автореферат диссертации по обработке конструкционных материалов в машиностроении, 05.03.01, диссертация на тему:Автоматизированный расчет характеристик опорно-поворотных устройств в кинематических цепях металлорежущих станков

/

Московский Государственный Технологический Университет "Станкин"

Автоматизированный расчёт характеристик опорно-поворотных устройств в кинематических цепях металлорежущих станков.

Специальности : 05.03.01 - Процессы механической и физико-технической

обработки , станки и инструмент ;

05.02.18 - Теория механизмов и машин.

Научный руководи гель д.т.н., профессор Пуш А.В.

Бабнч Мария Анатольевна

Диссертация на соискание учёной степени кандидата технических наук.

г.Москва 1999 г.

Оглавление стр.

Введение .......................................................................................4

1. Особенности конструкции приводов опорно-поворотных

устройств и их характеристик...........................................................8

1.1 Цилиндрическая зубчатая передача с выбором

зазора с помощью дополнительной кинематической цепи..............8

1.2 Механизмы вращения с планетарным внецентроид

ным циклоидальным зацеплением....................................................12

1.3 Механизм вращения с волновыми передачами...............................18

1.4 Планетарные передачи типа КН\/ и 2КУ..........................................21

1.5 Сравнительный анализ различных типов передач по

габаритным размерам и энергоёмкости....................................24

Выводы и постановка задачи исследования..............................26

2 Сравнительный анализ различных типов передач ,

применяемых в опорно-поворотных механизмах.............................28

2.1 Расчёт коэффициентов полезного действия..............................29

2.2 Расчёт коэффициентов массогабаритных показателей..................34

2.3 Определение жёсткости исследуемых передач...............................37

2.4 Определение энергоёмкости и трудоёмкости исследуемых передач......................................................................................39

2.5 Определение долговечности исследуемых передач.......................41

2.6 Определение коэффициента совершенства различных

типов исследуемых передач...............................................................43

Выводы.............................................................................................46

3. Разработка опорно-поворотного механизма на базе передачи типа 2КУ с большим передаточным отношением и малой разностью чисел зубьев сателлита и эпицикла..............:................47

3.1 Расчёт основных параметров............................................................47

3.2 Конструктивное исполнение редуктора...........................................49

3.3 Определение передаточного числа редуктора................................49

3.4 Расчёты .подтверждающие работоспособность редуктора............53

3.8 Алгоритм расчёта основных параметров передач внутренних зацеплений с малой разницей чисел зубьев сателлита и эпицикла

в структуре опорно-поворотного устройства....................................61

Выводы................................................................................................63

4 Расчёт качества внутреннего зацепления с малой

разницей чисел зубьев.........................................................................64

4.1 Основные теоретические закономерности качества передачи.......64

4.2 Радиусы кривизны полоид и сопряжённых профилей......................68

4.3 Эвольвента окружности......................................................................70

4.4 Кинематические показатели качества нарезания колёс с внутренним зубчатым зацеплением...................................................72

4.5 Размеры колеса с внутренним зубьями, получаемые при нарезании долбяком...........................................................................73

4.6 Алгоритм расчёта параметров внутреннего зацепления с

малой разницей чисел зубьев сателлита и эпицикла......................91

4.7 Особенности автоматизированного расчёта геометрических параметров и качественных характеристик передач внутреннего зацепления с разницей чисел зубьев сателлита и эпицикла

1 или 2 в автоматизированной системе...........................................95

5. Проведение сравнительных экспериментальных исследований......115

5.1 Проведение экспериментальных исследований по определению коэффициента полезного действия,нагрева и шума..115

5.2 Проведение экспериментальных исследований по определению жёсткости опорно-поворотных устройств

и обработка результатов испытаний....................................................123

6. Внедрение результатов исследований..............................................129

7. Заключение............................................................................................131

Список литературы...............................................................................133

ВВЕДЕНИЕ.

В структуре металлорежущих станков и промышленных роботов большая часть исполнительных механизмов представляет собой опорно-поворотное устройство. По функциональному признаку опорно-поворотное устройство^ классифицируют на несущую и исполнительную систему. В несущую систему входит корпус и опоры для базирования выходного несущего звена опорно-поворотного устройства и проблем при их проектировании не возникает. Исполнительная система опорно-поворотного устройства включает в себя механизм преобразования движения приводного электродвигателя в движение выходных звеньев несущей системы (это могут быть планшайба, инструментальный барабан, каретка, люлька, звенья промышленных роботов и т.д.). Широкое распространение в приводах этих механизмов получили высокооборотные электродвигатели. Это связано с появлением электродвигателей с улучшенными динамическими характеристиками при небольших эксплутационных расходах. Это требует создания исполнительных механизмов опорно-поворотных устройств с большими передаточными отношениями.

Исполнительные системы имеют большое разнообразие конструкций - это цилиндрические зубчатые передачи, червичные зубчатые передачи волновые и планетарные передачи.

На современном этапе развития станкостроения и роботостроения актуальной задачей является создание приводов для опорно-поворотных устройств с повышенными эксплуатационными требованиями и минимальной стоимостью. Это связано с тем, что доля приводов движения в станках на основе опорно-поворотных устройств составляет до 30 %, а в промышленных роботах до 70%.

Проблема улучшения качественных характеристик приводов опорно - поворотных устройств станков и роботов выдвигает задачу по дальнейшему совершенствованию механических передач, входящих в их состав, а для уменьшения их стоимости и эксплуатационных расходов одним из перспективных направлений является создание механических приводов с минимальным количеством кинематических элементов и минимальными требованиями по их точности изготовления.

Опорно - поворотные устройства в станках применяются у опорно - делительных столов фрезерных станков, обрабатывающих центров,

зубофрезерных станках. В роботах опорно - поворотные устройства применяются для приводов поворотных степеней подвижности и осуществления путевых перемещений. Общими требованиями, предъявляемые к ним являются:

- Минимальные значения статических и динамических ошибок

- Малая инерционность кинематической цепи

- Минимальное значение момента трогания кинематической цепи

привода, с тем чтобы не создавать дополнительных нагрузок на привод

- Минимальное значение момента трогания кинематической цепи привода. Так как трение покоя превышает трение движения, то момент трогания привода опорно-поворотного устройства может привести к скачкообразному изменению управляющего воздействия и как следствие к перерегулированию.

- Передаточные числа механизмов опорно-поворотных устройств должны составлять 30.. 100 в зависимости от их назначения и применяемого привода.

- Минимальное значение величины мертвого хода в кинематической цепи привода

- Кинематическая цепь опорно-поворотного устройства не должна быть источником крутильных колебаний, жесткость ее должна быть такой, чтобы частота собственных колебаний кинематической цепи находилась вне области рабочих частот, т. е. выше верхней частоты пропускания частот СПУ.

- Исполнительный механизм опорно-поворотного устройства (редуктор) должен быть непосредственно связан с опорным устройством, т. е. подшипниковым узлом опоры, должна быть обеспечена их компактная компоновка с обеспечением жесткости их связей.

В настоящее время в опорно-поворотных устройствах станков наибольшее применение нашли цилиндрические, зубчатые и червячные передачи, которые позволяют получать точность отработки угла поворота 10 .50 [37,33]. Однако червячная передача обладает рядом существенных недостатков. К ним относятся: повышенный износ, низкий КПД, необходимость введения сложного узла выбора зазоров.

\

Применение цилиндрических зубчатых передач с передаточным числом 30...60 приводит к большим габаритам, из-за большого числа пар зацеплений и необходимости создания дополнительной кинематической цепи выбора зазоров.

В промышленных роботах в опорно-поворотных устройствах применяются волновые передачи и цилиндрические зубчатые передачи с выбором зазоров дополнительной кинематической цепью с упругим элементом [50,46,2]. Недостатком волновых передач является пониженная жесткость и ограниченная долговечность генератора волн [23].

Ряд фирм после 1980 года стали создавать на базе планетарных передач с внутренним циклоидальным и обычным зацеплением, что обеспечивает, по их данным повышение жесткости, высокий коэффициент полезного действия и точность опорно-поворотного устройства.

Планетарные передачи обозначаются в соответствии с принятыми обозначениями основных звеньев,обозначения разработанные Кудрявцевым В.И.[29]

Центральные колеса в сокращенных обозначениях обозначаются буквой К, водила Н, механизм, совершающий планетарное движение вокруг основной оси с передаточным отношением +1 (например кривошип) обозначается V.

Для обозначения количества тех или иных звеньев передачи перед соответствующими обозначениями звеньев ставится цифра.Таким образом опорно-поворотные устройства с планетарным механизмом, включающие 2 центральных колеса и эксентриковый механизм связи водила с сателлитами, далее в тексте называются 2КУ

Поэтому для реализации в приводах передаточных чисел порядка 30... 100, обеспечения беззазорности, жесткости, компактности передач перспективным направлением является применение планетарных передач типа 2К\/, 2КН, КНУ, а также планетарно-цевочных передач типа КН\/.;

- Однако отсутствие сравнительного анализа качественных показателей передач данного типа с характеристиками обычных и волновых передач сдерживает их применение в приводах роботов и станков, хотя трудоемкость изготовления передач типа 2К\/, 2КН и КН\/ значительно меньше трудоемкости изготовления волновых и обычных передач. Рассмотрим особенности опорно-поворотных устройств с различной

\

кинематикой, применяемых в кинематических цепях металлорежущих станков.

Целью настоящей работы является:

- на базе проведения сравнительного анализа качественных показателей передач определить типы наиболее перспективных механизмов для опорно-поворотных устройств, применяемых в кинематических цепях металлорежущих станков,

- разработать методику автоматизированного расчета параметров наиболее перспективных механизмов для опорно-поворотных устройств, применяемых в кинематических цепях металлорежущих станков,

- провести сравнительные натурные испытания наиболее перспективных механизмов для опорно-поворотных устройств ,

- на основе проведенных аналитических и экспериментальных исследований разработать и внедрить в производство рекомендации по созданию перспективных исполнительных механизмов для опорно-поворотных устройств, применяемых в кинематических цепях металлорежущих станков.

ГЛАВА 1. ОСОБЕННОСТИ КОНСТРУКЦИИ ПРИВОДОВ ОПОРНО-ПОВОРОТНЫХ УСТРОЙСТВ И ИХ ХАРАКТЕРИСТИК

1.1. ЦИЛИНДРИЧЕСКАЯ ЗУБЧАТАЯ ПЕРЕДАЧА С ВЫБОРОМ ЗАЗОРА С ПОМОЩЬЮ ДОПОЛНИТЕЛЬНОЙ КИНЕМАТИЧЕСКОЙ ЦЕПИ.

На рис. 1.1 показана кинематическая схема зубчатой передачи с выбором зазора дополнительной кинематической цепью [50,46,10,26,30,43,48,45]. Движение от двигателя 1 передается к выходному зубчатому колесу 8, которое связано с поворотным устройством по двум кинематическим цепям(КЦ):

Первая КЦ. Двигатель 1, зубчатое колесо (ЗК) 2, ЗКЗ, вал 4, зубчатое колесо 5, зубчатое колесо 6, зубчатое колесо 7, зубчатое колесо 8.

Вторая КЦ: Двигатель 1, зубчатое колесо 2, зубчатое колесо 9, вал 10, зубчатое колесо 11, зубчатое колесо 12, торсион 13, зубчатое колесо 14, зубчатое колесо 8.

Для осуществления выбора зазоров в передачах производится предварительная закрутка торсиона 13 моментом несколько большим, чем максимальный момент, требуемый при работе привода, чтобы при его работе не происходило раскрутки «стыка» между рабочими поверхностями зубьев колес.

На рис. 1.2. приведена диаграмма моментов, действующих на обе кинематические цепи, которые приведены для первой кинематической цепи к зубчатому колесу 6, для второй кинематической цепи к зубчатому колесу 12.

При этом кинематическая цепь (за счет более высокой жесткости СО будет иметь предварительную закрутку ф1 , а вторая кинематическая цепь будет иметь предварительную закрутку ф2, которая обратно пропорциональна жесткости привода. Моменты Т1 и Т2 , действующие на первую и вторую кинематическую цепь равны Т1 - моменту предварительной закрутки торсиона.

Суммарная жесткость системы при условии раскрытия стыка будет равна С1+С2 , которая имеет место на угле закрутки системы от -ф1 до +ф2 . При нагрузке больше Т1 происходит раскрытие стыка и резко падает жесткость системы, так как работает только вторая кинематическая цепь и происходит явление «упругого» люфта. При

дальнейшем возрастании нагрузки зазор полностью вытирается и начинает работать кинематическая цепь 1. При этом жесткость системы повышается. \

Ф1 - угол закрутки КЦ 1 Ф2 - угол закрутки КЦ 2 С1 - жесткость КЦ 1 Сг - жесткость КЦ 2 Тт - момент затяжки торсиона

Недостатком описанной кинематики привода является то, что для полного устранения люфта необходима предварительная закрутка торсиона моментом 1, 2 максимальной полезной нагрузки Ттах, что создает усилия в зубчатых колесах второй КЦ 1,2Ттах, а в первой КЦ 2,2 КЦ. Это приводит к существенному увеличению потерь в зацеплении, повышенному износу зубьев и увеличению массы и габаритов опорно-поворотного устройства.

Рис. 1.1 Цилиндрическая зубчатая передача с выбором зазора дополнительной кинематической цепью.

1.2. МЕХАНИЗМЫ ВРАЩЕНИЯ С ПЛАНЕТАРНЫМ ВНЕЦЕНТРОИДНЫМ ЦИКЛОИДАЛЬНЫМ ЗАЦЕПЛЕНИЕМ.

Устройство редуктора с внецентроидным циклоидальным зацеплением показано на рис. 1.3 [49]. Движение от двигателя Д передается на кривошип 1, на котором на подшипниках установлены два сателлита 2, связанные с роликами 3, установленными в корпусе. Движение снимается водилом 4, пальцы 5 которого входят в отверстия сателлитов. •

Геометрия внецентроидного циклоидального цевочного зацепления представлена на рис. 1.4а и рис. 1.46. Для образования такого зацепления надо радиус внешней производящей окружности принять равным радиусу центроиды Я. При этом Т2= - а; радиус второй производящей окружности принять равным нулю Т1= 0, таким образом можно получить центроидное гипоциклоидальное зацепление. Частный его случай показан на рис. 1.46 в виде гипоциклоидального цевочного зацепления. Для этого радиус одной производящей окружности следует принять равным радиусу центроиды, а радиус второй производящей окружности - нулю.

В практическом цевочном зацеплении вместо точки - центр цевки используется цевка радиусом При этом смотрится уравнение кривой. Уравнение кривой профиля зубьев внешнего колеса имеют вид , представленный на рис.1.4.а и 1.4.6 [49] и представляют собой эпициклоиду.

£ = х ± 11цу / -\/(х')2 + (у )2

т1 = у±КцХ'/л/(х')2+(у')2 где х, у - координаты точек циклоидальных кривых,

. £ и 11 - координаты эквидистантных кривых,

- радиус цевки, х, у' - первые производные от координат по углу.

Рис1.3. Редуктор с внецентроидным циклоидальным зацеплением.

а)

б>

Рис. 1.4. Геометрия внецентроидного цевочного циклоидального зацепления.

Для выбора основных параметров передачи с внецентроидным зацеплением определяют удельное давление и удельную работу трения в различных точках профиля, изменяя параметры передачи . Удельное скольжение X при этом определяется по формулам:

X,=(Л& -

где и - удельное скольжение на первом и втором сателлите,

А8г> Асоответствующие перемещения точки контакта по профилям

первого и второго сателлита.

Удельная работа трения на профиле зуба определяется по формулам:

где N - усилие по нормали,

Т - коэффициент трения, Ь - ширина зубчатого венца.

На графиках рис. 1.5а и рис. 1.56 показаны зависимости производной Ш от числа зубьев (см. рис. 1.5) и радиуса цевки.

Анализ представленных графиков показывает, что Ш уменьшается с увеличением числа зубьев сателлитов, а при увеличении радиуса ^ Ш увеличивается в конце зацепления. Преимуществом таких передач являются: передаточное число 40... 100 в одной ступени, компактность, высокая жесткость. Ряд источников[23,12] отмечают возможность достижения высокого КПД (порядка 0,9).

Недостатком описанной передачи является необходимость в специальном оборудовании и специальных шлифовальных кругах для производства сателлитов.

В