CC BY
45
№9
2007
нальной зоне контакта. Экспериментально получена упругая характеристика пружины за пределами устойчивости.
1. А п д р е е в а Л, Е. Упругие элементы приборов. —М.; Машиностроение, 1981. — 392 с
2. ПолищукД. Ф. Обобщенная теория цилиндрических пружин. — Ижевск: Изд-во Удм, ун-та. — 216 с.
3. СветлицкийВ.А. Механика стержней: Учеб. для втузов. В 2-х ч. Ч. 1 Статика, — М.: Высшая школа, 1987.— 320 с.
4. Светлицкий В.А. Механика стержней: Учеб. для втузов. В 2-х ч. Ч. 2 Динамика. — М.: Высшая школа, 1987. —304 с.
ВЫБОР МАТЕРИАЛА И РАСЧЕТ НА ПРОЧНОСТЬ БОКСА ИСПОЛНИТЕЛЬНОГО МЕХАНИЗМА ГИДРОАКУСТИЧЕСКОГО
РАЗМЫКАТЕЛЯ
Проведен общий анализ вопросов выбора материалов для гидроакустических размыкателей, используемых для специальных подводных аппаратов многоразового использования.
Рассмотрены особенности расчета на прочность боксов исполнительных механизмов гидроакустических размыкателей.
Common analysis on the question of choice of materials for underwater acoustic release systems applied to special reusable seabed vehicles was carried out.
Features of durability evaluation of mechanical boxes in those systems are examined.
Для возвращения на поверхность акваторий различных подводных самовсплывающих аппаратов многоразового использования служат специальные гидроакустические размыкатели, отсоединяющие их от якорного груза (рис. 1).
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
620.10
Канд. техн. наук, проф. КС. КАТРЮК инж. А.Б. ШТЕФАН
Рис. 1. Общий вид гидроакустического размыкателя
№ 9 2007
Для разработки и широкого внедрения новых типов размыкателей необходимо решить ряд сложных задач, связанных с выбором материалов, созданием рациональной конструкции, нормированием прочности элементов и узлов с учетом действующих на них сил.
Решение этих задач теоретическими методами механики осложняется особенностями свойств материалов, используемых в размыкателях при действии на них контактных нагрузок и трудно предсказуемым их поведением на больших глубинах под влиянием различного рода конструктивных и технологических факторов.
С изменением глубины циклический характер нагрузок в материалах размыкателя, связанный с погружениями и подъемами, обусловливает возникновение знакопеременных напряжений, величина которых зависит от глубины погружений [1,2]. Известно, что время работы металлических изделий в морской воде из-за усталостных явлений почти вдвое меньше, чем на воздухе. Немаловажную роль играют пределы изменения температуры в достаточно широком диапазоне, которые необходимо учитывать не только при проектировании гидроакустических размыкателей, но и в режимах их эксплуатации.
С увеличением глубины изменяется плотность морской воды из-за ее сжимаемости под действием гидростатического давления, происходит уменьшение температуры и повышение солености. Морская вода чрезвычайно агрессивна, в ней быстро разрушается большинство известных конструкционных материалов. Поэтому выбор материала, применяемого без специальных мер защиты, крайне важен. Кроме того, подверженность подводных объектов коррозии накладывает особый отпечаток на стадию их подготовки и эксплуатацию [3,4]. Условия эксплуатации размыкателя на глубинах до 6000 м в морской воде предъявляют к материалу для его изготовления особые требования.
Бокс исполнительного механизма должен иметь минимальную относительную массу, что обеспечивается следующими качествами материала: малой плотностью, большими удельными прочностью и жесткостью, представляющими соответственно отношения предела текучести и модуля упругости к плотности материала. Такими свойствами обладают высокопрочные металлы, однако для них характерны повышенная чувствительность к циклическим нагрузкам, подверженность коррозийному растрескиванию под нагрузкой.
В технологическом отношении материал должен быть достаточно пластичным и хорошо поддаваться механической обработке без потери его прочности. Механические свойства высокопрочных металлов, используемые для подводных аппаратов должны обладать стабильностью, что обеспечит надежность подводного аппарата в эксплуатации.
При длительной эксплуатации не всегда возможно реализовать периодическое обслуживание, поэтому материал должен иметь устойчивость к эрозии, вибрации, ударным нагрузкам и ползучести, а также быть пригодным для ремонта в морских условиях.
Для изготовления прочных корпусов подводных аппаратов применяются сталь, алюминиевые и титановые сплавы. У каждого материала есть свои преимущества и недостатки, поэтому его выбор зависит от конструкции изделия, глубины погружения, назначения и других факторов [3]. Наиболее подходящим материалом являются титановые сплавы, обладающие высокими механическими свойствами, коррозионной стойкостью в морской воде и немагнитностью. Применение титановых сплавов ограничивается их высокой стоимостью и сложностью механической обработки.
У современных титановых сплавов низкий модуль нормальной упругости. Это уменьшает допускаемую нагрузку по условиям устойчивости и заставляет снижать норму допускаемых напряжений из-за склонности к ползучести и образованию трещин. Однако по мере совершенствования механических свойств, технологии обработки и уменьшения стоимости -титановые сплавы находят все большее применение для изготовления различных элементов глубоководных аппаратов.
№ 9 2007
Исходя из сказанного выше, выбираем титановый отожженный сплав марки ОТ4-1 [5,6], совпадающий по техническим характеристикам с титановым сплавом, содержащим б% А1, 4% Ъх и 1%У, применяемым в США для подводных аппаратов [3].
Механические характеристики ОТ4-1
Предел текучести сг, МН/м2....................................................................967
Модуль упругости Е, ТН/м2.....................................................................0,12
Предел прочности ав, Н/м2.....................................................................10120
Относительное удлинение £, %...................................................................17
Относительное сужение Ч/, %.................................................................34,5
Плотность р-103, кг / м3...............................................................................4,5
Удельная прочность <т./р........................................................................2160
При расчете прочности исполнительного механизма необходимо ввести понятие рабочей и расчетной глубины погружения.
В иностранной технической литературе рабочей называют глу бину, на которую подводный аппарат может погружаться неограниченное число раз за эксплутационный период. Длительность этого периода определяется надежностью работы различных элементов изделия, в том числе особенностями конструкции и свойствами материала, из которого оно изготовлено.
Расчетной называют глубину, соответствующую гидростатическому давлению, принятому для расчетов прочности элементов изделия. При погружении на эту глубину может произойти разрушение прочного корпуса бокса.
Отношение расчетной глубины погружения к рабочей называют «коэффициентом безопасности или запасом прочности». Для глубоководных аппаратов этот коэффициент принимают равным 1,3-1,4 [2]. Допущение такого запаса прочности для гладких цилиндрических оболочек объясняется следующим: небольшие размеры прочного корпуса допускают высокую точность изготовления; стенки бокса менее чувствительны к отклонениям от правильной цилиндрической формы под действием гидростатического давления; абсолютное значение запаса глубин для глубоководных аппаратов довольно значительно и составляет 30-40 %.
Запасом прочности также называют отношение расчетной (опасной) нагрузки к рабочей (допускаемой).
Умножая рабочую нагрузку на выбранный коэффициент запаса прочности, получают расчетную нагрузку, на действие которой и проверяют прочность конструкции корпуса. Для приближенных расчетов принимают Р ас = 1,75-Р , что соответствует расчётной глубине Я = 1,75 Я. РЧ Р
расч ' р
При проведении расчетов на прочность воспользуемся формулами, приведенными в работе [2].
Расчет прочного корпуса бокса состоит в определении напряжений, возникающих под действием нагрузки, и в проверке соблюдения условий прочности по напряжениям. При расчетной нагрузке действующее напряжение должно быть равно или меньше допускающей его:
о „ < о . (1)
деист доп \ /
Под воздействием гидростатического давления возникают значительные сжимающие напряжения и цилиндрическая форма бокса может потерять устойчивость, если давление превысит критическое значение. Чтобы исключить возможность потери устойчивости формы при расчете толщины стенок бокса, необходимо определить критическое давление и проверить условия устойчивости по формуле:
№ 9 2007
Р > КР , (2)
кр — расч' V
где —критическое давление; Ррасч — расчетное давление; К= 1,0+- 1,5 — коэффициент запаса устойчивости формы.
При расчете толгДины оболочки цилиндрического корпуса в первом приближении из условия прочности применяют формулу;
t=K*P • R / о (3)
И расч доп J
где К' = 1,05 -М, 1, а Я — радиус цилиндра, выраженный в метрах.
Расчет прочности цилиндрического бокса выполняют в такой последовательности: по заданной глубине Нр определяют расчетную нагрузку, выбирают материал и определяют допускаемые напряжения. Толщину стенок бокса рассчитывают из условия прочности по напряжениям по формуле
о > КР -Л / i , (4)
доп расч ц ' V v
raet > КР R/a .
ц расч доп
Принимаем следующие допускаемые напряжения, рекомендованные в различных специальных источниках по практическим расчетам цилиндрических оболочек:
— для суммарных напряжений в оболочке, имеющих местный характер,
a -1,0 a; (5)
ДОП * Т* V '
— для цепных напряжений в оболочке, имеющих общий характер
a = 0,5 a ; (6)
доп > т 5 \ ;
— для напряжений сжатия в поперечных сечениях
a = 0,5 a (7)
дои ' т. v J
Теоретическое значение критического давления для цилиндрической оболочки определяют по формуле Мизеса—-Папковича
Р,кр= 19,1 -(ЮО -tJR)1 • (Л-100 -*ц/12)0-58 (8)
или по формуле Соусвелла—Папковича
Р'к?= 18,3-(100- tJR)vl- 100-ru. (9)
где / и / — длина и толщина цилиндрической оболочки соответственно. Действительное критическое давление определяют по формуле
(ю)
где г|, — поправочный коэффициент, учитывающий начальный погиб, неоднородность материала и другие нелинейные факторы; rj2 —поправочный коэффициент, учитывающий влияние отклонений от закона Гука.
При расчете критического давления по формулам (8), (9) коэффициент г|р принимают соответственно равным 0,6 и 0,7. Значение коэффициента т]2для расчетов прочных оболочек из титановых сплавов с высокими прочностными характеристиками определяют по [2] = 0,6 - 0,9.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1. Б е рт о Г. О, Океанографические буи: Пер. с англ. —Л.: Судостроение, 1989. — 214 с.
2. Дмитриев А, Н. Проектирование подводных аппаратов. — Л.: Судостроение, 1988. — 240 с.
№ 9 2007
3. Понырко С. А., Попов О. С., Я с тр е б о в В. С. Адаптивные системы для исследования океана. — СПб.; Судостроение, 1993. — 224 с.
4. Ястребов В. С., С о б о л е в Г. П., С м и р н о в А. В. и др. Системы и элементы глубоководной техники подводных исследований. —-Л.: Судостроение, 1988. — 304 с.
5. А н у р ь е в В. И. Справочник конструктора-машиностроителя: в 3-х т. Т. 1 / Под. ред. И. Н. Жестковой. — М.: 1999. —728 с.
6. Материалы в приборостроении и автоматике; Справочник / Под ред. М. И. Пятина. — М.: Машиностроение, 1992. —350 с.
621.833
К АНАЛИЗУ ЦИЛИНДРО-КОНИЧЕСКИХ ЗУБЧАТЫХ ЗАЦЕПЛЕНИЙ В ОБОБЩАЮЩИХ КООРДИНАТАХ
Д-р техн. наук, проф. ОМ, ЦУКАНОВ, инж. ЕЛ. ПОЛУЭКТОВ
Рассмотрены вопросы анализа в обобщающих координатах 1{илипдро-конических зацетений на конкретных примерах. Сфорцулг ipoeaubi принципы управления их геометрически\ п/ и кинематическими показателями на стадии автоматизированного анализа.
Questions of the analysis in generalizing coordinates of cylindrical-conic gears on concrete instances are considered. Principles of management by their geometrical and kinematical parameters at a stage of the automated analysis are formulated.
На основе описанных в [1, 2] принципов синтеза неэвольвентных цилиндро-кони-ческих зубчатых зацеплений в обобщающих параметрах: а/и. (текущий торцовый угол зацепления) и а, (текущий угол профиля эвольвентного зубца цилиндрического исходного звена) — и соответствующего математического обеспечения можно построить комплекс изолиний их геометро-кинематических показателей (ГКП) на обобщенной области существования зацепления (ООСЗ). На рис, 1 и 2 эта область ОАВСВ ограничивается кривой ОА по подрезанию неэвольвентных зубцов конического звена и кривыми АВ и СО по их заострению в крайних торцовых сечениях.
С
В
\
лосз
А'
а
60
40
20
ау
60 D 40
20 О
Рис. 1. Рациональная часть обобщенной области существования (ОАВСО) зацепления с Е = 10°, г, = 50, г, = 44,
m =0,01; i
б = I; 2
г '
Р I
' up. b
2:5
\=\ р I /»2
