Разработка технологического процесса изготовления детали

Введение

автоматизация технологический деталь

Автоматизация — одно из направлений научно-технического прогресса, использующее саморегулирующие технические средства и математические методы с целью освобождения человека от участия в процессах получения, преобразования, передачи и использования энергии, материалов, изделий или информации, либо существенного уменьшения степени этого участия или трудоёмкости выполняемых операций.

Автоматизация обладает рядом преимуществ и недостатков в сравнении с предыдущим этапом технического развития.

К основным преимуществам можно отнести:

1) Замена человека в задачах, включающих тяжелый физический или монотонный труд.

2) Замена человека при выполнении задач в опасных условиях (а именно: пожар, космос, извержения вулканов, ядерные объекты, под водой и т. д.)

3) Выполнение задач, которые выходят за рамки человеческих возможностей по весу, скорости, выносливости и т. д.

4) Экономика улучшения. Автоматизация может вносить улучшения в экономику предприятия, общества или большей части человечества.

Основными недостатками автоматизации являются:

1) Рост уровня безработицы из-за высвобождения людей в результате замены их труда машинным.

2) Технические ограничения.

3) Угрозы безопасности, уязвимость.

4) Непредсказуемые затраты на разработку.

5) Высокая начальная стоимость.

При работе на автоматических и полуавтоматических станках может возникнуть проблема с крупногабаритными деталями. Так как, во-первых, они могут иметь неудобную для оператора форму и, во-вторых, могут иметь слишком большой вес для одного человека. А значит, для загрузки и разгрузки ей со станка требуются дополнительные рабочие. Всё это значительно уменьшает производительность и обеспечивает дополнительную, ненужную загруженность оператора.

Вследствие этого, необходимо автоматизировать технологический процесс обработки детали в плане загрузки, разгрузки и перемещения детали на станке.

1. Анализ отечественных и зарубежных решений по автоматизации транспортирования изделий на машиностроительных производствах

В данной работе будет решаться задача автоматизации транспортирования труб и швеллеров для фрезерного обрабатывающего центра с ЧПУ GSM 2000S на ООО «КЗ «Ростсельмаш» в корпусе МСК-2.

Так как это обрабатывающий центр кабинетного типа — сначала необходимо снять верхние защитные панели для доступа к столу сверху. Так как изделия, обрабатываемые в этом центре, по габаритам превышают длину самого центра — боковые защитные панели так же снимаются.

Изделия, обрабатываемые на этом центре, могут достигать в длину 6 метров и весить более 100 кг. Поэтому при работе с деталью необходимо продвигать её по станку по мере обработки.

Далее в таблице 1.1 представлены технические характеристики фрезерного обрабатывающего центра с ЧПУ GSM 2000S (рисунок 1.1).

Таблица 1.1 — Технические характеристики GSM 2000S

Рисунок 1.1 — Фрезерный обрабатывающий центр с ЧПУ GSM 2000S

Далее представлен технологический процесс обработки трубы длинною 4055 мм на данном обрабатывающем центре.

1) Переместить заготовку по рольгангу в приспособление до упора, закрепить.

2) Сверлить отверстия d=25,5^+0,52, выдерживая размеры 771,5±1,6; 30±0,5.

D или B=25,5 мм; L=9 мм; t=12,75 мм; i=1; S=200 об/мин; n=2000 об/мин; V=160,22 м/мин.

3) Сверлить отверстия d=9^+0,36, выдерживая размеры 890_-1,4; 30±0,5.

D или B=9 мм; L=24 мм; t=4,5 мм; i=1; S=500 об/мин; n=3500 об/мин; V=98,96 м/мин.

4) Открепить заготовки, переустановить, закрепить.

5) Сверлить отверстия d=10^+0,36, выдерживая размеры 30±0,5; 1465±0,5.

D или B=10 мм; L=12 мм; t=5 мм; i=1; S=600 об/мин; n=3200 об/мин; V=100,53 м/мин.

6) Открепить заготовки, переустановить, закрепить.

7) Сверлить отверстия d=9^+0,36, выдерживая размеры 2930±1; 30±0,5.

D или B=9 мм; L=24 мм; t=4,5 мм; i=1; S=500 об/мин; n=3500 об/мин; V=98,96 м/мин.

8) Открепить заготовки, переустановить, закрепить.

9) Сверлить 3 отверстия d=25,5^+0,52, выдерживая размеры 583±0,6; 500±0,6; 1070±0,8; 27±0,5.

D или B=25,5 мм; L=9 мм; t=12,75 мм; i=1; S=200 об/мин; n=2000 об/мин; V=160,22 м/мин.

10) Сверлить 3 отверстия d=20^+0,52, выдерживая размеры 583±0,6; 500±0,6; 1070±0,8; 27±0,5.

D или B=20 мм; L=9 мм; t=10 мм; i=1; S=200 об/мин; n=2500 об/мин; V=157,08 м/мин.

11) Открепить заготовки, переустановить, закрепить.

12) Сверлить 2 отверстия d=25,5^+0,52, выдерживая размеры 1855±1,2; 2555±1,7; 27±0,5.

D или B=20 мм; L=9 мм; t=12,75 мм; i=1; S=200 об/мин; n=2500 об/мин; V=160,22 м/мин.

13) Сверлить 2 отверстия d=20^+0,52, выдерживая размеры 1855±1,2; 2555±1,7; 27±0,5.

D или B=20 мм; L=9 мм; t=10 мм; i=1; S=200 об/мин; n=2500 об/мин; V=157,08 м/мин.

14) Открепить заготовки, переустановить, закрепить.

15) Фрезеровать 2 отверстия d=32H14^(+0,62), выдерживая размеры 3126±1,7; 3324±1,7; 27±0,5.

D или B=17 мм; L=55 мм; t=4 мм; i=1; S=420 об/мин; n=3000 об/мин; V=160,22 м/мин.

16) Фрезеровать 2 отверстия d=24^+0,52, выдерживая размеры 3126±1,7; 3324±1,7; 27±0,5.

D или B=17 мм; L=24 мм; t=4 мм; i=1; S=400 об/мин; n=3000 об/мин; V=160,22 м/мин.

17) Фрезеровать 2 фаски 2×45° в двух отверстиях d=24.

D или B=20 мм; L=88 мм; t=2 мм; i=1; S=100 об/мин; n=1000 об/мин; V=62,83 м/мин.

18) Открепить заготовки, переустановить, закрепить.

19) Сверлить 3 отверстия d=13^+0,1, выдерживая размеры 105±0,4; 135±0,5; 125±0,5; 24±0,5.

D или B=13 мм; L=9 мм; t=6,5 мм; i=1; S=700 об/мин; n=2500 об/мин; V=102,1 м/мин.

20) Зенковать 3 фаски 1,6×45° в трёх отверстиях d=13.

D или B=16,2 мм; L=3 мм; t=1,6 мм; i=1; S=200 об/мин; n=650 об/мин; V=33,08 м/мин.

21) Открепить деталь, слить СОЖ, приподняв деталь, продуть внутри сжатым воздухом, переместить деталь по рольгангу, переложить в накопитель, зачистить заусенцы в просверленных отверстиях. (L=570 мм)

22) Контроль.

Деталь, полученная при данной технологической обработке, находится в приложении А. Так же, для примера, приведена ещё одна деталь, обрабатываемая на данном центре (приложение Б).

1.1 Обзор существующих транспортных систем

1.1.1 Козловой кран

Козловые краны — краны мостового типа, мост (пролётные строения) которых установлен на опоры, перемещающиеся по рельсам, установленным на бетонные фундаменты /1/.

Рисунок 1.1 — Козловой кран

1.1.2 Подвесной кран

Подвесные краны приводятся в движение специальными ходовыми (подвесными) тележками, монорельсовые крановые пути изготовлены из двутаврового профиля и проходят под перекрытиями помещения, будучи к ним подвешенными. С учётом того, что точка опоры располагается ниже плоскости движения подвесного крана, за счет рабочего вылета консоли такой кран может использовать в работе всю полезную территорию данного помещения, в том числе труднодоступные части (например, вдоль стен). Это делает подвесные краны более универсальными и эффективными в эксплуатации, чем краны опорные. Подвесные краны можно применять в замкнутом пространстве, в малогабаритных помещениях (в отличие от опорных кранов). К тому же подвесные краны легче и компактнее, чем краны опорные /2/.

Рисунок 1.2 — Подвесной кран

1.2 Анализ преимуществ и недостатков существующих транспортных систем

1.2.1 Козловой кран

Преимуществами козлового крана являются:

1) Простота изготовления крана, оптимальное соотношение себестоимости производства кранов и их производительности, которая исчисляется уровнем грузоподъёмности.

2) Плавный ход.

3) Экономичность расхода топлива и возможность работы в нестандартных условиях, например, при низких температурах.

Недостатком является то, что использование козлового крана целесообразно на открытых площадях.

1.2.2 Подвесной кран

Преимуществами подвесного крана являются:

1) Универсальность.

2) Легкость сборки и демонтажа конструкции

3) Удобство в управлении работой крана.

1.3 Обоснование выбора решения задачи загрузки/разгрузки труб и швеллеров

Для решения задачи требуется использовать систему подвесного крана, так как ввиду ограниченного пространства и безопасности, следует установить кран под потолком.

2 Разработка структурной схемы мехатронного устройства для автоматической подачи заготовок во фрезерные станки серии GSM

На рисунке 2.1 представлена структурная схема мехатронного устройства для автоматической подачи заготовок во фрезерные станки серии GSM, где ЦМК — центральный микроконтроллер; АД — асинхронный двигатель; ШВП — шарико-винтовая передача; ПЧ — преобразователь частот.

Рисунок 2.1 — Структурная схема мехатронного устройства для автоматической подачи заготовок во фрезерные станки серии GSM

АД и ШВП представлены в одном корпусе в качестве линейного мехатронного модуля движения.

С помощью широтно-импульсных преобразователей и устройств управления приводами, центральный микроконтроллер управляет перемещениями мехатронного устройства по рельсам и тележки по направляющим. Ориентация в пространстве для горизонтальных перемещений осуществляется с помощью лазерных дальномеров. А вертикальное перемещение осуществляется с помощью мехатронного модуля поступательного движения с шарико-винтовой передачей, границы перемещения которого будут задаваться с помощью датчиков конечных положений. Мехатронный модуль будет перемещать захватное устройство, которое через электропневматический преобразователь соединяется с микроконтроллером.

Для управления данным мехатронным устройством будут подобраны два двигателя постоянного тока. Для их управления будут выполнены расчёты широтно-импульсного преобразователя.

3. Проектирование мехатронного модуля линейного перемещения с захватным устройством

3.1 Расчет и проектирование захватного устройства

3.1.1 Выбор типа захватного устройства. Определение усилия захватывания

Для захватывания деталей выбираем клещевой механический схват /3/ рычажного типа. Захватное устройство представлено в графической части проекта. Кинематическая схема схвата показана на рисунке 2.1.

Определим ускорение центра масс объекта манипулирования.

a=, где

V_сp=0,3 м/с — средняя скорость перемещения объекта манипулирования; S=1 м — перемещение объекта манипулирования.

a=20,3²/1=0,18 м/с².

Усилие захватывания

F=m (g+a)K₁K₂, где

m=100 кг — масса объекта манипулирования;

K₁=0,5 — коэффициент, зависящий от положения заготовки по отношению к губкам схвата;

К₂=2 — коэффициент запаса.

F=100(9,8+0,18)0,52=998 Н.

Рисунок 3.1 — Кинематическая схема схвата

3.1.2 Расчет элементов конструкции схвата

Определим усилия, действующие на элементы конструкции схвата, и усилие привода.

Из конструктивных соображений принимаем h₁=80мм, h₂=90мм (рисунок 3.1).

Рассмотрим равновесие звена 2.

УМ_А:Fh₁-F₁h₂cos=0,

F₁=F·

Усилие, действующее на шарнир А, находим из суммы проекций сил на оси х и у:

УF_ix:F₁sin₂-F_Аx=0,

F_Аx=F₁sin₂,

УF_iy:F₁cos₂+F-F_Ay=0,

F_Ay=F₁cos₂+F,

F_A=.

Подставляя значения силы F₁ из (2.4) в (2.8), имеем

F_Ay=F (1+),

г₂=arccos.

Определим неизвестные параметры:

г₂=arccos=28,3є,

F_Ay=998(1+)=1866 Н,

F₁=998· Н,

F_Аx=1008sin28,3°=473,6 H,

F_A= Н.

Усилие привода:

F_П=2F₁sin₂,

F_П=21008sin28,3°=947,52 H.

Рассчитаем элементы схвата на прочность. Ширину губок определяем по контактным напряжениям:

t_cp=,

b=0,418·, где Е=210⁵ МПа — модуль упругости материала (сталь 40Х);

[у_Н]=650 МПа — допускаемое контактное напряжение;

d_g=60 мм — диаметр детали в месте захватывания.

b=0,418· =1,65 мм.

Принимаем b=5 мм.

Из конструктивных соображений принимаем сечение рычагов mn=

=4025 мм. Тогда момент сопротивления сечения:

W=,

W==3333,3 мм³.

Изгибающий момент в точке А:

M_П=Fh₁)

M_П=98 880=79040 Н•мм.

Напряжение изгиба:

у_н=?[у_н], где

[_н]=80 МПа — допускаемое напряжение изгиба для стали 40Х.

у_н==23,71 МПа.

Условие прочности выполняется.

Рассчитаем шарниры схвата на срез и смятие. Диаметр шарнира:

d_ш?, где

[ф]_CР=20 МПа — допускаемое напряжение среза для стали 45.

d_ш?=11,07 мм.

Принимаем d_ш=12 мм.

Длина рабочей части шарнира:

l?, где

[у]_СМ=80 МПа — допускаемое напряжение сжатия для стали 45.

l?=0,63 см.

Принимаем l=65 мм.

Определим передаточное отношение привода схвата. Из (3.4) и (3.12) получим:

F_П=2· F··tgг₂.

Тогда передаточное отношение привода схвата:

i==2· ·tgг₂,

i=2· ·tg28,3°

3.1.3 Расчет параметров привода схвата

Для обработки всех деталей группы необходимо, чтобы схват шел возможность захватывать детали диаметром от d_g2=70мм до d_g1=40мм. При этом губка схвата перемещается на расстояние Дd=,

Дd==15 мм.

Шток пневмоцилиндра перемещается на расстояние:

h_ш=Дdi,

h_ш=150,94=14,1 мм.

Определим диаметр поршня привода схвата:

d=, где Р=0,4 МПа — давление пневмосети;

_П=0,8 — КПД привода;

_C=0,9 — КПД схвата.

d==65 мм.

Выбираем пневмоцилиндр, у которого диаметр поршня d=80 мм, ход штока h_ш=160 мм. Определим площадь поршня пневмоцилиндра:

S=· 10^-2,

S=· 10^-2=50,24 см².

Рассчитаем время срабатывания пневмопривода. Для этого определим вспомогательный параметр:

е=, где

₁=0,92 — коэффициент, учитывающий трение в цилиндре.

е==51,24.

Так как е>0,528, то время срабатывания определим по формуле:

t_cp=, где

L=213,4 мм — длина пневмоцилиндра;

в= - отношение диаметра трубопровода к диаметру поршня;

d_труб=4 мм, в==0,05,

t_cp==3,5 с.

С учетом перемещения звеньев схвата примем время его сжатия/разжатия t=4 с.

3.2 Расчёт линейного мехатронного модуля с ШВП

Для расчета параметров шарико-винтовой передачи (ШВП) необходимо определить максимальное усилие передачи /4/. Для этого рассчитываем массу, действующую на ШВП:

m=m_дет+m_схв+m_тел,

где m_дет — максимальная масса детали, m_схв — масса схвата, m_тел — масса тележки.

m=100+30+55=185 кг.

Масса перемещаемого механизма равна:

.

Для вертикального движения вес, Р (Н), перемещаемого механизма равен:

Р=mg,

Р= 2059,81=2011,05 Н, где g — ускорение свободного падения, g=9,81 м/c².

Максимальное усилие передачи равно:

)

=1,152 011,05=2312,7 Н.

3.2.1 Расчет геометрических параметров винта шарико-винтовой передачи

Для определения геометрических параметров звеньев механизма вначале задаемся некоторыми величинами в первом приближении.

Угловая скорость гайки определяется по формуле:

где n — частота вращения вала двигателя мехатронного модуля.

Принимаем n=1500 об/мин и определяем угловую скорость гайки:

Передаточное отношение ШВП определяется по формуле:

где — линейная скорость винта, т. е. выходного звена мехатронного модуля. Устанавливаем максимальную скорость продольных перемещений суппорта :

Шаг резьбы определяется по формуле:

где K — число заходов резьбы (принимаем K=1).

Используем полученное значение шага резьбы для определения рабочей длины гайки:

Определим приведенный к винту момент инерции поступательно перемещающихся масс из условия устойчивости винта:

)

где n_y — коэффициент запаса устойчивости (n_y=2); q — коэффициент закрепления винта (q=40); E_y — модуль упругости первого рода материала винта (E_y=2,1· 10¹¹ Па).

Определяем средний диаметр винта по формуле:

Округляем до ближайшего большего стандартного значения: d_ср=63 мм.

Диаметр шариков определяется формулой:

)

где k_р — коэффициент шага резьбы, равный 0,6.

Округляем до ближайшего большего стандартного значения: d_ш=7,5 мм.

Определяем угол подъема винтовой линии на среднем радиусе ходового винта по формуле:

где d₀ — диаметр окружности, на которой располагаются центры шариков (рисунок 2.2). Принимаем .

Приведенный угол трения качения определяется по формуле:

где f_к — приведенный коэффициент трения качения (f_к=0,007…0,01); - угол контакта шарика с винтом и гайкой ().

Рисунок 3.2 — Геометрия шарико-винтовой передачи Коэффициент полезного действия винтовой пары:

Определяем длину развертки рабочей части винтовой шариковой канавки по формуле:

Расчетное количество шариков:

)

Уточняем длину развертки рабочей части винтовой шариковой канавки:

Уточняем длину гайки:

Зазор между винтом (гайкой) и шариком:

Радиус канавки (радиус профиля резьбы винта и гайки) определяется по формуле:

)

Внутренний диаметр винта:

Внешний диаметр винта определяется по формуле:

где h₁ — глубина профиля резьбы у винта и гайки

3.2.2 Расчет геометрических параметров гайки шарико-винтовой передачи

Смещение профиля резьбы в радиальном направлении:

Внутренний диаметр гайки:

Диаметр окружности, по которой происходит контакт шариков с гайкой:

Внешний диаметр гайки:

Наружный диаметр гайки с учетом того, что в ней будет расположен возвратный канал, равен:

Наружный диаметр гайки с учетом того, что в ней не будет расположен возвратный канал, равен:

Проверочный расчет передачи по контактным напряжениям Условие контактной прочности имеет вид:

где

— максимальные контактные напряжения, МПа;

— допускаемые контактные напряжения (для винтовых поверхностей винта и гайки твердостью HRC?53 и шариков твердостью HRC?63 допускаемые контактные напряжения равны);

r_ш — радиус шарика, мм;

r_в — внутренний радиус винта, мм;

;

— суммарная осевая сила.

.

F_н — сила предварительного натяга.

n_p — коэффициент нагрузки, определяемый по таблице 3.1 в зависимости от отношения главных кривизн А/Д Главная кривизна в плоскости наиболее плотного касания:

Главная кривизна в плоскости наименее плотного касания:

)

Полученному отношению главных кривизн А/Д соответствует коэффициент нагрузки .

Таблица 3.1 — Значения коэффициента нагрузки n_p

.

Максимальные контактные напряжения не превышают допускаемых, следовательно, шарико-винтовая передача проходит проверку на контактную прочность.

Проверочный расчет винта на статическую устойчивость.

Винты передачи подвержены воздействию значительной осевой силы. В зависимости от схемы осевой фиксации вращающиеся винты работают на растяжение или сжатие.

Значение критической силы по Эйлеру вычисляется по формуле:

где

s — коэффициент запаса, (принимаем s=3);

µ - коэффициент, зависящий от способа закрепления винта (в модернизируемом станке оба конца винта будут жестко заделаны, чему соответствует коэффициент µ=0,5);

l — длина нагруженного (неопорного) участка винта, l=225 мм Статическая устойчивость обеспечивается, если выполняется условие:

Требуемое условие соблюдается, следовательно, винт проходит проверку на статическую устойчивость.

Проверочный расчет винта на динамическую устойчивость.

Предельную частоту n_пред вращения ШВП регламентируют двумя факторами: критической частотой n_кр вращения и линейной скоростью движения шарика. Последнюю, в свою очередь, ограничивают фактором:

Из этого условия следует:

Критическую частоту n_кр вращения вычисляют из условия предотвращения резонанса:

где

— коэффициент, зависящий от способа закрепления винта, ;

K_в — коэффициент запаса по частоте вращения,

.

В качестве предельной частоты n_пред принимаем наименьшую из двух выше рассчитанных:

Частота находится в допустимых пределах, если:

.

Требуемое условие выполняется. Винт проходит проверку.

3.2.3 Расчёт асинхронного двигателя

Расчёт требуемой мощности двигателя /5/.

Величину вращающего момента Т_Н (Нм) считают по формуле:

Где

, k=2,8,

=604,8 Нм.

Так как электродвигатель имеет разные номинальные вращательные моменты, то необходимо определить требуемый момент двигателя:

T_д.тр.=,

T_д.тр.==672 Нм.

Для ММ поступательного движения мощность двигателя вычисляется по следующей формуле:

Имея частоту вращения и частоту сети, находим количество пар полюсов:

p=6050/1500=2.

Таблица 3.2 — Технические характеристики двигателя

Имея мощность двигателя 1,3 кВт и частоту оборотов выходного звена ММ, равную 1500 об/мин, исходя из данных таблицы 3.3, принимаем асинхронный двигатель с короткозамкнутым ротором исполнения по защите IP44, со способом охлаждения IC0141.

Таблица 3.3 — Типы асинхронных двигателей Мощность двигателя P₂=18,5 кВт, высота вращения оси h=160 мм, вращательный момент М₂=118 Н· м, максимальный диаметр сердечника D_н1.max=285 мм, припуск на штамповку Д_шт=7 мм, ширина резаных лент 292 мм.

Исходя из таблицы 3.4, находим внутренний диаметр сердечника статора:

D₁=0,61· D_н1-4=169,85 мм.

Таблица 3.4 — Определение внутреннего диаметра сердечника статора по количеству пар полюсов.

Для определения второго главного размера — длины сердечника статора 1₁ вначале находят расчетную длину сердечника 1'₁ (с соответствующим округлением). При этом следует задать предварительные значения обмоточного коэффициента k'_об1, который при 2р=4 равен 0,91, а так же электромагнитных нагрузок А'₁ и В'_д.

При полученной оси вращения h мы принимаем форму паза трапецеидальную полузакрытую и двухслойную обмотку.

По рисунку 3.2 мы находим А'₁=330.

Аналогичным способом находим В'_д=0,77.

Предварительные значения з' и cos' для двигателей с короткозамкнутым ротором могут быть приняты на уровне средних энергетических показателей выпускаемых электродвигателей (рисунок 3.3 и 3.4) или по ГОСТ 19 523–74.

Рисунок 3.2 — Среднее значение А'₁ и B'_д

Рисунок 3.3 — Среднее значение з=f (P₂) асинхронных двигателей с короткозамкнутым ротором Рисунок 3.4 — Среднее значение cosц асинхронных двигателей с короткозамкнутым ротором з'=0,9.

cosц'=0,87.

Конструктивная длина сердечника статора 1₁ при отсутствии в сердечнике радиальных вентиляционных каналов равна расчетной длине l'₁, округленной до ближайшего целого числа (при длине менее 100 мм) и до ближайшего числа, кратного пяти (при длине более 100 мм); соответственно изменяется значение 1₁.

При длине сердечника более 300−350 мм применяются радиальные вентиляционные каналы. В этом случае 1₁ определяется с округлением, до ближайшего числа, кратного пяти.

Количество вентиляционных каналов n_k1 определяется длиной одноrо пакета сердечника статора t_Пl, выбираемой в пределах 55−75 мм при длине вентиляционного канала l_k1=10 мм. Отношение л=l₁/D₁ целесообразно выбирать таким, чтобы оно приближалось к предельно допускаемому отношению л_max, которое мы вычисляем по таблице 3.5.

л_max=1,46−0,00071D_н1,

л_max=1,25 765,

l₁=л_maxD₁,

l₁=1,25 765 169,85? 214 мм.

Таблица 2.5 — Выбор значения л_max

Сердечник статора собирают из отдельных отштампованных листов электротехнической стали толщиной 0,5 мм, имеющих изоляционные покрытия для уменьшения потерь в стали от вихревых токов. Для сердечников рекомендуется применять следующие марки холоднокатаной изотропной электротехнической стали:

Для стали 2013 обычно используют изолирование листов оксидированием (коэффициент заполнения стали k_c=0,97), для стали 2312 и 2411 — лакировкой (k_c=0,97) или термостойким электроизоляционным покрытием листов (k_c=0,960,97).

Количество пазов сердечника статора:

зависит от выбранного количества пазов на полюс и фазу:

Обычно выбирают равным целому числу. Только для унификации листов статора двигателем с разным количеством полюсов и для тихоходных двигателей иногда применяют дробное (1,5; 2,5 и др.). В таблице 3.6 приведены рекомендуемые значения .

Таблица 3.6 — Количество пазов на полюс и фазу Сердечник ротора собирают из отдельных отштампованных листов электротехнической стали толщиной 0,5 мм. Марки стали и изоляционные покрытия такие же, как в статоре.

В короткозамкнутом роторе применяют закрытые, полузакрытые и открытые пазы. Для уменьшения влияния моментов высших гармоник на пусковые и виброаккустические характеристики машин роторы двигателей с высотами оси вращения h?160 мм имеют скос пазов b_ск1 на одно зубцовое деление статора t₁ при этом в_ск1=1. Двигатели с большими высотами оси вращения обычно выполняют без скоса пазов.

Наружный диаметр сердечника ротора:

169,85−1,6=168,25 мм, где

— воздушный зазор между статором и ротором, мм.

Величину воздушного зазора выбирают из таблицы 3.7 с учетом противоречивых требований, так как, с одной стороны, при увеличении воздушного зазора уменьшается коэффициент мощности, а с другой — увеличиваются фактический КПД и надежность двигателя, снижается нагрев обмоток, уменьшаются добавочные потери, уровень шума и вибраций магнитного происхождения, возможность задевания ротора о статор.

Таблица 3.7 — Средние значения воздушного зазора.

Для высот осей вращения h?71 мм внутренний диаметр листов ротора рассчитывается по формуле:

D₂?0,23D_H1,

D₂?0,23*285?65,55 мм.

Для улучшения охлаждения, уменьшения массы и динамического момента инерции ротора в сердечниках ротора с h?250мм предусматривают круглые аксиальные вентиляционные каналы. У двигателей с меньшей высотой оси вращения аксиальные каналы обычно не предусматривают из-за повышения при этом магнитной индукции в спинке ротора.

Длину сердечника ротора l₂ принимают равной длине сердечника статора l₁ для h?250 мм, а для h>250 мм 1₂=l₁+5 мм. Радиальные вентиляционные каналы в роторе выполняют при l₂ >350 мм. Количество, размеры и расположение этих каналов в роторе такое же, как в сердечнике статора.

Следовательно, принимаем l₂=l₁=214 мм.

Количество пазов z₂ для двигателей с короткозамкнутым ротором выбирают в зависимости от z₁ и наличия скоса пазов в роторе. В таблице 3.8 приведены рекомендуемые количества пазов z₂. Соотношения получены в результате теоретических и экспериментальных исследований. Отступление от рекомендованных соотношений z₁ / z₂ может привести к недопустимым провалам в характеристике пускового момента, к повышенным шумам и вибрациям.

Таблица 3.8 — Рекомендуемые количества пазов z₂

В таблице 3.9 приведены соотношения количества пазов z₁ / z₂, принятые в серии 4А.

Таблица 3.9 — Соотношения количества пазов z₁ / z₂, принятые в серии 4А.

Исходя из наших данных, выбираем z₁=36 и z₂=28.

3.3 Расчёт цилиндрической направляющей

Цилиндрическая направляющая расположена параллельно винту и её длина L=1500 мм. Направляющая не передаёт вращающего момента, а воспринимает только поперечные нагрузки. Направляющая предназначена для увеличения жёсткости системы /4/.

Рассчитываем изгибающий момент, действующий на направляющую:

М_и=F· L,

F=m· a=200·0,6=120 Н, где

m — масса захватного устройства и масса детали.

М_и=120· 1500=180 000 Н· мм.

Рассчитываем диаметр цилиндрической направляющей:

d=,

где

[у_из] - допускаемое напряжение на изгиб, МПа. Для стали 40Х улучшенной [у_из]=1000 МПа.

d==12,16 мм.

4. Статический расчёт широтно-импульсного преобразователя (ШИП) и выбор ключей для двигателя перемещения мехатронного устройства

4.1 Силовой расчёт и выбор электродвигателя перемещения мехатронного устройства

4.1.1 Определим статическую мощность при передвижении тележки с номинальным грузом /6/

Задаёмся следующими исходными параметрами:

Номинальная грузоподъёмность G_Н, кг…100

Скорость передвижения механизма V_t, м/мин…18

Диаметр ходового колеса D, м…0,1

Диаметр цапфы ходового колеса d, м…0,09

Относительная продолжительность включения механизма ПВ, %…15

Номинальная частота вращения двигателя n_Н, об/мин…1500

Число включений в час z…25

Скорость вращения вала рабочего механизма кранового механизма Щ_М, рад/с…4,7

P_CH=,

где

m — масса перемещаемой конструкции;

G₀ — сила тяжести всей перемещаемой конструкции:

G₀=m· g=750·9,81=7357,5 Н;

k — коэффициент, учитывающий увеличение сопротивления движению из-за трения реборд ходовых колес о рельсы, k=2,5;

м — коэффициент трения скольжения в подшипниках опор вала ходового колеса, м=0,01 для подшипников качения;

з — КПД механизма передвижения з=0,9;

f — коэффициент трения качения ходовых колес по рельсам, f=0,002 м.

P_CH=0,403 кВт.

Определяем предварительную номинальную мощность электродвигателя:

P_П=,

где

k_t — коэффициент, зависящий от номинального режима работы, k_t=1,2 для тяжелого режима;

P_П=0,336 кВт.

4.1.2 Выбор двигателя

Предварительный выбор двигателя производят по результатам расчета номинальной мощности.

Окончательно требуется выбрать только один из трёх двигателей. Для этого необходимо построить энергетические характеристики каждого, а затем (по необходимым условиям и параметрам) выбрать соответствующий тип.

Таблица 4.1- Номинальные параметры выбранных двигателей

Определение характеристик двигателя.

Для построения энергетической характеристики каждого двигателя необходимо рассчитать следующие параметры:

— номинальный момент инерции ротора:

J_р=0,2· J_я,

J_т=1,5· (J_я+J_р),

J_н=J_я+J_р+ J_т,

J_рп-11=2,5· 10^-3 кг· м²,

J_рп-21=8,4· 10^-3 кг· м²,

J_рп-22=0,012 кг· м²,

J_тп-11=0,023 кг· м²,

J_тп-21=0,076 кг· м²,

J_тп-22=0,104 кг· м²,

J_нп-11=0,038 кг· м²,

J_нп-21=0,126 кг· м²,

J_нп-22=0,174 кг· м²,

— эквивалентную мощность двигателя при з_эz=0,91:

з_э= ,

з_эп-11=з_эп-21=з_эп-22=0,868,

при =0,9.

Задаёмся значениями: k_экв=0,7, е_р=0,075, k_з=1, е₀=0,6, е_рб=0,05, k_н=1,1, k₀=0,9, п_в=60.

k_р=1−1,2· (е_р-е_рб),)

k_р=0,97.

е_н=,

е_н=0,6.

Р_экв=,)

Р_экв=0,37 кВт.

Выбранные для сравнения двигатели не подходят, так как эквивалентная потребляемая мощность больше мощности, выдаваемой двигателями.

Для сравнения берутся двигатели с большей мощностью.

Таблица 4.2 — Номинальные параметры выбранных двигателей

Определение характеристик двигателя.

Для построения энергетической характеристики каждого двигателя необходимо рассчитать следующие параметры:

— номинальный момент инерции ротора:

J_р=0,2· J_я,

J_т=1,5· (J_я+J_р),

J_н=J_я+J_р+ J_т,

J_рп-12=3· 10^-3 кг· м²,

J_рп-23=0,012 кг· м²,

J_рп-31=0,018 кг· м²,

J_тп-12=0,027 кг· м²,

J_тп-23=0,104 кг· м²,

J_тп-31=0,162 кг· м²,

J_нп-12=0,045 кг· м²,

J_нп-23=0,174 кг· м²,

J_нп-31=0,27 кг· м².

— эквивалентную мощность двигателя при з_эz=0,91:

з_э= ,

з_эп-12=з_эп-23=з_эп-31=0,868,

при =0,9.

Задаёмся значениями: k_экв=0,7, е_р=0,075, k_з=1, е₀=0,6, е_рб=0,05, k_н=1,1, k₀=0,9, п_в=60.

k_р=1−1,2· (е_р-е_рб),

k_р=0,97,

е_н=,

е_н=0,6.

Р_экв=,

Р_экв=0,37 кВт.

Любой из этих двигателей подходит, так как эквивалентная мощность меньше выдаваемой мощности требуемого двигателя.

— номинальный вращающий момент двигателя:

М_н=,)

М_нп-12=3,503 Н· м, М_нп-23=5,253 Н· м, М_нп-31=7,006 Н· м.

— значение вращательного момента двигателя в точке экстремума:

k_зм=1,1, а=0,3,

Динамический момент M_d=a· ,

M_dп-12=0,177 Н· м,

M_dп-23=0,455 Н· м,

M_dп-31=0,53 Н· м.

Статический момент M_с=9550· ,

M_сп-12=2,567 Н· м,

M_сп-23=3,849 Н· м,

M_сп-31=5,134 Н· м.

М_экс=k_зм· (M_d+ M_с),

М_эксп-12=3,018 Н· м, М_эксп-23=4,735 Н· м, М_эксп-31=6,23 Н· м.

Рабочий диапазон двигателя М_р=2· М_н,

М_рп-12=7,006 Н· м, М_рп-23=10,506 Н· м,

— требуемый вращательный момент:

М_треб=,

М_треб=60,447 Н· м.

Построение характеристик выполняется в координатах Щ (М), Р (М):

Щ₁(М)=· (Щ_п-12-Щ₁)+ Щ₁,

Щ₂(М)=· (Щ_п-23-Щ₂)+ Щ₂,

Щ₃(М)=· (Щ_п-31-Щ₃)+ Щ₃,

Щ₁= рад/с, Щ₁=314,159 рад/с, Щ₂= рад/с, Щ₂=209,44 рад/с, Щ₃= рад/с, Щ₃=157,08 рад/с,

P1(M)=Щ₁(M)· M, P2(M)=Щ₂(M)· M, P3(M)=Щ₃(M)·M.

М=0,0.1…1000; Щ=0.1…42 000.

Рисунок 4.1 — Энергетические характеристики выбранных двигателей

4.1.3 Определение передаточного числа редуктора

Расчет ориентировочного значения передаточного числа редуктора:

i=,)

i_п-₁₂=17,25,

i_п-23=11,5,

i_п-31=8,62

Определение ожидаемой линейной скорости на выходе редуктора с ориентировочным передаточным числом:

V_ред=,

V_ред.п-12=0,45 м/с,

V_ред.п-23=0,45 м/с,

V_ред.п-31=0,45 м/с.

Полученные значения удовлетворяют условию: V_ред>V_дв.

Исходя из массогабаритных параметров, требований, ограничений, связанных с выбором редуктора, выбираем двигатель с номинальной мощностью 550 Вт и частотой вращения 1500 об/мин, т. е. двигатель П-12.

Определение реального передаточного числа и пересчет линейной скорости с учетом редуктора:

Реальное передаточное число выбирается из ряда /7/ (для двухступенчатых цилиндрических редукторов): 8, 10, 12,5, 16, 20, 22,4, 25, 28, 31,5, 35,5 40.

Соответственно выбираем для двигателя П-12 передаточное число i=18.

Пересчитываем линейную скорость:

V_ред=,

V_ред=0,43 м/с.

4.1.4 Выбор редуктора

Выбор редуктора осуществляется по параметрам выбранного двигателя и рассчитанным характеристикам: i=18, P_п-12=550 Вт, М_треб=60,447 Н· м.

Выбираем редуктор двухступенчатый цилиндрический типа Ц2У-100 с основными параметрами:

— крутящий момент на тихоходном валу, Н· м…250

— межосевое расстояние быстроходной ступени, мм…80

тихоходной ступени, мм…100

— передаточное число редуктора .18

4.2 Расчет широтно-импульсного преобразователя (ШИП)

4.2.1 Исходные данные для расчета

Рассчитаем транзисторный ШИП для управления двигателем постоянного тока по цепи якоря в динамическом режиме.

Данные двигателя:

— номинальное напряжение U_н=380 В;

— номинальная мощность P_н=550 Вт;

— номинальный ток якоря I_н=,

I_н==1,7 А.

— номинальная частота вращения n=1500 об/мин;

— момент инерции якоря двигателя J_дв=0,0013 кг· м²;

— сопротивление якорной обмотки R_я=0,5· ·(1-з),

R_я=0,5· ·(1−0,705)=0,5·223,5·0,295=33 Ом.

— индуктивность якорной обмотки L_я=,

Щ_н=р· ,)

С=,

С=2,062 Гн,

L_я=0,734 Гн.

Для получения линейных характеристик по каналу управления примем для ШИП симметричный закон коммутации силовых ключей _о=0,5.

С учетом номинального напряжения U_н, потерь на силовых ключах в режиме насыщения U_к и необходимости 20%-го запаса по напряжению, выбираем источника питания с напряжением

U=1.2· U_H+2·U_k,

где

U_k — потеря напряжения на насыщенном силовом ключе, U_k=5 В.

U=1,2· 380+2·5=466 В.

Ток якоря двигателя в динамических режимах может превышать I_н в 2,54 раза, поэтому расчетный ток силового транзисторного ключа принимаем:

I_тк=4· Iн, I_тк=4· 1,7=6,8 А.

Выбираем транзисторный модуль ТКД335−16−7 со следующими параметрами:

Напряжение коллектор-эмитер U_kt, В…700

В режиме насыщения (2 группа) U_ktnas, В…3

Максимальный ток коллектора I_kmax, А…10

Максимальный ток базы I_o, А… 10

Статический коэффициент передачи по току h_21e…50

Время включения t_vkl, с…3· 10^-6

Время выключения t_vykl, с…14· 10^-6

Граничная частота f_gr, МГц…3

Мощность рассеивания на коллекторе P_rk, Вт…125

Тепловое сопротивление «переход-корпус» R_tep, Ом…0,6

Параметры диода, шунтирующего транзисторный ключ Д112−10:

Действующий ток I_vd, А…10

Пороговое напряжение U_o, В…1,35

Динамическое сопротивление R_vd, Ом…0,02

Сопротивление при типовом охладителе R_vdt, Ом 0,55

Максимальная температура структуры И_pn190є

4.2.2 Определение оптимальной частоты коммутации ШИП

В связи с применением ненасыщенного ключа коэффициент форсировок на включение и отключение транзисторов принимается: К1=1 и К2=1.

Длительность фронта и спада коллекторного тока силового ключа по паспортным данным силового IGBT-модуля принимают:

t₊=0,07 мкс =0,07· 10^-6 с;

t-=0,22 мкс =0,22· 10^-6 с;

Определяют оптимальную частоту коммутации ШИП:

f_опт=K_f· Гц, где

K_f=0,332 для ШИП с симметричным законом коммутации;

б_к=,

б_к==6,77,

f_опт=330,756 Гц.

Принимаем частоту коммутации:

f_k=350 Гц.

4.2.3 Определение постоянных и базовых величин, необходимых для расчета электромагнитных нагрузок энергетического канала

Конструктивная постоянная двигателя:

С_о=,)

С_о=2,062 В· с/рад.

Базовая скорость:

щ_b=,

щ_b=225,993 рад/с.

Базовый ток:

I_b=,

I_b=14,121 А Базовый момент:

М_b=С_о· I_b,

М_b=29,118 Н· м.

Учитывая, что ШИП с симметричным управлением не искажает естественных механических характеристик двигателя, определяем относительную продолжительность включения в номинальном режиме:

г_н=,

г_н=0,908.

Относительная скорость в номинальном режиме:

щ_nn=,

щ_nn=0,695.

Относительная электромагнитная постоянная времени:

ф_н=,

где Т — период коммутации;

Т=,

Т=2,86· 10^-3 с, ф_н=7,78.

На естественной механической характеристике ДПТ для максимального тока двигателя в динамическом режиме (I_макс=172 А) определяем частоту вращения:

щ_m=,

щ_m=129,873 рад/с, а также относительное значение этой скорости:

щ_mm=,)

щ_mm=0,575.

4.2.4 Среднее значение тока двигателя

I_nsrot=2· г_н-1-щ_mm,

I_nsrot=0,241 А,

I_nsr=I_b· I_nsrot,

I_nsr=3,4 А.

4.2.5 Действующее значение тока двигателя

I_ndot=, (4.39)

где

a₁==0,938,)

b₁==0,89.

I_ndot=0,241 А.

I_nd=I_ndot· I_b,)

I_nd=3,401 А.

4.2.6 Значение среднего тока транзисторного ключа при максимальном токе двигателя

I_tsrot=,

I_tsrot=0,219 А.

I_tsr=3,087 А.

4.2.7 Значение действующего тока транзисторного ключа

I_vtdot=, (4.45)

I_vtdot=0,229 А.

I_vtd=3,241 А.

4.2.8 Среднее значение тока шунтирующего диода

I_vdsrot=,

I_vdsr=I_vdsrot· I_b,

I_vdsr=1,811 А.

4.2.9 Значение действующего тока шунтирующего диода

I_vddot=,

I_vddot=0,073 А,

4.2.10 Потери энергии в силовом транзисторном ключе

P_tr=(1+2· б_k·K'_б)·I_tk·U·f_k·+I²_tk·з_tr,

б_k=,

б_k=4,153,

K'_б=0,116· ,

K'_б=0,062.

Сопротивление насыщенного ключа з_tr=,

з_tr=0,882 Ом,

P_tr=17,338 Вт.

4.2.11 Определение потерь мощности в шунтирующем диоде

Р_vd=U_o· I_vdcp+ I_vdcp²· R_VD,

Р_vd=2,511 Вт.

4.2.12 Максимальную температуру структуры диода определяют из условия, что температура окружающей среды не превышает _окр=50^оС

'_pn=_окр+P_vd· R_VDT,

'_pn=51,381 ^оС.

4.2.13 Расчет суммарных дополнительных потерь в системе ШИП-ДПТ в относительных единицах

ДP_dop1=· (1+0,232·б_k),

ДP_dop1=8,847· 10^-3 Вт.

4.2.14 Абсолютные дополнительные потери

ДP_dop=I_tk· U_н·ДP_dop1,

ДP_dop=11,43 Вт.

4.2.15 Основные потери в цепи якоря двигателя

ДP_osn=I_tk²· R_я,

ДP_osn=381,48 Вт.

4.2.16 Потери мощности в цепи якоря двигателя

ДP=ДP_osn+ ДP_dop,

ДP=392,91 Вт.

4.3 Расчет основных статических параметров двигателя

4.3.1 Сопротивление якорной цепи в нагретом состоянии

R_nag=R_я· (1+б·(t_ном-t_хол)),

t_ном — температура двигателя в номинальном режиме работы, t_ном=80^оС;

t_хол — температура двигателя в не нагретом состоянии, t_хол=20^оС;

R_nag=38,94 Ом.

4.3.2 Жесткость естественной механической характеристики

в_е=,

в_е=0,109 Н· м·с.

где arctg (е)=80,882^о — угол наклона естественной механической характеристики к оси .

4.3.3 Скорость идеального холостого хода для естественной механической характеристики

щ_о=,

щ_о=184,286 рад/с.

4.3.4 Момент короткого замыкания

М_кз=_о· _е,

М_кз=20,122 Н· м.

4.3.5 Ток короткого замыкания

I_kz=,

I_kz=9,759 А.

4.3.6 Построим естественные электромеханическую и механическую характеристики ДПТ

ЩI (i)=.

Рисунок 4.2 — Статическая электромеханическая характеристика ДПТ ЩM (M)=щ_o· M. M=0,1…120.

Рисунок 4.3 — Статическая механическая характеристика ДПТ

4.4 Динамический расчет электропривода

4.4.1 Основные параметры передаточной функции двигателя

Задаемся величиной максимального статического тока:

I_max=2· I_н,

I_max=2· 1,7=3,4 А.

Сопротивление насыщенного ключа определяют как:

R_tr=,

R_tr=0,882 Ом.

Эквивалентное сопротивление якорной цепи:

R_яэкв=R_nag+R_tr,

R_яэкв=39,882 Ом.

Механическая постоянная времени с учетом приведенного момента инерции:

T_m=,

где

N_m — коэффициент, учитывающий момент инерции механической части привода, N_m=3.

T_m=2,529 с.

Электромагнитную постоянную времени можно определить:

Т_я=,

Т_я=0,018 с.

Коэффициент усиления (передачи) двигателя:

K_dv=,

K_dv=0,485.

Определение коэффициента усиления разомкнутой системы: