CC BY
10
F1= 3,914MH: 16 = 0,245 MH.
Момент силы, приходящийся на один захват:
M = 0,245MH Ч 5,5 Ч10-4 = 34,75137 Нм.
1 - захват; 2 - нагруженное кольцо; 3 - разгрузочное круговое кольцо; 4 - резьба упорная усиленная; 5 - зубчатое
колесо; 6 - присоединительный фланец устьевого оборудования Рисунок 1 - Фрагмент стенда для испытания устьевого оборудования
Такие большие усилия предъявляют повышенные требования к прочности резьбы. Поэтому применяется резьба упорная, усиленная по ГОСТ 13535-87 [4].
Кинематическая схема стенда представляет собой следующую цепочку: к штурвалу диаметром 1 м, управляемому двумя операторами, прикладывается момент, равный 700 Нм [5, 208 таблица 3.2.]. Этот момент через шестерню диаметром делительной окружности 0,07 м передается на зубчатое колесо с диаметром делительной окружности 1,5 м. При этом первоначальный момент 700 Нм увеличивается в 21,428 раза до величины 14999,6 Нм.
Определи м усилие в резьбе по патенту Ри 2416751С1.
Момент в резьбе [6]:
мр = tg(a + p) ,
где О - продольная сила в резьбе;
И2 - средний диаметр резьбы (П2 = 638,598мм = 0,6385 м);
а - угол подъема резьбы (а = 5°12');
р - угол самоторможения (при скольжении стали
по стали при смазке f = 0,09 и р = 0,42').
Определяем продольное усилие в резьбе:
Q =
14999,6
у tg (a + Р)
0,6386
= 470206,896Я
0,1
Усилие, действующее со стороны кольца на захваты:
Q 470206,896
sin 6°
0,1045
= 4499587,527Н
То есть с применением наружного кольца со скосом 60 усилие увеличивается в 9,569 раза. Таким образом, усилие, создаваемое стендом, равно 4,999 МН при испытании силой Р1= 3,914 МН. Запас по герметичности 4,999 / 3,914 = 1,149 раз, что вполне достаточно.
Большие усилия, возникающие в устьевых фланцевых соединениях, требуют неординарных решений в уст-
ранении силы трения скольжения между движущимися частями затвора, захватов и наружного кругового кольца. Поэтому спинки захватов предложено выполнить по логарифмической спирали [7]. Ввиду постоянства угла между направлением радиус-вектора спирали и касательной в точке контакта внутреннего конуса силового кольца и спинки захвата происходит относительное перекатывание последних без скольжения, исключающее силу трения скольжения, противодействующую повороту захвата на активном участке прижатия крышки.
ЗАКЛЮЧЕНИЕ
1 Предложенная конструкция стенда позволяет значительно снизить трудоемкость изготовления и испытания устьевого оборудования.
2 Стенд может быть рекомендован для внедрения на предприятиях, изготовляющих устьевое оборудование.
Список литературы
1 Фланцевые соединения устьевого оборудования ГОСТ 28919-91.
2 Макаров В.М., Невесенко В.И., Плейкин A.B. Байонетные затворы
аппаратов. М.: Машиностроение, 1980. С.9, с.70.
3 Марфицын В.П., Марфицын A.B., Марфицын С.В. Изобретение к
патенту RU 2416751C1 от 14.08.2009. Затвор повышенной герметичности и вибрационной стойкости с усиленным стопорением и разгрузочным круговым кольцом для сосудов и аппаратов, работающих под внутренним или наружным давлением.
4 Резьба упорная усиленная специальная ГОСТ 15535-87.
5 Гуревич Д.Ф., Шпаков О.Н. Справочник конструктора
трубопроводной арматуры. Л.: Машиностроение. Ленинградское отделение, 1987. С. 209.
6 Сборник задач и примеров по курсу деталей машин: учебное пособие
для машиностроительных техникумов. Изд. 4-е перераб. М.: Машиностроение, 1974, С. 77.
7 Марфицын В.П., Марфицын A.B., Марфицын С.В. Изобретение к
патенту RU 2268428C1 от 19.04.2004. Затвор повышенной герметичности и вибрационной стойкости для сосудов и аппаратов, работающих под внутренним или наружным давлением.
УДК 621.81
Ю.И. Моисеев, Л.Н. Тютрина, Н.Н. Костылева Курганский государственный университет
К ВОПРОСУ ОБ ОПРЕДЕЛЕНИИ ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТИ МНОГОЗВЕННЫХ РЫЧАЖНЫХ МЕХАНИЗМОВ
Аннотация. Определены предпосылки для расчета производительности рычажного многозвенного механизма промышленного робота. Составлена МаШса^про-грамма. Результаты могут быть использованы при оценке характеристик роботизированных технологических комплексов.
Ключевые слова: рычажные многозвенные механизмы, промышленные роботы, производительность.
Yu. I. Moiseev, L.N. Tyutrina, N.N. Kostyileva Kurgan State University
ON THE PRODUCTIVITY CALCULATION OF MULTIPLE-LINK LEVER MECHANISMS
Abstract. The work shows the preconditions for calculating the performance of a multi-link lever mechanism
of an industrial robot. A corresponding Mathcad program was made. The results can be used for assessing the performance of robotic technology centers.
Index terms: multiple-link lever mechanisms, manufacturing hands, productivity.
ВВЕДЕНИЕ
Рычажные механизмы благодаря своему многообразию широко используются во всех отраслях современного машиностроения. Особенно хорошо рычажные механизмы проявили себя в конструкциях промышленных роботов [1]. Имея незамкнутую кинематическую цепь, они обеспечивают высокую подвижность, маневренность и характеризуются сложными видами движений.
За основу анализируемого механизма принят пространственный многозвенный рычажный механизм (рисунок 1), который используется в универсальном манипуляторе.
Рисунок 1 - Схема универсального манипулятора [2]
1 Кинематический анализ плоского многозвенного рычажного механизма.
На основании имеющейся кинематической схемы пространственного механизма была построена кинематическая схема плоского механизма (рисунок 2) с цилиндрическими шарнирами вместо сферических. Дополнительно включено звено 0, учитывающее линейное перемещение каретки промышленного робота портального типа.
Чтобы рассмотреть задачу в первом приближении, были приняты следующие упрощения:
1 Все перемещения совершаются в одной плоскости.
2 Перемещение нулевого звена, которое движется относительно стойки Б поступательно (рисунок 2), в расчет не включено. Скорость этого звена следует прибавить к конечным (расчетным) скоростям для получения окончательного ответа.
3 Звенья представлены как невесомые стержни (масса равна нулю). Поэтому в расчетах не учитывались силы инерции.
4 Величины скоростей всех звеньев механизма постоянны.
5 Трением в шарнирах пренебрегаем.
Для расчета координат звеньев механизма составлена Mathcad-программа. Исходными данными являются длины звеньев механизма /; углы поворота звеньев
а, в, Г.
План механизма, полученный в результате применения этой программы, представлен на рисунке 3. Координаты звеньев механизма в четырех положениях были определены дополнительно аналитическим и графическим путем.
Рисунок 2 - Схема плоского многозвенного рычажного механизма
Рисунок 3 - План многозвенного рычажного механизма (четыре положения)
Расчет времени перемещения звеньев проведен для трех положений, при минимальных, средних и максимальных углах поворота (рисунок 4).
Исходными данными для расчета являются максимальные угловые скорости перемещения, которые указаны в технических характеристиках робота ^; центральные углы 0 и радиусы окружностей Г .
Рассчитываем линейные скорости звеньев Цм/с):
V = V Г> (1)
10
ВЕСТНИК КГУ, 2014. № 2
где ф - угловая скорость перемещения, рад/с;
Г - радиус окружности, м. Рассчитаем время ? (с):
I = / V ,
где - длина дуги окружности, м.
I = Г-в,
где 0 - центральный угол, рад.
(2) (3)
Рисунок 4 - Схема механизма для максимальных углов поворота звеньев
Возможны два варианта работы робота: работа звеньев последовательно и параллельно. В этих двух случаях для дальнейших расчетов принимаем разные времена. Для первого варианта времена всех звеньев суммируются, для второго, с учетом перекрытия времен, принимается лимитирующее время. Таким образом, получаем интервал времени работы механизма от t min = 1,21 с до t max = 2,82 с (рассчитано для промышленного робота модели RF-4-125/1.8 фирмы Gudel [3]). Время при последовательном движении будет больше времени при параллельном движении звеньев.
ЗАКЛЮЧЕНИЕ
Полученные результаты можно использовать при оценке некоторых характеристик роботизированных технологических комплексов. В частности, появляется возможность достаточно просто и точно рассчитывать время выполнения отдельных манипуляций промышленного робота, а также длительности цикла обслуживания технологического оборудования. Как следствие, оценивается производительность роботизированных комплексов, во многом определяющая эффективность роботизации.
Список литературы
1 Козырев Ю.Г. Применение промышленных роботов: учебное пособие.
М.: Кнорус, 2011. 488 с.
2 Фролов К.В., Попов С.А., Мусатов А.К. и др. Теория механизмов и
механика машин: учебник / под ред. К.В. Фролова. М.: Высш. школа, 2007. 496 с.
3 Gudel Robotics: Industrial robots and gantry robot systems. URL: http://
www.gudel.com, свободный. Загл. с экрана.
УДК 621.83.062.1 A.B. Юркевич
Курганский государственный университет omtmkurgan@rambler.ru A.B. Терешин, B.A. Солдаткин Институт машиноведения УрО РАН
РАСЧЕТ ВНЕШНЕЙ ХАРАКТЕРИСТИКИ МЕХАНИЧЕСКОГО ТРАНСФОРМАТОРА МОМЕНТА С ИСПОЛЬЗОВАНИЕМ АППРОКСИМИРУЮЩИХ ФУНКЦИЙ
Аннотация. Для расчета внешней характеристики механического бесступенчатого трансформатора с колебательным движением внутренних звеньев предлагаются аппроксимирующие зависимости, позволяющие учесть отличие колебаний, создаваемых преобразователем с шарнирно-рычажными четырехзвенниками, от гармонических. Это позволяет существенно уточнить внешнюю характеристику и требуемый закон управления амплитудой колебаний.
Ключевые слова: механический бесступенчатый трансформатор, шарнирно-рычажный четырехзвенник, внешняя характеристика, угол закрутки торсиона, аппроксимирующие зависимости, закон управления амплитудой колебания.
A.V. Yurkevich, Ph.D. A.V. Tereshin, V.A.Soldatkin Institute of Engineering Science, RAS, Ural Branch Kurgan State University omtmkurgan@rambler.ru
CALCULATING THE EXTERNAL CHARACTERISTICS OF THE MECHANICAL TORQUE VARIATOR USING THE APPROXIMATING FUNCTIONS
Abstract. To calculate the external characteristics of the mechanical stepless torque variator with oscillatory motion of inner links the work offers approximating dependences allowing to take into account the difference of oscillations generated by the inverter with four-bar link mechanisms from harmonic oscillations. This allows considerable specifying of the external characteristics and the required control law of the oscillation amplitude.
Index terms: Mechanical stepless torque variator, four-bar link mechanism, external characteristics, twist angle of torsion, approximating dependences, control law of the oscillation amplitude.
Важнейшим этапом при проектировании трансмиссий автотранспортных средств является расчет внешней характеристики. От точности таких расчетов зависит соответствие выбранных параметров конструкции трансмиссии требуемым тягово-динамическим качествам автотранспортного средства. Это в полной мере относится к трансмиссии с многопоточным механическим бесступенчатым трансформатором момента, представленным в [1; 2].
Работает такой бесступенчатый трансформатор момента следующим образом (рисунок 1).
Вращение входного вала 1 через общий кривошип 2 преобразуется в плоское параллельное движение голов-
