Механизм управления предкрылками самолета
Предкрылки - 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.
| Рубрика | Производство и технологии |
| Вид | курсовая работа |
| Язык | русский |
| Дата добавления | 25.02.2012 |
| Размер файла | 452,3 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/
Содержание
- Введение
- 1. Описание работы механизма
- 2. Расчет основных параметров механизма
- 3. Расчет параметров и конструирование передачи винт-гайка
- 3.1 Назначение материала пары винт-гайка
- 3.2 Расчет шариковинтовой передачи на прочность
- 3.3 Приближённо выбираем радиально-упорные подшипники
- 3.4 Проверка передачи на прочность
- 3.5 Расчет на долговечность
- 4. Расчет зубчатой передачи
- 4.1 Принятые материалы
- 4.2 Проектировочный расчет
- 4.3 Проверочный расчет
- 5. Расчет валов редуктора
- 5.1 Расчет внешних сил, действующих в зацеплении
- 5.2 Проверочный расчет валов.
- 5.2.1 Начнем расчет с вала, на котором посажено колесо, т.е. Вала№2
- 5.2.2 Силы, действующие в зацеплении
- 5.2.3 Расчёт на статическую прочность
- 5.2.4 Расчёт на выносливость.
- 5.3.1 Расчет вала №1.
- 5.3.2 Силы, действующие в зацеплении
- 5.3.3 Расчёт на статическую прочность
- 5.3.4 Расчёт на выносливость
- 6. Расчет подшипников редуктора
- 7. Расчет шлицов
- 8. Расчет проушин
- 8.1 Проушина №1
- 8.1.1 Условие среза болта (оси)
- 8.1.2 Условие смятия болта
- 8.1.3 Условие допускаемого удельного давления
- 8.1.4 Условие разрыва проушины
- 8.1.5 Проверочный расчёт (на изгиб)
- 8.2 Проушина№2
- 8.2.1 Условие среза болта (оси)
- 8.2.2 Условие смятия болта
- 8.2.3 Условие допускаемого удельного давления
- 8.2.4 Условие разрыва проушины
- 8.2.5 Проверочный расчёт (на изгиб)
- 9. Выбор способа смазывания механизма
- Заключение
- Литература
Введение
Предкрылки - профилированная подвижная часть крыла, расположенная в носовой его части. При выпуске предкрылков в полете между ними и боковой частью крыла образуется профилированная щель, обеспечивающая более устойчивое обтекание крыла на больших углах атаки.
На центроплане крыла расположены внутренние предкрылки, на отъемной части крыла - средние и внешние.
Предкрылками с закрепленными на них рельсами перемещаются по роликам кареток на переднем лонжероне крыла. Трансмиссия соединяет все подъемники и работает от электромеханизма, который автоматически выключается в крайних положениях предкрылков механизмом концевых выключателей. Кроме того, перемещение системы ограничено упорами в подъемниках.
Предкрылки управляются автоматически или вручную.
1. Описание работы механизма
Механизм управления предкрылками включает в себя электромеханизм, подъемники предкрылков, трансмиссию, каретки предкрылков.
Винтовые шариковые подъемники обеспечивают поступательное движение гайки, связанной с предкрылком.
Подъемники предкрылков включают в себя головку подъемника - редуктор, винтовую пару и узлы крепления к предкрылку и крылу. Конические колеса установлены в корпусе. Шестерня вращается вместе с валом трансмиссии. Колесо соединено с винтом шарнирно-винтовой парой.
Шарики заполняют в гайке две секции, каждая из которых образует отдельную замкнутую цепочку шариков. При вращении винта шарики перемещаются по каналам, образуемым резьбой винта и гайки, а гайка при этом совершает поступательное движение.
На гайке закреплена вильчатая труба с карданным узлом, связанным с предкрылком. Ход гайки ограничен упорами. Серьга крепится на лонжероне крыла.
механизм управление предкрылок подъемник
2. Расчет основных параметров механизма
1) Определяем среднюю скорость винта:
Мощность, подводимая к двигателю:
,
где L - перемещение винта, t - время срабатывания механизма.
м/с.
2) Определяем эффективную мощность на гайке:
3) Определяем вращающие моменты на валах редуктора:
;
3. Расчет параметров и конструирование передачи винт-гайка
В данном курсовом проекте рассматривается шариковинтовой механизм предкрылков.
3.1 Назначение материала пары винт-гайка
Для изготовления винта принимаем следующий материал:
30ХГСА ( (МПа)).
Принимаем материал гайки: 38ХА, ;
3.2 Расчет шариковинтовой передачи на прочность
Основными критериями работоспособности шариковинтовой передачи являются прочность и устойчивость винта и контактная выносливость рабочих поверхностей резьбы.
Поэтому из условия устойчивости определим внутренний диаметр резьбы винта d1. Так как рассчитываемый нами винт будет полый, то для расчета диаметра d1 используем следующую формулу:
, где
;
- коэффициент запаса устойчивости, =2.5…5.
Выбираем=4;
- коэффициент приведения длины винта, =1;
l - длина сжатого участка винта, l=L=0.36 [м];
- модуль упругости, [МПа].
Тогда
.
По таблице стандартных резьб определяем все остальные основные геометрические параметры шариковинтовой передачи:
где -диаметр шарика,
P-шаг резьбы,
-средний диаметр резьбы;
-угол контакта для полукруглого профиля.
Диаметр отверстия в гайке и наружный диаметр резьбы винта находим по формулам:
;
;
где-глубина профиля резьбы у винта и гайки.
Тогда
;
.
Наибольшие контактные напряжения на площадке контакта для соприкасающихся поверхностей шарик-поверхность резьбы ходового винта определим по формуле Герца:
Определим коэффициент зависящий от отношения .
Для этого определим приведенные главные радиусы:
;
;
.
Следовательно, используя график зависимости , определяем что . Определяем допускаемую нагрузку, действующую на шарик по нормали к поверхности контакта:
.
Из условия
,
где -коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между шариками;
определяем число рабочих шариков в гайке:
.
В шарико-винтовых передачах из условия равномерности нагружения
общее число рабочих шариков, находящихся между витками резьбы и в перепускном канале, не должно превышать , для каждой замкнутой цепи.
Поэтому, так как мы получили , то нужно увеличить диаметр шарика и произвести расчет заново.
Увеличив диаметр шарика с до , по таблице определяем все остальные основные геометрические параметры шариковинтовой передачи:
.
Определяем заново диаметр отверстия в гайке и наружный диаметр резьбы винта:
; ;
где. Тогда
;
.
Определим коэффициент , зависящий от отношения .
Для этого определим приведенные главные радиусы:
;
.
.
Следовательно, используя график зависимости , определяем, что .
Определяем допускаемую нагрузку, действующую на шарик по нормали к поверхности контакта:
.
Из условия
,
где ;
определяем число рабочих шариков в гайке:
;
Принимаем .
Так как полученное общее число рабочих шариков удовлетворяет условию равномерности нагружения , то мы можем продолжать расчет шариковинтовой передачи дальше.
Определим минимальное число рабочих витков в гайке:
.
Тогда общее число витков в гайке будет равняться: .
Высоту гайки в шариковинтовой передаче определяем по формуле:
;
.
Наружный диаметр гайки определяем из условия прочности по формуле:
;
[МПа];
.
Принимаем наружный диаметр .
3.3 Приближённо выбираем радиально-упорные подшипники
Подбор подшипников качения производим по динамической грузоподъемности.
Определяем частоту вращения винта:
.
Подшипник подбирают из условия: , где -потребная динамическая грузоподъемность. -располагаемая динамическая грузоподъемность.
Динамическую грузоподъемность определяем по формуле:
,
где
-показатель степени, равный для роликовых подшипников ;
-число миллионов оборотов. Определяется по формуле:
, где
-расчетный ресурс, ч. Для нашего расчета .
-частота вращения, мин-1.
Тогда:
.
-коэффициент, вводимый при необходимости повышения надежности;
-коэффициент, учитывающий качество материала подшипника, смазку и условия эксплуатации.
-эквивалентная нагрузка. Эквивалентную нагрузку для радиально-упорных подшипников определяем по следующей формуле:
,
где
- радиальная и осевая составляющие нагрузки, H; ;
.
-коэффициент вращения.
.
=1-коэффициент безопасности, учитывающий характер нагружения. (Для нагрузки с умеренными толчками).
-температурный коэффициент. Для .
- коэффициенты радиальной и осевой нагрузок. Выбираем по справочнику. Следовательно, для нашего случая
. Тогда,
(Н).
Следовательно,
(кН).
Из каталога, по рассчитанной динамической грузоподъемности , выбираем стандартный радиально-упорный подшипник:
Тип подшипника: 7609 ГОСТ333-71.
(мм), (мм), (мм), (мм), (мм), (мм), (кг), (мм), (мм.)
3.4 Проверка передачи на прочность
Ходовой винт шарико-винтовой резьбы проверяют на прочность при сложном напряженном состоянии с учетом совместного действия нормального и касательных напряжений:
,
где
-площадь поперечного сечения винта по внутреннему диаметру его резьбы;
Полярный момент сопротивления того же сечения:
,
-отношение внутреннего диаметра к внешнему.
Вращающий момент, приложенный к ходовому винту для преодоления осевой нагрузки :
,
где -момент трения в резьбе,
-момент трения в подшипниках винта.
,
,
где -приведенный угол трения-качения.
k=0,012 (мм) - коэффициент трения-качения в шарико-винтовой паре.
(мм) - коэффициент трения-качения в подшипниках винта.
-момент трения ненагруженного подшипника,
-средний диаметр подшипника,
-внутренний и наружный диаметры подшипника.
/
.
Коэффициент полезного действия механизма с шарико-винтовой передачей при ведущем вращательном движении определим по выражению:
;
где -число заходов резьбы.
.
3.5 Расчет на долговечность
Шарико-винтовые передачи в системах управления ЛА обычно работают на высоких скоростях при переменных нагрузках. Передачу рассчитывают по эквивалентной нагрузке и эквивалентной частоте вращения , которые обуславливают такую же усталость, что и все переменные режимы.
Планируемая продолжительность работы L шарико-винтовой передачи в оборотах:
,
где
, где
-долговечность равная 600 [ч];
-частота вращения, ;
-потребная динамическая грузоподъемность.
.
Тогда при
,
.
Должно выполнятся условие: ,
где
- располагаемая динамическая грузоподъемность винтовой передачи.
,
где
- статическая грузоподъемность, которая находится по формуле:
.
Тогда
.
Получаем, что .
4. Расчет зубчатой передачи
Тип передачи - коническая прямозубая внешнего зацепления.
Момент, подводимый к валу шестерни: Т = 37.59 Нм.
Частота вращения шестерни: n1 = 100 мин-1.
Частота вращения колеса: n2 = 180 мин-1.
Срок службы: Lh = 600 ч.
4.1 Принятые материалы
|
Элементы |
Заготовка |
Марка стали |
Термооб- работка |
, МПа |
, МПа |
Тверд. сердцев. |
Тверд. поверхн. |
Базовое Число Циклов |
|
|
Шестерня |
Поковка |
18ХГТ |
Цемент. |
1150 |
950 |
(350) НВ |
(60) HRC |
NHD1=120*106 |
|
|
Колесо |
Поковка |
40Х |
Поверхн. закалка |
750 |
500 |
(270) НВ |
(50) HRC |
NHD2=85*106 |
4.2 Проектировочный расчет
1. Определяем число зубьев шестерни и колеса.
Передаточное число
Принимаем .
Тогда
2. Определяем числа зубьев эквивалентных цилиндрических колес:
3. Определяем числа циклов перемены напряжений шестерни и колеса:
-количество контактов зубьев шестерни и колеса за один оборот;
t-срок службы передачи;
t=600 (ч);
;
.
4. Определяем допускаемые напряжения:
a). контактные:
Допускаемые контактныне напряжения , МПа определим по следующей формуле:
, где
-предел контактной выносливости поверхности зубьев;
SH-коэффициент безопасности;
(для поверхности упрочненных зубьев);
-коэффициент долговечности;
циклов;
циклов;
(при цементации);
(МПа);
(при поверхностной закалке)
;
;
Итак:
(МПа);
(МПа).
Для прямозубых передач за расчетное принимаем наименьшее напряжение из двух допускаемых:
(МПа).
b). изгибные:
Допускаемые напряжения изгиба зубьев , МПа определяем по формуле:
, где
-коэффициент долговечности;
;
-показатель степени кривой выносливости;
-базовое число циклов переменных напряжений;
-число циклов при постоянном режиме нагружения.
Принимаем, что .
-коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности зуба. Для шлифованных и фрезерованных зубьев . -коэффициент, учитывающий упрочнение переходной поверхности зуба. При отсутствии упрочнения . -коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки. При работе зубьев одной стороной можно принять . Итак ;
Коэффициент безопасности при работе зубьев на изгиб:
, где
-коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатого колеса и степень ответственности передачи.
При цементации и поверхностной закалке .
-коэффициент, учитывающий способ получения заготовки колеса.
Для поковки .
Получаем:
.
Значения пределов изгибной выносливости
(МПа) - для цементации;
(МПа) - для поверхностной закалки.
В результате
(МПа);
(МПа).
c). предельные:
Предельные допускаемые контактные напряжения зависят от термической и химико-термической обработки колеса. При цементации и поверхностной закалке
, (МПа);
(МПа).
В качестве максимальной допустимой нагрузки принимаем наименьшую.
(МПа).
Предельные допускаемые напряжения изгиба принимаем
при НВ>350.
(МПа);
(МПа).
5. Расчетная нагрузка.
;
, где
-коэффициенты расчетной нагрузки;
-коэффициенты неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий;
-коэффициенты динамичности нагрузки.
Выбираем степень точности - 7;
м/с;
-коэффициент ширины шестерни относительно её диаметра.
Принимаем .
;
;
6. Средний диаметр шестерни по начальному конусу.
Значения диаметров определим по следующей формуле:
;
Ориентировочно значения для стальных колес при 20-ти градусном зацеплении без смещения принимают при расчете прямозубых конических передач:
; Итак,
(мм);
(мм).
7. Модуль в среднем сечении зуба.
Формула для определения модуля имеет следующий вид:
,
где -соответственно допускаемое напряжение изгиба и коэффициент формы для зубьев шестерни.
Вспомогательный коэффициент найдем из следующего выражения:
;
Для стальных колес в прямозубых передачах принимаем:
; для Z=20.
(мм).
8. Конусное расстояние.
(мм).
9. Внешний окружной модуль.
(мм).
Округляем это значение до ближайшего стандартного по ГОСТ95263-60: (мм).
10. Уточняем и :
(мм);
(мм).
Принимаем, что (мм).
4.3 Проверочный расчет
1. Уточняем коэффициент расчетной нагрузки:
,
где -удельная окружная динамическая сила (динамическая нагрузка на единицу ширины зубчатого венца); -удельная полезная окружная сила в зоне её наибольшей концентрации. Здесь: -коэффициент, учитывающий влияние зубчатой передачи и модификации профиля зубьев при расчетах колес по контактным напряжениям; -коэффициент, учитывающий влияние разности основных шагов зацепления зубьев, шестерни и колеса; -окружная скорость; -межосевое расстояние.
Принимаем параметры значений и на одну степень точности выше, т.е. для 6-й степени: при HB>350 обоих колес пары; (Н/м).
Условно принимаем для конической передачи:
(мм);
(мм);
(м/с);
(Н/мм);
(Н);
(Н/мм);
.
(В предварительных расчетах принималось ).
2. Проверка передачи на контактную выносливость.
;
-расчетное контактное напряжение в полосе зацепления; -коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев; -угол наклона зубьев; ;
; -
коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных колес,
где -приведенный модуль упругости;
-коэффициент Пуассона.
(МПа) 1/3.
-коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий.
Для прямозубых конических передач .
;
(Н/мм).
(Мпа).
3. Проверка передачи на изгибную выносливость.
где -коэффициент формы зуба колес с нагруженными зубчатыми венцами, зависящий от числа зубьев .
;
.
Так как , проверяем зуб колеса.
-, коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев;
- коэффициент, учитывающий наклон зубьев.
,.
,
здесь
-модуль в среднем нормальном сечении зуба.
;
;
;
-Удельная расчетная окружная сила,
(Н/мм).
.
4. Определение максимальных напряжений
;
.
5. Определение геометрических и других размеров шестерни и колеса.
Половины углов при вершинах делительных (начальных) конусов шестерни и колеса находятся:
;
.
Конусное расстояние (мм).
Диаметры вершин зубьев по большому торцу равны:
(мм);
(мм).
Диаметры окружностей впадин по большому торцу находим в виде:
(мм);
(мм).
Углы головок и ножек зубьев шестерни и колеса соответственно равны:
, тогда ;
, отсюда .
Половины углов конусов вершин зубьев (конусность заготовок) шестерни и колеса соответственно равны:
;
. .
5. Расчет валов редуктора
В нашем случае примем диаметры валов и шестерни исходя из конструктивных соображений: мм в одном сечении и мм в другом сечении. мм. принимаем для обоих случаев 0,9
5.1 Расчет внешних сил, действующих в зацеплении
,
,
,
,
где -вращающий момент на колесе; -угол зацепления; -угол начального конуса; -средний диаметр колеса.
5.2 Проверочный расчет валов.
5.2.1 Начнем расчет с вала, на котором посажено колесо, т.е. Вала№2
Рис.1
На валу установлено консольно коническое прямозубое колесо (рис.1).
Составляем расчетную схему. Вал представляем как балку на двух опорах: шарнирно-неподвижной и шарнирно-подвижной. Усилия перенесем статическими нулями в ось вращения вала раздельно для вертикальной и горизонтальной плоскостей. Строим эпюры изгибающих и крутящих моментов.
5.2.2 Силы, действующие в зацеплении
(Н),
(Н),
(Н),
(Н),
а) изгибающий момент в вертикальной плоскости
,
где b = 24,5мм, с = 38,5мм;
б) изгибающий момент в горизонтальной плоскости
;
в) суммарный изгибающий момент
.
Здесь:
(Нмм);
(Нмм);
(Нмм);
(Нмм).
5.2.3 Расчёт на статическую прочность
Эквивалентное напряжение определяется по формуле
,
где , , , , k=2.5.
(Нмм);
(Нм);
(мм3);
МПа;
(мм3);
(МПа);
;
(МПа);
(МПа).
5.2.4 Расчёт на выносливость.
Запас усталостной прочности определяется по формуле:
МПа;
;
МПа;
Определим суммарные коэффициенты, учитывающие влияние всех факторов на сопротивление усталости при изгибе и кручении:
;
;
где e = 0,92, kF = 1, kv = 1,3, ks и kt - э
Эффективные коэффициенты концентрации напряжений
Найдём коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям:
5.3.1 Расчет вала №1.
На валу установлено коническое колесо между опорами (рис.2):
рис.2
5.3.2 Силы, действующие в зацеплении
(Н), (Н),
(Н), (Н).
а) изгибающий момент в вертикальной плоскости
,
где a =140мм, b =30мм, l = 170мм; мм.
б) изгибающий момент в горизонтальной плоскости
;
в) суммарный изгибающий момент
. Тогда
(Нмм);
(Нмм);
(Нмм).
5.3.3 Расчёт на статическую прочность
Эквивалентное напряжение определяется по формуле
,
где , , , , k=2.5.
(Нмм);
(Нм);
(мм3);
МПа;
(мм3);
МПа;
;
МПа;
МПа.
5.3.4 Расчёт на выносливость
Запас усталостной прочности определяется по формуле:
МПа;
;
МПа;
Определим суммарные коэффициенты, учитывающие влияние всех факторов на сопротивление усталости при изгибе и кручении:
; ;
где e =0,73, kF = 1, kv = 1,7, ks и kt - эффективные коэффициенты концентрации напряжений с учетом двух различных типов концентраторов:
Найдём коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям:
.
6. Расчет подшипников редуктора
Расчет подшипников осуществляется по динамической грузоподъемности.
Подшипник подбираем по условию: ,
где -расчетное значение динамической грузоподъемности, Н;
-динамическая грузоподъемность подшипника, взятая из каталога.
Динамическую грузоподъемность определяем по формуле:
Здесь -число миллионов оборотов,
ч. - расчетный ресурс,
p-показатель степени, равный для шарикоподшипников 3, для роликоподшипников ,
n-частота вращения,
.
-коэффициент, вводимый при необходимости повышения надежности;
-коэффициент, учитывающий качество материала подшипника, смазку и условия эксплуатации.
-эквивалентная нагрузка.
Эквивалентную нагрузку для радиально-упорных подшипников определяем по следующей формуле:
,
где - радиальная и осевая составляющие нагрузки, -коэффициент вращения. при вращении внутреннего колеса. =1-коэффициент безопасности, учитывающий характер нагружения. (Для нагрузки с умеренными толчками). =1-температурный коэффициент. - коэффициенты радиальной и осевой нагрузок. Выбираем по справочнику. Следовательно, для нашего случая . (Н)
Для определения нагрузок, действующих на опоры, вал на подшипниках, установленных по одному в опоре, заменяют балкой с одной шарнирно-подвижной и одной шарнирно-неподвижной опорой.
На валу установлено прямозубое коническое колесо (рис.3).
рис.3
Силы, действующие в зацеплении: (Н), (Н), (Н).
Геометрические размеры:
(мм), (мм), (мм), (мм).
Тогда, (Нм),
,
(Н).
,
(Н).
1. Рассчитаем эквивалентную нагрузку для опоры А:
,
где - радиальная нагрузка,
(кН).
Следовательно,
(кН).
Из каталога, по рассчитанной динамической грузоподъемности , выбираем стандартный радиально-упорный подшипник:
Тип подшипника: 7609 ГОСТ333-71.
(мм), (мм), (мм), (мм), (мм), (мм), (кг), (мм), (мм.)
2. Рассчитаем эквивалентную нагрузку для опоры B:
,
где - радиальная нагрузка,
(кН).
Следовательно,
(кН).
Из каталога, по рассчитанной динамической грузоподъемности , выбираем стандартный радиально-упорный подшипник:
Тип подшипника: 7609 ГОСТ333-71.
(мм), (мм), (мм), (мм), (мм), (мм), (кг), (мм), (мм.)
7. Расчет шлицов
Шлицевые соединения - это многошпоночные соединения со шпонками, выполненными заодно с валом или ступицей.
В данном механизме используются прямобочные зубчатые (шлицевые) соединения. Размеры зубьев аналогично шпонкам выбирают по таблицам в зависимости от диаметра вала. Боковые поверхности зубьев испытывают напряжения смятия, а в основании - среза и изгиба. Для зубьев стандартного профиля решающее значение имеют напряжения смятия.
Расчет шлицов на смятие:
,
где - усилие на один зуб, Н;
- площадь смятия, мм;
- вращающий момент, ;
- число зубьев;
- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения усилий между зубьями;
Для прямобочных зубьев:
-средний диаметр зубьев с прямоточным профилем;
-высота поверхности контакта зубьев;
-фаска.
Рис.4.
Из условия ограничения износа зубьев должно выполняться условие
,
где - действительные напряжения смятия на рабочих поверхностях зубьев, определенные при расчетах на смятие; - средние условные допускаемые напряжения износа при расчете неподвижных зубчатых соединений, МПа; - коэффициент, учитывающий число циклов нагружений зубьев соединений, то есть суммарное число оборотов соединения за время эксплуатации.
В соответствии с ГОСТ 21425-75 коэффициент , отражающий неравномерность распределения нагрузки по зубьям, в самом выражении для вычисления усилия не учитывают, то есть принимают , а учет неравномерности распределения нагрузки по зубьям производят введением соответствующего коэффициента в выражение для определения допускаемых напряжений.
Из приведенных выше формул определяют рабочую длину соединения, мм:
.
Допускаемые напряжения для расчета зубчатых соединений на смятие - , где - допускаемый запас прочности для закаленных рабочих поверхностей.
А) Для Вала, на котором расположена шестерня, зададимся материалом 18ХГТ (МПа), то получим следующее значение допускаемых напряжений:
(МПа).
Допускаемые условные средние напряжения износа (при ) - МПа. Рассчитываем шлиц:
Наружный диаметр вала равен 45 (мм);
Внутренний диаметр вала равен (мм;)
Внутренний диаметр вала равен наружному диаметру шлицевого соединения.
Параметры стандартного соединения в мм:
Условное обозначение:
.
Расчет на смятие:
(мм);
(мм);
(мм).
Конструктивно принимаем (мм).
Б) Для Вала, на котором расположено колесо, зададимся материалом 40Х (МПа), то получим следующее значение допускаемых напряжений:
(МПа).
Допускаемые условные средние напряжения износа (при ) - МПа.
Рассчитываем шлиц:
Наружный диаметр вала равен 45 (мм);
Внутренний диаметр вала равен (мм;)
Внутренний диаметр вала равен наружному диаметру шлицевого соединения.
Параметры стандартного соединения в мм:
Условное обозначение:
.
Расчет на смятие:
(мм);
(мм);
(мм).
Конструктивно принимаем (мм).
8. Расчет проушин
рис.5.
8.1 Проушина №1
Примем материал для проушины и оси: 30ХГСА (МПа).
Коэффициент заполнения оси материалом: кН (см. рис.3).
8.1.1 Условие среза болта (оси)
,
где МПа;
м.
Принимаем м.
8.1.2 Условие смятия болта
МПа;
м.
Принимаем В =5мм.
8.1.3 Условие допускаемого удельного давления
МПа;
мм.
Принимаем l =36мм.
8.1.4 Условие разрыва проушины
МПа.
м.
Принимаемм.
8.1.5 Проверочный расчёт (на изгиб)
Нм;
м3;
МПа.
8.2 Проушина№2
Примем материал для проушины и оси: 30ХГС (МПа).
Коэффициент заполнения оси материалом: кН (см. рис 4).
8.2.1 Условие среза болта (оси)
,
где МПа;
м.
Принимаем м.
8.2.2 Условие смятия болта
МПа;
м.
Принимаем В =5мм.
8.2.3 Условие допускаемого удельного давления
МПа;
мм.
Принимаем l =26мм.
8.2.4 Условие разрыва проушины
МПа.
мм.
Принимаем D1 =20мм.
8.2.5 Проверочный расчёт (на изгиб)
Нм;
мм;
МПа.
9. Выбор способа смазывания механизма
1. Способ смазывания.
В редукторе применим непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным методом (окунанием). Этот способ применим для зубчатых передач при окружных скоростях до 12,5 м/с. Передача винт-гайка смазывается солидолом.
2. Выбор сорта масла.
Выберем жидкое минеральное масло авиационной марки МС-14 ГОСТ 1013-72.
Заключение
В ходе выполнения курсового проекта был сконструирован механизм управления предкрылком: определены основные его параметры, рассчитан редуктор и передача винт-гайка качения. Были приобретены навыки пользования справочной технической литературой для расчета и подбора стандартных деталей, полностью разработана конструкция механизма с учетом требований технологичности и собираемости, выбрана система смазки.
Литература
1. А.Е. Шейнблит. Курсовое проектирование деталей машин. Москва, “Высшая школа”, 1991.
2. В.И. Анурьев. Справочник конструктора-машиностроителя. Москва, “Машиностроение”, 1982.
3. В.И. Назин. Проектирование механизмов роботов. Харьков, “ХАИ”, 1998.
4. В.И. Назин. Инженерные расчеты подшипников и валов. Харьков, “ХАИ”, 1998.
5. М.Н. Шульженко. Конструкция самолетов. Москва, "Машиностроение", 1971.
6. Д.Н. Решетов. Детали машин. Москва, "Машиностроение", 1989.
Размещено на Allbest.ru
Подобные документы
Выбор прототипа самолета по его характеристикам, являющимися исходными данными к проекту. Назначение эксплуатационной перегрузки и коэффициента безопасности. Определение нагрузок, действующих на крыло и выбор типа конструктивно-силовой схемы крыла.
методичка [500,7 K], добавлен 29.01.2010Расчет основных элементов продольного, поперечного набора крыла самолета, элеронов, качалки, узлов крепления, обеспечение их прочности и устойчивости. Точность размеров, силовое взаимодействие с элементами конструкции, жесткие требования к стыковым узлам.
курсовая работа [2,5 M], добавлен 13.05.2012Получение путем расчета аэродинамических характеристик самолета Ту-214 в диапазоне изменения высот и чисел Маха полета. Вычисление геометрических характеристик самолета. Подбор аэродинамического профиля крыла и оперения. Полетная докритическая поляра.
курсовая работа [1,5 M], добавлен 15.02.2014Технология производства лонжерона крыла самолета РСМ-25 "Robust" из композиционных материалов с подкосом. Определение нагрузок, действующих на крыло, обеспечение прочности и устойчивости конструкции; силовое взаимодействие, требования к стыковым узлам.
дипломная работа [7,7 M], добавлен 16.03.2012Постановка задач проекта. Синтез кинематической схемы механизма. Синтез рычажного механизма. Синтез кулачкового механизма. Синтез зубчатого механизма. Кинематический анализ механизма. Динамический анализ механизма. Оптимизация параметров механизма.
курсовая работа [142,8 K], добавлен 01.09.2010Расчёт аэродинамических характеристик самолёта. Границы допустимых скоростей. Расчет нагрузок на крыло. Значения параметров расчетного сечения крыла, спроектированного по статическим нагрузкам. Зависимость веса самолета от времени в типовом полете.
дипломная работа [2,3 M], добавлен 15.03.2013Тактико-технические характеристики самолета Bf 109 G-2. Полетные случаи нагружения крыла при маневре. Построение эпюр внутренних силовых факторов по размаху крыла. Выбор конструктивно-силовой схемы. Подбор сечений элементов продольного набора крыла.
курсовая работа [764,1 K], добавлен 13.04.2012Порядок и основные этапы разработки системы управления механизмом передвижения тележки мостового крюкового крана (мехатронного объекта) с заданными характеристиками. Расчет основных параметров механизма и выбор элементов тиристорного преобразователя.
курсовая работа [3,9 M], добавлен 09.10.2008Техническое описание самолета. Обоснование проектных параметров. Расчет взлетной массы. Компоновка и расчет геометрических параметров основных частей самолета. Коэффициент максимальной подъемной силы. Определение летно-эксплуатационных характеристик.
курсовая работа [891,2 K], добавлен 27.06.2011Определение передаточного числа механизма и требуемой мощности электродвигателя, подбор редуктора. Расчет стопорного двухколодочного и спускного дискового тормозов. Выбор и расчет параметров резьбы. Проверка условия отсутствия самоторможения механизма.
курсовая работа [1,1 M], добавлен 07.09.2012
