Механизм управления закрылками

Размещено на http://www.allbest.ru/

ВВЕДЕНИЕ

Система управления закрылками осуществляет выпуск и уборку закрылков на режимах взлета и посадки для увеличения подъемной силы самолета и выдает также сигналы в системе управления предкрылками и стабилизатором при их совместном управлении.

Рис.1 - Схема механизма

Покажем схему механизма (рис.1):

1-привод (двигатель);

2-редуктор приводной;

3-муфта;

4-опора;

5-редуктор концевой;

6-шарико-винтовая передача;

7-звено закрылка;

8-вал.

В убранном положении закрылки расположены в хвостовой части крыла. Закрылки бывают однощелевые и многощелевые. В зависимости от типа закрылки делятся на секции. Каждая секция перемещается несколькими винтовыми механизмами. От привода до основного звена закрылка крутящий момент передается трансмиссией.

Трансмиссия представляет собой валы, соединенные между собой муфтами. Валы соединяются между собой, с редукторами и подъемниками.

Редуктор подъемника состоит из пары конических и цилиндрических колес, установленных на шарикоподшипниках.

К преимуществам такой схемы можно отнести:

· Передача движения в перпендикулярном направлении;

· Надежность работы, постоянство передаточного отношения;

· Компактность (меньшие габариты), уменьшение массы;

· Технологичность, простота конструкции и обслуживания

К недостаткам:

· Высокая точность изготовления зубчатых колес;

· Шум при работе со значительными скоростями

Принцип работы механизма. Привод преобразовывает постепенно энергию тепловую в механическую. Приводной редуктор понижает число оборотов и передает вращательное движение на трансмиссию через карданные валы движение передается на концевой редуктор и с помощью цилиндрически-конической пары редуктора преобразовывается вращательное движение в перпендикулярном направлении в поступательное движение шарико-винтовой передачиЇ закрылки приводятся в движение.

1. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ

1.1 Определение мощности двигателя

Для определения мощности двигателя, найдем потребную мощность по формуле:

, (1.1)

где F- заданная сила, действующая на винте, Н;

V- скорость выпуска крыла(мм/с), которая находится как отношение хода винта L(мм) к времени выпуска t(с):

;

Находим потребную мощность:

Pпотр=50000·11,11= 555,5 (Вт)

Коэффициент полезного действия всего механизма определяется по формуле:

, (1.2)

где КПД муфты;

КПД конической передачи;

КПД винтовой пары;

КПД подшипников;

зц=0.97 КПД цилиндрической передачи

Находим мощность двигателя:

; (1.3)

.

Для работы механизма необходим двигатель мощностью 0,6763 кВт.

1.2 Определение общего передаточного отношения редуктора

Частота вращения магистрали задана по условию и равна

Частоту на выходе находим как отношение числа оборотов винта на рабочий ход nx(об) к времени выпуска t(с):

.

Определяем передаточное отношение редуктора:

.

Зная передаточное отношения всего редуктора, можно найти передаточные отношения каждой ступени.

Определим передаточное отношение и мощность каждой из ступеней, частоты вращения на валах. Результаты вычислений занесём в таблицу 1.1.

Таблица 1.1

Частоты вращения на валах и мощности степеней

	Тихоходная ступень	Быстроходная ступень
U	1	Uб=
n1, мин-1	n2б=107,7	=200
n2, мин-1	n2б=107,7
P, кВт

Найдем вращающие моменты на валах:

1. Вращающий момент на быстроходном валу:

Нм.

2. Вращающий момент на промежуточном валу:

Нм.

3. Вращающий момент на тихоходном валу:

Нм.

2. РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ

2.1 Выбор материала зубчатых колес

Основными видами повреждения зубчатых колес являются усталостное выкрашивание рабочих поверхностей и излом зубьев, поэтому материалы для зубчатых колес следует выбирать по условиям обеспечения прочности зубьев на выносливость при действии контактных и изгибных напряжений.

Зубчатые колеса для агрегатов аэрокосмической техники изготовляют из цементируемых, высоколегированных сталей. С целью уменьшения массы и габаритных размеров выбираем материалы с высокими механическими характеристиками. Для зубчатых колёс наиболее подходящими будут стали - 20Х, 20ХН, 40Х, 40ХН, 30ХГСА. При расчетах возможно незначительное изменение твёрдости материала. Для быстроходной и тихоходной ступеней выбираем материал сталь 40ХН с твёрдостью 45...50 HRC, которая достигается путем цементации.

2.2 Расчет зубчатых конических передач

Расчет приведен в таблицах 2.1-2.12.

Таблица 2.1

Исходные данные

Наименование параметра	Шестерня (Колесо)	Обозначение	Значения
			Быстр.ст.	Тих.ст.
Мощность, кВт		P	0,6366	0,6176
Передаточное число		U	1,857	1
Частота вращения, мин-1	Шестерня	n	200	107,7
	Колесо		107,7	107,7
Срок службы, ч.		Lh	1200
Режим работы		-	Средний равновероятный
Угол наклона профиля			0
Степень точности			7-В
Заготовка			Поковка
Марка стали	Шестерня		40ХН	40ХН
	Колесо
Термообработка	Шестерня	Поверхностное упрочнение	Закалка ТВЧ
	Колесо
Твердость поверхности, HRC	Шестерня		50	50
	Колесо		39	45
Смещение	Шестерня	X1	0	0
	Колесо	X2	0	0
Количество зубьев	Шестерня	Z1	21	25
	Колесо	Z2= Z1U	39	25

Расчет конической передачи

Таблица 2.2

Определение допускаемых контактных напряжений конической передачи

Наименование параметра	Обозначение	Формула
			Тих.ст.
Кол-во нагружений за один оборот	Ш	с		1
	К			1
Кол-во циклов нагружений с учетом режима работы, млн.	Ш	Nk	Nk=60•c•n•Lh*	1,919
	К			1,919
Базовое число циклов, млн.	Ш	NHB	NHB=30•()	85.9
	К			66.7
Показатель степени	Ш	m	если Nk> NHB, то m=20;если Nk< NHB , то m=6.	6
	К			6
Коэффициент долговечности	Ш	ZN	ZN=	1,88
	К			1,81
Коэффициент запаса прочности	Ш	SH	Для зубчатых колес с поверхностным упрочнением	1.2
	К			1.2
Предел контактной выносливости, МПа	Ш	уHlim	уHlim=17·HRC+200	1050
	К			965
Допускаемое контактное напряжение,	Ш	[у]H		1402
	К			1303

Кh=0,25-коэффициент, учитывающий средний равновероятный режим работы.

Таблица 2.3

Определение делительного диаметра и модуля

Наименование параметра	Обозначение	Формула
			Тих.ст.
Относительная ширина зубчатого венца	Kбе	Kбе<0.3	0.2
Вспомогательный коэффициент	Kd	Для прямозубых передач	1013
Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий(зависит от Кбе)	KHB	По графику [4]	1.14
Коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку	КHV	[4]	1.1
Коэффициент, учитывающий форму зуба	Н	Для прямозубых колес	1
Межосевой угол передачи, град.			90
Крутящий момент на шестерне, Нм	T		52,56
Расчетный делительный диаметр на внешнем торце, мм	dе1		64,27
Модуль, мм	Расч	m		2,57
	Прин			2,5
Внешний делительный диаметр	Ш	dе		62,5
	К			62,5
Число зубьев плоского колеса		ZE	ZE=	35,35
Внешнее конусное расстояние, мм		Re		44,19
Ширина венца, мм	Расч	bW		8,84
	Прин			9

Таблица 2.5

Проверочный расчет на контактную выносливость конической передачи

Наименование параметра	Обозначение	Формула
			Тих.ст.
Относительная ширина зубчатого венца	Кбе		0.2
Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями в связи с ошибками изготовления	КН	Для прямозубых передач [4]	1
Крутящий момент на шестерни, Нм	T1		54,76
Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий(зависит от Кбе)	КНВ	По графику [4]	1.14
Окружная сила на делительном цилиндре,Н	Ft		1950
Окружная скорость, м/с	V		0.32
Коэффициент, учитывающий влияние модификации профиля и вида зубьев		Для прямых передач без модификации[2]	0.14
Коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса	g0	Для модуля меньше 3.55[4]	4.7
Удельная окружная динамическая сила, Н/мм	WH		2,18
Коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку	КНV		1.01
Коэффициент, учитывающий форму зуба	Н	[4]	1
Действующее контактное напряжение, МПа			1286
Сравнение с допускаемым, %			-1,24
Наименование параметра	Обозначение	Формула
			Быстр.ст.
Эквивалентное число зубьев	Ш	Zv		35,46 35,46
	К
Коэффициент, учитывающий форму зуба	Ш	YFS	YFS=(3,47+13,2/ZV)·1,2	3,99
	К			3,99
Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий	КFB	КFB=КHB	1.12
Коэффициент, учитывающий внутреннюю нагрузку	КFV	КFV=КHV	1.015
Коэффициент нагрузки	KF	KF=KFв KHв	1,15
Действующее изгибное напряжение, МПа	Ш			616 616
	К
Сравнение с допускаемым, %			3,86
Нmax , МПа			1907 3,68 1355 21
Сравнение с допускаемым, %
Fmax , МПа
Сравнение с допускаемым, %

Расчет цилиндрической передачи

Таблица 2.6

Определение допускаемых контактных напряжений цилиндрической передачи

Наименование параметра	Обозначение	Формула
			Быстр.ст.
Кол-во нагружений за один оборот	Ш	с		1
	К			1
Кол-во циклов нагружений, млн.	Ш	Nk	Nk=60•c•n•Lh·Kh	3.6
	К			1.938
Базовое число циклов, млн.	Ш	NHB	NHB=30•(HB)2.4	85.9
	К			47.32
Показатель степени	Ш	m	если Nk> NHB,, то т=20; если Nk< NHB , то т=6.	6
	К			6
Коэффициент долговечности	Ш	ZN	ZN=	1,69
	К			1,7
Коэффициент запаса прочности	Ш	SH		1,2
	К			1,2
Предел контактной выносливости, МПа	Ш	уHlim	уHlim=17HRC+200	1050
	К			863
Допускаемое контактное напряжение, МПа	Ш	[у]H		1336
	К			1102
Принятое				1102

Таблица 2.7

Проверочный расчет

Наименование параметра	Обозначение	Формула	Значения
			Быстр.ст.
Коэффициент, учитывающий форму сопрягаемых поверхностей	ZH		2,5
Коэффициент, учитывающий свойства материала	ZE		190
Коэффициент торцевого перекрытия			1,645
Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий	Z		0,886
Окружная скорость, м/с	V		0,3297
Коэффициент, учитывающий окружную скорость	ZV	[2] При v<6 м/с - ZV=1	1
Коэффициент, учитывающий шероховатость сопрягаемых поверхностей	ZR	для Ra=1.25?0.63 мкм ZR=1 для Ra=2.25?1.25 мкм ZR=0.95 для Ra=40?10 мкм ZR=0.9	1
Коэффициент, учитывающий появление погрешностей зацепления		[4]	0,14
Коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев	q0	При m<3.55 q0 =4.7, а при m>3.55 q0 =5.3	4,7
Удельная окружная динамическая сила, Н/мм	WHV		1.063
Коэффициент нагрузки	KH	KH =1+WHV·bw /Ft·KHA	1,043
Действующее контактное напряжение, МПа			1113
Сравнение с допускаемым, %			1

1.3 Геометрический расчет конической зубчатой передачи

Основные параметры зубчатых колес мы вычислили: модуль, ширину, делительный диаметр и количество зубьев- при расчете на прочность. Размеры остальных элементов колес и формулы для их определения занесем в таблицу 2.12 и 2.13

Таблица 2.8

Геометрические параметры конических колес

Наименование	Обозначение	Тихоходная ступень	Размерность	Формула
		Значение
Внешний делительный диаметр шестерни	dе1	62,5	мм
Внешний делительный диаметр колеса	dе2	62,5	мм
Внешнее конусное расстояние	Re	44,19	мм	b kbe
Среднее конусное расстояние	R	39,69	мм	Re-0.5b
Межосевой угол передачи		90	град	Определяется схемой редуктора
Угол делительного конуса		45	град
		45
Внешняя высота зуба	he	5,5	мм	me(2h*а+c*)
Коэффициент высоты головки зуба	ha*	1	мм	cos
Коэффициент радиального зазора	c*	0.2	мм
Внешняя высота головки зуба	hae	2.5	мм	me
Внешняя высота ножки зуба	hfe	3	мм	1.2me
Диаметр вершин шестерни на внешнем торце	daе1	66,03	мм	de1 +2hae cos
Диаметр вершин колеса на внешнем торце	daе2	66,03	мм	de1 +2hae cos
Диаметр впадин шестерни	dfе1	58,08	мм	de1 -2haecos
Диаметр впадин колеса	dfе2	58,08	мм	de1 -2hae cos

Таблица 2.9

Геометрические размеры цилиндрической зубчатой передачи

Наименование	Обозначение	Быстроходная ступень	Размерность	Формула
		Значение
Начальный диаметр шестерни	dw1	31,5	мм
Начальный диаметр колеса	dw2	58,5	мм
Диаметр вершин шестерни	da1	34,5	мм	dw1 +2m
Диаметр вершин колеса	da2	61,5	мм	dw2 +2m
Диаметр впадин шестерни	df1	27,75	мм	dw1 -2.5m
Диаметр впадин колеса	df2	54,75	мм	dw2 -2.5m
Ширина шестерни	bw1	16,25	мм	bw + 1,5m
Ширина колеса	bw2	14	мм	bw1 = bw
Межосевое расстояние	aw	45	мм	0.5m(z1+z2)
Диаметр отверстия под вал	dв	17	мм
Принимаем	dв	20	мм
Толщина обода колеса	доб2	6		2,5…4m, но не менее 10мм
Толщина стенки колеса	С2	3,5	мм	0,2,,,0,3dв
Толщина ступицы колеса	дст	6	мм	0,3,,,0,4dв
Диаметр отверстий в стенке колеса	dотв	3,2	мм	0,25(dоб- dст)

3. ЭСКИЗНОЕ ПРОЕКТИРОВАНИЕ

3.1 Проектировочные расчеты валов

Вал - деталь, предназначенная для передачи вращающего момента вдоль своей оси и для поддержания вращающихся деталей.

Определим диаметры валов из условия прочности на кручение:

(3.1.1)

где T-крутящий момент на валу;

Wp-полярный момент сопротивления;

-отношение внутреннего диаметра вала к внешнему (все валы редуктора полые), принимаем равным 0,7;

[] -допускаемое напряжение на кручение, которое принимают меньше чем действительное (из диапазона МПа), т.к. не учитывают напряжение на изгиб. Принимаем []=50 МПа

Из формулы (3.1.1) выражаем диаметр и находим его значения на каждом валу.

Быстроходный вал:

Принимаем d1=17 мм.

Промежуточный вал:

,

Принимаем d2=20 мм.

Тихоходный вал:

,

Принимаем d3=30 мм.

После определения диаметров валов разрабатываем их конструкцию, т.е. формируем ступени, опорные буртики, предусматриваем соединения вала с муфтой и зубчатыми колесами. Ступенчатая форма вала позволяет свободно передвигать каждую деталь вдоль вала до ее посадочного места и просто фиксировать ее на этом посадочном месте в осевом направлении. Шестерня и входной вал выполнены заодно, образуя вал-шестерню, аналогично поступаем и с шестерней и колесом тихоходной ступени.

Соединение зубчатого колеса с промежуточным валом выполняем с помощью эвольвентных шлицов. Подбор шлицевых соединений будем производить по ГОСТу 6033-80. Исходить будем из внешнего диаметра вала и оптимального числа зубьев.

С колесом быстроходной ступени:

шлиц , число зубьев z=8.

C колесом тихоходней ступени: , число зубьев z=12.

3.2 Выбор типа и схемы установки подшипников

Выбирая подшипники, на первом этапе конструирования редуктора исходят из ориентировочных значений диаметров валов. Затем, параллельно с уточнением размеров валов по длине и по диаметру и уточнением нагрузки подшипника, пересматриваем первоначальный вариант и выбираем наиболее рационально подшипники, обеспечивающие необходимые требования.

Выбираем шариковые радиальные однорядные подшипники. Этот тип в основном предназначен для восприятия радиальных нагрузок, но может воспринимать и осевые нагрузки. На быстроходный, тихоходный и промежуточные валы, в первом приближении, выбираем такие подшипники.

На быстроходный вал: 103 ГОСТ 8338-75;

На тихоходный вал: 206 ГОСТ 8338-75 и 8206 ГОСТ 7872-89;

На промежуточный: 104 ГОСТ 8338-75.

На быстроходном, тихоходном и промежуточном валах опоры устанавливаем по схеме враспор (рис.3.2.1), используя регулировочные кольца и распорные втулки. Кольца подшипников должны закрепляться на валу и в корпусе, чтобы фиксировать вал в осевом направлении, воспринимать осевую нагрузку и предотвращать проворот колец при динамических нагрузках.

Рис.3.2.1

4. ВЫБОР МУФТ [3]

Наш редуктор соединен с гидроприводом и винтовыми преобразователями с помощью шарнирных муфт. Такие муфты предназначены для передачи вращающего момента между валами, имеющими угловое смещение осей, которое может изменяться в процессе вращения муфты. При малых частотах вращения (до 200 мин-1) подбор муфт осуществляется по номинальным вращающим моментам.

Вращательный момент и диаметр на входном вале: T1=30,39 Нм, d=17 мм.

Выбираем муфту шарнирную 45-1-12-1-У3 ГОСТ 5147-80, у которой номинальный вращающий момент 45 Нм, внутренний диаметр 12 мм и внешний диаметр 25 мм. Соединение вала с муфтой выполняем с помощью шлицев, обозначение шлицев выбираем по диаметру вала: шлицы , число зубьев z=8.

5. ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ НА ЗАДАННЫЙ РЕСУРС [5]

В качестве опор валов используем стандартные подшипники качения. Нагрузочная способность подшипников заданного диаметра и серии зависит от типа подшипника. С увеличением диаметра подшипника, а также при переходе от легких серий к более тяжелым нагрузочная способность возрастает, но увеличивается стоимость.

Ранее мы уже выбрали шариковые радиальные однорядные подшипники. Нужно определить необходимую динамическую грузоподъемность и сравнить с допускаемой грузоподъемностью выбранных подшипников.

Динамическая грузоподъемность подшипника

, (5.1)

где

- расчетный ресурс;

- для шариковых подшипников, - для роликовых;

- коэффициент, вводимый при необходимости повышения надежности;

- коэффициент, учитывающий качество материала подшипников, смазочный материал и условия эксплуатации (для обычных условий работы);

Эквивалентная нагрузка равна:

 , (5.2)

где - радиальная нагрузка;

Fa-осевая нагрузка;

- коэффициент вращения;

- коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки;

-температурный коэффициент, при ;

Kе=0.63-коэффициент, учитывающий средний равновероятный типовой режим работы.

При проектировании опор передач исходными для определения нагрузок, действующих на подшипник, являются силы в зацеплении: нормальная сила и сила трения. Силами трения пренебрегаем, так как коэффициент трения между хорошо смазанными и чисто обработанными зубьями весьма мал. За радиальную нагрузку принимаем наибольшую из рассчитанных суммарных радиальных реакций в опорах. За осевую нагрузку принимаем суммарную осевую нагрузку.

Для определения нагрузок, действующих на опоры, вал на подшипниках заменяем балкой на опорах.

Размеры а, в, с, d указанные на рисунке 5.1 взяты из чертежа.

Быстроходный вал Промежуточный вал Тихоходный вал

Рис. 5.1. Нагрузки, действующие на опоры

Найденные силы и формулы для их нахождения занесем в таблицу 5.2.

Таблица 5.2

Усилия, действующие на валах

Вал	Разм.	Формула	Быстр.	Промеж.	Тихоход.
a	мм		80 (d=80)	23	15
в			21	24	50
c			41	2
Ft1/Ft2	Н	коническаяцилиндрическая	1929	1872/1951	1951
Fr1/Fr2		коническая, цилиндрическая	702	681,3/502	502
Fa			-	502	502
Fm		Для шарнирной муфты:	243,1	-	-
M	Н·мм		-	14091	14091

Из условия равновесия балки найдем реакции в опорах:

1. На входном валу:

;

На промежуточном валу:

.

На тихоходном валу:

;

6. РАСЧЕТ ВАЛОВ [5]

6.1 Расчет валов на статическую прочность

управление закрылки самолет

Для проверочного расчета валов составим расчетные схемы. Рассмотрим промежуточный вал (рис.6.1) как наиболее нагруженный. Вал представим как балку на двух опорах. Построим эпюры изгибающих и крутящего моментов.

Рис. 6.1. Эпюры моментов

Устанавливаем опасные сечения промежуточного вала (рис.6.1). Опасным является сечение 2 (под колесом быстроходной ступени), так как здесь действует max изгибающий момент. Выполним проверку вала на прочность в этом сечении.

Усилия, действующие на шестерне тихоходной ступени, сильно не влияют на значение изгибающих моментов, что видно из рисунка.

В опасном сечении:

изгибающий момент в горизонтальной плоскости

(Нмм);

изгибающий момент в вертикальной плоскости

суммарный изгибающий момент

(Нмм);

Н•мм - максимальное значение изгибающего момента, возникающее в момент пуска двигателя;

где .

Крутящий момент

(Н•мм).

Напряжение изгиба

МПа,

где ,

d-внешний диаметр вала, d=20 мм.

Напряжение кручения:

МПа.

Эквивалентное напряжение:

МПа.

Предел текучести для материала вала- стали 40ХН - МПа,

Коэффициент запаса прочности:

.

Условие прочности выполняется.

6.2 Расчет валов на усталостную прочность

Расчет на сопротивление усталости проводят в форме проверки коэффициента запаса прочности по усталости.

При совместном действии изгиба и кручения запас усталостной прочности определяется по формуле

, где

- коэффициент запаса по нормальным напряжениям;

- коэффициент запаса по касательным напряжениям;

- предел выносливости материала при изгибе, МПа;

- предел выносливости материала при кручении, МПа;

- коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла напряжений;

- амплитудные напряжения, МПа;

- средние значения напряжений, МПа;

- суммарные коэффициенты, учитывающие влияние всех факторов на сопротивление усталости при изгибе и кручении;

- коэффициент абсолютных размеров поперечного сечения;

- коэффициент влияния шероховатости поверхности;

- коэффициент влияния упрочнения, вводимый для валов с поверхностным упрочнением;

- эффективные коэффициенты концентрации напряжений.

Механические характеристики стали 40ХН:

твердость НВ не менее 240;

МПа, МПа, МПа, МПа;

, [5].

Проведем расчет на усталостную прочность валов. Коэффициенты в формулах выбираются в зависимости от концентратора напряжений. Результаты расчета сведем в таблицу 6.2.

Таблица 6.2

Расчет вала на усталостную прочность [5]

	Опасное сечение №2
Место расположения	Шлицы под колесом на промежуточном валу
, Н•мм	30212
Т, Н•мм	82140
d, мм	20
, МПа / шу	360 / 0,1
, МПа / шф	210 / 0,05
уm, МПа	, где Fa2=502 Н - осевая сила
, МПа
, МПа
	0.83
	1,15
	1,25 (закалка ТВЧ)
	1,66
	1,526

Условие прочности выполняется.

7. РАСЧЕТ ШЛИЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЙ

Для обеспечения необходимой работоспособности шлицевых соединений выполним проверочный расчет по условию прочности на смятие[4]:

где - крутящий момент;

-длина соединения;

-высота зуба;

Рассчитаем эвольвентные шлицы на входном валу и шарнирной муфте. Материал 40ХН, для которого ;

().

;

;

;

.

2. Рассчитаем эвольвентные шлицы на промежуточном валу и колесе быстроходной ступени (). Материал- сталь 40ХН, для которого .

;

;

;

8. КОНСТРУИРОВАНИЕ ЭЛЕМЕНТОВ КОРПУСНЫХ ДЕТАЛЕЙ И РАЗМЕЩЕНИЕ РЕДУКТОРА НА САМОЛЕТЕ

Корпус является основной несущей деталью редуктора. Корпусные детали предназначаются для обеспечения правильного взаимного расположения сопряженных деталей редуктора, восприятия нагрузок, действующих в редукторе, защиты рабочих поверхностей зубчатых колес и подшипников от инородных частиц окружающей среды.

Корпус редуктора литой из алюминиевого сплава Д1. Основными элементами корпуса являются его стенки, ребра жесткости, фланцы корпуса, прилегающие к фланцам крышки. Крепление крышки к корпусу производят шпилечными соединениями.

Так как корпус литой, то для него характерны гладкие очертания. Необходимо учитывать особенности механической обработки после литья. Плоские поверхности (стыковые поверхности фланцев корпуса и крышки, торцовые поверхности подшипниковых гнезд, участки под головки болтов и др.) обрабатываются фрезерованием.

Габаритные размеры корпусных деталей выясняются при компоновке редуктора, они в основном определяются типом, размерами и относительным расположением деталей передачи.

Герметичность обеспечивают манжеты и собственно сам герметик, нанесенный на поверхность крышки и корпуса при окончательной сборке.

Редуктор крепится к стенке лонжерона с помощью оси, которая проходит сквозь звенья и шплинтуется.

Так как возможен перекос или смещение осей передача крутящего момента от редуктора к винтовым преобразователям осуществляется с помощью карданного шарнира, представляющий соб...