливости
где - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев
коэффициент, учитывающий механические свойства материалов колёс
коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий
-коэффициент изменения длины контактных линий.
Для прямозубых колёс
Удельная расчетная окружная сила
– находим по таблицам для 7 степени точности;
- допускаемое контактное напряжение.
Вычисляем контактное напряжение
=790 М Па
Условие контактной выносливости выполняется.
В случае не выполнения условия контактной выносливости необ-ходимо ширину зубчатого венца увеличить
пересчитать удельную расчетную окружную силу и снова найти контактное напряжение .
Ширина колеса
Ширина шестерни
Принимаем
Проверочный расчёт зубьев на выносливость при изгибе
Условие изгибной выносливости
Эквивалентное число зубьев:
· шестерни
· колеса
По таблице выбираем значение коэффициентов форма зуба
; .
коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев
– коэффициент, учитывающий наклон зубьев
Вычисляем удельную расчетную окружную силу
где - окружная сила; коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями;
-коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба;
- коэффициент динамической нагрузки. Коэффициенты и находим по таблице.
Вычисляем изгибные напряжения
· для шестерни
· для колеса
Условия выполняются
Силы в зацеплении
Силы на шестерне:
· окружная
· радиальная
· нормальная
· осевая
Силы на колесе:
· окружная
· радиальная
· осевая
· нормальная к зубу
.