Расчёт и конструирование передачи винт-гайка подъёмника стабилизатора самолёта ИЛ-76
Информация - Разное
Другие материалы по предмету Разное
1)определение диаметра оси из условия её работы на срез
- ось проушины;
- подшипник скольжения;
- ухо;
- проушина;
2)из условия работы на срез.
Выбираем материал проушины: СТАЛЬ 30ХГСА.
Для стали 30ХГСА: МПа, МПа, МПа,
;
,
где - площадь среза, мм2.
.
,
мм.
Принимаем диаметр оси d=37,25мм;
) определение длины подшипника скольжения из условия удельного допустимого давления в паре (ось-подшипник).
Рис. 4.
;
Допустимое давление в подшипнике [P]=20…50МПа, принимаем [P]=45МПа.
- длина подшипника, мм.
;
4) определение размера подшипника В из условия устойчивости ёё работы на смятие.
;
где допускаемое напряжение МПа,
а площадь смятия
,
где мм.
Принимаем В=5;
) определение прочности оси из условия её работы на изгиб, как балку на двух опорах.
Рис. 5.
Так как , то условие не выполняется, тогда определяем диаметр оси из условия изгиба и пересчитываем длину подшипни-ка
.
.
Тогда из условия
,
;
) определение размера подшипника В1 из условия устойчивости её работы на изгиб:
,
мм.
Проектировочный расчет зубчатой передачи
Определение чисел зубьев сопряженных зубчатых колес
1.Зададим число зубьев шестерни и по заданному передаточному числу определим число зубьев колеса
.
Число зубьев шестерни в передачах общего машиностроения изменяется в широких пределах - от 10 до 70.Для цилиндрических передач при твердости активных поверхностей зубьев характерно зубьев шестерни =15…30.Принимаем число зубьев шестерни =20.
Передаточное число определяем как отношение диаметров
;
.
.Находим в первом приближении коэффициент торцового перекрытия:
,
3.Сопоставим расчетное отклонение от заданного передаточного числа с допустимым :
,
.
.Назначим коэффициенты смещения для шестерни и колеса : ==0,5.
Определение приближенных значений допускаемого контактного напряжения и допускаемого напряжения изгиба зуба
1.Приближенные допускаемые напряжения и определим по формулам:
,
где =23HRC=2360=1380 (МПа)- предел контактной выносливости поверхностей зубьев, МПа;
SH=1,2-коэффициент запаса контактной прочности;
ZR=0,96-коэффициент, учитывающий влияние исходной шероховатости сопряженных поверхностей зубьев;- коэффициент долговечности при расчете на контактную выносливость зубьев, зависит от отношения , где =30HB2,4=147477357 - базовое число циклов напряжений, примем =12107; NK - расчетное число циклов напряжений, определяется отдельно для шестерни и для зубчатого колеса:
NK=60СnLh;
где С=1 - число нагружений зуба шестерни и колеса за один оборот; n1 - частота вращения шестерни; Lh=500 час. - ресурс передачи; U - передаточное число.
NK=601104.575500=3137250;
Так как значение NК меньше , примем следующую расчетную формулу:
.
Найдем все значения ZN:
=1,83557.
Так как значения ZN ограничиваются максимальным числом (ZN max=1,8), то окончательно:
Выбираем сталь 12ХН3А, =23HRC.
Вычислим =23HRC=1380(МПа).
=1,2; =0,96,
тогда:
(МПа).
,
где - предел выносливости зубьев при изгибе, МПа
-коэффициент запаса изгибной прочности;
- коэффициент, учитывающий влияние шероховатости переходной части зуба;
- коэффициент долговечности при расчете зубьев на изгибную выносливость.
=1, ,
где - показатель степени кривой изгибной усталости, =6, так как механическая обработка переходной поверхности зубьев - шлифование.
Базовое число циклов определяем по формуле:
,
принимаем, так как вычисленное значение .
Расчетные числа циклов при постоянном режиме нагрузки определяем по формуле:
,
NK1=601104.575500=3137250;
где - число нагружений зуба шестерни,
-ресурс передачи, ч,- частота вращения шестерни, мин-1;
.
Значения ограничиваются величинами и , поэтому =1.
Тогда:
(МПа).
Определение основных геометрических и кинематических параметров передачи
1.Выбираем ориентировочные значения коэффициентов и по графикам в зависимости от схемы передачи:
=1,05
=1,1
.Находим число зубьев эквивалентных колес:
,
где - число зубьев шестерни;
- число зубьев колеса;
,
.
а затем определяем коэффициенты формы зубьев по формулам:
а) для колес с наружными зубьями
,
,
.
.Определим диаметр начальной окружности шестерни из двух условий:
а) контактной выносливости:
,
,
где - вращающий момент, Нм;
-номинальная мощность приводного двигателя, кВт;
-частота вращения шестерни, мин-1;
-передаточное число;
(мм)
б) изгибной выносливости:
,
(мм)
здесь , при .
Из двух вычисленных значений принимают большее. Поэтому =82,489(мм).
.Найдем углы:
делительный угол профиля в торцевом сечении
так как, , то ;
угол зацепления в торцовом сечении:
;
винт гайка подъемник стабилизатор