Конструктивное усовершенствование шасси самолета Ту-154 на основе анализа эксплуатации

Учитывая, что направляющая состоит из двух уголковых профилей,

(2.11.)

Используя теорию нормальных максимальных напряжений, проверим, удовлетворяют ли найденные значения напряжений условию:

, (2.12.)

где [σ] – предел прочности материала СТ 3 с учетом коэффициента запаса прочности.

К=0,2 – коэффициент запаса прочности.

(2.13.)

где σв=363 МПа – предел временной прочности материала СТ 3.

Условие выполняется, спроектированная направляющая выдержит заданную нагрузку.

2.3.4 Расчет грузоподъемного механизма

Для погрузки и выгрузки колес самолета из технического отсека установки используется гидроподъемный механизм (Рис. 2.4.).

2.3.4.1 Расчет секторного механизма

Рабочие условия, в которых будет работать предлагаемый секторный механизм:

1. Скорость вращения сектора n=7 ;

2. Ресурс работы передачи – 10 лет;

3. Работа круглосуточная с часовой загрузкой 12 часов

4. Расчетный вращающий момент:

(2.14.)

где КР=1,2 – коэффициент режима;

Р – усилие на штоке гидроцилиндра;

L – плечо приложения усилия.

5. Передаточное отношение U=1;

6. В качестве материала колеса и рейки принимаем сталь 40Х с термообработкой рабочих поверхностей до твердости HRC=45-50.

7. Определим допускаемые контактные напряжения

а) предел контактной выносливости стали 40Х для выбранной термообработки, соответствующий базовому числу циклов, находим, используя соотношения таблицы 20.4 литературы [11].

(2.15.)

б) базовое число циклов определим путем линейной интерполяции по таблице 20.5 [11].

в) фактическая продолжительность работы механизма в течении одного года:

(2.16.)

где 365 – количество дней в году;

24 – количество часов в сутках;

γч = 0,06 – коэффициент часовой загрузки;

Фактическое число циклов нагружения:

(2.17.)

где с=1 – число зацеплений зуба за один оборот;

n=7 - скорость вращения сектора;

t=525,6 ч – продолжительность работы механизма в течении года;

.

г) определим коэффициент долговечности:

(2.18.)

где NHO = 6,4107 – базовое количество циклов;

N'HE = 10NHE = 10220752 =2207520 – фактическая продолжительность работы механизма в течении всего срока эксплуатации;

.

д) предел контактной выносливости поверхности зубьев:

(2.19)

где =795 МПа – предел контактной выносливости материала, соответствующий базовому числу циклов;

КHL=1,75 - коэффициент долговечности;

σNlim=7951,75=1391,25 (МПа).

е) находим предварительное значение допускаемого контактного напряжения по формуле:

(2.20.)

где SH=1,2 – коэффициент безопасности для зубьев с поверхностным упрочнением;

– коэффициенты, учитывающие, соответственно, влияние шероховатости, окружной скорости, смазочного материала и размеров. В предварительных расчетах целесообразно принимать =1;

тогда

8. Находим ориентировочное значение диаметра колеса (условно диаметр сектора)

(2.21.)

где 0,3 – коэффициент инерции колеса;

- коэффициенты, учитывающие динамичность нагрузки, чистоту поверхности и концентрацию напряжений соответственно;

Н=1;

М – потребный вращающий момент,

М=1,2РL, (2.22.)

где Р=1200 Н – сила тяжести подвижных элементов,

L=0,625 м – плечо приложения силы тяжести относительно оси вращения;

Чтобы уменьшить усилие гидроцилиндра и его габариты, условный диаметр сектора принимаем dw =200 мм =0,2 м.

9. Определим количество зубьев на полном колесе:

(2.23.)

где dw =200 мм =0,2 м – условный диаметр колеса;

m = 5 мм – модуль зацепления;

10. Проверим прочность зубьев по напряжению изгиба:

а) предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов нагружения NFO=6,4106, для принятой обработки стали по таблице 20.3 [11],

б) принимая , вычислим коэффициент долговечности:

(2.24.)

где – базовое число циклов нагружения;

– фактическое число нагружений;

в) определим предел выносливости, соответствующий фактическому числу циклов нагружения:

(2.25.)

 Скачать реферат