2020-01-14
303
Кинематическая схема захватного устройства клещевого типа с реечным передаточным механизмом (рис. 3) состоит из двух губок 1, зубчатых колес 2 и 3, жестко связанных с пальцами и поворачивающихся с помощью зубчатой рейки 4, жестко связанной с тягой 5 пневмоцилиндра.
Работает механизм следующим образом: при втягивании тяги 5, а вместе с ней и рейки 4 поворачиваются зубчатые колеса 2 и 3, это обусловливает сближение губок 1, в результате чего осуществляется схват детали. При обратном движении тяги 5 губки 1 разжимаются и деталь освобождается.
Выведем аналитическую зависимость перемещения выходного звена - губки 1 от положения тяги 5.
Выберем систему координат Оxy, за обобщенную координату примем перемещение хD=х(t) входного звена - тяги 5. Выразим через обобщенную координату перемещение и скорость С механизма.
Координаты точки С в системе координат Oху:
xC=L cos(g);
yC=AE - L sin(g), где
g - угол поворота зубчатых колес 2 и 3;
L - длина звена А1С=165 мм, принятая в пункте 1.1.
|
|
|
Но xD=g d, где d - делительный диаметр зубчатых колес 2 и 3, d=70 мм вычислен в пункте 1.5.1, следовательно
xC=L cos(xD/d);
yC= AE - L sin(xD/d).
Продифференцировав по времени эти выражение, получим линейную скорость движения т. С в проекциях на оси координат:
xC=-L xD sin(xD/d) / d;
yC= -L xD cos(xD/d) / d.
Абсолютная скорость: 
Учитывая, что скорость перемещения тяги пневмоцилиндра не более 0.5м/с, получим максимальную линейную скорость движения губки (т.С):
м/с
Максимальная угловая скорость: w = u/L = 7.139 об/с
Вычислим максимальное перемещение тяги 5, необходимое для раскрытия губок на угол gотк= 31:
xD(g) = g d /360
H= xD(gотк ) = gотк d /360 = 18.055 мм
Силовой расчет
3.1 Нахождение сил, действующих в местах контакта детали и губок
3.1.1 Расчет нагрузки
Для произведения силового расчета необходимо определить массу захватываемой заготовки (рис 4).
Объем заготовки:
V = [ (902-542) 50 + (902- 172) 10 + (352-172) 21 ] p /4 = 0.000280 м3
Материал детали: Ст20 ГОСТ 1050-74, плотность r=7.8 103 кг/м3
Масса заготовки:
m = rV = 2.186 кг
Расчетная нагрузка Q от веса детали G= mg = 21.418 н вычисляется по формуле:
Q=G Kд Кз, где
Kд - коэффициент динамичности, учитывающий влияние сил инерции при манипулировании, принимаем Kд=1.4;
Кз - коэффициент запаса, обеспечивающий надежность удержания детали при захвате и манипулировании, принимаем Кз=1.5.
Q=21.418 1.4 1.5 = 44.978 (н)
3.1.2 Деталь поддерживается губкой, cилы трения мало влияют на механизм удержания детали (рис. 5).
Нормальные усилия:
N1= Q sin(a2)/sin(a1+a2) = 44.978 н 0.3583 /0.9945 = 16.205 н
N2= Q sin(a1)/sin(a1+a2) = 44.978 н 0.8910 /0.9945 = 40.297 н
|
|
|
3.1.3 Деталь удерживается благодаря запирающему действию губок при ограниченном влиянии сил трения (рис. 6)
Нормальные усилия: N1=N2= Q / 2cos(90 - a1) = 44.978 н/ 2 0.8910 = 25.24 н
Силы трения: FT1=FT2=m N1=0.15 117.97 н= 3.786 н, где m=0.15-коэффициент трения
3.1.4 Деталь удерживается силами трения (рис. 7)
Нормальные усилия:
N1=N4=Q sin(a1)/ 2 m (1+sin(a2))=44.978 0.8910 / 2 0.15 1.3583 = 98.347 (н)
N2=N3=Q sin(a2)/ 2 m (1+sin(a1))=44.978 0.3583 / 2 0.15 1.8910 = 28.407 (н)
3.2 Определение крутящего момента на зубчатом секторе губки
От действия нормальных сил N и сил трения F возникает удерживающий момент относительно оси вращения поворотной части губки (точка A на рис. 8). Из рассмотренных в пунктах 2.1.2 - 2.1.4 схем удержания детали самой напряженной является третья, поэтому дальнейший расчет будем производить для нормальных усилий найденных в пункте 2.1.4.
M = N1а1 [cos(a1) - m sin(a1)] + N2a2 [cos(a2) + m sin(a2)], где
ai - расстояние от точки подвеса А до i-той точки контакта губки с деталью
М = 13.986 н м
3.3 Определение усилия привода захватного устройства
P = 2M / m z1h, где
m - модуль зацепления зубчатого сектора; z1=24 - число зубьев секторного зубчатого колеса; h - к.п.д. механизма
P= 2 13.986 н м / 3 10-3 м 24 0.95 = 550 н
Прочностной расчет
4.1 Проверка отсутствия повреждения поверхности детали при
захватывании
В ряде случаев, особенно при удерживании детали, благодаря силам трениям усилия, действующие в местах контакта детали и губок, бывают значительными. Это может привести к повреждению поверхности деталей, что недопустимо при их чистовой обработке.
Вычислим расчетные контактные напряжения:
;
, где
h - ширина губки;
Епр- приведенный модуль упругости, определяемый по формуле:
=2.049 н/см2, где
Езаг=2 105 МПа - модуль упругости материала заготовки;
ЕГ =2.1 105 МПа - модуль упругости материала губки.
;
.
Допускаемые контактные напряжения при статическом характере напряжения:
= 13.889 МПа, где
sТ = 25 МПа - предел текучести материала детали;
S = 1.8 - коэффициент безопасности.
Расчетные контактные напряжения меньше допускаемых на 25%, следовательно повреждения поверхности детали при захвате не будет.
Прочностной расчет реечной передачи.
Исходные данные: число зубьев колеса z1=24; профиль зуба немодифицированный; нагрузка М=13.986 н м; материал рейки - Ст 35, губки - Ст 45; допускаемое напряжение изгиба [s]И=100 МПа.
Оценим изгибную прочность зубьев:
sИ = 
< [s]И , где
YF = 3.85 - коэффициент прочности зуба по местным напряжениям;
K = 2.1 - коэффициент, учитывающий дополнительные динамические нагрузки;
ym = 8 -коэффициент ширины зубчатого колеса по модулю.
sИ = 
= 43.625 МПа < 100 МПа
Анализируя полученный результат, делаем заключение, что прочность реечной зубчатой передачи обеспечена.
4.3 Расчет диаметра резьбы тяги
Рассчитаем диаметр D1 резьбы тяги из условия прочности на растяжение. Материал тяги - Ст15 Нормализация, допустимое напряжение на растяжение: [s]р=85 МПа
sр= 4P/pD12 < [s]р
D1> 
D1> 
D1> 0.00287 м
Выбираем диаметр резьбы тяги D1=16 мм
4.4 Расчет диаметра оси
Расчитаем диаметр D2 оси из условия прочности на изгиб:
, где
Мизг- изгибающий момент в опасном сечении оси; [sи] - допустимое напряжение на изгиб.
Длинна оси - 70 мм. Oсь с двух сторон крепится с помощью кронштейна и на нее по центру действует сила:
Fx=N1sina1 - N2sina2 + PГ ;
Fу= N1cosa1 - N2cosa2, где
N1, N2 - силы, действующие в местах контакта детали и губок (вычислены в пункте 2.1.4); PГ = 33.32 н - вес губки.
Fx = 98.347 н 0.8910 - 28.407 н 0.3583 + 33.32 н =110.769 н
Fy = 98.347 н 0.4539 + 28.407 н 0.9336 =71.169 н
F= 
=131.661 н
Опорные реакции (рис. 9): RA= RB = F/2 =131.661 н / 2 = 65.83 н
Строим эпюры усилий и изгибающих моментов (рис. 9). Разбиваем ось-балку на два участка, на которых ее поочередно рассекаем. Отбрасываем левую часть, а действие последней на правую заменяем изгибающим моментом в сечении:
|
|
|
Mx1=R A x1 , при x1=0 Mx1=0, при x1=0.035 Mx1 =2.304 н м;
Mx2=R A x2 - F x2, при x2=0.035 Mx2=-2.304 н м, при x2=0.07 Mx2 =0.
Очевидно, что опасное сечение - сечение, в котором действует сила F. В этом сечении Mизг= 1.938 н м. Материал оси - Ст35 Нормализация, допустимое напряжение на изгиб: [sи]=88 МПа, если концентратор напряжения - насаженное на ось кольцо подшипника.
По технологическим соображениям выбираем D2=15 мм.
4.5 Подбор и проверка долговечности подшипников
Исходя из диаметра оси будем ориентироваться на подшипник 160502 ГОСТ 8882-75 - шариковый однорядный подшипник с уплотнением, легкой широкой серии с диаметром 15 мм. Динамическая грузоподъемность С=5213.6 н, статическая грузоподъемность С0=3028.2 н.
Определим эквивалентную нагрузку. Для шариковых однорядных подшиников:
PЭ=(XVRg+YAg)KdKT при Ag/VRg > e
PЭ=RgVKdKT при Ag/VRg < e, где
Rg, Ag - радиальная и осевая нагрузки на g-ю опору;
V - коэффициент вращения;
X,Y - коэффициенты для радиальных однорядных подшипников;
KT - температурный коэффициент;
Kd - коэффициент нагрузки.
Осевая нагрузка отсутствует, следовательно Ag/VRg=0 < e и коэффициенты X=1, Y=0. По диаметру оси принимаем KT =1, Kd=1.26, V=1.
PЭ= FVKdKT = 131.661 н 1.26 = 165.893 н
Расчетная долговечность (в миллионах оборотов):
L=(C / PЭ )3 = (5213.6 н / 165.893 н)3 = 31041 млн. об.
Максимальная угловая скорость w=7.139 об/с, полагая, что в процессе работы скорость всегда будет максимальной, найдем расчетную долговечность (в часах):
Lh=L 106 / 60 w = 31041 106 / 3600 7.139 = 120780 ч
Такая долговечность больше минимально допустимой, следовательно принимаем подшипник 160502 ГОСТ 8882-75.
4.6 Расчет пружины
Произведем расчет цилиндрической винтовой пружины сжатия для удержания детали в захватном устройстве без учета действия пневмоцилиндра.
|
|
|
| Параметр | Обозначения и расчетные формулы | Численное значение |
| Сила пружины при предварительной деформации, кгс | P1 | 49 |
| Сила пружины при рабочей деформации (соответствует наибольшему принудительному перемещению подвижного звена в механизме), кгс | P2 | 55 |
| Рабочий ход, мм | h | 18.055 |
| Выносливость - число циклов до разрушения | N | 105 Пружину относим к II классу |
| Относительный инерциальный зазор пружины | d | 0.05-0.025 |
| Сила пружины при максимальной деформации, кгс | P3=P2/1-d | 85.0 |
| Наружный диаметр пружины, мм | D | 38 |
| Диаметр проволоки, мм | d | 4 |
| Жесткость одного витка, кгс/мм | z1 | 17.390 |
| Максимальная деформация одного витка, мм | f3 | 4.888 |
| Максимальное касательное напряжение при кручении (с учетом кривизны витка), кгс/мм2 | t3 | 96 |
| Жесткость пружины, кгс/мм | z=P2-P1 / h | 1.391 |
| Число рабочих витков | n=z1 / z | 12.5 |
| Полное число витков | n1=n +1.5 | 14 |
| Средний диаметр пружины, мм | Do=D-d | 34 |
| Индекс пружины | c=Do / d | 8.5 |
| Предварительная деформация, мм | F1=P1 / z | 35.226 |
| Рабочая деформация, мм | F2=P2 / z | 39.540 |
| Максимальная деформация (при соприкосновении витков сжатия), мм | F3=P3 / z | 61.107 |
| Высота пружины при максимальной деформации, мм | H3=(n1 +1)d | 60 |
| Высота пружины в свободном состоянии, мм | Ho=H3 + F3 | 121.107 |
| Высота пружины при предварительной деформации, мм | H1=Ho - F1 | 85.881 |
| Высота пружины при рабочей деформации, мм | H2=Ho-F2 | 81.567 |
| Шаг пружины, мм | t=f3+d | 8.888 |
| Длина развернутой пружины, мм | L=3.2 Do n1 | 1523.2 |
| Масса пружины, кг | Q=19.25 10-6 Do d2 n1 | 0.1466 |
| Объем, занимаемый пружиной, мм3 | W=0.758 D2 H1 | 93657.53 |
Точностной расчет
Произведем точностной расчет размерной цепи узла, состоящего из деталей последовательно насаженных на ось, вероятностным методом.
Составляем увязочный эскиз (рис. 10) размерной цепи.
Присваиваем цепи буквенный индекс - А.
Выявляем замыкающее звено и тип каждого из составляющих звеньев. Звеньям присваиваем подстрочные индексы. Принимаем в качестве замыкающего звена AD - символический зазор между кронштейном и упорной шайбой. Звенья А1... А5, А7 - уменьшающие, А6 - увеличивающее. Сформируем таблицу и заполним на данном этапе 1 - 4 колонки.
Строим схему рассчитываемой цепи (рис. 11).
| Обозначение Аj мкм | Номинальный размер Аj мкм | Интервал, в который попадает номинальный размер Dmin...Dmax мкм | Ед. допуска ij мкм | ЕSj (esj) мкм | Еij (eij) мкм | Координата середи-ны поля допуска Есj мкм | Поле допус-ка Tj мкм | Коэф. относ. асимметрии aj | Отн. сред-неквадрат. откл-е. li |
| 1 | 2 | 3 | 4 | 5 | 6 | 7 | 8 | 9 | 10 |
| -А1 | 2 | 1...3 | 0.6 | 0 | -14 | -7 | 14 | 0.1 | 0.41 |
| -А2 | 14 | 10...18 | 1.1 | 0 | -27 | -13 | 27 | 0 | 0.33 |
| -А3 | 14 | 10...18 | 1.1 | 0 | -27 | -13 | 27 | 0 | 0.33 |
| -А4 | 2 | 1...3 | 0.6 | 0 | -14 | -7 | 14 | 0.1 | 0.41 |
| -А5 | 20 | 18...30 | 1.3 | 0 | -33 | -16 | 33 | 0.25 | 0.33 |
| А6 | 72 | 50...80 | 1.9 | 46 | 0 | 23 | 46 | -0.2 | 0.58 |
| -А7 | 20 | 18...30 | 1.3 | 0 | -33 | -16 | 33 | 0.25 | 0.33 |
| -АD | 0 | 7 | -96 | -44 | 103 |
Определяем номинальный размер замыкающего звена при xi = 1:
Ориентировочно (из конструкторско-технологических соображений) назначим допуск на замыкающее звено TD*1= 100 мкм.
Пологая распределение отклонений размеров А2, А3 по нормальному закону (Гаусса), А1, А4 - по неизвестному закону и остальные - по закону равнобедренного треугольника (Симпсона), заполняем колонку 10.
Принимаем коэффициент риска p= 0.27% и tD=3, тогда среднее число единиц допуска замыкающего звена, приходящееся на одно составляющее звено (исключая стандартные детали):
По числу единиц допуска определяем квалитет. Найденное значение 
соответствует 8-му квалитету точности.
Принимаем на составляющее звено А6 допуск основного отверстия Н8, а на остальные - вала h8. Заполняем 5, 6, 8 колонки таблицы.
Вычисляем для каждого j-го звена координату середины поля допуска:
Ecj = (ESj + EIj) / 2 или Еcj = (esj + eij) / 2
Заполняем 7-ю колонку таблицы.
Определяем поле допуска замыкающего звена при xi = 1:
Заносим результат в колонку 9 таблицы.
13) Определяем середину поля допуска замыкающего звена при xi=1: 
Результат заносим в колонку 7 таблицы.
Находим предельные отклонения замыкающего звена:
ESD= ЕcD + 0.5TD
ESD= -44 + 0.5 103 =7 мкм
EID= ЕcD - 0.5TD
EID= -44 -0.5 103=-96 мкм
Полученные результаты заносим в таблицу в колонки 5 и 6, поскольку номинальный размер замыкающего звена равен нулю, то полученные значения являются его предельными значениями.
15) Определяем теоретические предельные отклонения замыкающего звена, которые могут быть получены при самых неблагоприятных сочетаниях допусков составляющих звеньев.
ESDT = 
ЕSj - eij
ESDT = 46+14+27+27+14+33+33 = 194 мкм
EIDT = 
eij - ESj
EIDT = -14-27-27-14-33-33-46 = -194 мкм
Анализ показывает, что в случае принятых исходных данных (квалитете, отклонениях и т.д.) вероятностный натяг в размерной цепи не будет превышать 0.1 мм. При необходимости его можно скомпенсировать прокладками под крышками подшипников, а наличие вероятностного осевого зазора порядка 0.007 мм компенсируется температурными деформациями оси. Таким образом, принятые в данной размерной цепи допуски составляющих звеньев обеспечат нормальную работу механизма. Маловероятные значения, полученные в пункте 15), в случае их появления компенсируются традиционными методами (дистанционные кольца, прокладки и т.д.).
Выбор пневмоцилиндра
Произведем выбор пневмоцилиндра, руководствуясь следующими критериями:
пневмоцилиндр должен развивать усилие не менее 550 н;
ход поршня не менее 18.055 мм.
При давлении 0.63 МПа и теоретическом тянущем усилии 720 н действительное усилие - 570 н. Следовательно выбираем следующий пневмоцилиндр:
Пневмоцилиндр 1011-40х50 ГОСТ 15608-70
1 - цилиндр без торможения
0 - на удлиненных стяжках
1 - с наружной резьбой на конце штока
1 - с метрической присоединительной резьбой
Диаметр цилиндра D=40 мм; диаметр штока dШ=12 мм; длина хода L=50 мм
Вывод
В данном курсовом проекте разработано центрирующее захватное устройство клещевого типа с реечным передаточным механизмом для детали типа тело вращения - полумуфты маслонасоса.
Его параметры:
- диаметр максимального схвата - 140 мм;
- диаметр минимального схвата - 80 мм;
- ход поршня не более 50 мм;
- габаритные размеры не превышают 400х400х600 мм.
Двигательное усилие создается под действием сжатого воздуха.
Список используемой литературы
Анурьев В.И. Справочник конструктора - машиностроителя: В 3-х т.-6-е изд., перераб и доп.-М.: Машиностроение, 1982.
Горецкий Е.В. Проектирование широкодиапазонных центрирующих захватных устройств промышленных роботов с реечным передаточным механизмом (для деталей типа тел вращения): Методические указания к курсовому и дипломному проектированию.- Тольятти, 1986.- 23 с.
Горшков Б.М., Лукин В.И. Расчет и конструирование центрирующих элементов захватных устройств клещевого типа: Методические указания к курсовому проекту по прикладной механике для студентов спец. 21.02.- Тольятти, 1995.-14 с.
Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для машиностроит. Спец. Вузов.- 4-е изд., перераб. и доп.- М.: Высш. шк., 1985. - 416 с.: ил.
Зубчатые передачи: Справочник / Е.Г.Гинзбург, Н.Ф.Голованов, Н.Б.Фирун, Н.Т.Халебский; под общей редакцией Е.Г.Гинзбурга.-2-е изд., перераб. и доп.- Л.: Машиностроение. Ленингр.отд-ние, 1980.-416 с.: ил.
Механика промышленных роботов: Учеб. пособие для втузов: В 3 кн./ Под ред. К.В.Фролова, Е.И.Воробьева. Кн.2: Расчет и проектирование механизмов / Е.И.Воробьев, О.Д.Егоров, С.А.Попов.-М:Высш. шк., 1988.-367 с.: ил.
Промышленные роботы в машиностроении: Альбом схем и чертежей: Учеб. Пособие для технических вузов / Ю.М.Соломенцев, К.П.Жуков, Ю.А.Павлов и др.; Под общей редакцией Ю.М.Соло-менцева.- М.: Машиностроение, 1986.-140 с.: ил.
Равва Ж.С. Расчет и конструирование приводов датчиков обратной связи систем управления: Учебное пособие.- Куйбышев: КуАИ, 1987.-70 с.
