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 93mm, długości l 45 617 mm, c) siłownik chwytaka zasilany jest sprężonym powietrzem o ciśnieniu nominalnym p n 0,6 MPa, d) wałki transportowane są w pozycji pionowej. 1. Rozwiązanie zadania projektowego Obliczenie ruchliwości chwytaka w 3n 2p n 5, p w 1 5 5 p 7, p 4 4 0 (1) Opracował: J. Felis Strona 1
2. Modelowanie schematu kinematycznego, przyjmowanie wymiarów i określenie wymaganego skoku członu napędowego d A 146 mm d B 93 mm L A L B 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
3. Wyznaczanie koniecznej siły chwytu F ch Maksymalny ciężar Q A max obiektu transportowanego dla poz. A chwytaka (rys. 1) obliczono ze wzoru: Q A max gdzie: 2 d max l A 4 A 0, 045 m l max max [ N ] - maksymalna długość chwytanego obiektu o średnicy d A 3 3 78, 5 10 N / m ciężar właściwy materiału transportowanego (stali). Dane: d A 0, 146 m- maksymalna średnica obiektu manipulacji (wałka), (2) 0, 146 3 A 0, 045 78, 5 10 59N 4 Q max Wyznaczenie koniecznej siły chwytu 2 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, o 2 124 - 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
F ch F 0 ch Fch 2N cos(90 ), N 0 2 cos(90 ) 2 sin T N Fch 2 sin. Dla prawidłowego uchwycenia transportowanego elementu musi być spełniony warunek:, 2F 4T ch Q n sin stąd siła chwytu F ch Q nsin 2 (3) Dla pozycji A chwytaka (rys.1) F 59 2 sin 62 F Ach 261N 2 0, 2 ch Q A max n sin 2 4. Charakterystyka przemieszczeniowa chwytaka y f ( x ) p Charakterystyka przemieszczeniowa chwytaka została wyznaczona w programie SAM y x f p ( x ) y Rys. 3. Charakterystyka przemieszczeniowa chwytaka Opracował: J. Felis Strona 4
5. Charakterystyka prędkościowa chwytaka f v x y x W przypadku przyjęcia prędkości członu napędzającego v=1 m/s otrzymamy w programie SAM x y (x) f v f y max y max 2,82 x f v ( x ) f v ( x ) f y min y min 0,61 y Rys. 4. Charakterystyka prędkościowa chwytaka x y f v 6. Charakterystyki siłowa chwytaka Charakterystyka siłowa x F ch ff (4) Fs gdzie: Fs - siła na wyjściu zespołu napędowego (siłownika) chwytaka, F - siła chwytu, f F ch x - przełożenie siłowe mechanizmu chwytaka. Uwaga: zamiast charakterystyki siłowej zgodnie ze wzorem (4) znacznie prostsze jest sporządzenie charakterystyki siły na członie napędzającym F s x w programie SAM. Przy założeniu obciążenia ramion chwytaka symetrycznym układem sił F cha 261 N otrzymamy wymaganą do realizacji zadania projektowego (utrzymania przedmiotu) siłę na siłowniku. Na tej podstawie dobierzemy siłownik. Opracował: J. Felis Strona 5
7. Określenie maksymalnej wymaganej siły do napędu chwytaka Maksymalną wartość F określimy na podstawie charakterystyki x smax F s x F s ( x ) F max s 1475N y Rys. 5. Charakterystyka siły na członie napędzającym F s x 8. Obliczenie średnicy tłoka siłownika napędowego przy założeniu ciśnienia zasilania pneumatycznego 0,6 MPa Wymaganą średnicę D tłoka obliczymy przy założeniu F max s 1475N ` F p s D n min 2 D 4 p n 0, 6MPa 4 1475 0, 6 10 6 D min 0, 056 m, 4F p s max n, ` ` (5) Należy dobrać siłownik o średnicy tłoka D 56mm Rys. 6. Model siłownika pneumatycznego dwustronnego działania Opracował: J. Felis Strona 6
9. Dobór siłownika na podstawie wymaganej średnicy tłoka i skoku tłoka oraz siły pchającej na tłoczysku Zasada doboru siłownika: P t P k F (6) w s max gdzie: P t - teoretyczna siła pchająca lub ciągnąca siłownika, siła na tłoczysku k 1,2 1, 5 Pt Pw k Fs max 1475 1, 2 1770N P w - obliczona wymagana k 1, ) - współczynnik przeciążenia (przyjmiemy 2 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
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 FUA-63 3) Konstruowanie dźwigni i szczęk chwytaka 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
11. Obliczenia sił przyłożonych do elementów konstrukcyjnych chwytaka Siły wywołujące naprężenia w elementach konstrukcyjnych chwytaka zostały wyznaczone na podstawie modeli w programie SAM. R03 max 1014N x R 03 ( x ) y Rys. 8. Charakterystyka siły reakcji R 03 ( x ) w przegubie chwytaka R max R23max 855N 12 x R12( x ) R23( x ) y Rys. 9. Charakterystyka siły reakcji R 03 ( x ) w przegubie chwytaka Opracował: J. Felis Strona 9
Obliczenia sprawdzające sił reakcji w parach kinematycznych chwytaka Obliczenia sprawdzające zostały wykonane przy użyciu programu ForceEffect w pozycji rozwartej chwytaka. S R03 max 1015N F ) sma 1477N Do ramienia chwytaka przyłożony jest układ środkowy trzech sił F ch,r 03, R 12 S-środek układu sił. Rys. 10. Siła reakcji R 03 max w przegubie chwytaka (rysunek szkoleniowy ForceEffect)) Opracował: J. Felis Strona 10
R12 max 857N F max s 1477N R max R23 max Rys. 11. Siły reakcji 12 w przegubie chwytaka (rysunek szkoleniowy- ForceEffect) Opracował: J. Felis Strona 11
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 1015N. Jako materiał sworzni przyjęto stal C45, o wytrzymałości na ścinanie. Każdy sworzeń ścinany jest w dwóch płaszczyznach. k t 130MPa Warunek wytrzymałościowy na ścinanie sworznia ma postać: max max max gdzie: Ft max 2A 2 1015 2 1015 10 2 0, 006 36 k 130MPa F t R03 2A max 4R 2d 03 max 2 6 17, 9 10 6 Pa 17, 9 MPa max k t max - maksymalna siła tnąca, k t - naprężenia dopuszczalne na ścinanie materiału sworznia, 2 d A 2 powierzchnia przekroju sworznia, w przypadku ścinania 4 sworznia w dwu płaszczyznach przyjmujemy 2 A, t (7) 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
Sprawdzenie warunku wytrzymałościowego na zginanie ramion chwytaka Ramię chwytaka możemy traktować jako belkę podpartą w dwóch punktach (przegubach) F i obciążoną na końcu siłą ch. 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: F L A M ch max 261 N L 0107, m g max 27, 9 Nm (rys.13) M g max F Ach L A, B-rzeczywiste punkty przyłożenia składowych siły chwytu, C-teoretyczny punkt przyłożenia A A C F ch max F ch max B Rys. 13. Model obliczeniowy ramienia chwytaka na zginanie (rysunek szkoleniowy) Warunek wytrzymałościowy na zginanie ramienia chwytaka ma postać: g max M W g max g k g gdzie: W - wskaźnik wytrzymałości przekroju na zginanie, g g k -wytrzymałość materiału na zginanie (8) Opracował: J. Felis Strona 13
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 k g 113 130 MPa Wskaźnik przekroju belki na zginanie z uwzględnieniem otworu na sworzeń obliczymy ze wzoru: 3 b(h h W g 6H 3 ) (9) W g 3 3 0, 018( 0, 02 0, 006 ) 3 6 0, 00000117 m 117, 10 6 0. 02 Warunek wytrzymałościowy na zginanie: g max g max 27, 9 6 23, 8 10 Pa 6 117, 10 k g 23, 8 MPa 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: N we N 0, gdzie N F s x, N 2F ch y (10) wy we czyli: Fs x 2Fch y 0 stąd: Fs x 2Fch y 0 (11) wy Rys. 14. Model chwytaka do wyznaczenia bilansu mocy chwilowych Opracował: J. Felis Strona 14
Na podstawie (11) można wyznaczyć charakterystykę siłową przy pomocy charakterystyki prędkościowej ponieważ zachodzi zależność: F F ch s x 2y f F ( x ) lub 1 ff x 2f (12) v x 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) P t 1770N Obliczymy możliwą do uzyskania siłę chwytu dla chwytaka przy minimalnym rozwarciu szczęk pozycja B (rys. 1b) x FBch Fs 2y m dla : x 1, y min 0, 61 s (rys.4) x 1 FBch Fs 1770 1451N 2y 2 0, 61 Mg max FBch LB 1451 0, 085 123, 3Nm L B 0, 085 m - ramię zginania dla pozycji B chwytaka na podstawie (rys.1) 123, 3 6 g max 75 10 Pa 105, 4 6 117, 10 MPa g max Również w tym przypadku naprężania zginające są mniejsze od dopuszczalnych k g Na podstawie (3) obliczymy maksymalny ciężar, który można utrzymać za pomocą dobranego siłownika w pozycji B chwytaka. FBch 2 2 1451 0, 2 QB max 329 n sin 2sin 62 Maksymalna długość wałka o średnicy 93 mm wyniesie wówczas 4QB max 4 329 lb max 0, 0, 617 m 617 mm 2 2 3 d 0, 093 78, 5 10 B N W ten sam sposób korzystając z charakterystyki prędkościowej można obliczyć możliwą siłę chwytu w każdym możliwym położeniu chwytaka. Opracował: J. Felis Strona 15
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
Rys. 15. Rysunek konstrukcyjny aksonometryczny chwytaka P-(O-O-O) z wybranymi przekrojami (rysunek szkoleniowy) Opracował: J. Felis Strona 17
Rys. 16a. Rysunek złożeniowy chwytaka P-(O-O-O) arkusz1/2 Opracował: J. Felis Strona 18
Rys. 16b. Rysunek złożeniowy chwytaka P-(O-O-O) arkusz2/2 Opracował: J. Felis Strona 19
Rys. 17. Rysunek wykonawczy ramienia chwytaka P-(O-O-O) Opracował: J. Felis Strona 20