Механизм управления предкрылками самолета

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

) 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.

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;- 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,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.

%.

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: L_h = 600 ч.

4.1 Принятые материалы

Элементы              Заготовка             Марка стали        Термооб- работка             ,

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

4.2 Проектировочный расчет

1. 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;срок службы передачи;

=600 (ч);

;

.

. Определяем допускаемые напряжения:

a). контактные:

Допускаемые контактныне напряжения , МПа определим по следующей формуле:

, где

-предел контактной выносливости поверхности зубьев;_H-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).

). 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).

). 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 .

;

;

. 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:

 (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:  (мм).

. Уточняем  и :

 (мм);

 (мм).

Принимаем, что  (мм).

 

.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 ).

. 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

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, k_F = 1, k_v = 1,3, k_s и k_t - 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, k_F = 1, k_v = 1,7, k_s и k_t - 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,показатель степени, равный для шарикоподшипников 3, для роликоподшипников ,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).

. 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.)

. 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.

.        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.

. В.И. Анурьев. Справочник конструктора-машиностроителя. Москва, “Машиностроение”, 1982.

. В.И. Назин. Проектирование механизмов роботов. Харьков, “ХАИ”, 1998.

. В.И. Назин. Инженерные расчеты подшипников и валов. Харьков, “ХАИ”, 1998.

. М.Н. Шульженко. Конструкция самолетов. Москва, "Машиностроение", 1971.

. Д.Н. Решетов. Детали машин. Москва, "Машиностроение", 1989.