Воробьёв В.И., Бабич А.В., Жуков К.П., Попов С.А., Семин Ю.И. - Механика промышленных роботов (1071029), страница 26
Текст из файла (страница 26)
Габариты передаточного механизма определяются исходя н нз габаритов аналогичных механизмов или предварительн ьного их проектирования. Масса механизмов опреде- 3.2. ляется ориентировочно по формуле (3.1) (см. з . ). Так как масса механизмов зависит от выходного момента, а последний — от передаточных отношений кинематическнх цепей между выходами передаточного и ориентищего механизмов, то прн разработке компоновочного руюш чертежа необходимо определить распределение перед аточного отношения между кинематическими элементами.
Общее передаточное отношение степеней подвижности руки определяется по методике, изложенной в 6 3.5: !и = 3вв1пм!ом тле 1„, — передаточное отношение кинематнческой цепи связи привода с передаточным механизмом; ! — передаточное отношение передаточного механизма; 1,„— передаточное отношение ориентирующего механизма. Передаточное отношение ориентирующих механизмов дифференциального типа равно 1,5...4,5, на базе волновых передач — 60...120.
Передаточное отношение кинематическнх цепей связи привода с передаточным механизмом зависит от компоновки приводов на руке. При компоновке (см. Рис. 4.1,а) применяют конические передачи с !„, = 1,5 ...2, при компоновке (см. Рис. 4.1,6) применяют прямозубые или зубчато-ременные "ередачи с 1„, = 1 ...2,5. Передаточное отношение переда~очных механизмов вч ~м 7((вя!ои) На компоновочном чертеже руки приводятся ориентировочные габариты узлов, их взаимное расположение, ориентировочные размеры опор и габариты шарниров руки. Из чертежа определяются допустимые пределы габариузлов руки и присоединительных размеров и тип 175 6) ., кинематических связей между ними, а также мас осы узлов и их взаимное положение; последние используются при рас, чете несущих звеньев руки (см.
гл. 3). с С (1)) й 4.3. Расчет трансниссионньих валов Нагрузка на трансмиссионные валы робота изменя ется в значительных пределах и зависит от типа применяе, емого привода и выбранной кинематической схемы руки. При применении гидропривода (см. Рис. 4.3 — 4.5) транс. миссионные валы вращаются с низкой частотой (пор 2 ... 0...60 мин ), но нагружаются большим моментом, рав. НЫМ Т„/()гнт),м), Гдв Т, — МОМЕНТ Натруэян На ВЫХОдпсе звено ориентирующего механизма; 1,„— передаточное отношение ориентирующего механизма (1,„= 1,5 ...
4,5); г)— к. п.д. ориентирующего механизма (г) =0,85...0,75). Такие валы рассчитывают на крутильную жесткость. Если правах этих валов осуществляется через шариковые муфты крутящего момента, то необходимо при расчете учитывать контактную жесткость муфт. При применении электропривода и дифференциального зубчатого механизма кисти (см. Рис.
4.6) с передаточным отношением 1,5 ...4,5 трансмиссионные валы рассчитывают тах же, как и валы при использовании гидропривода. При применении электропривода и волновых передач с реализацией большого передаточного отношения транс. миссионные валы рассчитывают на критическую частоту вращения в соответствии с методикой, изложенной нвже в 6 5.5. При расчете трансмиссионных валов на крутильную жесткость учитывают, что при позиционировании возни. кают затухающие механические колебания вследствие недостаточной жесткости трансмиссионных валов и больших инерционных нагрузок на ориентирующий механизм киста Деформация от инерционных нагрузок возникает в точках движения, где изменяется ускорение, а именно: в начале разгона — от нуля до максимального значения' в конце разгона — от максимального значения до нуля' в начале торможения — от нуля до максимального отрк цательного значения; в конце торможения или при собственно позиционировании — от максимального отрицательного значения до нуля Параметры колебательного процесса определяются жесткостью трансмиссионных валов, перемещаемыми массамя и законом движения к точке позиционирования.
176 'ь — 0 с Рнс. 4.9 Так как жесткости передаточного и ориентирующего механизмов как минимум на порядок выше жесткости трансмвссионных валов, то в эквивалентной схеме (рис. 4,9,а) массы двигателя, передаточного и ориентирующего механизмов приводят к трансмнссионным валам. Массу валов также присоединяют к этим массам с условием равенства кинетических энергий реальной конструкции и кинематической схемьь Тогда приведенные моменты инерции 1,3трргз 1 1 ~'™+ ~~~0+ 3 где т, — масса перемещаемого груза, ьт; г„— радиус от оси качания кисти до центра масс груза, мм; 1,„— передаточное отношение ориентирующего механизма кисти; у — момент инерции трансмиссионного вала, кг мм; Х вЂ” момент янерции ротора двигателя, кг мм'; 1 — передаточное отношение передаточного механизма; ), — момент инерции 1-го клемента передаточного механизма; 1, — передаточное отношение от 1-го элемента передаточного механизма к трансмиссионным валам В теории колебаний задача, когда колебания возбуждаются движением с каким-либо законом одной из точек системы, называется задачей о кинематическом возбуждении.
Так как жесткость привода намного больше жесткости Рансмиссионных валов, эта задача путем приложения инерционной нагрузки Х,а(г) к массе у и закреплению ее приводит к задаче о силовом возбуждении. Расчетная схема системы показана на рис, 4.9,6. 177 Собственная частота колебаний для такой системьг (2 ~ 1 61,(1+ К ) У=в 2я У, где 6 = 8 104 МПа — модуль упругости кручения; 1 р — по. лярный момент инерции сечения трансмиссионного вал ммв; 1 — длина вала, мм; Ха= ф„!ф,; ф, — угол позор в сече~ни 1 от контактной деформации шариковой муфт„ передачи крутящего момента под действием нагруз™хп Уге,„; Ф, — угол поворота в сечении 1 от деформаяя трапсмиссионного вала под действием нагрузки 1 в г вв.
Закон колебаний при движении системы к точке пози. ционирования определяется с учетом процесса торможенвс так как колебания, возникающие при разгоне, затухают зг время движения с постоянной скоростью. КолебательныФ процесс в начале торможения, когда ускорение возрастаег от нуля до максимального значения, описывается следую.
щнми выражениями: при синусоидальном законе изменения ускорения в= =аяпг Г 4! (0,5т — г,) 8 4 Ф1 = Фв ~ — + (1 + сов Гг~) — — яп 1'г,; 0,5Т* ' Д(0,5т) уггг при линейном законе изменения ускорения 1 ф~ = фв 1 в(п 11~ тле фв = ф„+ ф,; Т= 0,251; — пеРиод вынУжденных колебв. ний (11' — см. Рис. 4.9,в); г, — текущее время на участке вара. стания ускоренна.
Колебательный процесс при движении с постоянным ускорением описывается выражением, характерным для свя бодных колебаний с затуханием: и фг Ф(+" япуг~+Ф,' соз)г + — в(п гг, где ф,' — амплитуда ближайшего пика колебаний на перва" агапе движения (г',); в = 0,5...0,7 — лекремент затухания хо лебаний; г, — текущее время на участке постоянного ус«оре ння. Колебательный процесс на участке уменьшения уокере ния до нуля описывается выражением: с оцдальном законе изменения ускорения при синусоил 4гз(025Т~ гз) Фз = Фо, (0 5Т )г ~ (1+созХгз)+ —,, вшХгз уг(0,5Т1)* при линейном законе изменения ускорения 1 фз= в~ = -Фо вшугз где гз текущ ущее время на участке уменьшения ускорения; Т, — 0,25тг (гг' — см.
Рис. 4.9, в). Колебательный процесс на участке позиционирования описывается ур авнением свободных колебаний с затуханием „= Ф вЂ” е- — Яп ) 14 + ф з СОЗ 1 Гв + — з(п1 Гв где фз — ам з — амплитуда ближайшего пика колебаний на третьем зтапе движения (г,); г — время на участке затухания колебаВремя П ... гв определяется по временной диаграмме движения к точке позиционирования (рис. 4.9, в), Последовательвем движения к точке позиционирования г и определяют амплитуду колебаний груза в конце времени движения г,: '1 ф(гз) г,/1,„. При наличии в конце позиционирования колебаний с амплитудой А > 0,5Л (А — погрешность позиционирования) необходимо увеличить жесткость трансмиссионного вала, или уменьшить радиус кисти, или изменить закон движения, увеличив время торможения или снизив значение максимального ускорения. 44 Конструкция и расчет муфт Роботах для передачи вращения от неподвижно установленного привала на прямолинейно перемещающиеся трансянссионные валы применяют муфты, в которых передача движения осугцествляется через шарики.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
