Подъемник стабилизатора самолета ТУ-154
Дипломная работа - Разное
Другие дипломы по предмету Разное
, V - окружная скорость.
=0,868;
=0.867;
КНb12=1+ (1,183-1) 0,868=1.159;
КНb34=1+ (1,165-1) 0,867=1.143.
Коэффициент КFb определяют по формуле
КFb=, где
.
ступень
=1.165;
=0,8825;
КFb12=1,1650,8825=1.16.
ступень
=1.165;
=0,884;
КFb=1.1650,884=1,145.H12=1,0051,1591=1.165;F12=1,0061,161=1.167;H34=1,0031,1431=1.147;F34=1,0041,1451=1.149.
Найдем коэффициенты ZV, ZX, Yd, YX:V12=0,925V120,05 - коэффициент, учитывающий окружную скорость;X1=ZX2=ZX3=ZX4=1 - коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса (для d<700 мм равен 1);d12=1,082-0,172lgm12; - коэффициент чувствительности к концентрации напряжений;X1=YX2=YX3=YX4=1 - коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса (для d<400 мм равен 1).ступень
V12=0,9250,44860,05=0,889;X1=ZX2=1;d12=1,082-0,172lg1,5=1,052;X1=YX2=1;
ступень
V34=0,9250,28620,05=0,869;
ZX3=ZX4=1;d34=1,082-0,172lg2=1,03;X3=YX4=1.
Определим допускаемые напряжения sHP и sFP:
=1717.04 (МПа);
=1913.11 (МПа);
=1870.59 (МПа);
=1870.59 (МПа).
Из двух значений sHP1 и sHP2 примем минимальное - sHP12=1717.04 МПа.
Из двух значений sHP3 и sHP4 примем минимальное - sHP34=1870.59 МПа.
=641,2 (МПа);
=659,6 (МПа);
=646,1 (МПа);
=776 (МПа).
Для проверки зубьев на контактную выносливость необходимо, чтобы выполнялось условие: sH<sHP. Найдем sH - контактное напряжение в полюсе зацепления:
,
где ZE=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<sF/sFP<1,05.
Найдем для каждого колеса соотношения :ступень
; ;
ступень
; .
Раiет будем производить для тех колес, у которых это соотношение меньше.
,
где Ye=Yb=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 Кm для определения dw3:
Кm=10=10=12.614.
Переiитаем заново все геометрические параметры II ступени, результаты занесем в таблицу 2.
ay34Dy3442.78252626'20''1.57272.880.58420.0158d3d4db3db4dW3dW4da3da43610832.6397.8836.44109.3139.85111.85df3df4bW34aа3aа433.29105.291835.04628.9441.420.2146736.9
Для проверки зубьев на контактную и изгибную прочность при действии максимальной нагрузки необходимо, чтобы выполнялись условия:
;
,
где Т1max=2T1=256.79=113.58 (Нм) [Т3max=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 sFst=sFstYgstYdst - предельное напряжение при изгибе зубьев максимальной нагрузкой.
sFst=2000 МПа - базовое значение напряжения зубьев при изгибе максимальной нагрузкой;gst=1,05 - коэффициент, учитывающий влияние шлифования переходной поверхности зуба;dst=1 - коэффициент, учитывающий влияние деформационного упрочнения переходной поверхности зуба.
Найдем sFst:
sFst=20001,051=2100 (МПа).
=YZSY - коэффициент запаса прочности.Z=0,8 - коэффициент, учитывающий способ получения заготовки колеса;Y=1,75 - коэффициент, учитывающий вероятность неразрушения.
Найдем : =0,81,75=1,4.X=1 - коэффициент, учитывающий размеры детали.
Определим :
=1500 (МПа).
Проверим условия прочности:
= - условие выполняется;
= - условие выполняется;
- условие выполняется;
- условие выполняется.
6. Раiет 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 раiет вала 1:
Рассмотрим вал, на котором находится шестерня 1 (рис.7). У него кольцевое сечение с внутренним и наружным диаметрами - dв и dн. Отношение диаметров имеет вид: b=dв/dн=0,7. Расстояние между опорами (радиальными подшипниками) L30 мм. Так как радиальная сила Fr1 приложена в центре вала, то реакции в опорах равны между собой и определяются из выражения:
=Fr1/2=1955,7/2=977,85 (H).
Определим диаметр вала при раiете 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 раiет вала 1:
Так как радиальная сила Fr1 приложена в центре вала, то реакции в опорах равны между собой и определяются из выражения:
=Fr1/2=1507.8/2=753.9 (H).
Определим максимальный момент при изгибе:
Ми=RL/2=753.93010-3/2=11.31 (Нм).
Реакции от действия Ft1 определяют аналогично:
=Ft1/2=2982.7/2=1491.35 (H).
Максимальный момент при кручении:
Мкр=RL/2=1491.353010-3/2=22.37 (Нм);
Рис.8
Определим суммарный изгибающий момент:
МиS===25.07 (Нм);
Из условия прочности при изгибе:
,
где = - допустимое напряжение при изгибе (=1200 МПа - предел текучести для стали 20Х2