Проектирование силового кулачкового контроллера

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

I. Профилирование кулачка

Расчетная часть:

1) Находим наименьший диаметр вала контроллера d

где P= 4000 (Вт) – заданная передаваемая мощность;

- заданная частота вращения вала.

=(10÷30) МПа – заниженное допускаемое напряжение по кручению. Мы приняли

= 20 МПа =Па

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

= 60 (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. Если это условие не соблюдается, то подбираем другой  исходя из соотношения .

5) Радиус теоретической основной окружности :

; Выбираем стандартное значение из приложения 1

=55 (мм); 5÷20(мм) – как отмечалось ранее, подбираем конструктивно из этого диапазона.

6) Масштаб перемещений:

2 - где величина - выбирается исходя из рационального размещения чертежа.

7) Масштаб углов:

1 -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);

31 000 (Н) ­- статическая грузоподъемность подшипника;

=62 000(Н) -  динамическая грузоподъемность подшипника.

  22 (мм) - длины участков вала под подшипники.

- диаметр вала под кулачок и «звездочку» (значение диаметра 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) и. из приложения 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);

=9(мм) – высота шпонки;

0.3(мм) – радиус скругления шпонки;

5.5(мм) – глубина шпоночного паза на валу;

=3.8 (мм) - глубина шпоночного паза ступицы;

=40(мм) – длина шпонки при условии  на (10÷18) мм.

70 (мм) – диаметр усиленного звена вала между подшипниками.

Здесь =2.0÷4.0 (мм) – размер фаски (см. приложение 5).

=10 (мм) – длина усиленного звена принимается конструктивно (см. рис. эскиз вала).

=2.0÷4.0 (мм) – размер фаски (см. приложение 5).

40 (мм) – длины переходных звеньев { и (см. эскиз вала) подбираются конструктивно в пределах: 30÷50 (мм)}.

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);

= 90(мм);

=3539 (Н) – окружное усилие.

=1274 (Нм);

;

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

а) Определение сил реакций опор в вертикальной плоскости:

= - 32 593 (Н);

= 49 035(Н);

Проверка:               0=0 – тождество.

б) Построение эпюры изгибающих моментов в вертикальной плоскости - .

= 0;

-99(Нм);

=99 (Нм);

-1183(Нм);

 =-1183(Нм);

в)  Определение сил реакций опор в горизонтальной плоскости:

12165(Нм);

-8626(Нм);

Проверка:           ;                 0=0 – тождество.

г) Построение эпюры изгибающих моментов в горизонтальной плоскости - :

 (Нм);

276(Нм);

 (Нм);

=0;

д) Построение эпюры суммарных изгибающих моментов - .

293(Нм);

293(Нм);

=1183(Нм);

1183(Нм);

е) Построение эпюры крутящих моментов – Т:

=318,5(Нм);

=318,5 (Нм);

=318,5 (Нм);

=318,5 (Нм);

318,5 (Нм);

318,5 (Нм).

ж) Построение эпюры приведенных (эквивалентных) моментов - .

0(Нм);

=402(Нм);

=402(Нм);

=1215(Нм);

=1215(Нм);

0(Нм).

з) Минимальный диаметр вала с учетом крутящих и изгибающих моментов:

=32(мм), где  - максимальное значение эквивалентного момента из эпюры , т.е в опасном сечении.

=380 (МПа) – предел выносливости заданного материала вала (45), см. приложение 7, при симметричном цикле нагружения.

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).

а) осевой: =21 206= 21 ();

б) полярный: =42();  где ==60 (мм) - диаметр вала в местах установки подшипников.

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:

;   14(МПа);

3,75 (МПа);

,5

;

;

а) Для сечения II-II:

    56(МПа)

3,75(МПа)

25.5

2

3.52

2.4

где пределы выносливости при симметричном цикле нагружений  и , а также значения коэффициентов , , , , , ,  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:

650 МПа - предел текучести заданного материала по нормальным напряжениям из приложения 7

Вычисляем коэффициент запаса по сопротивлению пластическим деформациям и сравниваем его с нормативным (допускаемым):

 .

т.е рассчитывается статический запас прочности.

Здесь , запас прочности по сопротивлению пластическим деформациям для материала 45 обеспечен. Если условие прочности не выполняется, то необходимо из таблицы приложения 7 подобрать более прочную сталь с большим значением (). Запас прочности по сопротивлению пластическим деформациям будет обеспечен.

II. Расчет и выбор подшипников качения.

Анализируем схему нагрузок и определяем наиболее нагруженный подшипник.

Для заданного направления внешних сил мы определили:

=32 593 (Н);    =49 035 (Н);       =8626 (Н);      =12165 (Н).

Найдем суммарные радиальные нагрузки на подшипник  С и D:

34789(Н);

49788(Н);

Наиболее нагруженным подшипником является D. На него действует радиальная нагрузка: 49 788(Н).

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 =1);

 - температурный коэффициент при t до 125.

Учитывая отсутствие осевой нагрузки, принимаем решение, установить радиальный подшипник.

Подбор типоразмера подшипника необходимо выполнять в соответствии с условием:

, где  - расчетная динамическая грузоподъемность, Н;

=12,56 () – угловая скорость;

=(8000÷10000) часов – требуемая долговечность для подшипников качения при больших угловых скоростях  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:

(расчетная)(номинальная – каталожная)

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), =3,5(мм), С=220 000(Н), m=4,03(кг)) и тогда условие прочностной надежности будет соблюдено:

Проверяем пригодность окончательно подобранного подшипника №2412 по условию долговечности:

,

где = 12000 час – нормативная долговечность (ресурс работы подшипника);

m’ – показатель степени кривой усталости: m’=10/3 – для роликовых подшипников.