Курсовая работа: Механизм поворота руки промышленного робота (модуль М4)
2.2 Расчет волновой передачи
При конструировании модуля поворота руки робота необходимо выдержать
ряд требований:
1.
Большое передаточное отношение при сравнительно небольшом количестве деталей.
2.
Высокая нагрузочная способность зацепления.
3.
Сравнительно высокий КПД (=0,92).
4.
Высокая кинематическая точность и плавность хода.
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.
Проверочный расчет
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.
Принимаем диаметр вала d=45 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.
F=VÄFaÄKdÄKT
V = 1 (вращается внутреннее кольцо); KdÄ = 1 (спокойная нагрузка);
KT = 1 (температурный коэффициент).
Fr = 31.62Н
FВ = (FrÄ50)
/700= 2.26Н
FА= Fr+FВ => FА
= 34Н
F = 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
Tкр = Tдв.
Мтр > Tдв.
Мтр = кÄTдв
Мтр =FзатÄfÄZÄD/2
К - коэффициент запаса;
Tдв - крутящий момент двигателя;
f = 0.15…0.2 коэффициент трения в стыке деталей
Z - 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
l, h, b, t1 - стандартные размеры шпонки.
l = 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.
20Å -
2-6
50
2-4
Вязкость при tÅ
0Å <= 2000
20Å
<=400-1000
водостойкость - хорошая
tÅ 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
2. Справочник конструктора-машиностроителя том2 В.И. Анурев.
3. Детали машин.Д.Н. Решетов.
4. Детали машин. Курсовое проектирование М.Н. Иванов В.Н. Иванов.
5. Инженерные расчеты подшипников и валов: учебное пособие, В.И. Назин.
6. Волновые зубчатые передачи: учебное пособие, А.И. Полетучий.
7. Расчет и проектирование волновых передач: учебное пособие. Харьков
1973.
|