Реферат: Захват робота

МОПО РФ

Тольяттинский политехнический институт

Кафедра Автоматизации технологических процессов

и производств машиностроения

Пояснительная записка

к курсовому проекту

по предмету Прикладная механика

Тема: Расчет и конструирование захватного

устройства

Группа Э-210

Студент

Преподаватель Прищепов А.С.

Тольятти 1998

Содержание

Задание на курсовой проект

Спроектировать центрирующее захватное устройство клещевого типа с реечным передаточным механизмом для данной детали типа тело вращения - полумуфты маслонасоса.

Введение

В данном курсовом проекте будет разработано центрирующее захватное устройство клещевого типа с реечным передаточным механизмом для детали типа тело вращения - полумуфта маслонасоса (см. приложение).

Диапазон изменения диаметров захватываемых деталей :

D_min = 80 мм

D_max = 140 мм

Двигательное усилие создается под действием сжатого воздуха.

1.Геометрический расчет

1.1 Расчет основных геометрических параметров губки

Конструктивные параметры, определяющие габариты захватного устройства:

1) Условная длина пальца АС=165 мм

Половина расстояния между осями поворота пальцев АЕ=65 мм

Диапазон захватываемых диаметров заготовок D_min <D_i < D_max

D_min = 80 мм, D_max = 140 мм

Конструктивные параметры, определяющие профиль губок и его ориентацию относительно пальца АС:

Радиус верхнего профиля губок О₁ С= 80 мм

Радиус верхнего профиля губок О₂ С=190 мм

Расстояние между центрами О₁ О₂ =200 мм

Для расчета основных геометрических параметров, определяющих погрешность центрирования, строим расчетную схему

Существует определенное значение угла j, при котором погрешность центрирования стремится к нулю.

Уравнение для подбора оптимального значения угла y имеет вид

cos(j_опт )=A-Bsin(j_опт ),

где коэффициенты А и В определяются по формулам :

где СO_i и b_i - вспомогательные параметры.

Произведем расчет коэффициентов А, B и вспомогательных параметров CO_i , b_i при различных диаметрах D_min , D_cp , D_max , где D_cp =110 мм.

, где

Тогда :

Тогда :

Составляем уравнение :

cos(j_опт )=0.45+0.00003697 sin(j_опт ) ,

из которого рассчитываем j_опт методом последовательных приближений, приняв в качестве первого шага j_опт1 =arccos(0.45).

При j_опт = 63.25⁰ получаем :

0.45003 = 0.45 + 0.00003 ;

0.45003 = 0.45003 ,

следовательно принимаем j_опт = 63.25^о

1.2 Определение погрешности центрирования

Погрешность центрирования для заданных значений D_min и D_max определяется разностью расстояний ЕО_i при захвате заготовки с D_i и D_min , т.е.

= ЕО_i - EO_min

Для различных значений диаметров захватываемой детали рассчитываем угол j :

Получаем :

_cp = ЕО_cp - EO_min =152.433 мм - 152.431 мм=0.002 мм

_max = ЕО_max - EO_min = 152.435 мм-152.431мм= 0.004 мм

Полученные погрешности центрирования незначительны, поэтому можно приступать к дальнейшему расчету.

1.3 Расчет углов контакта губок с деталью a₁ и a₂ .

Углы контакта губок с деталью a₁ и a₂ (рис.1) измеряются от горизонтальной оси детали и могут быть определены по следующим формулам :

где g_cp - угол раскрытия губки, измеряемый относительно вертикали.

Углы контакта губок с деталью : a₁ =63⁰ , a₂ =21⁰

1.4 Определение максимального угла отклонения g _отк между положениями губок при захвате детали.

Определим графически (рис. 2) максимальный угол отклонения g_отк между положениями губок при захвате детали, как угол между крайними положениями губок : верхним (раскрытым), достаточным для пропускания детали диаметром D_max и нижним - положением при захвате детали диаметром D_min .

Получили : g_отк =31⁰

1.5 Расчет реечной цилиндрической зубчатой передачи

Исходные данные: модуль m=3; число зубьев колеса z₁ =24; g=142⁰ -величина зубчатого сектора колеса; профиль зуба немодифицированный; нагрузка М=13.986 н м; материал рейки - Ст 35, губки - Ст 45.

Расчет геометрических параметров зубчатого секторного колеса

1.5.2 Расчет геометрических параметров рейки

2. Кинематический расчет

Кинематическая схема захватного устройства клещевого типа с реечным передаточным механизмом (рис. 3) состоит из двух губок 1, зубчатых колес 2 и 3, жестко связанных с пальцами и поворачивающихся с помощью зубчатой рейки 4, жестко связанной с тягой 5 пневмоцилиндра.

Работает механизм следующим образом : при втягивании тяги 5, а вместе с ней и рейки 4 поворачиваются зубчатые колеса 2 и 3, это обусловливает сближение губок 1, в результате чего осуществляется схват детали. При обратном движении тяги 5 губки 1 разжимаются и деталь освобождается.

Выведем аналитическую зависимость перемещения выходного звена - губки 1 от положения тяги 5.

Выберем систему координат Оxy, за обобщенную координату примем перемещение х_D =х(t) входного звена - тяги 5. Выразим через обобщенную координату перемещение и скорость С механизма.

Координаты точки С в системе координат Oху :

x_C =L cos(g) ;

y_C =AE - L sin(g) , где

g - угол поворота зубчатых колес 2 и 3;

L - длина звена А₁ С=165 мм, принятая в пункте 1.1.

Но x_D =g в , где в - делительный диаметр зубчатых колес 2 и 3, d=70 мм вычислен в пункте 1.5.1 , следовательно

x_C =L cos(x_D /d) ;

y_C = AE - L sin(x_D /d) .

Продифференцировав по времени эти выражение, получим линейную скорость движения т. С в проекциях на оси координат :

x_C =-L x_D sin(x_D /d) / в ;

y_C = -L x_D cos(x_D /d) / в .

Абсолютная скорость:

Учитывая, что скорость перемещения тяги пневмоцилиндра не более 0.5м/с, получим максимальную линейную скорость движения губки (т.С):

м/с

Максимальная угловая скорость: w = u/L = 7.139 об/с

Вычислим максимальное перемещение тяги 5, необходимое для раскрытия губок на угол g_отк = 31 :

x_D (g) = g в /360

H= x_D ( g_отк ) = g_отк в /360 = 18.055 мм

3 . Силовой расчет

3 .1 Нахождение сил, действующих в местах контакта детали и губок

3.1.1 Расчет нагрузки

Для произведения силового расчета необходимо определить массу захватываемой заготовки (рис 4).

Объем заготовки :

V = [ (90² -54² ) 50 + ( 90² - 17² ) 10 + ( 35² -17² ) 21 ] p /4 = 0.000280 м³

Материал детали: Ст20 ГОСТ 1050-74, плотность r=7.8 10³ кг/м³

Масса заготовки :

m = rV = 2.186 кг

Расчетная нагрузка Q от веса детали G= mg = 21.418 н вычисляется по формуле :

Q=G K_д К_з , где

K_д - коэффициент динамичности, учитывающий влияние сил инерции при манипулировании, принимаем K_д =1.4;

К_з - коэффициент запаса, обеспечивающий надежность удержания детали при захвате и манипулировании, принимаем К_з =1.5.

Q=21.418 1.4 1.5 = 44.978 (н)

3.1.2 Деталь поддерживается губкой, cилы трения мало влияют на механизм удержания детали (рис. 5).

Нормальные усилия:

N₁ = Q sin(a₂ )/sin(a₁ +a₂ ) = 44.978 н 0.3583 /0.9945 = 16.205 н

N₂ = Q sin(a₁ )/sin(a₁ +a₂ ) = 44.978 н 0.8910 /0.9945 = 40.297 н

3.1.3 Деталь удерживается благодаря запирающему действию губок при ограниченном влиянии сил трения (рис. 6)

Нормальные усилия: N₁ =N₂ = Q / 2cos(90 - a₁ ) = 44.978 н/ 2 0.8910 = 25.24 н

Силы трения: F_T1 =F_T2 =m N₁ =0.15 117.97 н= 3.786 н , где m=0.15-коэффициент трения

3.1.4 Деталь удерживается силами трения (рис. 7)

Нормальные усилия:

N₁ =N₄ =Q sin(a₁ )/ 2 m (1+sin(a₂ ))=44.978 0.8910 / 2 0.15 1.3583 = 98.347 (н)

N₂ =N₃ =Q sin(a₂ )/ 2 m (1+sin(a₁ ))=44.978 0.3583 / 2 0.15 1.8910 = 28.407 (н)

3.2 Определение крутящего момента на зубчатом секторе губки

От действия нормальных сил N и сил трения F возникает удерживающий момент относительно оси вращения поворотной части губки (точка A на рис. 8 ). Из рассмотренных в пунктах 2.1.2 - 2.1.4 схем удержания детали самой напряженной является третья, поэтому дальнейший расчет будем производить для нормальных усилий найденных в пункте 2.1.4 .

M = N₁ а₁ [cos(a₁ ) - m sin(a₁ )] + N₂ a₂ [cos(a₂ ) + m sin(a₂ )] , где

a_i - расстояние от точки подвеса А до i-той точки контакта губки с деталью

М = 13.986 н м

3.3 Определение усилия привода захватного устройства

P = 2M / m z₁ h , где

m - модуль зацепления зубчатого сектора ; z₁ =24 - число зубьев секторного зубчатого колеса; h - к.п.д. механизма

P= 2 13.986 н м / 3 10^-3 м 24 0.95 = 550 н

4. Прочностной расчет

4.1 Проверка отсутствия повреждения поверхности детали при

захватывании

В ряде случаев, особенно при удерживании детали, благодаря силам трениям усилия, действующие в местах контакта детали и губок, бывают значительными. Это может привести к повреждению поверхности деталей, что недопустимо при их чистовой обработке.

Вычислим расчетные контактные напряжения :

;

, где

h - ширина губки;

Е_пр - приведенный модуль упругости, определяемый по формуле :

=2.049 н/см² , где

Е_заг =2 10⁵ МПа - модуль упругости материала заготовки;

Е_Г =2.1 10⁵ МПа - модуль упругости материала губки.

;

.

Допускаемые контактные напряжения при статическом характере напряжения :

= 13.889 МПа , где

s_Т = 25 МПа - предел текучести материала детали ;

S = 1.8 - коэффициент безопасности.

Расчетные контактные напряжения меньше допускаемых на 25%, следовательно повреждения поверхности детали при захвате не будет.

Прочностной расчет реечной передачи.

Исходные данные: число зубьев колеса z₁ =24; профиль зуба немодифицированный; нагрузка М=13.986 н м ; материал рейки - Ст 35 , губки - Ст 45; допускаемое напряжение изгиба [s]_И =100 МПа.

Оценим изгибную прочность зубьев:

s_И = < [s]_И , где

Y_F = 3.85 - коэффициент прочности зуба по местным напряжениям ;

K = 2.1 - коэффициент, учитывающий дополнительные динамические нагрузки ;

y_m = 8 -коэффициент ширины зубчатого колеса по модулю.

s_И = = 43.625 МПа < 100 МПа

Анализируя полученный результат, делаем заключение, что прочность реечной зубчатой передачи обеспечена.

4.3 Расчет диаметра резьбы тяги

Рассчитаем диаметр D₁ резьбы тяги из условия прочности на растяжение. Материал тяги - Ст15 Нормализация, допустимое напряжение на растяжение : [s]_р =85 МПа

s_р = 4P/pD₁ ² < [s]_р

D₁ >

D₁ >

D₁ > 0.00287 м

Выбираем диаметр резьбы тяги D₁ =16 мм

4.4 Расчет диаметра оси

Расчитаем диаметр D₂ оси из условия прочности на изгиб :

, где

М_изг - изгибающий момент в опасном сечении оси ; [s_и ] - допустимое напряжение на изгиб.

Длинна оси - 70 мм. Oсь с двух сторон крепится с помощью кронштейна и на нее по центру действует сила:

F_x =N₁ sina₁ - N₂ sina₂ + P_Г ;

F_у = N₁ cosa₁ - N₂ cosa₂ , где

N₁ , N₂ - силы, действующие в местах контакта детали и губок ( вычислены в пункте 2.1.4 ); P_Г = 33.32 н - вес губки.

F_x = 98.347 н 0.8910 - 28.407 н 0.3583 + 33.32 н =110.769 н

F_y = 98.347 н 0.4539 + 28.407 н 0.9336 =71.169 н

F= =131.661 н

Опорные реакции (рис. 9): R_A = R_B = F/2 =131.661 н / 2 = 65.83 н

Строим эпюры усилий и изгибающих моментов (рис. 9). Разбиваем ось-балку на два участка, на которых ее поочередно рассекаем. Отбрасываем левую часть, а действие последней на правую заменяем изгибающим моментом в сечении :

M_x1 =R _A x₁ , при x₁ =0 M_x1 =0, при x₁ =0.035 M_x1 =2.304 н м ;

M_x2 =R _A x₂ - F x₂ , при x₂ =0.035 M_x2 =-2.304 н м, при x₂ =0.07 M_x2 =0 .

Очевидно, что опасное сечение - сечение, в котором действует сила F. В этом сечении M_изг = 1.938 н м. Материал оси - Ст35 Нормализация, допустимое напряжение на изгиб : [s_и ]=88 МПа, если концентратор напряжения - насаженное на ось кольцо подшипника.

По технологическим соображениям выбираем D₂ =15 мм.

4.5 Подбор и проверка долговечности подшипников

Исходя из диаметра оси будем ориентироваться на подшипник 160502 ГОСТ 8882-75 - шариковый однорядный подшипник с уплотнением, легкой широкой серии с диаметром 15 мм. Динамическая грузоподъемность С=5213.6 н, статическая грузоподъемность С₀ =3028.2 н.

Определим эквивалентную нагрузку. Для шариковых однорядных подшиников:

P_Э =(XVR_g +YA_g )K_d K_T при A_g /VR_g > e

P_Э =R_g VK_d K_T при A_g /VR_g < e , где

R_g , Ag - радиальная и осевая нагрузки на g-ю опору ;

V - коэффициент вращения ;

X,Y - коэффициенты для радиальных однорядных подшипников;

K_T - температурный коэффициент ;

K_d - коэффициент нагрузки .

Осевая нагрузка отсутствует, следовательно A_g /VR_g =0 < e и коэффициенты X=1, Y=0. По диаметру оси принимаем K_T =1, K_d =1.26, V=1.

P_Э = FVK_d K_T = 131.661 н 1.26 = 165.893 н

Расчетная долговечность (в миллионах оборотов):

L=(C / P_Э )³ = ( 5213.6 н / 165.893 н )³ = 31041 млн. об.

Максимальная угловая скорость w=7.139 об/с, полагая, что в процессе работы скорость всегда будет максимальной, найдем расчетную долговечность (в часах ):

L_h =L 10⁶ / 60 w = 31041 10⁶ / 3600 7.139 = 120780 ч

Такая долговечность больше минимально допустимой, следовательно принимаем подшипник 160502 ГОСТ 8882-75.

4 .6 Расчет пружины

Произведем расчет цилиндрической винтовой пружины сжатия для удержания детали в захватном устройстве без учета действия пневмоцилиндра.

Точностной расчет

Произведем точностной расчет размерной цепи узла, состоящего из деталей последовательно насаженных на ось, вероятностным методом.

Составляем увязочный эскиз (рис. 10) размерной цепи.

Присваиваем цепи буквенный индекс - А.

Выявляем замыкающее звено и тип каждого из составляющих звеньев. Звеньям присваиваем подстрочные индексы. Принимаем в качестве замыкающего звена A_D - символический зазор между кронштейном и упорной шайбой. Звенья А₁ ... А₅ , А₇ - уменьшающие, А₆ - увеличивающее. Сформируем таблицу и заполним на данном этапе 1 - 4 колонки.

Строим схему рассчитываемой цепи (рис. 11).

Определяем номинальный размер замыкающего звена при x_i = 1:

Ориентировочно (из конструкторско-технологических соображений) назначим допуск на замыкающее звено T_{D *1} = 100 мкм.

Пологая распределение отклонений размеров А₂ , А₃ по нормальному закону (Гаусса), А₁ , А₄ - по неизвестному закону и остальные - по закону равнобедренного треугольника (Симпсона), заполняем колонку 10.

Принимаем коэффициент риска p= 0.27% и t_D =3, тогда среднее число единиц допуска замыкающего звена, приходящееся на одно составляющее звено (исключая стандартные детали) :

По числу единиц допуска определяем квалитет. Найденное значение соответствует 8-му квалитету точности.

Принимаем на составляющее звено А₆ допуск основного отверстия Н8, а на остальные - вала h8. Заполняем 5, 6, 8 колонки таблицы.

Вычисляем для каждого j-го звена координату середины поля допуска :

Ec_j = ( ES_j + EI_j ) / 2 или Еc_j = ( es_j + ei_j ) / 2

Заполняем 7-ю колонку таблицы.

Определяем поле допуска замыкающего звена при x_i = 1 :

Заносим результат в колонку 9 таблицы.

13) Определяем середину поля допуска замыкающего звена при x_i =1:

Результат заносим в колонку 7 таблицы.

Находим предельные отклонения замыкающего звена :

ES_D = Еc_D + 0.5T_D

ES_D = -44 + 0.5 103 =7 мкм

EI_D = Еc_D - 0.5T_D

EI_D = -44 -0.5 103=-96 мкм

Полученные результаты заносим в таблицу в колонки 5 и 6, поскольку номинальный размер замыкающего звена равен нулю, то полученные значения являются его предельными значениями.

15) Определяем теоретические предельные отклонения замыкающего звена, которые могут быть получены при самых неблагоприятных сочетаниях допусков составляющих звеньев.

ES_{D T} = ЕS_j - ei_j

ES_{D T} = 46+14+27+27+14+33+33 = 194 мкм

EI_{D T} = ei_j - ES_j

EI_{D T} = -14-27-27-14-33-33-46 = -194 мкм

Анализ показывает, что в случае принятых исходных данных (квалитете, отклонениях и т.д.) вероятностный натяг в размерной цепи не будет превышать 0.1 мм. При необходимости его можно скомпенсировать прокладками под крышками подшипников, а наличие вероятностного осевого зазора порядка 0.007 мм компенсируется температурными деформациями оси. Таким образом, принятые в данной размерной цепи допуски составляющих звеньев обеспечат нормальную работу механизма. Маловероятные значения, полученные в пункте 15), в случае их появления компенсируются традиционными методами (дистанционные кольца, прокладки и т.д.).

6.Выбор пневмоцилиндра

Произведем выбор пневмоцилиндра, руководствуясь следующими критериями :

пневмоцилиндр должен развивать усилие не менее 550 н ;

ход поршня не менее 18.055 мм.

При давлении 0.63 МПа и теоретическом тянущем усилии 720 н действительное усилие - 570 н. Следовательно выбираем следующий пневмоцилиндр :

Пневмоцилиндр 1011-40х50 ГОСТ 15608-70

1 - цилиндр без торможения

0 - на удлиненных стяжках

1 - с наружной резьбой на конце штока

1 - с метрической присоединительной резьбой

Диаметр цилиндра D=40 мм; диаметр штока d_Ш =12 мм; длина хода L=50 мм

Вывод

В данном курсовом проекте разработано центрирующее захватное устройство клещевого типа с реечным передаточным механизмом для детали типа тело вращения - полумуфты маслонасоса .

Его параметры :

- диаметр максимального схвата - 140 мм;

- диаметр минимального схвата - 80 мм;

- ход поршня не более 50 мм ;

- габаритные размеры не превышают 400х400х600 мм.

Двигательное усилие создается под действием сжатого воздуха.

Список используемой литературы

Анурьев В.И. Справочник конструктора - машиностроителя: В 3-х т.-6-е изд., перераб и доп.-М.: Машиностроение, 1982.

Горецкий Е.В. Проектирование широкодиапазонных центрирующих захватных устройств промышленных роботов с реечным передаточным механизмом (для деталей типа тел вращения) : Методические указания к курсовому и дипломному проектированию.- Тольятти, 1986.- 23 с.

Горшков Б.М., Лукин В.И. Расчет и конструирование центрирующих элементов захватных устройств клещевого типа : Методические указания к курсовому проекту по прикладной механике для студентов спец. 21.02.- Тольятти, 1995.-14 с.

Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для машиностроит. Спец. Вузов.- 4-е изд., перераб. и доп.- М.: Высш. шк., 1985. - 416 с.: ил.

Зубчатые передачи : Справочник / Е.Г.Гинзбург, Н.Ф.Голованов, Н.Б.Фирун, Н.Т.Халебский ; под общей редакцией Е.Г.Гинзбурга.-2-е изд., перераб. и доп.- Л.: Машиностроение. Ленингр.отд-ние, 1980.-416 с.: ил.

Механика промышленных роботов : Учеб. пособие для втузов : В 3 кн./ Под ред. К.В.Фролова, Е.И.Воробьева. Кн.2: Расчет и проектирование механизмов / Е.И.Воробьев, О.Д.Егоров, С.А.Попов.-М:Высш. шк., 1988.-367 с.: ил.

Промышленные роботы в машиностроении : Альбом схем и чертежей : Учеб. Пособие для технических вузов / Ю.М.Соломенцев, К.П.Жуков, Ю.А.Павлов и др.; Под общей редакцией Ю.М.Соло-менцева.- М.: Машиностроение, 1986.-140 с.: ил.

Равва Ж.С. Расчет и конструирование приводов датчиков обратной связи систем управления : Учебное пособие.- Куйбышев : КуАИ, 1987.-70 с.