Подъемник стабилизатора самолета ТУ-154
Расчет и конструирование механизмов управления самолетами, их основные принципы действия. Винтовой подъемник стабилизатора самолета ТУ-154, его узлы - зубчатый редуктор, винтовая пара и узлы крепления. Схема передачи винт-гайка с резьбой скольжения.
| Рубрика | Производство и технологии |
| Вид | курсовая работа |
| Язык | русский |
| Дата добавления | 25.02.2012 |
| Размер файла | 367,9 K |
Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже
Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.
Размещено на http://www.allbest.ru/
Реферат
Ключевые слова:
механизм, винт, гайка, диаметр, КПД, механизм, подшипник, проушина, прочность, резьба, расчет, подъемник, зубчатая передача, сила, момент.
Количество страниц - ___
Количество рисунков - 10
Количество таблиц - 1
Содержание
- 1.Задание
- 2. Введение
- 3. Расчет и конструирование механизмов управления самолетами
- Материалы винтовой пары
- Расчет необходимых параметров
- Расчет передачи винт-гайка скольжения
- Выбор подшипников
- Проверка винта на прочность
- КПД резьбы скольжения
- Расчет проушины
- Определение толщины гайки
- 4. Проектировочный расчет зубчатой передачи
- 5. Проверочный расчет зубчатой передачи
- 6. Расчет валов редуктора механизма подъемника
- 7. Расчет шлицевых соединений
- 8. Расчет штифтов
- Вывод
- Список использованной литературы
1.Задание
Рассчитать и сконструировать подъемник стабилизатора самолета ТУ-154. (Рис.1)
Рис.1
Исходные данные:
Fa=40000 H,
L=250 мм,
t=25 с.
Схема механизма приведена на Рис.2
Рис.2
2. Введение
В создании современных летательных аппаратов решающая роль принадлежит инженерам конструкторам, которым необходимо произвести расчеты и рационально сконструировать детали и механизмы.
Нужно придерживаться специфики расчетов и конструирования деталей и механизмов общего назначения, которые используются в летательных аппаратах, а именно механические передачи, валы, подшипники, муфты, соединения и др. Особое внимание необходимо уделять специальным требованиям к деталям летательных аппаратов - минимальной массе и габаритным размерам, высокой надежности, долговечности, удельной прочности, работоспособности - в разных, в том числе в экстремальных условиях.
В данной работе необходимо сконструировать и произвести расчет подъемника стабилизатора самолета ТУ-154. Подъемник стабилизатора предназначен для изменения угла атаки стабилизатора при различных центровках самолета.
3. Расчет и конструирование механизмов управления самолетами
Материалы винтовой пары
Материалы винта и гайки должны составлять антифрикционную пару и иметь хорошую обрабатываемость.
Винт передачи скольжения изготовим из стали 30Х2Н2ВА, которая обладает высокой прочностью и износостойкостью. Для уменьшения потерь на трение гайку выполним из антифрикционной оловянистой бронзы БрОЦС6-6-3, которая способна воспринимать большие удельные нагрузки.
Расчет необходимых параметров
Определяем среднюю скорость поступательного движения винта (гайки):
,
(м/с).
Определяем эффективную мощность на винте (гайке):
,
(кВт).
Принимаем приближенное значение КПД передачи винт-гайка:
(для резьбы скольжения при Z=2).
Принимаем приближенное значение КПД зубчатого редуктора:
-для одной ступени,
,
.
Определяем общий КПД механизма:
,
.
Определяем потребную мощность на входе в механизм:
,
(кВт).
Расчет передачи винт-гайка скольжения
Назначение передач винт-гайка - преобразование вращательного движения в поступательное. Передачи обеспечивают большой выигрыш в силе, возможность получения медленного движения, большую несущую способность при малых габаритах, возможность достижения высокой точности перемещений, простоту конструкции и изготовления.
К недостаткам передач скольжения следует отнести большие потери на трение и низкий КПД, а поэтому невозможность применения при больших скоростях перемещений.
Наиболее характерные области применения передач винт-гайка: поднятие грузов (в домкратах), нагружение в испытательных машинах, осуществление процесса механической обработки (в винтовых прессах, станках), управление оперением самолетов, точные делительные перемещения (в измерительных машинах, станках), установочные перемещения для настройки и регулирования машин, перемещение рабочих органов роботов.
Основными критериями работоспособности передач винт-гайка скольжения являются износостойкость рабочих поверхностей резьбы, прочность и устойчивость винта. При значительных перегрузках витки резьбы проверяют на срез и изгиб.
В проектировочном расчете диаметр винта определяют из трех условий:
1. Из условия износостойкости средний диаметр резьбы
,
где -коэффициент высоты гайки,
выбираем .
При трении закаленной стали по бронзе рекомендуют выбирать МПа.
Итак, получим
(мм).
2. Из условия прочности винта на сжатие (растяжение) внутренний диаметр резьбы определяют по формуле:
,
где - допускаемое напряжение, МПа.
- предел текучести, =980 МПа,
n=5 - коэффициент запаса прочности.
(мм).
3. Из условия устойчивости стержня винта внутренний диаметр резьбы находят по зависимости:
,
где - допускаемый коэффициент запаса устойчивости, =4
- коэффициент приведения длины, зависящий от условий закрепления винта, =1,Е=МПа.
L - длина сжатого участка винта.
(мм).
Из трех полученных выше значений диаметров винта принимаем большее d=38.827 мм. Уточняем его по таблицам стандартов выбранной резьбы, а затем выбираем размены всех параметров резьбы: резьба трапецеидальная Р=8.0,мм, мм, мм, мм, мм, , Н=1.866Р=14.928 мм, мм, мм, z-число заходов резьбы, z=2.
Угол подъема резьбы определяют по формуле:
,
.
Если резьба должна удовлетворять условию самоторможения, находят угол трения и сравнивают его с углом подъема средней винтовой линии. При этом должно быть выполнено условие
, где ,
где - угол наклона рабочей грани резьбы, для трапецеидальной резьбы =15,f - коэффициент трения, f=0.06. Тогда .
Определение числа витков резьбы гайки
При относительном движении винта и гайки в резьбе под нагрузкой происходит износ и приработка рабочих поверхностей витков и первоначальная неравномерность нагрузки по ним выравнивается. Поэтому для расчета резьбы гаек принимают, что осевое усилие распределяется по виткам равномерно, а угол подъема витков настолько мал, что их можно рассматривать в виде плоских круговых колец.
Число витков резьбы гайки определяют из трех условий:
1. Из условия обеспечения износостойкости, которое выражается в ограничении среднего удельного давления:
,
где - рабочая высота профиля резьбы,
- допускаемое удельное давление в резьбе.
.
2. Из условия прочности на изгиб витка как консольной балки. При этом расчет ведут по виткам гайки, выполненной из более слабого материала.
,
где - допускаемое напряжение на изгиб.
- предел прочности материала гайки, =200 МПа.
Тогда
.
3. Из условия прочности витков на срез:
,
где - допускаемое напряжение среза. Тогда
.
Из трех значений числа витков выбираем большее, 7.
Выбор подшипников
Подшипники служат опорами для валов и вращающихся осей. Они воспринимают радиальные и осевые нагрузки и передают их на корпус машины. Подбор подшипников осуществляется по динамической грузоподъемности.
С - динамическая грузоподъемность. Это постоянная нагрузка, которую может выдержать подшипник без признаков усталостного разрушения в течение оборотов, Н. Число миллионов оборотов определяют по формуле:
,
где n - частота вращения, 1/мин,
- ресурс подшипника, час.,
Р - эквивалентная нагрузка на подшипник,
n - частота вращения винта (гайки).
, 1/мин.
Тогда
подъемник стабилизатор самолет винтовой
(1/мин).
Принимаем =500 часов, тогда:
.
Динамическая грузоподъемность:
,
где - коэффициент, учитывающий надежность подшипника; =1, - коэффициент, учитывающий качество материала подшипника; =1,р=3.
Тогда получим:
.
Таким образом была определена потребная динамическая грузоподъемность . По справочнику подбираем подшипник исходя из условия: , где - располагаемая динамическая грузоподъемность. Был выбран подшипник 8113: =42800, d=65,=104000,D=90,m=0.34 кг,H=18, при смазке: r=1.5,пластичной - 2500=65.2,жидкой - 3150,Шарики z=23, =9.53,=80, =90.5,=75,=4.
Проверка винта на прочность
В случае нагружения винта с числом циклов его стержень проверяют на прочность по приведенным напряжениям:
,
Где - напряжения сжатия или растяжения от осевой силы,
(МПа),
- напряжение в винте от кручения,
где
- вращающий момент, который прикладывают к винту для преодоления осевой нагрузки,
- момент винтовой пары:
,
Подставив числовые значения, получим:
(Нмм).
- момент трения в опоре (пяте) винта.
,
где - внутренний диаметр подшипника,
=65 мм,
f``=0.006 - приведенный коэффициент трения.
Тогда
(Нмм),
(Нмм).
Теперь определим напряжение в винте от кручения:
(МПа).
Проверяем стержень на прочность:
(МПа).
Допускаемое напряжение находим по формуле:
=980/4=245 (МПа).
Необходимое условие выполняется.
КПД резьбы скольжения
Если происходит преобразование вращательного движения в поступательное (прямой ход), то движущей нагрузкой является момент, равный моменту винтовой пары . В этом случае КПД резьбы скольжения:
,
Подставим числовые значения:
.
С учетом потерь в упорном подшипнике (пяте) винта КПД винтового механизма при прямом ходе находим из соотношения:
,
Тогда получим:
.
Расчет проушины
Рассмотрим схематическое изображение проушины (рис.3)
Рис.3
Где 1 - ось проушины,
2 - подшипник скольжения,
3 - ухо,
4 - проушина.
Определяем диаметр оси из условия ее работы на срез:
,
площадь определим по формуле
,
где .
.
Поскольку проушина выполнена из стали 30ХГСА, а МПа, то запишем:
МПа.
Так как проушина в данном случае симметрична относительно оси вала, то расчет проведем для ее половинки, а следовательно и силу во всех последующих расчетах принимаем равной
.
Сделав соответственные преобразования получим формулу для расчета диаметра:
, тогда (мм).
Определяем длину подшипника скольжения из условия его допустимого удельного давления в паре ось-подшипник.
Подшипник выполнен из бронзы.
,
где МПа. Тогда
,
подставив числовые значения, получим:
(мм).
Определяем размер В из условия ее работы на смятие:
, тогда ,
где МПа.
Получаем
(мм).
Конструктивно увеличиваем В до В=5 мм.
Определяем прочность оси из условия ее работы на изгиб как балки на двух опорах. Общая схема приведена на Рис.4.
Рис.4
, где .
Определим изгибающий момент:
,
где -опорная реакция, L/2 - плечо.
Для расчета величины L схематически изобразим часть проушины Рис.5.
Рис.5
L рассчитываем как L=l+B+4=25+5+4=34 (мм).
Тогда
(Нмм).
Определяем действующие напряжения:
, (МПа).
Допустимые напряжения:
(МПа).
Так как при расчете на изгиб действующие напряжения в оси превышают допускаемые напряжения изгиба, то диаметр оси необходимо переопределить из условия изгиба и также пересчитать длину подшипника l.
Запишем:
, откуда .
(мм).
Итак, d=17,06 мм.
Определяем длину l:
, (мм).
Посчитаем геометрический параметр :
, откуда . (МПа).
Подставив числовые значения в выше приведенную формулу, получим:
(мм).
Определение толщины гайки
Схематически изобразим гайку на Рис.6.
Рис.6
Определим наружный диаметр гайки из условия:
, где (МПа).
Площадь определим по формуле:
,
подставив числовые значения, получим:
().
Также можно записать:
,
где D=44 мм - наружный диаметр резьбы.
Тогда выражение для нахождения запишем в виде:
.
(мм).
Итак, минимальная толщина гайки составляет 5.5 мм.
4. Проектировочный расчет зубчатой передачи
В данном редукторе есть 2 ступени. Шестерне I ступени присвоим индекс 1, а зубчатому колесу - индекс 2. Аналогично назовем элементы II ступени 3 и 4 соответственно (см. рис.2). В дальнейшем все формулы и выкладки будем записывать для I ступени (для 1 шестерни и 2 колеса), а вычисления будем производить для обеих ступеней. Зададимся материалом зубчатой передачи и выпишем некоторые его свойства:
Материал - Сталь 20Х2НЧА;
Термообработка - Цементация;
Предел прочности - в=1400 МПа;
Предел текучести - т=1200 МПа;
Твердость поверхности - HRC65 или HB614 или HV820;
Передаточное отношение между 1 и 2 колесами U12=2; передаточное отношение между 3 и 4 колесами U34=3.
Число зубьев шестерней 1 и 3 - Z1=25; Z3=24. Найдем число зубьев зубчатых колес:
=50; =72.
Назначим коэффициенты смещения для колес: Х1=Х2=Х3=Х4=0.3.
Так как частота вращения гайки известна (nг=37.5 мин-1), то: n4=nг=37.5 (мин-1); n3=n2=n4U34=37.53=112.5 (мин-1); n1=n2U12=112.52=225 (мин-1).
Зная потребную мощность на входе в механизм =1.338 кВт и значения КПД в ступенях передачи, определим вращающие моменты:
=56.79 (Нм);
=111.31 (Нм);
=327.25 (Нм).
Найдем в первом приближении коэффициент торцевого перекрытия:
;
где - делительный угол наклона, так как передача прямозубая, то =0. Должно выполняться условие .
=1.688;
=1.702.
Условие выполняется для 2 ступеней.
Найдем приближенное значение допускаемого контактного напряжения:
;
где =23HRC=2365=1495 (МПа) - предел контактной выносливости поверхности зубьев для данного материала, в зависимости от твердости поверхности зубьев; SH=1,2 - коэффициент запаса контактной прочности (зависит от материала и от назначения детали); ZR=0,96 - коэффициент, учитывающий влияние исходной шероховатости сопряженных поверхностей зубьев. ZN - коэффициент долговечности при расчете на контактную выносливость зубьев, зависит от отношения , где =30HB2,4=147477357 - базовое число циклов напряжений, примем =12107; NK - расчетное число циклов напряжений, определяется отдельно для шестерни и для зубчатого колеса:
NK1=60С1n1Lh;
;
где С1=С2=1 - число нагружений зуба шестерни и колеса за один оборот; n1 - частота вращения шестерни; Lh=500 час. - ресурс передачи; U12 - передаточное число.
NK1=601225500=6750000;
=3375000;
NK3=601112,5500=3375000;
=1125000.
Так как все значения NК меньше , примем следующую расчетную формулу:
.
Найдем все значения ZN:
=1,62;
=1,81;
=1,81;
=2,18.
Так как значения ZN ограничиваются максимальным числом (ZN max=1,8), то окончательно:
; ; ; .
Определим все значения :
=1738.95 (МПа);
=1937.52 (МПа);
=1937.52 (МПа);
=1937.52 (МПа).
Найдем приближенное значение допускаемого напряжения изгиба:
;
где =900 (МПа) - предел изгибной выносливости поверхности зубьев для данного материала; SF=1,55 - коэффициент запаса прочности при изгибе для данного материала; ZR=1,05 - коэффициент шероховатости, в зависимости от окончательной механической обработки и термического упрочнения зубьев. YN - коэффициент долговечности при расчете на изгибную выносливость зубьев, зависит от отношения , где - базовое число циклов напряжений, =4106:
,
где qF=6 - показатель степени кривой изгибной усталости.
=0,92;
=1,03;
=1,03;
=1,24.
Так как значения YN ограничиваются минимальным числом (YN min=1), то окончательно: ; ; ; .
Определим все значения :
=548,71 (МПа);
=564,47 (МПа);
=564,47 (МПа);
=677,89 (МПа).
По графикам из пособия [4] определим коэффициенты KH и KF в зависимости от отношения диаметра зубчатого колеса к его толщине (bd=0,5):
I ступень: KH=1,12; KF=1,2;
II ступень: KH=1,07; KF=1,12.
Определим коэффициенты формы зубьев
;
где - числа зубьев эквивалентных колес, но так как =0, то .
Определим все значения :
=3,67;
=3,58;
=3,68;
=3,54.
Определим диметры начальных окружностей шестерней 1 и 3 из двух условий:
а) контактной выносливости
; где для =0 - Кd=770.
=30.66 (мм);
=33.80 (мм);
б) изгибной выносливости
; где для =0 - Кm=14.
=39.7 (мм);
=42.77 (мм);
Условие изгибной выносливости более строго для 2 ступеней, определим диаметры начальных окружностей исходя из него: dW1=39.7 мм; dW3=42.77 мм.
Найдем углы:
– делительные углы профиля в торцевом сечении
,
где =25 - угол профиля исходного контура. Так как =0, то t==25;
– углы зацепления в торцевом сечении
=0,03744;
=2648'50''=26,817;
=0,03580;
=2626'20''=26,433;
– угол зацепления в нормальном сечении
,
Так как =0, то nw12=tw12=26,817; nw34=tw34=26,433;
– основной угол наклона зуба
,
Так как =0, то b=0.
Определим модули зацепления:
=1.56 (мм);
=1.95 (мм).
Из СЭВ 310-76 выберем стандартное значение модулей:
m12=1,5 мм; m34=2 мм.
Найдем межосевые расстояния и коэффициенты:
– делительные межосевые расстояния
=56,25 (мм);
=96 (мм);
– межосевые расстояния (начальные)
=57,12 (мм);
=97,16 (мм);
– коэффициенты воспринимаемого смещения
y12= (aw12-а12) /m12= (57,12-56,25) /1,5=0,581;
y34= (aw34-а34) /m34= (97,16-96) /2=0,584;
– коэффициенты уравнительного смещения
y12= (Х2+Х1) - у12= (0,3+0,3) - 0,581=0,018;
y34= (Х4+Х3) - у34= (0,3+0,3) - 0,584=0,018.
Определим размеры зубчатых колес:
– делительные диаметры шестерней (d1, d3) и колес (d2, d4)
d1=Z1m=251,5=37,5 (мм);
d2=Z2m=501,5=75 (мм);
d3=Z3m=242=48 (мм); d4=Z4m=722=144 (мм);
– основные диаметры
db1=d1cost=37,5cos25=33,99 (мм); db2=d2cost=66cos25=67,97 (мм);
db3=d3cost=48cos25=43,5 (мм); db4=d4cost=144cos25=130,51 (мм);
– начальные диаметры
dW1=db1/costw12=33,99/cos26,817=38,08 (мм);
dW2=db2/costw12=67,97/cos26,817=76,16 (мм);
dW3=db3/costw34=43,5/cos26,433=48,58 (мм);
dW4=db4/costw34=144/cos26,433=145,75 (мм);
– диаметры вершин зубьев:
da1=d1+2 (ha*+X1-y12) m12;
где ha*=1 - коэффициент высоты головки;
da1=37,5+2 (1+0,3-0,018) 1,5=41,35 (мм);
da2=75+2 (1+0,3-0,018) 1,5=78,85 (мм);
da3=48+2 (1+0,3-0,018) 2=53,13 (мм);
da4=144+2 (1+0,3-0,018) 2=149,13 (мм);
– диаметры впадин зубьев:
df1=d1-2 (ha*+С*-X1) m12;
где С*=0, 20328 - коэффициент радиального зазора;
df1=37,5-2 (1+0, 20328-0,3) 1,5=34,79 (мм);
df2=75-2 (1+0, 20328-0,3) 1,5=72,29 (мм);
df3=48-2 (1+0, 20328-0,3) 2=44,39 (мм);
df4=144-2 (1+0, 20328-0,3) 2=140,39 (мм);
– ширину зубчатого венца шестерней и колес соответствующих ступеней
bW12=bdd1=0,537,518 (мм);
bW34=bdd3=0,548=24 (мм).
Найдем угол профиля в точке на окружности вершин:
а1=arccos (db1/da1) =arccos (33,99/41,35) =34,72;
а2=arccos (db2/da2) =arccos (67,97/78,85) =30,45;
а3=arccos (db3/da3) =arccos (43,5/53,13) =35,03;
а4=arccos (db4/da4) =arccos (130,51/149,13) =28,94.
Определяем коэффициенты перекрытия:
– коэффициент торцевого перекрытия
;
=1,4;
=1,42;
– коэффициент осевого перекрытия равен нулю: т.к. =0, то =0;
– суммарный коэффициент перекрытия =1,4; =1,42.
Определим окружную скорость:
=0,4486 (м/с);
=0,2862 (м/с).
5. Проверочный расчет зубчатой передачи
Формулы для определения коэффициентов нагрузки на контактную и изгибную выносливость имеют вид:
KH=KHVKHKH;
KF=KFVKFKF,
где KHV и KFV - коэффициенты, учитывающие внутреннюю динамическую нагрузку; КН, KF - коэффициенты, учитывающие неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий; KH, KF - коэффициенты, учитывающие распределение нагрузок между зубьями.
Найдем резонансную частоту вращения шестернией, мин-1:
=30695,3 мин-1;
=23698,3 мин-1
=0,007;
=0,005;
зона работы всей передачи - дорезонансная. Тогда:
;
,
где WHV и WFV - удельные окружные динамические силы; FtH и FtF - окружные силы на делительном цилиндре.
; ;
.
Здесь H=0,1 и F=0,11 - коэффициенты, учитывающие влияние вида зубьев и модификации их профиля; q0=3,8 - коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса.
Определим KHV и KFV:
I ступень:
=3028.84 (Н);
=0,911 (Н/мм);
=1,002 (Н/мм);
=1,005;
=1,006;
II ступень
=4637.9 (Н);
=0,619 (Н/мм);
=0,681 (Н/мм);
=1,003;
=1,004.
Коэффициент КН определяют по формуле:
КН=1+ (-1) КHW,
где - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактной линии в начальный период работы передачи, КHW - коэффициент, учитывающий приработку зубьев.
.
Здесь а=0,5 - коэффициент, учитывающий статистическое распределение погрешностей и критерии допустимого повреждения активных поверхностей зубьев; F=9 - допуск на погрешность направления зуба; С' - удельная нормальная жесткость пары зубьев, ищется по формуле:
С'12=16,444 (Н/мммкм);
С'34=16,9 (Н/мммкм); Z= - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий:
Z12==0,9309;
Z34==0,93.
=1.183;
=1.165.
Коэффициент приработки зубьев определяют по формуле:
,
где HV820 - значение твердости в единицах Виккерса, V - окружная скорость.
=0,868;
=0.867;
КН12=1+ (1,183-1) 0,868=1.159;
КН34=1+ (1,165-1) 0,867=1.143.
Коэффициент КF определяют по формуле
КF=, где
.
I ступень
=1.165;
=0,8825;
КF12=1,1650,8825=1.16.
II ступень
=1.165;
=0,884;
КF=1.1650,884=1,145.
KH12=1,0051,1591=1.165;
KF12=1,0061,161=1.167;
KH34=1,0031,1431=1.147;
KF34=1,0041,1451=1.149.
Найдем коэффициенты ZV, ZX, Y, YX:
ZV12=0,925V120,05 - коэффициент, учитывающий окружную скорость;
ZX1=ZX2=ZX3=ZX4=1 - коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса (для d<700 мм равен 1);
Y12=1,082-0,172lgm12; - коэффициент чувствительности к концентрации напряжений;
YX1=YX2=YX3=YX4=1 - коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса (для d<400 мм равен 1).
I ступень
ZV12=0,9250,44860,05=0,889;
ZX1=ZX2=1;
Y12=1,082-0,172lg1,5=1,052;
YX1=YX2=1;
II ступень
ZV34=0,9250,28620,05=0,869;
ZX3=ZX4=1;
Y34=1,082-0,172lg2=1,03;
YX3=YX4=1.
Определим допускаемые напряжения HP и FP:
=1717.04 (МПа);
=1913.11 (МПа);
=1870.59 (МПа);
=1870.59 (МПа).
Из двух значений HP1 и HP2 примем минимальное - HP12=1717.04 МПа.
Из двух значений HP3 и HP4 примем минимальное - HP34=1870.59 МПа.
=641,2 (МПа);
=659,6 (МПа);
=646,1 (МПа);
=776 (МПа).
Для проверки зубьев на контактную выносливость необходимо, чтобы выполнялось условие: H<HP. Найдем H - контактное напряжение в полюсе зацепления:
,
где ZE=190 - коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес;
=2, 195;
=2,213; -
коэффициенты, учитывающие форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления.
=1078.9 (МПа) < -
условие выполняется;
=961.8 (МПа) < -
условие выполняется.
Для проверки зубьев на выносливость при изгибе необходимо, чтобы выполнялось условие: 0,9<F/FP<1,05.
Найдем для каждого колеса соотношения :
I ступень
; ;
II ступень
; .
Расчет будем производить для тех колес, у которых это соотношение меньше.
,
где Y=Y=1 - коэффициент, учитывающие влияние перекрытия и наклона зубьев соответственно.
Должно выполняться условие 0,9<<1,05
=588.6 (МПа);
- условие выполняется.
=408.42 (МПа);
=0.632 - условие не выполняется.
Так как условия не выполняется то, определим новое значение коэффициента Кm для определения dw3:
Кm=10=10=12.614.
Пересчитаем заново все геометрические параметры II ступени, результаты занесем в таблицу 2.
|
y34 |
y34 |
|||||||
|
42.78 |
25 |
2626'20'' |
1.5 |
72 |
72.88 |
0.5842 |
0.0158 |
|
|
d3 |
d4 |
db3 |
db4 |
dW3 |
dW4 |
da3 |
da4 |
|
|
36 |
108 |
32.63 |
97.88 |
36.44 |
109.31 |
39.85 |
111.85 |
|
|
df3 |
df4 |
bW34 |
а3 |
а4 |
||||
|
33.29 |
105.29 |
18 |
35.046 |
28.944 |
1.42 |
0.2146 |
736.9 |
Для проверки зубьев на контактную и изгибную прочность при действии максимальной нагрузки необходимо, чтобы выполнялись условия:
;
,
где Т1max=2T1=256.79=113.58 (Нм) [Т3max=2T3=2111.31=222.62 (Нм)] - максимальная нагрузка в цикле; () =44HRC=4465=2860 (МПа) - допускаемое контактное напряжение. Допускаемое напряжение при изгибе ищется по формуле:
,
где Fst=FstYgstYdst - предельное напряжение при изгибе зубьев максимальной нагрузкой.
Fst=2000 МПа - базовое значение напряжения зубьев при изгибе максимальной нагрузкой;
Ygst=1,05 - коэффициент, учитывающий влияние шлифования переходной поверхности зуба;
Ydst=1 - коэффициент, учитывающий влияние деформационного упрочнения переходной поверхности зуба.
Найдем Fst:
Fst=20001,051=2100 (МПа).
=YZSY - коэффициент запаса прочности.
YZ=0,8 - коэффициент, учитывающий способ получения заготовки колеса;
SY=1,75 - коэффициент, учитывающий вероятность неразрушения.
Найдем : =0,81,75=1,4.
YX=1 - коэффициент, учитывающий размеры детали.
Определим :
=1500 (МПа).
Проверим условия прочности:
= - условие выполняется;
= - условие выполняется;
- условие выполняется;
- условие выполняется.
6. Расчет валов редуктора механизма подъемника
Определим окружные силы, действующие в зацеплениях:
=2982.7 (H);
=2923.1 (H);
=6109.2 (H).
Найдем радиальные силы, действующие в зацеплениях:
=1507.8 (H);
=1477.7 (H);
=3037 (H).
Проектировочный расчет вала 1:
Рассмотрим вал, на котором находится шестерня 1 (рис.7). У него кольцевое сечение с внутренним и наружным диаметрами - dв и dн. Отношение диаметров имеет вид: =dв/dн=0,7. Расстояние между опорами (радиальными подшипниками) L30 мм. Так как радиальная сила Fr1 приложена в центре вала, то реакции в опорах равны между собой и определяются из выражения:
R=Fr1/2=1955,7/2=977,85 (H).
Определим диаметр вала при расчете только на кручение при пониженных допустимых напряжениях:
,
где =70 МПа - условное допустимое напряжение при кручении;
=18 (мм). Примем диаметр d=20 мм.
Рис.7
Проверочный расчет вала 1:
Так как радиальная сила Fr1 приложена в центре вала, то реакции в опорах равны между собой и определяются из выражения:
R=Fr1/2=1507.8/2=753.9 (H).
Определим максимальный момент при изгибе:
Ми=RL/2=753.93010-3/2=11.31 (Нм).
Реакции от действия Ft1 определяют аналогично:
R=Ft1/2=2982.7/2=1491.35 (H).
Максимальный момент при кручении:
Мкр=RL/2=1491.353010-3/2=22.37 (Нм);
Рис.8
Определим суммарный изгибающий момент:
Ми===25.07 (Нм);
Из условия прочности при изгибе:
,
где = - допустимое напряжение при изгибе (=1200 МПа - предел текучести для стали 20Х2НЧА); - момент сопротивления относительно нейтральной оси.
=5,9710-7 (м3).
==800 МПа;
- условие выполняется.
Найдем внутренний диаметр: dв=dн=0,720=14 (мм).
Подберем опорные подшипники. Для этого определим число миллионов оборотов подшипника L:
;
Lh=500 час. - ресурс подшипника; n1 - частота вращения гайки.
=6,75.
Определим динамическую грузоподъемность подшипника:
;
р - коэффициент зависящий от вида подшипников, для шарикоподшипников р=3.
=1424.8 Н;
Радиальный шариковый подшипник № 1000904:
Внутренний диаметр - dп=20 мм;
Внешний диаметр - Dп=37 мм;
Ширина - Вп=9 мм;
Диаметр шариков - DW=5 мм;
Количество шариков - Z=10;
Масса подшипника - М=0,035 кг.
Проектировочный расчет вала 2:
Рассмотрим вал, на котором находятся колесо 2 и шестерня 1. У него круговое сечение с диаметром d. Расстояние между опорами L=50 мм. Расстояние между радиальными подшипниками на которые насажены колесо и шестерня l=25 мм (подшипники расположены симметрично относительно середины вала) (рис.9).
Рис.9
Подберем опорные подшипники. Для этого определим число миллионов оборотов подшипника L:
;
Lh=500 час. - ресурс подшипника; n2 - частота вращения колеса 2 и шестерни 3.
=3,375.
Определим динамическую грузоподъемность шарикового подшипника под колесом 2:
;
р - коэффициент зависящий от вида подшипников, для шарикоподшипников р=3.
= 2659,86 Н;
Радиальный шариковый подшипник № 202:
Внутренний диаметр - dп=15 мм;
Внешний диаметр - Dп=35 мм;
Ширина - Вп=11 мм;
Диаметр шариков - DW=5,95 мм;
Количество шариков - Z=8;
Масса подшипника - М=0,045 кг.
Определим динамическую грузоподъемность шарикового подшипника под шестерней 3:
;
= 5466,6 Н;
2 радиальных шариковых подшипника № 1000802:
Внутренний диаметр - dп=15 мм;
Внешний диаметр - Dп=24 мм;
Ширина - Вп=5 мм;
Диаметр шариков - DW=2.38 мм;
Количество шариков - Z=12;
Масса подшипника - М=0,008 кг.
Проверочный расчет вала 2:
Определим реакции в опорах: от действия радиальных сил
М (В) =0;
Fr212,5-Fr337,5+RA50=0;
RA= (-Fr212,5+Fr337,5) /50= (-1477.712,5+303737,5) /50=1908.325 (Н);
М (А) =0;
Fr312,5-Fr237,5+RВ50=0;
Рис.10
RВ= (-Fr312,5+Fr237,5) /50= (-303712,5+1477,737,5) /50= =349.025 (Н);
Из условия прочности при изгибе:
,
где = - допустимое напряжение при изгибе (=765 МПа - предел текучести для стали 30ХГСА); =4,2310-7 (м3) - момент сопротивления относительно нейтральной оси. Найдем максимальный момент:
МиI=-RВ12,5103=-349.02512,510-3=-4.36 (Нм);
МиIII=RА12,5103=1908.32512,510-3=23.85 (Нм);
Ми max=МиIII=23.85 Нм.
Реакции от действия Ft2 и Ft3 определяют аналогично:
М (В) =0;
Ft212,5+Ft337,5-RA50=0;
RA= (Ft212,5+Ft337,5) /50= (2923.112,5+6109.237,5) /50=5312.675 (Н);
М (А) =0;
Ft312,5+Ft237,5-RВ50=0;
RВ= (Ft312,5+Ft237,5) /50= (6109.212,5+2923.137,5) /50=3719.625 (Н);
Определим максимальный момент при кручении:
МкрI=RВ12,5103=3719.62512,510-3=46.5 (Нм);
МкрIII=RА12,5103=5312.67512,510-3=66.4 (Нм);
Ми max=МиIII=66.4 Нм.
определим момент сопротивления:
Из условия прочности
==510 МПа;
Ми===70.55 (Нм);
- условие выполняется.
7. Расчет шлицевых соединений
В данном механизме имеется два шлицевых соединения: вал-шестерня 1 (I ступень) соединяется с валом электродвигателя; зубчатое колесо 4 (II ступень) соединяется с гайкой. Примем Наружные диаметры первого соединения - DI=13 мм, второго соединения - DII=75 мм. Размеры зубьев эвольвентных шлицевых соединений выберем из таблиц [1]:
I соединение
DI=13 мм - наружный диаметр;
mI=1 мм - модуль;
ZI=12 - число зубьев;
dmI=mIZI=112=12 мм - диаметр делительной окружности;
lI=32 мм - суммарная ширина зубчатого венца;
hI=1 мм - высота поверхности контакта зубьев.
II соединение
DII=75 мм - наружный диаметр;
mII=2 мм - модуль;
ZII=36 - число зубьев;
dmII=mIIZII=236=72 мм - диаметр делительной окружности;
lII=20 мм - суммарная ширина зубчатого венца;
hII=2 мм - высота поверхности контакта зубьев.
При расчете шлицевых соединений на смятие должно выполняться условие:
,
где Асм=hl - площадь смятия; - окружная сила на один зуб.
Из условия ограничения износа зубьев должно выполнятся неравенство: см [изн] Кр,
где см - действительные напряжения на смятие на рабочих поверхностях зубьев; [изн] - средние условные допустимые напряжения износа; Кр= (108/N) 1/3 - коэффициент, учитывающий число циклов нагружений зубьев соединения, то есть суммарное число оборотов соединения N за срок эксплуатации.
Допустимые напряжения определяются по формуле:
,
где - допустимое напряжение на смятие; [S] =1,25 - коэффициент запаса прочности; т - предел текучести для данного материала.
Рассчитаем I соединение:
АсмI=hIlI=132=32 (мм2); =1023,1 (Н);
для данного материала (Сталь 30ХГСА) т=765 МПа;
=612 (МПа); -
условие смятия для I зацепления выполнено;
NI=60Lhn1=60500225=6750000;
КрI= (108/NI) 1/3= (108/6750000) 1/3=2,456;
[изн] =60 МПа; см 602,456=147,36 -
условие износа для I зацепления выполнено.
Рассчитаем II соединение:
АсмII=hIIlII=220=40 (мм2);
= 252,5 (Н);
для данного материала (Бронза БрОЦС6-6-3) т=200 МПа;
=160 (МПа);
-
условие смятия для II зацепления выполнено;
NII=60Lhnг=6050037,5=1125000;
КрII= (108/NII) 1/3= (108/1125000) 1/3=4,46;
[изн] =50 МПа;
см 504,46=233 -
условие износа для II зацепления выполнено.
8. Расчет штифтов
В данном механизме присутствует группа штифтов служащих для соединения гайки механизма с гильзой. Всего штифтов 8 длиной L=10 мм и диаметром d=2 мм, толщина детали =L/2=10/2=5 мм, материал - сталь 30ХГСА. Будем считать, что нагрузка распределена равномерно, и, так как конструкция спроектирована таким образом, что всю нагрузку воспринимает корпус механизма, то пусть на все штифты действует 10% от расчетной нагрузки, тогда на каждый штифт действует сила F=5000/8=625 H.
Проверим тело штифта на смятие:
,
где [см] =0,8т=0,8765=612 (МПа) - допустимое напряжение на смятие для материала сталь 30ХГСА.
- условие смятия выполняется.
Проверим штифт на срез:
;
где Sср - площадь среза; ср - касательные напряжения в плоскости среза; [ср] - допустимые касательные напряжения в плоскости среза.
[ср] =0,4т; для стали 30ХГСА т=765 МПа; [ср] =0,5765=306 (МПа); Sср=d2/4=22/4=3,14 (мм2);
- условие среза выполняется
Вывод
В результате выполнения курсового проекта был произведен расчет подъемника стабилизатора самолета ТУ-154.
В процессе работы была более детально рассмотрена передача винт-гайка с резьбой скольжения, общий вид которой изображен на рис.1, где 1-корпус подъемника; 2-карданный узел; 3-упор выпущенного положения; 4-шестерня; 5-колесо; 6-гайка подъемника; 7-винт подъемника; 8 - стержень; 9-вилка; 10-упор убранного положения; 11-винт, 12 - масленка.
Был установлен принцип действия механизма управления самолетом: Винтовой подъемник стабилизатора преобразует вращательное движение вала, электромеханизма управления стабилизатором и возвратно-поступательное движение винта. Подъемник включает в себя основные узлы - зубчатый редуктор, винтовую пару и узлы крепления. Двухступенчатый зубчатый редуктор смонтирован в корпус 1 подъемника. Приводной вал редуктора одним концом связан с электромеханизмом, а другим - с механизмом концевых выключателей, предназначенных для автоматического выключения элетромеханизма в крайних рабочих положениях стабилизатора. Колесо 5 соединено с гайкой подъемника 6.
Винтовая пара с самотормозящейся трапецеидальной резьбой состоит из гайки 6, винта 7, внутри которого расположен стержень 8. Ход винта ограничен упорами 3 и 10. Подъемник с помощью карданных узлов 2 присоединяют к узлам крепления на киле и стабилизаторе. Выходной вал электромеханизма через редуктор вращает гайку, базирующуюся на радиальных и упорных шарикоподшипниках. При этом винт, соединенный с кронштейном стабилизатора, перемещается влево и отклоняет стабилизатор. Последний фиксируется самотормозящейся винтовой парой и тормозными муфтами электромеханизма. Для повышения надежности системы винт подъемника внутри дублирован стержнем, а электромеханизм имеет два электродвигателя, связанных между собой через суммирующий дифференциал и имеющих питание от различных электрических цепей.
В результате работы было приобретено много новых навыков по расчету и конструированию данных механизмов управления.
Список использованной литературы
1. Полетучий А.И. Инженерные расчеты и основы конструирования деталей и механизмов летательных аппаратов. - Харьков. ХАИ." Антиква". 2002.
2. Полетучий А.И. Конструирование передач винт-гайка авиационных и робототехнических механизмов: Учебное пособие. - Харьков ХАИ. 1993.
3. Решетов Д.Н. Детали машин. - Москва. "Машиностроение". 1989.
4. Анурьев В.И. Справочник конструктора - машиностроителя. Т-2. - Москва "Машиностроение". 1980.
Размещено на Allbest.ru
Подобные документы
Кинематическая схема механизма передачи винт-гайка подъемника стабилизатора самолёта. Расчёт КПД резьбы скольжения. Подбор подшипников качения по динамической грузоподъёмности. Определение коэффициентов нагрузки. Расчет зубьев на контактную выносливость.
реферат [596,2 K], добавлен 25.02.2012Расчет передачи винта гайки скольжения. Определение числа витков резьбы гайки. Расчет тела гайки на прочность, а также выбор подшипника. Проверка стержня винта на прочность по приведенным напряжениям. КПД резьбы скольжения. Расчет проушины и штифтов.
курсовая работа [150,8 K], добавлен 25.02.2012Принцип действия электромеханического четырёхстоечного подъемника. Расчет силовых механизмов (передачи винт-гайка) и привода (цепной передачи) модернизируемого узла. Расчет наиболее нагруженных элементов конструкции (ходовой гайки) на прочность.
курсовая работа [489,1 K], добавлен 28.01.2010Порядок проектирования многоцелевого самолета М 101 Т "Гжель", его принцип действия и назначение, основные технические характеристики. Функциональное назначение и техническое описание носка стабилизатора, оценка его технологичности и составление схемы.
контрольная работа [31,7 K], добавлен 26.11.2009Определение размеров винта и гайки. Проверка соблюдения условия самоторможения. Конструирование дополнительных элементов передачи винт-гайка. Выбор размеров поперечного сечения ключа. Расчет тисы для закрепления деталей на столе фрезерного станка.
контрольная работа [333,8 K], добавлен 26.10.2012Назначение и описание проектируемого самолета Ан-148. Расчет на прочность панели хвостовой части стабилизатора. Разработка технологии формообразования детали. Преимущества систем трехмерного моделирования. Методика моделирования стойки лонжерона.
дипломная работа [1,6 M], добавлен 13.05.2012Предкрылки - профилированная подвижная часть крыла самолета, расположенная в носовой части. Элементы механизма управления предкрылками: электромеханизм, подъемники, трансмиссия, каретка. Работа механизма, расчет его параметров. Выбор способа смазывания.
курсовая работа [452,3 K], добавлен 25.02.2012Проектирование винтового механизма для самолетного ремкомплекта. Назначение передач винт-гайка, их значение во вращательных механизмах. Устройство винтового съемника, схема захвата подшипника. Расчёт винта, гайки и пяты скольжения, проверка их прочности.
курсовая работа [411,1 K], добавлен 05.02.2012Проектирование винтового механизма подъемника авиационных устройств как механизма аэродромного обслуживания. Назначение передачи винт-гайка. Расчет упорных шариковых однорядных подшипников, рукоятки и корпуса. Анализ КПД винтовой пары скольжения.
курсовая работа [224,4 K], добавлен 11.10.2015Знакомство с винтовыми механизмами. Зависимость коэффициента полезного действия винтовой пары от величины осевой и эксцентричной нагрузки на гайку. Кинематическая схема установки. Достоинства винтовых передач: простота конструкции, компактность.
лабораторная работа [239,7 K], добавлен 06.05.2009
