Привод механизма поворота рулей летательных аппаратов (управление вектором скорости)

Министерство образования и науки Украины

Национальный аэрокосмический университет им Н.Е. Жуковского

Пояснительная записка к курсовому проекту

по конструкции машин и механизмов.

«Привод механизма поворота рулей ЛА (управление вектором скорости ЛА)»

2004

Реферат

Данный проект является первой конструкторской работой. Работа является завершающим этапом в цикле базовых общетехнических дисциплин.

Основными задачами являются:

1. расширить и углубить знания, полученные при изучении предшествующих курсов;

2. усвоить принцип расчета и конструирования типовых деталей и узлов;

3. ознакомиться с ГОСТами и т. п.

Разработан привод механизма поворота рулей ЛА, рассчитаны червячная цилиндрическая передача и винтовая передача редуктора, проведены проверочные расчеты шлицевых и болтовых соединений, рассчитаны подшипники по условию долговечности, валы на выносливость.

В ходе расчетов были разработаны следующие чертежи: сборочный чертеж червячно-винтового редуктора и его основных узлов.

Редукторами называются механизмы, состоящие из передач зацеплением с постоянным передаточным отношением, заключенные в отдельный корпус и предназначенные для понижения угловой скорости выходного вала по сравнению с входным. Редуктор — неотъемлемая составная часть современного оборудования.

В приводах общемашиностроительного назначения, разрабатываемых при курсовом проектировании, редуктор является основным и наиболее трудоемким узлом.

1. Определение основных параметров сборочного узла

1.1 Определение мощности двигателя и элементов исполнительного органа[1].

— КПД редуктора, находится по формуле:

где.

КПД муфты; КПД подшипников; КПД червячной передач; КПД винтовой передачи; КПД перемешивания масла;

Определим мощность электродвигателя по формуле По ГОСТ 19 548–81 принимаем асинхронный электродвигатель УЛ 082 мощностью 0.4 кВт, n_ДВ=4850 об/мин.

1.2 Определение общего передаточного отношения редуктора

Определяем передаточное отношение редуктора по следующей формуле:

где Таким образом :

Принимаем значение передаточного отношения.

2. Расчет основных параметров червячной передачи

Для определения основных параметров червячной зубчатой передачи необходимо вычислить крутящий момент на тихоходном валу по формуле:

, где Р — мощность двигателя; - частота вращения двигателя;

Расчетная величина крутящего момент на быстроходном валу:

Максимальный момент на валу Расчетный момент определяем как гдекоэффициент долговечности;

— коэффициент нагрузки;

2.1 Определение основных параметров червячной передачи

2.1.1 Подбор материала для червячной пары

Ожидаемая скорость скольжения по формуле:

По [1, табл.7.1.] выбираем материал группы Iа:

— для венца червячного колеса: БрО10Ф1 ГОСТ 613–65.

Характеристики материала: ;

— для червяка: Ст. 40Х ГОСТ 4543–81(термообработка — закалка в ТВЧ.; заготовка — поковка).

Характеристики материала:

2.1.2 Определяем допускаемые напряжения

По известной скорости скольжения определяем коэффициент, учитывающий износ [1, рис. 7.1.].

По [1, табл.7.3.] определим допускаемое контактное напряжение.

;

Допускаемое изгибное напряжение Максимальное допускаемое контактное напряжение Максимальное допускаемое изгибное напряжение.

2.1.3 Проектировочный расчет основных параметров

Выбираем двухзаходную червячную передачу, тогда количество зубьев червяка.

Коэффициент диаметра червяка q, принимаем q=12,5 из стандартного ряда.

Определяем межосевое расстояние a_W:

Принимаем межосевое расстояние a_W=63мм.

Считаем модуль зацепления m:

Принимаем модуль.

Определяем необходимый коэффициент смещения Х:

2.1.4 Геометрический расчет червячной передачи

Определяем делительный диаметр червяка:

Диаметр вершин:

диаметр впадин витков:

Делительный угол подъема Угол подъема витка на начальном диаметре Делительный диаметр червячного колеса:

диаметр вершин зубьев:

Наибольший диаметр колеса:

диаметр впадин:

Радиус закругления колеса:

принимаем.

Ширена венца червячного колеса принимаем.

2.1.5 Определение составляющих сил в зацеплении

Определим окружную силу:

осевая сила на червяке:

окружная сила на червяке:

осевая сила на червячном колесе:

Радиальная сила:

2.2 Проверочный расчет червячной передачи на контактную прочность

Уточняем окружную скорость Уточненные коэффициенты.

Действующие контактные напряжения:

Коэффициент формы зуба для Z₂=50 .

Действующие напряжения изгиба:

Действующие пиковые изгибные напряжения:

Действующие контактные пиковые напряжения:

3. Расчет основных параметров винтовой передачи

3.1 Расчет винта

1. Назначаем материал для винта: сталь 45 улучшенная.

Характеристики:, ,. Трапециидальная резьба ГОСТ 9484–73.

2. Определяем основное допускаемое напряжение:

.

3. Найдем диаметр винта по критериям, определяющим работоспособность, передачи винт-гайка, из следующих условий:

а) прочность на сжатие с учетом устойчивости:

где — внутренний диаметр резьбы винта;

— коэффициент, учитывающий скручивание тела винта моментом в опасном сечении =1.1…1.2;

— коэффициент уменьшения основного допускаемого напряжения с предварительно задаваемой гибкостью, т. е. ;

— отношение внутреннего диаметра к внешнему полого сечения винта;

б) допускаемой гибкости:

где — коэффициент приведенной длины винта: =0.7;

— коэффициент полноты сечения: при ;

— допускаемая гибкость (для грузовых винтов =100);

— свободная длина винта: .

в) износостойкости рабочих поверхностей витков резьбы (ограничение удельного давления):

где — средний диаметр резьбы винта;

— коэффициент высоты гайки (для ходовых винтов принимают конструктивно 1.2−2.5);

— высота гайки;

— коэффициент высоты резьбы: для трапециевидной резьбы ;

— высота профиля резьбы;

— шаг резьбы;

— допускаемое удельное давление, зависит от материалов трущейся пары, для стали по оловянной бронзе.

4. Определяем наружный диаметр винта d [1]:

По наибольшему диаметру находим остальные геометрические характеристики винта и гайки в соответствии с ГОСТом 9484−73 [1]:

— внутренний диаметр винта:

— средний диаметр винта и гайки:

— внутренний диаметр гайки:

— наружный диаметр гайки:

5. Выполняем проверочный расчет:

а) найдем соотношение между и, которое для самотормозящейся резьбы должно быть таким: :

.

где n — количество заходов резьбы (принимаем n =2);

P — шаг резьбы.

Материал гайки бронза. [1] Смазка скудная. Скорость >1м/скоэффициент трения.

.

Для обеспечения наибольшего КПД механизма должно выполняться условие.

Условие самоторможения выполняется.

б) проверим винт на прочность в опасном сечении:

Тогда ,.

Где — крутящий момент в опасном сечении.

3.2 Расчет гайки

Гайка — БрА9Мц2Л (ГОСТ 493−79) HB=80.

Тело гайки подвергается кручению и сжатию. Наружный диаметр тела гайки определяется из условия прочности где kкоэффициент учитывающий скручиваемость тела гайки, k=1.3.

— допускаемое напряжение сжатия или растяжения толщина стенки гайки по условию прочности оказалась малой, наружный диаметр назначается конструктивно Наружный диаметр принимаем.

Длину гайки находим из расчета.

Тогда находим число витков гайки Принимаем количество витков z=5 и длину гайки.

3.3 Проверка на срез в опасном сечении

Проводим проверку витков резьбы на прочность, так как материал гайки обладает более низкими механическими свойствами, чем материл винта. Виток резьбы гайки разворачиваем по наружному диаметру (D) и представим в виде консольной балки, несущей равномерно распределенную нагрузку, которую заменяем сосредоточенной силой F/z. Наибольшее напряжение среза и изгиба возникают в коренном сечении с длинной и высотой гайки. Исходя из условия прочности витка на срез а) Проверка на срез где Н₀ — ширена витка в коренном сечении ().

б) Проверяем на смятие где Н₁ — высота витка в среднем сечении ().

в) Проверка на изгиб.

().

Все три условия выполняются.

4. Проверка по критерию «теплостойкость»

1. Определение количества тепла, образующегося вследствие потерь мощности.

.

где =33% - КПД передачи;

N₁ — мощность на ведущем вал:

.

Отсюда по формуле (1.47):

.

5. Проверочный расчет болтового соединения

рис. Эскиз болта.

1) Исходя из конструктивных соображений выбираем:

резьба: ;

болт: ;

Для болта выбираем материал ВЧ14 —, соединяемые детали изготовлены из стали45 — .

Определяем гибкость болта и детали по следующим зависимостям:

.

где — длина болта.

;

где, площадь поперечного сечения эквивалентного цилиндра с наружным диаметром.

и внутренним.

.

;

Определяем ряд вспомогательных коэффициентов:

коэффициент основной нагрузки ;

;

коэффициент запаса усталостной прочности ;; (резьба болта со срезом впадин по прямой).

амплитудное напряжение в болте;

;

;

;

.

Прочность болтового соединения обеспечена.

6. Расчет подшипников на долговечность

двигатель червячный редуктор шлицевый Исходя из конструкции механизма, подбираем:

1) шариковый радиально-упорный однорядный подшипник 204 ГОСТ 8338–75:

Необходимо обеспечить долговечность, при условие что V=.

1. Выбираем коэффициенты X и Y. Отношение этому соответствует. Поскольку, то X=1, Y=0.

2. Определяем эквивалентную нагрузку.

3., следовательно, потребная динамическая грузоподъемность Это несколько меньше каталожной динамической грузоподъемности С=12 700 Н, поэтому оставляем выбранный подшипник.

7. Расчет валов

Основными условиями, которым должна отвечать конструкция вала являются достаточная прочность, обеспечивающая нормальную работу зацеплений и подшипников; технологичность конструкции и экономию материала. В качестве материала для валов используют углеродистые и легированные стали.

Расчет вала выполняется в четыре в четыре этапа:

· Ориентировочный расчет на кручение;

· Расчет на сложное сопротивление (кручение, изгиб);

7.1 Ориентировочный расчет на кручение

Определяем диаметр вала по формуле:

где.

Диаметр вала: ;

Принимаем, т.к. выходной вал двигателя 20 мм.

7.2 Расчет на сложное сопротивление

Для расчета вала на сложное сопротивление необходимо составить его расчетную схему:

o определить величину и направление действующих на вал сил окружной F_t, радиальная F_r, осевая F_a. А также точки их приложения. Поскольку на валы не действуют осевые силы то F_a =0.

Приведем расчет быстроходного вала:

Длины расчетных участков находятся после предварительного проектирования.

Реакции опор для входного вала:

a = 87 мм.

b = 55 мм.

c =55 мм Эпюры моментов для входного вала:

Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости Максимальный изгибающий момент действует в сечении III — М =15.7 Нм.

Изгибающие моменты в вертикальной плоскости.

Максимальный изгибающий момент действует в сечении II — М =2.3 Нм.

Крутящий момент М = Т = 8.273 Нм.

Приведенный момент.

Максимальный приведенный момент.

Наиболее опасным является третье сечение.

8. Компоновка т разработка чертежа редуктора

Размеры валов и подшипников в значительной мере определяются компоновочными размерами винтовой и червячных передач, взаимным расположением агрегатов привода, заданными габаритными размерами привода.

Поэтому после расчета передач и установленных размеров их основных деталей приступают к составлению компоновочных чертежей узлов, агрегатов и всего привода.

Компоновка привода определяется его назначением, предъявленными к нему требованиями, зависит от компоновки отдельных агрегатов.

Заключение

В данном курсовом проекте в соответствии с полученным заданием спроектирован механизм привода механизма поворота рулей ЛА.

В результате проектировочных расчетов получены конкретные параметры деталей механизма, участвующих в передаче движения, таких как: ЧЗП, двигатель, подшипники.

Детали корпуса изделия, крепления и другие элементы разработаны конструктивно. Произведен подбор стандартных деталей крепежа.

Список используемой литературы

1. Анурьев В. И. «Справочник конструктора-машиностроителя"(3 тома). М., 1980.

2. Иванов М. Н. Детали машин. Учебн.М.: Высшая школа, 1984, 336с.

3. Полетучий А. И. «Волновые зубчатые передачи».(Учебное пособие) — Харьков: ХАИ, 1979. — 107 с.

4.Алферов В. В. «Визначення геометрычных параметрiв та якiсних показникiв змiщення евольвентного зачеплення», ХАI, 1999р.

5.Бейзедьман Р. Д., Цыпкин Б. В., Перель Л. Я. «Подшипники качения"(справочник), М. «Машиностроение», 1975, 574с.

6.Киркач Н. Ф., Баласанян Р. А. Расчет и проектирование деталей машин, Х.: Основа, 1991, 276с.