Схваты промышленных роботов

Приложение 4

Пример расчета схвата

Цель расчета: Определение диаметра приводного гидроцилиндра, модуля зубчато-реечной передачи и диаметра шарниров в опорах.

Исходные данные:

транспортируемая деталь круглая заготовка диаметром от 60 до 200

мм;

принятое максимальное ускорение при переносе детали, а 5 м/с2;

принятая схема схвата (реечно-рычажного типа) приведена на рис. 21 Данная схема реечно-рычажного типа обеспечивает поступательное пе-

ремещение губок, широкий диапазон захватываемых диаметров заготовок и точное центрирование.

Рис. 21

принятая конструкция губок

Рис. 22

Данная конструкция губок за счет цилиндрических роликов (дет. 1) обеспечивает возможность поворота транспортируемой детали, имеющей дисбаланс.

Расчет

Определим потребное усилие для удержания транспортируемой детали, считая что удержание детали происходит за счет сил трения.

Р = m(g + а)К1 К2,

где m массая удерживаемой детали, кг; g ускорение силы тяжести (9,8 м/с2);

а ускорение центра масс при транспортировке, м/с2; К1 коэффициент, зависящий от формы губок схвата, положения детали

по отношению к губкам схвата и направления действия силы тяжести. Значения коэффициента выбирают из прилагаемой таблицы;

К2 1,5-2,0 коэффициент запаса.

Считаем, что в процессе транспортировки деталь может принимать положение 3 или 4 (см. табл. 1). Приняв значение коэффициента трения = 0,15, а К2 = 1,5 определим потребное усилие удержания Р1

Таблица 1

Усилие привода Р2 для принятой схемы схвата согласно приложению 1

Из конструктивных соображений принимаем l = 150 мм.

Угол определим из величины максимального перемещения губок

где Dмакс максимальный диаметр детали, мм;

Dмин минимальный диаметр детали, мм;

дополнительный ход губок для выхода губок от поверхности детали. Тогда

arcsin S arcsin 90 34 22 .

l 150

Радиус зубчатого сектора R определяем из расчета зубчато-реечной передачи на выносливость по изгибу:

где Z = 17 число зубьев;

УF = 4,26 коэффициент формы зуба [13, табл. 6, 7];вd = 0,6 коэффициент ширины венца;

КF = 1,08 коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца;

FР = 320 Мпа допускаемое напряжение при расчете на изгибную прочность (принимаем сталь 40Х с закалкой ТВЧ КFL = 1) [13, табл. 6.5];

Т = 5000 0,15 Нм крутящий момент, передаваемый реечным колесом. Тогда

Принимаем m = 5 мм. При этом радиус зубчатого сектора

R = mz/2 = 5 17/2 = 42,5 мм.

Зная параметры зубчатого сектора рассчитываем потребное усилие при-

вода

Определим необходимый диаметр гидроцилиндра привода схвата

d 4P2 , P

где Р давление масла в гидросистеме, Мпа. Принимаем Р = 12,5 Мпа

Принимаем стандартное значение диаметра гидроцилиндра d = 50 мм. Из конструктивных соображений принимаем расстояние между шарни-

рами в рычагах с = 60 мм. Тогда усилие, действующее на шарниры,

Диаметр шарниров выбираем из расчета на срез

где [ ср] = 120 Мпа допускаемое напряжение среза для стали 45

4 7500

dш 314, 120 892, мм.

Принимаем dш = 10 мм.

Проверяем шарниры на смятие, задаваясь допускаемым напряжением на смятие для стали 45 [ см] = 80 Мпа

где b = 30 мм принятая ширина шарнира

2 7500с м 314, 10 30 165, Мпа 80 Мпа.

Таким образом, для данного схвата принимаем модуль зубчато-реечной передачи m = 5 мм, радиус делительной окружности R = 42,5 мм, диаметр гидроцилиндра привода схвата d = 50 мм, диаметр шарниров в рычагах dш = 10 мм.