reductor armonic

Proiect-Construcţii mecanice în mecatronică

1

TEMA DE PROIECT

Să se proiecteze mecanismul de realizare a mişcării de rotaţie

după axa Oz din cadrul subansamblului cinematic principal ce

constituie parte componentă a structurii mecanice a unui robot

industrial.

DATE DE PROIECTARE

- durata de funcţionare: t=18000 ore;

- Puterea la ieşire: 2P =1,5 kW;

- Turaţia la ieşire: 2n =12 rot/min.


2

CAPITOLUL 1

SCHEMA CINEMATICĂ A ROBOTULUI ÎN STRUCTURA R.T.T.

1.1. CONSIDERAŢII GENERALE ASUPRA ROBOŢILOR INDUSTRIALI

Robotul este un produs mecatronic, combinând tehnologia mecanică cu cea

electronică, iar robotizarea industriei este etapa care a urmat firesc mecanizării şi

automatizării.

Robotul este o componentă evoluată de automatizare, care combină

electronica de tip calculator, cu sisteme avansate de acţionare mecanică, pentru

arealiza un echipament independent, de mare flexibilitate.

Robotul industrial este un manipulator automat cu mişcări programabile,

multifuncţional, având câteva grade de mobilitate (libertate) şi capabil să

efectuieze operaţii de manipulare a materialelor, pieselor instrumentelor sau

dispozitivelor tehnologice speciale, prin programarea variabilăa mişcărilor, pentru

realizarea unei varietăţi de funcţii.

Clasificarea roboţilor industriali, în funcţie de complexitatea funcţiunilor pe

care le pot realiza:

- manipulatoare simple, cu secveţe de lucru limitate la operaţii succesive

necomplexe având 2-3 grade de libertate; posibilităţile şi flexibilitatea sistemului

de comandă (limitatoare de cursă, dispozitive cu came, automate programabile şi

altele similare) sunt limitate;

- manipulatoare programabile sau roboţi industriali în sensul adevărat al

cuvântului, ce dispun de 5-6 grade de libertate, comandate de sisteme de comandă

ce dispun de capacitatea de amemora intern programe de efectuare a unor mişcări,

atât simple cât şi compuse, de regulă “însuşite” în timpul efectuării acestora pentru


3

prima dată de către un muncitor (roboţi repetitivi), prin formula explicită a

acestora sub formă de comenzi codificate.

- 4 şi 4’ sunt arbori pentru sistemul de orientare

- 2 şi 2’ sunt coloane încastrate în platoul 8 şi sistemul de rotire 1 trecând prin

corpul central 3.

Translaţia pe verticală este realizată printr-o transmisie cu curele dinţate şi

şurub – piuliţă . Piuliţa 9 lăgăruită în corpul central 3 este antrenată de cureaua 10

de la roata de curea 11 cu motoreductorul M1R1.

Pentru deplasarea pe orizontală a platoului 5 se foloseşte un sistem similar

celui utilizat pentru deplasarea pe verticală. Şurubul nerotitor 13 realizează o

rigidizare suplimentară. Arborii 4 şi 4’ sunt acţionaţi de motoreductoarele M3 R3 şi

M4R4 printr-un sistem de roţi conice. Arborii 4 şi 4’ acţionează sistemul de

orientare cu două grade de libertate (1 , 2).


4

CAPITOLUL 2

ALEGEREA SISTEMULUI DE ACŢIONARE OPTIM A MODULUI DE

PIVOTARE

2.1. SUBANSAMBLURI PENTRU REALIZAREA ROTAŢIEI PRINCIPALE ÎN

JURUL AXEI VERTICALE OZ.

La roboţii industriali cu structurile R.R.R., R.R.T.,R.T.T., prima mişcare

este orotaţie faţă de batiu. Modul de antrenare, electrică, pneumatică sau

hidraulică,precum şi tipul motorului conduc la realizări specifice.

Antenarea electrică a modului de pivotare (de rotire) se face în patru

variante.

Una din variante este cea care utilizează reductoare armonice care

realizează mişcarea de rotaţieîn jurul axei Oz, conform schemei din figură:

1

2

3

4

5

6

7


5

Semnificaţia elementelor modului de rotire este următoarea:

7-arbore de intrare;

6-rulment ce asigură lăgăruirea în consolă;

4-deformator sub formă eliptică (rulment deformabil cu două, trei role

excentrice);

5-coroană dinţată danturată interior;

3-pahar elastic danturat exteriorîn dreptul lui 4, confecţionat din oţel

special;

2-rulment pentru lăgăruirea arborelui de ieşire;

1-arbore de ieşire.

Caracteristicile reductoarelor armonice:

1-au module mici: 0.3; 0.4; 0.5;…0.1.

2-diferenţa între numărul de dinţi ai coroanei dinţate şi ai paharului elastic

este 2 sau 3;

3-au rapoarte de transmitere de ordinul sutelor;

4-se utilizează în robotică în două variante: cu motorul necoaxial cu

reductorul şi cu motorul coaxial cu reductorul.

Utilizând un reductor armonic cu motorul necoaxial cu reductorul şi

transmisie cu curea dinţată, se obţine o construcţie mai puţin înaltă.

Shema modului de rotire cu reductor armonic este prezentată în desenul din

această lucrare.


6

CAPITOLUL 3

PROIECTAREA SISTEMELOR DE ACŢIONARE

3.1. ALEGEREA MOTORULUI ELECTRIC

3.1.1. Determinarea puterii necesare la arborele motor

Puterea necesară la arborele motor este:

g

PP

2

1 unde:- 2P =puterea la ieşire;

- g =randamentul global al transmisiei.

3.1.2. Determinarea randamentului transmisiei

ulag 2 unde:

a -randamentul angrenării cu valori între: 0,8…0,9;

l -randamentul lagărelor cu valori între: 0,92…0,99;

u - randamentul ungerii cu valoarea:0,98.

Se adoptă următoarele valori pentru randamente:

a =0,8;

l =0,95;

u =0,98.

707,098,095,08,0 2 g .

Se determină puterea necesară la arborele motor:


7

121,2707,0

5,121

g

PP

kW.

3.1.3. Determinarea turaţiei necesare la arborele motor

Din STAS se alege:

1n =1500 rot/min; cu condiţia ca :i=80…250. unde:

i=raportul de transmisie.

2

1

n

ni . i=125.

3.1.4. Alegerea motorului electric

Din tabel se alege motorul electric, conform 11 ,nP cu condiţia ca: 1PPales ;

alesP >2,121kW.

Tipul motorului electric asincron trifazat cu rotor în scurtcircuit: ASI 180L-

48-4 cu următoarele caracteristici:


8

Puterea: 1P =2,2 kW;

Turaţia: 1n =1460 rot/min;

Raportul de transmisie i=121.

Pentru motorul ales se extrag din tabele dimensiunile de gabarit:

A=279mm; AA=70mm; AB=349mm; AD=282mm; B=279mm; BB=350mm;

C=121mm; E=110mm; H=180mm; HC=354mm; HD=403mm; K=14mm;

L=642mm.


9

CAPITOLUL 4

ALEGEREA ŞI CALCULUL TRANSMISIEI PRIN CURELE DINŢATE

SINCRONE

Curelele dinţate sincrone sunt elemente flexibile care transmit mişcarea fără

alunecare.

Se compun dintr-o reţea de cabluri metalice, sau din fibră de sticlă, reţea

înglobată într-o masă de cauciuc, sau material plastic.

Suprafeţele interioare şi exterioare, fiind protejate de ţesături sinteticerezistente la

uzură.

Roţile se execută din oţel, aliaje din aluminiu sau fontă fiind prevăzute cu

flanşe laterale pentru ghidarea curelei.

4.1. PUTEREA TRANSMISĂ PRIN CUREAUA DINŢATĂ

ce PkP 0 ; unde:

0P =puterea nominală la curea;

cP =puterea la arborele conducător.

isre kkkk ; unde:

rk =coeficient de regim;

sk =0,2;-coeficient ce ţine cont de condiţiile de funcţionare;

ik =0;-coeficient pentru transmisia de multiplicare.

t

ef

c

PP

; unde:

efP =puterea efectivă, (puterea calculată);


10

t =0,94…0,95;-randamentul transmisiei.

cP =2,232kW;

0P =3,348Kw.

4.2. ALEGEREA MĂRIMII CURELEI ŞI A PASULUI DANTURII

În funcţie de puterea 0P =3,348kW şi turaţia motorului 1n =1460 rot/min din

diagramă se adoptă tipul curelei.

În funcţie de tipul curelei din tabel se alege pasul danturii.

Am adoptat curea tip H cu pasul p=12,7mm.

4.3. ALEGEREA DIAMETRELOR ROŢILOR ŞI A NUMĂRULUI DE DINŢI

Se adoptă următoarele valori pentru numărul de dinţi:

1z =16 dinţi;

2z =32 dinţi;

1pD =64,66mm;

2pD =124,36mm;

1eD =63,35mm;

2eD =128,07mm.

4.4. ALEGEREA LĂŢIMII CURELEI

Lăţimea curelei se alege din tabele în funcţie de pasul curelei:

Pentru pasul curelei p=12,7mm, se adoptă lăţimea, l=19,05mm.


11

4.5. CALCULUL DISTANŢEI DINTRE AXE

mmmmDD

App

160100...502

21

Calculul lungimii primitive a curelei:

mmL

A

DDDDAL

pp

pp

151,6311604

66,6436,12436,12966,6457,11602

457,12

2

2

12

21

Din STAS se adoptă:

L=685,8mm;

Z=54dinţi.

Cu aceste valori se recalculează distanţa A dintre axe:

AA

4

66,6436,12936,12966,6457,128,685

2

A=187,808mm;

Se adoptă A=190mm.


12

CAPITOLUL 5

CALCULUL ANGRENAJULUI ARMONIC

5.1. STABILIREA NUMĂRULUI DE DINŢI

Nkzz

zz

zz

zi

21

21

21

1

;

;

unde:1

;2

N

k pentru deformator cu două braţe

.240;2

;24222

;2

212

111

21

zzz

zizz

i

zz

5.2. CALCULUL MODULULUI DANTURII

];[41

32

1

mmpk

Mk

zm

abz

unde:

k =coeficient ce ţine seama de repartizarea neuniformă a sarcinii pe linia

dintelui;

2k pentru deformator cu două braţe;

zk =coeficient ce ţine seama de numărul de dinţi aflaţi simultan în

angrenare;

25,0zk

b =coeficient ce ţine seama de lăţimea danturii;

15,0...11,0b


13

ap =presiunea admisibilă la contact a materialului;

ap =(80…120) Mpa

34MoCr11 HB=2800…3200.

5.2.1. Calculul momentului de torsiune transmis de elementul flexibil

gn

ipM

1

1

4

2

10955 [Nmm] unde:

2M =momentul de torsiune transmis de elementul flexibil.

mmm

mmNM

6137,010012,025,0

123105624

242

1

][12310561460

707,01212,210955

3

4

2

In funcţie de modulul calculat adopt din STAS 822-81 următoarea valoare a

modulului: m=0,6mm.

5.3.CALCULUL GEOMETRIEI ANGRENAJULUI ARMONIC

5.3.1. Calculul unghiului profilului

03036,2888,2

k

arctg

5.3.2. Deformarea specifică a elementului elastic

72,0dk


14

5.3.3. Grosimea specifică a peretelui elementului flexibil

2,2 .

5.3.4. Grosimea elementului flexibil

mm

mSTAS

32,12,26,0

5.3.5. Deplasarea specifică a profilului elementului flexibil

22

0

2

0

022,020

030

zx

x

5.3.6. Modulul convenţional pe circumferinţa neutră a elementului flexibil

STAS

a

c mz

xchzm

2

2

**

2 2)(2

unde:

1* ah coeficient ce ţine seama de înălţimea dintelui;

25,0* c coeficient ce ţine seama de jocul la fundul dintelui.

mmmc 588,06,0240

2,225,012240

5.3.7. Deplasarea specifică a profilului elementului rigid

mmx

m

mkxx c

d

294,06,0

588,072,010

1

1

21


15

5.3.8. Diametrele cercurilor de divizare

mmd

mzd

mmd

mzd

1446,0240

5,1426,0242

2

22

1

11

5.3.9. Diametrele cercurilor de vârf

mmd

mdd

mmd

mxhdd

a

a

a

aa

36,1446,06,0144

6,0

62,142294,0122,145

2

22

1

1

*

11

5.3.10. Înălţimea dintelui

.35,16,025,011

;25,0

;1

;1

;

*

*

*

***

mmh

c

h

h

mchhh

f

a

fa

5.3.11. Diametrele cercurilor de picior

.66,14135,1236,144

;2

;32,14535,1262,142

;2

2

22

1

11

mmd

hdd

mmd

hdd

f

af

f

af


16

5.3.12. Lăţimea danturii

aw pmzd

Mb

22

212 unde:

2dw diametrul de rostogolire;

;144

;2

2

222

mmdw

xzmdw

.124,71006,0240144

123105612mmb

5.3.13. Stabilirea elementelor geometrice ale elementului flexibil

;824,916324,0

;732,1278797,0

;604,28197,0

;459,50376,0

1

1

17

1

mmdm

mmdB

mmdd

mmdk

.346,30209,0

;66,141

;178,275,0

;904,202,0

1

2

13

11

mmdj

mmdc

mmSS

mmdS

f


17

c

D'

D0

D"'

D"

db

5.3.14. Calcululdimensiunilor generatorului

;8,10075,0

;9,95,1

;6,62

;29,43,1

;3,35,2

2

34

13

12

1

mmdd

mm

mm

mm

mm

b

.22,104

;62,972

;77,1305,2

;02,1392

3

'''''

31

'''

1

'

0

2

'

mmDD

mmdDD

mmDD

mmdD

b

f

556,26

77,130

025,08,10arcsin

1415926,3

03,0...02,0arcsin

0

D

dz

b

se adoptă z=27 bile

5.3.15. Calculul dornului de prelucrare

;29289,070711,04

2

;455,982

;784,9658,072,0262,972

2

''

1

''

1

b

cd

cd

RA

mmmkDB

mmmkDA


18

D"'

+0,3

6d

4

B1

D"'

B2

A2

A1

unde:

.95,103

;29289,070711,04

1415,371,20355,32

;29289,070711,04

2

;00,100

;29289,0707,04

1415,371,20355,32

718,20355,32

02,139

2

;355,325,01

2

2

2

2

2

0'

mmB

B

RB

mmA

A

R

D

mmk

R

b

b

d

b


19

CAPITOLUL 6

VERIFICAREA ANGRENAJULUI ARMONIC

6.1. VERIFICAREA ELEMENTULUI FLEXIBIL LA SOLICITĂRI VARIABILE

;1

2,1

1

22

c

mvkc

cc

ccc

unde:

.101,2

;3,3

;5,1

;

11366,02

;

11366,02

];[520

);6,1...8,0(9,0

;56,0...83,0

:300...20:

;3...1

;45,1...6,1

5

'

"

22

"'

22

"'

1

2

MPaE

k

k

zzm

E

k

zzm

E

MPa

mRa

dpentru

k

c

m

c

v


20

;9,0

;3,1

;63,0...89,0

:300...20:

;2

;

5,0

2

2

2

max

max

1

kk

mmdpentru

zm

Mt

kc

c

.05,0

;1151

MPa

"' -coeficienţi ce ţin seama de acţiunea eforturilor de încovoiere şi de

concentratori în porţiunea dinţată a elementului flexibil în vârfurile axei mari

(mici).

.2,1536,1960,22540,1

960,22540,1

;789,2932,124058824,0

12310562

;960,22

05,07,09,0

5,13,1789,295,0

1150

;540,1

800

074,67

520

817,105

6,09,0

5,1

1

;817,105533,44

484,1963

2

5,13,3

;074,67

172,0

2401366,02405883,0

101,232,1

2

5,13,3

22

2max

5

a

v

m

cc

c

c

MPa

MPa


21

6.2. VERIFICAREA LA STABILITATE A ELEMENTULUI FLEXIBIL

23

2

22

2

2

**

2

2

2)1(4,16,28,2

)1(

;5,0)](2[5,0

;2

;5,1

B

B

E

xchazmr

r

Mt

c

cr

cr

unde:

B-lungimea elementului flexibil;

r-raza medie a elementului flexibil;

γ=0,3.

.5,1483,9937,29

93,283

;93,28332,12

731,1273,014,16,28,2

3,01731,127

32,1101,2

;9372,2932,14136,702

1231056

;4136,7032,15,0294,025,122406,05,0

;3,0

23

2

22

25

2

c

r

cr

cr


22

6.3. CALCULUL RANDAMENTULUI ANGRENAJULUI ARMONIC

;1,0...05,0

;30

;2

:

;

2cos

11,11

1

1

0

2

1

12

k

unde

Mt

idFkk k

1 -coeficient de frecare între dinţi;

kF -forţa de frecare ce apare în angrenaj;

;

48,43

1

3

21

d

bEhddFk

unde:

h-înălţimea dinţilor; b-lăţimea dinţilor;

2 - coeficient de frecare între generator şi elementul flexibil;

2 =0,0015…0,003;

87,0 .

.8709,0

003,012310562

1212,145464,6205,0

75,0

211,11

1

.464,62,145

124,735,1101,21442,14548,43

35

NFk


23

CAPITOLUL 7

DIMENSIONAREA ARBORELUI REDUCTOR ŞI STABILIREA

DIMENSIUNILOR CONSTRUCTIVE ALE CARCASEI

Alegerea materialului pentru arbore se face în funcţie de felul solicitării şi

mărimea acestuia.

Pentru solicitări uşoare şi medii se recomandă oţelul de uz general OL50

sau OL60(stas 500/2-80).

Pentru calculul arborelui sunt necesare următoarele caracteristici mecanice:

r -rzistenţa la rupere la tracţiune;

1 -rezistenţa la oboseală la solicitarea alternant simetrică de încovoiere;

c -limitade curgere;

0 - rezistenţa la oboseală la solicitarea pulsatorie de torsiune.

Aleg pentru arborele reductor materialul OL60 cu următoarele caracteristici

mecanice:

r =600 [Mpa]; 0 =190 [Mpa];

1 =280 [Mpa]; )0(a =96[Mpa];

c =300 [Mpa]; 1 =160[Mpa];

0 =190 [Mpa]; t0 =300[Mpa].

7.1. PREDIMENSIONAREA ARBORELUI

Predimensionarea arborelui se face din condiţia de rezistenţă la torsiune

neglijând încovoierea.

Diametrul minim al arborelui se calculează astfel:


24

][10955

;16

1

1

4

1

)0(

10

Nmmn

PM

Md

a

pred

unde:

1M -momentul de torsiune pe arbore;

)0(a -rezistenţa admisibilă la oboseală a materialului arborelui pentru cicluri

pulsatorii caracteristice solicitării de torsiune.

.1395,996

41,1439016

];[41,143901460

2,210955

30

4

1

mmd

NmmM

pred

;)6...4(

;60

;)12...10(

01

0

0

mmdd

mmd

mmDd

.132

;75,95,1

;5,61,0

;8)10...5(

;17)20...15(

;120)2...5,1(

;)3...5,2(

;22

;68)4...2(

13

12

11

4

3

0

1

'

432

1

12

mmSS

mmSS

mmdS

mmmml

mmmml

mmdl

dl

Bll

ll

mmmmdd


25

7.2. ALEGEREA ŞI VERIFICAREA PENELOR

Penele se vor executa din OL50 iar dimensiunile penei şi ale canalului de

pană se vor executa conform STAS 1005/71.

d-t

1t1

t2d+

t2

b

d

l

Dimensiunile penelor şi ale canalelor de pană sunt date în tabelul de mai

jos.

Diametrul

arborelui

d

Dimensiunile

nominale ale

penelor

Dimensiunile canalului

b h Lăţimea

b

Adâncimea Raza de

racordare

arbore

t1

butuc

t2

max. min.

48 14 9 14 5,5 3,8 0,40 0,25

60 18 11 18 7,0 4,4 0,60 0,4


26

Se calculează lungimea penelor ţinând cont de:

- limitarea presiunii de contact;

- condiţia de rezistenţă la tensiunea de forfecare.

Limitarea presiunii de contact:

mml

mml

ph

Fl

II

I

a

975,07511

759,4022

.492,1759

449,5032

2

1

1

1

unde:

h-înălţimea penei;3.

ap -presiunea admisibilă de contact pentru sarcini pulsatorii;

ap =75N/mm2

.759,4024

15,0160

41,143902

449,5034

15,0148

41,143902

41

2

NF

NF

d

MtF

II

I

j

Condiţia de rezistenţă la tensiunea de forfecare

;331,027025,018

759,402

;533,027025,014

449,503

2

2

2

mml

mml

b

Fl

II

I

af

unde:

b-lăţimea penei;


27

af -tensiunea admisibilă la forfecare;

caf )3,0....2,0( .

c -limita de curgere a materialului penei;

Cu lungimea penei calculată, pana se va standardiza conform STAS1005/71

impunând condiţia:

.; 21 lll

Se aleg din STAS următoarele lungimi pentru pene:

lI=36mm; l2=50mm.


28

CAPITOLUL 8

DETERMINAREA DIMENSIUNILOR ASAMBLĂRII PRIN CANELURI A

DEFORMATORULUI CU ARBORELE REDUCTORULUI ARMONIC

8.1. DETERMINAREA ELEMENTELOR GEOMETRICE

Asamblările prin caneluri –comparativ cuasamblările prin pene au

următoarele avantaje:

-capacitate de încărcare mare (la aceleaşi dimensiuni de gabarit);

-rezistenţă la oboseală mare;

-centrare şi ghidare precisă a pieselor asamblate.

Asamblările prin caneluri potfi fixe sau mobile,caracterul fix sau mobil,

reflectăndu-se asupra formei şi dimensiunilor profiluluişi asupra modului de

centrare.

În construcţia de maşini se utilizează caneluri dreptunghiulare, în evolventă

şi triunghiulare.

b

dD


29

cx45°f

d1 d

cx45°r

.083,9962,0

41,14390

2,033

3 mmMt

dat

Din STAS 1770/68 se alege butucul canelat cu următoarele caracteristici:

Dim.nom.

zxdxD

Nr.

caneluri

d D b d1min. f.min c r.max.

nom. abateri lim.

8x62x68 8 62 68 12 59,8 7,31 0,5 0,3 0,5

8.2. SUPRAFAŢA PORTANTĂ NECESARĂ

2'

3

2

'

535,5805,32

41,14390

;5,324

6268

4

./80

mmS

mmdD

r

mmN

r

MtS

m

as

asm


30

8.3. SUPRAFAŢA PORTANTĂ REALĂ RAPORTATĂ LA UNITATEA DE

LUNGIME

.6,12845,022

626875,0

;1,245,02322

;32

6268

2

;45,015,0

;22

75,0

'

3

1

3

3'

mms

mmgdD

h

dDh

gmmhr

zgdD

s

8.4. LUNGIMEA NECESARĂ A BUTUCULUI

.439,06,12

535,5'

'

mms

SL

8.5. MOMENTUL DE TORSIUNE CAPABIL

.16380805,324575,1' NmmrLsMt asmcap

8.6. EFORTUL UNITAR DE ÎNCOVOIERE

.110469,1684128

41,1439048

.110

;.5...3

;8

2

2

MPaMPa

MPa

DLbz

Mt

i

ai

kT

ai

kT

i


31

CAPITOLUL 9

ALEGEREA RULMENŢILOR

Pentru a adopta un anumit tip de rulmentse va ţine seama de:

- mărimea şi sensul solicitării;

- turaţie;

- temperatura de lucru;

- condiţii de montaj şi exploatare.

Între capacitatea dinamică sau cifra de incărcare a rulmentului (C), sarcina

dinamică echivalentă (P) şi durabilitatea nominală L10 există relaţia:

;

;2618000 3

11

10

ar

p

FYFXVP

LP

C

unde:

- p=3 pentru rulment cu bile;

- V=coeficient ce ţine seama de inelul care se roteste; V=1- se roteşte inelul

din interior;

- X,Y=coeficienţi ce depind de raportul dintre Fa şi Fr, şi de tipul

rulmentului;

Fa=0; X=1 şi =0; X=1 şi Y=0.

;tgFFXVP tr

unde: ;300


32

.681,25

658

2

885,141,14390

82 22

1

N

d

pMtFt

unde:

.885,16,0 STASmp

8

-unghiul de deformaţie al elementului flexibil şi depinde de numărul de

braţe al deformatorului.

.827,1430681,25 NtgtgFFXVP tr

B

d D

Din STAS 3041/1-68, în funcţie de diametrul arborelui d1se aleg rulmenţii

seria 6013 cu următoarele caracteristici


33

Dimensiuni mm Capacitate de încărcare Simbol

d D B r dinamică

C

statică

C0

execuţie

normală

65 100 18 2 2400 2000 6013


34

CAPITOLUL 10

VERIFICAREA LA ÎNCĂLZIRE A REDUCTORULUI

Temperatura uleiului din baie, în cazul carcaselor închise când nu are loc

recircularea uleiului, se calculează din ecuaţia echilibrului termic:

.80955,37

87,0624,018

87,01150018

;801

0

02

0

Ct

CtS

Ptt a

tc

t

unde:

t0-temperatura mediului ambiant (t0=180C);

P2-puterea la arborele de ieşire din reductor, în [W];

t -randamentul total al reductorului;

Sc-suprafaţa de calcul a reductorului; Sc=1,2S=1,2.0,52=0,624m2.

S-suprafaTa carcasei calculată mai sus. Această suprafaţă se majorează cu

20%, pentru a se ţine seama de nervurile de rigidizare şi de flanşe, obţinându-se

astfel Sc.

-coeficient de transmitere a căldurii între carcasă şi aer; =10W/m2.0C.


35

10.1. CALCULUL CAPACITĂŢII DINAMICE

;cos

cos

cos2

cos

cos1

3

2

1,23

07,4

3

1

39,141,0

3,0

3

10

11,03

17,5

1

2

1

2

ZdD

dD

dD

Rr

r

d

R

Rr

Rr

r

r

dD

dD

J

J

J

JAC

bm

bm

bm

i

i

b

i

e

e

i

bm

bm

unde:

A-constanta de material: A=25,1.106 N.mm;

J1=0,5625; J2=0,5875;

γ-unghiul de contact dintre bilă şi calea de rulare: γ=0;

db-diametrul bilei care se calculează cu relaţia:

db=0,3(D-d)=0,3(100-65)=10,5mm, Adopt db=10mm.

ri,re-razele de curburăinterioară şi ezterioară:

rI=re=0,52db=5,2mm;

R-raza de curbură a generatorului corp de rostogolire: R=db/2=5mm;

.5,822

65100

2mm

dDDm

STASC

C

';0cos681,28105,82

0cos105,82

0cos105,82

52,5

2,5

10

52

52,5

52,5

2,5

2,5

0cos105,82

0cos105,82

5625,0

5875,01

5625,0

5875,0101,25

3

2

1,23

07,4

3

1

39,141,0

3,0

3

10

11,03

17,5

6


36

Bibliografie

1. Miloiu, Gh. ş.a. Transmisii mecanice moderne. Bucureşti, Editura Tehnică,

1980.

2. Rădulescu, C. D. ş.a. Organe de maşini. Vol. III Transmisii mecanice.

Universitatea din Braşov, 1975.

3. Miloiu, Gh. Bugajevski, E. Transmisii planetare şi diferenţiale. În: Malualul

inginerului mecanic. .

4. Rădulescu, Gh. Miloiu, Gh. ş.a. Îndrumar de proiectare în construcţia de maşini.

Ed. Tehnică, Bucureşti, 1986.


37

CUPRINS

CAPITOLUL 1 ............................................................................................................................................. 2

SCHEMA CINEMATICĂ A ROBOTULUI ÎN STRUCTURA R.T.T. ...................................................... 2

1.1. CONSIDERAŢII GENERALE ASUPRA ROBOŢILOR INDUSTRIALI ........................................... 2

CAPITOLUL 2 ............................................................................................................................................. 4

ALEGEREA SISTEMULUI DE ACŢIONARE OPTIM A MODULUI DE PIVOTARE .......................... 4

2.1. SUBANSAMBLURI PENTRU REALIZAREA ROTAŢIEI PRINCIPALE ÎN JURUL AXEI

VERTICALE OZ. .................................................................................................................................... 4

CAPITOLUL 3 ............................................................................................................................................. 6

PROIECTAREA SISTEMELOR DE ACŢIONARE ................................................................................. 6

3.1. ALEGEREA MOTORULUI ELECTRIC .......................................................................................... 6 3.1.1. Determinarea puterii necesare la arborele motor........................................................................................ 6

3.1.2. Determinarea randamentului transmisiei ................................................................................................... 6

3.1.3. Determinarea turaţiei necesare la arborele motor ....................................................................................... 7

3.1.4. Alegerea motorului electric ........................................................................................................................ 7

CAPITOLUL 4 ............................................................................................................................................. 9

ALEGEREA ŞI CALCULUL TRANSMISIEI PRIN CURELE DINŢATE SINCRONE .......................... 9

4.1. PUTEREA TRANSMISĂ PRIN CUREAUA DINŢATĂ .................................................................... 9

4.2. ALEGEREA MĂRIMII CURELEI ŞI A PASULUI DANTURII .......................................................10

4.3. ALEGEREA DIAMETRELOR ROŢILOR ŞI A NUMĂRULUI DE DINŢI ......................................10

4.4. ALEGEREA LĂŢIMII CURELEI ....................................................................................................10

4.5. CALCULUL DISTANŢEI DINTRE AXE ........................................................................................11

CAPITOLUL 5 ............................................................................................................................................12

CALCULUL ANGRENAJULUI ARMONIC ...........................................................................................12

5.1. STABILIREA NUMĂRULUI DE DINŢI .........................................................................................12

5.2. CALCULUL MODULULUI DANTURII ........................................................................................12 5.2.1. Calculul momentului de torsiune transmis de elementul flexibil ............................................................. 13

5.3.CALCULUL GEOMETRIEI ANGRENAJULUI ARMONIC ............................................................13 5.3.1. Calculul unghiului profilului .................................................................................................................... 13

5.3.2. Deformarea specifică a elementului elastic .............................................................................................. 13

5.3.3. Grosimea specifică a peretelui elementului flexibil ................................................................................. 14

5.3.4. Grosimea elementului flexibil .................................................................................................................. 14

5.3.5. Deplasarea specifică a profilului elementului flexibil .............................................................................. 14

5.3.6. Modulul convenţional pe circumferinţa neutră a elementului flexibil ..................................................... 14

5.3.7. Deplasarea specifică a profilului elementului rigid .................................................................................. 14

5.3.8. Diametrele cercurilor de divizare ............................................................................................................. 15

5.3.9. Diametrele cercurilor de vârf ................................................................................................................... 15

5.3.10. Înălţimea dintelui ................................................................................................................................... 15

5.3.11. Diametrele cercurilor de picior .............................................................................................................. 15

5.3.12. Lăţimea danturii ..................................................................................................................................... 16

5.3.13. Stabilirea elementelor geometrice ale elementului flexibil .................................................................... 16

5.3.14. Calcululdimensiunilor generatorului ...................................................................................................... 17

5.3.15. Calculul dornului de prelucrare .............................................................................................................. 17

CAPITOLUL 6 ............................................................................................................................................19

VERIFICAREA ANGRENAJULUI ARMONIC ......................................................................................19

6.1. VERIFICAREA ELEMENTULUI FLEXIBIL LA SOLICITĂRI VARIABILE ..................................19

6.2. VERIFICAREA LA STABILITATE A ELEMENTULUI FLEXIBIL ................................................21

6.3. CALCULUL RANDAMENTULUI ANGRENAJULUI ARMONIC ..................................................22


38

CAPITOLUL 7 ............................................................................................................................................23

DIMENSIONAREA ARBORELUI REDUCTOR ŞI STABILIREA DIMENSIUNILOR

CONSTRUCTIVE ALE CARCASEI ........................................................................................................23

7.1. PREDIMENSIONAREA ARBORELUI ...........................................................................................23

7.2. ALEGEREA ŞI VERIFICAREA PENELOR ....................................................................................25

CAPITOLUL 8 ............................................................................................................................................28

DETERMINAREA DIMENSIUNILOR ASAMBLĂRII PRIN CANELURI A

DEFORMATORULUI CU ARBORELE REDUCTORULUI ARMONIC ........................................28

8.1. DETERMINAREA ELEMENTELOR GEOMETRICE ....................................................................28

8.2. SUPRAFAŢA PORTANTĂ NECESARĂ .........................................................................................29

8.3. SUPRAFAŢA PORTANTĂ REALĂ RAPORTATĂ LA UNITATEA DE LUNGIME ........................30

8.4. LUNGIMEA NECESARĂ A BUTUCULUI .....................................................................................30

8.5. MOMENTUL DE TORSIUNE CAPABIL .......................................................................................30

8.6. EFORTUL UNITAR DE ÎNCOVOIERE .........................................................................................30

CAPITOLUL 9 ............................................................................................................................................31

ALEGEREA RULMENŢILOR .............................................................................................................31

CAPITOLUL 10 ..........................................................................................................................................34

VERIFICAREA LA ÎNCĂLZIRE A REDUCTORULUI ....................................................................34

10.1. CALCULUL CAPACITĂŢII DINAMICE......................................................................................35

BIBLIOGRAFIE .........................................................................................................................................36

reductor armonic

Documents