Проектирование механизма для изменения положения плеча робота
Дипломная работа - Разное
Другие дипломы по предмету Разное
звена. Она равна разнице в положениях ведомого звена при одинаковых положениях ведущего во время прямого и обратного движения механизма.
Мёртвым ходом принято iитать свободное перемещение ведущего звена (в нашем случае - шестерни) при неподвижном ведомом звене (колесе).
Для одноступенчатой зубчатой передачи, имеющей в зацеплении боковой зазор jn, мёртвый ход определяется как погрешность перемещения ведущего звена [3]:
(7.1)
где jn - величина бокового зазора, которая зависит от вида сопряжения колёс и допуска на боковой зазор.
Для степени точности колеса 7 и вида сопряжения G, значение минимального гарантированного бокового зазора jn min=20мкм (по ГОСТ 9178-72).
d2, - делительный диаметр ведомого колеса, мм;
? - угол профиля зубьев.
8. Подбор и раiет подшипников выходного вала
Определяем значения сил, действующих в зубчатом зацеплении [2, табл.6.1]:
Окружная:
Ft=2Т1*103/d1 (8.1)
Ft=2*0,035*103/43=1,63Н.
Радиальная для шестерни, равная осевой для колеса:
Fr=Fa=Ft*tg?cos. (8.2)=Fa=1,63*tg200cos100 51=0,58H.
Осевая для шестерни, равная радиальной для колеса:
Fа1=Fr2 =Ft* tg?sin (8.3)а1=Fr2 =1,63*tg200sin10051=0,11H.
Составляем раiётную схему (рис. 3) и определяем суммарные реакции в подшипниках.
Составляем уравнения равновесия и определяем опорные реакции для выходного вала.
Рисунок 3. Раiетная схема ведомого вала.
Расстояние С1 и С2 берем из условия, что вал расположен в корпусе вертикально, и подшипники располагаются в корпусе редуктора. Границе корпуса редуктора намечаем с зазором 10 мм от торца ведомого зубчатого колеса и вершин зубьев ведомого. Тогда:
С1=b/2+10=30мм
С2 = 20+dае2=20+50,6=70,6мм
Определяем реакции:
плоскость xz
-Rx1(C1+C2)+Ft*C2=0
Rx2(C1+C2) - Ft*C1=0
Проверка Rx1+Rx2 - Ft = 0
,14+0,49 - 1,63=0
плоскость yz
-Ry1(C1+C2) - Fr*C2+Fa =0
-Ry2(C1+C2)+Fr*C1+Fa =0
Проверка Ry1 - Ry2 + Fr = 0
,07 - 0,18+0,11=0
Определяем суммарные радиальные реакции, Н:
. (8.4)
. (8.5)
Наиболее нагруженной опорой является опора 1.
Для обоих валов выбираем шариковые радиальные однорядные подшипники сверхлёгкой серии. Выбираем типоразмер подшипников по величине диаметра d внутреннего кольца, равного диаметру ступеней вала под подшпники.
Вал II - подшипник 1000900, ГОСТ 8338-75.
Вал III- подшипник 1000900, ГОСТ 8338-75.
Раiётная долговечность подшипников L10h определяется по формуле [2, с.140]:
, (8.6)
где Lh - требуемая долговечность подшипника (по заданию срок службы механизма Lh =18000 ч);
RЕ - эквивалентная динамическая нагрузка, Н;
m - показатель степени: m=3 для шариковых подшипников;
а1 - коэффициент надёжности. При безотказной работе а1=1;
а23 - коэффициент учитывающий влияние качества подшипника и качества его эксплуатации. При обычных условиях работы для шариковых подшипников принимаем а23= 0,8;
n - частота вращения внутреннего кольца подшипника, соответствующая частоте вращения выходного вала, об/мин;
Cr - динамическая грузоподъемность, Н.
Определяем расiётную долговечность подшипников.
Частота вращения кольца подшипника n=540об/мин. Осевая сила в зацеплении Fa=0,82Н. Реакции в подшипниках R1=1,14H. Характеристика подшипников1000900: Cr=2500Н; V=1; Кб=1,1; Кт=1; а1=1; а23=0,8. Подшипники установлены по схеме враспор.
Определяем соотношения [2, с.150]:
;
.
По табл. 9.2 [2] находим е=0,19; Y=2,3.
По соотношению выбираем соответствующую формулу для определения эквивалентной динамической нагрузки RЕ [2, табл. 9.1]:
RЕ=(XKkRr+YRa)KбKт , (8.7)
где Rr - радиальная нагрузка на подшипник (суммарная опорная реакция), Н
Ra- осевая нагрузка подшипника, Н
Х-коэффициент радиальной нагрузки, Х=0,56 для радиальных шарикоподшипников;
Y - коэффициент осевой нагрузки;
Kk - коэффициент вращения, при вращении внутреннего кольца Kk = 1;
Kб - коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки.
При переменной нагрузке Kб =1,3;
Kт - коэффициент, учитывающий влияние температуры на долговечность подшипника. При t?1000C Kт 1,0.
RЕ2=(Х*V*R1+Y*Fa)*Кб*Кт=(0,56*1*1,14+2,3*0,58)1,1*1=2,17Н.
Определяем динамическую грузоподъемность:
. (8.8)
Долговечность подшипников обеспечена.
9. Обоснование применяемых материалов и типа смазки
Выбор и обоснование материалов колеса и шестерни произведён в пункте 3.
Материал корпуса и корпусных деталей (крышек подшипниковых) - Сталь 45 ГОСТ-1050-88.
Смазка подвижных соединений предназначена для уменьшения потерь на трение и износа трущихся поверхностей, для отвода теплоты, выделяющейся при трении, и предохранения от коррозии.
Смазывание зубчатого зацепления и подшипников, ввиду небольших скоростей вращения ??2 м/с [2, с. 254] осуществляется густой консистентной смазкой ЦИАТИМ -201 ГОСТ 6267-74 с периодичностью замены 2 раза в год.
Литература
1.Элементы приборных устройств: Курсовое проектирование. Учебн. пособие для вузов. в 2-х частях. Под ред. О.Ф.Тищенко -М.: Высшая школа, 1978.
2.Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие. Изд. 2-е перераб. и дополн. - Калининград: Янтарный сказ, 2002. -454 с.: ил.
.Сурин В.М. Прикладная механика: учеб пособие/ В.М.Сурин.- Мн.: Новое знание, 2005. - 388 с.: ил. - (Техническое образование).
.Прикладная механика /Под общ. ред. Справочное пособие по курсам "Прикладная механика", "Механизмы устройств вычислительных систем" (кафедральная разработка). -Мн, МРТИ, 1
Copyright © 2008-2014 studsell.com рубрикатор по предметам рубрикатор по типам работ пользовательское соглашение