МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ УКРАИНЫ
Национальный аэрокосмический университет
им. Н.Е. Жуковского “ХАИ”
Кафедра 202
ХАИ. 202.239.01В.715.09.01
Пояснительная записка по курсовому проекту
Механизм поворота руки промышленного робота
(модуль М4)
по дисциплине: “Конструирование машин и механизмов”
Выполнила: студентгр.239
Збаравская Т.В.
Проверил: доценткаф. 202
Василенко В.М.
2005
Содержание
Введение
1. Выбор двигателя
2. Расчет исполнительных механизмов
2.1 Расчет зубчатой ременной передачи
2.2 Расчет волновой передачи
3. Конструирование механизма
4. Расчёт на прочность валов
5. Расчёт подшипников
6. Расчет болтов крепления двигателя ккорпусу
7. Проверочный расчет шпонки
8. Смазывание подшипников и передач
Вывод
Список использованной литературыВведение
Манипуляционный робот содержит две органически связанные частиустройство управления и манипулятор. Устройство управления включает в себя чувствительныеустройства, элементы обработки и хранения информации, устройство управления приводами.Манипулятор с точки зрения механики и теории механизмов — сложный пространственныйуправляемый механизм с несколькими степенями свободы, содержащий жесткие и упругиезвенья, передачи и приводы.
Движения манипулятора осуществляется от приводов, которые могутрасполагаться на подвижных звеньях или на подвижном основании. Число приводных двигателейобычно равно числу степеней свободы манипулятора, хотя во время выполнения технологическихопераций на систему могут накладываться дополнительные связи. Передача движенияот двигателя к звеньям механизма выполняется с помощью передаточных механизмов различноговида. Система таких механизмов при расположении приводов на основании может бытьдостаточно сложной.
Технологические возможности и конструкцию промышленных роботовопределяют следующие основные параметры: грузоподъемность, число степеней подвижности,форма и размеры рабочей зоны, погрешность позиционирования и тип системы управления.
В машиностроении используют принципы агрегатно-модульного построенияпромышленных роботов.
Агрегатный модуль — это функционально и конструктивно независимаяединица, которую можно использовать индивидуально и в соединении с другими модулямис целью создать промышленные роботы с заданными компоновочными схемами, характеристикамии типом устройства управления.
Рассмотрим промышленный робот для обслуживания станков с числовымпрограммным управлением ЧПУ М20П 40.01 с агрегатно-модульным принципом построения.Он предназначен для автоматизации операции «установка-снятие» заготовоки деталей, смены инструмента и других вспомогательных операций при обслуживаниистанков с ЧПУ.
Промышленный робот включает в себя следующие механизмы различногоисполнения: поворота (М1); подъема и опускания (М2); выдвижения руки (М3); поворотакисти руки (М4).
ЧПУ позиционного типа обеспечивает управление перемещением рукив цилиндрической системе координат, цикловое управление движениями кисти и зажимом-разжимомсхвата, подачу команд пуска циклов работы станков и другого технического оборудования,а также прем ответных команд после выполнения этих циклов.
Механизм поворота руки робота (модуль М4) содержит электродвигательпостоянного тока, зубчато-ременную и волновую передачи.
Задание на курсовой проект включает в себя упрощенную кинематическуюсхему механизма робота. Кинематическая схема фактически снимает необходимость обоснованиявыбора типа механической передачи. Однако для того чтобы решить, какой передаточныймеханизм предпочтительнее, необходимо учесть условия работы, допускаемые габариты,расходы на технологичность конструкции, стоимость механизма и ряд других факторов.
1. Выбор двигателя
Для того чтобы выбрать двигатель, необходимо определить его потребленнуюмощность по параметрам выходного элемента механизма, используем формулу:
/>
Где F — усилие сопротивления перемещению, Н; V — скорость перемещения, м/с; hобщ — КПД всего механизма, равный произведению КПД передач, входящих в механизм hобщ=h1h2…hп.
Среднее значение КПД передач и других элементов механизма выбираюиз таблицы3.1 (Учебное пособие “Проектирование механизмов роботов” В.И. Назин).
/>=0.96 — КПД зубчато-ременнойпередачи;
/>=0.8 — КПД волновой передачи;
/>=0.99 — КПД подшипников качения;
/>=0.98 — КПД подшипников скольжения;
/>
/>
По рассчитанной мощности выбираю двигатель. Мощность выбранногодвигателя должна быть больше рассчитанной мощности, т.е. следует выбирать из каталогадвигатель ближайший большей мощности.
Из конструкторских соображений я выбрала двигатель типа ДК1-3.5Это маломощный электродвигатель постоянного тока с обычным пазовым якорем, коллектороми постоянным магнитами. Он относительно тихоходный, укомплектованный встроеннымдатчиком перемещениям и электромагнитным тормозом.
Двигатель ДК1-3,5Параметры Размерности Номинальная мощность, кВт 0,36 Номинальный момент, Нм 3,5
Номинальная частота вращения, мин-1 1000 Номинальное напряжения, В 65 Номинальный ток, А 7,5 Кратность пускового момента 5
Момент инерции, 10-2 кгм2 2,45 Масса, кг 28,1
2. Расчет исполнительных механизмов2.1 Расчет зубчатой ременной передачи
Перспективным видом гибкой связи является зубчатые ремни. Ониимеют высокую тяговую способность и сравнительно большой КПД. Передачи этого типаработают без смазки, устойчивы к действию абразивных и агрессивных сред, позволяетсинхронизировать движения входного и выходного звеньев, просты в эксплуатации.
В отличие от плоских, клиновых и поликлиновых передач в зубчатыхременных передачах движение передается посредством сил трения, а также зацеплениемремня и шкивов, т.е. устанавливается достаточно жесткая кинематическая связь междуведущими и ведомыми звеньями механизмов.
/>
Простейшая передача с зубчатым ремнем состоит из ведущего 1,ведомого 2 шкивов и охватывающего их зубчатого ремня 3.
Вычисляем общее передаточного отношения механизма робота по формуле:
/>
Так как в механизме две ступени, то мы принимаем UЗР=2,а UВП=114.
Определяем момент, мощность и частоту вращения на ведомом шкивезубчато-ременной передачи: момент: Т2=Т1Ä UЗРÄhlуч=1.7Ä2Ä0.99Ä0.96=3.231НÄм, частота вращения:
/>
Мощность Р2=Р1Ählуч=360Ä0.99Ä0.96=342,144 Вт. По величине крутящего момента наведущем шкиве из справочника выбираем модуль зубчатого ремня m=3мм.
Определим число зубьев малого шкива из справочника по модулюзубчатого ремня. Если m=3, то Z1=14.
Зная передаточное отношения зубчатого ремня, определим числозубьев ведомого шкива. Z2 = Z1Ä. UЗР =14Ä2=28.
Диаметры ведомого и ведущего шкива:
d1 = mÄZ1=3Ä14=42 мм.
d2 = mÄZ2=3Ä28=84 мм.
Вычисляем окружную скорость ремня Vокр используя зависимость:
/>
Действительная частота вращения ведомого шкива:
/>
Уточненное передаточное отношение:
/>
Межосевое расстояние вычисляем как а=1,5 (d1+d2)=1,5 (42+84) =252 мм. Определяем длину ремня из формулы:
/>
Число зубьев ремня (расчетное)
/>
Количество зубьев ремня округляем до стандартного />. Когдавыбрали число зубьев, уточним длину ремня:
/> мм
Сила, передаваемая зубчатым ремнем:
/>Н
Коэффициент КF принят равным единице для спокойной пусковой нагрузки.
Расчетную допускаемую удельную силу на ремне определяем по зависимости:FY= [F] 0ÄCUÄCzÄCp
Где />
CU =1
Cz=1
Cp=0.9
FY=9Ä1Ä1Ä0.9=8,1 H/мм.
Число зубьев ремня, находящихся в зацеплении с ведущим и ведомымшкивами, вычислим:
/>/>
/>
/>
/>
Принимаем Z1з=7
/>
Принимаем Z2з=15
Определим необходимую ширину ремня:
/>мм
Где q=4Ä10-4кг/ (мÄмм) — погонная масса
Сш=1.05 — Коэффициент, учитывающий неполноту витковканата у боковых поверхностей ремня.
Принимаем ширину ремня в соответствии со стандартным рядом В=32мм.
Рассчитаем удельное давление на рабочих поверхностях зубьев ремняи сравним с допускаемым:
/>
где /> - коэффициент концентрации нагрузкина зубьях, по их высоте и длине; h — высота зуба; [P] =0,75МПа — допускаемое давление на зубья ремня, зависящее отчастоты вращения ведущего вала.
Условие удельного давления Р
Величину начального натяжения ремня F0вычислили поэмпирической зависимости:
/>Н
Силу, действующую на вал передачи, определяем:
Fr=1.1ÄFT=1.1Ä80,95=89,045H.
Для динамического анализа зубчатой ременной передачи рассчитываемкритическую линейную скорость ремня в такой последовательности:
а) Из справочника для ремня с модулем m=3находим собственную частоту /> с-1
б) Определим натяжение ведущей и ведомой ветвей ремня:
Fвщ = F0+0.5ÄFT = 43,173+0.5Ä80,95 =83,65 Н
Fвд = F0-0.5ÄFT = 43,173-0.5Ä80,95 = 2,7 Н
в) Определим деформацию одного шага ведущей и ведомой ветви ремня:
/>
a' =14Ä10-4 мм2/Н- выбирается из справочника.
xс1= aÄFвщ =4,375Ä10-5Ä83,65= 0.00366 мм;
xс2= aÄFвд =4,375Ä10-5Ä2,7=0.000517 мм.
г) находим критическую скорость зубчатого ремня:
при КВ=0.5Ä(ZP-Z1З-Z2з) =0.5 (75-7-15) =26;
получаем для ведущей ветви ремня:
/>
для ведомой ветви ремня:
/>
Следовательно, передача работает в дорезонансной зоне, т.к. Vокр
Основные параметры зубчатого ремня и шкивов. Параметры Обозначения Расчетные формулы и результаты расчета 1 2 3 Модуль зацепления, мм m 3 Число зубьев ремня
ZP 75 Шаг ремня, мм
РР 9,42 Ширина зуба ремня, мм S 3 Высота зуба ремня, мм h 2 Толщина каркаса ремня, мм H 4 Расстояние от впадины зуба до нейтрального слоя ремня, мм d 0.6 Угол профиля зуба, град g 40 Ширина ленты, мм В 32 Ширина зуба шкива, мм
Sш 3,2 Высота зуба шкива, мм
hш 3,0 Межосевое расстояния, мм а 252 Делительный диаметр ведущего шкива, мм
d1 42 Делительный диаметр ведомого шкива, мм
d2 84 Диаметр вершина зубьев ведущего шкива, мм
da1 40.81 Диаметр вершина зубьев ведомого шкива, мм
da2 82,82 Диаметр впадины зубьев ведущего шкива, мм
df1 35.41 Диаметр впадины зубьев ведомого шкива, мм
df2 77,42 Радиус закругления головки зубьев, мм
r3 1.05 Радиус закругления впадины зубьев, мм
r4 1.2 Длина зуба, мм
В3 35
2.2 Расчет волновой передачи
При конструировании модуля поворота руки робота необходимо выдержатьряд требований:
1. Большое передаточное отношение при сравнительно небольшом количестве деталей.
2. Высокая нагрузочная способность зацепления.
3. Сравнительно высокий КПД (/>=0,92).
4. Высокая кинематическая точность и плавность хода.
Эти требования привели к необходимости использования волновойпередачи как основного механизма обеспечения требуемых показателей.
Исходные данные:
/> - крутящий момент на тихоходном валу;
/> - число оборотов вала генератора;
/>-передаточное отношение редуктора;
/>-время работы редуктора;
возможная перегрузка по Мт в 2.5 раза.
Расчет волновой зубчатой передачи выполняется в 2 этапа: первый- проектировочный, второй — проверочный.
Проектировочный расчет заключается в предварительном определенииразмеров гибкого колеса: диаметра, длины, ширины, толщины стенок, ширины зубчатоговенца.
При проектировочном расчете удобно исходить из критерия износостойкостибоковых поверхностей зубьев в связи с тем, что удельное давление на зубья зависитот основных конструктивных параметров гибкого колеса.
Проверочный расчет сводится к проверке удовлетворения волновойпередачи критериям работоспособности.
На первом месте по значению стоит критерий прочности. По этомукритерию должны проверяться все волновые передачи. Остальные критерии должны учитыватьсяв зависимости от условий работы ВЗП.
Проектировочный расчет
Кинематическая схема передачи соответствует схеме, показаннойна рис.1
/>
Рис.1
Принимаем />; />. Число зубьев гибкого колеса/>.Число зубьев жесткого колеса />. Назначаем тип генератора — кулачковыйс одним рядом шариков. Для гибкого колеса выбираем сталь 20Х2Н4А с HRC 28…32, дляжесткого — сталь 40Х с HRC 28…32. Назначаем конструктивные относительные параметрыгибкого колеса: /> - относительная толщина стенки подзубчатым венцом; /> - относительная толщина гладкой оболочки;/> -относительная ширина зубчатого венца; />-относительная длина гибкого колеса./> Определяемдопускаемое удельное давление на поверхности зубьев:
/>
где /> - коэффициент, учитывающий влияниепередаточного отношения;
/> при i>=100т.к. в данном случае.
/> - коэффициент, учитывающий тип генератораволн, для кулачкового генератора он равен единице;
/> - допускаемое базовое удельное давление.
Определяем диаметр делительной окружности гибкого колеса:
/>
где /> - коэффициент, учитывающий неравномерностьраспределения нагрузки по зубьям; /> - коэффициент многопарности зацепления.
Определяем приближенное значение модуля зацепления:
/>;
принимаем ближайшее стандартное значение />.
Определяем диаметры делительных окружностей гибкого и жесткогоколес:
/>
/>.
Принимаем в соответствии с рекомендациями />.
Определяем коэффициент смещения гибкого и жесткого колес:
/>;
/>.
Определяем максимально возможную высоту захода зубьев:
/>
Определяем диаметры окружностей впадин и вершин гибкого колеса:
/>;
/>.
Окончательное значение диаметра окружности вершин принимаетсяпосле проверок:
· Высота зуба не должна быть больше, чем у производящего исходного контура:/> подставляем2,622
· Высота зуба не должна быть больше толщины оболочки гибкого колесапод зубчатым венцом />: /> подставляем значения и получим1,311
Определяем диаметры окружностей вершин и впадин жесткого колеса:
/>мм.
/>,
где /> - диаметр окружности выступов.
Определяем наличие радиального зазора между вершинами зуба гибкогоколеса и впадиной жесткого колеса по большой оси генератора:
/>
подставляем значения и получаем 16,621>0.075 — условие выполняется.
Определяем основные окружности гибкого и жесткого колес:
/>;
/>.
Определяем толщины зубьев гибкого и жесткого колес по делительнымокружностям:
/>мм.
/>. мм.
Определяем размеры по роликам:
/>,
/>,
где D — диаметр мерительного ролика,берется в пределах (1,7.2) *m из набора для измерения резьбы: 0.572, 0.796, 1.008,1.157, 1.302 и т.д. или по ГОСТ 2475-62; /> - угол давления в точке касания роликас профилем зуба, находиться по таблице инволют.
Определяем конструктивные размеры гибкого и жесткого колес:
a) Гибкое колесо:
/> - толщина стенки;
/> - толщина гибкой оболочки;
/> - ширина зубчатого венца гибкого колеса;
/> - длина гибкого колеса;
b) Жесткое колесо:
/> - ширина зубчатого венца жесткогоколеса;
/> - толщина обода жесткого колеса;
/>-средний радиус жесткого колеса.
Проверочный расчет
Проверка по критерию прочности
Определяем амплитудные нормальные (изгибные) напряжения в гибкомколесе ненагруженной ВЗП:
/>,
где /> - коэффициент, величина которого зависитот формы деформирования;
/>;
/> - коэффициент влияния зубьев; Е — модуль упругости.
Определим амплитудные нормальные напряжения в гибком колесе придействии крутящего момента:
/>,
где /> - коэффициент, учитывающий влияниеконструкции генератора волн на интенсивность увеличения напряжений в гибком колесе.
Определяем средние напряжения:
/>.
Определяем максимальные касательные напряжения в гибком колесененагруженной волновой передачи:
/>.
Определяем максимальные касательные напряжения в гибком колесенагруженной волновой передачи:
/>/>,
где /> - коэффициент, учитывающий влияниекрутящего момента и конструктивных параметров гибкого колеса на уровень касательныхнапряжений в нем.
Определяем амплитудные и средние касательные напряжения:
/>;
/>.
Определяем эффективные коэффициенты концентрации напряжений:
/>;
/>,
где /> - коэффициент, учитывающий влияниерадиуса сопряжения контура зуба с линией его впадины.
Определяем запас прочности гибкого колеса:
/>;
/>;
/>.
Условие n>1.3 выполняется.
Проверка по критерию «ресурс подшипника генератора волн».
Определяем основные геометрические и конструктивные параметрыкулачкового генератора волн:
· /> - наружный диаметр круглого подшипникас гибкими кольцами;
· /> - толщина наружного кольца;
· /> - толщина внутреннего кольца;
· /> - диаметр шариков;
· /> - ширина колец генератора;
· /> - глубина дорожки качения наружногокольца;
· /> - глубина дорожки качения внутреннегокольца;
· /> - число шариков;
· /> - радиус желоба дорожки качения.
Определяем максимальную деформацию по генератору:
/>.
Определяем располагаемую динамическую грузоподъемность шарикоподшипникагенератора:
/>.
Определяем потребную динамическую грузоподъемность:
/>
Проверка по критерию жесткость звеньев.
Определяем предельный крутящий момент, передаваемый волновымзубчатым редуктором:
/>,
где /> - коэффициент податливости гибкогоколеса; G — модуль упругости при сдвиге; /> - коэффициент податливости жесткогоколеса; /> - податливость генератора.
Принимаем радиальное биение вала />.
Определяем максимальный крутящий момент:
/>,
где /> - коэффициент перегрузки.
Проверка по критерию «теплостойкость».
Определяем количество тепла, образующегося в результате потерьмощности:
/>.
Определяем количество тепла, отводимого в окружающую среду отпередачи:
/>,
где /> - коэффициент передачи с площади F1;F1 определяется после эскизного проектирования.
Так как А1>А, то условие выполняется.
3. Конструирование механизма
Механизм в данном проект можно оставлять стандартным (протоколомМ4), но учитывая особенности расчётов. Конструкция механизма поворота руки роботапоказана на формате А1 в приложении к курсовой работе.
Конструкция выполняется по расчетам, но выбирается по конструктивнымсоображениям и стандартами с явным запасом прочности. Это облегчает задачу проектированиямеханизма, но этот проект даёт только навыки к проектированию. На самом деле приболее серьезной проектировке надо рассчитывать каждый элемент механизма и, по возможности,выбирать таковой согласно стандартом.
4. Расчёт на прочность валов
Расчёту подлежат те валы, которые в данном механизме воспринимаютнагрузки. Определим потребный диаметр вала на ведущем шкиве учитывая прочностныехарактеристики. Это является проектировочным расчётом.
/>
где Т — крутящий момент на валу, [tкр] — допускаемое напряжения при кручении.
/>
Так как расчётная величина является очень малой конструктивнодля удобства и возможности шпоночного соединения выбираем вал с d = 18 мм., при этом выигрывая большой запас прочности и такой же диаметр имеет вал электрического двигателя,а это упрощает задачу конструирования. Определим потребный диаметр вала на ведомомшкиве учитывая прочностные характеристики. Это является проектировочным расчетом.
/>
Принимаем диаметр вала d=15 мм, это намдаст большой запас прочности и облегчит задачу проектирования.
/>
Принимаем диаметр вала d=45 мм, это намдаст большой запас прочности и облегчит задачу проектирования.
Проверочный расчет
/>
Материал вала — сталь 45, нормализация, σв=590Нмм2.
предел выносливости при симметричном цикле изгиба:
/>Н/мм2
предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений:
/>Н/мм2.
Сечение А-А.
Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.
Принимаем κτ=1.58, кσ=1б49,масштабный фактор εσ=ετ=0.82, ψτ=0.1;
Крутящий момент М=210·103Нм.
Изгибающий момент в горизонтальной плоскости:
/>
/>
Изгибающий момент в вертикальной плоскости:
/>
/>
/>
Суммарный изгибающий момент в сечении А-А.
/>Нмм
Момент сопротивления изгибу:
/>
Момент сопротивления кручению:
/>
Амплитуда нормальных напряжений изгиба:
/> среднее значение σm=0;
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
/>;
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
/>
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А
/>
5. Расчёт подшипников
По динамической грузоподъемности подбирают подшипники каченияпри п=> 10 мин. — Ä1Подшипник подбирается по условию: Сп
Динамическую грузоподъемность определяют по формуле:
/>
где а1 = 0.44, а23=1 — коэффициенты, учитывающиекачество материалов подшипника, смазку и условия эксплуатации:
/>
промышленный робот модуль
/>
Эквивалентную нагрузку F для различных типов подшипников определяютпо формуле:
в частности для радиальных.
F=VÄFaÄKdÄKT
V = 1 (вращается внутреннее кольцо); KdÄ = 1 (спокойная нагрузка);
KT = 1 (температурный коэффициент).
Fr = 31.62Н
FВ = (FrÄ50)/700= 2.26Н
FА= Fr+FВ => FА= 34Н
F = 1Ä34Ä1Ä1 = 34Н
/>
Находим
Выбираем стандартный подшипник
№1000905
Внутренний диаметр d = 20мм;
Внешний диаметр D = 37мм;
Ширина В = 9мм;
Радиус округления r = 0,5мм;
Грузоподъемность С = 574Н;
Статическая грузоподъемность С = 375Н;
Шарики DT = 5мм;
Число шариков Z = 12шт;
Масса 0.042кг.
6. Расчет болтов крепления двигателя к корпусу
/>
Tкр = Tдв.
Мтр > Tдв.
Мтр = кÄTдв
Мтр =FзатÄfÄZÄD/2
К — коэффициент запаса;
Tдв — крутящий момент двигателя;
f = 0.15…0.2 коэффициент трения в стыке деталей
Z — количество болтов соединения
/>
Определим диаметр болтов из условия прочности на срез:
/>
/>
Материал болта: Ст.3
sв= 380 МПа
sТ= 220 МПа
s-1= 130 МПа
Определим допускаемое напряжения
[sр]=0.3ÄsТ=0.3Ä220=66МПа
/>
Выбираем болт М10 относительно габаритов двигателя.
7. Проверочный расчет шпонки
Призматическую шпонку, применяемую в проектируемом механизме,проверяют на смятие.
Проверка шпонки производится из условия прочности.
/>
Где а) Ft = 445.2H — окружная сила на валы
б) Асм = (0.94h-t1) lр — площадьсмятия мм2
Здесь lр — рабочая длина шпонки скругленными торцами
l, h, b, t1 — стандартные размеры шпонки.
l = 15 мм, h = 6 мм, b = 6 мм, t1 = 4,4 мм, lр =64,4 мм,
Асм = (0.94Ä6-4,4)Ä64,4 = 79,86 мм2.
Проверка на прочность:
/>
Проверка шпонки из условия прочности соответствует значению sсм
/>
8. Смазывание подшипников и передач
Смазка подшипников качения предназначена для уменьшения потерьмощности на трения, демпфирование нагрузки, снижения риска износа и коррозии контактирующихповерхностях, уменьшения шума и лучшего отвода теплоты, заполнения зазоров в уплотнениях,обеспечивая этим герметичность подшипникового узла. Применяют жидкие (минеральныемасла и др.) и пластичные (солидолы, консталины и др.) смазочные материалы.
На практике стремятся смазывать подшипники тем маслом, которымсмазывают детали передач. При внутренней смазки колёс подшипники качения смазываютбрызгами масла. При окружной скорости колёс u=1 м/с брызгами масла покрывают все детали передачи и внутренние поверхности стеноккорпуса. Стекающее с колес, с валов и со стенок корпуса масло попадает в подшипники.
Минимальный уровень масляной ванной ограничивают центром нижнеготела качения подшипников. В ряде случаев для обеспечения надежного смазывания зацепленияшестерню или червяк и подшипник быстроходного вала погружают в масло. В этом случаеизбегание попадания продуктов износа передачи зубчатых колес, червяков и др., атакже излишнего пожива маслом подшипники защищаются маслозащитными кольцами и мембраной.Особенно если на быстроходном валу установлены косозубые или шевронные колёса либочервяк, т.е. когда зубья колес или витки червяка гонят масло на подшипник и заливаютего, вызывая разогрев последнего.
Добавления жидкого масла производят не реже одного раза в месяц,а через каждые 3…6 месяцев полностью заменяют.
Пластичные смазные материалы применяют при окружной скоростиколёс u= 1 м/с для смазывания опормашин, работающих в среде, содержащей вредные смеси и примеси, и там, где необходимаработа машин (в химической, пищевой и текстильной промышленности).
Учитывая все вышесказанное для нашего механизма мы выбираем такуюсмазку как ”Солидол С”.
ГОСТ 4366-64
Предельная прочность на сдвиг, г/см2.
20Å — 2-6
50 2-4
Вязкость при tÅ
0Å
20Å
водостойкость — хорошая
tÅ применяемая- 30Å — 70Å
Вывод
При выполнении данного курсового проекта мы приобрели навыкив проектировании и конструировании механизмов и деталей машин, а также навыки виспользовании справочной литературой.
Рассчитывались волновая и зубчатая ременная передачи. Все параметрыбыли рассчитаны и подобраны в соответствии с ГОСТами, что несомненно облегчит сборкуданного модуля на производстве и обеспечит качественную его работу.
Такая схема модуля поворота руки робота применяется часто. Зубчатаяременная передача в совокупности с волновой передачей позволяет обеспечить высокуюточность позиционирования, тихоходность и сравнительно небольшие потери мощности.
При более глубоком подходе к проектированию механизма нужно пересмотретькорпусные детали, направляющие и соединительные элементы и детали.
Список использованной литературы
1. Проектирование механизмов роботов: учебное пособие, В.И. Назин
2. Справочник конструктора-машиностроителя том2 В.И. Анурев.
3. Детали машин.Д.Н. Решетов.
4. Детали машин. Курсовое проектирование М.Н. Иванов В.Н. Иванов.
5. Инженерные расчеты подшипников и валов: учебное пособие, В.И. Назин.
6. Волновые зубчатые передачи: учебное пособие, А.И. Полетучий.
7. Расчет и проектирование волновых передач: учебное пособие. Харьков1973.