Модернизация Силовой Установки СЛА

Принимаем ориентировочно коэффициент, учитывающий неравномерность распределения  нагрузки по ширине зубчатого венца (коэффициент концентрации нагрузки) при расчете по контактным напряжениям K_Hβ=1,18.

Требуемое межосевое расстояние

.

2.2.6. Определение  основных размеров зацепления

Принимаем a_w=105 мм.

Нормальный модуль т=(0, 01 … 0,02)a_w=(0,01 … 0,02)105=(1,05 … 2,1)мм.

Принимаем т=2 мм.

Число зубьев шестерни .

Принимаем z₁=31.

Число зубьев колеса z₂=z₁u=31·2,286=71,45.

Принимаем z₂=71.

Действительное передаточное число  .

Действительная частота  вращения ведомого вала

, что находится в допустимых  пределах.

.

Действительный угол наклона  зубьев β=13,73°=13°44', что находится в рекомендуемых пределах.

Делительный диаметр шестерни .

Делительный диаметр колеса .

Действительное межосевое  расстояние

.

Диаметр вершин зубьев шестерни d_a1=d₁+2m=63,82+2·2=67,82 мм.

Диаметр вершин зубьев колеса d_a2=d₂+2m=146,18+2·2=150,18 мм.

Диаметр впадин зубьев шестерни d_f1=d₁–2,5m=63,82–2,5·2=58,82 мм.

Диаметр впадин зубьев колеса d_f2=d₂–2,5m=146,18–2,5·2=141,18 мм.

Ширина зубчатого венца  колеса b₂=ψ_baa_w=0,32·105=33,6 мм.

Принимаем b₂=34 мм.

 

Ширина зубчатого венца  шестерни

b₁= b₂ +(2 … 4)мм=34+(2 … 4)=(36 … 38) мм.

Принимаем b₁ =38 мм.

Результаты расчетов геометрических параметров зацепления сводим в таблицу.

Таблица 3. Геометрические параметры зубчатого зацепления.

Параметр		Обозначение	Единицы измерения	Величина
Число Зубьев	Шестерни	z1	–	31
	Колеса	z2		71
Передаточное число		И		2,29
Модуль		Т	мм	4,5
Угол наклона зубьев		Β		13°44'
Делительный Диаметр	Шестерни	d1	мм	63,82
	Колеса	d2		146,18
Межосевое расстояние		aw		105
Диаметр вершин	Шестерни	da1		67,82
	Колеса	da2		150,18
Диаметр впадин	Шестерни	df1		58,82
	Колеса	df2		141,18
Ширина зубчатого венца	Шестерни	b1		38
	Колеса	b2		34

 

2.2.7. Проверочный  расчет по контактным напряжениям

Действительная угловая  скорость колеса

.

Действительный момент на колесе .

Окружная скорость в зацеплении

.

Принимаем степень точности п=6.

Коэффициент, учитывающий  неравномерность распределения  нагрузки между зубьями при расчете  по контактным напряжениям K_Hα=1,03

Действительный коэффициент  ширины шестерни

.

Действительный коэффициент  концентрации нагрузки при расчете  по контактным напряжениям K_Hβ=1,14

Коэффициент, учитывающий  влияние вида зубчатой передачи при  расчете по контактным напряжениям δ_Н=0,004

Коэффициент, учитывающий  влияние разности шагов зубьев шестерни и колеса g₀=38

Удельная окружная динамическая нагрузка при расчете по контактным напряжениям

, что не превышает максимального  значения удельной динамической  силы W_max=160 Н/мм

Коэффициент динамичности нагрузки при расчете по контактным напряжениям  .

Коэффициент нагрузки при  расчете по контактным напряжениям

K_H=K_HαK_HβK_Hv=1,03·1,13·1,114=1,297.

Действующие контактные напряжения

.

Условие прочности по контактным напряжениям соблюдается.

 

2.2.8. Проверочный  расчет зубьев по напряжениям  изгиба

Окружная сила в зацеплении .

Коэффициент, учитывающий  неравномерность распределения  нагрузки между зубьями при расчете  по напряжениям изгиба K_Fα=1,08

Коэффициент, учитывающий  неравномерность распределения  нагрузки по ширине зубчатого венца  при расчете по напряжениям изгиба с применением линейной интерполяции:

.

Коэффициент, учитывающий  влияние вида зубчатой передачи при  расчете по напряжениям изгиба δ_F=0,006

Удельная окружная динамическая нагрузка при расчете по напряжениям  изгиба

, что не превышает значения  максимальной удельной динамической  силы W_max=160 Н/мм

Коэффициент динамичности нагрузки при расчете по напряжениям изгиба .

Коэффициент нагрузки при  расчете по напряжениям изгиба

K_F=K_FαK_FβK_Fv=1,08·1,15·1,16=1,44.

Коэффициент, учитывающий  наклон полюсной линии к основанию  зуба .

Эквивалентное число зубьев шестерни .

Коэффициент формы зуба шестерни (с применением линейной интерполяции)

Эквивалентное число зубьев колеса .

Коэффициент формы зуба колеса Y_F2=3,61

Сравниваем прочности  зубьев шестерни и колеса на изгиб:

;     .

Прочность зубьев колеса на изгиб ниже, чем прочность зубьев шестерни, так как  , поэтому проверочный расчет на изгиб выполняем для зубьев колеса.

Действующие напряжения изгиба в опасном сечении зуба колеса

.

Условие прочности по напряжениям  изгиба соблюдается.

2.2.9. Проектный  расчет ведущего вала

Ведущий вал изготовлен заодно с шестерней. Механические характеристики приведены в п. 2.2.4. Эскиз вала показан на рис. 14

Учитывая совместное действие кручения и изгиба, принимаем заниженные допускаемые напряжения на кручение [τ]=0,025σ_в=0,025·1560=

=39 МПа. Допускаемые напряжения смятия [σ_см]=570 МПа

Вал имеет кольцевое поперечное сечение. Принимаем отношение внутреннего  диаметра к наружному на участке  минимального диаметра .

Минимально необходимый  наружный диаметр ведущего вала

.

Минимальный диаметр вал  имеет на участке установки полумуфты, предназначенной для соединения ведущего вала редуктора с валом  двигателя. Полумуфта посажена на ведущий  вал редуктора на шлицах. Внутренний диаметр шлицев вала должен быть не меньше, чем 28,5 мм. Принимаем номинальный диаметр шлицев D=32 мм, модуль зубьев т=1,25мм, число зубьев z=24. Принимаем центрирование по наружному диаметру шлицев. Диаметр впадин шлицев вала при плоской форме впадины d_f=D–2,2т=32–2,2·1,25=29,25 мм. Ширина канавки для выбега инструмента b_к=3 мм. Глубина канавки для выбега инструмента а_к=2 мм. Диаметр канавки для выбега Рис.14. Вал – шестерня

инструмента

d_к=D–2а_к=32–2·2=28 мм.

Внутренний диаметр ведущего вала d=Dα=28,25·0,7=19,775 мм. Принимаем внутренний диаметр вала d=19 мм

Принимаем диаметр вала под  подшипником d_n=35 мм. Принимаем для ведущего вала подшипники шариковые радиально-упорные легкой серии 36207. Наружный диаметр подшипника D_n=72 мм. Ширина подшипника В_п=17 мм. Максимальная допустимая частота вращения при жидкой смазке n_max=12500 об/мин. Минимальный наружный диаметр дистанционной втулки d_2наим.=42 мм.  Принимаем наружный диаметр дистанционной втулки, равный внутреннему диаметру манжеты d_М.=42 мм. Принимаем в качестве уплотнения правого подшипникового узла манжету резиновую армированную 1–42×60 ГОСТ 8752–79. Наружный диаметр манжеты D_М=60 мм. Ширина манжеты В_М=10 мм. Принимаем диаметр упорного буртика на валу d_б=42 мм.

Рекомендуемый размер фаски  зубчатого венца шестерни с=0,5т=0,5·2=1 мм. Принимаем фаску 1×45º.

 

2.2.10. Проектный  расчет ведомого вала

Эскиз ведомого вала приведен на рис. 15

Принимаем материал ведомого вала сталь 40ХН, термообработка – закалка поверхностная с охлаждением в масле. Предел прочности σ_в=1200МПа, предел текучести σ_т=1000 МПа, предел выносливости при симметричном цикле изгиба σ_–1=600 МПа, предел выносливости при симметричном цикле кручения τ_–1=345 МПа, допускаемые напряжения смятия [σ_см]=570 МПа.

Учитывая совместное действие напряжений кручения и изгиба, принимаем  заниженные допускаемые напряжения кручения [τ]=0,03σ_в=

=0,03·1200=36 МПа.

Минимально необходимый  диаметр вала

.

Принимаем на участке посадки  ступицы винта эвольвентные шлицы. Диаметр впадин шлицев вала должен быть не меньше 34,94 мм. Принимаем номинальный диаметр шлицевого соединения D=40 мм, модуль т=1,5мм, число зубьев z=25. Принимаем центрирование по наружному диаметру шлицев. Диаметр впадин шлицев вала при плоской форме впадины d_f=D–2,2т=40–2,2·1,5=36,7 мм. Ширина канавки для выбега инструмента b_к=3 мм. Глубина канавки для выбега инструмента а_к=2 мм. Диаметр канавки для выбега инструмента d_к=D–2а_к=40–2·2=36 мм. Рекомендуемый размер фаски шлицев с=0,5т=0,5·1,5=0,75 мм. Принимаем фаску 0,8×45º.

Рис. 15. Вал ведомый

Принимаем в качестве уплотнения левого подшипникового узла манжету  резиновую армированную 1–42×60 ГОСТ 8752–79. Диаметр вала под манжетой d_М.=42 мм. Наружный диаметр манжеты D_М=60 мм. Ширина манжеты В_М=10 мм.

Принимаем диаметр вала под  подшипником d_n=45 мм. Принимаем для ведущего вала подшипники роликовые конические радиально-упорные легкой серии 7209. Наружный диаметр подшипника D_n=85 мм. Ширина подшипника В_п=19 мм. Максимальная допустимая частота вращения при жидкой смазке n_max=5000 об/мин. Минимальный диаметр упорного буртика на валу для внутреннего кольца подшипника d_2наим.=52 мм. Принимаем диаметр упорного буртика d_2.=52 мм.

Принимаем на участке посадки  ступицы ведомого вала эвольвентные шлицы. Диаметр впадин шлицев вала должен быть не меньше 52 мм. Принимаем номинальный диаметр шлицевого соединения D=58 мм, модуль т=2 мм, число зубьев z=28. Принимаем центрирование по наружному диаметру шлицев. Диаметр впадин шлицев вала при плоской форме впадины d_f=D–2,2т=58–2,2·2=53,6 мм. Рекомендуемый размер фаски шлицев с=0,5т=0,5·2=1 мм. Принимаем фаску 1×45º.

Принимаем отношение диаметра осевого отверстия вала к диаметру вала под подшипником  . Диаметр отверстия d_o=αd_n=0,5·45=22,5 мм. Принимаем d_o=22 мм.

 

 

 

2.2.11. Определение  конструктивных размеров колеса

Рис.16. Колесо

        зубчатое

Эскиз зубчатого колеса показан на рис. 16.

Диаметр окружности вершин шлицев ступицы

D_a=D–2m=58–2·2=54 мм. Диаметр окружности впадин шлицев ступицы при плоской форме дна впадины D_f=D=58 мм.

Диаметр ступицы колеса d_ст=0,55·58=89,9 мм. Принимаем d_ст=90 мм.

Толщина ступицы

.

Принимаем длину ступицы  равной ширине зубчатого венца колеса. Длина ступицы l_ст=38 мм.

Толщина обода

S=2,2m+0,05b₂=2,2·2+0,05·38=6,3 мм. Внутренний диаметр обода D_o=d_f2–2S=141,18–2·6,3=128,56 мм. Принимаем D_o=128 мм. Действительная толщина обода

.

Толщина диска колеса

C=0,5(S+δ_cт)=0,5(6,59+16)=11,29 мм.

С≥0,25b₂=0,25·38=9,5 мм.Принимаем С=12 мм.

 

 

 

 

 

 

 

3.ТЕХНИЧЕСКАЯ ЭКСПЛУАТАЦИЯ И ТЕХНИЧЕСКОЕ ОБСЛУЖИВАНИЕ СЛА

3.1Руководство  по технической эксплуатации

Модель: _______

 

 Номер:_________________________________________________

Регистрационный номер:_________________________________________                                             Удостоверение о годности к полетам:__________________________

                                             номер, название организации, выдавшей удостоверение

 

        НАЧАЛО ЭКСПЛУАТАЦИИ: _______ _____________20г

3.1.2.Описание дельталета и его систем

1) Конструкция  шасси

Шасси предназначено для  осуществления руления, взлета, посадки  и для размещения на нем закрытой кабины, кресел пилотов, силовой установки, оборудования и систем, а также для закрепления крыла.

Шасси состоит из каркаса  крыла, передней стойки, основных стоек  и узла вращения крыла.

Основные технические  данные: Колея, мм 1500 База, мм 2080 Шины 400*150 ТУ1-93 ПО «Омскшина» Давление в шинах, кГс/кв.см 1,0 + 0,1 Тормозное колесо Переднее Тип тормоза Барабанный Амортизаторы стоек

передней Пружинный задних Пневматические или гидравлические с пружиной.

Каркас шасси состоит  из продольной балки, пилона, моторамы, рамки кресел, поддона бензобака. Продольная балка, пилон и рамка кресел выполнены из труб. Для достижения малого веса при достаточной прочности эти элементы выполнены составными и имеют усиления. Продольная балка усилена вставными трубами по всей длине. Трубы пилона усилены вставками в средней части. Продольная балка и трубы пилона соединены между собой накладками при помощи кронштейнов и накладок на стальных болтах. К пластинам, соединяющим трубу передней стойки с продольной балкой и к кронштейнам моторамы, соединяющим трубы пилона в средней части, при помощи ушковых болтов закреплена рамка кресел. Рамка кресел представляет собой гнутую по контуру трубу, соединенную с такой же трубой внутренними и наружными вставками. Моторама состоит из кронштейна и двух тяг. Кронштейн, выгнутый из листовой стали, вилкообразной частью крепится к трубам пилона через накладки в средней части. Консольная часть кронштейна через ушковые болты крепится тягами к нижней части задней трубы пилона. Тяга представляет собой трубу с проушинами на концах. В местах крепления двигателя на мотораме установлены резиновые амортизаторы. В задней части продольной балки закреплен поддон топливного бака. Поддон выполнен из листового металла, закреплен к балке хомутами и имеет две полосовые стяжки для удерживания топливного бака. Поверхности поддона, соприкасающиеся с топливным баком, покрыты листовой пористой маслобензостойкой резиной.