Реферат: Захват робота
--PAGE_BREAK--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 хD=х(t) входного звена — тяги 5. Выразим через обобщенную координату перемещениеи скорость Смеханизма.
Координаты точки С в системе координатOху :
xC=L cos(g);
yC=AE — L sin(g) , где
g-угол поворота зубчатых колес 2 и 3;
L — длина звена А1С=165 мм, принятая в пункте 1.1.
Но xD=gd, гдеd— делительный диаметр зубчатых колес 2 и 3, d=70 мм вычислен в пункте1.5.1 , следовательно
xC=L cos(xD/d) ;
yC= AE — L sin(xD/d).
Продифференцировав по времени эти выражение, получим линейную скорость движения т. С в проекциях на оси координат :
xC=-L xD sin(xD/d) / d ;
yC= -L xD cos(xD/d) / d .
Абсолютная скорость: <img width=«197» height=«48» src=«ref-1_1918006691-535.coolpic» v:shapes="_x0000_i1046">
Учитывая, что скорость перемещения тяги пневмоцилиндра не более 0.5м/с, получим максимальную линейную скорость движения губки (т.С):
<img width=«175» height=«48» src=«ref-1_1918007226-778.coolpic» v:shapes="_x0000_i1047"> м/с
Максимальная угловая скорость:w=u/L = 7.139 об/с
Вычислим максимальное перемещение тяги 5, необходимое для раскрытия губок на угол gотк= 31 :
xD(g)= gd /360
H= xD(gотк )= gоткd /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 = 0.0280 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 нвычисляется по формуле :
Q=G Kд Кз, где
Kд— коэффициент динамичности, учитывающий влияние сил инерции при манипулировании, принимаем Kд=1.4;
Кз — коэффициент запаса, обеспечивающий надежность удержания детали при захвате и манипулировании, принимаем Кз=1.5.
Q=21.4181.4 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) = 44.978н 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: FT1=FT2=mN1=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 Nи сил трения Fвозникает удерживающий момент относительно оси вращения поворотной части губки (точка Aна 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= N1а1[cos(a1) — msin(a1)] + N2a2 [cos(a2) + msin(a2)] , где
ai — 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 z1h, 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 10-3м 240.95 = 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:
<img width=«307» height=«60» src=«ref-1_1918008004-1101.coolpic» v:shapes="_x0000_i1048"> ;
<img width=«293» height=«60» src=«ref-1_1918009105-1051.coolpic» v:shapes="_x0000_i1049"> , где
h— ширина губки;
Епр — приведенный модуль упругости, определяемый по формуле :
<img width=«147» height=«52» src=«ref-1_1918010156-518.coolpic» v:shapes="_x0000_i1050">=2.049 н/см2 , где
Езаг=2 105 МПа — модуль упругости материала заготовки;
ЕГ =2.1 105 МПа — модуль упругости материалагубки.
<img width=«600» height=«63» src=«ref-1_1918010674-2267.coolpic» v:shapes="_x0000_i1051"> ;
<img width=«583» height=«63» src=«ref-1_1918012941-2155.coolpic» v:shapes="_x0000_i1052"> .
Допускаемые контактные напряжения при статическом характере напряжения :
<img width=«169» height=«48» src=«ref-1_1918015096-639.coolpic» v:shapes="_x0000_i1053">= 13.889 МПа, где
sТ = 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.
4.2 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:
sИ = <img width=«99» height=«57» src=«ref-1_1918015735-499.coolpic» v:shapes="_x0000_i1054"> < [s]И , где
YF = 3.85 — коэффициент прочности зуба по местным напряжениям ;
K = 2.1 -коэффициент, учитывающий дополнительные динамические нагрузки;
ym= 8 -коэффициент ширины зубчатого колеса по модулю.
sИ = <img width=«176» height=«57» src=«ref-1_1918016234-1140.coolpic» v:shapes="_x0000_i1055">= 43.625 МПа < 100 МПа
Анализируя полученный результат, делаем заключение, что прочность реечной зубчатой передачи обеспечена.
4.3 Расчет диаметра резьбы тяги
Рассчитаем диаметр D1резьбы тяги из условия прочности на растяжение. Материал тяги — Ст15 Нормализация, допустимое напряжение на растяжение: [s]р=85 МПа
sр=4P/pD12 < [s]р
D1> <img width=«80» height=«60» src=«ref-1_1918017374-473.coolpic» v:shapes="_x0000_i1056">
D1> <img width=«129» height=«61» src=«ref-1_1918017847-765.coolpic» v:shapes="_x0000_i1057">
D1> 0.00287 м
Выбираем диаметр резьбы тяги D1=16 мм
4.4 Расчет диаметра оси
Расчитаем диаметр D2оси из условия прочности на изгиб:
<img width=«135» height=«57» src=«ref-1_1918018612-663.coolpic» v:shapes="_x0000_i1058"> , где
Мизг — изгибающий момент в опасном сечении оси; [sи]— допустимое напряжение на изгиб.
Длинна оси — 70 мм. Oсь с двух сторон крепится с помощью кронштейна и на нее по центру действует сила:
<img width=«119» height=«39» src=«ref-1_1918019275-296.coolpic» v:shapes="_x0000_i1059">
Fx=N1sina1— N2sina2+ PГ ;
Fу=N1cosa1— N2cosa2 , где
N1, N2 — силы, действующие в местах контакта детали и губок ( вычислены в пункте 2.1.4 );PГ = 33.32 н — вес губки.
Fx = 98.347н 0.8910 — 28.407н 0.3583 + 33.32н=110.769 н
Fy = 98.347н 0.4539 + 28.407н 0.9336 =71.169 н
F= <img width=«165» height=«31» src=«ref-1_1918019571-665.coolpic» v:shapes="_x0000_i1060">=131.661 н
Опорные реакции (рис. 9): RA= RB = F/2 =131.661н/ 2=65.83н
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:
Mx1=RA x1, при x1=0 Mx1=0, при x1=0.035 Mx1 =2.304 н м;
Mx2=RA x2 — F x2, при x2=0.035 Mx2=-2.304 н м, при x2=0.07 Mx2 =0 .
Очевидно, что опасное сечение — сечение, в котором действует сила F. В этом сечении Mизг= 1.938 н м.Материал оси — Ст35 Нормализация, допустимое напряжение на изгиб: [sи]=88 МПа, если концентратор напряжения — насаженное на ось кольцо подшипника.
<img width=«268» height=«61» src=«ref-1_1918020236-1299.coolpic» v:shapes="_x0000_i1061">
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:
PЭ=(XVRg+YAg)KdKT при Ag/VRg > e
PЭ=RgVKdKT при Ag/VRg < e , где
Rg, Ag — радиальная и осевая нагрузки на g-юопору;
V — коэффициентвращения ;
X,Y — коэффициенты для радиальных однорядных подшипников;
KT-температурный коэффициент ;
Kd— коэффициент нагрузки .
Осевая нагрузка отсутствует, следовательно Ag/VRg=0 < e и коэффициенты X=1, Y=0. По диаметру оси принимаем KT =1, Kd=1.26, V=1.
PЭ=FVKdKT = 131.661н 1.26 = 165.893 н
Расчетная долговечность (в миллионах оборотов):
L=(C/PЭ )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 ):
Lh=L 106 / 60w= 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.
Параметр
Обозначения и расчетные формулы
Численное значение
Сила пружины при предварительной деформации, кгс
P1
49
Сила пружины при рабочей деформации (соответствует наибольшему принудительному перемещению подвижного звена в механизме), кгс
P2
55
Рабочий ход, мм
h
18.055
Выносливость — число циклов до разрушения
N
105
Пружину относим к II классу
Относительный инерциальный зазор пружины
d
0.05-0.025
Сила пружины при максимальной деформации, кгс
P3=P2/1-d
85.0
Наружный диаметр пружины, мм
D
38
Диаметр проволоки, мм
d
4
Жесткость одного витка, кгс/мм
z1
17.390
Максимальная деформация одного витка, мм
f3
4.888
Максимальное касательное напряжение при кручении (с учетом кривизны витка), кгс/мм2
t3
96
Жесткость пружины, кгс/мм
z=P2-P1 / h
1.391
Число рабочих витков
n=z1 / z
12.5
Полное число витков
n1=n +1.5
14
Средний диаметр пружины, мм
Do=D-d
34
Индекс пружины
c=Do / d
8.5
Предварительная деформация, мм
F1=P1 / z
35.226
Рабочая деформация, мм
F2=P2 / z
39.540
Максимальная деформация (при соприкосновении витков сжатия), мм
F3=P3 / z
61.107
Высота пружины при максимальной деформации, мм
H3=(n1 +1)d
60
Высота пружины в свободном состоянии, мм
Ho=H3 + F3
121.107
Высота пружины при предварительной деформации, мм
H1=Ho — F1
85.881
Высота пружины при рабочей деформации, мм
H2=Ho-F2
81.567
Шаг пружины, мм
t=f3+d
8.888
Длина развернутой пружины, мм
L=3.2 Do n1
1523.2
Масса пружины, кг
Q=19.25 10-6 Do d2 n1
0.1466
Объем, занимаемый пружиной, мм3
W=0.758 D2 H1
93657.53
продолжение
--PAGE_BREAK--
еще рефераты
Еще работы по разное
Реферат по разное
Конюхова Татьяна Георгиевна
3 Сентября 2013
Реферат по разное
Газданов ГИ
3 Сентября 2013
Реферат по разное
Чехов а. п. - Ход времени в пьесе а. п. чехова вишневый сад
3 Сентября 2013
Реферат по разное
Горький м. - Ради чего стоит жить или почему погасло сердце данко
3 Сентября 2013