PROJEKT TECHNICZNY MECHANIZMU CHWYTAKA TYPU P-(O-O-O)

SAVE OFFLINE

Zapis i Podstawy Konstrukcji. Projekt chwytaka P-(O-O-O)

PROJEKT TECHNICZNY MECHANIZMU CHWYTAKA TYPU P-(O-O-O) ZADANIE PROJEKTOWE: Zaprojektować chwytak do manipulatora przemysłowego wg zadanego schematu kinematycznego spełniający następujące wymagania: a) w procesie transportu urządzenie chwytające ma za zadanie pobrać (uchwycić) obiekt w położeniu początkowym, trzymać go w trakcie trwania czynności transportowych i uwolnić go w miejscu docelowym, b) obiektem transportu są wałki ze stali o zakresie średnic d  146  93 mm, długości l  45  617 mm , c) siłownik chwytaka zasilany jest sprężonym powietrzem o ciśnieniu nominalnym pn  0,6 MPa , d) wałki transportowane są w pozycji pionowej.

1. Rozwiązanie zadania projektowego

Obliczenie ruchliwości chwytaka

w  3n  2 p5  p4 n  5, p5  7, p4  0

(1)

w 1

Opracował: J. Felis

Strona 1

Zapis i Podstawy Konstrukcji. Projekt chwytaka P-(O-O-O)

2. Modelowanie schematu kinematycznego, przyjmowanie wymiarów i określenie wymaganego skoku członu napędowego

dB  93 mm

d A  146 mm

LA LB

x  25 mm

Poz. A

Poz. B a)

b)

Rys. 1. Model chwytaka w programie SAM, dwa skrajne położenia przy skoku członu napędzającego x  25 mm : a) rozwarcie maksymalne szczęk d A  146 mm b) rozwarcie minimalne szczęk d B  93 mm

Opracował: J. Felis

Strona 2

Zapis i Podstawy Konstrukcji. Projekt chwytaka P-(O-O-O)

3. Wyznaczanie koniecznej siły chwytu Fch Maksymalny ciężar QA max obiektu transportowanego dla poz. A chwytaka (rys. 1) obliczono ze wzoru:

QA max 

d m2ax l A max   [ N ] 4

(2)

gdzie: l A max  0,045 m - maksymalna długość chwytanego obiektu o średnicy d A

  78,5  103 N / m3 – ciężar właściwy materiału transportowanego (stali) . Dane: d A  0,146 m - maksymalna średnica obiektu manipulacji (wałka),

  0,146 2 QA max  0,045  78,5  103  59 N 4 Wyznaczenie koniecznej siły chwytu FAch dla maksymalnego rozwarcia szczęk chwytaka (poz. A rys. 1a) Dane:  - współczynnik tarcia między szczękami chwytaka a obiektem, przyjmiemy =0,2, n  2 - współczynnik przeciążenia chwytaka (współczynnik ten wynika z uwzględnienia siły bezwładności oddziaływującej na obiekt transportowany w chwili rozruchu manipulatora, przyjęto że chwytak doznaje wtedy przyspieszenia równego g,

2  124o - kąt nachylenia szczęk chwytaka (odczytano z modelu SAM). Transportowany obiekt chwytany jest w pozycji jak na Rys. 2.

a)

b)

Rys. 2. Układ sił działających na chwytak: a) rozkład sił tarcia podczas chwytania obiektu, b) rozkład sił normalnych podczas chwytania obiektu Opracował: J. Felis

Strona 3

Zapis i Podstawy Konstrukcji. Projekt chwytaka P-(O-O-O)

N

0

Fch  2N cos( 90   ) ,

T  N 

Fch   2 sin

Fch 2 cos( 900   )



Fch 2 sin

,

.

Dla prawidłowego uchwycenia transportowanego elementu musi być spełniony warunek:

4T 

2Fch    Qn sin

stąd siła chwytu

Dla pozycji A chwytaka (rys.1)

FAch

Fch 

Fch 

Q  n sin 2

(3)

QA max  n sin  2

59  2  sin 62   261N 2  0,2

4. Charakterystyka przemieszczeniowa chwytaka y  fp ( x ) Charakterystyka przemieszczeniowa chwytaka została wyznaczona w programie SAM

x

y

fp ( x )

y

Rys. 3. Charakterystyka przemieszczeniowa chwytaka Opracował: J. Felis

Strona 4

Zapis i Podstawy Konstrukcji. Projekt chwytaka P-(O-O-O)

y

5. Charakterystyka prędkościowa chwytaka fv x    x W przypadku przyjęcia prędkości członu napędzającego v=1 m/s otrzymamy w programie SAM fv x   y (x)

x

fy max  y max  2,82

fv ( x ) fv ( x )

fy min  y min  0,61 y Rys. 4. Charakterystyka prędkościowa chwytaka fv x   y

6. Charakterystyki siłowa chwytaka Charakterystyka siłowa

fF x  

Fch Fs

(4)

gdzie: Fs - siła na wyjściu zespołu napędowego (siłownika) chwytaka,

Fch - siła chwytu,

fF x  - przełożenie siłowe mechanizmu chwytaka.

Uwaga: zamiast charakterystyki siłowej zgodnie ze wzorem (4) znacznie prostsze jest sporządzenie charakterystyki siły na członie napędzającym Fs x  w programie SAM. Przy założeniu obciążenia ramion chwytaka symetrycznym układem sił FchA  261 N otrzymamy wymaganą do realizacji zadania projektowego (utrzymania przedmiotu) siłę na siłowniku. Na tej podstawie dobierzemy siłownik. Opracował: J. Felis

Strona 5

Zapis i Podstawy Konstrukcji. Projekt chwytaka P-(O-O-O)

7. Określenie maksymalnej wymaganej siły do napędu chwytaka Maksymalną wartość

Fs max określimy na podstawie charakterystyki Fs x  x

Fs ( x )

Fs max  1475 N

y

Rys. 5. Charakterystyka siły na członie napędzającym Fs x 

8. Obliczenie średnicy tłoka siłownika napędowego przy założeniu ciśnienia zasilania pneumatycznego 0,6 MPa Wymaganą średnicę D tłoka obliczymy przy założeniu Fs max  1475 N

Fs  `

D 2 pn 4

Dmin



4Fs max , pn

pn  0,6MPa Dmin 

`

4  1475  0,056 m,   0,6  10 6

Należy dobrać siłownik o średnicy tłoka D  56 mm

Rys. 6. Model siłownika pneumatycznego dwustronnego działania Opracował: J. Felis

Strona 6

`

(5)

Zapis i Podstawy Konstrukcji. Projekt chwytaka P-(O-O-O)

9. Dobór siłownika na podstawie wymaganej średnicy tłoka i skoku tłoka oraz siły pchającej na tłoczysku Zasada doboru siłownika:

Pt  Pw  k  Fs max

(6)

Pw - obliczona wymagana gdzie: Pt - teoretyczna siła pchająca lub ciągnąca siłownika, k  1,2 1,5 - współczynnik przeciążenia (przyjmiemy k  1,2 ) siła na tłoczysku

Pt  Pw  k  Fs max  1475  1,2  1770 N Dobieramy siłownik ADVULQ-63-25-P-A. o średnicy tłoka D=63 mm i skoku s=25 mm z katalogu Festo. Dobieramy dodatkowo mocowanie kołnierzowe (www.festo.com) na którym zostanie posadowiony mechanizm chwytaka

Opracował: J. Felis

Strona 7

Zapis i Podstawy Konstrukcji. Projekt chwytaka P-(O-O-O)

10. Konstruowanie elementów chwytaka Konstruowanie chwytaka rozpoczynamy od importu rysunków siłownika i innych elementów montażowych w formacie umożliwiającym wykorzystanie w programach typu CAD. W celu realizacji zadania projektowego zaimportowano rysunki dwóch elementów: siłownika ADVULQ-63-25-P-A oraz mocowania kołnierzowego FUA-63.

2) Konstruowanie belki na tłoczysko siłownika

3) Konstruowanie dźwigni i szczęk chwytaka

FUA-63

ADVULQ-63-25-P-A

`

1) Dobór siłownika i kołnierza 4) Konstruowanie podpór dźwigni

`

Rys. 7. Etapy konstruowania chwytaka (rysunek szkoleniowy) Opracował: J. Felis

Strona 8

Zapis i Podstawy Konstrukcji. Projekt chwytaka P-(O-O-O)

11. Obliczenia sił przyłożonych do elementów konstrukcyjnych chwytaka Siły wywołujące naprężenia w elementach konstrukcyjnych chwytaka zostały wyznaczone na podstawie modeli w programie SAM.

x

R03 max  1014 N

R03( x )

y Rys. 8. Charakterystyka siły reakcji R03 ( x ) w przegubie chwytaka

R12 max  R23 max  855 N

x

R12 ( x )  R23 ( x )

y

Rys. 9. Charakterystyka siły reakcji R03 ( x ) w przegubie chwytaka Opracował: J. Felis

Strona 9

Zapis i Podstawy Konstrukcji. Projekt chwytaka P-(O-O-O)

Obliczenia sprawdzające sił reakcji w parach kinematycznych chwytaka Obliczenia sprawdzające zostały wykonane przy użyciu programu ForceEffect w pozycji rozwartej chwytaka.

S

R03 max  1015 N

Fsma )  1477 N

Do ramienia chwytaka przyłożony jest układ środkowy trzech sił Fch ,R03 ,R12 S-środek układu sił . Rys. 10. Siła reakcji R03 max w przegubie chwytaka (rysunek szkoleniowy ForceEffect)) Opracował: J. Felis

Strona 10

Zapis i Podstawy Konstrukcji. Projekt chwytaka P-(O-O-O)

R12 max  857 N

Fs max  1477 N

Rys. 11. Siły reakcji R12 max  R23 max w przegubie chwytaka (rysunek szkoleniowy- ForceEffect)

Opracował: J. Felis

Strona 11

Zapis i Podstawy Konstrukcji. Projekt chwytaka P-(O-O-O)

12. Obliczenia wytrzymałościowe chwytaka Sprawdzenie warunku wytrzymałościowego na ścinanie dla najbardziej obciążonego sworznia Pary obrotowe (przeguby) w mechanizmie chwytaka są zrealizowane jako połączenia sworzniowe. Wszystkie sworznie posiadają średnicę   6 mm . Na podstawie analizy sił (rys. 8,9,10,11) wiadomo, że największe obciążenie występuje w sworzniu łożyskowym dźwigni ramienia chwytaka i wynosi R03 max  1015 N . Jako materiał sworzni przyjęto stal C45, o wytrzymałości na ścinanie k t  130 MPa . Każdy sworzeń ścinany jest w dwóch płaszczyznach. Warunek wytrzymałościowy na ścinanie sworznia ma postać:

max  kt

Ft max R 4R03 max  03 max  2A 2A 2d 2 2  1015 2  1015  10 6    17,9  10 6 Pa  17,9 MPa 2   36   0,006  k t  130 MPa

 max   max  max

gdzie: Ft max - maksymalna siła tnąca,

k t - naprężenia dopuszczalne na ścinanie materiału sworznia, A  2

d2 – powierzchnia przekroju sworznia, w przypadku ścinania 4

sworznia w dwu płaszczyznach przyjmujemy

2A ,

d - średnica sworznia.

Najbardziej obciążony sworzeń Sworznie w parach kinematycznych mechanizmu chwytaka

Rys. 12. Mechanizm chwytaka z przekrojami wsporników dźwigni w płaszczyźnie symetrii (rysunek szkoleniowy)

Opracował: J. Felis

Strona 12

(7)

Zapis i Podstawy Konstrukcji. Projekt chwytaka P-(O-O-O)

Sprawdzenie warunku wytrzymałościowego na zginanie ramion chwytaka Ramię chwytaka możemy traktować jako belkę podpartą w dwóch punktach (przegubach) i obciążoną na końcu siłą Fch . Rozpatrzymy położenie chwytaka w poz. A (rys.1) W tym przypadku maksymalny moment gnący w ramieniu chwytaka występuje w przekroju A-A (rys. 13) Moment gnący w przekroju A-A obliczymy ze wzoru:

Mg max  FAch  LA

Fch max  261 N LA  L  0,107 m (rys.13)

A, B-rzeczywiste punkty przyłożenia składowych siły chwytu, C-teoretyczny punkt przyłożenia wypadkowej siły chwytu

M g max  27,9 Nm

C

A

Fch max Fch max

B

Rys. 13. Model obliczeniowy ramienia chwytaka na zginanie (rysunek szkoleniowy) Warunek wytrzymałościowy na zginanie ramienia chwytaka ma postać:

 g max  gdzie:

Mg max Wg

 kg

(8)

Wg - wskaźnik wytrzymałości przekroju na zginanie ,

k g -wytrzymałość materiału na zginanie Opracował: J. Felis

Strona 13

Zapis i Podstawy Konstrukcji. Projekt chwytaka P-(O-O-O)

Ramię chwytaka zostanie wykonane ze stopu aluminium: wg PN EN 573-3-oznaczenie alfanumeryczne: AlCu4MgSi (A) oznaczenie numeryczne: EN AW-2017A Wytrzymałość na zginanie stopu aluminium kg  113  130 MPa Wskaźnik przekroju belki na zginanie z uwzględnieniem otworu na sworzeń obliczymy ze wzoru:

b( H 3  h 3 ) Wg  6H

(9)

0,018( 0,023  0,0063 ) Wg   0,00000117 m 3  1,17  10  6 6  0.02 Warunek wytrzymałościowy na zginanie:

27,9  23,8  10 6 Pa  23,8 MPa 6 1,17  10  kg

 g max   g max

Obliczenia wytrzymałościowe wykazały, że zaproponowana konstrukcja spełnia warunki wytrzymałościowe w pozycji A chwytaka z dużym zapasem wytrzymałości. Oznacza to możliwość przenoszenia wałków o znacznie większej masie. Wałków o mniejszej średnicy i odpowiednio większej długości. Należy w takim przypadku sprawdzić ponownie warunki wytrzymałościowe

Obliczenia maksymalnej możliwej siły chwytu i maksymalnego ciężaru transportowanych wałków Dla dowolnego chwytaka bilans mocy chwilowych przy pominięciu tarcia, sił ciężkości oraz bezwładności jego elementów ma postać:

Nwe  Nwy  0 , gdzie czyli:

Nwe  F s  x , Nwy  2F ch  y

F s  x  2F ch  y  0

stąd:

Fs  x  2Fch  y  0

Rys. 14. Model chwytaka do wyznaczenia bilansu mocy chwilowych

Opracował: J. Felis

Strona 14

(10) (11)

Zapis i Podstawy Konstrukcji. Projekt chwytaka P-(O-O-O) Na podstawie (11) można wyznaczyć charakterystykę siłową przy pomocy charakterystyki prędkościowej ponieważ zachodzi zależność:

Fch x   fF ( x ) Fs 2y

lub

fF x  

1

2fv x 

(12)

Wykorzystując zależność (12) i dane z charakterystykę prędkościową (rys. 4) możemy obliczyć możliwą do uzyskania siłę chwytu na szczękach chwytaka przy założonej sile na siłowniku. Przyjmując za postawę obliczeń teoretyczna siłę siłownika napędowego (6)

Pt  1770 N

Obliczymy możliwą do uzyskania siłę chwytu dla chwytaka przy minimalnym rozwarciu szczęk pozycja B (rys. 1b)

FBch  Fs  dla :

FBch

x 2y

m , y min  0,61 (rys.4) s x 1  Fs   1770  1451 N 2y 2  0,61

x  1

Mg max  FBch  LB  1451  0,085  123,3 Nm

LB  0,085 m - ramię zginania dla pozycji B chwytaka na podstawie (rys.1)  g max 

123,3  75  106 Pa  105,4 MPa 6 1,17  10

 g max  k g

Również w tym przypadku naprężania zginające są mniejsze od dopuszczalnych Na podstawie (3) obliczymy maksymalny ciężar, który można utrzymać za pomocą dobranego siłownika w pozycji B chwytaka.

QB max 

FBch 2 2  1451  0,2   329 N n sin  2 sin 62

Maksymalna długość wałka o średnicy 93 mm wyniesie wówczas

l B max 

4QB max d B2 



4  329  0,0,617 m  617 mm 0,0932  78,5  103

W ten sam sposób korzystając z charakterystyki prędkościowej można obliczyć możliwą siłę chwytu w każdym możliwym położeniu chwytaka.

Opracował: J. Felis

Strona 15

Zapis i Podstawy Konstrukcji. Projekt chwytaka P-(O-O-O)

13. Projekt konstrukcyjny chwytaka P-(O-O-O)

Rys. 14. Rozwiązania konstrukcyjne par kinematycznych chwytaka P-(O-O-O) (rysunek szkoleniowy)

Opracował: J. Felis

Strona 16

Zapis i Podstawy Konstrukcji. Projekt chwytaka P-(O-O-O)

Rys. 15. Rysunek konstrukcyjny aksonometryczny chwytaka P-(O-O-O) z wybranymi przekrojami (rysunek szkoleniowy)

Opracował: J. Felis

Strona 17

Zapis i Podstawy Konstrukcji. Projekt chwytaka P-(O-O-O)

Rys. 16a. Rysunek złożeniowy chwytaka P-(O-O-O) arkusz1/2 Opracował: J. Felis

Strona 18

Zapis i Podstawy Konstrukcji. Projekt chwytaka P-(O-O-O)

Rys. 16b. Rysunek złożeniowy chwytaka P-(O-O-O) arkusz2/2 Opracował: J. Felis

Strona 19

Zapis i Podstawy Konstrukcji. Projekt chwytaka P-(O-O-O)

Rys. 17. Rysunek wykonawczy ramienia chwytaka P-(O-O-O) Opracował: J. Felis

Strona 20