РАБОТА № 3. РАСЧЕТ КОНСТРУКЦИЙ ТРУБЧАТЫХ

СТОЕК

Цель работы

Получить навыки конструирования трубчатых стоек.

 

Содержание работы

Проектирование оптимизированной конструкции трубчатой стойки, используя программное обеспечение Tflex или UGNX, по примеру, приведенному в данной работе.

 

 

Общие сведения

Определение массы оптимальной стойки трубчатого сечения

Труб­чатая стойка может терять как общую, так и местную устойчивость с одинаковой вероятностью в любых радиальных направлениях. Используя приближенные формулы (где F – площадь сечения; D – диаметр трубы; δ – толщина стенки; σ – напряжение, L – длина трубы)

 

                    (3.1)

для расчета прочности труб с соотношениями размеров

 

=75... 100 и 5,                             (3.2)

 

 получаем условие равенства общих и местных критических напряжений, соответствующее множеству труб:

 

.                                   (3.3)

 

Точке пересечения кривых _д и _кр соответствуют значения (см. рис. 3.1):

(3.4)

                        (3.5)

 

Рис. 3.1. График поиска оптимальных параметров трубчатой стойки

 

 

Погонная масса оптимальной трубы будет при этом равна M_{o пт3} = = 201 г/м.

Варианты рациональных конструкций трубчатых стоек

Целесообразно использовать конструкцию стойки, технологически возможную при изготовлении на производстве в условиях авиационного завода, наиболее простую и дешевую, то есть спроектировать рациональный вариант конструкции.

 

Вариант № 1

В качестве рационального варианта можно использовать норма­лизованную трубу (приложения Д, Е) из Д16Т с параметрами D = 38 мм и  = 1,5 мм или заказать трубу с D = 42 мм и  = 1 мм. Погонная масса трубы 32 x 1,5 будет равна 464 г/м, а трубы 42 x 1  ̶ 338 г/м. Такие трубы будут тяжелее оптимальной.   Наи­более легкая   ̶   всего в 338 : 201 =

= 1,68 раз, но значительно дешевле и проще во всех отношениях, так как имеет стандартные узлы для установки подшипников.

Для гражданских дозвуковых самолетов, для которых экономи­ческий эффект от снижения массы на 1 кг относительно невелик такое увеличение массы экономически оправдано.

 

Вариант №2

Рассмотрим вариант рациональной конструкции стойки, при­менявшейся, например, для сверхзвукового самолета Т4 или для ВКС «Буран», для которых экономический эффект от снижения массы самолета на 1 кг на порядок выше, чем для гражданских дозвуковых самолетов. Тогда затраты на более дорогую и более тех­нологически сложную конструкцию силовых стоек становится оп­равданным.

Конструкция нервюр крыла и сечений шпангоутов фюзеляжа ВКС «Буран» в связи с большими строительными высотами (1... 1,5 м) и неравномерным нагревом дюралюминиевой силовой конструкции (до 160°) становится ферменной. В этом случае целесообразными становятся стойки с переменными по длине диаметрами (рис. 3.2), с использованием высокопрочных свариваемых титановых сплавов (типа ВТ6, ВТ20, ВТ23) или алюминиево-литиевых сплавов (типа 1420, 1460), имеющих более высокую удельную прочность и жест­кость, чем алюминиевый сплав  Д16Т,  а  также возможность исполь­зовать сварную конструкцию

 концов стоек.

 

Рис. 3.2. Схема сварной конструкции

 

 

Рис. 3.3. Расчетная схема рацио­нальной сварной конструкции: a   ̶  схема сварной стойки; б  ̶ конструкция привариваемых наконечников

 

 

В этом случае для трубчатой стойки из материала 1460Т1 ( 400 МПа, р = 2,75 г/см³, расчетная схема приведена на рис. 3.3), используя формулу

                                            (3.6)

 

при т =4, = 0,4,   ξ =0,8 можно получить условие равенства общих и ме­стных критических напряжений в сечении стойки:

 

                              (3.7)

 

Построив  зависимость  действующих  и  критических напряжений

 , можно определить оптимальные параметры  D_{o пт} = 61,2 мм, _опт =

 = 0,382 мм и массу стойки М_опт  = 176,4 г/м.

Такую конструкцию можно изготовить штамповкой и сваркой из двух половинок из листового материала толщиной 8 = 0,4 мм и диа­метрами D = 62 мм и d = 40 мм с массой = 186 г/м (при этом сложность в обеспечении точности обводов и качества поверхности).

Уменьшение площади сечения в зонах, прилегающих к заделке, возможно, поскольку уровень действующих напряжений = 270 МПа в середине стойки значительно меньше  _0,2 и может быть увеличен до уровня  = 400 МПа  в зоне  заделки  при  уменьшении площади сечения стойки, так как местной потери устойчивости здесь не произойдет, так как значение   мало.

В этом случае масса такой рациональной конструкции стойки = 186 г/м) будет меньше, чем масса оптимальной трубчатой стой­ки постоянного диаметра (М_0ПТ  = 201 г/м) на 7,5 %.

Выводы:

1. Оптимизация параметров кронштейна и стойки может умень­шить их массу по сравнению с технологически рациональной кон­струкцией на 20 … 30 %, однако усложнение технологии и значитель­ное удорожание конструкции не всегда может быть оправданным.

2. Увеличение числа оптимизируемых параметров деталей требует значительных затрат времени ЭВМ и даже не всегда возможно.

3. Можно изготовить рациональную  конструкцию  стойки  пере-

менного диаметра, которая будет легче теоретической оптимальной стойки с сечением постоянного диаметра.

4. Возможен вариант оптимизации при применении различных материалов с более высокой удельной прочностью, например композиционных.

Расчет трубчатой стойки

 

Расчет стойки выполним при следующих условиях:

1.Определить параметры сечения стойки, имею­щей минимальную массу.

2. Подобрать трубу и выполнить со­единения концов стойки в виде ухо-вилка в  двух вариантах:

̶  неподвижное разъемное,

̶  с подшип­ником.

3. Исходные данные приведены в таблице 3.1, рис. 3.4.

 

Таблица 3.1

Исходные данные

Требование	Условие
Схема	Рис. 3.4
Нагрузка	Ру  = 20 000 Н
Лимит массы	Масса регулярной зоны трубчатой стойки должна быть минимальной
Ограничения	Профиль  ̶  труба, материал Д16Т, Длина стойки l =1000 мм, σв = 400 МПа, Е = 72000 МПа,  = 2,7 г/см3.

Порядок выполнения работы

1. Оформить эскиз задания.

2. Нарисовать два-три варианта стоек.

3. Построить график зависимостей действующих и критических

напряжения от .

4.Определить оптимальные значения параметров трубы D_oпт, δ_0ПТ и минимальную массу М_опт.

5. Подобрать по приложению Е 2…3 трубы, и выбрать рациональную трубу наименьшей массы.

 

 

Рис. 3.4. Стойка

6. Сравнить массу рациональной и теоретической трубы.

7. Разработать конструкцию неподвижного разъемного соедине­ния конца трубы. Определить параметры уха и вилки для неподвиж­ного соединении без подшипника.

8. Выполнить чертеж конца стойки с неподвижным соединени­ем без подшипника в масштабе М 1:1.

9. Выбрать из нормалей подшипник, ухо, вилку, а также осадку конца трубы.

120. Выполнить чертеж концов стойки с подшипником в масш­табе

М 1:1.

11. Оформить пояснительную записку с расчетами параметров и характеристик элементов соединения и со схемами рассчитывае­мых мест.

Методика расчета

Методика определения оптимальных параметров сечения круг­лой стойки изложена в [3, разделы 9.6 и 9.7].

Необходимо определить трубу, у которой значения D и δ обес­печивают равенство

 

                                  (3.8)

и минималь­ную массу трубы М_опт.

 Действующие напряжения в сечении трубы:

 

                                     (3.9)

 

Для трубчатого сечения стойки уравнение равенства действую­щих и критических напряжений имеет вид:

 

                      (3.10)

 

Решение системы уравнений (3.9) и (3.10) проводим в графическом виде, для чего задаемся значениями относительных параметров се­чения стойки D /δ.

В стойке с неподвижным соединением ухо-вилка разрабаты­ваем конструкцию соединения (может быть использована нормали­зованная осадка конца трубы (см. приложение Е).

В стойке с подшипником, ухо, вилку и осадку концов трубы выбирают по согласованным нормалям (приложение Е), подшип­ник (приложение И).

Пример выполнения расчета

 

 По исходным данным и методике расчета сначала выполняем эс-

кизы концов трубчатых стоек различных конст­рукций. Эскизы заделки наконечников стоек показаны на рис. 3.5.

 

Рис. 3.5. Эскизы заделки наконечников стоек: а ̶  клепаная конструкция;

б ̶  сварная конструкция

 

Задаемся значениями относительных параметров сечения стой­ки D / d и по формулам уравнений (3.9) и (3.10) производим расчеты, результаты полученных значений сводим в таблицу (табл. 3.2).

 

Таблица 3.2

Параметры соединения

	, мм2	D, мм	δ , мм	, мм2	, Па	, Па	M, г/м

Согласно данным таблицы строим в масштабе зависимости σ_д и   от   (рис. 3.6).

Определяем оптимальные парамет­ры трубы: на графике (рис. 3.б) находим точку пересечения кривых действующих и критических напряжений, то есть выполнение условия

 

,

 

и, следовательно, оптимальные значения (D/δ )_опт, D_om , δ_оггг, М_опт.

 

 

Рис. 3.6. График зависимости напряжений

 

    Согласно точке пересечения кривых σ_д и σ_кр оптимальным зна­чениям соответствуют: (D/δ )_опт = 126, отсюда

 

D_{o пт} = 54,7 мм, δ_0пт  = 0,434 мм,  F_min = 74,5 мм²

и  σ_кр = 290 МПа.

 

Погонная масса оптимальной трубы при этом будет равна М_опт= 201 г/м.

Рациональным вариантом  конструкции трубы из Д16Т в зави­симости от длины и нагрузки (см. приложение Е), будет труба с параметрами D = 38 мм и δ = 1,5 мм стандартная или изготавливаемая по заказу труба с D = 42 мм и δ = 1 мм.

Масса  трубы  38 х 1,5 мм   составит  М_х  =  464 г/м,  масса  трубы

42 х 1 мм составит М₂ = 338 г/м.

    Тогда соотношение масс конструкций труб рациональных к оптимальной будет:

 

M₁ : M₂ : М_ОПТ  = 464 : 338 : 201 = 2,3 : 1,68 : 1.

 

Для расчета параметров неподвижного шарнирного соеди­нения выполним эскиз со схемой нагружения (рис. 3.7).

 

 

 

Рис. 3.7. Соединение шарнирное

 

 

Для заданной нагрузки Р = 20000 Н выбираем болт диаметром d_б = = 8 мм, Р_срез = 32500 Н.

Минимальная толщина уха а рассчитывается из условия смятия.

Для неподвижного разъемного болтового соединения

 

[σ]_см = σ_в .

 

При установке втулки возможно следующее:

‒ смятие болтом стальной втулки, тогда

 

;          (3.11)

 

‒ смятие втулкой дюралевого уха, тогда

             
.                        (3.12)

 

Принимаем наибольшее значе­ние:  а = 5 мм.

Запас прочности по смятию втулки под болтом η =  5/2,3 = 2,17.

Запас прочности по смятию уха под втулкой η = 1.

Размер X определяем из условия разрыва уха (вилки) с учетом кон­центрации напряжений в точке а, рис. 3.8.

 

             
.                (3.12)

 

Принимаем наибольшее значе­ние:  а = 5 мм.

Запас прочности по смятию втулки под болтом η =  5/2,3 = 2,17.

Запас прочности по смятию уха под втулкой η = 1.

Размер X определяем из условия разрыва уха (вилки) с учетом кон­центрации напряжений в точке а, рис. 3.8.

 

 

Рис. 3.8. Концентрация напряжений в проушине

 

 

Средние значение действующих напряжений:

                    (3.13)

 

С учетом концентрации напряжений

 

                                       (3.14)

 

Условие прочности

 

 

Задаемся величиной коэффициента концентрации в первом при­ближении К = 1,15, тогда из формул (3.13) и (3.14) получим:

Размер уха Y выбираем из условия среза

 ,

тогда

.

 

Для простоты конструкции проушины принима­ем Y = Х = 8 мм. Запас прочности по срезу уха η = 1. Запас прочности по разрыву уха  η =  = 8 / 5,75 = 1,39. Толщину вилки а' = а / 2 принимаем 3 мм.

Конструкция традиционного неподвижного разборного соеди­нения приведена на рисунке 3.9. Конец стойки с установкой подшипника показан на рисунке 3.10.

Для рабочей нагрузки Р = 20000 Н выбираем подшипник, ори­ентирующийся с выступающим внутренним кольцом 98106910УС2

ЕТУ 100/S   (приложение И).   Параметры  подшипника:  d = 9 мм,  D =

= 26 мм. Толщина внешнего кольца B = 11 мм, толщина внутрен­него кольца ‒ 13 мм. Допускаемая нагрузка Р_разр = 21600 Н.

 

Рис. 3.9.  Конструкция неподвижного разъемного соединения

 

   

 

Рис. 3.10. Схема установки подшипника

 

Для заделки стандартных проушин в нормализованную трубу используем стандартную осадку конца трубы. Установке выбранно­го подшипника соответствуют стандартные проушины: ухо и вилка (приложение Ж).

 

 

---

Дата добавления: 2020-04-08; просмотров: 340; Мы поможем в написании вашей работы!

Поделиться с друзьями:

---

---

Мы поможем в написании ваших работ!