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.
)
Определяем эффективную мощность на гайке:
)
Определяем вращающие моменты на валах редуктора:
;
3. Расчет
параметров и конструирование передачи винт-гайка
В данном курсовом проекте рассматривается шариковинтовой механизм
предкрылков.
.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.
=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.
%.
.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.
.1 Принятые материалы
Элементы Заготовка Марка стали Термооб-
рааботка ,
МПа ,
МПаТверд.
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
|
4.2Проектировочный расчет
.Определяем число зубьев шестерни и колеса.
Передаточное число
Принимаем
Тогда
.Определяем
числа зубьев эквивалентных цилиндрических колес:
.Определяем
числа циклов перемены напряжений шестерни и колеса:
-количество
контактов зубьев шестерни и колеса за один оборот;
t-срок службы
передачи;
t=600 (ч);
;
.
.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).
.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).
.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).
.
Конусное расстояние.
(мм).
.Внешний
окружной модуль.
(мм).
Округляем
это значение до ближайшего стандартного по ГОСТ95263-60:
.
Уточняем и :
(мм);
(мм).
Принимаем,
что (мм).
4.3
Проверочный расчет
.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 ).
.
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).
.
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).
.
.
Определение максимальных напряжений
;
.
. 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
.1Расчет
внешних сил, действующих в зацеплении
,
,
,
,
где
-вращающий момент на колесе; -угол зацепления; -угол
начального конуса; -средний диаметр колеса.
5.2
Проверочный расчет валов
.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.
.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).
.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:
.3.1 Расчет вала №1
На валу установлено коническое колесо между опорами (рис. 2):
рис. 2
.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).
.3.3
Расчёт на статическую прочность
Эквивалентное напряжение определяется по формуле
,
где
, , , , k=2.5.
(Нмм);
(Нм);
(мм3);
МПа;
(мм3);
МПа;
;
МПа;
МПа.
.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:
,
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:
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 винт- гайка 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.