Конструктивное усовершенствование гидравлической системы самолета Ту-154 на основе анализа эксплуатации (стр. 6 из 9)

Подбор гидравлического бака

Гидравлический бак предназначен для хранения запаса рабочей жидкости АМГ-10, которая должна обеспечивать работу гидросистемы установки, зарядку гидроаккумуляторов, заправку гидросистемы самолета, а также наполнение гидросистемы самолета при проверке ее работоспособности. Объем жидкости АМГ-10 в гидросистеме подбирается с учетом коэффициента запаса жидкости. Принимаем объем жидкости равным 80 * 10-3 м3.

Vопрт. = Vж * Кз

Где: Кз - коэффициент запаса жидкости, равный 1,25.

Тогда:

Vпорт. = 80 * 10-3 * 1,25 = 100 * 10-3 (м3).

Выбираем бак цилиндрической формы с длиной 1=0,6 м Определяем диаметр гидробака

2.5 Расходомер-вискозиметр

Вязкость рабочей жидкости гидросистемы определяет ее смазывающую способность и тем самым влияет на условия работы сопряженных пар гидроагрегатов, а также на работу реле времени, синхронизаторов и прочих устройств, в которых применяется дросселирование потока.

В процессе эксплуатации жидкость АМГ-10 подвергается температурным воздействиям, действию звуковых колебаний различной частоты, продавливанию через зазоры в гидроагрегатах. Все это приводит к ее деструкции и снижению вязкости. Снижение вязкости ниже предельно допустимой величины является основанием для замены рабочей жидкости в системе.

Снижение вязкости АМГ-10 с наработкой может привести также к возрастанию систематических погрешностей определения расхода термоанемометричееким методом.

Для оперативного определения вязкости жидкости в сливной магистрали разрабатываемой установки установлен расходомер-вискозиметр, позволяющий определять качество масла, а также вносить поправки в показания термоанемометрических приборов для исключения погрешности.

2.6 Расчет нагнетающего насоса

Нагнетающий насос - шестеренного типа, обеспечивает повышение давления до величины штатного давления в гидросистеме Ту-154

кг/см2 при подаче 110 л/мин, что соответствует суммарной подаче двух насосов НП-89Д при их одновременной работе.

Производительность шестеренного насоса определяется по формуле:

Где: Dнач. - диаметр начальной окружности ведущей шестерни, см

m - модуль зацепления, см

b - ширина шестерни, см

n - частота вращения ведущей шестерни, об/ мин

ηоб = 0,9 - объемный КПД насоса.

Частоту вращения ведущей шестерни примем n=1000 об/мин. Диаметр начальной окружности ведущей шестерни примем Dнач = 6 см (0,06 м). Модуль зацепления выбираем из стандартного ряда, m =1,6 см (0,016 м).

Зная требуемую величину расхода (Q=110 л/мин), решая уравнение относительно ширины шестерни, получим:

Мощность на валу насоса определяется из выражения

Где: Р=210 кг/см - давление за насосом (20,58 МПа);

b = 1,85 см - толщина шестерни. Значение ее увеличено по сравнению с расчетным для обеспечения некоторого запаса по подаче (0,0185 м);

ω - угловая скорость, рад/с;

rгол - радиус головок шестерни, см;

rнач - радиус начальной окружности, см;

u =1,4 см половина длины линии зацепления, см.

Угловая скорость определяется по формуле:

w = pn/3

w = 3,14*1000/30=104,7 рад/с

Радиус начальной окружности:

r

=D /2

r

=6/2=3 см (0,03 м)

Радиус головок шестерни:

r

= r + h

Где: h = 1,5 см - высота головки зуба.

r

= 3+1,5 = 4,5 см (0,045 м)

Подставляя полученные значения, получим

N=210*1,85*104,7(4,52-32-1,42)/1,35*100*75=37,32 (кВт)

Мощность на ведущем валу привода насоса определяется по формуле:

Nв=N/h

Где: ηпр. - КПД привода

h

=h 1h 2h

Где: η1 = 0, 98 - КПД первой ступени редуктора;

η 2 = 0,98 - КПД второй ступени редуктора;

ηк - КПД подшипников валов, с учетом потерь на вентиляторе;

h

=0,99

Где: n = 3 - количество валов в редукторе.

ηк = 0,993 = 0,97

ηпр = 0,98*0,98*0,97=0,93

NB= 37,32/0,93 = 40,0 кВт

Согласно рассчитанной мощности выбираем электродвигатель А2-72-2 мощностью 40 кВт и частотой вращения якоря 2900 об/мин.

2.7 Кинематический расчет редуктора

Общее передаточное число редуктора определяется по формуле:

i = ωм / ωн

Где: ωм - угловая скорость вращения якоря электродвигателя;

ωн - угловая скорость вращения ротора насоса.

Заменяя угловую скорость частотой вращения, получим:

i = 2900/1000 = 2,9

Редуктор двухступенчатый с цилиндрическими косозубыми колесами.

Передаточное число первой ступени редуктора:

i

= z /z

Где: Z2 = 20 - число зубьев ведомого колеса;

Z1 =12 - число зубьев ведущего колеса.

i1-2 =20/12=1,67

Передаточное число второй ступени редуктора:

i

= i/ i

i

= 2,9/,67=1,74

Выбирая количество зубьев ведущего колеса второй ступени редуктора

=12, определяем количество зубьев ведомого колеса передачи:

Z3 =

*i2-3

Z3 =12*l,74=21

Для снижения возможных ударных нагрузок передача крутящего момента от электродвигателя к редуктору и от редуктора к насосу осуществляется через муфту.

2.8 Расчет муфты

Основные данные:

- номинальная передаваемая мощность N=40 кВт;

- коэффициент режима работы, учитывающий условия эксплуатации, Кр=2,5;

- диаметр посадочного участка вала d = 0,04 м.

Определяем диаметр, на котором находятся центры тяжести пружин:

Do = 4,5*d = 4,5*0,04 = 0,18 (м)

Пружины располагаются в два ряда, количество пружин т=16.

Сила, приходящаяся на каждую пружину, определяется по формуле:

F = T/0,5*Do*m

Где: Т - крутящий момент

Т = Рном / ω

Где: Рном = 40 кВт - номинальная мощность;

ω - угловая скорость;

ω = π.n / 30 = 3,14*2900/30 = 684,4 (с-1)

Тогда:

Тном = 40*103/415 = 96,4 (Н*м)

Тmах = Кр*Тном = 2,5*96,4 = 241 (Н*м) Fном = 96,4/0,5*0,18*16 = 66,94 (Н)

Fmax = 241/0,5*0,18*16 = 167,36 (Н) Материал для пружины - сталь 75 2 класса

[τ] = 0,4σ = 0,4*1400 = 560 (МПа)

2.9 Расчет пружины на прочность

Расчет пружины на прочность производится по формуле:

τ = K.8.F.Do/ 7.π.d3

[τ]

Где: τ - расчетное напряжение в поперечном сечении витков;

Do - средний диаметр пружины, Do = 0,012 м;

d - диаметр проволоки, d = 0,0025 м;

К - коэффициент, учитывающий влияние кривизны витков и поперечной силы;

К = (4С+2)/(4С-3)

Где: C = Do/d - индекс пружины

С = 0,012/0,0025 = 4,8

Тогда:

К = (4*4,8+2)/(4*4,8-3) = 1,2

Таким образом

τ = 1,2*8*167,36*0,012/3,14*0,00253 = 392,97 (МПа)

Условие τ < [τ] выполняется, поэтому пружина выбрана правильно.

При расчете пружины на жесткость определяется величина усадки λ, от воздействия силы F.

Для пружины круглого сечения

λ = 8.F.Do3Z/σ.d4

Где: Z - число витков пружины, Z = 6;

σ - модуль сдвига, σ = 8*104 МПа; F = 66,94.

Тогда:

λ = 8*66,94*0,01.23*6/8*104*0,00254 = 1,77*10 -4 (м)

Под действием силы

λ = 8*167,36*0,0123*6/8*104*0,00254 = 4,44*10 -4 (м)

График зависимости λ от F представляет собой прямую линию (рис. 2.1).

2.10 Гидравлический расчет установки

Явление кавитации заключается в образовании в жидкости местных областей, в которых происходит выделение (вскипание) парогазовых пузырьков с последующим их разрушением в результате конденсации паров и смыкания пузырьков, сопровождающимися высокочастотными гидравлическими микроударами и высокими забросами давления.

Кавитация может возникнуть в трубопроводах, в насосах, а также во всех устройствах, где поток жидкости подвергается поворотам, сужениям с последующим расширением (в кранах, клапанах, вентилях, диафрагмах) и прочим деформациям.

Кавитация нарушает нормальный режим работы гидросистемы, а в отдельных случаях оказывает разрушающее действие на ее агрегаты.

Особенно отрицательное действие оказывает кавитация на насосы. Она наступает, если давление на входе во всасывающую камеру насоса окажется недостаточным для того, чтобы обеспечить неразрывность потока жидкости в процессе изменения скорости ее движения, задаваемой изменением скорости движения всасывающего элемента насоса.