Logo GenDocs.ru

Поиск по сайту:  

Загрузка...

Реферат - Использование планетарных передач и мехатронных моделей в робототехнике - файл 1.doc


Реферат - Использование планетарных передач и мехатронных моделей в робототехнике
скачать (25657 kb.)

Доступные файлы (1):

1.doc25657kb.16.11.2011 11:18скачать

содержание
Загрузка...

1.doc

Реклама MarketGid:
Загрузка...
Московский Государственный Технический Университет им. Н.Э. Баумана


Домашнее задание по дисциплине

«Проектирование и конструирование машин и роботов»

На тему

Использование планетарных передач и мехатронных моделей в робототехнике


Выполнил: Струнин В.С. ________

Группа: РК10-61

Проверил: Ушаков В.И. _________


2010

Оглавление

Мехатронный модуль 3

Обобщенная структура мехатронной системы. 6

Методика расчета универсального мехатронного модуля. 7

Планетарные передачи 9

Распространённые передачи: 10

КПД планетарных передач: 12

Кинематика планетарных передач 12

Вращающие моменты на основных звеньях (Ta, Tb, Th) 13

Силы в зацеплении 13

Особенности расчета планетарных передач: 14

Достоинства и недостатки: 16

Применение в робототехнике 16
^

Мехатронный модуль



Мехатронный модуль — это функционально и конструктивно самостоятельное изделие для реализации движений с взаимопроникновением и синергетической аппаратно-программной интеграцией составляющих его элементов, имеющих различную физическую природу.


Предметом мехатроники являются методы проектирования и компьютерного управления, а также новые технологические и ин­формационные процессы, которые обеспечивают все этапы жиз­ненного цикла при создании качественно новых модулей и машин. Главная методологическая идея мехатроники состоит в системном сочетании таких ранее изолированных научно-технических на­правлений как точная механика, микроэлектроника, электротехни­ка, компьютерное управление и информатика.

Суть мехатронного подхода заключается в глубокой, взаимо­проникающей интеграции компонент различной физической при­роды на всех этапах жизненного цикла изделия, начиная со стадии его концептуального проектирования и заканчивая производством и эксплуатацией.


Рассмотрим качественно новые требования, предъявляемые к функциональным характеристикам приводной техники для техно­логических машин. К их числу в первую очередь следует отнести:

  • сверхвысокие скорости движения рабочих органов машин, которые определяют новый уровень производительности техноло­гических комплексов;

  • сверхвысокую точность движений, необходимую для реали­зации прецизионных технологий (вплоть до микро- и наноперемещений);

  • максимальную компактность конструкции и минимизацию массогабаритных показателей модулей (вплоть до миниатюризации в микросистемах);

  • интеллектуальное поведение машин, функционирующих в изменяющихся и неопределенных внешних средах;

  • реализацию быстрых и точных перемещений рабочих орга­нов по сложным контурам и поверхностям;

  • существенное расширение технологических и функциональ­ных возможностей оборудования, желательно без увеличения его цены;

  • способность системы к реконфигурации в зависимости от выполняемой конкретной задачи или операции;

  • высокую надежность и безопасность функционирования.

Преимущества мехатронных модулей


К главным преимуществам мехатронных систем и модулей от­носят:

  • исключение многоступенчатого преобразования энергии и информации, упрощение кинематических цепей и, следовательно, высокая точность и улучшенные динамические характеристики;

  • конструктивная компактность модулей и, следовательно, улучшенные массогабаритные характеристики;

  • возможность объединения мехатронных модулей в сложные мехатронные системы и комплексы, допускающие быструю рекон­фигурацию;

  • относительно низкую стоимость установки, настройки и об­служивания системы благодаря модульности конструкции, унифи­кации аппаратных и программных средств;

  • способность выполнять сложные движения благодаря при­менению методов адаптивного и интеллектуального управления.


Задача конструирования мехатронного модуля включает три основных этапа:

  • выбор вариантов структурных решений модуля по его за­данной функции и их функционально-структурный анализ. Вход­ной информацией для этого этапа проектирования является F-модель, а на выходе формируется S-модель мехатронного модуля;

  • структурно-конструктивный анализ конструкторских реше­ний и построение С-модели мехатронного модуля;

  • конструкторская реализация выбранного варианта модуля с разработкой конструкторской документации;


^

Обобщенная структура мехатронной системы.



Методика расчета универсального мехатронного модуля.



Рассмотрим методику расчета универсального мехатронного модуля при незначительных динамических нагрузках, когда силы инерции нагрузки значительно меньше внешних сил, действующих на мехатронный модуль.


Дано:

  • структурная схема мехатронного модуля

  • приложенная внешняя нагрузка (осевая сила FН или вращающий момент TН)

  • требуемая скорость (линейная vвых или угловая скорость вых)


Определим требуемую мощность электродвигателя:

Поступательное движение

Вращательное движение



FН – усилие сопротивления на выходном звене

vвых – линейная скорость выходного звена

 – КПД

Kдин – коэффициент запаса, учитывает влияние динамических нагрузок в период разгона и торможения



TН – момент сопротивления на выходном звене

ωвых – угловая скорость выходного звена

 – КПД

Kдин – коэффициент запаса, учитывает влияние динамических нагрузок в период разгона и торможения

n – частота вращения


Так как электродвигатели одной и той же мощности имеют разные номинальные вращающие моменты Tном, то необходимо определить требуемый момент двигателя

, где u – передаточное отношение передаваемого движения.


Окончательно тип двигателя определяем по каталогу из условий:


Рассмотрим методику расчета универсального мехатронного модуля при значительных динамических нагрузках.


Дано:

  • структурная схема мехатронного модуля

  • приложенная внешняя нагрузка (осевая сила FН или вращающий момент TН)

  • требуемая скорость (линейная vвых или угловая скорость вых)

  • момент инерции IН (масса mН) объекта управления

  • требуемое ускорение (линейное aвых или угловое εвых)


Так как длительность разгона и торможения значительно меньше периода установившегося движения, то динамические нагрузки оказывают влияние на работу двигателя очень короткий промежуток времени. Поэтому мощность двигателя и его предварительный выбор можно осуществить по методике расчета универсального мехатронного модуля при незначительных динамических нагрузках.


Влияние динамических нагрузок на величину вращающегося момента может быть значительным. Поэтому необходимо определить требуемый момент двигателя с учетом динамических нагрузок:



Tдин – динамический момент, вызванный ускоренным движением вращающихся частей мехатронного модуля и объекта управления, приведенный к выходному звену.

Jд – момент инерции двигателя

Jпд – момент инерции вращающихся частей преобразователя движения

Jн – момент инерции объекта управления




Окончательно тип двигателя определяем по каталогу из условий:



Здесь Tд.max – максимальный момент электродвигателя (по каталогу). При отсутствии данных приближенно можно принять:

^

Планетарные передачи


Планетарная передача – передача, содержащая зубчатые колеса, оси которых подвижны.


Простая планетарная передача включает:

za, zb — центральные колеса с внешними и внутренними зубьями,

zg — сателлиты с внешними зубьями, которые зацепляются одновременно с za и zb (z — числа зубьев колес,

nw — число сателлитов, здесь nw = 3),

h — водило, на котором расположе­ны оси сателлитов (здесь водило соединено с тихоходным валом).

^ Принцип работы планетарных передач: при закрепленном колесе zb (b = 0) вращение колеса za a) вызывает вращение сателлита zg относительно собственной оси со скоростью g. Качение сателлита по zb перемещает его ось и вращает водило со скоростью h .

Сателлит совершает вращение относительно водила со ско­ростью и вместе с водилом (переносное движение).

Его движения напоминают движения планет, поэтому передача называется планетарной.




^ Основными звеньями планетарной передачи называют такие, которые воспринимают внешние моменты.

Внешние моменты:

Ta — на ведущем валу

Th — на ведомом (тихоходном) валу

Tm — на колесе zb (на корпусе)


Дифференциальной называют передачу, в которой все ос­новные звенья подвижны. При этом можно суммировать движе­ние двух звеньев на одном или раскладывать движение одного звена на два остальных.
^

Распространённые передачи:




Наиболее распространенные схемы передач об­ладают или высоким КПД, или большими передаточными отно­шениями в одной передаче.

Схема 1 — одноступенчатая передача (2K-h – два цен­тральных колеса и водило), наиболее распространена, так как имеет высокий КПД и технологичную конструкцию. Наибольшее

передаточное отношение одной ступени для za =12...24 (условие соседства). Для передаточных отноше­ний соединяют последовательно две или больше передач.

Тогда общее передаточное отношение редуктора равно произве­дению последовательно соединенных

где up — передаточное отношение редуктора.

После распределения передаточного отношения между сту­пенями каждую ступень рассчитывают отдельно.

Схема 2 (2K-h). Имеет высокий КПД, сравнимый с КПД схемы 1, но более сложное по конструкции водило, так как у са­теллита два зубчатых колеса zg, zf с большой разницей диамет­ров. Оптимальные передаточные отношения и = 9... 17. При этом масса редуктора меньше двухступенчатого по схеме 1.

Схема 3 (2K-h) позволяет получить большие передаточные отношения в одной ступени (до 10000 при четырех колесах и с малой разностью зубьев зацепляющихся колес). Однако с увели­чением передаточного отношения резко падает КПД и плавность вращения тихоходного вала (из-за ошибок изготовления по шагу возможны кратковременные остановки вала). Эта передача тре­бует высокой степени точности изготовления колес.

Недостатком схемы является также высокая нагруженность подшипников сателлитов. Относительная частота вращения ко­лец подшипника соответствует частоте быстроходного вала, а нагрузка на них соответствует нагрузке тихоходного звена.

Схема 4 (3K) — основные звенья — три центральных ко­леса. Водило служит только для поддержания осей сателлитов.

КПД этой передачи несколько ниже, чем у многоступенча­той при одинаковых
и = 30... 100, но зато она имеет меньшее число зубчатых колес и подшипников сателлитов.

Схема 5 (K-h-V) — имеет основные звенья:
одно централь­ное колесо zb, водило h (ведущее), вал V.
Механизм W служит для передачи вращения с эксцентрично расположенного сателлита на вал V. Шарнирная муфта в качестве механизма W практически не применяется. Взамен ее используется механизм с параллель­ными кривошипами или цевочное зацепление с передаточным числом, равным 1.

В схеме 5 разность зубьев колес мала. Поэтому контактные напряжения в зацеплении малы и размеры передачи определяют из условия выносливости зубьев на изгиб. Чтобы сократить раз­мер передачи, применяют вместо эвольвентного цевочное зацеп­ление колес. Профиль зубьев (циклоиду) выбирают так, чтобы в одновременном зацеплении участвовало много цевок (втулок на осях). Нагрузочная способность обычно лимитируется подшип­ником сателлита zg, так как высокая частота вращения сочетает­ся с большими нагрузками от тихоходного звена.

При высокой точности изготовления редуктор работает бесшумно с высоким КПД и имеет габариты, соответствую­щие волновой зубчатой передаче, но при этом имеет большую массу.

Схема 6 — составлена из двух механизмов схемы 1. В от­личие от двухступенчатой передачи схемы 1 здесь остановлено водило h1, а центральные колеса с внутренними зубьями zb1 и zb2 закреплены в барабане и имеют одинаковую частоту враще­ния, равную частоте вращения барабана. Такая схема применяет­ся для передач, встроенных в барабан грузоподъемных машин, лебедок, ведущих колес большегрузных автомобилей.

Наиболее нагруженной является ступень с остановленным водилом h1. Расчет на прочность начинают с нее.
^

КПД планетарных передач:


Потери мощности складывают­ся из потерь на трение в зацеплениях и подшипниках сателлитов, на размешивание масла (гидравлические). При больших скоро­стях водила учитывают аэродинамические потери

где — КПД редуктора;

— потери в зацеплении и в опорах сателлитов;

— гидравлические потери

— аэродинамические потери.

Потери мощности на трение в зацеплении и опорах сателли­тов зависят только от скорости относительно водила. Например, для схемы 1:



где Pтр — мощность трения; — коэффициент потерь;

— момент трения.

Полная подводимая мощность на ведущем звене . Подставляя Pтр и Ра в зависимость , получаем

где коэффициент потерь для обращенного механизма

— коэффициенты потерь в зацеплениях определяют по зависимости

— потери в подшипниках сателлитов



где Ti, i — момент трения и угловая скорость i-го сателлита;
Th, h — момент и угловая скорость выходного звена (водила).

При проектном расчете можно принимать = 0,005...0,01
(большие значения для схемы 3).

^

Кинематика планетарных передач


Передаточное отноше­ние обозначают буквой с индексами, например . Нижние индексы — направление передачи движения, верхний — звено, обычно неподвижное, относительно которого рассматривается движение.

Для определения передаточного отношения рассмотрим дифференциальный механизм, у которого основные звенья име­ют положительные угловые скорости а, b, h
Сообщим мысленно механизму скорость –h. Тогда звенья бу­дут иметь скорости
, , . Водило неподвижно. Такой механизм называют обращенным. Для него передаточное отношение запишется по формуле Виллиса^



где п — частота вращения основных звеньев,.

Передаточное отношение имеет знак минус для внешнего зацепления (разное направление угло­вых скоростей) и плюс – для внутреннего:



^ Частоту вращения: при расчете на прочность зацеплений и подшип­ников сателлитов частоту вращения берут относительно водила, т. е.. Уравнение Виллиса можно написать для любых трех звеньев механизма. Относительную частоту вращения са­теллита g определяем из формул:

где па и nh — известны.
^

Вращающие моменты на основных звеньях (Ta, Tb, Th)


Вращающие моменты необходимо знать для расчета передач, сил в зацеплении, элементов крепления и т. п. Любую планетарную передачу можно разбить на простые составляющие из трех ос­новных звеньев.

При установившемся движении система находится в равно­весии. Для нее можно написать два уравнения



или момент на водиле при равен



где— КПД.

Первое — уравнение статики, второе — уравнение баланса энергии между ведущим и ведомым звеньями (на основании за­кона сохранения энергии). Один из трех моментов известен (за­дан на ведущем или ведомом валу). Два других находят из совме­стного решения двух уравнений.

На ведущем звене принимают момент со знаком плюс, а на ведомом — со знаком минус.
^

Силы в зацеплении


Особенности определения сил в зацеп­лении планетарной передачи связаны с распределением нагрузки между сателлитами. В передаче с тремя сателлитами момент на центральном колесе Та уравновешивается силами в зацеплениях сателлитов



где dwa — диаметр начальной окружности центрального колеса;

Ft1 , Ft2, Ft3 — силы в зацеплениях сателлитов.

В идеально точной передаче силы равны (рис. б, тонкие линии многоугольника сил). В реальной передаче из-за ошибок изготовления силы распределяются неравномерно (см. рис. б, жирные линии). Равновесие не нарушается из-за реакции Fon, возникающей в опоре центрального колеса. Вектор - Fon направлен в сторону менее нагруженных сателлитов.

Выравнивание нагрузки между сателлитами можно осущест­вить, если исключить опоры центрального колеса. Для этого выпол­няют центральные колеса «плавающими», соединяя их с валом или корпусом шарнирными (зубчатыми) муфтами (рис. в). Полно­му выравниванию препятствуют силы трения и силы инерции.

^ Силы в зацеплении определяют через вращающие моменты на основных звеньях. Неравномерность распределения нагрузки между сателлитами учитывается коэффициентом Kw .

Значения окружных и радиальных сил на основных звеньях определяют по зависимостям:






где Ta, Tb, Te — значения моментов на звеньях, Н-м;
Fta, Ftb, Fte — окружные силы, Н;
Fr — радиальная сила (для схемы 1 — взаимно уравновешены);
— диаметры начальных окружностей колес; a, aw — углы исход­ного контура и зацепления (для колес без смещения исходного контура αw=α = 20°, dw=mz —диаметр делительной окруж­ности); nw —число сателлитов. Kw = 1,1... 1,2 при наличии меха­низма выравнивания нагрузки, например, «плавающие» цен­тральные колеса (рис. в). Kw =1,5...2 при отсутствии механизма выравнивания нагрузки. Меньшие значения — для передач, у которых имеется податливый (тонкий) обод колеса с внутренними зубьями.

Реакции опор сателлитов находят по известным силам в зацеплении так же, как в обычных передачах.
^

Особенности расчета планетарных передач:


Числа зубьев колес. В отличие от обычных зубчатых передач расчет начинают с выбора чисел зубьев колес. Так как колеса взаимосвязаны, то кроме обеспечения заданного передаточного отношения необхо­димо удовлетворить следующим условиям сборки: соосности, симметричного расположения сателлитов, соседства.

Задавшись za, находим zb.
Рекомендуют выбирать:
ze=21...24 для колес с Н<350НВ;

za = 18...21 для Н = (35...52)HRCЭ;

za <18 для H>52HRCЭ.

Условие соосности требует равенства межосевых расстояний различных пар зацепляющихся колес.

Если колеса прямозубые и изготовлены без смещения ис­ходного контура, то

Чтобы zg стало целым числом, zb и za должны быть или нечетными или четными числами.

Если прямозубые колеса изготовлены со смещением исход­ного контура, то



Обычно назначают смещение колеса za (), а у колес zg и zb . Тогда находят угол зацеп­ления , и коэффициент смещения ха по зависимостям:



Условие симметричного расположения сателлитов. Каждое зубчатое колесо можно представить в виде многоугольника с гранью, равной окружному шагу. Чтобы многоугольники собира­лись по граням, число зубьев (граней) центральных колес должно быть кратно числу сателлитов.

Для схемы 1



где nw — число сателлитов; Ц — любое целое число.
Для схем 2 и 3, 4 соответственно



где — наибольший общий множитель чисел зубьев zg и zf .

Если условие не выполняется, то принимаем zg = zg +1,2,..., и возвращаемся к началу расчета выбора числа зубьев.

Условие соседства требует, чтобы сателлиты не задевали друг друга:



При nw = 3 максимальное передаточное отношение зависит

от za. Если za = 24; 12, -12,44; 9,95 соответственно.

Расчеты на прочность. Проводят для обращенного меха­низма (при остановленном водиле) по зависимостям для цилинд­рических зубчатых передач.

Межосевое расстояние для прямозубых передач

Передаточное число — для внешнего зацепления, —для внутреннего, —анало­гично цилиндрическим передачам, но окружная скорость опреде­ляется по зависимости в относительном движении или

Вращающий момент Т2 =Tg =TauKw/nw — для внешнего зацепления,
Т2 =Tb =Ta(zb/za)Kw/nw — для внутреннего зацеп­ления.

Kw – учитывает неравномерность распределения нагрузки между сателлитами.

Допускаемые контактные напряжения находятся так же, как для цилиндрических передач, но при определении экви­валентного числа циклов по зависимости частоту враще­ния берут относительно водила по абсолютной вели­чине, п3 = nw; для сателлитов n3 = 1, так как с колесами za и zb контактирует разными боковыми сторонами.

Расчет зубьев на выносливость при изгибе ведут по зависи­мости . Допускаемые напряжения для сателлитов zg (схе­мы 1, 4, 6) определяют с учетом двустороннего приложения на­грузки на зуб, т. е. YA < 1 (в зависимости от термообработки).
^

Достоинства и недостатки:


Достоинства:

  • небольшие габариты и масса

  • большие кинематические возможности

Недостатки:

  • повышенная точность изготовления

  • большое число подшипников качения



^

Применение в робототехнике


Механизмы приводов робота

 Наиболее широко распространены в приводах роботов волновые передачи, являющиеся разновидностью планетарных.

 Они в одной ступени легко реализуют передаточные отношения 80 — 250, состоят из миним. числа конструктивных элементов и имеют высокий кпд. Червячные редукторы по технологичности и передаточным отношениям в одной ступени 30 — 100 занимают промежуточное положение между цилиндр, и волновыми передачами. Перекрещивающиеся оси червяка и червячного колеса в нек-рых случаях удобны, а для компоновки удлин. блока двигателя с датчиком на несущих звеньях манипулятора незаменимы.


Скачать файл (25657 kb.)

Поиск по сайту:  

© gendocs.ru
При копировании укажите ссылку.
обратиться к администрации