Модуль манипулятора промышленного робота




 

Содержание.

1.Выбор электродвигателя и кинематический расчет   3

1.1.Выбор двигателя        3

1.2. Определение передаточного числа редуктора   4

1.3.Определение вращающих моментов на валах редуктора  5

1.4.Расчет цилиндрической зубчатой передачи    6

1.4.1. Определение числа зубьев шестерни    6

1.4.2. Выбор материала зубчатых колес     6

               1.4.3. Методика расчета        6

                1.4.4.Расчет первой ступени       8

                1.4.5.Расчет второй ступени       9

1.4.6.Расчет третьей ступени       10

                 1.5.Расчет валов редуктора       12

                 1.5.1.Расчет первого вала       12

                 1.5.2.Расчет второго вала       17

                 1.5.3.Расчет третьего вала       22

                1.6.Выбор подшипников       27

                 1.7.Расчет шпоночных соединений      28

                 1.8.Выбор смазки         30

2.Заключение          31

3.Библиографический список       32

 

 

1.Выбор электродвигателя и кинематический расчет

 

1.1. Выбор двигателя.

Электродвигатель выбирают с учётом следующих их свойств:

  • Мощности.
  • Рода тока.
  • Массы и габаритов.
  • Номинальной скорости вращения.
  • Способу крепления электродвигателя в механизме.

Определяем необходимую мощность двигателя:

[Вт], где  - КПД редуктора;

- момент сопротивления движению  выходного звена [Н/м];

- угловая скорость [рад/с].

На первом этапе принимают равным 0,8.

Конкретный двигатель  выбираем по справочнику ближайший  большей мощности.

 

В нашем случае:

Выбираем двигатель марки  АИР80А2.

Параметры двигателя:

Номинальная мощность .

  • Номинальная частота вращения вала .
  • Угловая скорость вращения вала .
  • Крутящий момент на валу .

 

1.2. Определение передаточного числа редуктора.

 

а) Общее передаточное отношение редуктора:

, где  - угловая скорость двигателя [рад/с];

- угловая скорость выходного  звена [рад/с].

.

Затем определяем число ступеней редуктора:

Полученное значение числа ступеней округляют до меньшего значения. Следовательно, необходимо использовать 3 ступени.

б) Определяем передаточные отношения ступеней:

(полученное число округляют до второго знака после запятой)

, принимаем  ;

в) Z1 принимают 17 24, так как при Z<17 возникает подрезание ножки зуба.

Z2 определяем как и полученное значение округляем до целого классическим правилом

;

;

.

Уточняем передаточные отношения:

.

 

1.3.Определение вращающих моментов на валах редуктора.

 

Находим КПД ступеней:

, где  - КПД собственного зацепления;

- КПД одного подшипника.

, где  – КПД цилиндрической передачи,   .  

, где  – КПД подшипника, .

.

Определяем вращающие моменты  на валах редуктора:

, где  - передаточное отношение;

- КПД 1-ой ступени.

   

;

.

 

 

 

1.4.Расчет зубчатой передачи

 

1.4.1. Определение числа зубьев шестерней

 

Как было сказано ранее, число зубьев ведущих шестерней принимается  одинаковым для всех передаточных ступеней: .

Было определено число зубьев каждого  зубчатого колеса:

;

Итоговое общее передаточное отношение редуктора:

.

 

1.4.2. Выбор материала зубчатых колёс

 

Для изготовления шестерней применяем  сталь 45, , термообработка – нормализация, твёрдость .

Определяем необходимые механические характеристики материала:

  • Приведённый модуль упругости материала ;
  • Допустимое контактное напряжение МПа;
  • Допустимое напряжение изгиба .

 

1.4.3. Методика расчёта

Опишем формулы и методы, используемые в расчётах.

Расчёт зубьев на контактную прочность

Минимальное межосевое  расстояние:

  – передаточное отношение;

 – крутящий момент на ведомом валу;

 – приведённый модуль упругости  материала,  ;

 – коэффициент концентрации  нагрузки, принимаем  ;

 – коэффициент концентрации нагрузки, принимаем ;

 – допустимое контактное  напряжение, МПа;

 – угол зацепления, .

 – коэффициент, задающий  отношение  , .

Минимальный модуль зацепления:

Расчёт зубьев на изгиб

Минимальный модуль зацепления:

,

где – коэффициент формы зуба, (выбирается для шестерни с меньшим                                        количеством зубьев, то есть, для ведущей шестерни);

 – допустимое напряжение  изгиба, .

Коэффициент принимаем равным 10.

 

 

 

 

1.4.4. Расчёт первой ступени

Передаточное отношение  .

Число зубьев на ведомом и ведущем валах: , .

Крутящий момент на ведомом валу .

Принимаем .

Расчёт зубьев на контактную прочность

Минимальное межосевое  расстояние:

.

Минимальный модуль зацепления:

.

Минимальная длина зуба:

.

Расчёт зубьев на изгиб

Минимальный модуль зацепления:

.

В соответствии с  выбираем модуль зацепления .

Расчёт элементов передачи

Шаг нормальный   .

Высота делительной головки  зуба .

Высота делительной ножки зуба .

Высота зуба .

Длина зуба .

Диаметр окружности выступов:

     ведущего колеса ;

     ведомого колеса .

Диаметр окружности впадин:

ведущего колеса ;

ведомого колеса .

Диаметр делительной окружности:

ведущего колеса ;

ведомого колеса .

Межосевое расстояние  .

1.4.5. Расчёт второй ступени

Передаточное отношение  .

Число зубьев на ведомом и ведущем валах: , .

Крутящий момент на ведомом валу .

Принимаем .

Расчёт зубьев на контактную прочность

Минимальное межосевое расстояние:

.

Минимальный модуль зацепления:

.

Минимальная длина  зуба:

.

Расчёт зубьев на изгиб

Минимальный модуль зацепления:

.

В соответствии с  выбираем модуль зацепления .

Расчёт элементов  передачи

Шаг нормальный   .

Высота делительной  головки зуба .

Высота делительной  ножки зуба .

Высота зуба .

Длина зуба .

Диаметр окружности выступов:

ведущего колеса ;

ведомого колеса .

Диаметр окружности впадин:

ведущего колеса ;

ведомого колеса .

Диаметр делительной окружности:

ведущего колеса ;

ведомого колеса .

Межосевое расстояние .

1.4.6. Расчёт третьей ступени

Передаточное отношение .

Число зубьев на ведомом и ведущем валах: , .

Крутящий момент на ведомом валу .

Принимаем .

Расчёт зубьев на контактную прочность

Минимальное межосевое  расстояние:

.

Минимальная длина  зуба:

Минимальный модуль зацепления:

.

Расчёт зубьев на изгиб

Минимальный модуль зацепления:

.

В соответствии с  выбираем модуль зацепления .

Расчёт элементов передачи

Шаг нормальный   .

Высота делительной головки  зуба   .

Высота делительной ножки зуба   .

Высота зуба   .

Длина зуба   .

Диаметр окружности выступов:

ведущего колеса   ;

ведомого колеса   .

Диаметр окружности впадин:

ведущего колеса   ;

ведомого колеса   .

Диаметр делительной окружности:

ведущего колеса   ;

ведомого колеса   .

Межосевое расстояние   .

 

1.5.Расчет валов редуктора

 

1.5.1. Предварительный расчёт диаметров валов

 

Принимаем .

Последовательно производим расчёт:

,

,

 

1.5.2. Расчёт первого вала

Исходные данные: , , . (см. Рис.1, Рис.2)

Момент на первом валу .

Момент на втором валу .

Диаметр шестерни первой ступени  .

Диаметр шестерни второй ступени  .

Определение окружных и радиальных усилий:

,

,

,

.

Определение реакций опор

Составляем уравнения равновесия заданной системы сил.

, (1)

, (2)

, (3)

. (4)

Из уравнений (3), (4) определим и , а подставив полученные значения в уравнения (1) и (2), определим и .

Рис.1. Расчётная схема  первого вала

 

Рис.2. Схема действия сил на первый вал

 

Рис.3. Расчётная схема (а, г), эпюры поперечной силы (б, д) и изгибающего момента (в, е) для второго вала.


 

 Получаем следующие результаты:

,

;

;

  .


Рис.4. Расчётная схема (а) и эпюра крутящего момента (б)

Определение изгибающих моментов

,

,

,

.

Строим эпюры поперечных и изгибающих моментов (Рис.3), эпюры крутящих моментов (Рис.4).

Уточнение диаметра вала

Очевидно, что наиболее опасным  сечением является сечение  , в котором действуют силы и . Находим поперечную силу и изгибающий момент, действующие в этом сечении.

,

.

.

Определяем минимально необходимое значение диаметра вала в опасном сечении:

.

Окончательно выбираем диаметр  вала: .

1.5.3. Расчёт второго вала

Исходные данные: , , . (см. Рис.5, Рис.6)

Момент на втором валу .

Момент на третьем валу .

Диаметр шестерни второй ступени  .

Диаметр шестерни третьей ступени  .

Определение окружных и радиальных усилий

,

,

,

.

Определение реакций опор

Составляем уравнения равновесия заданной системы сил.

, (5)

, (6)

, (7)

. (8)

Из уравнений (7), (8) определим и , а подставив полученные значения в уравнения (5) и (6), определим и .

Получаем следующие результаты:

,

;

,

.

Определение изгибающих моментов

,

,

,

.

Строим эпюры поперечных и изгибающих моментов (Рис.8), эпюры крутящих моментов (Рис.7).

 

Рис.5. Расчётная схема  второго вала

 

 

 

Рис.6. Схема действия сил на второй вал

 


Рис.7. Расчётная схема (а) и эпюра крутящего момента (б)

 


Рис.8. Расчётная схема (а, г), эпюры поперечной силы (б, д) и изгибающего момента (в, е) для второго вала.

 

Уточнение диаметра вала

Очевидно, что наиболее опасным  сечением является сечение  , в котором действуют силы и . Находим поперечную силу и изгибающий момент, действующие в этом сечении.

,

.

.

Определяем минимально необходимое  значение диаметра вала в опасном  сечении:

.

 

Окончательно выбираем диаметр  вала: .

1.5.4. Расчёт третьего вала

Исходные данные: , . (см. Рис.9, Рис.10)

Момент на третьем валу .

Момент на четвертом валу .

Диаметр шестерни третьей ступени  .

Определение окружных и радиальных усилий

,

,

Определение реакций опор

Составляем уравнения равновесия заданной системы сил.

, (9)

, (10)

, (11)

. (12)

Из уравнений (11), (12) определим и , а подставив полученные значения в уравнения (9) и (10), определим и .

Получаем следующие результаты:

,

;

,

.

Определение изгибающих моментов

,

,

Строим эпюры поперечных и изгибающих моментов (Рис.14), эпюры крутящих моментов (Рис.13).

Рис.9. Расчётная схема четвертого вала

 

Рис.10. Схема действия сил на четвертый вал

 


Рис.11. Расчётная схема (а) и эпюра крутящего момента (б)

 

 


Рис.12. Расчётная схема (а, г), эпюры поперечной силы (б, д) и изгибающего момента (в, е) для четвертого вала.

 

Уточнение диаметра вала

Очевидно, что наиболее опасным  сечением является сечение  , в котором действуют силы и . Находим поперечную силу и изгибающий момент, действующие в этом сечении.

,

.

.

Определяем минимально необходимое  значение диаметра вала в опасном  сечении:

Окончательно выбираем диаметр  вала: .

 

1.6.Выбор подшипников.

 

Первый вал:

Серия 100 - шариковые радиальные однорядные:

d=10 мм - внутренний диаметр.

D=26 мм - внешний диаметр.

B=8 мм - ширина подшипника.

С=4620 Н - выдерживаемая нагрузка.

 

Второй вал:

Серия 103 - шариковые радиальные однорядные:

d=17 мм - внутренний диаметр.

D=35 мм - внешний диаметр.

B=10 мм - ширина подшипника.

С=6050 Н - выдерживаемая нагрузка.

 

Третий вал:

Серия 105 - шариковые радиальные однорядные:

d=25 мм - внутренний диаметр.

D=47 мм - внешний диаметр.

B=12 мм - ширина подшипника.

С=11200 Н - выдерживаемая нагрузка.

 

1.7.Расчет шпоночных соединений.

Расчёт на срез производится по формуле:

. 

Расчёт на смятие производится по формуле:

. 

Здесь:

 – момент, действующий на  валу;

 – диаметр вала;

 – высота шпонки;

 – ширина шпонки;

 – длина шпонки;

 – допустимое напряжение  при срезе,  ;

 – допустимое напряжение  при смятии, .

Вал двигателя – шестерня

Шпонка 6 х 6 х 22 ГОСТ 23360-78

,

.

Первый вал – зубчатое колесо

Шпонка 4 х 4 х 18 ГОСТ 23360-78

,

.

Первый вал – шестерня

Шпонка 4 х 4 х 18 ГОСТ 23360-78

,

.

Второй вал – зубчатое колесо

Шпонка 6 х 6 х 32 ГОСТ 23360-78

,

.

Второй вал - шестерня

Шпонка 6 х 6 х 32 ГОСТ 23360-78

,

.

Третий вал – зубчатое колесо

Шпонка 8 х 7 х 70 ГОСТ 23360-78

,

.

Третий вал – фланец

Шпонка 8 х 7 х 45 ГОСТ 23360-78

Напряжения, возникающие в шпонках, не должны превышать допустимых иначе они не выдержат нагрузки.

 

1.8.Выбор смазки.

В редукторах с цилиндрическими, коническими и винтовыми колесами и червячными передачами зубья колес  при окружных скоростях выше 3 м/с  рекомендуется смазывать жидким маслом (индустриальное 12 или 30) способом окунания или разбрызгивания.

2.Заключение

 

В ходе выполнения курсовой работы был разработан механизм модульного типа – механизм подъёма груза  кранового механизма. Логически  механизм состоит из двух частей: электродвигатель, редуктор. Выбор электродвигателя осуществлён из расчёта мощности требуемой на выходном звене с учётом влияния КПД редуктора. Редуктор посредством зубчатых передаточных ступеней осуществляет передачу момента с вала двигателя на выходной выл с необходимым передаточным отношением.

Произведена проверка на прочность зубчатых колёс, валов, шпонок. Были подобраны подходящие подшипники, смазка, назначены квалитеты и технические требования.

В результате ответственного проектирования, были обеспечены следующие  критерии удачной конструкции:

  • технологичность изготовления деталей, входящих в механизм;
  • технологичность сборки;
  • обоснованный выбор точности основных элементов механизма;
  • унификация и нормализация элементов механизма;
  • необходимая прочность, оптимальная масса и габариты механизма;
  • оптимальный подбор смазки;
  • соблюдение норм технической эстетики;
  • удобство эксплуатации механизма.

 

3.Библиографический список

  1. Первицкий Ю.Д. «Расчёт и конструирование точных механизмов» Л.:Машиностроение, 1976.
  2. Анурьев В.И. «Справочник конструктора-машиностроителя» Л.: Машиностроение,2000.




 -  -





Модуль манипулятора промышленного робота 📙 Курсовая → 🆔 133072

Модуль манипулятора промышленного робота 📙 Курсовая → 🆔 133072

Модуль манипулятора промышленного робота