Определяем расстояние от поперечной силы до центра жесткости (рис. 21).
м.
Рис. 21
Заключение о прочности крылаИсследуя коэффициенты избытка прочности, можно прийти к выводу, что конструкция прочна по всем продольным элементам в сжатой и растянутой зонах и в обшивке, так как величина >1, причем запас прочности составляет:
- для стрингерного набора 10 - 15%,
- для обшивки 3 - 10%.
На некоторых участках обшивка немного перегружена.
Пояса лонжеронов значительно недогружены.
Проектировочный расчет стоек шассиИсходные данныеВзлетная масса самолета mвзл=130000 кг;
Посадочная масса самолета mпос= 80000 кг;
Количество основных стоек ;
Количество колес на основной стойке ;
Количество амортизаторов на стойке ;
Геометрические параметры: .
Подбор колесПодбор колёс начинаем с выбора типа пневматика. Тип выбираем с учётом условий эксплуатации и значений посадочной и взлетноё скоростей. Так как самолёт эксплуатируется на грунтовых ВПП, то используют пневматики низкого давления.
Далее определяем величину стояночной нагрузки для взлетной и посадочной массы самолёта:
кН;
кН.
По полученным данным из сортамента авиационных колес [2] выбираем колесо КТ-88 с характеристиками:
кН кН
кН - предельная радиальная нагрузка на колесо;
кН - максимально допустимая нагрузка на колесо;
мм - обжатие пневматика при максимально допустимой нагрузке;
кДж - работа, поглощаемая пневматиком при его обжатии на величину дмд;
кПа - рабочее давление в пневматике.
Так как , то пересчитаем характеристики колеса по формулам:
кПа
кН
мм
При этом удовлетворяются условия:
Коэффициент грузоподъемности колеса
.
Для коэффициента перегрузки принимаем значение
;
.
Тогда получим эксплуатационные нагрузки на колесо
кН;
кН.
Так как стойка содержит спаренные колёса, то более нагруженное колесо воспринимает усилие
кН <
Определение параметров амортизатора
Эксплуатационная работа, поглощаемая амортизационной системой при посадке:
,
где - эксплуатационная вертикальная посадочная скорость, равная
м/с.
Но так как , то принимаем м/с.
Тогда
кДж.
Одна стойка воспринимает эксплуатационную работу
кДж.
Вычислив эксплуатационную работу, поглощенную пневматиками при посадке
кДж,
найдем работу воспринимаемую амортизатором
кДж.
Ход амортизатора вычисляем по формуле
м;
- коэффициент полноты диаграммы обжатия амортизатора при восприятии работы .
цэ - передаточное число при ходе поршня Sэ .
Так как рассматривается телескопическая стойка и при этом предполагается, что в момент касания колесами земли ось стойки перпендикулярна поверхности земли, то зе =0,7 и цэ =1.
Для определения поперечных размеров амортизатора находим из равенства
площадь, по которой газ воздействует на шток амортизатора.
Зададимся значениями параметров:
МПа - начальное давление газа в амортизаторе;
- коэффициент предварительной затяжки амортизатора;
- передаточное число в момент начала обжатия амортизатора;
тогда
м2.
Для амортизатора с уплотнением, закрепленным на цилиндре, внешний диаметр штока равен величине:
м.
Толщину уплотнительных колец полагаем .Тогда для внутреннего диаметра цилиндра
м.
Начальный объем V0 газовой камеры находим по формуле
Высота газовой камеры при необжатом амортизаторе
м.
Параметры и находим по следующему алгоритму.
Для нахождения неизвестных и используем уравнения
1
2
3
После некоторых преобразований
4
Здесь - передаточное число соответствующее ходу амортизатора
- коэффициент полноты диаграммы обжатия амортизатора при поглощении работы . Для телескопических стоек .
Первое из равенств (3) имеет вид квадратного уравнения
, 5
где , 6
7
из равенства (5)
8
Подставляя из (8) во второе уравнение (3) получаем трансцендентное уравнение
,
корень которого есть искомая величина .
Вычисления сведены в табл. 8
Таблица 8.
Строим график в координатной системе ( Smax, f ) (рис. 22).
Рис. 22
Точка пересечения кривой с осью f = 0 дает значение Smax =0,55.
Из зависимости (8) найдём
.
Давление газа в амортизаторе при его максимальном обжатии
МПа.
Высота уровня жидкости над верхней буксой
м.
При этом:
0,589 + 0,1045 = 0,6935 > 0,55 - условие выполняеться.
Задаваясь значениями параметров:
м - конструктивный ход амортизатора;
м - суммарная высота букс;
м - опорная база штока;
м - суммарный размер узлов крепления амортизатора;
получаем длину амортизатора в необжатом состоянии
м.
Длина амортизатора при эксплуатационном обжатии
м.
Определение нагрузок на стойкуКоэффициент расчетной перегрузки:
.
Расчетная вертикальная и горизонтальная нагрузки на стойку равны:
кН;
кН.
Между колесами усилие распределяется в соотношении 316,87 : 210,36, а усилие - 79,22 : 52,81.
Построение эпюр изгибающих моментовСтойка является комбинированной системой. Вначале методом сечений находим усилие в подкосе. Записываем для стойки уравнение равновесия относительно шарнира
кН
Эпюра изгибающих моментов, действующих в плоскости движения самолёта, изображена на рисунке 23.
Рис.23
Максимальный момент, равный 489,57кНм, действует в точке навески шасси.
Эпюра изгибающих моментов, действующих в плоскости перпендикулярной плоскости движения самолёта, изображена на рисунке 24.
Рис. 24
Скачек на эпюре в точке присоединения стержня к цилиндру, созданный эксцентриситетно приложенной силой (вертикальной проекцией усилия в стержне), равен кНм.
Крутящий момент равен величине
кНм
и нагружает только цилиндр.
Подбор параметров поперечного сечения элементовВ проектировочном расчете для телескопической стойки подбирают толщины стенок цилиндра и штока. Вначале для каждого из указанных элементов выбираем сечение, в котором изгибающий момент имеет максимальное значение. Осевые усилия и крутящий момент в проектировочном расчете не учитываем. Из условия прочности
,
где k - коэффициент пластичности, принимаем ;
W - момент сопротивления
, ;
МПа.
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 силыРасчетное 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 штокаВычисляем 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 уz = 1296 МПа не превышает укр, то шток не теряет устойчивость.
При находим
Мпред - предельный изгибающий момент в рассматриваемом сечении.
Коэффициент избытка прочности
.
Проверочный расчет цилиндраЗапишем 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 уz = 1139 МПа не превышает укр, то цилиндр не теряет устойчивость.
При находим
Мпред - предельный изгибающий момент в рассматриваемом сечении.
Коэффициент избытка прочности
.
Заключение о прочности шассиЦилиндр 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 ресурсРасчетный 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 1148 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
