6. Проверка на жесткость вала рассогласованных рулей

a) Для плоскости XOZ:

Общее уравнение для прогиба балки на последнем участке:

Принимаем, что на левой опоре x=0, f_x=0, следовательно f₀=0.

;

D=0,41; x₁=0,042 м; x₁=0,012 м;

Оптимальным значением будет x₁=0,012 м, так как значение x должно быть меньше чем значение длины вала-L=0,034 м.

Определяем допускаемый прогиб.

б) для плоскости YOZ:

Уравнение упругой линии:

D=36,3; y₁=0,033 м; y₂=0,054 м.

Оптимальным значением будет y₁=0,033 м, так как значение y должно быть меньше чем значение длины вала-L=0,034 м.

7. Максимальный прогиб

Находим максимальный прогиб.

условие максимального прогиба.

1. 

, p=4850 кг/м³;

2. 

;

;

условие на максимальный прогиб выполнилось (0,000000477<0,000136).

Большие перемещения сечения вала от изгиба могут привести к выходу из строя конструкции вследствие заклинивания подшипников. Поэтому кроме величины прогиба нужно определить величину угла поворота сечения θ вала в точках опоры. Угол поворота сечения будим определять там, где после решения квадратного уравнения, при проверки на жёсткость вал, получилось большее значение в одной плоскости, чем в другой. В данном случае большее значение получилось в плоскости YOZ-y=0,033 м.

Определяем угол ворота для этого сечения:

;

Для данного значения подходят шарика сферические подшипники-0,05. В таблице для подшипников по ГОСТ 8338-75 отсутствуют шарика сферические подшипники, следовательно сводим полученные подшипники к шарика радиальным однорядным.

Сверхлегкая серия диаметров 9:

-d_в=3 мм;

-D=8мм;

-B=3мм;

-C=560 Н;

-С₀=186 Н;

-М=0,0007 кг;

Схема размеров подшипников на валу руля:

D

B

d_в

Подшипники подобраны для данного вала.

8. Подбор подшипников для вала рулей

Для того, чтобы снизить потери на трение, а также зафиксировать вал рулей в осевом направление, на него ставят подшипники. Расчёт подшипника согласованного вала отличается от расчета вала рассогласованного тем, что нагрузка подшипниками в первом случае воспринимается от двух согласованных рулей, а во втором от одного.

Определяем эквивалентную нагрузку:

Где: - =R_bx=39,54 Н;

-Y=0, X=1-коэффициенты радиальной и осевой нагрузки;

- V=1-(внутренний), коэффициент вращения, зависящий от того, какое кольцо вращается.

- К_G=1,3-коэффициент безопасности;

- K_T=1-температурный коэффициент;

Делим Р_э на 2 так как вал руля рассогласованный.

С₀=186/4= 46,5.

-условие выполнилось.

9. Расчёт силового цилиндра рм

1) Площадь поршня РМ рассчитывается так:

P_рм=5*10⁵ Па;

Уравнение Лапласа для цилиндрической оболочки:

Для цилиндра R_t= , то имеем

h_oy-толщина оболочки цилиндра.

Расчёт по этой формуле даёт заниженное значение толщине цилиндра, так как учитывает только его растяжение. При работе на РМ действует так же сжимающая сила, изгибающий момент. Кроме того его конструкция должно быть достаточно жёсткой, поэтому в расчётах следует брать достаточно большой коэффициент запаса прочности.

f=1,6-коэффициент запаса прочности для цилиндра. Сам цилиндр будит изготавливаться из стали 30XГСА.

Длина силового цилиндра:

p (30XГСА)=7850 кг/м³;

Принимаем толщину оболочки h_oy=0,002 м из конструктивных соображений, так как получившаяся величина очень мала.

Для расчёта длины силового цилиндра рассчитываем ход поршня.

Рис.3. Кинематические элементы

Расчёт размеров кинематических элементов заключается определении хода поршня. Если угол отклонения вала оперения δ мал (обычно составляет не более 10-15⁰) ход поршня X, приближённо можно оценить по следующей зависимости: .

Угол δ определяем приближённо геометрически:

b=0,002м

δ =45⁰

X-? м

;