Редуктор для высотного турбовинтового двигателя

Размещено на http://www.allbest.ru/

СОДЕРЖАНИЕ

Задание и исходные данные

Введение

1. Подбор чисел зубьев

2. Расчет на прочность

2.1 Проектировочный расчет 1-й ступени

2.1.1 Принятые материалы

2.1.2 Расчет 1-й ступени z1-z2

2.2 Проверочный расчет 1-й ступени

2.3 Проектировочный расчет 2-й ступени

2.3.1 Принятые материалы

2.3.2 Расчет 2-й ступени z2-z3

2.4 Проверочный расчет 2-й ступени

2.5 Проектировочный расчет 3-й ступени

2.5.1 Принятые материалы

2.5.2 Расчет 3-й ступени z4-z5

2.6 Проверочный расчет 3-й ступени

2.7 Проектировочный расчет 4-й ступени

2.7.1 Принятые материалы

2.7.2 Расчет 4-й ступени z5-z6

2.8 Проверочный расчет 4-й ступени

3. Проектирование валов и осей

3.1 Проектирование валов

3.2 Проверочный расчет вала винта

3.3 Проектирование осей

3.3.1 Проектирование оси сателлитов планетарной ступени

3.3.2 Проектирование оси сателлитов ступени перебора

4. Расчет подшипников

4.1 Расчет специальных опор качения

4.1.1 Расчет роликов сателлитов планетарной ступени

4.1.2 Расчет роликов ступени перебора

4.2 Проверка подшипников качения по динамической грузоподъемности

4.2.1 Проверка шарикового радиально-упорного подшипника

4.2.2 Проверка роликового радиального подшипника

5. Проверочные расчеты

5.1 Проверочный расчет шлицевой гайки 76 на срез

5.2 Расчет болтового соединения

5.3 Расчет шлицевых соединений на прочность

5.3.1 Шлицы на валу-рессоре 13

5.3.2 Шлицы на шлицевой втулке 40

5.3.3 Шлицы на валу водила 17

5.3.4 Шлицы на валу винта 1

6. Техническое описание редуктора ЕК1

6.1 Схема редуктора

6.2 Конструкция редуктора

6.3 Конструкция и принцип действия ИКМ

6.4 Маслосистема редуктора

Заключение

Список литературы



ВВЕДЕНИЕ

На малых и средних скоростях полета (до 750-800 км/ч) турбореактивные двигатели вытесняются турбовинтовыми. Это объясняется тем, что для указанного диапазона ТРД значительно уступает ТВД и по экономичности, и по взлетно-посадочным характеристикам.

ТВД состоит из тех же основных элементов, что и ТРД, но, помимо того, снабжен воздушным винтом, вал которого соединен с валом турбокомпрессора через редуктор.

Необходимость применения редуктора вызвана тем, что оптимальная частота вращения турбокомпрессора значительно больше оптимальной частоты вращения воздушного винта. Это объясняется тем, что в ТВД расширение газа в турбине происходит до давления, близкого к атмосферному, поэтому суммарная мощность турбины превышает потребную для привода компрессора газогенератора. Избыточная мощность турбины (сверх потребной мощности компрессора и агрегатов) передается на воздушный винт. Мощность турбины ТВД при прочих равных условиях больше мощности ТРД.

Тяга ТВД создается в основном воздушным винтом (85-90 %) и только частично реакцией струи.

Одновальные ТВД отличаются относительной простотой конструкции и регулирования, однако применение редуктора несколько утяжеляет конструкцию и усложняет эксплуатацию силовой установки.

ТВД предназначены для установки на транспортные, пассажирские и вспомогательные самолеты, для которых скорость полета не очень важна. ТВД со свободной турбиной (турбовальные двигатели) широко используются на силовых установках современных вертолетов.

В данном курсовом проекте был спроектирован редуктор, выполненный по схеме замкнутого дифференциального планетарного механизма, для высотного турбовинтового двигателя.

1. ПОДБОР ЧИСЕЛ ЗУБЬЕВ

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рис. 1. Схема окружных сил

Планетарный редуктор выполнен по схеме (см. рис.1).

Подбор чисел зубьев проведем по так называемым генеральным уравнениям, которые получаются совместным решением уравнений передаточного отношения (ПО), уравнений соосности, условий сборки с привлечением дополнительных зависимостей - параметров, характеризующих, как правило, конструктивные особенности и определяющих будущие свойства механизма. Для замкнутого планетарного механизма следует добавить уравнение соосности и необходимые параметры для цепи замыкания.

ПО редуктора: ред = . (1.1)

Для замкнутых планетарных механизмов

iad = iadb + iadc, (1.2)

где a, b и c - центральные звенья дифференциала;

а - ведущее звено, не связанное со звеном замыкания; d - ведомое звено.

i16 = i163 + i16H.

i16 = 1+ . (1.3)

Для данного редуктора примем z3 = z6 и z1 = z4.

Пусть = x, тогда i16 = 1+ х + х2 = 11,2 и х = 2,75= i13н.

Для простого планетарного - механизма с цилиндрическими колесами генеральные уравнения имеют вид:

; (1.4)

; (1.5)

. (1.6)

где N - любое целое число, принимаем N=30;

k - число сателлитов, k = 3;

i1Н3 = 1+ i13Н = 1+2,75 = 3,75

Далее в расчете чисел зубьев используется результаты полученные на ЭВМ.



Проверка расчетов :

i16 = 1+

При подборе чисел зубьев необходимо, чтобы выполнялся ряд условий.

Уравнение соосности было заложено при самом подборе.

Условие соседства при хl=1: (z1 + z2) sinb ? z2 + 2, (1.7)

(z4 + z5) sinb ? z5 + 2, (1.8)

где b -- половина минимального центрального угла между двумя сателлитами (при равномерном расположении последних b=). (24 + 21)sin ? 21 + 2, т. е. условие выполняется.

Условие сборки удовлетворяется при:

(1.9)

, т. е. условие выполняется.



2. РАСЧЕТ НА ПРОЧНОСТЬ СТУПЕНЕЙ РЕДУКТОРА

2.1 ПРОЕКТИРОВОЧНЫЙ РАСЧЕТ 1-Й СТУПЕНИ

2.1.1 Принятые материалы

Таблица 2.1.1

Элемент передачи	Заготовка	Марка стали	Термообработка	?в, МПа	?т, МПа	Твердость сердцевины, не менее	Твердость поверхности	Базовые числа циклов
Шестерня z1	поковка	12Х2Н4А	Цементация с закалкой	1200	1000	НВ350	60НRC	Nно1=133,1*106 Nf01=4*106
Колесо z2	поковка	12Х2Н4А	Цементация	1200	1000	НВ300	55 НRC	Nно1=108*106 Nf01=4*106

2.1.2 Расчет 1-й ступени z1-z2

Подводимая к валу шестерни мощность (N, кВт) задается следующей упрощенной циклограммой:



Рис. 2.1.1. Циклограмма нагружения

Крутящие моменты на шестерне при трех режимах (см. циклограмму):

М1=

где n1=14000об/мин - частота вращения шестерни;

N1 = 100%N = 2000кВт - мощность на взлетном режиме;

N2 = 70%N = 1400 кВт - мощность на крейсерском режиме;

N3 = 100%N = 2000кВт - мощность на режиме посадки.



1) Определим передаточное отношение

U12H =

2) Эквивалентные числа циклов перемены напряжений:

А) по контактной прочности:

- для шестерни

где сi - количество контактов шестерни и сателлита, с1 = 3;

ti - суммарная продолжительность действия нагрузки Мi, ч;

t1 = 1%t = 0,1*5600 = 560ч = t3;

t2 = 80%t = 0,8*5600 = 4480ч;

Mmax - наибольший крутящий момент из числа длительно действующих,

Mmax = M1 = М3 = 1364,286(Н*м).

- для колеса

Б) по изгибной прочности:

- для шестерни

- для колеса

3) Допускаемые контактные напряжения:

Для их определения рассчитаем значения коэффициентов долговечности для шестерни и колеса. Так как и больше базовых значений, то величины ZN вычислим по зависимостям

Базовый предел контактной выносливости:

а) для шестерни при HRC=60

?H lim b1=23• HRC=23•60=1380 МПа.

б) для колеса при HRC=55

?H lim b2=23• HRC=23•55=1135 МПа.



Для поверхностно-упрочненных зубьев SH1= SH2=1.2. При Ra=1.25, ZR=1,ZV=1.15. Тогда

В качестве допускаемых напряжений примем меньшее из двух значений [ ?]Н=

=[ ?]Н2=1029,56 МПа.

Находим допускаемые изгибные напряжения.

Для нереверсивной передаче произведение YR YX Y? близко к единице, YА=1, =1,55,

=950 МПа, =1. Тогда

4) Начального (делительного) диаметра шестерни определим по формуле:

(2.1.9)

где kd - вспомогательный коэффициент, для прямозубых передач 770, находим по графику задавшись относительной шириной колес =0,6, =1,09. Расчетный момент с учетом распределения мощности между сателлитами ,

где к=3 - количество сателлитов, =1,05 - коэффициент, который учитывает неравномерность распределения нагрузки между сателлитами. Тогда Подставляя полученные значения получим:

Круговой модуль

Ближайшее стандартное значение по ГОСТ9563-60 mt=4.5 мм.

5) Определим диаметры зубчатых колес:

D1=mt•z1=4.5•24=108 мм,

D2=mt•z2=4.5•21=94,5 мм.

2.2 ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ 1-Й СТУПЕНИ

1. Проверка 1-й ступени на контактную выносливость.

Современные методы расчета зубьев на контактную прочность базируются на зависимостях Герца, полученных при следующих допущениях: сопрягаемые тела изготовлены из однородных материалов, поверхности тел сухие (без смазки) и идеально гладкие. Касание двух зубьев уподобляется касанию двух цилиндров, радиусы которых равны радиусам кривизны профилей зубьев в точке их контакта.

Несмотря на несоответствие реальных условий контакта зубьев (наличие шероховатости, неровностей, смазки и т.д.) с предпосылками, принятыми при выводе расчетных зависимостей, использование последних для расчета зубьев при соответствующем выборе допускаемых напряжений и определении расчетной нагрузки дает удовлетворительные для практики результаты.

Цель расчета - предотвращение усталостного выкрашивания рабочих поверхностей зубьев рабочих колес.

Расчетное контактное напряжение в полюсе зацепления для цилиндрической передачи определим по формуле:

(2.2.1)

где =190 МПА в соответствии с рекомендациями ГОСТа 21354-87 для стальных колес;

где

При угле зацепления ?t= ?tw=20:

Ширина шестерни bw=?bdd1=0.6•108=64.8=65 мм.

Рассчитаем коэффициент КHV. Для этого найдём:

-окружная скорость в зацеплении:

(2.2.2)

-межосевое расстояние:

(2.2.3)

-полезная окружная сила:

(2.2.4)

Проверим условие непопадания в резонансную область vz1=79.13•24=1899.12>1000, следовательно, передача работает в зарезонсном диапазоне.

Удельная окружная динамическая сила (динамическая нагрузка на единицу ширины зубчатого венца):

(2.2.6)

где ?H -- коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации (фланкирования) профиля зубьев. Для прямых зубьев без модификации головки при НВ > 350 обоих колес пары ?H = 0, 14;

g0 -- коэффициент, учитывающий влияние разности основных шагов зацепления зубьев шестерни и колеса. Для 5-й степени точности и mt = 4,5 g0 = 3,1(Н/мм).

Для 5-й степени точности и mt = 4,5 предельное значение wHV = 105 Н/мм. Т.к. wVрасч> wHVmax, то в дальнейших расчетах принимаем wV = 105 Н/мм.

Определим коэффициент КНV:

КНV=с5Вр+ с6 Вf+ с7=2

с5=с6=0.47, Вр=1.47, Вf=1.2, с7=0.75.

Коэффициент расчетной нагрузки

Кн=Кнv*Кн?*Кна*Кн?=2•1,09=2,18.

Расчетное значение контактных напряжений

?Н = 1027.73 МПа < недогруз 0.2%.

2. Проверка на изгибную выносливость:

В применяемом методе расчета зубьев на изгиб (ГОСТ21354-75) последние рассматриваются как консольные балки, для которых справедливы положения сопротивления материалов, основанные на гипотезе плоских сечений. Применение указанной гипотезы к расчету коротких балок с сильно искривленным контуром (например, зубьев) приводит к довольно большим погрешностям, т.к. полученные при этом нормальные напряжения не являются главными. Однако применительно к такому методу накоплены большие расчетные и опытные материалы, касающиеся учета влияния различных факторов на прочность зубьев (материал, термообработка, концентрация напряжений, коэффициенты безопасности и др.). Этим объясняется преимущественное применение этого метода в современных расчетах.

Назначение расчета - предотвращение усталостного излома зубьев.

Расчетное напряжение определяется для менее прочного зубчатого колеса передачи, с меньшим значением отношения [?F] /YF, где YF - коэффициент формы зуба шестерни и колеса, который определяется по числу зубьев z и коэффициенту смещения х исходного контура.

Расчетные напряжения изгиба определяют по формуле

Коэффициент внутренней динамической нагрузки

Значение найдем по зависимости Определим h=2m/??=2*4.5/1.5943=5.65;

Тогда КF= КFA* КF?* КFv* КF?=1*1.082*1.77*1=1.92.

Опредим коэффициенты формы зуба шестерни и колеса:



Для прямозубых колес Y?=Y?=1.

Тогда <[?]F=612.9 МПа,

<[?]F=612.9 МПа.

2.3 ПРОЕКТИРОВОЧНЫЙ РАСЧЕТ 2-Й СТУПЕНИ

2.3.1 Принятые материалы

Таблица 3.1.1

Элемент передачи	Заготовка	Марка стали	Термообработка	?в, МПа	?т, МПа	Твердость сердцевины, не менее	Твердость поверхности	Базовые числа циклов
Шестерня z2	поковка	12Х2Н4А	Цементация	1200	1000	НВ300	55НRC	Nно1=108*106 Nf01=4*106
Колесо z3	поковка	38ХМЮА	Азотирование	1000	850	НВ350	60 НRC	Nно1=133,1*106 Nf01=4*106

2.3.2 Расчет 2-й ступени z2-z3

Подводимая к валу шестерни мощность (N, кВт) задается следующей упрощенной циклограммой:



Рис. 2.1.1. Циклограмма нагружения

Крутящие моменты на шестерне при трех режимах (см. циклограмму):

М1=

где n2=15821,43об/мин - частота вращения шестерни;

N1 = 100%N = 2000кВт - мощность на взлетном режиме;

N2 = 70%N = 1400 кВт - мощность на крейсерском режиме;

N3 = 100%N = 2000кВт - мощность на режиме посадки.



3) Определим передаточное отношение

U23H =

4) Эквивалентные числа циклов перемены напряжений:

А) по контактной прочности:

- для шестерни

где сi - количество контактов шестерни и сателлита, с1 = 3;

ti - суммарная продолжительность действия нагрузки Мi, ч;

t1 = 1%t = 0,1*5600 = 560ч = t3;

t2 = 80%t = 0,8*5600 = 4480ч;

Mmax - наибольший крутящий момент из числа длительно действующих,

Mmax = M1 = М3 = 1207,22(Н*м).

- для колеса

Б) по изгибной прочности:

- для шестерни

- для колеса

3) Допускаемые контактные напряжения:

Для их определения рассчитаем значения коэффициентов долговечности для шестерни и колеса. Так как и больше базовых значений, то величины ZN вычислим по зависимостям

Базовый предел контактной выносливости:

а) для шестерни при HRC=55

?H lim b1=23• HRC=23•55=1135 МПа.

б) для колеса при HRC=60

?H lim b2=23• HRC=23•60=1380 МПа.

Для поверхностно-упрочненных зубьев SH1= SH2=1.2. При Ra=1.25, ZR=1,ZV=1.15. Тогда

В качестве допускаемых напряжений примем меньшее из двух значений [ ?]Н=[ ?]Н2=879,96 МПа.

Находим допускаемые изгибные напряжения.

Для нереверсивной передаче произведение YR YX Y? близко к единице, YА=1, =1,55,

=950 МПа, =1. Тогда

6) Начального (делительного) диаметра шестерни определим по формуле:

(2.1.9)

где kd - вспомогательный коэффициент, для прямозубых передач 770, находим по графику задавшись относительной шириной колес =0,6, =1,09. Расчетный момент с учетом распределения мощности между сателлитами ,

где к=3 - количество сателлитов, =1,05 - коэффициент, который учитывает неравномерность распределения нагрузки между сателлитами. Тогда Подставляя полученные значения получим:

Круговой модуль

Ближайшее стандартное значение по ГОСТ9563-60 mt=4.5 мм.

7) Определим диаметры зубчатых колес:

D2=mt•z2=4.5•21=94,5 мм,

D3=mt•z3=4.5•66=297мм.

2.4 ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ 2-Й СТУПЕНИ

3. Проверка 2-й ступени на контактную выносливость.

Расчетное контактное напряжение в полюсе зацепления для цилиндрической передачи определим по формуле:

(2.2.1)

где =190 МПА в соответствии с рекомендациями ГОСТа 21354-87 для стальных колес;

где

При угле зацепления ?t= ?tw=20:

Ширина шестерни bw=?bdd2=0.6•94,5=56,7=57 мм.

Рассчитаем коэффициент КHV. Для этого найдём:

-окружная скорость в зацеплении:

(2.2.2)

-межосевое расстояние:

(2.2.3)

-полезная окружная сила:



(2.2.4)

Проверим условие непопадания в резонансную область vz1=72,06•21=1513,26>1000, следовательно, передача работает в зарезонсном диапазоне.

Удельная окружная динамическая сила (динамическая нагрузка на единицу ширины зубчатого венца):

(2.2.6)

где ?H -- коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации (фланкирования) профиля зубьев. Для прямых зубьев без модификации головки при НВ > 350 обоих колес пары ?H = 0, 14;

g0 -- коэффициент, учитывающий влияние разности основных шагов зацепления зубьев шестерни и колеса. Для 5-й степени точности и mt = 4,5 g0 = 3,1(Н/мм).

Для 5-й степени точности и mt = 4,5 предельное значение wHV = 105 Н/мм. Т.к. wVрасч> wHVmax, то в дальнейших расчетах принимаем wV = 105 Н/мм.

Определим коэффициент КНV:

КНV=с5Вр+ с6 Вf+ с7=1,84

с5=с6=0.47, Вр=1.27, Вf=1.044, с7=0.75.

Коэффициент расчетной нагрузки

Кн=Кнv*Кн?*Кна*Кн?=1,84•1,09=2,006.

Расчетное значение контактных напряжений

?Н = 871,99 МПа < недогруз 0.91%.

4. Проверка на изгибную выносливость:

Расчетные напряжения изгиба определяют по формуле

Коэффициент внутренней динамической нагрузки

Значение найдем по зависимости Определим h=2m/??=2*4.5/1.679=5.36;

Тогда КF= КFA* КF?* КFv* КF?=1*1.081*1.6*1=1.73.

Опредим коэффициенты формы зуба шестерни и колеса:

Для прямозубых колес Y?=Y?=1.

Тогда <[?]F=612.9 МПа,

<[?]F=612.9 МПа.

2.5 ПРОЕКТИРОВОЧНЫЙ РАСЧЕТ 3-Й СТУПЕНИ

2.5.1 Принятые материалы

Таблица 3.1.1

Элемент передачи	Заготовка	Марка стали	Термообработка	?в, МПа	?т, МПа	Твердость сердцевины, не менее	Твердость поверхности	Базовые числа циклов
Шестерня z4	поковка	12Х2Н4А	Цементация с закалкой	1200	1000	НВ350	60НRC	Nно1=133,1*106 Nf01=4*106
Колесо z5	поковка	12Х2Н4А	Цементация	1200	1000	НВ300	55 НRC	Nно1=108*106 Nf01=4*106

2.5.2 Расчет 3-й ступени z4-z5

Подводимая к валу шестерни мощность (N, кВт) задается следующей упрощенной циклограммой:



Рис. 2.1.1. Циклограмма нагружения

Крутящие моменты на шестерне при трех режимах (см. циклограмму):

М1=

где n4=3437,5 об/мин - частота вращения шестерни;

N1 = 100%N = 2000кВт - мощность на взлетном режиме;

N2 = 70%N = 1400 кВт - мощность на крейсерском режиме;

N3 = 100%N = 2000кВт - мощность на режиме посадки.



5) Определим передаточное отношение

U45H =

6) Эквивалентные числа циклов перемены напряжений:

А) по контактной прочности:

- для шестерни

вал винт подшипник качение

где сi - количество контактов шестерни и сателлита, с1 = 5;

ti - суммарная продолжительность действия нагрузки Мi, ч;

t1 = 1%t = 0,1*5600 = 560ч = t3;

t2 = 80%t = 0,8*5600 = 4480ч;

Mmax - наибольший крутящий момент из числа длительно действующих,

Mmax = M1 = М3 = 1207,22(Н*м).

- для колеса



Б) по изгибной прочности:

- для шестерни

- для колеса

3) Допускаемые контактные напряжения:

Для их определения рассчитаем значения коэффициентов долговечности для шестерни и колеса. Так как и больше базовых значений, то величины ZN вычислим по зависимостям

Базовый предел контактной выносливости:

а) для шестерни при HRC=60

?H lim b1=23• HRC=23•60=1380 МПа.

б) для колеса при HRC=55

?H lim b2=23• HRC=23•55=1265 МПа.

Для поверхностно-упрочненных зубьев SH1= SH2=1.2. При Ra=1.25, ZR=1,ZV=1.15. Тогда

В качестве допускаемых напряжений примем меньшее из двух значений [ ?]Н=[ ?]Н2=1110,46 МПа.

Находим допускаемые изгибные напряжения.

Для нереверсивной передаче произведение YR YX Y? близко к единице, YА=1, =1,55,

=950 МПа, =1. Тогда

8) Начального (делительного) диаметра шестерни определим по формуле:

(2.1.9)

где kd - вспомогательный коэффициент, для прямозубых передач 770, находим по графику задавшись относительной шириной колес =0,6, =1,09. Расчетный момент с учетом распределения мощности между сателлитами ,

где к=3 - количество сателлитов, =1,05 - коэффициент, который учитывает неравномерность распределения нагрузки между сателлитами. Тогда Подставляя полученные значения получим:

Круговой модуль

Ближайшее стандартное значение по ГОСТ9563-60 mt=4.5 мм.

9) Определим диаметры зубчатых колес:

D4=mt•z4=4.5•24=108 мм,

D5=mt•z5=4.5•21=94,5мм.

2.6 ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ 3-Й СТУПЕНИ

5. Проверка 2-й ступени на контактную выносливость.

Расчетное контактное напряжение в полюсе зацепления для цилиндрической передачи определим по формуле:

(2.2.1)

где =190 МПА в соответствии с рекомендациями ГОСТа 21354-87 для стальных колес;

где

При угле зацепления ?t= ?tw=20:

Ширина шестерни bw=?bdd4=0.6•108=64,5=65 мм.

Рассчитаем коэффициент КHV. Для этого найдём:

-окружная скорость в зацеплении:

(2.2.2)

-межосевое расстояние:

(2.2.3)

-полезная окружная сила:



(2.2.4)

Проверим условие непопадания в резонансную область vz4=19,43•24=466,32<1000, следовательно, передача работает в дорезонансном диапазоне.

Удельная окружная динамическая сила (динамическая нагрузка на единицу ширины зубчатого венца):

(2.2.6)

где ?H -- коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации (фланкирования) профиля зубьев. Для прямых зубьев без модификации головки при НВ > 350 обоих колес пары ?H = 0, 14;

g0 -- коэффициент, учитывающий влияние разности основных шагов зацепления зубьев шестерни и колеса. Для 5-й степени точности и mt = 4,5 g0 = 3,1(Н/мм).

Для 5-й степени точности и mt = 4,5 предельное значение wHV = 105 Н/мм. Т.к. wVрасч<wHVmax, то в дальнейших расчетах принимаем wV = 90,71 Н/мм.

Коэффициент расчетной нагрузки

Кн=Кнv*Кн?*Кна*Кн?=1,27•1,09=1,38.



Расчетное значение контактных напряжений

?Н = 1279,33 МПа < недогруз 5%.

6. Проверка на изгибную выносливость:

Расчетные напряжения изгиба определяют по формуле

Коэффициент внутренней динамической нагрузки

Значение найдем по зависимости Определим h=2m/??=2*4.5/1.59=5.66;

Тогда КF= КFA* КF?* КFv* КF?=1*1.082*1.32*1=1.43.

Опредим коэффициенты формы зуба шестерни и колеса:

Для прямозубых колес Y?=Y?=1.

Тогда <[?]F=612.9 МПа,

<[?]F=612.9 МПа.

2.7 ПРОЕКТИРОВОЧНЫЙ РАСЧЕТ 4-Й СТУПЕНИ

2.7.1 Принятые материалы

Таблица 3.1.1

Элемент передачи	Заготовка	Марка стали	Термообработка	?в, МПа	?т, МПа	Твердость сердцевины, не менее	Твердость поверхности	Базовые числа циклов
Шестерня z5	поковка	12Х2Н4А	Цементация	1200	1000	НВ300	55НRC	Nно1=108*106 Nf01=4*106
Колесо z6	поковка	38ХМЮА	Азотирование	1000	850	НВ350	60 НRC	Nно1=133,1*106 Nf01=4*106

2.7.2 Расчет 4-й ступени z5-z6

Подводимая к валу шестерни мощность (N, кВт) задается следующей упрощенной циклограммой:



Рис. 2.1.1. Циклограмма нагружения

Крутящие моменты на шестерне при трех режимах (см. циклограмму):

М1=

где n5=3928,57об/мин - частота вращения шестерни;

N1 = 100%N = 2000кВт - мощность на взлетном режиме;

N2 = 70%N = 1400 кВт - мощность на крейсерском режиме;

N3 = 100%N = 2000кВт - мощность на режиме посадки.



7) Определим передаточное отношение

U56H =

8) Эквивалентные числа циклов перемены напряжений:

А) по контактной прочности:

- для шестерни

где сi - количество контактов шестерни и сателлита, с1 = 3;

ti - суммарная продолжительность действия нагрузки Мi, ч;

t1 = 1%t = 0,1*5600 = 560ч = t3;

t2 = 80%t = 0,8*5600 = 4480ч;

Mmax - наибольший крутящий момент из числа длительно действующих,

Mmax = M1 = М3 = 4861,82(Н*м).

- для колеса



Б) по изгибной прочности:

- для шестерни

- для колеса

3) Допускаемые контактные напряжения:

Для их определения рассчитаем значения коэффициентов долговечности для шестерни и колеса. Так как и больше базовых значений, то величины ZN вычислим по зависимостям

Базовый предел контактной выносливости:

а) для шестерни при HRC=55

?H lim b1=23• HRC=23•55=1265 МПа.

б) для колеса при HRC=60

?H lim b2=23• HRC=23•60=1380 МПа.

Для поверхностно-упрочненных зубьев SH1= SH2=1.2. При Ra=1.25, ZR=1,ZV=1.15. Тогда

В качестве допускаемых напряжений примем меньшее из двух значений [ ?]Н=[ ?]Н2=980,74 МПа.

Находим допускаемые изгибные напряжения.

Для нереверсивной передаче произведение YR YX Y? близко к единице, YА=1, =1,55,

=950 МПа, =1. Тогда

10) Начального (делительного) диаметра шестерни определим по формуле:

(2.1.9)

где kd - вспомогательный коэффициент, для прямозубых передач 770, находим по графику задавшись относительной шириной колес =0,6, =1,09. Расчетный момент с учетом распределения мощности между сателлитами ,

где к=3 - количество сателлитов, =1,05 - коэффициент, который учитывает неравномерность распределения нагрузки между сателлитами. Тогда Подставляя полученные значения получим:

Круговой модуль

Ближайшее стандартное значение по ГОСТ9563-60 mt=4.5 мм.

11) Определим диаметры зубчатых колес:

D5=mt•z5=4.5•21=94,5 мм,

D6=mt•z6=4.5•66=297мм.

2.8 ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ 4-Й СТУПЕНИ

7. Проверка 4-й ступени на контактную выносливость.

Расчетное контактное напряжение в полюсе зацепления для цилиндрической передачи определим по формуле:

(2.2.1)

где =190 МПА в соответствии с рекомендациями ГОСТа 21354-87 для стальных колес;

где

При угле зацепления ?t= ?tw=20:

Ширина шестерни bw=?bdd5=0.6•94,5=56,7=57 мм.

Рассчитаем коэффициент КHV. Для этого найдём:

-окружная скорость в зацеплении:

(2.2.2)

-межосевое расстояние:

(2.2.3)

-полезная окружная сила:



(2.2.4)

Проверим условие непопадания в резонансную область vz1=19,43•21=408,03<1000, следовательно, передача работает в дорезонсном диапазоне.

Удельная окружная динамическая сила (динамическая нагрузка на единицу ширины зубчатого венца):

(2.2.6)

где ?H -- коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации (фланкирования) профиля зубьев. Для прямых зубьев без модификации головки при НВ > 350 обоих колес пары ?H = 0, 14;

g0 -- коэффициент, учитывающий влияние разности основных шагов зацепления зубьев шестерни и колеса. Для 5-й степени точности и mt = 4,5 g0 = 3,1(Н/мм).

Для 5-й степени точности и mt = 4,5 предельное значение wHV = 105 Н/мм. Т.к. wVрасч<wHVmax, то в дальнейших расчетах принимаем wV = 66,58 Н/мм.

Определим коэффициент КНV:

Коэффициент расчетной нагрузки

Кн=Кнv*Кн?*Кна*Кн?=1,11•1,09=1,21.

Расчетное значение контактных напряжений

?Н = 977,11 МПа > недогруз 0,4%.

8. Проверка на изгибную выносливость:

Расчетные напряжения изгиба определяют по формуле

Коэффициент внутренней динамической нагрузки

Значение найдем по зависимости Определим h=2m/??=2*4.5/1.679=5.36;

Тогда КF= КFA* КF?* КFv* КF?=1*1.081*1.15*1=1.24.

Опредим коэффициенты формы зуба шестерни и колеса:



Для прямозубых колес Y?=Y?=1.

Тогда <[?]F=612.9 МПа,

<[?]F=612.9 МПа.



3. ПРОЕКТИРОВАНИЕ ВАЛОВ И ОСЕЙ

3.1 ПРОЕКТИРОВАНИЕ ВАЛОВ

Ведущий вал-рессора передает крутящий момент от ротора двигателя к редуктору. Вал полый, изготовлен из стали 40ХН, термообработан (закалка).

Диаметр вала определяется по условию расчета на кручение:

(3.1.1)

где М1 - крутящий момент на шестерне z1;

W? - полярный момент сопротивления сечения вала:

(3.1.2)

где DТ - наружный диаметр вала;

?0 = -- коэффициент, учитывающий сплошной вал или полый. Примем ?0 = 0.8;

-- допускаемое напряжение кручения. Для стали 38ХНВА = 170 МПа.

(3.1.3)

отсюда (3.1.4)



Внутренний диаметр вала:

(3.1.5)

Вал винта служит для передачи крутящего момента на винт. Вал - пустотелый (примем ?0 = 0.9), изготовлен из стали 40ХН, термообработан (закалка).

Диаметр вала винта определяем по условию расчета на кручение:

(3.1.6)

где МВ - крутящий момент на валу винта:

МВ= (3.1.7)

(3.1.8)

Примем DВ = 110 мм.



3.2 ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛА ВИНТА

Составим расчетную схему. Вал представим как балку на двух опорах: шарнирно-неподвижной и шарнирно-подвижной (роликовый подшипник):

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рис. 3.2.1. Расчетная схема вала винта ТВД

Для расчетной схемы определим реакции в опорах и построим эпюры изгибающих и крутящих моментов. Расстояния a и b назначим по прототипу: a = 115 мм и b = 240 мм.



Размещено на http://www.allbest.ru/

Рис. 3.2.2. Эпюры изгибающих и крутящих моментов

Определим реакции в опорах:

Fa1 = F = 5245 (Н).

Составим уравнения равновесия моментов относительно точек 1 и 2:

точка 1: Fr2 * b - G (a + b) - Mг = 0, (3.2.1)

отсюда

точка 2: Мг + G * a - Fr1 * b = 0, (3.2.2)

отсюда



Основными нагрузками, действующими на вал редуктора, являются:

1. Максимальный вращающий момент Мв = 15202 Н * м;

2. Сила тяги винта F, растягивающая вал. Максимальное значение силы тяги при работе винта на старте определяют из выражения:

(3.2.3)

где Рдв - мощность двигателя, кВт;

?в = 0.85 - КПД винта;

v = 700 км/ч - скорость полета самолета.

3. Вес винта G, который берем из технических данных ( m = 196 кг) и для учета сил инерции умножаем на коэффициент перегрузки силовой установки n1 = 6:

(3.2.4)

4. Центробежная сила неуравновешенных масс винта Fцб, которой обычно пренебрегают вследствие ее малости по сравнению с другими силами;

5. Гироскопический момент Мг, возникающий при эволюции самолета, когда изменяется направление оси вращения винта.

Для четырехлопастного винта

(3.2.5)



где J - момент инерции винта:

(3.2.6)

где m - масса винта;

r - радиус инерции, который определяем через наибольший радиус лопасти R = 1.94 м (из технических данных):

(3.2.7)

где коэффициент ? для дуралюминовых лопастей примем равным 0.35,

? - угловая скорость вращения вала винта:

(3.2.8)

? - средняя угловая скорость вращения самолета в пространстве:

(3.2.9)

где nг - коэффициент перегрузки. Примем nг = 2;

V - скорость полета при эволюции. Примем V = 100 км/ч.

Определим суммарные изгибающие моменты:

Мизг ? = ¦Мг +G * а ¦,

Мизг ? = ¦2324 + 11524,8 * 0.115¦= 3649,35 (Н * м).

Проверяем статическую прочность вала в опасном сечении.

Расчет на статическую прочность валов производят в целях предупреждения остаточной пластичной деформации в том случае, если вал работает с большими перегрузками (кратковременными).

Эквивалентные напряжения определяют по формуле:

(3.2.10)

где ?изг - напряжение изгиба в опасном сечении:

(3.2.11)

? т и ?т -- пределы текучести материала при растяжении и кручении. Для стали 40ХН (нормализация) ? т = 460 МПа.

?кр - напряжение кручения в опасном сечении:

(3.2.12)



(3.2.13)

s - коэффициент запаса прочности. Примем s = 2

Допускаемое напряжение:

значит, условие выполняется.

Расчет на выносливость проводят в форме проверки коэффициента запаса прочности по усталости. При совместном действии изгиба и кручения запас усталостной прочности определяют по формуле:

(3.2.14)

где S? -- коэффициент запаса по нормальным напряжениям (отсутствие кручения):

(3.2.15)

S? -- коэффициент запаса по касательным напряжениям (отсутствие изгиба):

(3.2.16)

где ?-1 и ?-1 - пределы выносливости материала соответственно при изгибе и кручении с симметричным знакопеременным циклом. Для стали 40ХН ?-1 = 390 МПа и ?-1 = 225 МПа;

?? и ?? - коэффициенты, характеризующие чувствительность материала к ассиметрии цикла напряжений:

(3.2.17)

(3.2.18)

где ?0 и ?0 - пределы выносливости материала соответственно при изгибе и кручении с отнулевым циклом. ?0 = 450 МПа и ?0 = 400 МПа;

?а и ?а - амплитудные напряжения;

?m и ?m -- средние значения напряжений:

?а = ?изг = 79,7 (МПа); (3.2.19)

?m = (3.2.20)

?а = ?m = 1/2?кр = 63,95(МПа); (3.2.21)

k?D и k?D -- суммарные коэффициенты, учитывающие влияние всех факторов на сопротивление усталости при изгибе и кручении:

(3.2.22)



(3.2.23)

где ? - коэффициент абсолютных размеров поперечного сечения. Для диаметра вала 120 мм из стали 38ХНВА при изгибе и кручении ? = 0.534;

kf -- коэффициент влияния шероховатости поверхности. При шлифовании kf = 1;

kv -- коэффициент влияния упрочнения, вводимый для валов с поверхностным упрочнением. Примем kv = 1.8;

k? и k? - эффективные коэффициенты концентрации напряжений. При ?В = 780 МПа для вала со шлицами k? = 1.64 и k? = 1.514;

S = 1.68 > = 1.5, значит, условие выполняется.

3.3 ПРОЕКТИРОВАНИЕ ОСЕЙ

Ось сателлита планетарного редуктора - неподвижная. Она рассматривается как балка на двух опорах, в которой действуют постоянные изгибные напряжения.



Рис. 3.3.1. Расчетная схема оси

3.3.1 Расчет оси сателлитов планетарной ступени

Максимальный изгибающий момент находим по формуле:

(3.3.1)

где F = 2 Ft2 = 2 * 8942,43= 17884,86, т.к. ось установлена на двух подшипниках;

lоси 2 примем равной 80 мм.

Ось сателлитов - пустотелая, изготовлена из стали 20Х2Н4А и цементирована по наружному диаметру.

Диаметр оси определяется из условия изгибной прочности:

(3.3.2)

где М изг max - максимальный изгибающий момент на оси;

Wо -осевой момент сопротивления сечения оси:

(3.3.3)

где D - наружный диаметр оси;

?0 = -- коэффициент, учитывающий сплошная ось или полая. Примем ?0 = 0.8;

-- допускаемое напряжение изгиба. Для стали 20Х2Н4А = 270 МПа.

(3.3.4)

отсюда (3.3.5)

Внутренний диаметр оси:

(3.3.6)

3.3.2 Расчет оси сателлитов ступени перебора

Максимальный изгибающий момент находим по формуле:

(3.3.7)



где F = 2 Ft5 = 2 * 36013,55 = 72027,1 (Н), т.к. ось установлена на двух подшипниках;

lоси 5 примем равной 80 мм.

Ось сателлитов - пустотелая (примем ?0 = 0.8), изготовлена из стали 20Х2Н4А и цементирована по наружному диаметру.

Диаметр оси определяется из условия изгибной прочности:

(3.3.8)

Внутренний диаметр оси:

(3.3.9)



4. РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ

4.1 РАСЧЕТ СПЕЦИАЛЬНЫХ ОПОР КАЧЕНИЯ

В большинстве случаев при проектировании машин конструкторы применяют стандартные подшипники качения. Однако в некоторых случаях выгодно использовать нестандартные подшипники, в которых детали подшипника объединены с прочими деталями. Например, дорожка качения может быть выполнена непосредственно на валу, что повышает общую прочность вала в этом сечении без увеличения габаритов. В таких объединенных опорах меньше деталей, поэтому можно добиться более точного расположения беговой дорожки относительно оси вала, что имеет большое значение, особенно при больших скоростях.

Специальные опоры качения применяют и в редукторах турбовинтовых авиационных двигателей.

Водило выполнено в виде коробки с окнами для установки сателлитов. Центральные колеса установлены на шлицах с сопрягаемыми деталями.

Роль наружного кольца в специальной опоре качения выполняет сателлит, а внутреннего - втулка. Между ними установлено два ряда роликов. Нестандартные роликовые подшипники сателлитов обычно выполняют с короткими цилиндрическими роликами, длина которых равна их диаметру.

При проектировании бессепараторных подшипников окружной зазор f между соседними телами качения принимают не более 0.025.

4.1.1 Расчет роликов сателлитов планетарной ступени

Размер роликов определяем из сортамента коротких цилиндрических роликов.

Примем Dw * lw = 10 * 10 (мм).

Возможное число роликов определим по формуле:

(4.1.1)

где d0 - диаметр оси;

Dw - диаметр ролика.

Примем конструктивно z=17.

Проектирование специальных опор качения сводится к удовлетворению условия:

ср > cп, (4.1.2)

где ср и cп - располагаемая и потребная динамические грузоподъемности подшипника.

Располагаемая динамическая грузоподъемность:

(4.1.3)

где ? = 00 - угол контакта в подшипнике;

i = 1 - число рядов тел качения;

значение определяется по соотношению где Dpw - средний диаметр подшипника, равный 46 мм.

Для = 59,6.

Потребная динамическая грузоподъемность:

(4.1.4)

где L - расчетный ресурс в миллионах оборотов:

(4.1.5)

где Lh - расчетный ресурс, ч;

а1 - коэффициент, вводимый при необходимости повышения надежности. Примем надежность 0.9, тогда а1 = 1;

а23 --коэффициент, учитывающий качество материала подшипников, смазочной материал и условия эксплуатации. При отсутствии повышенных перекосов и наличии масляной пленки в контактах, при изготовлении тел качения из электрошлаковой или вакуумной стали для цилиндрических роликов а23 = 1.2;

р -- показатель степени. Для роликоподшипников равен 10/3;

F -- эквивалентная нагрузка.

Для радиальных подшипников

F=VFrkбkT, (4.1.6)

где Fr - радиальная нагрузка. Для прямозубых цилиндрических колес

Fr2 = Ft2 * tg?w,



Fr2 = 8942,43 * tg200 = 3255 (Н);

V - коэффициент вращения. При вращении наружного кольца V = 1.2;

kб - коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки. Примем при нагрузке с умеренными толчками kб = 1.3;

kT - температурный коэффициент. При t < 1250С kT = 1.

F = 1.2 * 3255 * 1.3 * 1 = 5078 (Н),учитывая что подшипник работает при переменных режимах нагружения примем силу Fэкв=0.7FФ:0,6*5078=3049

ср = (Н) > cп = 34536,83(Н), значит условие выполняется.

4.1.2 Расчет роликов сателлитов ступени перебора

Примем Dw * lw = 12 * 12 (мм).

Возможное число роликов определим по формуле:

(4.1.7)

Примем конструктивно z=17.

Проектирование специальных опор качения сводится к удовлетворению условия:

ср > cп, (4.1.8)

Располагаемая динамическая грузоподъемность:

(4.1.9)

где ? = 00;

i = 1;

для Dpw = 52 мм и = 59,3.

Потребная динамическая грузоподъемность:

(4.1.10)

(4.1.11)

Примем надежность 0.9, тогда а1 = 1;

При отсутствии повышенных перекосов и наличии масляной пленки в контактах, при изготовлении тел качения из электрошлаковой или вакуумной стали для цилиндрических роликов а23 = 1.2;

р = 10/3;

F = V Fr kб kT, (4.1.12)

Fr5 = Ft5 * tg?w,

Fr5 = 36013,55 * tg200 = 13108 (Н);



При вращении наружного кольца V = 1,2;

Примем при нагрузке с умеренными толчками kб = 1.3;

При t < 1250С kT = 1.

F = 1.2 * 13108 * .364 * 1 = 5726 (Н).

ср = (Н) > cп = 43772 (Н), значит условие выполняется.

4.2 ПРОВЕРКА ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ ПО ДИНАМИЧЕСКОЙ ГРУЗОПОДЪЕМНОСТИ

4.2.1 Проверка шарикового радиально-упорного подшипника

Подшипники подбирают по условию:

ср ? ск, (4.2.1)

где ср - расчетное значение динамической грузоподъемности, Н;

ск - динамическая грузоподъемность подшипника, взятая из каталога, Н.

На вал винта поставим подшипник 16222 ГОСТ 8995-75 - легкой серии шариковый радиально-упорный однорядный с разъемным внутренним кольцом (четырехточечный контакт).

Диаметр шариков :

Dw = 0.3 (D-d),

Dw = 0.3 (200-110) = 27 (мм).

Число шариков:

(4.2.2)

Динамическая грузоподъемность ск = 174000 (Н).

Расчетная динамическая грузоподъемность:

(4.2.3)

где L - расчетный ресурс в миллионах оборотов:

где Lh - расчетный ресурс, ч;

Примем надежность 0.9, тогда а1 = 1;

При отсутствии повышенных перекосов и наличии масляной пленки в контактах, при изготовлении тел качения из электрошлаковой или вакуумной стали для шарикоподшипников а23 = 1.4;

Для шарикоподшипников р = 3;

F -- эквивалентная нагрузка.

Для радиально-упорных подшипников

F = (Х V Fr2 + Y Fa) kб kT, (4.2.4)

где V - коэффициент вращения. При вращении внутреннего кольца V = 1;

X, Y - коэффициенты радиальной и осевой нагрузок. Их значения определяются для условия:

где параметр осевого нагружения е при относительной нагрузке равен 0.38

следовательно, X = 1, Y = 0.

Примем при нагрузке с умеренными толчками kб = 1.3;

При t < 1250С kT = 1.

F = 1 * 1 * 1997.68 * 1.3 * 1 = 2596.98 (Н).

ск = 174000 (Н) < cр = 17907.3(Н), т.е. условие не выполняется.

Т.к. из конструктивных соображений диаметр вала увеличивать не рекомендуется, то для выполнения данного условия необходимо менять подшипники.

4.2.2 Проверка роликового радиального подшипника

Подшипники подбирают по условию:

ср ? ск. (4.2.5)

На вал винта поставим подшипник 42224 ГОСТ 8328-75 - легкой серии роликовый радиальный с короткими цилиндрическими роликами.

Динамическая грузоподъемность ск = 213000 (Н).

Расчетная динамическая грузоподъемность:

(4.2.6)

где L - расчетный ресурс в миллионах оборотов:

(4.2.7)

где Lh - расчетный ресурс, ч;

Примем надежность 0.9, тогда а1 = 1;

При отсутствии повышенных перекосов и наличии масляной пленки в контактах, при изготовлении тел качения из электрошлаковой или вакуумной стали для цилиндрических роликов а23 = 1.2;

Для роликоподшипников р = 10/3;

F -- эквивалентная нагрузка.

Для радиальных подшипников:

F = V Fr1 kб kT, (4.2.8)

где V - коэффициент вращения. При вращении внутреннего кольца V = 1;

Примем при нагрузке с умеренными толчками kб = 1.3;

При t < 1250С kT = 1.

F = 1 * 1 * * 1.3 * 1 = 19319.44 (Н).

ск = 213000 (Н) > cр = 115022.8(Н), т.е. условие выполняется.



5. ПРОВЕРОЧНЫЕ РАСЧЕТЫ

5.1 ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ШЛИЦЕВОЙ ГАЙКИ НА СРЕЗ

Шлицевая гайка воспринимает тягу винта. С ее помощью разъемная внутренняя обойма шарикоподшипника прижата к буртику вала, она также крепит на шлицах ступицу перебора.

Проверим витки резьбы гайки на срез:

(5.1.1)

где F - сила тяги винта;

Асреза - площадь среза витка гайки:

(5.1.2)

где d - диаметр резьбы;

kр - коэффициент полноты резьбы. Примем kр = 0.5;

р = 2 мм - шаг резьбы,

z - число витков резьбы. Примем z = 5.

Гайка изготовлена из углеродистой стали марки 35, нормализированной, для которой = 55 МПа.

Тогда (5.1.3)



Значит условие выполняется.

5.2 РАСЧЕТ БОЛТОВОГО СОЕДИНЕНИЯ

Вал винта соединяется с винтом двигателя с помощью 14 болтов, расположенных на торце фланца передней части вала.

Установим болты с затяжкой. Затяжка необходима для создания сил трения в стыке при действии поперечных нагрузок, обеспечения герметичности стыка, повышения усталостной прочности болтов.

На болты действует растягивающая сила F - сила тяги винта, а также изгибающие моменты - гироскопический и момент от веса винта (см. рис.)

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рис.5.2.1. Расчетная схема болтового соединения

Допускаемые напряжения растяжения в болте не должны превышать допускаемые:

(5.2.1)



(5.2.2)

где расчетная нагрузка (c учетом скручивания тела болта):

Fрасч = 1.3 Fб max, (5.2.3)

где Fб max - усилия в наиболее нагруженном болте;

d = 16 мм - диаметр болта;

200 МПа - допускаемое напряжение растяжения. Болты изготовлены из стали 40ХН, закаленной.

Fб i = Fз + ?Fвн i, (5.2.4)

где Fз - сила затяжки. Введем коэффициент запаса по затяжке k = 1.5, тогда

Fз = k(1 - ?)Fвн I,

? - коэффициент основной нагрузки. Примем ? = 0.2;

Fвн i = FМ i + FF, (5.2.5)

где FМ i - усилие в болтах, возникающее от изгибающего момента:

(5.2.6)

где М - суммарный изгибающий момент:

М = МГ + М(G) = МГ + G L,

где L - расстояние между центрами тяжести винта и фланца вала. L = 75 мм,

М = 2324 + 11524,8 * 0.075 = 3188,36(Н*м);

а1 = 94 мм, а2 = 84 мм, а3 = 64 мм.

Максимальное усилие возникает в первом болте, следовательно, расчет ведем по FМ 1.

FF - усилие, возникающее в болтах от силы тяги.

Fвн = 9624,47 + 8743 = 18367,47 (Н).

Fб = k(1 - ?)Fвн + Fвн * ?.

Fб = 1.5 (1 - 0.2) 18367,47 + 18367,47 * 0.2 = 25714,46 (Н).

Fрасч = 1.3 * 25714,46 = 33428,8Н).

значит, условие выполняется.

5.3 РАСЧЕТ ШЛИЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЙ НА ПРОЧНОСТЬ

Для передачи крутящего момента в машиностроении часто используют шлицевые соединения. Они имеют ряд преимуществ по сравнения с другими видами соединения: высокая прочность зубьев на изгиб и на смятие; возможность передачи большего крутящего момента и т.д.

Рассчитаем шлицевое соединение для передачи крутящего момента от вала турбины, к редуктору используя эвольвентный профиль зубьев.

Расчет заключается в определении минимальной длины шлицов, необходимой для передачи крутящего момента. Расчет проводится на смятие по боковым поверхностям зубьев.

1. Расчёт шлицов на заднем хвостовике вала-рессоры которые передают крутящий момент ротора компрессора :

, (5.3.1)

Отсюда:

где - крутящий момент от ротора компрессора;

Для D=50 мм стандартный модуль m=2 мм и количество зубьев z = 14;

h - высота головки зубьев, h = 0,9.m = 0.9.2 = 1,8 (мм);

- средний диаметр зубьев,

для стали 20Х2Н4А равен 140 (МПа).

.

Конструктивно выбираем длину шлицов l = 40 (мм). Из справочника подбираем стандартные шлицы 40 x 2х H7/h10 ГОСТ 6033-51.

На переднем хвостовике:

D=55 мм

m=2,5 мм

z = 20



h = 0,9.m = 0.9.2,5 = 2,25 (мм);

для стали 20Х2Н4А равен 140 (МПа).

Конструктивно выбираем длину шлицов l = 38 (мм). Из справочника подбираем стандартные шлицы 38 x 2,5х H7/h10 ГОСТ 6033-51.

2. Расчёт шлицов на шлицевой втулке:

На заднем хвостовике:

D=220 мм

h - высота зубьев, h = 0,9.m = 0.9. 5 = 4,5 (мм);

z - количество зубьев, z = 42;

- средний диаметр зубьев, = 212 (мм);

для стали 40Х равен 140 (МПа).

.

Конструктивно выбираем длину шлицов l = 12 (мм). Из справочника подбираем стандартные шлицы 220 х 5 х H7/h10 ГОСТ 6033-51.

На переднем хвостовике:

D=74 мм

h - высота зубьев, h = 0,9.m = 0.9. 2,5 = 2,25 (мм);

z - количество зубьев, z = 28;

- средний диаметр зубьев, = 70,6 (мм);

для стали 40Х равен 140 (МПа).

.

Конструктивно выбираем длину шлицов l = 10 (мм). Из справочника подбираем стандартные шлицы 74 х 2,5 х H7/h10 ГОСТ 6033-51.

3. Расчёт шлицов на валу водила:

D=80 мм

h - высота зубьев, h = 0,9.m = 0.9.3,5 = 3,15 (мм);

z - количество зубьев, z = 22;

- средний диаметр зубьев, = 76,5 (мм);

для стали 35ХМ равен 140 (МПа).

.

Конструктивно выбираем длину шлицов l = 70 (мм). Из справочника подбираем стандартные шлицы 70 х 3,5 х H7/h10 ГОСТ 6033-51.

4. Расчёт шлицов вала винта:

D=48 мм

h - высота зубьев, h = 0,9.m = 0.9.1,5 = 1,35 (мм);

z - количество зубьев, z = 32;

- средний диаметр зубьев, = 46 (мм);

для стали 40Г равен 140 (МПа).

.

Конструктивно выбираем длину шлицов l = 35 (мм). Из справочника подбираем стандартные шлицы 48 х 1,5 х H7/h10 ГОСТ 6033-51.



ВЫВОД

В данном курсовом проекте был спроектирован редуктор ЕК1, выполненный по схеме замкнутого дифференциального планетарного механизма, для высотного турбовинтового двигателя.

Были проведены проектировочные расчеты:

§ планетарной ступени и ступени перебора с проверкой на:

§ контактную выносливость;

§ изгибную выносливость;

§ заедание;

§ ведущего вала;

§ вала винта с проверкой на:

§ статическую прочность;

§ выносливость;

§ осей сателлитов планетарной ступени и ступени перебора;

§ эвольвентных шлицев с проверкой на:

§ смятие.

Были подобраны стандартные подшипники с последующей проверкой по динамической грузоподъемности; проверены на прочность нагруженные детали редуктора: гайка, которая воспринимает тягу винта, и болты, с помощью которых винт крепится к переднему фланцу вала.

Были подобраны материалы для всех деталей редуктора.

Недостатком спроектированного редуктора является усложнение эксплуатации силовой установки, т.к. один из его подшипников (шариковый радиально-упорный) необходимо менять через каждые 900 часов работы.

Однако, несмотря на этот недостаток, редуктор обеспечивает наивыгоднейшие обороты воздушного винта при передаче мощности от ротора двигателя на винт.



СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

1) Авиационный турбовинтовой двигатель АИ-24. Временное техническое описание. 1962 год.

2) Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. Москва, «Машиностроение», 2001.

3) Артеменко Н.П., Волошин Ю.И., Ефоян А.С., Рыдченко В.М. Расчет и проектирование зубчатых передач. Харьков, ХАИ, 1980.

4) Доценко В.Н., Ковеза Ю.В. Проектиование зубчатых передач. Харьков, ХАИ, 2009.

5) Ткаченко В.А. Проектирование многосателлитных планетарных передач. Харьков, ХАИ, 1961.

6) Ткаченко В.А., Абрамов В.Т. Проектирование планетарных механизмов, оптимальных по динамическим характеристикам. Харьков, ХАИ, 1983.

7) Ткаченко В.А. Планетарные механизмы. Оптимальное проектирование. Харьков, ХАИ, 2003.

8) Назин В.И. Проектирование подшипников и валов. Харьков, ХАИ, 2004.

9) Конспект лекций по «КММ».

10) Нечаев Ю.Н., Федоров Р.М. Теория авиационных газотурбинных двигателей. Москва, «Машиностроение», 1977.

11) Левицкий В.С. Машиностроительное черчение. Москва, «Высшая школа», 1988.

Размещено на Allbest.ru