147997 (Расчет на прочность крыла большого удлинения и шасси транспортного самолета АН–148), страница 5
Описание файла
Документ из архива "Расчет на прочность крыла большого удлинения и шасси транспортного самолета АН–148", который расположен в категории "". Всё это находится в предмете "транспорт" из , которые можно найти в файловом архиве . Не смотря на прямую связь этого архива с , его также можно найти и в других разделах. Архив можно найти в разделе "курсовые/домашние работы", в предмете "транспорт" в общих файлах.
Онлайн просмотр документа "147997"
Текст 5 страницы из документа "147997"
Из этого уравнения находим
.
Зная наружный диаметр штока получим внутренний
м
Тогда толщина стенки .
Аналогично находим значение для цилиндра, но так как наружный диаметр цилиндра неизвестен, то в нулевом приближении принимаем его равным м. Тогда получим
м.
мм.
Построение эпюры осевой силы
Расчетное давление газа в амортизаторе
МПа.
Газ давит на шток с силой
кН.
Несоответствие между силой Рш и внешней нагрузкой 528,127 кН объясняется наличием сил трения в буксах. Таким образом, сила трения в одной буксе равна величине
кН.
На верхнем конце штока газ давит на шток с силой
кН.
Следовательно, между сечениями, проходящими через верхнюю и нижнюю буксы, шток сжимается силой
кН;
ниже сечения нижней буксы – силой
кН.
На цилиндр газ воздействует через уплотнение с осевой силой
кН,
растягивающей цилиндр. При построении эпюры Nц, следует учесть также силы Fтр и Sz. Окончательный вид эпюр осевых сил Nц и Nш показан на рис. 25
Рис. 25
Проверочный расчет штока
Вычисляем напряжение в расчетном сечении по формулам
Вначале находим вспомогательные величины:
F – площадь сечения штока;
W – момент сопротивления штока;
кпл - коэффициент пластичности штока.
Для напряжений получим
- нормальные напряжения, направленные вдоль оси z;
- тангенциальные напряжения разрыва цилиндрических элементов от воздействия внутреннего давления;
- радиальные напряжения в цилиндрических элементах;
- касательные напряжения;
Для более опасного варианта ( = - 1296 МПа) имеем эквивалентные напряжения
Коэффициент избытка прочности:
.
Найдем для штока критические напряжения потери устойчивости и предельный изгибающий момент. Из формулы Эйлера
,
R – радиус срединной поверхности цилиндрического элемента;
- толщина цилиндрического элемента.
Так как , то:
- критическое напряжение по формуле Тетмайера.
Так как максимальное сжимающее напряжение σz = 1296 МПа не превышает σкр, то шток не теряет устойчивость.
При находим
Мпред - предельный изгибающий момент в рассматриваемом сечении.
Коэффициент избытка прочности
.
Проверочный расчет цилиндра
Запишем для цилиндра
F – площадь сечения цилиндра;
W – момент сопротивления цилиндра;
- коэффициент пластичности цилиндра.
Для напряжений получим
- нормальные напряжения направленные вдоль оси z;
- тангенциальные напряжения разрыва цилиндрических элементов от воздействия внутреннего давления ;
- радиальные напряжения в цилиндрических элементах;
- касательные напряжения;
Для более опасного варианта имеем эквивалентные напряжения
Коэффициент избытка прочности:
Найдем для цилиндра критические напряжения потери устойчивости и предельный изгибающий момент. Из формулы Эйлера
R – радиус срединной поверхности цилиндрического элемента;
- толщина цилиндрического элемента.
-
критическое напряжение по формуле Тетмайера.
Так как максимальное сжимающее напряжение σz = 1139 МПа не превышает σкр, то цилиндр не теряет устойчивость.
При находим
Мпред - предельный изгибающий момент в рассматриваемом сечении.
Коэффициент избытка прочности
.
Заключение о прочности шасси
Цилиндр и шток прочны в пределах точности принятой расчетной схемы, если толщины их стенок имеют значения
мм, мм.
Может оказаться, что толщина стенки цилиндра зависит от его локальной прочности в месте приложения к цилиндру сосредоточенной силы от подкоса.
Однако для решения этой задачи следует ввести более точную расчетную схему.
Расчет оси колеса на ресурс
Расчетный изгибающий момент
кНм.
Диаметр оси подбираем из условия
,
которое принимает вид
м.
Изгибающий момент при единичной перегрузке
кНм.
Для максимальных напряжений в оси
МПа
Величина предела выносливости гладкого полированного образца из легированной стали
МПа.
Принимая коэффициент , учитывающий качество обработки поверхности детали равным , получаем предел выносливости
МПа.
С помощью МКЭ (приложение 2) находим коэффициент концентрации напряжений
.
Находим предел выносливости детали
МПа.
Тогда величина
Считая параметры уравнения кривой усталости равными
, , определяем
.
Определив значения функций из графиков, [ 1 ] стр. 62,
находим правую часть корректированной линейной гипотезы суммирования усталостных повреждений
.
Долговечность оси колеса , характеризуемую числом взлётов-посадок вычисляем по формуле
Значение функции в соответствии с графиком равно
.
Принимая коэффицент запаса по ресурсу , найдем минимальный гарантийный ресурс оси колеса
посадок.
Приложение 1
148 РЕДУЦИР. ТОЛЩИНЫ
OБЩИE ДAHHЫE M XI YI FI .0040
.7200E+11 29 .0000 .0000 .1000E-14 .0060
-.5500E+09 4 1.0290 .4970 .1387E-01 .0060
-.3440E+09 3 1.2540 .5210 .2780E-02 .0060
.1201E+08 4 1.5570 .5390 .2780E-02 .0060
.1290E+07 2 1.8600 .5760 .2780E-02 .0060
.0000E+00 29 2.1620 .5450 .2780E-02 .0060
.1190E+07 15 2.4650 .5380 .2780E-02 .0060
-.3403E+05 16 2.7670 .5250 .2780E-02 .0060
.2145E+01 3.0700 .5080 .2780E-02 .0060
3.3710 .4860 .2780E-02 .0060
3.6730 .4600 .2780E-02 .0060
3.9750 .4310 .2780E-02 .0060
4.2730 .3990 .2780E-02 .0060
4.5770 .3640 .2780E-02 .0032
4.8020 .3360 .8030E-02 .0072
4.8020 -.1660 .3770E-02 .0072
4.5760 -.1810 .2330E-02 .0072
4.2720 -.2000 .2330E-02 .0072
3.9730 -.2170 .2330E-02 .0072
3.6710 -.2320 .2330E-02 .0072
3.3670 -.2460 .2330E-02 .0072
3.0670 -.2590 .2330E-02 .0072
2.7650 -.2580 .2330E-02 .0072
2.4630 -.2680 .2330E-02 .0072
2.1610 -.2740 .2330E-02 .0072
1.8590 -.2760 .2330E-02 .0072
1.1560 -.2730 .2330E-02 .0072
1.2550 -.2650 .2330E-02 .0052
1.0290 -.2500 .7690E-02 .0080
MX= .11948E+08 MY= .17681E+07 NZ= .00000E+00 IX= .15907E-02
IY= .10304E+00 FS= .39432E-01 Итераций- 19
ПОТОКИ КАСАТЕЛЬНЫХ HАПРЯЖEHИЯ ГЛАВНЫЕ ЦЕНTPAЛЬНЫЕ РЕДУKЦИOНHЫE УCИЛИЙ
ДEЙСTBИTEЛЬHЫE Х y КOЭФФИЦИЕНТЫ -.4989E+05
.3665E+09 -.2683E+01 -.4955E+00 .1007 -.3133E+06
-.3473E+09 -.1674E+01 .4213E-01 1.0060 -.2319E+06
-.3023E+09 -.1450E+01 .7508E-01 .5168 -.1480E+06
-.3069E+09 -.1148E+01 .1051E+00 .3820 -.6102E+05
-.3144E+09 -.8470E+00 .1542E+00 .2704 .2529E+05
-.3113E+09 -.5440E+00 .1353E+00 .3062 .1122E+06
-.3120E+09 -.2410E+00 .1403E+00 .2973 .1993E+06
-.3118E+09 .6128E-01 .1394E+00 .3006 .2866E+06
-.3109E+09 .3647E+00 .1345E+00 .3123 .3738E+06
-.3092E+09 .6664E+00 .1245E+00 .3376 .4609E+06
-.3070E+09 .9692E+00 .1105E+00 .3803 .5480E+06
-.3042E+09 .1272E+01 .9361E-01 .4500 .6354E+06
-.3010E+09 .1571E+01 .7351E-01 .5771 .7213E+06
-.2873E+09 .1876E+01 .5066E-01 .8280 .9070E+06
-.2029E+09 .2102E+01 .3165E-01 1.0060 .7280E+06
.4757E+09 .2122E+01 -.4700E+00 .1347 .6424E+06
.3679E+09 .1897E+01 -.4939E+00 .0992 .5556E+06
.3727E+09 .1594E+01 -.5250E+00 .0947 .4677E+06
.3771E+09 .1296E+01 -.5540E+00 .0910 .3786E+06
.3813E+09 .9947E+00 -.5810E+00 .0878 .2886E+06
.3853E+09 .6915E+00 -.6071E+00 .0850 .1976E+06
.3891E+09 .3923E+00 -.6320E+00 .0826 .1061E+06
.3908E+09 .9050E-01 -.6431E+00 .0816 .1376E+05
.3941E+09 -.2109E+00 -.6651E+00 .0796 -.7929E+05
.3968E+09 -.5124E+00 -.6831E+00 .0781 -.1729E+06
.3989E+09 -.8141E+00 -.6972E+00 .0770 -.2675E+06
.4026E+09 -.1517E+01 -.7222E+00 .0752 -.3617E+06
.4007E+09 -.1418E+01 -.7103E+00 .0761 -.4989E+05
.5140E+09 -.1644E+01 -.7043E+00 .0986 .7110E+06
Равнодействующие нормальных напряжений:
MX= .11844E+08 MY= .18281E+07 NZ=-.73329E+05
Приложение 2
46