Промышленные роботы и манипуляторы

Размещено на http://www.allbest.ru/

Введение

Наиболее важной составляющей производства являются промышленные роботы и манипуляторы - универсальное средство комплексной автоматизации производственных процессов, отличающееся способностью к быстрой переналадке последовательности, скорости и содержания манипуляционных действий. За счет этих возможностей обеспечивают наибольший эффект в условиях частой смены объектов производства, а также при автоматизации ручного низкоквалифицированного труда. В данной работе рассматриваются транспортные роботы, которые в настоящее время используются на различных предприятиях. На их основе будет продемонстрирован манипулятор, который будет более эффективным для микроэлектроники.

В расчетной части дипломной работы описана методика для расчета цилиндрических передач, по которым составлена компьютерная программа, облегчающая выбор зубчатых колес. Благодаря данной программе задав передаточное отношение и модулю можно получить размеры зубчатых колес, наклон зубьев, материал, количество зубьев.

Стоит цель разработать механизм вертикального перемещения, который бы обеспечивал погрешность позиционирования не более ±10мм. На рынке имеется ряд механизмов выполняющих данное условие, но они в свою очередь очень громоздкие и сложны в изготовлении.

Основные технические требования

Грузоподъемность не более Наибольшая погрешность позиционирования не более	20 кг ±10 мм.
Наибольшие перемещения по степени подвижности не более:
- по горизонтали - по вертикали	400 м ± 1 м 2 м ± 0,01 м
Наибольшие скорости по степеням подвижности:
- по горизонтали - по вертикали	1 ± 0,2 м/с 0,25 ± 0,1 м/с
Максимальная электрическая мощность, потребляемая транспортным
комплексом не более	1,5 кВт
Потребляемая мощность транспортного
робота Число степеней подвижности робота	0,09 кВт 2
Число программируемых точек при прямом и обратном перемещении схвата
- по горизонтали - по вертикали	5 2
Число программируемых точек при
ротации схвата	3

Современные аналоги проектируемого робота

Транспортный манипулятор - РТШ 8-50

Техническая характеристика

Число степеней подвижности Грузоподъемность, кг	2 50
Система координат прямоугольная
Масса, кг Тип привода Погрешность позиционирования, мм Система управления Величина ходов, мм: - по вертикали - по горизонтали	100 электромеханический ±10 цикловая 2200 не ограничена
Скорость перемещения, м/с:
- по вертикали - по горизонтали	0,15 0,5

Предназначен для использования в автоматизированных монорельсовых дорогах.

Транспортный манипулятор - ТРМ -100

Техническая характеристика

Число степеней подвижности Грузоподъемность, кг	2 100
Система координат прямоугольная
Масса, кг Тип привода Погрешность позиционирования, мм Система управления Величина ходов, мм: - по вертикали - по горизонтали	50 электромеханический ±10 на базе ПК 2700 не ограничена
Скорость перемещения, м/с:
- по вертикали - по горизонтали	0,15 1,0

Предназначен для использования в автоматизированных монорельсовых дорогах. Анализ технических требований к транспортному роботу, изучение аналогов позволили разработать кинематическую схему и конструкцию транспортного робота.

Кинематическая схема робота имеет вид:

Рис 2. Кинематическая схема



Устройство транспортного робота.

Транспортный комплекс представляет собой устройство, состоящее из ПК, робота и подвесного пути.

1. Монорельс содержит двутавровую балку, шинопровод, адресные импульсные линейки и элементы электрооборудования. Основной элемент монорельса - шинопровод, представляет собой четырехпроводную троллейную линию, собираемую их отдельных элементов (секций). Конструктивно шинопровод выполнен в виде короба, внутри которого расположены четыре троллия, закрепленные на изоляторах. Короба соединяются с помощью специальных соединительных муфт и закрепляются винтами, а троллеи - с помощью специальных соединительных муфт и закрепляются винтами, а троллеи с помощью соединителей. Короб шинопровода выполнен из оцинкованной стали, троллеи двутаврового сечения - из алюминия, изоляторы - из изоленты.

Секции для ввода токосъемника, вводная и концевая, имею некоторые специфические особенности. Секция для ввода токосъемника составляет 750 мм. В средней части секции, в низу короба, есть отверстие, через которую вводят токосъемник. Отверстие закрывается с помощью откидывающимися на петлях дверцами, которые зафиксированы в закрытой позиции. Дверцы фиксируются в закрытом положении защелкой. Вводная секция предназначена для подвода питания к шинопроводу. Конструктивно она выполнена в виде прямой секции длиной 750 мм, верхняя часть имеет
выводы (контакты) для подсоединения алюминиевых проводов, сечением до 35 мм2 через наконечники типа ТА. Контактная часть секции закрывается коробом.

Концевая секция устанавливается в конце магистрали и выглядит в виде прямой секции длина которой составляет 750 мм. На одном из торцов располагается заглушка. Со стороны торца секции возможно введение в шинопровода токосъемника.

Питание электрогрузовоза осуществляется посредством токосъемника через клеммник, к которому подводится от электротягача. Токосъемник имеет на каждую фазу шинопровода две токосъемные щетки, что гарантирует непрерывность подачи электрического питания в момент перехода токосъемника через стыки в троллеях. Токосъемник передвигается вдоль короба шинопровода по его нижним полкам.

2. Электротягач, служащий тяговым органом электрогрузовоза состоит из двух шарнирно соединенных частей приводного устройства и пульта с аппаратурой программного управления.

Приводное устройство состоит из каретки и приводного колеса. Каретка представляет собой двухколесную тележку, состоящую из двух щёк, соединенных между собой поперечными скобами. На щеках смонтированы направляющие ролики. На каретке имеется ось для шарнирного подвешивания к ней приводного колеса. Приводное колесо состоит из массивной бандажной шины, надежной на корпус червячного редуктора. На выходном валу редуктора смонтирован электромагнитный колодочный тормоз, служащий для останова электротягача. Замыкание тормоза производится прижимной, а размыкание электромагнитом, включенным параллельно с двигателем, поэтому замыкание тормоза происходит автоматически, при включении и выключении тока в цепи двигателя. По мере износа тормозных колодок уменьшается свободный ход якоря электромагнита и после его полного исчезновения происходит уменьшение тормозного момента. Для восстановления свободного хода до величины 5..8 мм необходима регулировка тормоза. На щёках производного колеса и каретках смонтирован двух-звенный шарнирно стержневой механизм для автоматического регулирования давления приводного колеса на рельс при движении электротягача в составе электрогрузовоза. На одном из стержней механизма установлена планка, воздействующая на датчик отключения привода в случае заклинивания ходовой части электрогрузовоза или превышении допустимого тягового усилия.

Пульт с аппаратурой программного управления крепится четырьмя болтами к плите, которая с направляющими роликами подвешивается к монорельсовой двутавровой балке на двух колесах.

3. Манипулятор, являющийся прицепным грузоносителем, конструктивно представляет собой четырехколесную подвижную монорельсовую тележку. Колеса имеют шарнирное соединение с рамой, что обеспечивает хорошую проводимость на закруглениях, подъемах и спусках монорельса. На раме смонтирован грузоподъемный механизм, состоящий из двигателя с датчиками выключения его при ослаблении натяжения грузового каната и перегрузках; зубчато-червячного редуктора и грузового барабана.

Для вертикального перемещения груза на раме установлена рука, представляющая собой четырех-звенный шарнирно-рычажный механизм с пантографным устройством, ретранслирующим угловые перемещения верхнего колена к схвату, закрепленному на нижнем колене, таким образом, что углы раскладывания колен руки равны, а плита крепления схвата совершает чисто поступательные перемещения по вертикальной линии. Для этого в каждый шарнир встроенные на корпусе предыдущего колена, а во внутреннюю полость каждого рычага встроена зубчатая рейка, соединяющая попарно реечные шестерни шарниров.

Силовое замыкание реечного зацепления осуществляется роликовым механизмом с упругим элементом. Упругий элемент (пружина сжатия с коническим толкателем) обеспечивает ликвидацию бокового зазора в зубчатой передаче даже при невысокой степени точности изготовления зубьев рейки и шестерни. Крайняя реечная шестерня верхнего рычага закреплена на корпусе робота. Нижняя реечная шестерня закреплена на плите, несущей схват.

Для обеспечения плоскопараллельного перемещения схвата диаметр разных шестерен внутренних шарниров манипулятора вдвое меньше диаметра крайних реечных шестерен, закрепленных на корпусе и схвате.

Рычаги руки выполнены из алюминиевого сплава, причем их части соединены между собой клеевыми и штифтовыми соединениями. Во внутренней полости рычагов имеется канал для размещения электроразводок, подвода питания и сигналов управления к схвату.

Перемещение схвата по вертикали осуществляется за счет складывания и раскладывания руки. Оно осуществляется с помощью трос-блочного механизма. Канатный барабан трос-блочного механизма через редуктор соединен с валом электродвигателя постоянного тока. Один конец каната закреплен на барабане, а второй, огибая блок схвата, закрепляется через упругую подвеску на корпусе робота.

4. Схват представляет собой механизм поворотный относительно вертикальной оси с шарнирно подвижными захватными элементами. Ротация схвата обеспечивается через мальтийский механизм от электродвигателя постоянного тока. Сведения и разведения захватных рычагов осуществляется кулачковым механизмом через направляющую поступательного перемещения. Спиральный кулачок обеспечивает перемещение двух зажимных губок схвата и двух губок, фиксирующих переносимую деталь в процессе транспортирования.

5. Электрооборудование робота состоит из ПК, пульта адресования, пульта электротягача, пульта манипулятора, пульта адресной станции.

Описание работы транспортного робота.

Транспортный комплекс является транспортной системой, предназначенной для автоматизации межоперационных перемещений грузов массой до 10 кг. Системой управления может служить любой персональный компьютер (ПК) с операционной системой Windows XP и выше.

В исходном положении робот находится на одной из адресных станций, при этом путевой датчик взаимодействует с пластиной, входящей в щель этого датчика. Захват тары в открытом состоянии находится в верхнем положении. Механизм ротации в среднем положении.

При получении команды с управляющей системы на движение в соответствующий адрес включается электродвигатель передвижения робота совместно с электромагнитом тормоза и робот начинает движение в соответствующем направлении с плавным набором скорости до номинальной на расстоянии 0,8 - 1,0 м.

При подходе робота к требуемому адресу за 0,8 - 1,0 м датчик пройденного пути дает сигнал на плавное замедление скорости вращения электродвигателя передвижения, а при входе пластины, установленной на роботе, в щель соответствующего путевого датчика отключая электродвигатель передвижения и магнит тормоза. Робот останавливается.

После прибытия робота включается электродвигатель механизма подъема на опускание. Схват начинает движение вниз. После опускания схвата на тару и срабатывания датчиков включается электродвигатель механизма схвата. При срабатывании датчика «захват» включает электродвигатель механизма подъема на подъем.

При подходе схвата к верхнему положению за 0,4 - 0,5 м датчик пройденного пути даст сигнал на плавное замедление скорости вращения электродвигателя подъема и электродвигатель подъема отключается.

После этого включается электродвигатель передвижения робота совместно с электромагнитом тормоза и робот начинает движение с тарой в соответствующий адрес. Цикл повторяется с установкой тары, на требуемый передаточный стол. Для окончания заданных транспортных и перегрузочных операций схват робота поднимается и робот принимает исходное положение (схват открыт). По описанию работы транспортного робота построена циклограмма.

Циклограмма работы робота имеет вид.

транспортный робот цилиндрический зубчатый



Рис.1. Циклограмма работы робота

В момент 0 начинается движение робота по монорельсу, в момент времени t1 - работа механизма вертикального перемещения ( вниз- перемещение);

t2 - окончание вертикального перемещения, и начало работы схвата (захват контейнера);

t3 - подъем схвата с грузом;

t4 - окончание вертикального перемещения (подъем схвата) - начало движения по монорельсу перенос груза;

t5 - опускание схвата с грузом;

t6 - разжатие схвата, груз оставлен в адресной станции;

t7 - подъем схвата;

t8 - окончание цикла работы робота;

Тц - время цикла.

После окончания цикла, начинается новый цикл работы робота и т.д.

Расчетная часть

Одним из основных элементов манипулятора является привод. В условиях повышенных требований к вакуумной гигиене широкое применение в качестве приводов получили электромеханические приборы, состоящие из электродвигателя и редуктора. Проектируемый робот относится к группе средних по грузоподъемности роботов.

Важнейшими характеристиками роботов являются также: долговечность, компактность, точность позиционирования и величина КПД. Расчет и оптимизация этих характеристик является одной из задач проектирования манипуляторов. Поэтому целью данной работы является разработка комплекса программ расчета механических компонентов привода, позволяющих производить расчет геометрических, силовых, точностных и других характеристик, обеспечивающих наилучшие их сочетание. Комплекс программ должен охватывать широкую номенклатуру зубчатых зацеплений, в том числе цилиндрические, конические, червячные, а также их сочетания.

1. Расчет элементов привода автоматического манипулятора

Одним из наиболее часто используемых приводов для автоматических манипуляторов является электромеханический привод. Этот привод, как правило, состоит из электродвигателя и редуктора. Так как электродвигатели, применяемые в приводах, имеют большое число оборотов на выходном валу, а по условиям проектирования приводов частота вращения должна быть от единиц до нескольких десятков оборотов в минуту, следовательно требуется передаточный механизм в виде редуктора (червячного, цилиндрического, конического и т.д.).

Разработанный комплекс программ позволяет определить многие параметры зацеплений (геометрические, силовые и т.д.), что облегчает труд разработчиков, и дает возможность еще на стадии разработки выбрать редуктор с оптимальными параметрами.

При этом значительно сокращается процесс разработки, за счет сокращения времени на расчет зацеплений и их прочностных характеристик, а также повышение их качества и эффективности. Ниже приведены методики расчета цилиндрических, конических и червячных зацеплений.

1.1 Основные методики расчетов цилиндрических зубчатых зацеплений

Цилиндрические зубчатые передачи являются одним из самых распространенных видов зубчатых передач. Данная методика позволяет произвести все необходимые расчеты этих передач для составления конструкторской документации.

Методика расчетов позволяет определить геометрические размеры зубчатых колес, величину модуля зуба, число зубьев, коэффициент полезного действия зацепления, а также в случае необходимости произвести корректировку заданных параметров для получения оптимальных значений габаритов, долговечности и массы передачи.

Методика предназначена для расчетов одноступенчатых передач, однако при расчете многоступенчатых передач также можно использовать данную методику, как основу.

1.2 Геометрия эвольвентных зацеплений

Геометрия венца цилиндрического зубчатого колеса определяется числом зубьев Z, расчетным модулем m, коэффициентом смещения x, углом наклона зубьев в и параметрами исходного контура.

В соответствие с ГОСТ 13755-85 у исходного контура для цилиндрических зубчатых колес с расчетным модулем m ? 1 мм имеем:

б = 20?, = 1, = 0,25

Для повышения работоспособности зубчатых передач с внешними зубьями и для снижения их виброактивности рекомендуют применить исходный контур с модификацией профиля головки. В СТС ЭВ 310-76 даны ряды значений m = , начиная от m = 0,05мм до 100мм. Для передач средней мощности (до 125 кВт) приемлемы следующие значения модуля из стандартного ряда от 1,0 до 12мм:

1-ый ряд (предпочтительный) -

1,0; 1,25; 1,5; 2,0; 2,5; 3,0; 4,0; 5,0; 6,0; 8,0; 10,0; 12,0

2-ой ряд:

1,125; 1,375; 1,75; 2,25; 2,75; 3,5; 4,5; 5,5; 7,0; 9,0; 11,0

Рис. 3. Внешнее зацепление эвольвентной цилиндрической передачи



Основные размеры цилиндрических передач (рис.3)

Межосевое расстояние определяется по формуле:

= 0,5(Z2+Z1)*() (1.1.1)

углы зацепления в торцевом сечении:

(1.1.2)

передаточное число одной ступени:

(1.1.3)

диаметр делительной окружности:

(1.1.4)

диаметр окружности вершин зубчатых колес с внешними зубьями:

(1.1.5)

диаметр окружности впадин:

(1.1.6)

Индексом j = (j = 1,2) в этих формулах условно обозначены соответственно ведущая шестерня и ведомое колесо. Для зубчатых колес, выполненных инструментом с исходным контуром по ГОСТ 13755-85 без модификации профиля головки рассчитывается торцовый коэффициент перекрытия , а также угол профиля в вершине зуба .

Порядковый коэффициент перекрытия рассчитывается по формуле:

, где (1.1.7)

(1.1.8)

(1.1.9)

Угол профиля в вершине зуба:

(1.1.10)

Для широко используемых в технике косозубых цилиндрических передач кроме торцевого коэффициента перекрытия рассчитывается еще и коэффициент осевого перекрытия :

(1.1.11)

Исходными данными для расчетов коэффициентов являются:

Все эти обозначения приведены в таблице соответствия в графе «переменные», а их название - в графе «комментарий».

1.3 Контроль взаимного положения разноименных профилей зубьев

Взаимное положение разноименных профилей зубьев
Взаимные положения разноименных профилей зубьев при нарезаниях контролируется путем измерения постоянной хорды и длины общей нормали. Эти размеры проставляются на рабочих чертежах зубчатых колес.

Наибольшее распространение получили способ контроля путем измерения постоянной хорды.

Постоянная хорда равна расстоянию между точками касания профилей зубьев и боковых сторон рейки при их симметричном расположении относительно оси симметрии зуба. Величина постоянной хорды при заданных m и х не зависит от Z и равна, рис (4):

(1.1.12)

Расстояние от до окружности вершин измерено по прямой, проведенной через середину постоянной хорды, и перпендикулярно к ней:

(1.1.13)

Общая нормаль - отрезок от касательной к окружности db между разными эвольвентными профилями, нормалями к этой касательной и расположены по разные стороны от точки касания (рис. 5)

Рис. 4 Схема замера постоянной хорды (для внешнего зацепления)



Рис. 5 Схема замера длины общей нормали (для внешнего зацепления)

Данной толщине зубьев соответствует вполне определенный размер общей нормали, и поэтому замер единичного зуба по постоянной хорде может быть заменен по общей нормали.

Длина общей нормали:

(1.1.14)

Расчетное число зубьев в длине общей нормали равно

(1.1.15)

Значение в (1.14) равно округленному до ближайшего целого значения . Угол профиля в точке на концентрической окружности диаметра равен

(1.1.16)

(1.1.17)

при число зубьев

Коэффициент полезного действия цилиндрических передач

Коэффициент полезного действия складывается из потерь на трение в зацеплении в подшипниках, а также в случае использования густых пластичных смазок.

Поскольку данная методика определяет только параметры самых зубчатых зацеплений (колес) без расчетов валов (осей) и подшипниковых опор, то для КПД одной ступени принято при расчетах усредненное значение потерь на трение, равное з = 0,87, однако в соответствующих формулах, куда входит h, его можно корректировать от 0,60 до 0,95 для различных исполнений редуктора.

1.4 Краткие сведения о материалах зубчатых колес и их термообработке

С повышением несущей способности, лимитируемой стойкостью активных поверхностей зубьев и их прочностью на изгиб, снижаются масса и габаритные размеры зубчатой передачи. Наименьшую массу имеют передачи со стальными зубчатыми колесами. Одним из важнейших условий совершенствования машин является изыскание всех возможных путей к снижению их массогабаритных показателей, поэтому сталь является основным материалом для зубчатых колес и единственным для высоконагруженных передач.

Допускаемые напряжения из условия выносливости активных поверхностей зубьев (которые обычно лимитирует несущую способность передачи) пропорциональны твердости активных поверхностей зубьев. В связи с этим в производстве, как правило, предусматривают высокие значения , обеспечиваемые химико-темическими (нитроцементацией, цементацией, азотированием и др.) и термическими обработками (объемной и поверхностной закалкой с низким отпуском.)

Цементация - науглероживание поверхностных слоев металла с последующей закалкой и низким отпуском до твердости = 56ч62 HRC - обеспечивает при использовании легированных сталей наибольшую несущую способность зубчатых передач. При этом применяют легированные стали с содержанием углерода 0,12 - 0,30%.

Объемная твердость цементированных сталей составляет 32-45 HRC, что обеспечивает высокую изгибную прочность зубьев.

После цементации происходит геометрическое искажение формы зуба, в связи с чем после термообработки производится шлифование поверхностей зубьев специальным инструментом.

В некоторых случаях после зубошлифованием для снятия внутренних напряжений производится дробеструйная обработка заготовки.

Нитроцементация (газовое ционирование) - одновременное насыщение поверхности азотом и углеродом с последующей закалкой и низким отпуском до твердости =57-63 HRC. Нитроцементации подвергаются зубчатые колеса из среднеуглеродистых сталей:

20х, 35х, 40х, 25хгм, 25ХГТ, 30 ХГТ.

Искажения формы зубьев при нитроцементации значительно меньше, чем при цементации.

Азотирование - насыщение верхнего поверхностного слоя азотом - обеспечивает очень высокую твердость до 70 HRC. Азотированию подвергаются стали, легированные хромом, никелем, молибденом, алюминием, марок 38ХМЮА, 35ХЮА, 30Х2Н2ВФА, 30ХН2МФА, 45Х2Н2МФЮА и др.

Высокая твердость поверхности затрудняет приработку зубчатых колес, поэтому обработка азотированием применяется только в тех случаях, когда есть возможность изготовить зубчатые колеса с минимальными погрешностями.

Поверхностная закалка токами высокой частоты (т.в.ч.) с последующим низким отпуском применяется для сталей с содержанием углерода 0,35-60%, марок: 40Х, 40ХН, 35ХМ, 45ХН, 60ХВ, 60Х, 55ПП. При закалке ТВЧ нагреву подвергается только наружные слои метала, при этом не возникает значительных деформаций.

Твердость после закалки с низким отпуском - 48-62HRC, сердцевина или ее твердость 260…350 НВ, что способствует повышению изгибной выносливости материала. Для нагрева небольших по размеру колес используются кольцевой индуктор, при этом, закалке подвергается значительная часть поверхности.

Объемная закалка с низким отпуском используется для сталей 40Х, 40ХН и др.

При этой термообработке неизбежны значительные искажения формы зубьев, устраняемые шлифование, и большой разброс предела выносливости. Применяется объемная закалка с низким отпуском для малоответственных передач.

Улучшение - закалка с высоким отпуском (для малоответственных деталей), ? 35HRC, используется при мелкосерийном производстве.

1.5 Проектировочный и проверочный расчеты цилиндрических зубчатых передач

Основной причиной выхода из строя зубчатых колес является повреждение зубчатых венцов в результате изнашивания и поломок зубьев. Целью приводимой ниже методики расчетов является предотвращение преждевременных выходов из строя колес из-за поломок зубьев и разрушения их активных поверхностей в результате развития усталостного выкрашивания. Вводимые ограничения по контактным напряжениям и напряжениям изгиба способствуют предупреждению нарушающих нормальную работу пластических деформаций и других видов изнашивания. Расчеты производятся исходя из заданных значений моментов нагрузки, оборотов входного и выходного валов, времени наработки, а также твердостей объемной и поверхностной.

Перед проведением расчетов необходимо проанализировать данные о работе зубчатой пары и на основании этого анализа выбрать момент на выходном валу. Для упрощения выбора момента Tp0 используются гистограммы и циклограммы нагружения. При наших расчетах значений момента нагрузки всегда принято равным максимальному моменту на нагрузке при времени работы пары равным времени эксплуатации редуктора до поломки. Иногда это может привести к неоправданному завышению массы и габаритов редуктора, поэтому в этих случаях момент Tp0 и время работы под нагрузкой необходимо выбирать из гистограммы.

Формулы для проверочного и проектировочного расчетов из условия прочности активных поверхностей зубьев

Проверочный расчет на прочность активных поверхностей зубьев выполняется по формуле:

(1.1.18)

Для стальных зубчатых колес имеем:

(1.1.19)

Проектировочный расчет из условия прочности активных поверхностей зубьев определяется по формулам:

(1.1.20)

(1.1.21)

а при заданном межосевом расстоянии по формуле:



Коэффициенты ZН, Zе, ZM, KHб определяются по формулам:

(1.1.22)

(1.1.23)

(1.1.24)

(1.1.25)

для сталиE1 = E2 = 210000 Мпа и м1 = м2 = 0,3 => ZM = 271 H1/2/мм

(1.1.26)

при в = 0 -

Коэффициент (1.1.27)

- определяется из гистограммы:

При , величина определяется по формуле:

(1.1.28)

Где K = 0,14.

= 14000 Мпа при в = 0, - коэффициент суммарной удельной жесткости для колес.

Коэффициент KHV определяется:

(1.1.29)

(1.1.30)

(1.1.31)

Значения коэффициентов ; определяются по таблице 1 и 2.

Таблица 1

Твердость активных поверхностей, сопряженных зубьев	Вид зубьев
	Прямые	0,006	0,016
	Непрямые	0,002	0,006
	Прямые	0,014	0,016
	Непрямые	0,004	0,006

Таблица 2

Модуль m, мм.	Значения для степеней точности	Значения для степеней точности
	4	5	6	7	8	9	4	5	6	7	8	9
m ? 3,5	17	28	38	47	56	73	32	85	160	240	380	700
3,5 < m < 10	22	31	42	53	61	82	53	105	194	310	410	880
m ? 10	20	37	48	64	73	100	40	150	250	450	590	1050

Коэффициент рассчитывается по формуле:

(1.1.32)

Значение допускаемого контактного напряжения для шестерни и колеса определяется:



(1.1.33)

при

при

, т.к. параметр шероховатости

Значения и определяются по формулам:

(1.1.34)

(1.1.35)

или

(1.1.36)

, (1.1.37)

где (1.1.38)

при

Если (по гистограмме).

(1.1.39)

Значения

Таблица 3

Термическая или термохимическая обработка	Твердость поверхности	, МПа
Нормализация или улучшение		2 + 70	1,1
Объемная закалка	40 - 50 HRC	17 + 100	1,1
Поверхностная закалка	40 - 56 HRC	17 + 200	1,2
Цементация или нитроцементация	54 - 64 HRC	23	1,2
Азотирование	550 - 750 HV	1050	1,2

1.7 Расчет зубьев на выносливость при изгибе

Проверочный расчет выполняется по формулам:

(1.1.40)

(1.1.41)

(1.1.42)

(1.1.43)

где

(1.1.44)

(1.1.45)

(1.1.46)

(1.1.47)

Значение определяются по формулам:

(1.1.48)

(1.1.49)

(1.1.50)

Коэффициент определяется по формуле:

Допускаемые напряжения при расчете на изгиб

(1.1.51)

Где для нереверсивной нагрузки , а для реверсивной симметричной нагрузки

(1.1.52)

При коэффициент

коэффициент , где (1.1.53)

(1.1.54)

Показатель степени при и , при . Если , то

(1.1.55-56)

или (1.1.57)

При твердости активных поверхностей зубьев коэффициент принимают не более 2. При значения . Если то принимают

Величина [] приравнивается меньшему из двух значений, вычисляемых по формулам:

[]= (1.1.58)

[]= (1.1.59)

Пределы выносливости и значения определяются по таблице:

Таблица 4

Вид термообработки	Твердость зубьев, HRC	, МПа
	поверхность	сердцевина
Цементация 20ХН2М, 12ХН2, 12ХН3А и др.	57-63	32-45	950	1,7
Цементация 18ХГТ, 30ХГТ, 12Х2Н4А и др.	57-63	32-45	800	1,7
Нитроцементация 25ХГМ	57-63	32-45	1000	1,7
Нитроментация 25ЖГТ, 30ХГТ и др.	57-63	32-45	750	1,7
Закалка Т.В.Ч. 55ПП при нагреве	58-62	28-35	900	1,7
Закалка Т.В.Ч. 60ХВ, 60Х, 60ХН и др. при нагреве	54-60	28-35	700	1,7
Закалка Т.В.Ч. 35ХМА, 40Х, 40НХ при нагреве	48-60	28-35	600	1,7
Нормализация или улучшение	180-350HB	180-350HB	1,35HB+100	1,65
Азотирование 20ХН2М, 30ХТ	-	24-40	18HRC+50	2

Величина не должна превышать более чем на 18% меньше из двух значений , найденных по этим формулам.

Величина шbd= назначается пользователем в зависимости от типа расположения опор относительно зубчатого колеса. При одностороннем расположении , при двухстороннем несимметричном , при двухстороннем симметричном .

Угол наклона зубьев определяется из следующих соображений.

Косозубые передачи имеют повышенную несущую способность и меньший уровень шума, но при значительном угле в увеличивается осевая составляющая силы в зацеплении. Поэтому рекомендуется выбирать угол по условию . Если это условие не выполнено, то угол в определяется по формуле .

Задав первоначально угол наклона, после проверки этого условия его нужно, при необходимости, скорректировать и произвести силовой и геометрический расчеты уже при новых значениях в.

1.8 Максимальное число зубьев шестерни

Ориентировочное значение Z1max из условия равно прочности по изгибным и контактным напряжениям можно найти по формулам:

(1.1.60)

(1.1.61)

Где л=0,85-[(в-10)/57]2 (1.1.62)

При принимают л=0,85 и Z1=Z1max-(1 (1.1.63)

Ширина зубчатого венца может быть найден по коэффициенту Шbd или по формуле:

(1.1.64)

Где (1.1.65)

Данная формула используется, если в проверочном расчете по изгибной выносливости условия не выполняется.

Последовательность расчетов цилиндрических зубчатых передач

В первую очередь производится расчет ориентировочных значений размеров передачи. После этого производится уточненный расчет.

Ориентировочным значением модуля:

, (1.1.66)

это значение необходимо округлить до ближайшего стандартного из рядов. По найденной величине m уточняется число зубьев:

(1.1.66a)

Расчетная ширина зубчатого венца определяется из зависимости:

(1.1.67)

Окружная скорость, значения которой входит в силовой расчет определяется по формуле:

(1.1.68)

Коэффициенты x1 и x2 (смещения) в данной методике приняты неизменными и равными x1=x2=0 для упрощения расчетов. Степень точности передачи достаточна для большинства силовых передач. После проведения силового расчета проверяется условия или . При невыполнении этих условий увеличивается расчетная ширина и уменьшается число зубьев, после чего цикл расчетов повторяется. Для предотвращения ошибки по зацикливанию из-за уменьшения числа зубьев предусмотрен выход из расчетов.

При этом рассчитываются коэффициенты долговечности зубчатых колес и влияние абсолютных размеров на число зубьев и допускаемые напряжения. Кроме того, расчеты определяют минимально необходимую твердость поверхности зубьев при термообработке путем нормализации или улучшения.

По данным методикам и формулам составлена блок-схема алгоритма расчетов и написана программа PR, в состав которой входит 28 блоков-подпрограмм, причем самостоятельных, которые могут быть использованы также при расчетах других типов зубчатых зацеплений.

1.9 Цилиндрические передачи

Таблица соответствия 5

Переменная	Обозначение	Комментарий
з	H[11]	КПД ступени
Tp0	T[3]	Момент нагрузки
tн	T[4]	Время работы под нагрузкой
T1	T[1]	Момент на входном валу
И	U	Передаточное отношение
nдв.	N[1]	Обороты входного вала
nвых	N[2]	Обороты выходного вала
NC1, NC2	N[3],N[4]	Число циклов переменного напряжения
NHE1,NHE2	N[5],N[6]	Базовое число циклов
TH1	T[5]	Расчетная нагрузка
TF1	T[5]	Наибольшая нагрузка
J	J	Текущий номер шестерни
HHOY	H[J+2]	min допустимая твердость
HY	H[J]	Объемная твердость
KHLY	K[J]	Коэффициент долговечности
уHlimY	S[J]	Расчетное контактное напряжение
SH*	S[J+2]	Коэффициент
уH'	S[J+4]	Расчетное (ориентировочное) напряжение
[уH']	S[7]	Допускаемое контактное напряжение
KH	K[10]	Поправочный коэффициент для цилиндрических передач
шв dmax	F[10]	Коэффициент поправки на расположение опор вала
шв d	F[9]	Расчетное значение этого коэффициента
KHV	K[11]	Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку
KHб	K[12]	Коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями
KHв	K[13]	Коэффициент учит. распредел. нагрузки по ширине колес
m	M	Модуль зуба колес
Zy	Z[Y]	Количество зубьев Y-ой шестерни или колеса
в	B	Угол наклона зубьев
aW	A1	Межосевое расстояние
бtw	A2	Углы зацепления в торцевом сечении
dY	D[Y]	Делительный диаметр
daY	W[Y]	Диаметр окружности вершин
dfY	F[Y]	Диаметр окружности впадин
C*	C1	Коэффициент радиального зазора исходного контура
ha*	H[10]	Коэффициент высоты головки исходного контура
бaY	P[Y]	Угол профиля в вершине зуба
б	A	Угол профиля исходного контура
еaY	E[Y]	Коэффициент влияния абсолютных размеров
еб	E[3]	Коэффициент торцевого перекрытия
ев	E[4]	Коэффициент осевого перекрытия
вw	B1	Ширина зубчатого венца
d'w1	D[Y+2]	Начальный (ориент.) диаметр ведущей шестерни
дH	S[19]	Табличный коэффициент
дF	S[20]	Табличный коэффициент
WHV	W[4]	Промежуточная переменная
WFV	W[5]	Промежуточная переменная
KV	K[18]	Промежуточная переменная
VH	V[3]	Промежуточная переменная
VF	V[4]	Промежуточная переменная
г	G[5]	Коэффициент
Вв	B2	Угол в расчете замера постоянной хорды
ZH	Z[5]	Коэффициент
Zе	Z[6]	Коэффициент
	S[21]	Расчетное контактное напряжение
ZVY	S[Y+6]	Эквивалентное число зубьев
YFY	F[10+Y]	Коэффициент формы зуба
Yb	Y3	Коэффициент ширины венца
WY	W[Y+6]	Длина общей нормали
Znry	Z[Y+6]	Количество зубьев при измерении общей нормали
YS	Y4	Коэффициент
PPY	P[Y+2]	Промежуточная переменная
AY	P[Y+4]	Промежуточная переменная
PWY	P[Y+6]	Промежуточная переменная
PAY	P[Y+8]	Промежуточная переменная
Zny	Z[Y+8]	Коэффициент числа зубьев
W'Y	W[Y+8]	Промежуточная переменная
-	Y	Коэффициент перевода градусов в радианы
-	X5	Аргумент функции arcsin
-	X6	Вспомогательная переменная
-	X7	Вспомогательная переменная
-	X9	Значение функций arcos, arcsin
-	X5	Аргумент функций arcos
-	X2	Вспомогательная переменная
-	X1	Вспомогательная переменная
-	X	Вспомогательная переменная
nст.m	N[10]	Коэффициент степени точности передачи
Mтабл	E[i]	Стандартные значения модуля
R3	R3	Количество этих значений
	F[Y+2]	Коэффициент к силовому расчету
KFCY	K[Y+2]	Коэффициент
KFLY	K[Y+13]	Коэффициент
	S[Y+10]	Предел выносливости
KFб	K[16]	Коэффициент
[уF]Y	S[Y+8]	Допускаемое изгибное напряжение
SF	S[Y+12]	Коэффициент
KFв	K[16]	Коэффициент
KFV	K[17]	Коэффициент
R1	R1	Промежуточная переменная
-	R2	Промежуточная переменная
Vy	V[Y]	Окружная скорость
ZVY	Z[Y+2]	Коэффициент
Y	S[Y+15]	Допускаемое контактное напряжение
g0	G[3]	Промежуточная переменная
Wmax	W[3]	Промежуточная переменная
X	X1	Коэффициент
	G[Y]	Коэффициент



1.10 Описание программы PR и входящих в нее блоков

Программа PR представляет собой совокупность программных блоков для расчета цилиндрических зубчатых зацеплений.

Она оформлена в виде подпрограммы, которую может вызывать основная управляющая программа, в которую введены необходимые данные. После обработки данных в подпрограмме PR вывод данных на экран.

Каждый блок в программе PR выполнен в виде автомной подпрограммы, к которой можно обратиться из любой строки управляющей программы, находящейся в системе FORTRAN. Этот вызов производится стандартным оператором перехода на подпрограмму CALL ПП (А,B,C) , где ПП - имя подпрограммы; А,B,C - фактические параметры. После его выполнения следует возврат к следующему оператору управляющей программы.

Программа PR может работать как самостоятельная, для расчета цилиндрических зубчатых передач.

Описание блоков программы PR

Блок PR1 - геометрические расчеты зубчатых колес. Использует формулы (1.1.1-1.1.6); в строках 0004-0005 определяется А1 и А2 (смотри таблицу соответствия). Передаточное отношение по формуле (1.1.3) определяется в строке 0006, после чего для каждой шестерни определяется: делительный диаметр (1.1.4) - 0008 строка, диаметр окружности вершин (1.1.5) - 0009 строка, и диаметр окружности впадин (1.1.6) - 0010 строка. Строка 0007 - начало цикла по номеру колеса. Строка 0011 - оператор конца цикла. Строка 0012-0013 - конец подпрограммы.

Блок PR2 - определение коэффициентов осевого и торцевого перекрытия по формулам (1.1.7-1.1.11). В этом и во всех других блоках параметр цикла Y-определяет номер колеса (1 или 2), для которого производится расчет. В строках 0010-0011 вычисляются по формулам (1.1.7-1.1.9). В строке 0009 - определяется (1.1.10) и (1.1.11) в строке 0012.

Блок PR3 - определение коэффициентов долговечности колес исходя из нагрузки и числа оборотов производится по формулам (1.1.34 - 1.1.38), момент нагрузки принят равному наибольшему моменту.

Блок PR4 - производится определение значений уHlim и SH* по таблице 3 в цикле по Y. В блоке используются операторы присвоения и сравнения. Из подпрограммы получаем S[Y] - уlim и S(Y+2)-( SH) для каждого колеса.

Блок PR5 - определение ориентировочных значений контактных напряжений S[7] по формулам (1.1.60) и (1.1.61) в строках 0010-0024.

Блок PR6 - определение KHV, KHб через обороты входного вала. В строках 0005-0007 - анализ числа оборотов двигателя. В строках 0008-0022 - присвоение значений.

Блок PR7 - определение начального диаметра шестерни по формулам (1.1.20) и (1.1.21) в строках соответственно 0012-0014. Перед этим, в строках 0004-0011 определяется необходимые значения, входящих в эти формулы переменных - R1 и R2. В блоке имеется элемент сравнения (строка 0011) В=0? И следовательно выбора соответствующей формулы (1.1.20) или (1.1.21).

Блок PR8 - определение допускаемых изгибных напряжений производится для каждого из зубчатых колес в цикле по Y. Расчет производится по формулам (1.1.51-1.1.57) в строках 0005-0026.

Блок PR9 - подпрограмма определения предела выносливости по данным таблицы 4. В строках 0004-0007 анализ поверхностной твердости зубьев, в строках 0008-0020 присвоение табличных значений уHlimв и SF*.

Блок PR10 - расчет максимального числа зубьев шестерни. Расчет производится по формулам (1.1.60) или (1.1.61), в зависимости от угла наклона зубьев, в строках 0013 и 0019, выбор необходимой формулы производится в строке 0008.

Блок PR11 - определение размеров для геометрических расчетов, производится по формуле (1.1.63), (1.1.60,1.1.61), модуль определяется в строке 0005 по формуле (1.1.66), число зубьев корректируется в строке 0007 по формуле (1.1.66а). Используется подпрограмма PR12 в строке 0006 - подбора из стандартного ряда модуля.

Блок PR12 - подбор из ряда стандартного модуля. Стандартный ряд модулей задан в виде отдельного блока BLOCK DATA. В строках 0004-0017 - циклически проверяется каждый элемент этого массива и выбирается ближайший к исходному значению модуля. Это значение и присваивается М.

Блок PR16 - производит ввод данных, используя операторы READ и FORMAT.

Блок PR18 - производит вывод результатов на экран, используя операторы PRINT и FORMAT.

Блок PR23 - из двумерного массива L(x6,x7), заданного в блоке BLOCK DATA, определяется значение, соответствующие таблице 2, исходя из значений модуля.

Блок PR24 - из двумерного массива Q(x6,x7) определяются значения уH и уF, соответствующее таблице 1, исходя из твердости поверхности зубьев. Массив Q - задан в BLOCK DATA.

Блок PR22 - определяются значения K[11] и K[12] с использованием блоков PR23 и PR24 (смотри таблицу соответствия) KHV и KFV определяется по формулам (1.1.45), (1.1.46) и (1.1.47) с использованием (1.1.44).

Блок PR25 - производится расчет [уH]=S(21) - контактных напряжений по формулам (1.1.18) и (1.1.19) в строках 0008-0020

Блок PR26 - рассчитываются напряжения изгиба по формулам (1.1.50) или (1.1.51), в зависимости от нагрузки для каждого колеса. Строки 0004-0008 блока PR40 используются в PR26 как подпрограмма.

Блок PR27 - определяется ширина зубчатого венца (В1) по формулам (1.1.64) и (1.1.65).



Вывод

Разработана блок схема алгоритма и составлена программа расчета геометрических и прочностных характеристик цилиндрических зубчатых передач. Программе присвоено наименование PR. Эта программа написана на примере языка FORTRAN. Это жестко стандартизированный язык, благодаря которому он легко переносится на различные платформы. FORTRAN имеет набор больших встроенных математических функций. Так же он поддерживает комплексные числа высокой точности. Программа составлена по блочному принципу, что делает составляющие её элементы универсальными с точки зрения использования их в других программах. PR - состоит из: управляющей программы, блоков расчета параметров, блоков ввода вывода. Подключение этих блоков управляет основная программа.



2. Оценка возможных опасных и вредных производственных факторов при реализации программы на ЭВМ

Производственные помещения вычислительного центра характеризуются следующими факторами вредного воздействия на работающего:

· Повышенным тепловыделением оборудования и ЭВМ

· Шумом, исходящим от устройства ввода-вывода и устройства печати

· Повышенным уровнем вибрации, связанной с работой различных электродвигателей, а также, от работающих устройств вентиляции и кондиционирования воздуха

· Наличием электромагнитного излучения

· Наличием опасных электрических напряжений в ЭВМ

· Повышенным уровнем электростатического напряжения, которое возникает при низкой влажности воздуха в зоне работы устройств ввода - вывода.

Климатические условия - являются важным фактором надёжности работы и высокой работоспособности обслуживающего персонала. Под оптимальными параметрами микроклимата принято понимать такие, которые при длительном и систематическом воздействии на человека обеспечивают сохранение нормального функционирования и теплового комфорта и являются предпосылкой высокого уровня работоспособности.

Большое влияние на функциональную деятельность человека, его самочувствие и здоровье, и на надёжность работы средств вычислительной техники оказывают температуре, влажность и скорость движения воздуха. Основными источниками теплоты являются - машины, дисплеи, приборы освещения, обслуживающий персонал. Нужно учитывать и внешние источники поступления теплоты (теплота, поступающая через окна от солнечной радиации).

В связи с большими тепловыделениями в машинном зале наиболее вероятно повышение температуры и понижение влажности воздуха. Высокая температура воздуха при сохранении других параметров вызывает быструю утомляемость работающего, перегрев организма. Это ведет к снижению внимания, вялости.

При понижении влажности воздуха на 20% у человека возникает неприятное ощущение сухости слизистой оболочки верхних дыхательных путей.

Подвижность воздуха весьма эффективно способствует теплоотдаче. Организм человека начинает ощущать воздушные потоки при скорости около 0,15 м/с. Причём, если эти воздушные потоки имеют температуру до 36 ?С организм человека ощущает освежающее действие, а при температуре 40 ?С, они действуют угнета...