Механизм поворота руки промышленного робота (модуль М4) (стр. 2 из 4)
Принимаем Z1з=7
Принимаем Z2з=15
Определим необходимую ширину ремня:
ммГде q=4Ä10-4 кг/ (мÄмм) - погонная масса
Сш=1.05 - Коэффициент, учитывающий неполноту витков каната у боковых поверхностей ремня.
Принимаем ширину ремня в соответствии со стандартным рядом В=32мм.
Рассчитаем удельное давление на рабочих поверхностях зубьев ремня и сравним с допускаемым:
где
- коэффициент концентрации нагрузки на зубьях, по их высоте и длине; h - высота зуба; [P] =0,75МПа - допускаемое давление на зубья ремня, зависящее от частоты вращения ведущего вала.Условие удельного давления Р< [Р] 0,63МПа<0,75МПа выполняется.
Величину начального натяжения ремня F0 вычислили по эмпирической зависимости:
НСилу, действующую на вал передачи, определяем:
Fr=1.1Ä FT=1.1Ä80,95=89,045 H.
Для динамического анализа зубчатой ременной передачи рассчитываем критическую линейную скорость ремня в такой последовательности:
а) Из справочника для ремня с модулем m=3 находим собственную частоту
с-1б) 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<Vкр и не требует корректировку параметров.
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 выдержать ряд 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 волновой передачи 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 определении размеров гибкого колеса: диаметра, длины, ширины, толщины стенок, ширины зубчатого венца.
При проектировочном расчете удобно исходить из критерия износостойкости боковых поверхностей зубьев в связи с тем, что удельное давление на зубья зависит от основных конструктивных параметров гибкого колеса.
Проверочный расчет сводится к проверке удовлетворения волновой передачи критериям работоспособности.
На первом месте по значению стоит критерий прочности. По этому критерию должны проверяться все волновые передачи. Остальные критерии должны учитываться в зависимости от условий работы ВЗП.
Проектировочный расчет
Кинематическая схема передачи соответствует схеме, показанной на рис.1
Рис.1
Принимаем
; 
. Число зубьев гибкого колеса 
. Число зубьев жесткого колеса 
. Назначаем тип генератора - кулачковый с одним рядом шариков. Для гибкого колеса выбираем сталь 20Х2Н4А с HRC 28…32, для жесткого - сталь 40Х с HRC 28…32. Назначаем конструктивные относительные параметры гибкого колеса: 
- относительная толщина стенки под зубчатым венцом; 
- относительная толщина гладкой оболочки; 
- относительная ширина зубчатого венца; 
-относительная длина гибкого колеса. 
Определяем допускаемое удельное давление на поверхности зубьев: 
где
- коэффициент, учитывающий влияние передаточного отношения; 
при i>=100 т.к. в данном случае. 
- коэффициент, учитывающий тип генератора волн, для кулачкового генератора он равен единице; 
- допускаемое базовое удельное давление.Определяем диаметр делительной окружности гибкого колеса:
где
- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по зубьям; 
- коэффициент многопарности зацепления.Определяем приближенное значение модуля зацепления:
;принимаем ближайшее стандартное значение
.Определяем диаметры делительных окружностей гибкого и жесткого колес:
.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: