Приводной модуль поворота звена робота

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

.