Kraków 24.04.2004

AKADEMIA GÓRNICZO-HUTNICZA

im. Stanisława Staszica w Krakowie

Tomasz Wolski

Projekt techniczny chwytaka nr.14

ZADANIE: Zaprojektować chwytak do robota o nośności 10kg wraz z wymiennymi szczękami do odpowiednich kształtów i rozmiarów przedmiotów manipulacji. Podczas manipulacji przedmiot przyjmuje różne położenia.

PRZEDMIOTY MANIPULACJI: Trzpień oraz tuleja o masie 5 kg i średnicy

od 60 do 80 [mm].

SPIS TREŚCI PROJEKTU:

1.Analiza zadania projektowego.

2.Lista wymagań.

3.Warianty rozwiązań strukturalnych.

4.Wyznaczenie siły chwytu i rozmiaru szczęk.

5.Schemat kinematyczny i obliczeniowy chwytaka.

6.Charakterystyki przesunięciowa i siłowa.

7.Ocena wariantów strukturalnych i wybór rozwiązania optymalnego.

8.Obliczenia i dobór napędu.

9.Rysunki zestawieniowe chwytaka.

10.Rysunki wykonawcze chwytaka.

2. Lista wymagań.

wydanie I
Użytkownik		Lista wymagań projekt chwytaka	arkusz: strona:
Data Zmiany	ŻD ŻC	Wymagania	Odpowiedzialny
	ŻD	Obiekty manipulacji: wałki i tuleje, średnica φ 60-80 mm, długość 50-150 mm, materiał stal, mosiądz, masa 2-5 kg,	Kierownik zespołu projektowego
	ŻD ŻD ŻC ŻC ŻD ŻD ŻD ŻD	Istniejący robot: nośność 60N, przyśpieszenie liniowe max chwytaka 1 m/s, Strefa chwytania: gabaryty 350 x 350 x 500 mm, położenie wałka (tulei) w pozycji pionowej, sposób bazowania wałka (tulei) pryzma, Strefa przenoszenia: w pozycji dowolnej, - siła zacisku palców nie odkształcająca wałka (tulei), Strefa uwolnienia: wymiary gabarytowe 300x300x400 mm, położenie wałka (tulei) w pozycji pionowej, sposób bazowania wałka (tulei) w trójszczękowym uchwycie tokarki, Chwytak: gabaryty ≤ 320x220x100 mm, ciężar ≤ 50 N, zasilanie energią sprężonego powietrza 0.6 MPa. Termin wykonania trzy miesiące od daty przyjęcia zlecenia przez komórkę projektową
Zastępuje: Data wydania:			podpis:
ŻD - żądanie ŻC - życzenie

4. Wyznaczenie siły chwytu i rozmiaru szczęk.

Schemat obliczeniowy końcówek chwytaka.

Do obliczenia siły nacisku F przyjmuję oznaczenia:

e- długość płata szczęk,

d- średnica obiektu manipulacji,

γ- połowa kąta rozwarcia szczęk,

Q- ciężar obiektu manipulacji [N],

T- siła tarcia między szczękami a obiektem manipulacji w jednym punkcie [N],

N- siła normalna oddziaływania szczęk i obiektu manipulacji [N],

n- współczynnik przeciążenia chwytaka,

μ- współczynnik tarcia między szczękami i obiektem manipulacji,

Równania równowagi sił:

,

stąd:

.

Przy styku obiektu manipulacji ze szczekami w dwóch punktach parametry d, γ, e powinny spełniać nierówność:

,

Aby obliczyć e i F zakładamy:

n=2

μ=0.3

γ=60°

d=80mm

Q=35N

Otrzymujemy:

F=181 [N]

e>19 [mm].

Przyjmujemy ostatecznie:

F=190 [N]

e=30 [mm]

Szczęka chwytaka.

Otrzymuję : a = 51,9 [mm]

h > 15,0 [mm]

Przyjmuję: a=52 [mm]

h=18 [mm]

Uwzględniając przyjęte średnice przedmiotu chwytanego (tzn. od 60 do 80 [mm]), konieczność zwiększenia rozwarcia szczęk w związku z ich kształtem ( o 20 [mm]) oraz konieczność zmniejszenia minimalnego rozstawu szczęk o 10 [mm] (aby można było odpowiednio silno uchwycić przedmiot manipulacji) określam szerokość rozwarcia szczek na:

Rozwarcie minimalne = 2*Ymin = 50 [mm]

Rozwarcie maksymalne = 2*Ymax = 100 [mm]

3. Schemat kinematyczny i obliczeniowy chwytaka

5. Wyznaczanie charakterystyki przesunięciowej.

Wartości wychylenia chwytaka w zależności od przesunięcia tłoczka:

5.2. Wyznaczanie charakterystyki siłowej.

Ostatecznie otrzymujemy:

6. Charakterystyki chwytaka.

Charakterystyki chwytaków zostały wykreślone dla 3 różnych wariantów wymiarów. Aby osiągnąć jak najlepszy stosunek siłowy dla danych wymiarów długość b jest przyjmowana jako nieznacznie mniejsza od h (wysokość h nie wpływa na stosunek siłowy, a zwiększa rozmiary chwytaka).

Do wyznaczenia charakterystyki siłowej przyjęto kąt tarcia 0.26. Z wykresów widać, że dla dużych x układ staje się samohamowny - ogranicza nam to zakres położeń szczęk chwytaka.

7. Wybór rozwiązania optymalnego.

Przy wyborze wymiarów chwytaka nie mamy niestety zbyt dużej swobody; związane jest to z silnie nieliniowym kształtem charakterystyki zarówno przesunięciowej, jak i siłowej. Podczas analizowania charakterystyk w celu doboru jak najlepszego zakresu przesunięć tłoka siłownika stawiano następujące wymagania:

1. jak najmniejszy skok tłoka siłownika, ponieważ skok ten, ze względu na konstrukcję siłownika, przenosi się bezpośrednio na skok szczęk siłownika (w kierunku równoległym do kierunku tłoka);

2. jak najbardziej liniowa charakterystyka przesunięciowa w interesującym nas zakresie przesunięć tłoka siłownika;

3. jak największy stosunek siłowy dla interesującego nas zakresu przesunięć tłoka;

4. jak najbardziej płaska charakterystyka siłowa dla interesującego nas zakresu przesunięć tłoka;

5. minimalny rozstaw szczęk siłownika nie mógł przekroczyć 20 [mm], ze względu na konieczność pozostawienia miejsca na tuleje; podyktowane jest to koniecznością zagwarantowania występowania niezbyt dużego momentu gnącego na tulejach.

Na podstawie powyższych kryteriów stwierdzamy, że najlepszym wyborem wymiarów jest wariant 1 dla przesunięć x w zakresie od 53 do 80 [mm],czyli:

x_min = 53 [mm]

x_max = 80 [mm]

δx = 27 [mm]

Zapewnia nam to dobrą liniowość charakterystyki przesunięciowej, w miarę stały i niezbyt mały stosunek siłowy (w najgorszym przypadku nie jest mniejszy do 0.24), wymagany zakres rozwarcia szczęk chwytaka i niezbyt duży zakres przesunięć tłoka.

8. Obliczanie i dobór napędu.

p_p - ciśnienie wlotowe pchające _,

p_c - ciśnienie wlotowe ciągnące,

Pp - siła pchająca - rozwieranie szczęk

Pc - siła ciągnąca - zaciskanie szczęk

P_n - ciśnienie nominalne w sieci

Przyjmujemy że wartość ciśnień p_p=p_c=p_n=6 Atm. (0.6 MPa)

Dla maksymalnej siły ściskającej F=190 N przy minimalnym przełożeniu siłowym W=0.24 (dla rozstawu szczęk 80 [mm]) potrzebna jest siła ciągnąca

Wymagana siła P_w jest większa od siły teoretycznej.

P_w = kP

gdzie:

k - bezwymiarowy współczynnik zależny od rodzaju ruchu i obciążenia,

P- siła pchająca P_p lub ciągnąca P_c obciążająca siłownik.

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)

Przyjmujemy: k=1.35

P_w = 1051 N

Siła teoretyczna cylindrów pneumatycznych.

Dla siłownika o średnicy D=50 [mm] i średnicy tłoka 16mm siła teoretyczna cylindrów pneumatycznych przy ruchu ciągnącym wynosi P_p= 1058 [N], co przekracza wartość siły wymaganej, która dla ruchu ciągnącego wynosi 1051 [N].

Przyjmuję bezsmarowy siłownik pneumatyczny firmy `Festo' z jednostronnym tłoczyskiem dwustronnego działania o skoku s=30 mm, średnicy D=50 mm i średnicy tłoka d=16 mm.

1

P

h

b

y

x

Fb
b

γ

Fb
b

Fb
b

Fa
b

T
b

T
b

Fa
b

F
b

M
b

m
b

b
b

A

γ
b

---