Проектирование редуктора, выполненного по схеме замкнутого дифференциального планетарного механизма, 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 Определение сил и моментов

2.4 Проектировочный расчет 2-й ступени

2.4.1 Принятые материалы

2.4.2 Расчет 2-й ступени z2-z3

2.5 Проверочный расчет 2-й ступени

2.6 Проектировочный расчет 3-й ступени

2.6.1 Принятые материалы

2.6.2 Расчет 3-й ступени z4-z5

2.7 Проверочный расчет 3-й ступени

2.8 Проектировочный расчет 4-й ступени

2.8.1 Принятые материалы

2.8.2 Расчет 4-й ступени z5-z6

2.9 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 дипломном проекте был спроектирован редуктор, выполненный по схеме замкнутого дифференциального планетарного механизма, для высотного турбовинтового двигателя.

1. ПОДБОР ЧИСЕЛ ЗУБЬЕВ

Планетарный редуктор выполнен по схеме (см. рис. 2.3.1).

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 = 10,25 и х = 2,6 = i13H.

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

; (1.4)

; (1.5)

, (1.6)

где N - любое целое число; k - число сателлитов, k = 3;

i1Н3 = 1- i13Н = 1+2,6 = 3,6 = 18/5.

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=).

(30 + 24)sin ? 24 + 2,

т. е. условие выполняется.

Условие сборки удовлетворяется при:

(1.9)

Здесь k2 - число сателлитов перебора, k2 = 4;

N1 и N2 - любые целые числа.

т. е. условие выполняется.

2. РАСЧЕТ НА ПРОЧНОСТЬ

2.1 ПРОЕКТИРОВОЧНЫЙ РАСЧЕТ 1-Й СТУПЕНИ

2.1.1 Принятые материалы

Таблица 2.1.1

Элемент передачи	Заготовка	Марка стали	Термообработка	ув, МПа	ут, МПа	Твердость сердцевины, не менее	Твердость по поверхности	Базовые числа циклов
Шестерня z1	Поковка	20Х2Н4А	Цементация	1400	1200	НВ 400 HRC 42	НRC 65	NHO1= =10,5*107 NFO1= =4*106
Колесо z2	Поковка	20Х2Н4А	Цементация	1400	1200	НВ 350 HRC 38	НRC 63	NHO2= =10,5*107 NFO2= =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=(2.1.1)

где n1=12400об/мин -- частота вращения шестерни;

N1 = 100%N = 1350кВт - мощность на взлетном режиме;

N2 = 70%N = 945 кВт - мощность на крейсерском режиме;

N3 = 100%N = 1350кВт - мощность на режиме посадки.

1. Эквивалентные числа циклов перемены напряжений при расчете на контактную выносливость:

(2.1.2)

где сi - число нагружений зуба за один оборот колеса, с1 = с3 = 3, с2 = 2;

ti - суммарная продолжительность действия нагрузки Мi, ч; t1 = 6%t = 0,06*6500 = 390ч = t3;

t2 = 88%t = 0,88*6500 = 5720ч;

Mmax - наибольший крутящий момент из числа длительно действующих,

Mmax = M1 = М3 = 1060,4(Н*м).

Эквивалентные числа циклов перемены напряжений при расчете на изгиб:

(2.1.3)

Для определения эквивалентного числа циклов перемены напряжений колеса z2 вычислим частоту его вращения n2:

n2 = n2H + nH, nH = n6 = 1210(об/мин),

i12H = (2.1.4)

n1H=n1 - nH = 12400 - 1210 = 11190(об/мин),

n2 = 13987,6 + 1210 = 15197,6(об/мин).

Допускаемые напряжения:

а) контактные:

(2.1.5)

где уHO - предел контактной выносливости,

уHO1,2 = 23 HRC,

уHO1 = 23*65 = 1495 (МПа),

уHO2 = 23*63 = 1449 (МПа);

sH - коэффициент безопасности. Для передач, отказы которых ведут к тяжелым последствиям, sH = 1,3;

kHL - коэффициент долговечности. При NHE > NHO в расчетах принимают NHE = NHO и kHL=1, т.е. kHL1=1 и kHL2=1.

Для прямозубых передач с одинаковой или близкой твердостью материалов зубьев шестерни и колеса за расчетное принимают меньшее напряжение из двух допускаемых, т.е.

б) изгибные:

(2.1.6)

где уFO - предел изгибной выносливости. Примем уFO1,2 =750 МПа;

sF = sFґ * sFґґ -- коэффициент безопасности,

где sFґ -- коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатого колеса и степень ответственности передачи. Примем sFґ = 1,75;

sFґґ -- коэффициент, учитывающий способ получения заготовки колеса. Для поковок sFґґ = 1.

sF1,2 = 1,75 * 1 = 1,75;

kFL -- коэффициент долговечности. При NFE > NFO в расчетах принимают NFE = NFO и kFL=1, т.е. kFL1=1 и kFL2=1.

2. Определение коэффициентов расчетной нагрузки при расчетах на контактную и изгибную выносливость:

kH = kHв * kHV; (2.1.7)

kF = kFв * kFV,(2.1.8)

где kHв и kFв - коэффициенты неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий. Примем kHв1 = 1,15 и kFв1 = 1,1;

kHV и kFV - коэффициенты динамической нагрузки.

Примем 5-ю степень точности, тогда kV1 = kHV1 = kFV1 = 1,4.

Примем значение коэффициента ширины шестерни относительно ее диаметра шbd = = 0,5 для симметричного расположения опор при твердости поверхности зубьев НВ>350 обоих колес пары.

4. Определение начального (делительного) диаметра шестерни:

(2.1.9)

где kd = 10 -- вспомогательный коэффициент,

где zH = -- коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев,

бtw = 200 - угол зацепления в торцевом сечении,

zМ -- коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных колес. Для стальных зубчатых колес zМ = 275 (МПа)1/2;

zЕ -- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий. Для прямозубых цилиндрических передач zЕ = 1.

М1 - крутящий момент на шестерне:

(2.1.10)

М1 расч - расчетный крутящий момент на шестерне:

(2.1.11)

где k1 = 3 - число сателлитов планетарной ступени;

Щ = 1,5 -- коэффициент неравномерности распределения нагрузки по сателлитам для k1 = 3 .

Окружной модуль:

;(2.1.12)

Из конструктивных соображений принимаем окружной модуль стандартный по ГОСТ9563-60 mt = 4,5.

5. Определение диаметров зубчатых колес:

dw1 = dw4 = mt * z1;(2.1.13)

dw2 = dw5= mt * z2;(2.1.14)

dw3 = dw6= mt * z3;(2.1.15)

dw1 = dw4 =4,5 * 30 = 135 (мм);

dw2 = dw5 = 4,5 * 24 = 108 (мм);

dw3 = dw6 = 4,5 * 78 = 351(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 zH * zM * zЕ = 1,764 * 275 * 1 = 485,1 (МПа)1/2.

Уточняем коэффициент расчетной нагрузки.

Окружная скорость в зацеплении:

(2.2.2)

Межосевое расстояние:

(2.2.3)

Из конструктивных соображений принимаем aw1-2 = 122 мм.

Полезная окружная сила:

(2.2.4)

Ширина зубчатого венца:

bw1 = шbd * dw1, (2.2.5)

bw1 = 0,5 * 135 = 67,5 мм.

Из конструктивных соображений принимаем bw1 = 68 мм.

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

(2.2.6)

где дH -- коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации (фланкирования) профиля зубьев. Для прямых зубьев без модификации головки при НВ > 350 обоих колес пары дH = 0,014;

g0 -- коэффициент, учитывающий влияние разности основных шагов зацепления зубьев шестерни и колеса. Для 5-й степени точности и mt = 4,5 g0 = 31(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.

Удельная полезная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации:

(2.2.7)

Приближенное значение коэффициента динамической нагрузки вычислим по формуле:

(2.2.8)

kH1 = 1,15 * 1,79 = 2,06;

kF1 = 1,1 * 1,79 = 1,969.

Удельная расчетная окружная сила:

(2.2.9)

уН = 966,06 МПа < недогрузка 3,68%.

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 [уF] /YF, где YF - коэффициент формы зуба шестерни и колеса, который определяется по числу зубьев z и коэффициенту смещения х исходного контура.

Для z1 = 30 и х = 0 YF1 = 3,85.

Для z2 =24 и х = 0 YF2 = 4,0.

111,32 > 107,14, следовательно,проверяем зуб колеса z2.

Расчетное напряжение определяем по формуле:

 (2.2.10)

где YE -- коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев,

YE =

где kе = 0,95 - при высокой точности изготовления передачи, когда упругие деформации зубьев превышают погрешности окружного шага и обеспечивают двухпарное зацепление;

еб - коэффициент торцового перекрытия. В частном случае для нефланкированных передач без смещения для бtw = 200:

где в = 00 - делительный угол наклона зубьев для прямозубых колес.

Yв -- коэффициент, учитывающий наклон зубьев. Для прямозубых передач принимаем Yв = 1.

wFt - удельная расчетная окружная сила:

(2.2.11)

уF = 129,79 МПа <

3. Расчет на заедание.

Наличие трения скольжения между зубьями приводит к появлению в зоне контакта так называемых температурных вспышек, т.е. кратковременных скачков температуры. Продолжительность такой вспышки - 0,001 с и меньше, а температура ее может достигнуть 5000С и выше. Количество тепла, выделяемое при каждой вспышке, пропорционально удельному давлению, скорости скольжения и коэффициенту трения. Эти вспышки постепенно нагревают колеса и смазывающее их масло. С течением времени повышение температуры рабочих поверхностей зубьев может достигнуть такого значения, при котором вязкость и защитная способность смазки понизятся настолько, что произойдет заедание зубьев.

Расчет зубчатых колес на заедание по методу Блока сводится к определению мгновенной температуры в зоне контакта зубьев.

Общей зависимостью для расчета цилиндрических колес является следующая:

И ? [И],(2.2.12)

(2.2.13)

где f - коэффициент трения, среднее значение которого принимают в расчетах равным 0,08;

Yзд - геометрический коэффициент заедания.

Температуру И и, следовательно, коэффициент Yзд определяют по абсолютной величине для двух расчетных позиций: при контакте зубьев в начале и в конце зацепления. За критерий заедания принимают наибольшее значение И из двух вычисленных.

где при контакте зубьев в начале зацепления

где =1,56 для нулевых колес с внешним зубчатым венцом при z2 = 24;

при контакте зубьев в конце зацепления

где =1,445 для нулевых колес с внешним зубчатым венцом при z1 = 30;

Удельная нагрузка, распределенная по линии контакта зубьев:

(2.2.14)

Т.к. wFt = 227,44 МПа < wHt = 237,95 МПа, то wt = wHt = 237,95 МПа.

[И] = 300-4000С - допускаемая температура при работе с противозадирными смазками для легированных сталей (НВ ? 350).

Вычисленные значения И не превышают допускаемые.

Ии ? [И].

2.3 ОПРЕДЕЛЕНИЕ СИЛ И МОМЕНТОВ

Особенности расчета сил в многосателлитном планетарном механизме обусловлены особым характером распределения нагрузки по нескольким зацеплениям центрального колеса с сателлитами, как правило, неравномерным.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рис. 2.3.1. Схема окружных сил

С учетом неравномерности распределения нагрузки максимальное окружное усилие в зацеплении центрального колеса с одним из сателлитов определяется как:

(2.3.1)

где Мi - крутящий момент, приложенный к центральному i-тому колесу;

rwi - радиус начальной окружности центрального колеса;

Щ - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по сателлитам;

k -- число сателлитов.

Определим окружные усилия в зубчатых колесах и крутящие моменты на валах.

Ft1 и M1 были уже вычислены в подразделах 2.2 и 2.1 по формулам (2.2.4) и (2.1.10) и (2.1.11) соответственно.

Ft1 = Ft2 = Ft3 = 7854.815 (Н) - при зацеплении с одним сателлитом.

По определению крутящие моменты на валах и осях:

(2.3.2)

(2.3.3)

где k2 - число сателлитов планетарной ступени.

М3 = М4,(2.3.4)

следовательно,

где k5 - число сателлитов ступени перебора.

(2.3.5)

(2.3.6)

(2.3.7)

Крутящий момент на валу водила найдем по формуле:

(2.3.8)

где rН = r1 + r2 = 67.5 + 54 = 121.5 (мм).

2.4 ПРОЕКТИРОВОЧНЫЙ РАСЧЕТ 2-Й СТУПЕНИ

2.4.1 Принятые материалы

Таблица 2.4.1

Элемент передачи	Заготовка	Марка стали	Термообработка	ув, МПа	ут, МПа	Твердость сердцевины, не менее	Твердость по поверхности	Базовые числа циклов
z2	Поковка	20Х2Н4А	Цементация	1400	1200	НВ 350 HRC 38	НRC 63	NHO2= =10,5*107 NFO2= =4*106
z3	Поковка	38X2МЮА	Азотирование с предварительной закалкой	1050	900	HRC 35	НRC 60 HV800	NHO3= =10,5*107 NFO3= =4*106

2.4.2 Расчет 2-й ступени z2-z3

1. Эквивалентные числа циклов перемены напряжений при расчете на контактную выносливость.

Для определения эквивалентного числа циклов перемены напряжений колеса z3 вычислим частоту его вращения n3:

i56 = (2.4.1)

n5 = 3932,5 (об/мин),

i45 = (2.4.2)

n4 = n3 = 3146 (об/мин).

2.Допускаемые напряжения:

а) контактные:

уHO3 = 1,5HV = 1,5*800 = 1200 (МПа);

При NHE > NHO в расчетах принимают NHE = NHO и kHL=1, т.е. kHL3=1;

sH = 1,3.

Для прямозубых передач с одинаковой или близкой твердостью материалов зубьев шестерни и колеса за расчетное принимают меньшее напряжение из двух допускаемых, т.е.

б) изгибные:

уFO3 = 300 + 1,2HRC = 300 + 1,2 * 35 = 342 МПа;

sFґ = 1,75;

sFґґ = 1;

sF3 = 1,75 * 1 = 1,75;

При NFE > NFO в расчетах принимают NFE = NFO и kFL=1, т.е. kFL3=1.

Для прямозубых передач с одинаковой или близкой твердостью материалов зубьев шестерни и колеса за расчетное принимают меньшее напряжение из двух допускаемых, т.е.

3. Определение расчетной нагрузки при расчетах на контактную и изгибную выносливость:

Окружная скорость в зацеплении:

(2.4.3)

Межосевое расстояние:

Ширина зубчатого венца: bw2 = bw1 = 68 мм. Примем bw3 = 70% bw2 = 47,6мм.

bw3 = 48 мм.

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

дH = 0,014;

g0 = 31(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.

Примем kHв2 = 1,07 и kFв2 = 1,1.

Удельная полезная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации:

Коэффициент динамической нагрузки:

kH2 = 1,07 * 1,6 = 1,712;

kF2 = 1,1 * 1,6 = 1,76.

2 5 ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ 2-Й СТУПЕНИ

1. Проверка 2-й ступени на контактную выносливость.

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

(2.5.1)

где zH * zM * zЕ = 1,764 * 275 * 1 = 485,1 (МПа)1/2.

Удельная расчетная окружная сила:

 (2.5.2)

уН = 796 МПа < недогрузка 4,01%.

2.Проверка на изгибную выносливость:

Для z2 =24 и х = 0 YF2 = 4,0.

Для цилиндрических колес с внутренними зубьями при z3 = 78 и х = 0 YF3 = ,

где kт = 2 - теоретический коэффициент концентрации напряжений.

61,46 < 107,14, следовательно, проверяем зуб колеса z3.

Расчетное напряжение определяем по формуле:

(2.5.3)

YE =

где kе = 0,95 ;

Yв = 1.

wFt - удельная расчетная окружная сила:

(2.5.4)

уF = 179,75 МПа <

3. Расчет на заедание.

Общей зависимостью для расчета цилиндрических колес является следующая:

И ? [И],(2.5.5)

(2.5.6)

где f = 0,08;

где при контакте зубьев в начале зацепления

где =1,179 для нулевых колес с внешним зубчатым венцом при z3 = 78;

при контакте зубьев в конце зацепления

где =1,56 для нулевых колес с внешним зубчатым венцом при z2 = 24;

Удельная нагрузка, распределенная по линии контакта зубьев:

Т.к. wFt = 432 МПа > wHt = 420,23 МПа, то wt = w Ft = 432 МПа.

[И] = 300-4000С.

Вычисленные значения И не превышают допускаемые.

И ? [И].

2.6 ПРОЕКТИРОВОЧНЫЙ РАСЧЕТ 3-Й СТУПЕНИ

2.6.1 Принятые материалы

Таблица 2.6.1

Элемент передачи	Заготовка	Марка стали	Термообработка	ув, МПа	ут, МПа	Твердость сердцевины, не менее	Твердость по поверхности	Базовые числа циклов
z4	Поковка	20Х2Н4А	Цементация	1400	1200	НВ 400 HRC 4	НRC 65 НВ 680	NHO4= =10,5*107 NFO4= =4*106
z5	Поковка	20Х2Н4А	Цементация	1400	1200	НВ 350 HRC 38	НRC 63 НВ 670	NHO5= =10,5*107 NFO5= =4*106

2.6.2 Расчет 3-й ступени z4-z5

1. Эквивалентные числа циклов перемены напряжений при расчете на контактную выносливость:

с4 = 4, с5 = 2;

2. Допускаемые напряжения:

а) контактные:

уHO4,5 = 23 HRC,

уHO4 = 23*65 = 1495 (МПа),

уHO5 = 23*63 = 1449 (МПа);

sH4,5 = 1,3;

При NHE > NHO в расчетах принимают NHE = NHO и kHL=1, т.е. kHL4=1 и kHL5=1.

Для прямозубых передач с одинаковой или близкой твердостью материалов зубьев шестерни и колеса за расчетное принимают меньшее напряжение из двух допускаемых, т.е.

б) изгибные:

(2.6.1)

Примем уFO4,5 =750 МПа;

sF = sFґ * sFґґ .

Примем sFґ = 1,75; sFґґ = 1.

sF4,5 = 1,75 * 1 = 1,75.

При NFE > NFO в расчетах принимают NFE = NFO и kFL=1, т.е. kFL4=1 и kFL5=1.

3. Определение коэффициентов расчетной нагрузки при расчетах на контактную и изгибную выносливость:

Окружная скорость в зацеплении:

 (2.6.2)

Межосевое расстояние:

Из конструктивных соображений примем ширину зубчатого венца bw4 = bw5 = 82 мм.

Примем kHв4 = 1,03 и kFв4 = 1,1.

Для vокр45 = 22,23 м/с kV4 = kHV4 = kFV4 = 1,3.

Коэффициент динамической нагрузки:

kH4 = 1,03 * 1,3 = 1,339;

kF2 = 1,1 * 1,3 = 1,43.

2.7 ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ 3-Й СТУПЕНИ

1. Проверка 3-й ступени на контактную выносливость.

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

(2.7.1)

где zH * zM * zЕ = 1,764 * 275 * 1 = 485,1 (МПа)1/2.

Удельная расчетная окружная сила:

(2.7.2)

уН = 1000,286 МПа < недогрузка 0,3%.

2. Проверка на изгибную выносливость.

Для z4 = 30 и х = 0 YF4 = 3,85.

Для z5 =24 и х = 0 YF5 = 4,0.

111,32 > 107,14, следовательно проверяем зуб колеса z5.

Расчетное напряжение определяем по формуле:

(2.7.3)

где YE =

где kе = 0,95 ;

Yв = 1.

wFt - удельная расчетная окружная сила:

 (2.7.4)

уF = 155,481 МПа <

3. Расчет на заедание.

Общей зависимостью для расчета цилиндрических колес является следующая:

И ? [И],(2.7.5)

(2.7.6)

где f = 0,08;

где при контакте зубьев в начале зацепления

где =1,56 для нулевых колес с внешним зубчатым венцом при z5 = 24;

при контакте зубьев в конце зацепления

где =1,445 для нулевых колес с внешним зубчатым венцом при z4 = 30;

Удельная нагрузка, распределенная по линии контакта зубьев:

Т.к. wFt = 272,45 МПа > wHt = 255 МПа, то wt = wFt = 272,45 МПа.

[И] = 300-4000С.

Вычисленные значения И не превышают допускаемые.

И ? [И].

2.8 ПРОЕКТИРОВОЧНЫЙ РАСЧЕТ 4-Й СТУПЕНИ

2.8.1 Принятые материалы

Таблица 2.8.1

Элемент передачи	Заготовка	Марка стали	Термообработка	ув, МПа	ут, МПа	Твердость сердцевины, не менее	Твердость по поверхности	Базовые числа циклов
z5	Поковка	20Х2Н4А	Цементация	1400	1200	НВ 350 HRC 38	НRC 63 НВ 670	NHO5= =10,5*107 NFO5= =4*106
z6	Поковка	38X2МЮА	Азотиро-вание с предва-ритель-ной закалкой	1050	900	HRC 35	НRC 60 HV800	NHO3= =10,5*107 NFO3= =4*106

2.8.2 Расчет 4-й ступени z5-z6

1. Эквивалентные числа циклов перемены напряжений при расчете на контактную выносливость.

с6 = 4.

2.Допускаемые напряжения:

а) контактные:

уHO6 = 1,5HV = 1,5*800 = 1200 (МПа);

При NHE > NHO в расчетах принимают NHE = NHO и kHL=1, т.е. kHL6=1;

sH6 = 1,3.

Для прямозубых передач с одинаковой или близкой твердостью материалов зубьев шестерни и колеса за расчетное принимают меньшее напряжение из двух допускаемых, т.е.

б) изгибные:

уFO6 = 300 + 1,2HRC = 300 + 1,2 * 35 = 342 МПа;

sFґ = 1,75;

sFґґ = 1;

sF6 = 1,75 * 1 = 1,75;

При NFE > NFO в расчетах принимают NFE = NFO и kFL=1, т.е. kFL6=1.

Для прямозубых передач с одинаковой или близкой твердостью материалов зубьев шестерни и колеса за расчетное принимают меньшее напряжение из двух допускаемых, т.е.

3. Определение расчетной нагрузки при расчетах на контактную и изгибную выносливость:

Окружная скорость в зацеплении:

(2.8.1)

Межосевое расстояние:

Примем ширину зубчатого венца bw6 = 70%bw5 = 0,7 * 82 = 57,4 мм. Примем bw6 = 60 мм.

Примем kHв6 = 1,03 и kFв6 = 1,05.

Для vокр56 = 22,23 м/с kV = kHV = kFV = 1,3.

Коэффициент динамической нагрузки:

kH = 1,03 * 1,3 = 1,339;

kF = 1,05 * 1,3 = 1,365.

2.9 ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ 4-Й СТУПЕНИ

1. Проверка 4-й ступени на контактную выносливость.

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

(2.9.1)

где zH * zM * zЕ = 1,764 * 275 * 1 = 485,1 (МПа)1/2.

Удельная расчетная окружная сила:

(2.9.2)

уН = 818,73 МПа < недогрузка 1,36%.

2.Проверка на изгибную выносливость:

Для z5 =24 и х = 0 YF5 = 4,0.

Для цилиндрических колес с внутренними зубьями при z6 = 78 и х = 0 YF6 = ,

где kт = 2.

61,46 < 107,14, следовательно, проверяем зуб колеса z6.

Расчетное напряжение определяем по формуле:

(2.9.3)

YE =

где kе = 0,95 ;

.

Yв = 1.

wFt - удельная расчетная окружная сила:

(2.9.4)

уF = 188,49 МПа <

3. Расчет на заедание.

Общей зависимостью для расчета цилиндрических колес является следующая:

И ? [И],(2.9.5)

(2.9.6)

где f = 0,08;

где при контакте зубьев в начале зацепления

где =1,179 для нулевых колес с внешним зубчатым венцом при z6 = 78;

при контакте зубьев в конце зацепления

где =1,56 для нулевых колес с внешним зубчатым венцом при z5 = 24;

Удельная нагрузка, распределенная по линии контакта зубьев:

Т.к. wFt = 453 МПа > wHt = 444 МПа, то wt = w Ft = 453 МПа.

[И] = 300-4000С.

Вычисленные значения И не превышают допускаемые.

И ? [И].

3. ПРОЕКТИРОВАНИЕ ВАЛОВ И ОСЕЙ

3.1 ПРОЕКТИРОВАНИЕ ВАЛОВ

Вал - деталь, предназначенная для передачи вращающего момента вдоль своей оси и для поддержания вращающихся деталей машин. Он также подвержен действию поперечных сил и изгибающих моментов.

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;

Wс - полярный момент сопротивления сечения вала:

(3.1.2)

где DТ - наружный диаметр вала;

б0 = -- коэффициент, учитывающий сплошной вал или полый. Примем б0 = 0.8;

-- допускаемое напряжение кручения. Для стали 40ХН = 220 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 б0 = 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)

Из конструктивных соображений примем DВ = 120 мм.

3.2 ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛА ВИНТА

редуктор планетарный механизм турбовинтовой двигатель

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 = 194 мм и b = 186 мм.



Размещено на http://www.allbest.ru/

Рис. 3.2.2. Эпюры изгибающих и крутящих моментов

Определим реакции в опорах:

Fa1 = F = 5737.5 (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 = 10867 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;

зв = 0.85 - КПД винта;

v = 720 км/ч - скорость полета самолета.

3. Вес винта G, который берем из технических данных ( m = 242 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 е для дуралюминовых лопастей примем равным 0.4,

щ - угловая скорость вращения вала винта:

(3.2.8)

Щ - 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 У = ¦Мг +G * а ¦,

Мизг У = ¦3654.82 + 14229.6 * 0.194¦= 6415.3624 (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 уизг - напряжение изгиба в опасном сечении:

(3.2.11)

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

фкр - 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 Sу -- коэффициент запаса по нормальным напряжениям (отсутствие кручения):

(3.2.15)

Sф -- коэффициент запаса по касательным напряжениям (отсутствие изгиба):

(3.2.16)

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

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

(3.2.17)

(3.2.18)

где у0 и ф0 - пределы выносливости материала соответственно при изгибе и кручении с отнулевым циклом. у0 = 450 МПа и ф0 = 400 МПа;

уа и фа - амплитудные напряжения;

уm и фm -- средние значения напряжений:

уа = уизг = 108 (МПа); (3.2.19)

уm = (3.2.20)

фа = фm = 1/2фкр = 44.525(МПа); (3.2.21)

kуD и kфD -- суммарные коэффициенты, учитывающие влияние всех факторов на сопротивление усталости при изгибе и кручении:

, (3.2.22)

(3.2.23)

где е - коэффициент абсолютных размеров поперечного сечения. Для диаметра вала 120 мм из стали 40ХН при изгибе и кручении е = 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;

kу и kф - эффективные коэффициенты концентрации напряжений. При уВ = 780 МПа для вала со шлицами kу = 1.64 и kф = 1.514;

S = 1.72 > = 1.5, значит, условие выполняется.

3.3 ПРОЕКТИРОВАНИЕ ОСЕЙ

Ось - деталь, предназначенная для поддержания вращающихся деталей и не передающая полезного вращающего момента. Она подвержена действию изгибающих моментов.

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 * 7854.815 = 15709.63 (Н), т.к. ось установлена на двух подшипниках;

lоси 2 примем равной 96 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;

б0 = -- коэффициент, учитывающий сплошная ось или полая. Примем б0 = 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 * 15316.889 = 30633.778 (Н), т.к. ось установлена на двух подшипниках;

lоси 5 примем равной 96 мм.

Ось сателлитов - пустотелая (примем б0 = 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)

Примем для двух осей одинаковые диаметры: D = 45 мм; d = 36 мм.

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 = 12 * 12 (мм).

Возможное число роликов определим по формуле:

(4.1.1)

где d0 - диаметр оси;

Dw - диаметр ролика.

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 б = 900 - угол контакта в подшипнике;

i = 1 - число рядов тел качения;

значение определяется по соотношению где Dpw - средний диаметр подшипника, равный 57 мм.

Для = 88.5.

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 = V Fr kб kT,(4.1.6)

где Fr - радиальная нагрузка. Для прямозубых цилиндрических колес

Fr2 = Ft2 * tgбw,

Fr2 = 7854.815 * tg200 = 2858.92(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 * 2858.92 * 1.3 * 1 = 4459.9 (Н).

ср = 60247 (Н) > cп = 55797(Н), значит условие выполняется.

4.1.2 Расчет роликов сателлитов ступени перебора

Примем Dw * lw = 15 * 15 (мм).

Возможное число роликов определим по формуле:

(4.1.7)

Проектирование специальных опор качения сводится к удовлетворению условия:

ср > cп,(4.1.8)

Располагаемая динамическая грузоподъемность:

(4.1.9)

где б = 900;

i = 1;

для Dpw = 59 мм и = 87.

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 * tgбw,

Fr5 = 15316.889 * tg200 = 5574.89(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 * 5574.89 * 1.3 * 1 = 8696.83 (Н).

ср = 76570 (Н) > cп = 74357.8 (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 176220 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 (180-100) = 24 (мм).

Число шариков:

(4.2.2)

Динамическая грузоподъемность ск = 142000 (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 0.37.

следовательно, X = 1, Y = 0.

Примем при нагрузке с умеренными толчками kб = 1.3;

При t < 1250С kT = 1.

F = 1 * 1 * 29090.4 * 1.3 * 1 = 37817.52 (Н).

ск = 142000 (Н) < cр = 263188.6(Н), т.е. условие не выполняется.

Т.к. из конструктивных соображений диаметр вала увеличивать не рекомендуется, то для выполнения данного условия необходимо менять подшипники через каждые 900 часов работы редуктора. Тогда его расчетная динамическая грузоподъемность будет равна 141684 Н и не превышает допустимое значение.

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 * 14861.28 * 1.3 * 1 = 19319.664 (Н).

ск = 213000 (Н) > cр = 115984.56(Н), т.е. условие выполняется.

5. ПРОВЕРОЧНЫЕ РАСЧЕТЫ

5.1 ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ШЛИЦЕВОЙ ГАЙКИ 76 НА СРЕЗ

Шлицевая гайка 76 воспринимает тягу винта. С ее помощью разъемная внутренняя обойма шарикоподшипника 70 прижата к буртику вала, она также крепит на шлицах ступицу 39 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;

160 МПа - допускаемое напряжение растяжения. Болты изготовлены из стали 45, закаленной.

Fб i = Fз + чFвн i,(5.2.4)

где Fз - сила затяжки. Введем коэффициент запаса по затяжке k = 1.5, тогда Fз = k(1 - ч)Fвн I,

ч - коэффициент основной нагрузки. Примем ч = 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 = 92 мм,

М = 3654.82 + 14229.6 * 0.092 = 4936.9432(Н*м);

а1 = 130 мм, а2 = 112.6 мм, а3 = 65 мм.

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

FF - усилие, возникающее в болтах от силы тяги.

Fвн = 9493 + 5737.5 = 15230.5 (Н).

Fб = k(1 - ч)Fвн + Fвн * ч.

Fб = 1.5 (1 - 0.2) 15230.5 + 15230.5 * 0.2 = 21322.7 (Н).

Fрасч = 1.3 * 21322.7 = 27719.51 (Н).

значит, условие выполняется.

5.3 РАСЧЕТ ШЛИЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЙ НА ПРОЧНОСТЬ

В общем случае на боковой грани зуба шлица возникают напряжения смятия (основной расчет), у основания зуба - напряжения среза и изгиба.

Проверим шлицы на смятие. Напряжение смятия определим по формуле:

(5.3.1)

где М - момент, действующий на шлиц;

rср - средний радиус шлица:

;

z - число зубьев;

k - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по окружности. Примем k = 0.75;

l - длина шлица;

h - высота зуба;

-- допускаемое напряжение смятия.

5.3.1 Шлицы на валу-рессоре 13

На заднем хвостовике:

М1 = 1060.4 (Н * м);

d = 34 (мм);

D = 42 (мм);

z = 20;

l = 50(мм);

h = 4(мм);

из условий эксплуатации примем = 140 (МПа).

значит, условие выполняется.

На переднем хвостовике:

М1 = 1060.4 (Н * м);

d = 70 (мм);

D = 85 (мм);

z = 16;

l = 52(мм);

h = 7.5(мм);

из условий эксплуатации примем = 140 (МПа).

значит, условие выполняется.

5.3.2 Шлицы на шлицевой втулке 40

Перед расчетом шлицов на прочность проверим втулку на кручение в ее опасном сечении:

. (5.3.2)

Напряжения кручения определим по формуле:

(5.3.3)

где М3 - крутящий момент, действующий на втулку;

Dвт - наружный диаметр втулки, Dвт = 68 мм;

б0 = 0.88;

= 200 (МПа) для стали 20Х2Н4А.

значит, условие выполняется.

Шлицы на заднем хвостовике:

М3 = 4135.56 (Н * м);

d = 70 (мм);

D = 85 (мм);

z = 16;

l = 23(мм);

h = 7.5(мм);

из условий эксплуатации примем = 140 (МПа).

значит, условие выполняется.

Шлицы на переднем хвостовике:

М3 = 4135.56 (Н * м);

d = 70 (мм);

D = 85 (мм);

z = 16;

l = 56(мм);

h = 7.5(мм);

из условий эксплуатации примем = 140 (МПа).

значит, условие выполняется.

5.3.3 Шлицы на валу водила 17

Перед расчетом шлицов на прочность проверим вал водила на кручение в его опасном сечении (под шлицами):

.

Напряжения кручения определим по формуле:

где МН - крутящий момент на валу водила;

Dв - наружный диаметр вала под шлицами, Dв = 54 мм;

б0 = 0.85;

= 310 (МПа) для стали 35ХМ.

значит, условие выполняется.

Расчет шлицов на прочность:

МН = 5726.16 (Н * м);

d = 54 (мм);

D = 60 (мм);

z = 28;

l = 30(мм);

h = 3(мм);

из условий эксплуатации примем = 140 (МПа).

значит, условие выполняется.

5.3.4 Шлицы на валу винта 1

Перед расчетом шлицов на прочность проверим вал винта на кручение в его опасном сечении (под шлицами):

.

Напряжения кручения определим по формуле:

где М6 - крутящий момент на валу винта (от ступени перебора);

Dв - наружный диаметр вала под шлицами, Dв = 87 мм;

б0 = 0.8;

= 220 (МПа) для стали 40ХН.

значит, условие выполняется.

Расчет шлицов на прочность:

М6 = 10752.456 (Н * м);

d = 87 (мм);

D = 95 (мм);

z = 36;

l = 30(мм);

h = 4(мм);

из условий эксплуатации примем = 140 (МПа).

значит, условие выполняется.

6. ТЕХНИЧЕСКОЕ ОПИСАНИЕ РЕДУКТОРА

6.1 СХЕМА РЕДУКТОРА

В конструкцию редуктора входят следующие основные узлы:

§ картер, в котором размещены все узлы и детали редуктора;

§ планетарная ступень, состоящая из ведущей шестерни, трех сателлитов, шестерни внутреннего зацепления, ступицы, корпуса сателлитов;

§ ступень перебора, состоящая из ведущей шестерни, четырех промежуточных ступеней, шестерни внутреннего зацепления, ступицы, корпуса перебора;

§ вал винта;

§ механизм замера крутящего момента (ИКМ), включающий в себя венец, цилиндры, поршни с пальцами, маслонасос ИКМ, шестерни привода и коллектор;

§ механизм датчика автоматического флюгирования воздушного винта по отрицательной тяге с проверочным устройством, в который входят цилиндр, поршень датчика, поршень проверочного устройства, золотник, пружины, маслоуплотнительные кольца (на чертежах и в дальнейшем описании датчик не указан, т.к. в данный проект его разработка не входит ).

Мощность на вал винта передается по двум ветвям:

a) через планетарную ступень: от ведущей шестерни через сателлиты и корпус сателлитов, соединенный с внутренними шлицами вала винта (приблизительно 40% от общей мощности);

b) через ступень перебора: от ступицы планетарной ступени, через ведущую шестерню перебора, промежуточные шестерни, шестерню внутреннего зацепления и ступицу, соединенную с наружными шлицами вала винта (приблизительно 60 % от общей мощности редуктора).

Привод от ротора двигателя к редуктору осуществляется ведущим валом-рессорой.

На передний фланец вала редуктора с помощью торцевых шлицев и болтов крепится воздушный винт. На картере редуктора устанавливается внутренний обтекатель капота самолета.

На рессоре устанавливается ведущая шестерня 7, приводящая во вращение сателлиты 6 (см. рис. 6.1.1).

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рис. 6.1.1. Схема редуктора

1-- вал винта; 2 - ведущая шестерня перебора; 3 - промежуточная шестерня; 4,5 - шестерни внутреннего зацепления; 6 - сателлит; 7 - ведущая шестерня планетарной ступени.

Шестерни-сателлиты 6, вращаясь на своих осях по часовой стрелке и опираясь зубьями на зубья шестерни внутреннего зацепления 5, обкатываются по ней и, перемещаясь в направлении против часовой стрелки, увлекают за собой оси сателлитов, а с ними и корпус сателлитов. Корпус сателлитов соединен шлицами с валом винта 1 и приводит его во вращение против часовой стрелки.

При обкатывании шестерен-сателлитов 6 по шестерне внутреннего зацепления 5 на зубья последней действуют окружные усилия от зубьев сателлитов 6, которые заставляют вращаться шестерню 5 по часовой стрелке. Вместе с шестерней 5 вращается ступица, соединенная шлицевой втулкой с ведущей шестерней перебора 2.

Ведущая шестерня перебора сцеплена с промежуточными шестернями 3, которые вращаются против часовой стрелки на своих осях, запрессованных в корпус перебора.

Корпус перебора соединен с картером редуктора посредством механизма измерителя крутящего момента и является неподвижным звеном.

Промежуточные шестерни 3 вращают против часовой стрелки шестерню внутреннего зацепления 4, которая через ступицу приводит во вращение вал винта 1 в том же направлении, что и планетарная ступень.

Таким образом, крутящий момент от ротора двигателя на вал винта передается параллельно по двум ветвям: через корпус сателлитов планетарной ступени и через ступень перебора.

6.2 КОНСТРУКЦИЯ РЕДУКТОРА

Картер редуктора 10 отлит из магниевого сплава МЛ5.

На переднем фланце картера с помощью шести винтов 63 крепится крышка носка 3.

Внизу фланца имеется отверстие для слива масла из крышки носка в полость картера. Картер имеет прилив с обработанным фланцем для установки маслонасоса ИКМ.

В центральное отверстие спереди запрессована стальная втулка под роликоподшипник.

На заднем фланце картера расположены:

§ двадцать четыре отверстия 90 под шпильки крепления картера редуктора к лобовому картеру;

§ три отверстия 88 для подвода масла от регулятора оборотов к винту изменяемого шага;

§ отверстие 93 для отвода масла из системы ИКМ на манометр;

§ отверстие 92 подвода масла от главного маслонасоса на смазку и охлаждение деталей редуктора и для питания маслонасоса ИКМ;

§ отверстие 91 для прокладки электрокабеля устройства электрообогрева лопастей винта;

§ отверстие 89 для подвода масла от регулятора оборотов в командный канал системы флюгирования по отрицательной тяге.

Сзади, во внутренней полости картера, расположены шесть приливов - проушин под оси поршней ИКМ.

Внутренняя полость картера редуктора разделена перегородкой на две половины: в передней размещен вал винта с деталями маслораспределения, в задней - шестеренчатый механизм и ИКМ.

Внутри картера запрессованы стальная обойма шарикоподшипника, воспринимающего тягу винта, и корпус маслоперепускной втулки из магниевого сплава с запрессованным стальным азотированным стаканом.