Подъемник стабилизатора самолета ТУ-154

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

• 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=40 000 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

гдекоэффициент 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: =42 800, d=65,=104 000,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:

гдеопорная 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 (n_г=37.5 мин^-1), то: n₄=n_г=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; S_H=1,2 — коэффициент запаса контактной прочности (зависит от материала и от назначения детали); Z_R=0,96 — коэффициент, учитывающий влияние исходной шероховатости сопряженных поверхностей зубьев. Z_N — коэффициент долговечности при расчете на контактную выносливость зубьев, зависит от отношения, где =30HB^2,4=147 477 357 — базовое число циклов напряжений, примем =1210⁷; N_K — расчетное число циклов напряжений, определяется отдельно для шестерни и для зубчатого колеса:

N_K1=60С₁n₁L_h;

;

где С₁=С₂=1 — число нагружений зуба шестерни и колеса за один оборот; n₁ — частота вращения шестерни; L_h=500 час. — ресурс передачи; U₁₂ — передаточное число.

N_K1=601 225 500=6750000;

=3 375 000;

N_K3=601 112,5500=3 375 000;

=1 125 000.

Так как все значения N_К меньше, примем следующую расчетную формулу:

.

Найдем все значения Z_N:

=1,62;

=1,81;

=1,81;

=2,18.

Так как значения Z_N ограничиваются максимальным числом (Z_{N 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; S_F=1,55 — коэффициент запаса прочности при изгибе для данного материала; Z_R=1,05 — коэффициент шероховатости, в зависимости от окончательной механической обработки и термического упрочнения зубьев. Y_N — коэффициент долговечности при расчете на изгибную выносливость зубьев, зависит от отношения, где — базовое число циклов напряжений, =410⁶:

где q_F=6 — показатель степени кривой изгибной усталости.

=0,92;

=1,03;

=1,03;

=1,24.

Так как значения Y_N ограничиваются минимальным числом (Y_{N min}=1), то окончательно:; ;; .

Определим все значения :

=548,71 (МПа);

=564,47 (МПа);

=564,47 (МПа);

=677,89 (МПа).

По графикам из пособия определим коэффициенты K_H и K_F в зависимости от отношения диаметра зубчатого колеса к его толщине (_bd=0,5):

I ступень: K_H=1,12; K_F=1,2;

II ступень: K_H=1,07; K_F=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 — К_d=770.

=30.66 (мм);

=33.80 (мм);

б) изгибной выносливости

; где для =0 — К_m=14.

=39.7 (мм);

=42.77 (мм);

Условие изгибной выносливости более строго для 2 ступеней, определим диаметры начальных окружностей исходя из него: d_W1=39.7 мм; d_W3=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

=0,3 744;

=2648'50''=26,817;

=0,3 580;

=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= (a_w12-а₁₂) /m₁₂= (57,12−56,25) /1,5=0,581;

y₃₄= (a_w34-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

d_b1=d₁cos_t=37,5cos25=33,99 (мм); d_b2=d₂cos_t=66cos25=67,97 (мм);

d_b3=d₃cos_t=48cos25=43,5 (мм); d_b4=d₄cos_t=144cos25=130,51 (мм);

— начальные диаметры

d_W1=d_b1/cos_tw12=33,99/cos26,817=38,08 (мм);

d_W2=d_b2/cos_tw12=67,97/cos26,817=76,16 (мм);

d_W3=d_b3/cos_tw34=43,5/cos26,433=48,58 (мм);

d_W4=d_b4/cos_tw34=144/cos26,433=145,75 (мм);

— диаметры вершин зубьев:

d_a1=d₁+2 (h_a^*+X₁-y₁₂) m₁₂;

где h_a^*=1 — коэффициент высоты головки;

d_a1=37,5+2 (1+0,3−0,018) 1,5=41,35 (мм);

d_a2=75+2 (1+0,3−0,018) 1,5=78,85 (мм);

d_a3=48+2 (1+0,3−0,018) 2=53,13 (мм);

d_a4=144+2 (1+0,3−0,018) 2=149,13 (мм);

— диаметры впадин зубьев:

d_f1=d₁-2 (h_a^*+С^*-X₁) m₁₂;

где С^*=0, 20 328 — коэффициент радиального зазора;

d_f1=37,5−2 (1+0, 20 328−0,3) 1,5=34,79 (мм);

d_f2=75−2 (1+0, 20 328−0,3) 1,5=72,29 (мм);

d_f3=48−2 (1+0, 20 328−0,3) 2=44,39 (мм);

d_f4=144−2 (1+0, 20 328−0,3) 2=140,39 (мм);

— ширину зубчатого венца шестерней и колес соответствующих ступеней

b_W12=_bdd₁=0,537,518 (мм);

b_W34=_bdd₃=0,548=24 (мм).

Найдем угол профиля в точке на окружности вершин:

_а1=arccos (d_b1/d_a1) =arccos (33,99/41,35) =34,72;

_а2=arccos (d_b2/d_a2) =arccos (67,97/78,85) =30,45;

_а3=arccos (d_b3/d_a3) =arccos (43,5/53,13) =35,03;

_а4=arccos (d_b4/d_a4) =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:

K_H=K_HVK_HK_H;

K_F=K_FVK_FK_F,

где K_HV и K_FV — коэффициенты, учитывающие внутреннюю динамическую нагрузку; К_Н, K_F — коэффициенты, учитывающие неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий; K_H, K_F — коэффициенты, учитывающие распределение нагрузок между зубьями.

Найдем резонансную частоту вращения шестернией, мин^-1:

=30 695,3 мин^-1;

=23 698,3 мин^-1

=0,007;

=0,005;

зона работы всей передачи — дорезонансная. Тогда:

;

где W_HV и W_FV — удельные окружные динамические силы; F_tH и F_tF — 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 K_HV и K_FV:

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 К_Н определяют по формуле:

К_Н=1+ (-1) К_HW,

где — коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактной линии в начальный период работы передачи, К_HW — 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;

К_Н12=1+ (1,183−1) 0,868=1.159;

К_Н34=1+ (1,165−1) 0,867=1.143.

Коэффициент К_F определяют по формуле

К_F=, где

.

I ступень

=1.165;

=0,8825;

К_F12=1,165^0,8825=1.16.

II ступень

=1.165;

=0,884;

К_F=1.165^0,884=1,145.

K_H12=1,0051,1591=1.165;

K_F12=1,0061,161=1.167;

K_H34=1,0031,1431=1.147;

K_F34=1,0041,1451=1.149.

Найдем коэффициенты Z_V, Z_X, Y, Y_X:

Z_V12=0,925V₁₂^0,05 — коэффициент, учитывающий окружную скорость;

Z_X1=Z_X2=Z_X3=Z_X4=1 — коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса (для d<700 мм равен 1);

Y₁₂=1,082−0,172lgm₁₂; - коэффициент чувствительности к концентрации напряжений;

Y_X1=Y_X2=Y_X3=Y_X4=1 — коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса (для d<400 мм равен 1).

I ступень

Z_V12=0,9250,4486^0,05=0,889;

Z_X1=Z_X2=1;

Y₁₂=1,082−0,172lg1,5=1,052;

Y_X1=Y_X2=1;

II ступень

Z_V34=0,9250,2862^0,05=0,869;

Z_X3=Z_X4=1;

Y₃₄=1,082−0,172lg2=1,03;

Y_X3=Y_X4=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 Z_E=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 К_m для определения d_w3:

К_m=10=10=12.614.

Пересчитаем заново все геометрические параметры II ступени, результаты занесем в таблицу 2.

Для проверки зубьев на контактную и изгибную прочность при действии максимальной нагрузки необходимо, чтобы выполнялись условия:

;

где Т_1max=2T₁=256.79=113.58 (Нм) [Т_3max=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=_FstY_gstY_dst — предельное напряжение при изгибе зубьев максимальной нагрузкой.

_Fst=2000 МПа — базовое значение напряжения зубьев при изгибе максимальной нагрузкой;

Y_gst=1,05 — коэффициент, учитывающий влияние шлифования переходной поверхности зуба;

Y_dst=1 — коэффициент, учитывающий влияние деформационного упрочнения переходной поверхности зуба.

Найдем _Fst:

_Fst=20 001,051=2100 (МПа).

=Y_ZS_Y — коэффициент запаса прочности.

Y_Z=0,8 — коэффициент, учитывающий способ получения заготовки колеса;

S_Y=1,75 — коэффициент, учитывающий вероятность неразрушения.

Найдем: =0,81,75=1,4.

Y_X=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 — d_в и d_н. Отношение диаметров имеет вид: =d_в/d_н=0,7. Расстояние между опорами (радиальными подшипниками) L30 мм. Так как радиальная сила F_r1 приложена в центре вала, то реакции в опорах равны между собой и определяются из выражения:

R=F_r1/2=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 F_r1 приложена в центре вала, то реакции в опорах равны между собой и определяются из выражения:

R=F_r1/2=1507.8/2=753.9 (H).

Определим максимальный момент при изгибе:

М_и=RL/2=753.93 010^-3/2=11.31 (Нм).

Реакции от действия F_t1 определяют аналогично:

R=F_t1/2=2982.7/2=1491.35 (H).

Максимальный момент при кручении:

М_кр=RL/2=1491.353 010^-3/2=22.37 (Нм);

Рис.8

Определим суммарный изгибающий момент:

М_и===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: d_в=d_н=0,720=14 (мм).

Подберем опорные подшипники. Для этого определим число миллионов оборотов подшипника L:

;

L_h=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 № 1 000 904:

Внутренний диаметр — d_п=20 мм;

Внешний диаметр — D_п=37 мм;

Ширина — В_п=9 мм;

Диаметр шариков — D_W=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:

;

L_h=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 — d_п=15 мм;

Внешний диаметр — D_п=35 мм;

Ширина — В_п=11 мм;

Диаметр шариков — D_W=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 № 1 000 802:

Внутренний диаметр — d_п=15 мм;

Внешний диаметр — D_п=24 мм;

Ширина — В_п=5 мм;

Диаметр шариков — D_W=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;

F_r212,5-F_r337,5+R_A50=0;

R_A= (-F_r212,5+F_r337,5) /50= (-1477.712,5+303 737,5) /50=1908.325 (Н);

М (А) =0;

F_r312,5-F_r237,5+R_В50=0;

Рис.10

R_В= (-F_r312,5+F_r237,5) /50= (-303 712,5+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:

М_и^I=-R_В12,510³=-349.2 512,510^-3=-4.36 (Нм);

М_и^III=R_А12,510³=1908.32 512,510^-3=23.85 (Нм);

М_{и max}=М_и^III=23.85 Нм.

Реакции от действия F_t2 и F_t3 определяют аналогично:

М (В) =0;

F_t212,5+F_t337,5-R_A50=0;

R_A= (F_t212,5+F_t337,5) /50= (2923.112,5+6109.237,5) /50=5312.675 (Н);

М (А) =0;

F_t312,5+F_t237,5-R_В50=0;

R_В= (F_t312,5+F_t237,5) /50= (6109.212,5+2923.137,5) /50=3719.625 (Н);

Определим максимальный момент при кручении:

М_кр^I=R_В12,510³=3719.62 512,510^-3=46.5 (Нм);

М_кр^III=R_А12,510³=5312.67 512,510^-3=66.4 (Нм);

М_{и max}=М_и^III=66.4 Нм.

определим момент сопротивления:

Из условия прочности

==510 МПа;

М_и===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 — D_I=13 мм, второго соединения — D_II=75 мм. Размеры зубьев эвольвентных шлицевых соединений выберем из таблиц [1]:

I соединение

D_I=13 мм — наружный диаметр;

m_I=1 мм — модуль;

Z_I=12 — число зубьев;

d_mI=m_IZ_I=112=12 мм — диаметр делительной окружности;

l_I=32 мм — суммарная ширина зубчатого венца;

h_I=1 мм — высота поверхности контакта зубьев.

II соединение

D_II=75 мм — наружный диаметр;

m_II=2 мм — модуль;

Z_II=36 — число зубьев;

d_mII=m_IIZ_II=236=72 мм — диаметр делительной окружности;

l_II=20 мм — суммарная ширина зубчатого венца;

h_II=2 мм — высота поверхности контакта зубьев.

При расчете шлицевых соединений на смятие должно выполняться условие:

где А_см=hl — площадь смятия; - окружная сила на один зуб.

Из условия ограничения износа зубьев должно выполнятся неравенство: _см [_изн] К_р,

где _см — действительные напряжения на смятие на рабочих поверхностях зубьев; [_изн] - средние условные допустимые напряжения износа; К_р= (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:

А_смI=h_Il_I=132=32 (мм²); =1023,1 (Н);

для данного материала (Сталь 30ХГСА) _т=765 МПа;

=612 (МПа); ;

условие смятия для I зацепления выполнено;

N_I=60L_hn₁=60 500 225=6750000;

К_рI= (10⁸/N_I) ^1/3= (10⁸/6 750 000) ^1/3=2,456;

[_изн] =60 МПа; _см 602,456=147,36 ;

условие износа для I зацепления выполнено.

Рассчитаем II соединение:

А_смII=h_IIl_II=220=40 (мм²);

= 252,5 (Н);

для данного материала (Бронза БрОЦС6−6-3) _т=200 МПа;

=160 (МПа);

условие смятия для II зацепления выполнено;

N_II=60L_hn_г=6 050 037,5=1 125 000;

К_рII= (10⁸/N_II) ^1/3= (10⁸/1 125 000) ^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] =0,8_т=0,8765=612 (МПа) — допустимое напряжение на смятие для материала сталь 30ХГСА.

— условие смятия выполняется.

Проверим штифт на срез:

;

где S_ср — площадь среза; _ср — касательные напряжения в плоскости среза; [_ср] - допустимые касательные напряжения в плоскости среза.

[_ср] =0,4_т; для стали 30ХГСА _т=765 МПа; [_ср] =0,5765=306 (МПа); S_ср=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.

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.