Проектирование привода тележки транспортного робота (мощность на выходном валу редуктора 150 Вт, частота вращения выходного вала 37 об/мин)

1 Задание

Спроектировать привод тележки транспортного робота:

Схема привода

Разработать:

1 Редуктор;

2 Рабочие чертежи деталей;

3 Общий вид привода;

4 Раму

2 Кинематический расчет привода

І) Выбор электрического двигателя:

а)       Требуемая частота вращения двигателя:

б)       Общий коэф. полезного действия:

в)       Требуемая мощность двигателя:

          Выбираем двигатель асинхронный 4ААМ63А4У3 по ТУ 16-150.781. Номинальная мощность 0,25 кВт, номинальная частота 1370 мин^-1.

ІІ) Определяем передаточные отношения.

Считаем вращательные моменты:

3 Расчет закрытой зубчатой передачи:

Выбор материалов для деталей зубчатых передач

 1)      выбираем марку стали для червяка и определяем ее механические характеристики.

Червяк из стали 40Х с твердостью ≤ 350НВ.

Термообработка → улучшение

Сталь 40Х,  269…302 НВ.

2)       Определяем скорость скольжения

3) Соотв.  принимаем материал червячного колеса – бронзу БрА9ЖЗЛ, полученную способом центробежного литья.

4) Для материллов венца червячного колеса определяем допускаемые контактные  и изгибные  напряжения:

а) при твердости витков червяка  ≤ 300НВ

=250 - 25=250 -

так как червяк расположен вне масляной волны, то  уменьшаем на 15%

б) коэффициент долговечности

Для нереверсивной передачи:

4) Расчет закрытой червячной передачи редуктора.

Проектный расчет.

1) межосевое расстояние  .

 Принимаем .

2) Выбираем число витков червяка:

3) Определяем число зубьев червячного колеса

4) Определяем модуль зацепления

принимаем ближайший стандартный модуль

5) Из условий жесткости определяем коэффициент диаметра червяка

принимаем по стандарту q=12,5

6) Принимаем коэффициент смещения инструмента Х=0

7) Определяем фактическое передаточное отношение  и его отклонение от заданного:

;         <4

8) фактическое межосевое расстояние:

Параметры, основные геометрические размеры передачи

1) Основные размеры червяка.

·  делительный диаметр:

·  начальный диаметр:

·  диаметр вершин витков:

·  диаметр впадин витков:

·  делительный угол подъема линии витков:

·  длина нарезаемой части червяка:

2) Основные размеры венца червячного колеса

·  делительный диаметр

·  диаметр вершин зубьев

·  наибольший диаметр колеса

·  диаметр впадин зубьев

·  ширина венца

·  радиусы закруглений зубьев

·  условный угол обхвата червяка венцом колеса

принимаем угол

Проверочный расчет

1)  определим КПД:     

2)  проверка контактных напряжений зубьев колеса

 К=1 при < 3м/с

3)  проверка напряжения изгиба зубьев колеса

 Коэф. формы зуба   определяется в зависимости от эквивалентного числа зубьев колеса .

Принимаем

4)  Проверочный тепловой расчет:

Определим температуру масла в редукторе

Принимаем:

    

Допускаемая температура масла     

температура масла не превышает допускаемой.

5   Расчет ременной передачи (поликлиновые ремни)

Проектный расчет

Выбираем сечение ремня К

1)  Минимально допустимый диаметр ведущего шкива   

2) примем

3) Определим диаметр ведомого шкива

            примем

, где коэффициент скольжения

4)  Определяем действительное передаточное число и его отклонение от заданного

5)  минимальное межосевое расстояние

принимаем

6)  расчетная длина ремня

действительная длина ремня

7)  межцентровое расстояние

8)  определим угол обхвата ремнем ведущего шкива

 - условие выполнено

9)  определяем скорость ремня

Допускаемая скорость поликлинового ремня        

Условие  выполнено

10)  определяем частоту пробегов ремня

Допускаемая частота пробегов ремня           

;

Условие  выполнено.

11)  Определим допускаемую мощность, передаваемую одним поликлиновым ремнем с десятью клиньями 

                          

Допускаемая приведенная мощность, передаваемая ремнем с десятью клиньями          

Поправочные коэффициенты

12) Определяем число клиньев поликлинного ремня

. Принимаем z = 4.

13) Определяем силу предварительного натяжения ремня

14) Определяем окружную силу, передаваемую поликлиновым ремнем

15) Определяем силу натяжения ведущей F₁ и ведомой F₂ ветвей ремня

16) Определяем силу давления на вал

Проверочный расчет ременной передачи

1) проверяем прочность поликлинового ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви

;

Напряжения растяжения             

Напряжения изгиба                     

Напряжения центробежных сил 

Допускаемое напряжения растяжения для поликлиновых ремней                                                      

 - условие прочности по максимальным напряжениям удовлетворяется

 6  Проектный расчет валов

1)  Определение сил в зацеплении

а) окружная сила

б) радиальная сила

в) Осевая сила

2)  Консольные силы в открытых передачах

а) усилие на валу поликлинно-ременной передачи

б) услилие от муфты на быстроходном валу редуктора

Размеры ступеней валов

Первая ступень под элемент муфты

.

Принимаем .

.

Принимаем .

Длина под полумуфту . Принимаем .

Длина под полумуфту . Принимаем .

вторая ступень – под подшипник и манжету

    

     . Принимаем .

третья ступень – под колесо и шестерню

     . Принимаем .

     . Принимаем .

четвертая ступень – под подшипник

               

7 Предварительный выбор подшипников

Шариковые радиально-упорные однорядные ГОСТ 831-75.

Легкая серия.

Для быстроходного вала подшипники   204

    

Для тихоходного вала подшипники   206

     .

8 Расчет нагружения валов редуктора

Быстроходный вал.

I) вертикальная плоскость, определение опорных реакций

    

    

    

    

Проверка:

Значения моментов относительно ОХ

    

    

     .

II) Горизонтальная плоскость

    

    

    

    

Проверка

Строим эпюру изгибающих моментов

.

III) Строим эпюру крутящих моментов

.

IV) Определяем суммарные радиальные реакции

V) Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженых сечениях

Расчет тихоходного вала

I) Вертикальная плоскость

Проверка:

Значения моментов относительно ОХ

II) Горизонтальная плоскость

Проверка

Строим эпюру изгибающих моментов

.

III) Строим эпюру крутящих моментов

.

IV) Определяем суммарные радиальные реакции

V) Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженых сечениях

9 Проверка грузоподъемности подшипников

Проверим грузоподъемность выбранных подшипников, сопоставив расчетную динамическую грузоподъемность с базовой грузоподъемностью

1)  Быстроходные подшипники  

    

    

Эквивалентная динамическая нагрузка для быстроходного вала

; V = 1

Отношение     

Коэффициент осевого нагружения е = 0,68

Коэффициент осевой нагузки Y = 0,87.

Коэффициент безопасности К_б,             принимаем К_б = 1,2

Температурный коэффициент К_Т,              принимаем К_Т = 1

Для быстроходного вала  подшипник подходит.

Долговечнось подшипника

2)  Тихоходные подшипники      

    

Эквивалентная нагрузка для тихоходного вала

; V = 1

Отношение     

Коэффициент осевого нагружения е = 0,68

Коэффициент осевой нагузки Y = 0,87.

Коэффициент безопасности К_б принимаем К_б = 1,2

Температурный коэффициент К_Т принимаем К_Т = 1

Для тихоходного вала  подшипник подходит.

Долговечнось подшипника

10 Определение размеров деталей редуктора

Определение размеров деталей редуктора (корпуса, колес и т. д.) производится при эскизном проектировании, в пояснительной записке не отражено.

11 Проверочный расчет шпонок

Проверке подлежат две шпонки тихоходного вала – под колесом и элементом открытой передачи или полумуфты и одна шпонка на быстроходном

Условие прочности:      σ_см  = F_t/A_см ≤ [σ_см],

где A_см = (0,94h – t₁)l_p, l_p = l – b, [σ_см] = 110...190 МПа.

1)       Проверяем шпонку тихоходного вала под червячным колесом

(d_вала = 36 мм):

          b =10 мм; h = 8 мм, l = 32 мм, t₁ = 5 мм, F_t = 713 Н;

          l_p = 22 мм, А_см = 55,44 мм²,

          σ_см = 12,86 Н/мм².

Прочность удовлетворительная

2)       Проверяем шпонку тихоходного вала под полумуфту(d_вала = 24 мм):

                    b =8;  h =7 мм, l = 22 мм, t₁ = 4 мм, F_м = 713 Н;

          l_p = 14 мм, А_см = 36,2 мм²,

          σ_см = 19,69 Н/мм².

Прочность удовлетворительная

3)       Проверяем шпонку быстроходного вала под полумуфту(d_вала = 14 мм):

                    b = h =5 мм, l = 22 мм, t₁ = 3 мм, F_м = 306,1 Н;

          l_p = 17 мм, А_см = 28,29 мм²,

          σ_см = 10,82 Н/мм².

Прочность удовлетворительная

Таким образом, обе шпонки удовлетворяют условию прочности.

12 Проверочный расчёт валов.

Определяем коэффициенты запаса прочности в опасных сечениях вала, и проводим сравнение их с допускаемыми значенями:

S ³ [S] ;  [S]=1,6...2,1.

1) Быстроходный вал – червяк.

Нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу, при котором амплитуда напряжений (s_а) равна расчётным напряжениям изгиба  (s_и):

s_а=s_и=1000 М/W_нетто,

где М – суммарный изгибающий момент в опасном сечении, Н*м; W_нетто- осевой момент сопротивления сечения вала;

W_нетто=p*d³/32;                       W_нетто=3,14*28³/32=2154,04 мм³.

s_а=s_и=1000*15,36/2154,04=7,13 Н/мм².

Касательные напряжения изменяются по нулевому циклу, при котором амплитуда цикла (t_а) равна половине расчётных напряжений кручения  (t_к):

t_а=0,5*t_к=0,5*М_к*1000/ Wr_нетто,

где  М_к- крутящий момент, Н*м; Wr_нетто-полярный момент инерции