AKADEMIA GÓRNICZO-HUTNICZA
im. Stanisława Staszica
w KRAKOWIE
MARIUSZ WILK EAiE AiR gr.V
Projekt techniczny chwytaka
ZADANIE : Zaprojektować chwytak do robota o nośności 6 kg .
PRZEDMIOT MANIPULACJI :
Trzpień oraz tuleja o masie m=5 kg i średnicy d=100-120 mm
SPIS TREŚCI PROJEKTU :
1.Lista wymagań.
2.Wybór rozwiązania chwytaka .
3.Model obliczeniowy i ch-ka przesunięciowa .
4.Model obliczeniowy i ch-ka siłowa .
5.Obliczenia i dobór napędu .
6.Szkice i obliczenia projektowo - konstrukcyjne .
7.Rysunki zestawieniowe chwytaka .
8.Rysunki wykonawcze chwytaka .
9.Parametry chwytaka .
Lista wymagań
Uproszczona lista wymagań
1.Obiekt manipulacji
- wałki i tuleje
- średnica 100 - 120 mm
- długość 50 - 100 mm
- materiał : stal,mosiądz
- masa 5 kg
Model obliczeniowy szczęk chwytaka
Do obliczenia siły nacisku F i długości emin płata szczęk
d-średnice tuleji
γ-kąt rozwarcia
Q-ciężar
Ti-siła tarcia
Ni-siła normalna między szczękami, a tuleją
μ-współczynnik tarcia
Równanie równowagi sił
Q*n=4*Ti=4*μ*Ni=
Stąd F=
emin>
Przyjmujemy parametry:
Q=50N n=2 μ=0.2 d=120 γ=70
Stąd :
emin=21.8 F=254.9 N
Można więc przyjąć:
e=25 F=300 N
Model kinematyczny i obliczeniowy chwytaka
3.Wyznaczenie charakterystyki przesunięciowej chwytaka
x - przesunięcie zespołu napędowego
yd - przesunięcie
Obliczyć : dl(x) - charakterystyka przesunięciowa.
Parametry : l12, l4, l21, l22, γ
dl=l31+l22*cos(α-γ)
l31=l12+l21sinα
sinα=
d(x)=l21*cos(α-γ)+l12*
Wyliczone dl(x) jest połową średnicy rozpiętości szczęk , więc na wykresie trzeba narysowac dl(x)=2*[dl(x)-20] gdzie 20 jest grubością szczęk
4. Charakterystyka siłowa.
Z układu pierwszego wyliczamy
P=2*R12x
Z układu drugiego otrzymujemy następujące równania
N=R21x+ F*sin(α-γ)
F*cos(α-γ)+T=R21y T=N*tg(μ)
F*l22+R21y*l21*cosα=R21x*l21*sinα
Z tych pięciu równań wyliczamy P(α)
P=2F
Obliczenia wykonuje dla trzech wariantów:
|
Wariant I |
Wariant II |
Wariant III |
l12 |
25 |
30 |
20 |
l21 |
65 |
55 |
80 |
l22 |
85 |
100 |
70 |
γ |
70 |
65 |
75 |
Stałe wartości dla wszystkich wariantów.
l4- dobieramy tak aby dla x=0 ramiona l22 były równoległe czyli α=γ
Charakterystyki przesunięciowe
Charakterystyki siłowe G(x)=F/P(x)
Wybieramy wariant I ze względu na najlepszą charakterystykę siłową i dobra charakterystyke przesunieciową.
Wybrany wri1ant ma charakterystyke przesunięciową:
i charakterystyke siłową:
dl1(-10)=94.17 dl1(5)=149.06 G1(-10)=0,24
5.Dobór napędu chwytaka:
Pp- ciśnienie wlotowe pchające
Pc- ciśnienie wlotowe ciągnące
Pn- ciśnienie nominalne sieci
Przyjmujemy , że wartość ciśniń Pp=Pc=Pn=6 Atm.(0.6 MPa)
Potrzebna siła pchająca P=F/min(G)=1240 N
Wymagana siła Pw musi być większa od siły teoretycznej, jest ona okreslona zaleznościa:
Pw=kP
gdzie:
k- bezwymiarowy współczynnik zależny od rodzaju ruchu i obcążenia
Dla:
wolnych przebiegów k=1.2(obciążenie przy końcu skoku)
szybkich przebiegów k=1.35(obciążenie przy końcu skoku)
szybkich przebiegów k=1.5(obciążenie na całym skoku)
Dla:
k=1.35 oraz Pw=1674 N
Siła teoretyczna cylindrów pneumatycznych
P = Pt =
Pc = Pt =
Dla siłownika o średnicy D=63 mm i średnicy tłoka d=20 mm siła teoretyczna cylindrów pneumatycznych przy ruchu ciągnącym wynosi Pc= 1681.85 N, co przekracza wartość siły wymaganej. Dla ruchu pchającego potrzebna jest mniejsza siła , a siła teoretyczna Pw=1870.34N
Przyjmuję bez smarowy siłownik pneumatyczny firmy `PREMA' z jednostronnym tłoczyskiem dwustronnego działania o skoku s=15 mm, średnicy D=63 mm i średnicy tłoka d=20 mm o numerze zamówieniowym 10.020H.0015.
6.Obliczenia wytrzymałościowe.
Obliczenia minimalnej średnicy sworznia:
Maksymalna siła tnąca działająca na sworzeń jest równa maksymalnej sile jaką działa siłownik czyli FT = 1870 N.
gdzie: A - pole przekroju
i - ilość cięć
kt - naprężenia dopuszczalne na ścinanie
FT - siła tnąca.
,
,
W moim przypadku i=2 , kt=120MPa (dla stali St3S).
d ≥ 3.15.
Przyjmuje wiec , że minimalna średnica sworznia wynosi 4 mm .