Параметры
|
Обозначения
|
1
|
2
|
3
|
Модуль
зацепления, мм
|
m
|
3
|
Число зубьев
ремня
|
ZP
|
75
|
Шаг ремня, мм
|
РР
|
9,42
|
Ширина зуба
ремня, мм
|
S
|
3
|
Высота зуба
ремня, мм
|
h
|
2
|
Толщина каркаса
ремня, мм
|
H
|
4
|
Расстояние от
впадины зуба до нейтрального слоя ремня, мм
|
d
|
0.6
|
Угол профиля
зуба, град
|
g
|
40
|
Ширина ленты,
мм
|
В
|
32
|
Ширина зуба
шкива, мм
|
Sш
|
3,2
|
Высота зуба
шкива, мм
|
hш
|
3,0
|
Межосевое
расстояния, мм
|
а
|
252
|
Делительный
диаметр ведущего шкива, мм
|
d1
|
42
|
Делительный
диаметр ведомого шкива, мм
|
d2
|
84
|
Диаметр вершина
зубьев ведущего шкива, мм
|
da1
|
40.81
|
Диаметр вершина
зубьев ведомого шкива, мм
|
da2
|
82,82
|
Диаметр впадины
зубьев ведущего шкива, мм
|
df1
|
35.41
|
Диаметр впадины
зубьев ведомого шкива, мм
|
df2
|
77,42
|
Радиус
закругления головки зубьев, мм
|
r3
|
1.05
|
Радиус
закругления впадины зубьев, мм
|
r4
|
1.2
|
Длина зуба, мм
|
В3
|
35
|
2.2 Расчет
волновой передачи
При конструировании модуля поворота руки робота необходимо
выдержать ряд требований:
. Большое передаточное отношение при сравнительно
небольшом количестве деталей.
2. Высокая нагрузочная способность зацепления.
3. Сравнительно высокий КПД (=0,92).
Эти требования привели к необходимости использования волновой
передачи как основного механизма обеспечения требуемых показателей.
Исходные данные:
- крутящий момент на тихоходном валу;
- число оборотов вала генератора;
-передаточное отношение редуктора;
-время работы редуктора;
возможная перегрузка по Мт в 2.5 раза.
Расчет волновой зубчатой передачи выполняется в 2 этапа: первый -
проектировочный, второй - проверочный.
Проектировочный расчет заключается в предварительном определении
размеров гибкого колеса: диаметра, длины, ширины, толщины стенок, ширины
зубчатого венца.
При проектировочном расчете удобно исходить из критерия
износостойкости боковых поверхностей зубьев в связи с тем, что удельное
давление на зубья зависит от основных конструктивных параметров гибкого колеса.
Проверочный расчет сводится к проверке удовлетворения волновой
передачи критериям работоспособности.
На первом месте по значению стоит критерий прочности. По этому
критерию должны проверяться все волновые передачи. Остальные критерии должны
учитываться в зависимости от условий работы ВЗП.
Проектировочный расчет
Кинематическая схема передачи соответствует схеме, показанной на
рис.1
Рис.1
Принимаем ; . Число зубьев гибкого колеса . Число зубьев жесткого колеса . Назначаем тип генератора - кулачковый с одним рядом шариков. Для
гибкого колеса выбираем сталь 20Х2Н4А с HRC 28…32, для жесткого - сталь 40Х с
HRC 28…32. Назначаем конструктивные относительные параметры гибкого колеса: - относительная толщина стенки под
зубчатым венцом; - относительная толщина гладкой оболочки;
- относительная ширина зубчатого венца; -относительная длина гибкого колеса. Определяем допускаемое удельное давление
на поверхности зубьев:
где - коэффициент, учитывающий влияние
передаточного отношения;
при i>=100 т.к. в данном случае.
- коэффициент, учитывающий тип генератора волн, для кулачкового
генератора он равен единице;
- допускаемое базовое удельное давление.
Определяем диаметр делительной окружности гибкого колеса:
где - коэффициент, учитывающий
неравномерность распределения нагрузки по зубьям; - коэффициент многопарности зацепления.
Определяем приближенное значение модуля зацепления:
;
принимаем ближайшее стандартное значение .
Определяем диаметры делительных окружностей гибкого и жесткого
колес:
.
Принимаем в соответствии с рекомендациями .
Определяем коэффициент смещения гибкого и жесткого колес:
;
.
Определяем максимально возможную высоту захода зубьев:
Определяем диаметры окружностей впадин и вершин гибкого колеса:
;
.
Окончательное значение диаметра окружности вершин принимается
после проверок:
· Высота зуба не должна быть больше, чем у производящего исходного
контура: подставляем 2,622<3,272 - выполняется;
· Высота зуба не должна быть больше толщины оболочки гибкого колеса
под зубчатым венцом : подставляем значения и получим 1,311<1,368 - выполняется.
Определяем диаметры окружностей вершин и впадин жесткого
колеса:
мм.
,
где - диаметр окружности выступов.
Определяем наличие радиального зазора между вершинами зуба гибкого
колеса и впадиной жесткого колеса по большой оси генератора:
подставляем значения и получаем 16,621>0.075 - условие
выполняется.
Определяем основные окружности гибкого и жесткого колес:
;
.
Определяем толщины зубьев гибкого и жесткого колес по делительным
окружностям:
мм.
. мм.
Определяем размеры по роликам:
,
,
где D - диаметр мерительного ролика, берется в
пределах (1,7.2) *m из набора для измерения резьбы: 0.572, 0.796, 1.008, 1.157,
1.302 и т.д. или по ГОСТ 2475-62; - угол давления в точке касания ролика с профилем зуба,
находиться по таблице инволют.
Определяем конструктивные размеры гибкого и жесткого колес:
a) Гибкое колесо:
- толщина стенки;
- толщина гибкой оболочки;
- ширина зубчатого венца гибкого колеса;
- длина гибкого колеса;
b) Жесткое колесо:
- ширина зубчатого венца жесткого колеса;
- толщина обода жесткого колеса;
-средний радиус жесткого колеса.
Проверка по критерию прочности
Определяем амплитудные нормальные (изгибные) напряжения в гибком
колесе ненагруженной ВЗП:
,
где - коэффициент, величина которого зависит
от формы деформирования;
;
- коэффициент влияния зубьев; Е - модуль упругости.
Определим амплитудные нормальные напряжения в гибком колесе при
действии крутящего момента:
,
где - коэффициент, учитывающий влияние
конструкции генератора волн на интенсивность увеличения напряжений в гибком
колесе.
Определяем средние напряжения:
.
Определяем максимальные касательные напряжения в гибком колесе
ненагруженной волновой передачи:
.
Определяем максимальные касательные напряжения в гибком колесе
нагруженной волновой передачи:
,
где - коэффициент, учитывающий влияние
крутящего момента и конструктивных параметров гибкого колеса на уровень
касательных напряжений в нем.
Определяем амплитудные и средние касательные напряжения:
;
.
Определяем эффективные коэффициенты концентрации напряжений:
;
,
где - коэффициент, учитывающий влияние
радиуса сопряжения контура зуба с линией его впадины.
Определяем запас прочности гибкого колеса:
;
;
.
Условие n>1.3 выполняется.
Проверка по критерию "ресурс подшипника генератора
волн".
Определяем основные геометрические и конструктивные параметры
кулачкового генератора волн:
· - наружный диаметр круглого подшипника с гибкими кольцами;
· - толщина наружного кольца;
· - толщина внутреннего кольца;
· - диаметр шариков;
· - ширина колец генератора;
· - глубина дорожки качения наружного кольца;
· - глубина дорожки качения внутреннего кольца;
· - число шариков;
· - радиус желоба дорожки качения.
Определяем максимальную деформацию по генератору:
.
Определяем располагаемую динамическую грузоподъемность
шарикоподшипника генератора:
.
Определяем потребную динамическую грузоподъемность:
Проверка по критерию жесткость звеньев.
Определяем предельный крутящий момент, передаваемый волновым
зубчатым редуктором:
,
где - коэффициент податливости гибкого
колеса; G - модуль упругости при сдвиге; - коэффициент податливости жесткого колеса; - податливость генератора.
Принимаем радиальное биение вала .
Определяем максимальный крутящий момент:
,
где - коэффициент перегрузки.
Проверка по критерию "теплостойкость".
Определяем количество тепла, образующегося в результате потерь
мощности:
.
Определяем количество тепла, отводимого в окружающую среду от
передачи:
,
где - коэффициент передачи с площади F1; F1
определяется после эскизного проектирования.
Так как А1>А, то условие выполняется.
3. Конструирование
механизма
Механизм в данном проект можно оставлять стандартным
(протоколом М4), но учитывая особенности расчётов. Конструкция механизма
поворота руки 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.
4. Расчёт на
прочность валов
Расчёту подлежат те валы, которые в данном механизме
воспринимают нагрузки. Определим потребный диаметр вала на ведущем шкиве
учитывая прочностные характеристики. Это является проектировочным расчётом.
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 = 18 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. Это является
проектировочным расчетом.
Принимаем диаметр вала d=15 мм,
это нам даст большой запас прочности и облегчит задачу проектирования.
Проверочный расчет
Материал вала - сталь 45, нормализация, σв=590Нмм2.
предел выносливости при симметричном цикле изгиба:
Н/мм2
предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений:
Н/мм2.
Сечение А-А.
Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.
Принимаем κτ=1.58, кσ=1б49, масштабный фактор εσ=ετ=0.82, ψτ=0.1;
Крутящий момент М=210·103Нм.
Изгибающий момент в горизонтальной плоскости:
Изгибающий момент в вертикальной плоскости:
Суммарный изгибающий момент в сечении А-А.
Нмм
Момент сопротивления изгибу:
Момент сопротивления кручению:
Амплитуда нормальных напряжений изгиба:
среднее значение σm=0;
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
;
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А
5. Расчёт
подшипников
По динамической грузоподъемности подбирают подшипники качения
при п=> 10 мин. - Ä1 Подшипник подбирается по
условию: Сп<=Ср, где Сп - потребная
динамическая грузоподъемность, Ср - располагаемая динамическая
грузоподъемность.
Динамическую грузоподъемность определяют по формуле:
где а1 = 0.44, а23=1 - коэффициенты,
учитывающие качество материалов подшипника, смазку и условия эксплуатации:
промышленный робот модуль
Эквивалентную нагрузку F для различных типов подшипников
определяют по формуле:
в частности для радиальных.
=VÄFaÄKdÄKT
V = 1 (вращается внутреннее кольцо); KdÄ = 1 (спокойная нагрузка);T = 1
(температурный коэффициент).
r = 31.62НВ = (FrÄ50) /700= 2.26НА= Fr+FВ => FА
= 34Н= 1Ä34Ä1Ä1 = 34Н
Находим
Выбираем стандартный подшипник
№1000905
Внутренний диаметр d = 20мм;
Внешний диаметр D = 37мм;
Ширина В = 9мм;
Радиус округления r = 0,5мм;
Грузоподъемность С = 574Н;
Статическая грузоподъемность С = 375Н;
Шарики DT = 5мм;
Число шариков Z = 12шт;
Масса 0.042кг.
6. Расчет
болтов крепления двигателя к корпусу
кр
= Tдв.
Мтр > Tдв.
Мтр = кÄTдв
Мтр =FзатÄfÄZÄD/2
К - коэффициент запаса;дв - крутящий момент двигателя;=
0.15…0.2 коэффициент трения в стыке деталей- 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 М10 относительно габаритов двигателя.
7.
Проверочный расчет шпонки
Призматическую шпонку, применяемую в проектируемом механизме,
проверяют на смятие.
Проверка шпонки производится из условия прочности.
Где а) Ft = 445.2H - окружная сила на валы
б) Асм = (0.94h-t1) lр - площадь
смятия мм2
Здесь lр - рабочая длина шпонки скругленными торцами,
h, b, t1 - стандартные размеры шпонки.= 15 мм, h = 6 мм, b = 6 мм, t1
= 4,4 мм, lр =64,4 мм,
Асм = (0.94Ä6-4,4) Ä64,4 = 79,86 мм2.
Проверка на прочность:
Проверка шпонки из условия прочности соответствует значению sсм<= [s]
см.
8.
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.
Å - 2-6
2-4
Вязкость при tÅ
Å <= 2000
Å <=400-1000
водостойкость - хорошаяÅ применяемая - 30Å - 70Å
Вывод
При выполнении данного курсового проекта мы приобрели навыки
в проектировании и конструировании механизмов и деталей машин, а также навыки в
использовании справочной литературой.
Рассчитывались волновая 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 руки робота применяется часто.
Зубчатая ременная передача в совокупности с волновой 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
использованной литературы
1.
Проектирование механизмов роботов: учебное пособие, В.И. Назин
.
Справочник конструктора-машиностроителя том2 В.И. Анурев.
.
Детали машин.Д.Н. Решетов.
.
Детали машин. Курсовое проектирование М.Н. Иванов В.Н. Иванов.
.
Инженерные расчеты подшипников и валов: учебное пособие, В.И. Назин.
.
Волновые зубчатые передачи: учебное пособие, А.И. Полетучий.
.
Расчет и проектирование волновых передач: учебное пособие. Харьков 1973.
Похожие работы на - Механизм поворота руки промышленного робота (модуль М4)