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:

I. Профилирование кулачка

Расчетная часть:

1) Находим наименьший диаметр вала контроллера d

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

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:

Строим эпюры изгибающих моментов в вертикальной  и горизонтальной   плоскостях, предварительно найдя значения сил реакций опор в этих плоскостях:

 SHAPE  * MERGEFORMAT

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 6639-69  и принято за основу.

d=45 (мм).

и) Находим моменты сопротивления 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) Определяем напряжения в этих опасных сечения I-I и II-II (места установки подшипников).

а) нормальные от изгиба:

б) касательные от кручения:

5) Уточненный расчет вала.

Необходимо рассмотреть опасные сечения I-I  и 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-I и 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 подшипник  С 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 t до 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.