Воробьёв В.И., Бабич А.В., Жуков К.П., Попов С.А., Семин Ю.И. - Механика промышленных роботов (1071029), страница 40
Текст из файла (страница 40)
Проектирование опорного механизма ведут в такой последовательности: По найденным максимальным усилиям, действующим яа каток, определяют размеры катков, подшипников, осей. 2, Проводят расчет на жесткость опорного механизма. 3, Определяют силы сопротивления перемещению катков. 4. Разрабатывают компоновочный чертеж опорного механизма, предусматривая при необходимости базы для установки передаточного механизма. Определение размеров катков.
Размеры катков принимаются конструктивно и проверяются на контактную прочность; о„= 0418)/2Г2Е/(ЬО„) < ~о~„, (а~в МПа 430 510 650 690 750 860 920 Марки стали 35, нормализованная 45, нормализованная 50, закалка, отпуск 240НВ 75,65, закалка, отпуск 260НВ отпуск 290НВ . отпуск ЗЗОНВ .
отпуск 350НВ . Сталь Сталь Сталь Сталь То же » » Типоразмер подшипников катка выбирается по динаьж чсск вской грузоподъемности с =кг,(ггсг,~в' с, гле и=6 ° 104Р/(кО,) — частота вращвпнн катка, скорость перемещения механизма, ъв/ъ2ящ~ Р 3 для ша 275 где Ь вЂ” ширина катка, мм; О, — диаметр катка, мм; Е = =2Е,Е,/(Е, + Е2) — приведенный модуль упругости катка и направляющих, МПа; ńŠ— модули упругости катка и направляющих, Допускаемые контактные напряжения материала катков следующие: 1) ~е г) огг г) > )/1О М„~м / (о)и. е) ) огг Рис, 5,42 ЛА+ ЛВ(А, +1,) — ЛА.
Е., Л — ЛА(1 +Е,,) + ЛА. г 277 274 риковых подшипников, р = 3,33 для роликовых; р = (1'ХР + УРг,) К,К, — эквивалентная динамическая диальная нагрузка на подшипник; Р, Ри — соответствеля радиальная и осевая нагрузка; С, $; Х, У, Кг, К, — коэфф циенты, значения которых указываются в справочник и учебниках (!б, 203; Ц; = Е„П — требуемое число час работы опор г-й степени подвижности; Ц вЂ” срок службы р бота, ч; ПВ = г,„/г, — период включения соотгетствуюп! степени подвижности; определяется нз циклограммы роботе (см. гл.
2); гㄠ— время работы 1-й степени подвижности в цикле; ㄠ— время цикла. При установке в одной опоре вала или катка двух одинаковых подшипников их рассмгз. рнвают как один двухрядный. Грузоподъемность комплекш нз двух подшишшков: Се= 1,625С для шарнкоподшипниког и С = 1,714С для роликоподшипников, причем значения коэффициентов Х и У принимают как для двухрядных, После выбора подшипника ось катка рассчитывается аг изгиб: После определения всех размеров опорный механизи проверяют на жесткость.
Расчет жесткости опорных механизмов на катквз. Жесткость опорного механизма на катках во многих случаях является определяющим параметром для окончатель ного выбора размеров. Расчет на жесткость опориьгх мсхгннзмов катков проводят с целью определения смещегпп охвата от упругой контактной деформации опорного меха. ннзма.
Основные типы деформаций опорных механизмов пока. заны на схемах (рис. 5.42, а — е). Схема деформации опор нод нагрузкой, приведенной в виде изгибающего момента, пока. зана на рис. 5.40,а. Смещение охвата от изгибающего мо' мента, действующего на опоры (рис, 5А2,а), Смещение охвата от деформации опор под действяги силы Р и момента Т„(см. рис. 5.42, б) Схемы деформации опор мостов показаны на рис.
542,в — е. Смещение охвата (ЛА+ ЛВ)1, (ЛА — ЛВ)1, Схема деформации опорного механизма на монорельсе "~~азана на рис. 5,42,в,г, здесь (лА+ лв)1, (лв — лА)1, (з ! г зпругое смещение ЛА, ЛВ определяется по формуле лг=л;.+л;+л;.-+л,, где Л'; — деформация катка и направляющей; Л",. — деф орка. ция наружного кольца подшипника; Л,'" — деформация Л,. — деформация шеек оси в месте ее закрепления; Л", Лй ж вала; определяются по формулам, приведенным выше, Смещение охвата должно удовлетворять условию Лгн«О,1)Л,.), Таблица 52 где 1Л;1 — допускаемая погрешность позпциовнроаав „ в 1-м направлении (см. гл. 3).
Расстояния между каткщчв принимают прн проектировочном расчете У.> (1,3 ... 1,5) а где а — максимальный размер поперечного сечения направляю. шей. Проектирование опорных механизмов иа телах качещщ, Основным критерием является также обеспечение необходя. мой жесткости. Под действием внешних моментов Т„, Т„Т в опорном механизме вследствие контактной деформации тел качения и направляющих возникают угловые деформа. ции ф„, ф„, ~р,. Перемещение охвата от угловых деформаций опорного механизма на опорах качения должно быть равно 0,1 ~ЛД = (рА ч- Лн, где ф; — угловая деформация опорного механизма, раз; 1, — расстояние от опорного механизма до охвата; Ла — ля.
иейное смещение опорного механизма )является малой вели. чиной и ею в расчете пренебрегают). ДефоРмации ф, )рад) для роликовых направляющих определяют по формулам 1123 (Р„р — — 0,1Т,.СрГ/(9,1„); (Р„~= 0,1Т„СгГ/(~,1„), р„= О,)т,с„г/1й,1 ); для шариковых направляющих (рис. 5.39,а) р„= О,1 Т„С Г/)~,1„); р =0,1Т„С г/~„1,). р. =0,1Т С гЯ,1), 279 где Т„, Т„Т. — моменты от внешней нагрузки; С вЂ” коэффициенты жесткости опор; г — расстояние межа) соседними телами качения; г„= 1 — (/.с//)~; 1„, 1, 1, — пра' веденине моменты инерции площади направляющей отящ сительно осей х, у, к (табл. 5.2).
Коэффициенты контактной жесткости определяют следующим формулам: для роликовых направляющих прн А, < Л Ср — — ЗА"А'С/Л„; при А' < А„< А' + А" Ср — — ЗА'А "СНА„(1,5А" + А')— — Аг — (1 4А") г — (А')г~ при А„> А' + А" Ср — — СА = 0,06 мкм мм/Н; для шариковых направляющих при А„< А" С = 1,5А"Сгг'з/АгГз; ри А„> А" С = 1,5А"Сг"/(Аг'з — (А„— А") + + 0 75А (А А )о,ззг, А =Аз +05А ' А =Аз+2(Аз+05Аг()/3' С=088)/ц', где И вЂ” диаметр шариков, мм; А, — накопленная на длвце ролика непараллельность направляющих сопрягаемой детг.
ли; А„— конусность роликов, мкм; Аг — суммарное отклоаь ние направляющих сопрягаемых деталей от прямолинейна. стн, накопленное на длине контакта, мкм; Аз — отклонение от параллельности в результате извернутостн направляющих на длине контакта, мм; М вЂ” разноразмерность тел качения на одной направляющей, мкм; А„— натяг в соединс. ннн, мкм.
Проверочный расчет на контактную прочность осуше. ствляется по формулам: для роликовых направляющих о' „„= 0,418 )/2~~Е/(Ы) < ~п )„; для шариковых направляющих з а = 0,388 )г/2дЕг/йг < (а) где 1(=(Е„/Ъ+6ТД.')г — усилие на наиболее нагруженном теле качения; ń— нормальная сила от нагрузки. При проектировочных расчетах обычно полъзуются следующими зависимостями; Таблица 5.3 тгкцх направляющих допускаемое контактное напряжение цц. на с. 275. для роботов с высокими динамическими нагрузками применяют закаленные катки и направляющие, изготовленные нз стали марок 20Х, 40Х, а для направляющих с телами качения — стали марок ШХ15 и ХВГ.
Значения допускаемых нгцрягсений Лзгя направляющих, изготовляемых из сталей, приведены в табл. 5.4. Таблица 5.4 = с)/(К„(з ); г( = ) /с)/(КД„), Значение К, выбирают по табл. 5.3; значения коэфф"' циента 8„зависят от твердости направляющей: 50 55 57 0,52 0,70 0,80 10 Твердость НЙС 280 В роботах небольшой грузоподъемности, работаюшкг с небольшими динамическими нагрузками, применяют "" правляющие и катки малой твердости 240...350 НВ. ))Дх Проектирование передаточного механизма.
Передаточные "еханизмы прямолинейного перемещения проектируют вт закон последовательности, Выбирают тип выходного кинематического элемента це цце в редаточного механизма, осуществляющего преобразовавращательного движения привода в поступательное дви- ценн "не механизма. гедц,з Проводят силовой расчет и определяют размеры выд'гого кинематического элемента (диаметр винта, шаг, дуль рейки, диаметр зубчатого колеса и т. д.).
281 3. Определяют частоту вращения выходного кинема ского элемента передаточного механизма. 4. Находят общее передаточное отношение перед ного механизма. 5. Определяют.размеры трансмнсснонных валов и веряют нх на критическую частоту вращения. 6. Выбирают тип двигателя. 7. Определяют нагрузки, передаточное отношение н пр ектируют передаточный механизм с устройством люфтовы. бирання.
Тип выходного кинематнческого элемента выбирают яс. ходя из технологических возможностей, нагрузок, динзмякк движения выходного звена механизма прямолинейного перемещения. Размеры выходных кийематических элементов определяют по нагрузкам Г,, действующим на выходноз звено основного механизма, по методикам, изложенным в курсах деталей машин [16, 181. Оптимальное передаточное отношение передаточного механизма определяют по мего дике, изложенной в гл.
2, Выбор двигателя проводят по ме. годике, изложенной также в гл. 2, Угловую скорость на выходном кинематическом эль менте определяют по формуле =г 10зУ//2 где à — максималыоая скорость выходного звена, м/с; О- делнтельный диаметр зубчатого колеса, звездочки цепной передачи, шкива зубчато-ременной передачи или диаметр барабана, мм. Момент на выходном валу передаточного механвзып Т, = Г„„Р/(го)), где Гпп — Усилие на выходе механизма пРЯмолинейвогс перемещения, Н; т( = 0,7 ...0,8 — к. п.
д. выходного кннематя. ческого элемента передаточного механизма. По найденным значениям передаточного отношения " момечта Т, проектируют передаточный механизм. Меха низм люфтовыбнрання рассчитывают и проектируют сс гласно методике, изложенной в гл. 3. Расчет траисмнссиоииых валов. В механизмах прямол" нейного перемещения применяют трансмисснонные валы в приводах перемещения мостов.
Трансмиссионные вая" в зависимости от компоновки привода моста имеют дка исполнения. Первое исполнение травсмиссионного вала (см рх' 5.37,6) характеризуется тем, что вал соединяет двигатекк 282 редаточными механизмами, расположенными на каях моста. На такие валы действует момент, равный /(21,„); вал имеет цостаточно высокую скорость е = ! /)7, и„= 6 10«ао/(п0). акие валы проверяют на возможность возникновения панса [2Ц: ,„— 300)/1/у = 120«(/!и, где у — статический прогиб вала от собственной массы, чм; о( — диаметр вала, мм; ! — расстояние между опорами вала, м. Необходимо, чтобы удовлетворялось условие лп < л„, При несоблюдении этого условия в большинстве случаев нельзя увеличивать жесткость вала за счет увеличения диаметра, так как это ведет к резкому увеличению приведенного момента на валу двиоателя и, как следствие, к уменьюению ускорения разгона или увеличению динамических нагрузок.
Поэтому наиболее рациональный путь увеличения л, — это введение дополнительной опоры. Второе пополнение трансмнссионного вала (см. рис. 5.37,в) характеризуется тем, что вал соединяет передаточный механизм, установленный на мосту, с выходным элементом передаточного механизма, При этом на вал действует достаточно большой момент, равный Г„„11/г, и он имеет сравнительно низкую частоту вращения, Поэтому диаметр такого вала рассчитывают исходя из требуемой жесткости; Г 112! з — л, «о,оо, о «-Яп'ОО« «попой, где о( — диаметР вала, мм; Г,п — Усилие нагРУзки, Н; !й — де- лятельный диаметр выходного зубчатого колеса или дру- гого выходного кинематического элемента, мм; 6 — модуль Упуугости, МПа; о5 — погрешность позиционирования, мм; ! — длина вала, мм, Для полого вала з 4=(/Г, П'у~[4 оага/1(1 — Кз)1, де К = о!и/о! = 0,7...0,8; о( — диаметр отверстия в валу, После проектирования механизма прямолинейного пере- мещения проводят проверочный расчет момента двигателя по методике, изложенной в гл, 3, полагая '= Го«О/(2!пмцпп); гп = Го!)/(21«мЧпп), 'де ~ч — усилие наорузки, Н; Г, — усилие сопротивления 283 движению; определяется по формуле для рм при уско равном нулю, Н; 0 — диаметр выходного кинематич элемента, мм; ~„„— передаточное отношение передаточ механизма; В,„— к, п.д.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
