Воробьёв В.И., Бабич А.В., Жуков К.П., Попов С.А., Семин Ю.И. - Механика промышленных роботов (1071029), страница 32
Текст из файла (страница 32)
4. Рассчитывают размеры и определяют конструквкв кинематической цепи, разрабатывают эскизный варваке компоновки механизма вращения. 5, Разрабатывают рабочие чертежи, Компоновку механизма вращения выбирают с учетви общей компоновки робота, особенностей применяемого привода, требований по обслуживанию, срока службы эле. ментов передаточного механизма, уменьшения массы в ргэ меров конструкции. Принципиально существует два тяи компоновочных решений: передаточный механизм встрел.
вается в опорный узел или располагается рядом с опорным узлом. з.2. 1»геханизмьл вращения с червячной передачей Приводы с червячными передачами находят примецеия' в промышленных роботах благодаря их компактности " большому передаточному отношению. Кроме того, тапее приводы обладают свойством самоторможения, что вахцв для роботов, так как исключается необходимость установив механизмов уравновешивания веса звеньев.
Недоствтксы червячных передач является нх невысокий коэффициент "в' лезного действия. Червячные передачи получили применение в механизме . вращении промышленных роботов «Универсал-5», М10~ 222 Ввиду высоких требований к точности в червячных я др. перед е ачах роботов необходимо устранение зазора в зацеплении „„и, регулировка бокового зазора в механизме подъема Ро о бота «УнивеРсал-5» обеспечиваетсЯ эксцентРиком, с по„ шью которого одна половина червячного колеса повора- Ч ается относительно другой. Расчет червячных передач описан в книгах по деталям ыа,цин, поэтому ниже приведем лишь пример расчета червячной передачи робота М10П, Пример расчета и конструирования узлов Робота М10П. р с«вел на прочность червячной передачи.
Исходные данные: , =1 — число заходов червяка; ге = 55 — число зубьев ко- Ч кеса; т = 2,1 мм — модуль передачи; е(г = 47 мм — дели- тельный диаметр червяка; а= 82 мм — межосевое расстояяяе; я, = 1100 об/мин — частота вращения червяка. Момент при пуске электродвигателя привода (расчетный режим): на червяке М, = М„иг)= 0,6 1,6 0,92 = 0,88 кг м, где М„= 2М„= 2 0,3 = 0,6 кг м — пусковой момент электродвигателя; и = 1,6 — передаточное отношение ременной передачи; г) = т) т)'„= 0,93 0,995г = 0,92 — к. п, д. цепи между валами привода; на колесе Мг =М,иг) = 0,88.55 0,61 = 29,6 кг м, еде и = г,/г, = 55 — передаточное отношение червячной пеРедачи; т) = 0,61 — к.п.д, червячной передачи.
Расчет на изгиб выполняется по условию ~ь = Ук Рг СОЗ Х/(1,3т~д) < ЬО1„, где г— ле ' =2'33' — угол подъема витков червяка; У,=1,43— "оэффициент пРочности зУбьев чеРвЯчных колес пРн гг = гг/созе Х = 55/0,997 = 55 (табл. 52 116)); д = е)г/еп = 47/2,1 = = 224 — коэффициент диаметра червяка; Рг = 2000Мг/е(г = 20пп 29,6/117 = 506 кг — окружное усилие на колесе; е) = =2а— — е(г = 2 82 — 47 = 117 мм — делительный диаметр колеса; г со)« = 6,1 кг/мм — допускаемое напряжение изгиба.
г о"ла напряжение изгиба зубьев 143 506/(1,3 2,1г 22,4) = 5,6 кг/ммг <6,1 кг/ммг условие прочности выполняется. Контактное напряжение Ом = (540/6(2))(8МЗК/6(1 < Им где К =1 (расчет ведется по наибольшей действующен г й на. грузке); [[51„=22 кг/мм — допускаемое контактное щ„„ жение, тогда О„=(540/11,7)1 8 2960/4,7 = 32,8 ат/мм' < 33 кг/мм' — условие прочности выполняется. Допускаемые напряжения рассчитываются следу[осаки образом. Материал колеса — бронза БрОФ10-1; = 17 кг/мм', о., = 29 кг/мм' — расчетные пределы текучее[а и прочности бронзы при растяжении. Передача реверсивная но у наиболее нагруженных зубьев нагрузка на одну стороа) зуба значительно выше, чем на другую,— допускаемые аа.
пряжения определяем как для нереверсируемой перелаза Принимаем срок службы робота до капитального ремоан равным 10 лет, годовой ресурс работы металлорежутдего оборудования при двухсменной работе — равным 4015 !; число включений робота за 1 ч работы станка (число обри ботанных на станке деталей за 1 ч) н = 45, тогда эквивалеар нос число циклов пагружения Зз[б = 10 4015и = 10 4015 45 = 1,8 100. Допускаемые номинальные напряжения изгиба для броа. зовых червячных колес 9 [ ), = [ ) ! РЗО 1«„= 6 5 )[8 8165 8 1О З - 62 где [О)оп = 0,25ат + 0,08 О« = 0,25 17 + 0,08 29 = 6,5 кг/ммдопускаемое напряжение изгиба при нагрузке 10 ппахоа Допускаемые контактные напряжения для червячны" передач [ ).-[ )[Р!О'1« -26,5~ 10'81,8 5025= 55,1 где [а19 = 0,9о, = 0,9 29 = 26,1 кг/мм' — допускаемое напр" жение при нагрузке 10' циклов.
В ы в од: материал и геометрические параметры пер'а качи выбраны верно, прочность обеспечивается. Расчет на прочность конических колес с круговым 916 бом Исходные данные: г, = 15 — число зубьев шестерни' 22, аий = 30 — число зубьев колеса; т= 2 мм — модуль торно Ь= 11 мм — ширина зубчатого венца; н, =1000 об/мкя частота вращения шестерни. Момент на шестерне при пуске электродвигателя прин (расчетный режим) М вЂ” М„ит) = 0,6 1,5 0,92=0,83 кг м, 1ю ! [де и = 1,5 — передаточное число ременной передачи; М„ = О,б кт м; [1 = 0,92. Контактные напряжения рабочих поверхностей зубьев походят нз условия прочности: Р 1 КрК О,=С <[О1 ° К,„(,Ь С„ где С! = 740 кг'" см "— фактоР УпРУгости матеРиала ДлЯ стальных зубчатых колес; Р = 2М!/6(! = 2 10'.0,83/30= =55 кг — окружная составляющая на большем диаметре конического колеса; 6)! =та! = 2 15 = 30 мм — диаметр шестерни; К, =0,97 — скоростной коэффициент; при 7-й степени точности колес и окружной скорости передачи У=я!(!и[/(1000 60)=314.30 1000/(1000 60)=1,57 м(с; К = = 1,25 — коэффициент распределения давления, учитываюший влияние неточности взаимного положения шестерни я колеса, шестерня установлена консольно (табл.
10 [161); К, = 1,1 — коэффициент шероховатости рабочих поверхностей зубьев ()[г2,5); С„=0,095 — фактор геометрических параметров выбирается по графику (рис. 198 [162) при г! = 15 и гг = 30; [о3„= 136 кг(мм' — допускаемое контактное напряжение при расчете на выносливость. Тогда действующие контактные напряжения 560~55 125.1.1110 95.1 11 00961-111 О« =! 17 ьт/мм' < [О1„= 136 кг/мм' — условие прочпоспа выполняется. Выносливость зубьев на излом О м 10 КаК Оа= а р <[О1 Ьт С, [ле аозфф Кр.
= 1 — 2(1 — Кр,) = 1 — 2(1 — 0,97) = 0,94 — скоростной Ров (м зффициент; К, = 0,53 — коэффициент абсолютных размепрн т (масштабный фактор); определяется по графику [161 т = 2; С„= 0,23 — фактор геометрических параметров 201 [16~) при г, =15 и г, = 30; [О~а= 10,5 кг/мм'— ус"аемые напряжения при расчете на выносливость по а иеачы ыаа проммпзм. роботов. «а. 3 225 Действующее напряжение изгиба в основанзик зуба о = 5 5 10 - 0 53 ° 1 25/(О 94 1 ! ° 2 0 23) = 766 кг/ем х = = 7,7 кг/ммз; о.„= 7,7 кг/ммз с (о1„= 10,5 кг/мм' — условие прочности кп. пол няетс я.
Допускаемые напряжения рассчитываются следуюп!кк образом. Материал колес — сталь 40Х, ТВЧ 80,8,11 48 ... 52НКС. Допускаемые контактные напряжения при расчете и выносливость го1„= фт1е/л„г) $/%„,„/Х„,„= !3 000 )/8 10'/(6 10 ) = = 13600 кг/см = 136 кг/ммх, ханизны вращения с планетарной ой передачей нее время в качестве приводов в промышленных стали применяться планетарные передачи с внедным циклондальным зацеплением. Эти передачи т рядом преимуществ: большим передаточным отм, компактностью, высокой жесткостью, ~очностью я долговечностью по сравнению с другами видами передач, Однако эти передачи требуют высокой точности изготовления и сбоРки. Рассмотрим порядок расчета н конструирования таких передач на примере редуктора (рнс.
5.10,а). Редуктор содеркит два зубчатых колеса с внецентроицным цевочным заяепяением. Одно из этих колес неподвижное с зубьями на внутреннем контуре, второе подвижное с зубьями на внешнем контуре. Ведущий вал 5 имеет эксцентрик б, который при вращении вала заставляет перемещаться сателлит 7, сообщая ему плоскопараллельное движение. Выходной вал 2 имеет цевки 1, которые одновременно находятся в сопри- где (о1-„'=13000 кг/см' — допускаемое базовое контактвсг напряжение (табл. 44 (16]); л„„=1 — фактор надежвостк учитывающий вероятность преждевременного выхода а строя некоторых зубчатых колес из данной партии по врк. чине сильного усталостного выкрашивания рабочих поверг ностей (табл.
45 (161), надежность 993;; Ж„„„= 8 10' — базе вое число циклов нагружений (табл, 44 [161);,ч/„„— эквикг лентное число циклов нагружений: 3/„,„= л, Т 10 4015 = = 1500 1 10 4015 = 6 10' циклов (Т= 1 мин — полян время работы рассчитываемой передачи с данной нагрузке" за один час работы обслуживаемого роботом станкй допускаемые напряжения при расчете на выносливое'" Ы = (Ыи/Яки) (/Х„,н/Мк,„= 1050 кг/смз = 10,5 кг/мм где (а1„' = 1050 кг/см — допускаемое базовое напряжена~ изгиба, зубья работают обеими сторонами (табл.
47 (16!' и„„= 1 — фактор надежности (табл. 48 (161), надежное~~ 99%; /ч'„„ = 4.10' — базовое число циклов нагруже""я' /т'„,„ = )ч„,. = 6-10' — эквивалентное число циклов натру*' ний: при )т' „= 6 10' > 3/„,„= 4 10' принимают /Чк,„= )'»"' Вывод: материал и геометрические параметры пе~ дачи выбраны верно, прочность обеспечивается. 226 а 7 Рис. 5.10 22$' Рис.
5,11 косновении с зубьями колеса с внутренним зубчатым кон ром. Число зубьев одного колеса на единицу больпве числ псла цевок сателлита, а число зубьев другого колеса на един„ меньше числа цевок. Подвижное зубчатое колесо 8 закреплено на ведомои валу 9, а неподвижное колесо 2 зажато крышкой в кор. пусе 3.
Па ведущем валу 5 установлен противовес 4 ~ уравновешивания силы инерции сателлита. Внутренний зубчатый контур неподвижного колеса пред. ставляет собой укороченную гипоциклоиду, а внешний ков. тур неподвижного колеса — укороченную эпициклоиду Кинематическая схема данного редуктора показана вв рис. 5.10,6. Этот редуктор содержит центральное неподвиж. ное колесо а, водило Н, цевочный сателлит Ь и зубчатое колесо с. В таком редукторе имеют место соотношеявв г, = г, + 1; зл = г, 4.1. Передаточное отношение редукторв при передаче движения от водила Н к выходному звену с равно ин, — — — з12.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
