Подъемник стабилизатора самолета ТУ-154
Дипломная работа - Разное
Другие дипломы по предмету Разное
?ЧА); - момент сопротивления относительно нейтральной оси.
=5,9710-7 (м3).
==800 МПа;
- условие выполняется.
Найдем внутренний диаметр: dв=bdн=0,720=14 (мм).
Подберем опорные подшипники. Для этого определим число миллионов оборотов подшипника 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 № 1000904:
Внутренний диаметр - dп=20 мм;
Внешний диаметр - Dп=37 мм;
Ширина - Вп=9 мм;
Диаметр шариков - DW=5 мм;
Количество шариков - Z=10;
Масса подшипника - М=0,035 кг.
Проектировочный раiет 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:
;
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 - dп=15 мм;
Внешний диаметр - Dп=35 мм;
Ширина - Вп=11 мм;
Диаметр шариков - DW=5,95 мм;
Количество шариков - Z=8;
Масса подшипника - М=0,045 кг.
Определим динамическую грузоподъемность шарикового подшипника под шестерней 3:
;
= 5466,6 Н;
радиальных шариковых подшипника № 1000802:
Внутренний диаметр - dп=15 мм;
Внешний диаметр - Dп=24 мм;
Ширина - Вп=5 мм;
Диаметр шариков - DW=2.38 мм;
Количество шариков - Z=12;
Масса подшипника - М=0,008 кг.
Проверочный раiет вала 2:
Определим реакции в опорах: от действия радиальных сил
SМ (В) =0;r212,5-Fr337,5+RA50=0;A= (-Fr212,5+Fr337,5) /50= (-1477.712,5+303737,5) /50=1908.325 (Н);
SМ (А) =0;r312,5-Fr237,5+RВ50=0;
Рис.10
RВ= (-Fr312,5+Fr237,5) /50= (-303712,5+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:
МиI=-RВ12,5103=-349.02512,510-3=-4.36 (Нм);
МиIII=RА12,5103=1908.32512,510-3=23.85 (Нм);
Ми max=МиIII=23.85 Нм.
Реакции от действия Ft2 и Ft3 определяют аналогично:
SМ (В) =0;t212,5+Ft337,5-RA50=0;A= (Ft212,5+Ft337,5) /50= (2923.112,5+6109.237,5) /50=5312.675 (Н);
SМ (А) =0;t312,5+Ft237,5-RВ50=0;В= (Ft312,5+Ft237,5) /50= (6109.212,5+2923.137,5) /50=3719.625 (Н);
Определим максимальный момент при кручении:
МкрI=RВ12,5103=3719.62512,510-3=46.5 (Нм);
МкрIII=RА12,5103=5312.67512,510-3=66.4 (Нм);
Ми max=МиIII=66.4 Нм.
определим момент сопротивления:
Из условия прочности
==510 МПа;
МиS===70.55 (Нм);
- условие выполняется.
7. Раiет 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 - DI=13 мм, второго соединения - DII=75 мм. Размеры зубьев эвольвентных шлицевых соединений выберем из таблиц [1]:соединениеI=13 мм - наружный диаметр;I=1 мм - модуль;I=12 - число зубьев;mI=mIZI=112=12 мм - диаметр делительной окружности;
lI=32 мм - суммарная ширина зубчатого венца;I=1 мм - высота поверхности контакта зубьев.соединениеII=75 мм - наружный диаметр;II=2 мм - модуль;II=36 - число зубьев;mII=mIIZII=236=72 мм - диаметр делительной окружности;
lII=20 мм - суммарная ширина зубчатого венца;II=2 мм - высота поверхности контакта зубьев.
При раiете шлицевых соединений на смятие должно выполняться условие:
,
где Асм=hl - площадь смятия; - окружная сила на один зуб.
Из условия ограничения износа зубьев должно выполнятся неравенство: sсм [sизн] Кр,
где sсм - действительные напряжения на смятие на рабочих поверхностях зубьев; [sизн] - средние условные допустимые напряжения износа; Кр= (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; sт - предел текучести для данного материала.
Расiитаем I соединение:
АсмI=hIlI=132=32 (мм2); =1023,1 (Н);
для данного материала (Сталь 30ХГСА) sт=765 МПа;
=612 (МПа); -
условие смятия для I зацепления выполнено;
NI=60Lhn1=60500225=6750000;
КрI= (108/NI) 1/3= (108/6750000) 1/3=2,456;
[sизн] =60 МПа; sсм 602,456=147,36 -
условие износа для I зацепления выполнено.
Расiитаем II соединение:
АсмII=hIIlII=220=40 (мм2);
= 252,5 (Н);
для данного материала (Бронза БрОЦС6-6-3) sт=200 МПа;
=160 (МПа);
-
условие смятия для II зацепления выполне