Министерство транспортаРоссийской Федерации
Федеральное ГосударственноеОбразовательное Учреждение
Государственная МорскаяАкадемия имени адмирала С.О. Макарова
Кафедра “Прикладная механика и инженерная графика”.
Курсовая работа
“Проектирование силовогокулачкового контроллера”.
Вариант № 13
Выполнил: к-т гр. Э-232
Попаденко Н.С.
Проверил: доцент
Темерев В.В.
Санкт-Петербург
2005
Исходныеданные:
материал: 45
переход: К (канавка)
схема нагружения вала №2
I. Профилирование кулачка
Расчетная часть:
1)Находим наименьший диаметр вала контроллера d
где P= 4000 (Вт) – заданная передаваемая мощность;
=
d- (м) найденный расчетный наименьший диаметр валапереводиться в (мм) и округляется в большую сторону до стандартного значения изприложения 1 по ГОСТ 6636-69:
d=45 (мм), согласно нашей схемеd– являетсядиаметром 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 буртикапринимается 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) Радиусролика толкателя:
беремего 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:
гдевеличина – также выбираетсяисходя из рационального размещения чертежа.
8) Радиус действительной (практической) основнойокружности:
После завершения расчетной частипрофилирования кулачка выполняется графическая часть согласно заданию.
9) Эскиз вала
Определим рабочий угол кулачкового механизма
Циклограмма движения
Углы поворота кулачка
Фазовые углы
Уголнижнего выстоя:
2)Проектный расчет вала.
Проектный расчет вала произведен в 1-ойчасти курсовой работы: был найден наименьшийдиаметр вала dиз условия прочности по кручению по заниженным значениям допускаемыхкасательных напряжений для стальных валов: мы получили d= 45 (мм).
3)Разработка конструкции вала.
Для нашей схемы нагружения конструируем валгладким симметричным:
— диаметр вала подподшипники.
Из каталога подшипников каченияпредварительно подбираем по этому номинальному значению одноядерные шариковыерадиальные подшипники второй серии (Л– легкая серия), принимая за внутренний диаметршарикоподшипника: №212. Выписываем из каталога его геометрическиехарактеристики и грузоподъемности: – внутренний диаметрподшипника;
D=110(мм) – наружный диаметр подшипника;
B=22(мм) – ширина кольца подшипника;
r=2.5(мм) – радиусскругления кольца подшипника (фаска);
динамическая грузоподъемность подшипника.
22 (мм) — длиныучастков вала под подшипники.
d вала берем изпервой части курсовой работы, т.е принимаем его за диаметр ступиц под кулачок и«звездочку»).
Длины участков вала (ступиц) по кулачок и «звездочку» определяют изсоотношения:
По диаметру d=45 (мм) иприложения 4 выбираем шпоночные крепления для кулачка и«звездочки» на валу. Все геометрические характеристики выбранного шпоночногосоединения согласно ГОСТ 233-60 изприложения 4 указываем в пояснительной записке:
b=14 (мм) –номинальное значение ширины шпонки и шпоночного паза (предельные отклоненияосновного посадочного размера b, по которомупроисходит сопряжение шпонки с пазами вала и кулачка или «звездочки» выполняютпо Р9);
на (10÷18) мм.
Здесь приложение 5).
(мм) – диаметрыпереходных звеньев вала, которые для нашей схемы нагружения должны лежать впределах и t (мм) – высотабуртика принимается:
приложение 5).
и
4)Проверочный расчет вала.
Исходя из найденных длин отдельных участковвала в разделе «Разработка конструкции вала» находим места приложениясосредоточенных внешних нагрузок перенеся их в центрытяжести С и D, т.е значения длин участков АС, CD, DB.
Находим силы:
Т=318.5 (Нм);
Строим эпюры изгибающих моментов ввертикальной 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 ввертикальной плоскости:
Проверка: 0=0 – тождество.
б) Построение эпюры изгибающих моментов ввертикальной плоскости —
в) Определение сил реакций опор в горизонтальной плоскости:
Проверка: 0=0 –тождество.
г) Построение эпюрыизгибающих моментов в горизонтальной плоскости —
(Нм);
(Нм);
д) Построение эпюрысуммарных изгибающих моментов —
е) Построение эпюрыкрутящих моментов – Т:
ж) Построение эпюрыприведенных (эквивалентных) моментов —
з) Минимальныйдиаметр вала с учетом крутящих и изгибающих моментов:
— максимальноезначение эквивалентного момента из эпюры
Большее из найденныхминимальных диаметров вала должно быть округлено в ближайшую большую сторонустандартного значения по ГОСТ 6639-69 и принято за основу.
d=45 (мм).
и) Находим моментысопротивления поперечных сечений вала. В местах установки подшипников I-I и II-II как самых опасных поперечных сечениях вала)– моменты сопротивления сечения вала будут равны:
а) осевой:
б) полярный: где
к) Определяемнапряжения в этих опасных сечения I-I и II-II (места установки подшипников).
а) нормальные отизгиба:
б) касательные откручения:
5)Уточненный расчет вала.
Необходиморассмотреть опасные сечения I-I и II-II.
Найдем коэффициентзапаса прочности по пределувыносливости (усталостному разрушению) в этих сечениях и сравним его сдопускаемым
а) Для сечения I-I:
5
а) Для сечения II-II:
3.52
2.4
где пределывыносливости при симметричном цикле нагружений и выбираются из таблицприложений в конце данного пособия согласно заданного варианта.
Сравнивая полученныезначения запасов прочности в сечениях I-I и II-II с допустимыми значениями, делаем заключение: условиепрочности по сопротивлению усталости (пределу выносливости) соблюдено.
6)Проверка статической прочности вала.
Наиболее опасноесечение в нашем варианте II-II.
Находим пластическиемоменты сопротивления изгибу и кручению
;
.
Теперь определяемпластические напряжения в опасном сечении:
;
.
Применяем четвертуюклассическую гипотезу прочности:
Вычисляемкоэффициент запаса по сопротивлению пластическим деформациям и сравниваем его снормативным (допускаемым):
т.е рассчитываетсястатический запас прочности.
Здесь
II. Расчет и выбор подшипников качения.
Анализируем схемунагрузок и определяем наиболее нагруженный подшипник.
Для заданногонаправления внешних сил мы определили:
(Н); (Н).
Найдем суммарныерадиальные нагрузки на подшипник С и D:
Наиболее нагруженнымподшипником является D. На него действует радиальная нагрузка:
Находимэквивалентную нагрузку
49788(H);
где V=1 – коэффициент вращения при вращении внутреннегокольца;
X=1– к-т радиальной нагрузки для радиального шарикоподшипника;
— к-т безопасности,учитывающий характер нагрузки (при спокойной нагрузке
— температурныйкоэффициент при t до 125
Учитывая отсутствиеосевой нагрузки, принимаем решение, установить радиальный подшипник.
Подбор типоразмераподшипника необходимо выполнять в соответствии с условием:
— расчетнаядинамическая грузоподъемность, Н;
вала;
— показатель степеникривой усталости: для шариковых и — для роликовыхподшипников.
— допускаемаядинамическая грузоподъемность, равная номинальной динамическойгрузоподъемности, приводимой в каталоге, Н.
Проверяемпригодность предварительно выбранных подшипников — №212:
Из каталога для212-го подшипника [C]=C=62000H
В соответствии сусловием:
выбранные ранееподшипники легкой серии №212 целесообразно заменить на роликоподшипникирадиальные 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≤220000Нт.е
Проверяемпригодность окончательно подобранного подшипника №2412 по условиюдолговечности:
где
m’– показатель степени кривой усталости: m’=10/3– для роликовых подшипников.