Захват робота (стр. 3 из 4)

Оценим изгибную прочность зубьев:

s_И =

< [s]_И , где

Y_F = 3.85 - коэффициент прочности зуба по местным напряжениям ;

K = 2.1 - коэффициент, учитывающий дополнительные динамические нагрузки ;

y_m = 8 -коэффициент ширины зубчатого колеса по модулю.

s_И =

= 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

s_р= 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

М_изг- изгибающий момент в опасном сечении оси ; [s_и] - допустимое напряжение на изгиб.

Длинна оси - 70 мм. Oсь с двух сторон крепится с помощью кронштейна и на нее по центру действует сила:

F_x=N₁sina₁ - N₂sina₂ + P_Г ;

F_у= N₁cosa₁ - N₂cosa₂ , где

N₁, N₂ - силы, действующие в местах контакта детали и губок ( вычислены в пункте 2.1.4 ); P_Г = 33.32 н - вес губки.

F_x = 98.347 н 0.8910 - 28.407 н 0.3583 + 33.32 н =110.769 н

F_y = 98.347 н 0.4539 + 28.407 н 0.9336 =71.169 н

F=

=131.661 н

Опорные реакции (рис. 9): R_A= R_B = 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 :

M_x1=R _A x₁ , при x₁=0 M_x1=0, при x₁=0.035 M_x1 =2.304 н м ;

M_x2=R _A x₂ - F x₂ , при x₂=0.035 M_x2=-2.304 н м, при x₂=0.07 M_x2 =0 .

Очевидно, что опасное сечение - сечение, в котором действует сила F. В этом сечении M_изг= 1.938 н м. Материал оси - Ст35 Нормализация, допустимое напряжение на изгиб : [s_и]=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:

P_Э=(XVR_g+YA_g)K_dK_T при A_g/VR_g > e

P_Э=R_gVK_dK_T при A_g/VR_g < e , где

R_g, Ag - радиальная и осевая нагрузки на g-ю опору ;

V - коэффициент вращения ;

X,Y - коэффициенты для радиальных однорядных подшипников;

K_T - температурный коэффициент ;

K_d - коэффициент нагрузки .

Осевая нагрузка отсутствует, следовательно A_g/VR_g=0 < e и коэффициенты X=1, Y=0. По диаметру оси принимаем K_T =1, K_d=1.26, V=1.

P_Э= FVK_dK_T = 131.661 н 1.26 = 165.893 н

Расчетная долговечность (в миллионах оборотов):

L=(C / P_Э )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 ):

L_h=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 A_D - 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