Редуктор турбовинтового двигателя самолета

Руководитель:

преподаватель

Содержание

Введение

Заключение

Введение

редуктор турбовинтовой двигатель самолет

Рис. 1 Схема окружных сил

Определяем главное передаточное отношение редуктора.

ПО редуктора:

ред = (1.1)

Принимаем для первой ступени: i1=2,8 , тогда передаточное отношение второй ступени:

i2=ред/i1=9,68/2,8=3,45 (1.2)

Количество зубьев для колёс :

Для первого Z1=30, для второго

Z2=Z1*i1=30*2,8=84

Для третьего Z3 =28, для четвёртого

Z4=Z3*i2=28*3,45=96

Дополнительно был проведён расчет с передаточным отношением:

Для первой ступени i1=2,8; для второй ступени i2=ред/i1=9,68/2,8=3,45.

При проведении расчетов с заданными передаточными отношениями было установлено, что условие прочности не выполняется.

2. Расчет на прочность

2.1 Проектировочный расчет 1-й ступени

2.1.1 Принятые материалы

Таблица 2.1.1

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):

Т1=

где n1=9200 об/мин - частота вращения шестерни;

n2=3285.71 об/мин - частота вращения колесо;

n3=950 об/мин - частота вращения колесо;

N1 = 100%N = 750кВт - мощность на первом режиме;

N2 = 90%N = 675кВт - мощность на втором режиме;

N3 = 80%N = 600кВт - мощность на третьем режиме.

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

(2.1.2)

где сi - количество контактов шестерни, с1 = 1, с2 = 2;

ti - суммарная продолжительность действия нагрузки Мi, ч;

t1 = 25%t = 0,25*6000 = 1500ч;

t2 = 50%t = 0,55*6000 = 3300ч;

t3=0.2%t=0.2*6000=1200ч;

2. Допускаемые напряжения:

а)контактные:

где уHO - предел контактной выносливости,

уHO1,2 = 23 HRC, (2.1.4)

уHO1 = 23*65 = 1495 (МПа),

уHO2 = 23*60 = 1380 (МПа);

sH - коэффициент безопасности. Для передач, отказы которых ведут к тяжелым последствиям, sH = 1,2;

ZNi - коэффициент долговечности. При NHE > NHO в расчетах принимают:

(2.1.5)

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 =950 МПа;

sF = sFґ * sFґґ - коэффициент безопасности,

где sFґ - коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатого колеса и степень ответственности передачи. Примем sFґ = 1,55;

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

sF1,2 = 1,55 * 1 = 1,55;

kFL - коэффициент долговечности. При

NFE > NFO

в расчетах принимают

NFE = NFO и kFL=1, т.е. kFL1=1 и kFL2=1.

3. 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 = 1,09 и kFв1 = 1;

kHV и kFV - коэффициенты динамической нагрузки.

Примем значение коэффициента ширины шестерни относительно ее диаметра

шbd = = 0,6

для симметричного расположения опор при твердости поверхности зубьев НВ>350 обоих колес пары.

4. Определение начального (делительного) диаметра шестерни:

(2.1.9)

где kd = 770 - вспомогательный коэффициент

T1 - крутящий момент на шестерне:

(2.1.10)

T1 расч - расчетный крутящий момент на шестерне:

(2.1.11)

где k1 = 0 - число сателлитов планетарной ступени;

Щ = 1,06 - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по сателлитам для k1 = 0.

Окружной модуль:

; (2.1.12)

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

5. Определение диаметров зубчатых колес:

dw1 = mt * z1; (2.1.13)

dw2= mt * z2; (2.1.14)

aw = m(z1+z2)/2; (2.1.15)

dw1=4 * 30 = 120 (мм);

dw2=4* 84 = 336 (мм);

aw=4(30+84)/2=228 (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 - коэффициент, учитывающий форму сопряжённых поверхностей зубьев в полюсе зацепления; при отсутствии смещения ZH=2,49;

ZM - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий;

ZE - коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопрягаемых колёс ZE=190;

ZM=((4-?б)/3)1/2 (2.5.1)

?б=1,88-3,2(1/Z1+1/Z2) (2.5.1)

?б =1.88-3,2(1/30+1/84)=1,73

ZM=((4-1,73)/3)1/2=0,86

zH * zM * zЕ = 2,49 * 0.86 * 190 = 406,87(МПа)1/2.

Уточняем коэффициент расчетной нагрузки KH

KH=KHA*KHV*KHв*KHб (2.2.2)

Рассчитаем коэффициент Кнv. Для этого найдём:

- скорость в зацеплении:

(2.2.3)

Межосевое расстояние:

(2.2.4)

Из конструктивных соображений принимаем aw1-2 = 228 мм.

- Полезная окружная сила:

(2.2.5)

- Ширина зубчатого венца:

bw1 = шbd * dw1, (2.2.6)

bw1 = 0,6 * 120 = 72 мм

.Из конструктивных соображений принимаем bw1 = 72 мм.

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

(2.2.7)

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 = 0,14;

g0 - коэффициент, учитывающий влияние разности основных шагов зацепления зубьев шестерни и колеса. Для 5-й степени точности и mt = 4 g0 = 3.1(Н/мм).

Для 5-й степени точности и mt = 4 предельное значение wV = 150 Н/мм. Так как WV больше WVmax=105, то в дальнейших расчетах принимаем WV = 105 Н/мм.

Приближенное значение коэффициента динамической нагрузки вычислим по формуле:

Kв - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий; Kв=1,1.

Удельная расчетная окружная сила:

KHV=1+(WV*bw)/(Ft*KHA) (2.2.8)

KHV=1+(105*72)/(12975.5*1)=1,58

KH=1*1,58*1,09*1=1,72

- Сравним расчетные напряжения с допускаемыми:

е = (уН - [у]H / [у]H ) * 100%

е = (727.26-732.78 / 732.78) *100=-0.75%

уН = 727.26 МПа < недогруз 0.75%.

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.

Проверим передачу на изгибную прочность. Расчетные напряжения изгиба определим по формуле. Коэффициент внутренней динамической нагрузки;

KFv =1+bw*wfv / Ft = 1+79*105/12975.5=1.6;

Где ;

дF=0.16; go=3.1v=51.81 (м/с); aw=228;

так как >, то ;

значение найдем по зависимости. Определим;

h=2m=2*4=8;

;

;

Тогда ; (2.2.10)

Где KF- коэффициент расчётной нагрузки;

Расчетное напряжение, с меньшим значением отношения [уF] /YF, где YF - коэффициент формы зуба шестерни и колеса, который определяется по числу зубьев Z и коэффициенту смещения X исходного контура.

Для z1 = 30 и X = 0

Для z2 =76 и X = 0

YFS1=3.47+13.2/30=3.91

YFS2=3.47+13.2/84=3.62

(2.2.9)

где YE - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, YE =1;

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

<

<

2.3 Проектировочный расчет 2-й ступени

2.3.1 Принятые материалы

Таблица 2.3.1

3.3.2 Расчет 2-й ступени z3-z4

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

Т1= (2.1.1)

где n1=9200 об/мин - частота вращения шестерни;

n2=3285.71 об/мин - частота вращения колесо;

n3=950 об/мин - частота вращения колесо;

N1 = 100%N = 750кВт - мощность на первом режиме;

N2 = 90%N = 675кВт - мощность на втором режиме;

N3 = 80%N = 600кВт - мощность на третьем режиме.

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

(2.1.2)

где сi - количество контактов шестерни, с1 = 1, с2 = 2;

ti - суммарная продолжительность действия нагрузки Мi, ч;

t1 = 25%t = 0,25*6000 = 1500ч;

t2 = 50%t = 0,55*6000 = 3300ч;

t3=0.2%t=0.2*6000=1200ч;

7. Допускаемые напряжения:

а)контактные:

где уHO - предел контактной выносливости,

уHO1,2 = 23 HRC, (2.1.4)

уHO1 = 23*65 = 1495 (МПа),

уHO2 = 23*60 = 1380 (МПа);

sH - коэффициент безопасности. Для передач, отказы которых ведут к тяжелым последствиям, sH = 1,2;

ZNi - коэффициент долговечности. При NHE > NHO в расчетах принимают:

(2.1.5)

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 =950 МПа;

sF = sFґ * sFґґ - коэффициент безопасности,

где sFґ - коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатого колеса и степень ответственности передачи. Примем sFґ = 1,55;

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

sF1,2 = 1,55 * 1 = 1,55;

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

8. 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 = 1,09 и kFв1 = 1;

kHV и kFV - коэффициенты динамической нагрузки.

Примем значение коэффициента ширины шестерни относительно ее диаметра

шbd = = 0,6

для симметричного расположения опор при твердости поверхности зубьев НВ>350 обоих колес пары.

9. Определение начального (делительного) диаметра шестерни:

 (2.1.9)

где kd = 770 - вспомогательный коэффициент

T2 - крутящий момент на шестерне:

(2.1.10)

T1 расч - расчетный крутящий момент на шестерне:

(2.1.11)

где k1 = 0 - число сателлитов планетарной ступени;

Щ = 1,06 - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по сателлитам для k1 = 0.

Окружной модуль:

; (2.1.12)

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

10. Определение диаметров зубчатых колес:

dw1 = mt * z1; (2.1.13)

dw2= mt * z2; (2.1.14)

aw = m(z1+z2)/2; (2.1.15)

dw1=4 * 30 = 120 (мм);

dw2=4* 84 = 336 (мм);

aw=4(30+84)/2=228 (мм);

2.2 Проверочный расчет 1-й ступени

3. 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 - коэффициент, учитывающий форму сопряжённых поверхностей зубьев в полюсе зацепления; при отсутствии смещения ZH=2,49;

ZM - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий;

ZE - коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопрягаемых колёс ZE=190;

ZM=((4-?б)/3)1/2 (2.5.1)

?б=1,88-3,2(1/Z1+1/Z2) (2.5.1)

?б =1.88-3,2(1/30+1/84)=1,73

ZM=((4-1,73)/3)1/2=0,86

zH * zM * zЕ = 2,49 * 0.86 * 190 = 406,87(МПа)1/2.

Уточняем коэффициент расчетной нагрузки KH

KH=KHA*KHV*KHв*KHб (2.2.2)

Рассчитаем коэффициент Кнv. Для этого найдём:

- скорость в зацеплении:

(2.2.3)

Межосевое расстояние:

(2.2.4)

Из конструктивных соображений принимаем aw1-2 = 228 мм.

- Полезная окружная сила:

(2.2.5)

- Ширина зубчатого венца:

bw1 = шbd * dw1, (2.2.6)

bw1 = 0,6 * 120 = 72 мм

Из конструктивных соображений принимаем bw1 = 72 мм.

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

(2.2.7)

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 = 0,14;

g0 - коэффициент, учитывающий влияние разности основных шагов зацепления зубьев шестерни и колеса. Для 5-й степени точности и mt = 4 g0 = 3.1(Н/мм).

Для 5-й степени точности и mt = 4 предельное значение wV = 150 Н/мм. Так как WV больше WVmax=105, то в дальнейших расчетах принимаем WV = 105 Н/мм.

Приближенное значение коэффициента динамической нагрузки вычислим по формуле:

Kв - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий; Kв=1,1.

Удельная расчетная окружная сила:

KHV=1+(WV*bw)/(Ft*KHA) (2.2.8)

KHV=1+(105*72)/(12975.5*1)=1,58

KH=1*1,58*1,09*1=1,72

- Сравним расчетные напряжения с допускаемыми:

е = (уН - [у]H / [у]H ) * 100%

е = (751.43-753.48 / 753.48) *100=-0.27%

уН = 751.43 МПа < недогруз 0.27%.

4. 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.

Проверим передачу на изгибную прочность. Расчетные напряжения изгиба определим по формуле. Коэффициент внутренней динамической нагрузки;

KFv =1+bw*wfv / Ft = 1+74*105/12975.5=1.6;

Где ;

дF=0.16; go=3.1v=51.81 (м/с); aw=228;

так как >, то ;

значение найдем по зависимости. Определим;

h=2m=2*4=8;

;

;

Тогда ; (2.2.10)

Где KF- коэффициент расчётной нагрузки;

Расчетное напряжение, с меньшим значением отношения [уF] /YF, где YF - коэффициент формы зуба шестерни и колеса, который определяется по числу зубьев Z и коэффициенту смещения X исходного контура.

Для z1 = 30 и X = 0

Для z2 =76 и X = 0

YFS1=3.47+13.2/30=3.91

YFS2=3.47+13.2/84=3.62

(2.2.9)

где YE - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, YE =1;

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

<

<

3. Проектирование валов

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;

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. Принимаем = 70 МПа.

(3.1.3)

отсюда

 (3.1.4)

Принимаем DT = 35мм.

Промежуточный вал-рессора передает крутящий момент от колеса в первом зацеплении к шестерне во втором. Вал полый, изготовлен из стали 40ХН, термообработан (закалка).

Диаметр вала определяется по условию расчета на кручение:

(3.1.5)

где М2 - крутящий момент на шестерне ;

Wс - полярный момент сопротивления сечения вала:

(3.1.6)

где DТ - наружный диаметр вала;

б0 =

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

- допускаемое напряжение кручения. Принимаем = 70 МПа.

 (3.1.7)

(3.1.8)

Принимаем DT = 40мм.

Внутренний диаметр вала:

(3.1.9)

dT=0,8*40=32 мм.

Вал винта служит для передачи крутящего момента на винт. Вал - пустотелый (примем б0 = 0.8), изготовлен из стали 40ХН, термообработан (закалка).

Диаметр вала винта определяем по условию расчета на кручение:

(3.1.10)

где МВ - крутящий момент на валу винта:

МВ= (3.1.11)

 (3.1.12)

Примем DВ = 82 мм.

3.2 Нагрузки действующие на опоры валов

Общая схема сил в зацеплении:

Рис. 3.2 Силы в зацеплении колёс

Далее рассмотрим каждое зацепление конкретнее.

3.2.1 Расчет нагрузок для опор колеса второй ступени

Рис. 3.2.1 Силы в зацеплении колёс

Ft- сила в зацеплении;

Fr- радиальная сила;

Ftx, Fty, Frx, Fry- проекции сил на оси координат.

Fr = Ft*tgбW (3.2.1.1)

где: бW-угол в зацеплении колёс.

Так как в зацеплении находится симметрично сразу две шестерни, то составляющие Fty, Frx взаимно компенсируются.

Находим суммарную силу, действующую на опоры:

F?1= (3.2.1.2)

= Ft*cosв=9095*cos38,6=6946 Н

= Fr*cosб=Ft*tgбW*cosб=9095*tg20*cos38,6 =2528.3 Н

F?1=v(?6946?^2+?2528,3?^2 )=7391,87 Н.

3.2.2 Расчет нагрузок для опор шестерни первой ступени

Рис. 3.2.2 Силы в зацеплении колёс

Силы, возникающие в зацеплении, взаимно компенсируются.

3.2.3 Расчет нагрузок для опор промежуточного вала:

Рис. 3.2.3 Силы в зацеплении колёс

Находим равнодействующее силы действующее на шестерни:

для шестерни второй ступени:

F?2=v((?Ft*sin38,6-Fr*sin51,4)?^2+(?Ft*cos 38,6-Fr*cos51,4)?^2 )=v((?9095* sin38,6-3310,3* sin51,4)?^2+(?9095* cos 38,6+3310,3* cos51,4)?^2 ) =v(?5426,68?^2+?12449,98?^2 ) = 13581,26 (Н)

для колеса первой ступени:

F?1=v(?6946?^2+?2528,3?^2 )=7391,87 Н.

Составляем расчетную схему:

Рис. 3.2.3 Схема нагружения

На схеме a,b,c - расстояния взятые из чертежа.

a = 0.035 (м)

b = 0.145 (м)

c = 0.06 (м)

Составляем уравнения равновесия и определяем нагрузки действующее на опоры вала:

?Ma=0:

F?2*a - F?1-*(a+b) + Rb*(a+b+c)=0;

Rb = (F?1*(a+b) - F?2*a)/ (a+b+c)=(13581,26(0.035+0.145)-6091,88*0.035) / (0.035+0.145+0.06) = 9297,55 (Н)

?Mb=0:

F?1*c - F?2*(b+c) - Ra*(a+b+c)=0;

Ra = (F?1*c- F?2*(b+c))/ (a+b+c)=(13581,26*0.06-6091,88*(0.145+0.06) / (0.035+0.145+0.06) = -1808,16 (Н)

Таким образом силы действующее на опоры вала:

Rb = 9297,55 (Н), Ra = 1808,16 (Н)

3.2.4 Расчет нагрузок для опор вала винта

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

Рис. 3.2.4.1 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 = 0,15 м и b = 0,4 м.

Рис. 3.2.4.2 Эпюры изгибающих и крутящих моментов

Составим уравнения равновесия моментов относительно точек А и В:

точка А:

Мг + G*а + Rb*b = 0, (3.2.4.1)

Rb=-(Mгир+G*a)/b=-(533+2943*0.16)/0.39=-2574(Н)

Мг + G * (a+b) -Ra* b = 0, (3.2.4.2)

отсюда

Ra= (Mгир+G*(a+b))/b=(533+2943*(0.16+0.39)/0.39=5517 (Н)

Основными нагрузками, действующими на вал редуктора, являются:

1. Максимальный вращающий момент Мв = 4775 Н * м;

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

 (3.2.4.3)

где Рдв - мощность двигателя, кВт; Р = 520 кВт

зв = 0.8 - КПД винта;

v = 400 км/ч - скорость полета самолета.

3.Вес винта G, который берем из технических данных ( m = 100 кг) и для учета сил инерции умножаем на коэффициент перегрузки силовой установки n1 = 3:

(3.2.4.4)

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

(3.2.4.5)

где J - момент инерции винта:

(3.2.4.6)

где m - масса винта;

r - радиус инерции, который определяем через наибольший радиус лопасти R = 1 м (из технических данных):

(3.2.4.7)

где коэффициент е для дуралюминовых лопастей примем равным 0.4,

щ - угловая скорость вращения вала винта:

(3.2.4.8)

Щ - средняя угловая скорость вращения самолета в пространстве:

(3.2.4.9)

где nг - коэффициент перегрузки. Примем nг = 3;

V - скорость полета при эволюции. Примем V = 111.1 м/c.

Таким образом силы, действующее на опоры:

Rb=2574 (Н)

Ra=5517 (Н)

F=4320 (Н)

Проверяем статическую прочность вала в опасном сечении.

Расчет ведётся в сечении вблизи подшипников по отверстию.

Определим суммарные изгибающие моменты:

Мизг У = ¦Мг +G * а ¦,

Мизг У = ¦533 + 2940 * 0.17¦= 1032,8(Н * м).

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 = 3

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 =25,01 (МПа); (3.2.19)

уm = (3.2.20)

фа = фm = 1/2фкр = 33,86(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

80 мм из стали 40ХН при изгибе и кручении е = 0.63

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 с отверстиями kу = 1.64 и kф = 1.514;

S = 4,26 > = 1.5, значит, условие выполняется.

Проверяем статическую прочность вала в опасном сечении

4. РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ

Критерием для выбора подшипника служит неравенство Стр< С,

где: Стр -- требуемая величина динамической грузоподъемности подшипника;

С -- табличное значение динамической грузоподъемности выбранного подшипника

Для радиальных и радиально-упорных подшипников динамическая грузоподъемность представляет собой постоянную радиальную нагрузку, которую группа идентичных подшипников с неподвижным наружным кольцом сможет выдержать до возникновения усталостного разрушения рабочих поверхностей колец или тел качения в течение одного миллиона оборотов внутреннего кольца.

Для упорных подшипников определение динамической грузоподъемности аналогично, но вместо радиальной для них подразумевается осевая нагрузка.

(C/P)P=L; (4.1)

где: С -- требуемая величина динамической грузоподъемности подшипника;

P - приведенная нагрузка на подшипник;

P=F?*k (4.2)

где: F?- радиальная нагрузка действущая на подшипник;

k - коэффициент запаса.

L - долговечность подшипника:

L=(60*n*Lh)/106 (4.3)

где: Lh - время роботы подшипника в часах;

n - обороты вала подшипника.

Р - коэффициент, зависящий от формы кривой контактной усталости и принимаемый для шариковых подшипников Р = 3 и для роликовых Р = 10/3.

4.1 Подшипники на валу-шестерне первой ступени

Так как на данный вал-шестерню не действуют значительные осевые и радиальные нагрузки, то подшипники подбираем конструктивно (по посадочным диаметрам).

Принимаем следующие подшипники:

Шарикоподшипник: подшипник 50111;

Роликоподшипники: подшипник 32110 ГОСТ 8328-75.

4.2 Подшипники на промежуточном валу

Расчет роликоподшипника расположенного слева:

P=7421,6*1,5=11132,4 (Н)

L=60*4366*6500/106=1833,72

С=1833,723/10*11132,4=106069,1

Принимаем: подшипник 32611 ГОСТ 8328-75 (С=123000(Н)?Спотр)

Расчет роликоподшипника расположенного справа:

P=1034,8*1,5=1552,5 (Н)

L=60*4366*6500/106=1833,72

С=1833,723/10*1552,5=14792

Принимаем: подшипник 32208 ГОСТ 8328-75 (С=17000(Н)?Спотр)

4.3 Подшипники на колесе второй ступени

Расчет роликоподшипников (расположены симметрично):

P=8526,4*1,5=12789,6 (Н)

L=60*1180*6500/106=441

С=4413/10*12789,6=79467,3 (Н)

Принимаем: подшипник 32124 ГОСТ 8328-75 (С=96000(Н)?Спотр)

4.4 Подшипники на валу винта

Расчет роликоподшипника расположенного слева:

P=5211,8*1,5=7817,7 (Н)

L=60*1180*6500/106=441

С=4413/10*7817,7=48574,7 (Н)

Принимаем: подшипник 32118 ГОСТ 8328-75 (С=78000(Н)?Спотр)

Расчет роликоподшипника расположенного справа:

P=2267,5*1,5=3401,3 (Н)

L=60*1180*6500/106=441

С=441 3/10*3401,3=21133,7 (Н)

Принимаем: подшипник 32116 ГОСТ 8328-75 (С=36000(Н)?Спотр)

Расчет шарикоподшипника:

Шарикоподшипник в данной схеме разгруженный от радиальных нагрузок и рассчитывается только на осевую нагрузку (за осевую принимаем силу тяги). В данном случае F?=3240 Н.

P=3240*1,5=4860 (Н)

L=60*1180*6500/106=441

С=441 3/10*4860=36992,6 (Н)

Принимаем: подшипник 50218 (С=53000(Н)?Спотр)

5. 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:

(5.1)

где Т - момент, действующий на шлиц;

dср - средний диаметр шлица:

dср=mz; (5.2)

z - число зубьев;

l - длина шлица;

h - высота зуба;

- допускаемое напряжение смятия.

5.1 Шлицы на валу-рессоре

На заднем хвостовике( ?99*3*H7/h7):

На заднем хвостовике:

М1 = 4775 (Н * м);

dср = 96 (мм);

z = 32;

l = 28(мм);

h = 3(мм);

из условий эксплуатации примем = 100 (МПа).

значит, условие выполняется.

На переднем хвостовике (?82*3*H7/h7):

На переднем хвостовике:

М1 = 4775 (Н * м);

dср = 79 (мм);

z = 26;

l = 26(мм);

h = 3(мм);

из условий эксплуатации примем = 100 (МПа).

значит, условие выполняется.

5.2 Шлицы на промежуточном валу (шестерн 2ступ)

Обозначение на чертежу (?52*2*H7/h7)

М2 = 824 (Н * м);

dср = 50 (мм);

z = 25;

l = 42(мм);

h = 2(мм);

из условий эксплуатации примем = 100 (МПа).

значит, условие выполняется.

5.3 Шлицы на входном валу

Обозначение на чертежу (?34*2*H7/h7)

М2 = 272,85 (Н * м);

dср = 32 (мм);

z = 16;

l = 32(мм);

h = 2(мм);

из условий эксплуатации примем = 100 (МПа).

значит, условие выполняется.

6. РАСЧЕТ БОЛТОВОГО СОЕДИНЕНИЯ

Вал винта соединяется с винтом двигателя с помощью 12 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.)

Рис.6.1 Расчетная схема болтового соединения

Допускаемые напряжения растяжения в болте не должны превышать допускаемые:

(6.1.)

(6.2.)

где расчетная нагрузка (c учетом скручивания тела болта):

Fрасч = 1.3 Fб max, (6.3)

где Fб max - усилия в наиболее нагруженном болте;

d = 10 мм - диаметр болта;

140 МПа - допускаемое напряжение растяжения. Болты изготовлены из стали 30ХГТ, закаленной.

Fб i = Fз + чFвн i + Fмом, (6.4)

Fмом=4208,47/12*0,07= 4872,3(Н)

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, (6.5)

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

(6.6)

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 = 533 + 981 * 0.092 = 623,2(Н*м);

а1 = 72 мм, а2 = 62 мм, а3 = 36 мм.

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

FF - усилие, возникающее в болтах от силы тяги.

FF=F/n (6.7)

где: F - сила тяги винта;

n - количество болтов воспринимающее силу тяги.

FF=3744/12=312 (Н)

Fвн = 1590,8 + 312 =1902,8 (Н).

Fб = k(1 - ч)Fвн + Fвн * ч. + Fмом

Fб = 1.5 (1 - 0.2) 1902,8 + 1902,8 * 0.2 +4872,3=7536,22 (Н).

Fрасч = 1.3 * 7356,22 = 9797 (Н).

значит, условие выполняется.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

В ходе выполнения курсового проекта спроектирован редуктор ТВД М 602. Этот редуктор является выносным двухступенчатым цилиндрическим. Так как данный редуктор является авиационным, он рассчитывался с минимальными затратами материала, но с использованием высокопрочных сталей.

Для зубчатых колес этого редуктора определяющим является расчет на контактную выносливость, поэтому проверка по этому критерию проводилась наиболее точно.

Валы редуктора рассчитывались по крутящим моментам.

Также был проведен расчет подшипников каждого из валов на долговечность. Найденная долговечность является приемлемой.

Спроектированный редуктор ТВД М-602 находит широкое применение в авиационных транспорт для передачи крутящего момента с двигателя на воздушный винт с понижением оборотов.

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

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

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

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

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

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

Размещено на Аllbеst.ru