Розрахунок і конструювання захватного пристрої

  N₁, N₂ - сили, що діють в місцях контакту деталі і губок (обчислені в пункті 2.1.4 ); P_Г  = 33.32 н - вага губки.

  F_x =  98.347 н 0.8910 - 28.407 н 0.3583 + 33.32 н =110.769 н 

  F_y =  98.347 н 0.4539 + 28.407 н 0.9336 =71.169  н 

  F= =131.661 н

  Опорні реакції (рис.9):  R_A= R_B = F/2 =131.661 н / 2 = 65.83 н 

  Будуємо епюри зусиль і згинальних моментів (рис. 9). Розбиваємо вісь-балку на дві ділянки, на яких її по черзі розтинають. Відкидаємо ліву частину, а дію останньої на праву замінюємо изгибающим моментом в перерізі:

  M_x1=R _A x₁ , при x₁=0    M_x1=0,    при x₁=0.035    M_x1 =2.304  н м ; 

  M_x2=R _A x₂ - F x₂ , при x₂=0.035  M_x2=-2.304 н м,    при x₂=0.07    M_x2 =0 .

  Очевидно, що небезпечне перетин - перетин, в якому діє сила F. У цьому перетині M_изг= 1.938 н м. Матеріал осі - ст35 Нормалізація, допустима напруга на вигин : [s_и]=88 МПа, якщо концентратор напруги - насаджене на вісь кільце підшипника. 

  

  По технологічних міркувань вибираємо D₂=15 мм. 

  5.5 Підбір і перевірка довговічності підшипників 

  Виходячи з діаметра осі будемо орієнтуватися на підшипник 160502 ГОСТ 8882-75 - кульковий однорядний підшипник з ущільненням, легкої широкої серії з діаметром 15 мм. динамічна вантажопідйомність С=5213.6 н, статична вантажопідйомність С₀=3028.2 н.  

  Визначимо еквівалентну навантаження. Для кулькових однорядних подшініков:    

  P_Э=(XVR_g+YA_g)K_dK_T  при A_g/VR_g > e 

  P_Э=R_gVK_dK_T                при A_g/VR_g < e   , де  

  R_g, Ag - радіальна і осьова навантаження на g-у опору;

  V -  коефіцієнт обертання;

            X,Y - коефіцієнти для радіальних однорядних підшипників;

  K_T - температурний коефіцієнт;

  K_d - коефіцієнт навантаження. 

  Осьова навантаження відсутній, отже A_g/VR_g=0 < e  і коефіцієнти X=1, Y=0. По діаметру осі приймаємо  K_T =1, K_d=1.26, V=1.   

  P_Э= FVK_dK_T = 131.661 н  1.26 = 165.893 н 

  Розрахункова довговічність (у мільйонах обертів):

  L=(C / P_Э )³ = ( 5213.6 н / 165.893 н )³ = 31041 млн. об.

  Максимальна кутова швидкість w = 7.139 об / с, вважаючи, що в процесі роботи швидкість завжди буде максимальною, знайдемо розрахункову довговічність (в годинах):

  L_h=L 10⁶ / 60 w = 31041 10⁶ / 3600 7.139 = 120780 ч 

        Така довговічність більше мінімально допустимої, отже приймаємо підшипник 160502 ГОСТ 8882-75.

  5.6 Розрахунок пружини 

  Зробимо розрахунок циліндричної гвинтової пружини стиснення для утримання деталі в захватне пристрої без урахування дії пневмоциліндра. 

6. Точностной розрахунок 

  

1. Зробимо точностной розрахунок розмірної ланцюга вузла, що складається з деталей послідовно насаджених на вісь, імовірнісним методом. 
   1) Складаємо увязочний ескіз (рис. 10) розмірної ланцюга. 
   2) Надаємо ланцюга буквений індекс - А. 
   3) Виявляємо замикаюче ланка і тип кожного зі складових ланок. Ланкам присвоюємо підрядкові індекси. Приймаються в якості замикаючого ланки A_D - символічний зазор між кронштейном і наполегливою шайбою. ланки А₁ ... А₅, А₇ - зменшують, А₆ - збільшує. Сформуємо таблицю і заповнимо на даному етапі 1 - 4 колонки. 
   2) Будуємо схему розраховується ланцюга (рис. 11).

 
  

5. Визначаємо номінальний розмір замикаючого ланки при x_i = 1:

 

    

  

6. 6) Орієнтовно (з конструкторсько-технологічних міркувань) призначимо допуск на замикаючу ланка T_D*1= 100 мкм.
7. Полога розподіл відхилень розмірів А₂, А₃ по нормальному закону (Гаусса), А₁, А₄ - по невідомому закону і решта - за законом рівнобедреного трикутника (Сімпсона), заповнюємо колонку 10.
8. Приймаються коефіцієнт ризику p= 0.27% и t_D=3, тоді середня кількість одиниць допуску останнього ланки, що припадає на одне становить ланка (виключаючи стандартні деталі):

 

  

9. За кількістю одиниць допуску визначаємо квалітет. знайдене значення відповідає 8-му квалітету точності.
10. Приймаємо на що становить ланка А6 допуск основного отвору Н8, а на решту - вала h8. Заповнюємо 5, 6, 8 колонки таблиці.Вычисляем для каждого j-го звена координату середины поля допуска :

 

  Ec_j = ( ES_j + EI_j ) / 2  чи Еc_j = ( es_j + ei_j ) / 2 

        Заповнюємо 7-ю колонку таблиці. 
12) Визначаємо поле допуску останнього ланки при x_i = 1 : 

  

        Заносимо результат в колонку 9 таблиці. 
13) Визначаємо середину поля допуску останнього ланки при x_i=1:

  Результат заносимо в колонку 7 таблиці. 
14) Знаходимо граничні відхилення останнього ланки:

  ES_D= Еc_D + 0.5T_D

  ES_D= -44 + 0.5 103 =7 мкм 

  EI_D= Еc_D - 0.5T_D

  EI_D= -44 -0.5 103=-96 мкм 

  Отримані результати заносимо в таблицю в колонки 5 і 6, оскільки номінальний розмір замикаючого ланки дорівнює нулю, то отримані значення є його граничними значеннями. 
15) Визначаємо теоретичні граничні відхилення останнього ланки, які можуть бути отримані при самих несприятливих поєднаннях допусків складових ланок.

  ES_DT = ЕS_j  - ei_j

  ES_DT = 46+14+27+27+14+33+33 = 194 мкм 

  EI_DT = ei_j  - ES_j

  EI_DT = -14-27-27-14-33-33-46 = -194 мкм 

  16) Аналіз показує, що в разі прийнятих вихідних даних (квалітети, відхиленнях і т.д.) імовірнісний натяг в розмірної ланцюга не буде перевищувати 0.1 мм. При необхідності його можна компенсувати прокладками під кришками підшипників, а наявність імовірнісного осьового зазору порядку 0.007 мм компенсується температурними деформаціями осі. Таким чином, прийняті в даній розмірної ланцюга допуски складових ланок забезпечать нормальну роботу механізму. Малоймовірні значення, отримані в пункті 15), в разі їх появи компенсуються традиційними методами (дистанційні кільця, прокладки і т.д.). 
 
 
 
 
 
 
 

  7. Вибір пневмоциліндра 
 

  Зробимо вибір пневмоциліндра, керуючись такими критеріями: 
1) пневмоцилиндр повинен розвивати зусилля не менше 550 н; 
2) хід поршня не менш 18.055 мм. 
 
При тиску 0.63 МПа і теоретичному тягнучої зусиллі 720 н дійсне зусилля - 570 н. Отже вибираємо наступний пневмоцилиндр: 
 
пневмоциліндр 1011-40х50 ГОСТ 15608-70

   

  1 - циліндр без гальмування 
           0 - на подовжених стяжках 
           1 - з зовнішньою різьбою на кінці штока 
           1 - з метричної приєднувальних різьбленням 
діаметр циліндра D=40 мм;  діаметр штока d_Ш=12 мм;  довжина ходу L=50 мм