Проектирование силового кулачкового контроллера
Министерство транспорта Российской Федерации
Федеральное Государственное Образовательное чреждение
Государственная Морская Академия имени адмирала С.О. Макарова
Кафедр 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
|
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 становки подшипникова <- 
где 
<-
фаска подшипника: предварительно принимается <=2÷4(мм);
t (мм) - высот буртика принимается по соотношению
<=2.0÷4.0
(мм) - размер фаски детали (принимается аконструктивно):
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
аисходя из соотношения 
5) Радиус теоретической основной окружности 
приложения 1
6) Масштаб перемещений:
где величина 
<-
выбирается исходя из рационального размещения чертежа.
7) Масштаб глов:
где величина 
Ц 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 гол кулачкового механизма
Циклограмма движения
| Углы поворота кулачка | ||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
| Фазовые глы | ||||||||||||||
|
|
|
|
|||||||||||
Угол нижнего выстоя: 
2) Проектный расчет вала.
Проектный расчет вала произведен в 1-ой части курсовой работы: абыл найден наименьший диаметр вала d из словия прочности по кручению по заниженным значениям допускаемых касательных напряжений для стальных валов: мы получили аd<= 45 (мм).
3) Разработка конструкции вала.
Для нашей схемы нагружения конструируем вал гладким симметричным:
а<- диаметр вала под подшипники.
Из каталога подшипников качения предварительно подбираем по этому номинальному значению одноядерные шариковые радиальные подшипники второй серии (Л - легкая серия), принимая аза внутренний диаметр шарикоподшипника: №212. Выписываем из каталога его геометрические характеристики и грузоподъемности: 
аннЦ внутренний диаметр подшипника;
D<=110(мм) - наружный диаметр подшипника;
B<=22(мм) - ширина кольца подшипника;
r<=2.5(мм) - радиус скругления кольца подшипника (фаска);
адинамическая грузоподъемность подшипника.
а22 (мм) - длины участков вала под подшипники.
d вала берем из первой части курсовой работы, т.е принимаем его за диаметр ступиц под кулачок и лзвездочку).
Длины частков вала (ступиц) по кулачок 
аи звездочку 
аопределяют из соотношения:
По диаметру d<=45 (мм) иприложения 4 авыбираем шпоночные крепления для кулачка и лзвездочки на валу. Все геометрические характеристики выбранного шпоночного соединения согласно ГОСТ 233-60 из приложения 4 казываем в пояснительной записке:
b<=14 (мм) ннЦ номинальное значение ширины шпонки и шпоночного паза (предельные отклонения основного посадочного размера Здесь 4)
Проверочный расчет вала. Исходя из найденных длин отдельных частков вала в разделе Разработка конструкции вала находим места приложения сосредоточенных внешних нагрузок Находим силы: Т=318.5 (Нм); Строим эпюры изгибающих моментов в вертикальной SHAPEа * MERGEFORMAT Z X A C D B Y
ана (10÷18) мм.
приложение 5).
а(мм) - диаметры переходных звеньев вала, которые для нашей схемы нагружения должны лежать в пределах 
аи 
приложение 5).
аи 
аперенеся их в центры тяжести С и D, т.е значения длин частков АС, CD, DB.
аи горизонтальной 
аплоскостях,
предварительно найдя значения сил реакций опор в этих плоскостях: 
<
) Определение сил реакций опор в вертикальной плоскости:
Проверка:а
0=0 - тождество.
б) Построение эпюры изгибающих моментов в вертикальной плоскости - 
в)а Определение сил реакций опор в горизонтальной плоскости:
Проверка: 
0=0 - тождество.
г) Построение эпюры изгибающих моментов в горизонтальной плоскости - 
а(Нм);
а(Нм);
д) Построение эпюры суммарных изгибающих моментов - 
е) Построение эпюры крутящих моментов - Т:
ж) Построение эпюры приведенных (эквивалентных) моментов - 
з) Минимальный диаметр вала с четом крутящих и изгибающих моментов:
а<- максимальное значение эквивалентного момента из эпюры
Большее из найденных минимальных диаметров вала должно быть округлено в ближайшую большую сторону стандартного значения по ГОСТ 6639-69а и принято за основу.
d=45 (мм).
и) Находим моменты сопротивления поперечных сечений вала. В местах становки подшипников 
I<-I и II<-II как самых опасных поперечных сечениях вала)
Ц моменты сопротивления сечения вала будут равны:
) осевой: 
б) полярный: 
а где 
к) Определяем напряжения в этих опасных сечения I<-I и II<-II (места становки подшипников).
) нормальные от изгиба: 
б) касательные от кручения: 
5) Уточненный расчет вала.
Необходимо рассмотреть опасные сечения I<-I аи II<-II.
Найдем коэффициент запаса прочности 
апо пределу выносливости (усталостному разрушению) в этих сечениях и сравним его с допускаемым 
) Для сечения I<-I:
5
) Для сечения II<-II:
3.52
2.4
где пределы выносливости при симметричном цикле нагружений 
аи 
авыбираются 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: словие прочности по сопротивлению сталости (пределу выносливости) соблюдено.
6) Проверка статической прочности вала.
Наиболее опасное сечение в нашем варианте II<-II.
Находим пластические моменты сопротивления изгибу 
аи 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):
а
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 подшипника 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 Ц к-т радиальной нагрузки для радиального шарикоподшипника;
а<- к-т безопасности,
учитывающий характер нагрузки (при спокойной нагрузке
а<- температурный коэффициент при
Учитывая отсутствие осевой нагрузки, принимаем решение, становить радиальный подшипник.
Подбор типоразмера подшипника необходимо выполнять в соответствии с словием:
а<- расчетная динамическая грузоподъемность, Н;
авала;
а<- показатель степени кривой сталости: 
адля шариковых и 
а<- для роликовых подшипников.
а<- 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<=62H
В соответствии с условием:
выбранные ранее подшипники легкой серии №212 целесообразно заменить на роликоподшипники радиальные с короткими цилиндрическими роликами (№2412 Тип 2 d<=60(мм), D<=150(мм), B<=35(мм), r<=3,5(мм), 21029Н≤2Н т.е Проверяем пригодность окончательно подобранного подшипника №2412 по словию долговечности: где mТ - показатель степени кривой сталости: 
