Подъемник стабилизатора самолета ТУ-154
Дипломная работа - Разное
Другие дипломы по предмету Разное
p>
,
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:
,
где -опорная реакция, L/2 - плечо.
Для раiета величины L схематически изобразим часть проушины Рис.5.
Рис.5
расiитываем как L=l+B+4=25+5+4=34 (мм).
Тогда
(Нмм).
Определяем действующие напряжения:
, (МПа).
Допустимые напряжения:
(МПа).
Так как при раiете на изгиб действующие напряжения в оси превышают допускаемые напряжения изгиба, то диаметр оси необходимо переопределить из условия изгиба и также переiитать длину подшипника l.
Запишем:
, откуда .
(мм).
Итак, d=17,06 мм.
Определяем длину l:
, (мм).
Поiитаем 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 раiет 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 - sв=1400 МПа;
Предел текучести - sт=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 (nг=37.5 мин-1), то: n4=nг=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 b - делительный угол наклона, так как передача прямозубая, то b=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; SH=1,2 - коэффициент запаса контактной прочности (зависит от материала и от назначения детали); ZR=0,96 - коэффициент, учитывающий влияние исходной шероховатости сопряженных поверхностей зубьев. ZN - коэффициент долговечности при раiете на контактную выносливость зубьев, зависит от отношения , где =30HB2,4=147477357 - базовое число циклов напряжений, примем =12107; NK - раiетное число циклов напряжений, определяется отдельно для шестерни и для зубчатого колеса:
K1=60С1n1Lh;
;
где С1=С2=1 - число нагружений зуба шестерни и колеса за один оборот; n1 - частота вращения шестерни; Lh=500 час. - ресурс передачи; U12 - передаточное число.
K1=601225500=6750000;
=3375000;K3=601112,5500=3375000;
=1125000.
Так как все значения NК меньше , примем следующую раiетную формулу:
.
Найдем все значения ZN:
=1,62;
=1,81;
=1,81;
=2,18.
Так как значения ZN ограничиваются максимальным числом (ZN 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; SF=1,55 - коэффициент запаса прочности при изгибе для данного материала; ZR=1,05 - коэффициент шероховатости, в зависимости от окончательной механической обработки и термического упрочнения зубьев. YN - коэффициент долговечности при раiете на изгибную выносливость зубьев, зависит от отношения , где - базовое число циклов напряжений, =4106:
,
где qF=6 - показатель степени кривой изгибной усталости.
=0,92;
=1,03;
=1,03;
=1,24.
Так как значения YN ограничиваются минимальным числом (YN min=1), то окончательно: ; ; ; .
Определим все значения :