Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.
Предоплата всего
Подписываем
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).
(мм) – диаметры переходных звеньев вала, которые для нашей схемы нагружения должны лежать в пределах . Диаметры переходных звеньев и определяются из соотношения: 52(мм), где t (мм) – высота буртика принимается: ;
=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).
и) Находим моменты сопротивления поперечных сечений вала. В местах установки подшипников (в сечения I-I и II-II как самых опасных поперечных сечениях вала) – моменты сопротивления сечения вала будут равны:
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:
210299Н≤220000Н т.е
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.
Y
D
C
A
X
Z