Механизм управления передними крыльями ТУ-144

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.

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:

гдедиаметр шарика,

P-шаг резьбы,

— средний диаметр резьбы;

— угол контакта для полукруглого профиля.

Диаметр отверстия в гайке и наружный диаметр резьбы винта находим по формулам:

;

;

гдеглубина 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

гдекоэффициент, 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 ГОСТ 333–71.

(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 :

гдемомент трения в резьбе,

— момент трения в подшипниках винта.

гдеприведенный 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:

;

гдечисло 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

4.2Проектировочный 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:

гдесоответственно 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 ГОСТ 95 263–60:

(мм).

10. Уточняем и :

(мм);

(мм).

Принимаем, что (мм).

4.3 Проверочный расчет

1.Уточняем коэффициент расчетной нагрузки:

гдеудельная 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, гдеприведенный 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.

гдекоэффициент 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

5.1Расчет внешних сил, действующих в зацеплении

гдевращающий 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 = 24,5 мм, с = 38,5 мм;

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 = 0,92, kF = 1, kv = 1,3, k и k — 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 = 170 мм; 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 =0,73, kF = 1, kv = 1,7, k и — 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:

гдерасчетное значение динамической грузоподъемности, Н;

— динамическая грузоподъемность подшипника, взятая из каталога.

Динамическую грузоподъемность определяем по формуле:

Здесьчисло 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 ГОСТ 333–71.

(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 ГОСТ 333–71.

(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:

предкрылок самолет управление редуктор

— 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.

Заключение

В данной работе выполнен расчет механизма управления передними крыльями самолета ТУ — 144. Установлено, что винт рассчитывается по трем условиям: условие износостойкости, условие прочности на растяжение (сжатие), условие устойчивости стержня винта. Более жестким оказалось условие износостойкости. Это означает, что основным видом разрушений в передачах винтгайка с трением скольжения является износ резьбы. Поэтому, чтобы увеличить время эксплуатации передачи или уменьшить ее массу и габариты, необходимо увеличивать значение допустимого давления, зависящее от рационального выбора материала винтовой пары и от условий ее эксплуатации.

При расчете механизма редуктора, выполнен расчет зубьев зубчатого колеса на контактную выносливость и выносливость при изгибе. Более жестким оказалось условие прочности при изгибе, так как основным видом разрушений элементов зубчатого редуктора является разрушение от действия изгибающих сил.

Выполнен проектировочный и проверочный расчет вала редуктора механизма и подобраны опорные подшипники по динамической грузоподъемности, а также выполнен расчет шлицевых соединений на смятие.

Поэтому, чтобы увеличить время эксплуатации редуктора, необходимо правильно подойти к выбору материалов для изготовления зубчатых колес, а также рационально определить тип передачи и некоторые геометрические параметры для данного редуктора.