Воробьёв В.И., Бабич А.В., Жуков К.П., Попов С.А., Семин Ю.И. - Механика промышленных роботов (1071029), страница 31
Текст из файла (страница 31)
На рис. 3.11,а представлено опорное устройство с нс пользованием двух радиально-упорных подшипнике~ 1 и одного упорного подшипника. Недостатками этой кон струкции являются необходимость большого расстояния ме жду подшипниками и сложность регулировки натяга в упор' ном подшипнике. Вариант этой конструкции без упорноге подшипника шнроко применяется в опорах с горизонталь 21б е, как правило, изгибающая нагрузка значительн кось не р меньше. На рис.
3.11, б показана конструкция опорного узла, в ко- размер по вертикали значительно уменьшен, Пово- геророзна „ая платформа базируется на двух упорно-радиальных ход дгпнпниках 1. Натяг осуществляется с помощью прокладка. „Опорный узел такого типа нашел широкое применение н Ро Роботах, так как при больших диаметрах подшипников „ается обеспечить высокую жесткость при малом габарите не высоте. Применение этой конструкции ограничивается к~большой номенклатурой подшипников. На рнс. 3.11, д показана идентичная конструкция, которая применяется в случае отсутствия необходимого размера подшипника.
Беговые дорожки под шарики выполнены непосредственно на поворотной платформе 3, корпусе 4, крышке 2. Натяг осуществляется за счет подшлифовки прокладки 1. Недоста~ками конструкции являются повышенные требования к точности выполнения поверхности беговых канавок под шарики. На рис. 3.11, г показана конструкция, которая позволяет получить наименьшую высоту платформы при высокой жесткости.
Конструкция опоры выполнена по типу упорноРаднального подшипника с четырехточечным контактом. Беговые дорожки выполнены в виде проволочных колец 2. Натяг обеспечивается подшлифовкой прокладок 5. КонстРукцня нашла широкое применение в современных роботах зарубежных фирм. На рис. 3.!1,в показана одна из широко распростра"енных конструкций опорных узлов плеча робота. Цапфы анена 4 установлены на корпусе руки 3. Каждая цапфа ба'нруется на двух радиально-упорных роликовых подшипниках 2, которые установлены в кронштейнах 1.
Натяг поднгнпников осуществляется прокладкой 5. Проектирование опорного узла целесообразно проводить такой последовательности; выполнить предварительную эскизную компоновку поднгнп пннкового узла и приближенно определить расстояние меж нре ' ежду подшипниками или диаметр расположения шариков; Р'дварительно выбирают тип подшипника; определить суммарные реакции опор; ехвата определить упругий угол гР поворо'га в опоре, смещение "та и связанное с ним й; о ценить правильность выбора подшипника по условию Р б - 0,1) Л, где дг — погрешность позиционирования ч 10,05 Робота; ~" 1 в случае несоблюдения условия выбирают подшип- 217 т пие охвата от упругого поворота опоры (сближение ипников) дч = п|(.„где 2. — расстояние от центра опопрдшипн ры д , до охвата.
р счет иа 'жесткость опор, вьталнениых па базе |иарирасчг или роликовых встроенных подшипников (рис. 5.8). ,ввых снмальная сила (Н), действующая на один шарик, ись(акснма. |одя дя нз схемы нагружения ник большего размера или увеличивают расстояние ие меяь,, телами качения и их диаметр. При 4, <0,0!д! выбирают подшипник меньшего разы и далее; разые(н определяют эквивалентную (приведенную) нагрузку шипниьов; ку под.
задавшись желаемой долговечностью нанбо анб„п„ нагруженного подшипника, вычисляют его необходи один!, динамическую грузоподъемность С и проверяют его и по ка, талогу для выбранного подшипника [!8]; определяют пеев ходимый натяг. Расчет под|иипников па жесткость. Упругие смещепх щепа! под действием моментов Т„, Т„и силы Р! для опор с вернь кальной осью и моментов Т„,'Т,, силы Р, складываются т упругих сближений Л„! тел качения и колец подзпипппке! и контактных деформаций Льз поверхности посадки колец зз вал и корпус.
Упругий угол в опоре (рад) |р =(й |+ О г)/1., Здесь где Г' = 10зТ|/2. — нагрузка на подшипник, Н (значення ((„' а приведены на с. 220); а|, Π— внутренний и наружный дяз метры подшипников, мм; Ь вЂ” ширина подшипника, ыи; Х,'= 0,0005 ...0,0025 мм'/Н (меньшие значения К", берут прз повышенной точности, больших натягах и установке впу|. реннего колы|а на конус; для проектировочного расчеп с достаточной точностью можно принять К,'= 00015). Величины Л„|, /Г„з определяют для максимальных н ых нимальных значений моментов Т„, Т.
для опор с вертп' кальной осью и Т„ Т„ для опор с горизонтальной осью вращения. При определении максимальных моментов значения в"' лета звеньев робота и ускорений принимают максимальпи' мн. При определении минимальных моментов учитываетсз только статический момент относительно осей от неурав"в' вешенных масс при минимальных вылетах звеньев робо| так как ускорения равны нулю. Упругий угол в опор| гр=|р * гр |и ГДЕ |Раап ГРи! УГЛЫ ПОВОРОта, ОПРЕДЕЛЕННЫЕ СООГВЕТС|В ед.
но при максимальных и минимальных моментах Т„, 1! з .-и!1/ — - | |., Рнс. 5.8 /З„.|=К',Г.10-з; Л„з= "[1., ~ 4РК'! / а|э пдЬ ( (з/ Р-10зТ,/[((Уз( + О(1+ 2 'з (О)] |=! где Т. — момент, деиствующии в осевом сечении, Н м, р — диаметр расположения осей шариков, мм; 2. — расстояпяе между шариками в осевом направлении, мм; и — угол дайс гния силы на шарик; принимают и = 30 ... 45'; 1 — номер шарика; Π— угол между шариками. Для однорядного расположения шариков 2.
= О. Тогда упругии угол в опоре 2бк,, К, Е= . ' ОК! = 3 ( Ра„)ГР и|в). х| з(п э + ! 2 1 5 [Й Коэффициент К, = 0,5ч, где б, = 2гз/|( (г, — радиус кривизны поверхности дорожки, мм; |( — диаметр шарика, мм). Величины Р „и Г |„определяют при тех же условиях, что и при опре- в ь г делении усилий, действующих на Е подшипники. Контактная прочность в местах контакта тел качения проверяется по формуле где р' Р,„+ Є— максималь"зя сила, действующая на тела "з"ения с учетом предварительно'е натяга; [О]„= 25НВС, МПа.
Определение усилия предварител ельиого натяга. Предварительный |й натяг подшипников необходля обеспечения отсутствия л|оф нагр Фта при приложении внешней Вози агрузки В противном случае икают вибрации, что резко 218 ' 219 уменьшает долговечность как самого подшипник, ка,так в гих механических узлов и приводит к увеличен ению пог ности позиционирования робота. Ре,с Условие отсутствия люфта равносильно том, У, чтов грузка на наименее на~руженное тело качения до должна б больше или равна нулю: ют! Ри >1,58р„тб~ 4 0,5Г„, где Ä— сила осевого предварительного натяга тел качся Ä— внешняя радиальная нагрузка на наименее нагруксю ный шарик; )) — угол контакта тел качения; Š— осе ° „— осевая ацг .
от внешней нагрузки. Знак плюс выбирают, если внешвп осевая нагрузка уменьшает натяг; знак минус, если она уо!. личивает натяг. Для опор механизмов вращения с вертикальной осью предварительный натяг имеет минимальное значение, тп как осевая нагрузка практически всегда направлена по н!. правлению сил тяжести и может менять знак, если ускорр ние руки больше д.
Для опор с горизонтальной осью снп Г„ равна нулю. Проверочный расчет па долговечность проводят в со. ответствни с методиками, изложенными в деталях маша [16). Момент трения подшипников (Н и) определяют ог формуле Т,р — — 5 1О 4 (ст( + )ор„'„) т(, где т( — диаметр вала, мм; с, /' — коэффициенты; для ясш торых типов подшипников приведены ниже: ездке, изложеннон в гл 3 Полученное переда"чное от метод"к разбивают по ступеням передач. оовтенн П реда!'стчное отношение передаточно! о механизма ооред ется по формуле ! = 1,/1, где 1, — общее переда~очное нос отношение механизма вращения; 1„, — передаточное ство ,ошенне кннематической цепи связи привода с передачвым механизмом.
3та работа проводится параллельно с разработкой „явной компоновки механизма вращения (МВ). При этом „роделяются типы кннематнческих цепей связи и расположение передаточного и основного механизмов. Прн установке передаточного механизма внутри опорного узла (рнс. 5.9,а — о) необходимо предусмотреть кинематачсскне эдементы связи его входного вала с двигателем 1. Таками кннематическимн элементами являются зубчато-ременная передача 2-4, зубчатые колеса 5-9. В случае компоновки передаточного механизма (ПМ) сбоку от опорного узла (рис.
5.9, г — е) необходимо предусмотреть кинематическую связь его выходного звена с выходным звеном поворотного устройства. Такнмн кннемати- о) г) 10 (0,7-0,0024)/4,64 и 0,052/4 0,052/4 д) 12-8= ( В] 0,052/4 0,052!4 Определение передаточного отношения и разработка кп магической схемы передаточного механизма. После опрея': ння типа привода и его размеров рассчитывают оптямв', нос передаточное отношение передаточного механизма 220 Рпс. 5.9 ттгп подиииппика Шарикоподшшгвяки радиальные одворялвые . То жо, сферические двухрядные » упорпыо . » погонные (см.
рнс. 3.12, д) . Ролвкоподшипввки конические . с А 0,06 0,00!2 29 ' 0,06 0,00! !В 1 0,6 0,00!В !В 007 0,002 О 2 0,002 е) щ мв 1 15 д ПМ ческими связями являются зубчатые колеса 10, 11, цепи 15 и рычажная 12, 13 передачи. цепная 14 Разработка компоновочного чертежа механизма врацг Раецевя Компоновочный чертеж определяет взаимное поло оложеця передаточного механизма и опорного узла, тип кинем матке ь свих связей между ними и их взаимный монтаж и м моцтак механизма вращения в роботе. Поэтому разработку У ком.
поновочного чертежа механизма вращения ведут в т тесной связи с разработкой передаточного механизма и комп , покое. ки манипулятора. Эту работу целесообразно проводи в такой последовательности. 1. Определяют принципиальную компоновку механизма вращения, т. е. взаимное положение опорного узла пере . среда. точного механизма и привода. 2. Опрелеляют требования к компоновке основного а передаточного механизмов исходя из компоновки манвц1. лятора и механизма вращения. 3. Выбирают оптимальный вариант кинематической цепи между основными передаточными механизмами.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
