Проектирование силового кулачкового контроллера
Министерство транспорта Российской Федерации
Федеральное Государственное Образовательное Учреждение
Государственная Морская Академия имени адмирала С.О. Макарова
Кафедра“Прикладная механика и инженерная графика”.
Курсовая работа
“Проектирование силового кулачкового контроллера”.
Вариант № 13
Выполнил: к-т гр. Э-232
Попаденко Н.С.
Проверил: доцент
Темерев В.В.
Санкт-Петербург
2005
Исходные данные:
|
|
|
|
|
|
материал: 45 переход: К (канавка) |
схема нагружения вала №2 |
Расчетная часть:
1) Находим наименьший диаметр вала контроллера d
|
|
где P= 4000 (Вт) – заданная передаваемая мощность;
|
d- (м) найденный расчетный наименьший диаметр вала переводиться в (мм) и округляется в большую сторону до стандартного значения из приложения 1 по ГОСТ 6636-69:
d=45 (мм), согласно нашей схеме d – является диаметром ступицы (место вала, где на шпонке крепится кулачок).
2) Диаметр вала в месте установки подшипников- 
где 
-
фаска подшипника: предварительно принимается =2÷4(мм);
t(мм) – высота буртика
принимается по соотношению t≥2
=2.0÷4.0
(мм) – размер фаски детали (принимается конструктивно):
округляем до ближайшего стандартного значения 
(мм);
3) Радиус вала под кулачок:
24 (мм) (согласно ГОСТ 6636-69)
4) Радиус ролика толкателя:
берем
его за основу
После построения профиля кулачка проверяем,
чтобы
исходя из соотношения 
5) Радиус теоретической основной окружности 
приложения 1
6) Масштаб перемещений:
где величина 
-
выбирается исходя из рационального размещения чертежа.
7) Масштаб углов:
где
величина 
– также выбирается
исходя из рационального размещения чертежа.
8) Радиус действительной (практической) основной окружности:
После завершения расчетной части профилирования кулачка выполняется графическая часть согласно заданию.
9) Эскиз вала
Определим рабочий угол кулачкового механизма
Циклограмма движения
|
Углы поворота кулачка |
||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
|
Фазовые углы |
||||||||||||||
|
|
|
|
|
|||||||||||
Угол
нижнего выстоя: 
2) Проектный расчет вала.
Проектный расчет вала произведен в 1-ой
части курсовой работы: был найден наименьший
диаметр вала d
из условия прочности по кручению по заниженным значениям допускаемых
касательных напряжений для стальных валов: мы получили d= 45 (мм).
3) Разработка конструкции вала.
Для нашей схемы нагружения конструируем вал гладким симметричным:
- диаметр вала под
подшипники.
Из каталога подшипников качения
предварительно подбираем по этому номинальному значению одноядерные шариковые
радиальные подшипники второй серии (Л
– легкая серия), принимая за внутренний диаметр
шарикоподшипника: №212. Выписываем из каталога его геометрические
характеристики и грузоподъемности: 
– внутренний диаметр
подшипника;
D=110(мм) – наружный диаметр подшипника;
B=22(мм) – ширина кольца подшипника;
r=2.5(мм) – радиус скругления кольца подшипника (фаска);
динамическая грузоподъемность подшипника.
22 (мм) - длины
участков вала под подшипники.
d вала берем из
первой части курсовой работы, т.е принимаем его за диаметр ступиц под кулачок и
«звездочку»).
Длины участков вала (ступиц) по кулачок 
и «звездочку» 
определяют из
соотношения:
По диаметру d=45 (мм) иприложения 4 выбираем шпоночные крепления для кулачка и
«звездочки» на валу. Все геометрические характеристики выбранного шпоночного
соединения согласно ГОСТ 233-60 из
приложения 4 указываем в пояснительной записке:
b=14 (мм) – номинальное значение ширины шпонки и шпоночного паза (предельные отклонения основного посадочного размера b, по которому происходит сопряжение шпонки с пазами вала и кулачка или «звездочки» выполняют по Р9);
на (10÷18) мм.
Здесь приложение 5).
(мм) – диаметры
переходных звеньев вала, которые для нашей схемы нагружения должны лежать в
пределах 
и 
t (мм) – высота
буртика принимается: 
приложение 5).
и 
4) Проверочный расчет вала.
Исходя из найденных длин отдельных участков
вала в разделе «Разработка конструкции вала» находим места приложения
сосредоточенных внешних нагрузок 
перенеся их в центры
тяжести С и D, т.е значения длин участков АС, CD, DB.
Находим силы:
|
|
Т=318.5 (Нм);
|
|
|
|
|
|
Строим эпюры изгибающих моментов в
вертикальной 
и горизонтальной
плоскостях,
предварительно найдя значения сил реакций опор в этих плоскостях: 
SHAPE* MERGEFORMAT
|
Z |
|
X |
|
A |
|
C |
|
D |
|
B |
|
Y |
а) Определение сил реакций опор в вертикальной плоскости:
Проверка:
0=0 – тождество.
б) Построение эпюры изгибающих моментов в
вертикальной плоскости - 
в) Определение сил реакций опор в горизонтальной плоскости:
Проверка: 
0=0 –
тождество.
г) Построение эпюры
изгибающих моментов в горизонтальной плоскости - 
(Нм);
(Нм);
д) Построение эпюры
суммарных изгибающих моментов - 
е) Построение эпюры крутящих моментов – Т:
ж) Построение эпюры
приведенных (эквивалентных) моментов - 
з) Минимальный диаметр вала с учетом крутящих и изгибающих моментов:
- максимальное
значение эквивалентного момента из эпюры
Большее из найденных минимальных диаметров вала должно быть округлено в ближайшую большую сторону стандартного значения по ГОСТ 6639-69и принято за основу.
d=45 (мм).
и) Находим моменты
сопротивления поперечных сечений вала. В местах установки подшипников 
I-Iи II-IIкак самых опасных поперечных сечениях вала)
– моменты сопротивления сечения вала будут равны:
а) осевой: 
б) полярный: 
где 
к) Определяем напряжения в этих опасных сечения I-Iи II-II(места установки подшипников).
а) нормальные от
изгиба: 
б) касательные от
кручения: 
5) Уточненный расчет вала.
Необходимо рассмотреть опасные сечения I-Iи II-II.
Найдем коэффициент
запаса прочности 
по пределу
выносливости (усталостному разрушению) в этих сечениях и сравним его с
допускаемым 
а) Для сечения I-I:
5
а) Для сечения II-II:
3.52
2.4
где пределы
выносливости при симметричном цикле нагружений 
и 
выбираются из таблиц
приложений в конце данного пособия согласно заданного варианта.
Сравнивая полученные значения запасов прочности в сечениях I-Iи II-II с допустимыми значениями, делаем заключение: условие прочности по сопротивлению усталости (пределу выносливости) соблюдено.
6) Проверка статической прочности вала.
Наиболее опасное сечение в нашем варианте II-II.
Находим пластические
моменты сопротивления изгибу 
и кручению 
;
.
Теперь определяем пластические напряжения в опасном сечении:
;
.
Применяем четвертую классическую гипотезу прочности:
Вычисляем коэффициент запаса по сопротивлению пластическим деформациям и сравниваем его с нормативным (допускаемым):
т.е рассчитывается статический запас прочности.
Здесь 
II. Расчет и выбор подшипников качения.
Анализируем схему нагрузок и определяем наиболее нагруженный подшипник.
Для заданного направления внешних сил мы определили:
(Н); 
(Н).
Найдем суммарные радиальные нагрузки на подшипникС и D:
Наиболее нагруженным
подшипником является D. На него действует радиальная нагрузка: 
Находим
эквивалентную нагрузку 
49788(H);
где V=1 – коэффициент вращения при вращении внутреннего кольца;
X=1 – к-т радиальной нагрузки для радиального шарикоподшипника;
- к-т безопасности,
учитывающий характер нагрузки (при спокойной нагрузке
- температурный
коэффициент при tдо 125
Учитывая отсутствие осевой нагрузки, принимаем решение, установить радиальный подшипник.
Подбор типоразмера подшипника необходимо выполнять в соответствии с условием:
- расчетная
динамическая грузоподъемность, Н;
вала;
- показатель степени
кривой усталости: 
для шариковых и 
- для роликовых
подшипников.
- допускаемая
динамическая грузоподъемность, равная номинальной динамической
грузоподъемности, приводимой в каталоге, Н.
Проверяем пригодность предварительно выбранных подшипников - №212:
Из каталога для 212-го подшипника [C]=C=62000H
В соответствии с условием:
выбранные ранее
подшипники легкой серии №212 целесообразно заменить на роликоподшипники
радиальные с короткими цилиндрическими роликами (№2412 Тип 2000 d=60(мм), D=150(мм), B=35(мм), r=3,5(мм), 
m=4,03(кг))
и тогда условие прочностной надежности будет соблюдено:
210299Н≤220000Н
т.е
Проверяем пригодность окончательно подобранного подшипника №2412 по условию долговечности:
где 
m’ – показатель степени кривой усталости: m’=10/3 – для роликовых подшипников.
