Предварительный выбор двигателя

ИНДИВИДУАЛЬНАЯ РАБОТА

ЗАХВАТНОЕ УСТРОЙСТВО РОБОТА С ЧЕРВЯЧНОЙ ПЕРЕДАЧЕЙ

Выполнил студент Группы 122404 _________Нагорный А.И. Принял _________Назаренко В.Г.

Минск 2012

Кинематическая схема устройства представлена на рисунке 1.

1. Электродвигатель.

2. Соединительная муфта.

3-5. Червячные передачи.

6. Захватное устройство робота.

I-IV. Валы.

Рис.1 Кинематическая схема

Задание 8

Вариант 1

Исходные данные

Мощность Р, снимаемая с выходного вала, P_III(IV) =3 Вт.

Скорость n вращения валов III, IV, n _III,IV =10 об/мин.

Срок службы L, L=12000 часов.

СОДЕРЖАНИЕ

1. Описание работы механизма…………………………………………...4

2. Предварительный выбор двигателя……………………………………6

3. Расчет редуктора………………………………………………………...7

3.1. Кинематический расчет……………………………………….........7

3.2. Расчет геометрических размеров………………………………….8

4. Проверочный расчет требуемой мощности двигателя……………….10

5. Предварительный расчет валов………………………………………..12

6. Расчет момента инерции редуктора…………………………………...13

7. Расчет мертвого ходa………………………………………………...…14

8. Подбор и расчет подшипников выходного вала. …………………….15

9. Обоснование применяемых материалов и типа смазки……………...17

Литература

Описание работы механизма

Для применения роботов разрабатывают органы захвата.

Захватное устройство промышленного робота – орган манипулятора, предназначенный для захватывания или удержания объекта производства или технологической оснастки. При конструировании захватных устройств учитывают форму и свойства захватываемого объекта, условия протекания технологического процесса и особенности применяемой технологической оснастки, чем и обусловлено многообразие существующих захватных органов промышленных роботов.

Наиболее важными критериями при оценке выбора захватных органов являются приспосабливаемость к форме захватываемого объекта, точность захвата и сила захвата. В классификации захватных устройств в качестве классификационных выбраны признаки, характеризующие объект захвата, процесс захвата и удержание объекта, обслуживаемый технологический процесс, а также признаки, отражающие структурно-функциональную характеристику и конструктивную базу захватных устройств.

При транспортных и разгрузочных работах захватные устройства (схваты) осуществляют следующие функции:

ü захват и удержание деталей во время их транспортировки;

ü поддержание определенной ориентации переносимого предмета;

ü определение положения детали относительно схвата.

При выборе типа схвата необходимо учитывать множество факторам, связанных с объектом захвата: форма объекта, его масса, механические свойства, соотношение размеров, физико-механические свойства материалов объекта, время захвата и точность удержания, а также состояние поверхности. Так, масса объекта определяет требуемое усилие захвата, т.е. грузоподъёмность промышленного робота, и позволяет выбрать тип привода и конструктивную базу захватного устройства; состояние поверхности объекта предопределяет материал губок, которыми должно быть снабжено захватное устройство.

Механизм качания предназначен для изменения положения плеча робота.

Конструктивно он состоит из трёх основных составляющих:

а) источник энергии(электродвигатель);

б) червячный редуктор;

в) захватное устройство в виде двух шатунов.

Червячные передачи применяют для преобразования вращательного движения между двумя скрещивающимися валами. Они позволяют получить в одной ступени большие передаточные числа (до 500), малые габариты, массу, небольшой мертвый ход, обладают плавным и бесшумным ходом, могут обеспечить самоторможение. Но у них сравнительно низкий КПД, повышенный износ и нагрев, высокая стоимость изготовления, а также необходимость применения дорогих антифрикционных материалов (бронза). Для устранения мертвого хода применяют червячные колеса специальной конструкции, например двойные колеса с пружинами, посредством которых в сопрягаемых зубьях устраняется зазор. Изменение межосевого расстояния путем перемещения опор вала червяка (с помощью пружин) также позволяет устранить мертвый ход.

Передача состоит из 2х механизмов – винт-гайка и косозубое цилиндрическое зацепление; червяк – это винт с числом заходов от 1 до 5, червячное колесо – косозубое цилиндрическое, конструкция венца которого имеет некоторые особенности. В приборах применяются упрощенные червячные передачи.

В качестве источника энергии используется электродвигатель. Соединение вала электродвигателя с валом редуктора осуществляется с помощью соединительной муфты. Полумуфты крепятся на входном валу редуктора и валу электродвигателя. Редуктор представляет собой одноступенчатую разветвлённую червячную передачу, заключённую в корпусе. Редуктор предназначен для передачи крутящего момента от электродвигателя с изменением направления, снижением частоты вращения и увеличением крутящего момента валу и увеличением усилия на захватных устройствах роботов. Опорами валов в корпусе редуктора служат подшипники качения. Расположение валов горизонтальное.

Предварительный выбор двигателя

Требуемая мощность Р_тр, Вт определяем по формуле:

(2.1)

где P_вых=3 Вт – мощность на выходном валу, 2- коэффициент увеличения мощности за счёт наличия двух червячных колёс приводимых в движение от червяка.

(2.2)

где -КПД пары подшипников,

-КПД муфты,

-КПД червячной передачи.

Двигатель выбираем по формуле:

P_дв ε P_тр = 2 5,5 = 11 Вт, (2.3)

где ε=2 - коэффициент запаса, т.к. рекомендуемое ε = 1,2-2,5

На основании полученных данных выбираем асинхронный исполнительныйдвигатель с полымнемагнитным ротором типов АДП-362 со следующими характеристиками:

Uном.,в	Pдв.,Вт	n,об/мин	Вес, кг
			2,6

Проверяем: 25≥11. Двигатель подходит.

3. Расчёт редуктора

3.1 Кинематический расчёт

Общее передаточное число U_общ редуктора определяется по формуле:

U_общ = |I_общ|= = (3.1)

где n_дв - частота двигателя, n_вых - выходная частота.

Распределение общего передаточного отношения по ступеням

Число ступеней n задано на чертеже задания: n=1.

Угловые скорости валов:

; (3.2)

; (3.3)

. (3.4)

3.2 Геометрический расчёт червячной передачи

Выбираем коэффициент диаметра червяка q=25.

Модуль зацепления m=0,8 мм.

Число заходов червяка z₃=1.

Вычисляем делительный диаметр червяка d₃, мм

d₃ = m*q = 0,8*25=20 мм. (3.6)

Находим диаметр выступов d_а3, мм

d_а3 = m(q+2) = 0,8 (25+2) = 21,6 мм. (3.7)

Диаметр впадин червяка d_f3, мм вычисляем по формуле

d_f3= (q - 2,4)*m = (25 – 2,4)*0,8 = 18,08 мм. (3.8)

Число зубьев червячного колеса z₄ вычисляем по формуле

z₄=z₃ * U_общ=1*195=195 (3.9)

Делительный диаметр червячного колеса d₄, мм вычисляем по формуле

d₄ = m*z₄ = 0,25*195=48,75 мм. (3.10)

Диаметр выступов червячного колеса d_а4, мм вычисляем по формуле

d_а4 = d₄ + 2m = 48,75 + 2*0,25 = 49,25 мм. (3.11)

Диаметр впадин червячного колеса d_f4, мм вычисляем по формуле

d_f4 = d₄ – 2,4 m = 48,75 - 2,4 * 0,25 = 48,15 мм. (3.12)

Вычисляем расчётный шаг червяка р, мм по формуле

р = π * m = 3,14*0,8 = 2,512 мм (3.13)

Вычисляем длину L, мм нарезной части червяка по формуле

L 2m (1+ ) = 2*0,8 ( + ) = 24 мм. (3.14)

Вычисляем наибольший диаметр червячного колеса d_аm ,мм по формуле

d_am d_a4 + 6m/z₃+2 = 49,25 + 6*0,8/1+2 = 56,05 мм. (3.15)

Ширину венца колеса b₄ , мм вычисляем по формуле

b₄ 0,75*d_a3= 16,2 мм. (3.16)

Вычисляем делительный угол подъёма винтовой линии γ, град.

γ = = 2^°29^’. (3.17)

Выбираем угол обхвата червяка колесом

2δ = 90˚

Вычисляем межосевое расстояние а₃₄ , мм по формуле

а₃₄ = = = 34,4 мм. (3.18)

4. Проверочный расчёт требуемой мощности

Вычисляем крутящий момент на выходном валу Т_III , Н м по формуле

Т_III = = = 1,4 Н м , (4.1)

где = = = 1,04 c^-1 (4.2)

Вычисляем крутящий момент на червячном колесе Т₄ , учитывая наличие двух пар подшипников качения, по формуле

Т₄ = = 1,94 Н м . (4.3)

Вычисляем окружную силу на червячном колесе F_t4 по формуле

F_t4 = = = 80 H. (4.4)

Выберем материал для всех колес: Ст.30, коэффициент трения для нее = 0,06, а для червяка выберем БрОФ.

Также учтем, что F_t4 >30Н, тогда поправочный коэффициент с=1. Выберем коэффициент торцевого перекрытия ε=2.

Вычислим скорость скольжения по формуле

v_s = = = 0,2 м/с (4.5)

следовательно угол трения = 3˚

Вычисляем КПД червячной передачи 𝜂_ЧП по формуле

𝜂_ЧП = = = 0,44 (4.6)

Вычисляем крутящий момент на червячном винте Т₃

Т₃= = = 0,05 Н (4.7)

Определяем крутящий момент вала Т_II = Т₃= 0,05 Н

Вычислим крутящий момент вала двигателя

Т_I= = = 0,048 Н , (4.8)

Вычислим требуемую мощность двигателя P_тр по формуле

P_тр = Т_{I =} = = 9,8 Вт (4.9)

Проверим выполнение условия Р_дв>(1,2…2,5)Р_тр:

= 2,3 => условие достаточности мощности двигателя выполняется.

5.Предварительный расчёт валов

В качестве материала для изготовления валов механизма выберем сталь 45X ГОСТ 4543-75. Учитывая необходимую термическую обработку валу – улучшение, выбираем допустимое значение напряжения при кручении – [ _кр ] – 23.3 МПа.

Вычисляем минимальный диаметр вала двигателя d_I , мм:

d_I ≥1,1* = 1,1* = 2,4 мм (5.1)

Вычисляем минимальный диаметр вала II d_II ,мм :

d_II ≥ 1,1 * = 1,1* = 2,42 мм (5.2)

Вычисляем минимальный диаметр выходного вала III d_III , мм под червячным колесом:

d_III(IV) = 1,1 * = 1,1* = 8,2 мм (5.3)

6.Расчёт момента инерции редуктора

Вычисляем момент инерции на червячном колесе по формуле

J₄= = = 0.104 10^-3 г м² (6.1)

где – удельная плотность вещества. Согласно справочным материалам для стали 30, = 7850 кг/м³

Момент инерции на червяке J₂ вычисляется по формуле:

J₃= = =0.07*10^-3 г м² (6.2)

где согласно справочным материалам для БрОф = 8800 кг/м³

Рассчитаем момент инерции для всей передачи:

J= J₄ +J₃( =0.104•10^-3 г м² (6.3)

7.Расчёт мёртвого хода

В реверсивных механизмах устройств и систем различают прямой и обратный ход. Вследствие боковых зазоров в зацеплении, зазоров во вращательных парах и упругих деформаций валов положения ведомого звена всегда различны при одинаковых положениях ведущего звена во время прямого и обратного хода.

Точность реверсивных механизмов могут охарактеризовать мёртвый ход. Ошибкой мёртвого хода механизма называется отставание ведомого звена при изменении направления движения ведущего звена. Мёртвым ходом принято считать свободное перемещение ведущего звена при неподвижном ведомом звене.

Стандарты рекомендуют оценивать точность реверсивных зубчатых передач по величине мёртвого хода. Для червячной передачи выберем сопряжение вида F. Тогда для межосевого расстояния a₃₄= 34,4 мм минимальный гарантированный боковой зазор j_{n min} = 13мкм

Мертвый ход:

Δ𝜑_м=𝜑_л+𝜑_у (7.1)
где 𝜑_л – люфтовая погрешность передачи,

𝜑_у – погрешность из-за упругого мертвого хода (по условию ею можно пренебречь).

Таким образом : Δ𝜑_м=𝜑_л

Люфтовая погрешность:

𝜑_л = 7,32*j_{n max}/d = 7,32*55/34,4=11,7 [мин] (7.2)

где j_{n max} – величина вероятного максимального бокового зазора. Для вида сопряжения F, при m=0.8 мм и межосевом расстоянии равном 34,4 выбираем

j_{n max}= 55мкм; d – делительный диаметр червяка.

Методы уменьшения мёртвого хода.

1. Применение зубчатых колёс с минимальным боковым зазором и опор с минимальным радиальным зазором.

2. Радиальная разбивка передаточного числа редуктора по ступеням.

3. Выбор валов с достаточной жёсткостью на кручение.

8. Подбор и расчёт подшипников выходного вала

Рассчитаем радиальную, окружную и осевую силы, действующие на опоры выходного вала, в зависимости от крутящего момента на колесе Т_III.

Окружная сила F_t2, Н на червячном колесе определяем:

F_t2 = = = 4,75 кН. (8.1)

Радиальная сила F_r, Н действующая на подшипник определяем

F_r = = 0,09 кH, (8.2)

Осевая сила F_a, Н действующая на подшипник равна окружной силе F_t2

F_a=F_t2= 4,75 кH. (8.3)

Требуемое отношение динамической грузоподъёмности С₁ к эквивалентной нагрузке F₁

= = = 11,2 , (8.4)

где L_h – требуемый срок службы механизма, час.

Выбирается шариковый радиальный подшипник лёгкой серии диаметров 2, узкой серии шириной 0 с диаметром внутреннего кольца 2 мм, что соответствует диаметрам валов I и II.

С=1500 Н – динамическая грузоподъёмность подшипника.

Выбираем параметры X и Y: X=1, Y=0.

Значение эквивалентной нагрузки F_э определяем

F_э = (X*V* F_r + Y*F_a) K _s *K_t = (1 *1*90+0*4750)*1,2*1=108 H (8.5)

где К_s=1,2, т.к. предлагаемый К_s= 1,1-1,5 – коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки;

К_t=1 – температурный коэффициент;

V=1 – коэффициент, учитывающий вращение внутреннего кольца подшипника.

Проверка выполнения условия

= =13,8 > = 11,2 (8.6)

Долговечность L выбранного подшипника определяем

L = * = * =12007 >L_h = 12000 час (8.7)

Выполнение данного условия свидетельствует о правильном выборе подшипника.