Проектирование планетарного редуктора Д-27 (123864)

Посмотреть архив целиком

31

Оглавление


Введение

1. Подбор чисел зубьев

2. Расчет на прочность зубчатых передач

2.1 Проектировочный расчет I-ой ступени

2.1.1 Определение передаточного отношения

2.1.2 Определение крутящего момента на шестерне при трех режимах нагружения

2.1.3 Определение эквивалентных чисел циклов перемены напряжений

2.1.4 Определение допускаемых контактных напряжений

2.1.5 Определение начального (делительного) диаметра шестерни

2.1.6 Геометрический расчет зубчатой передачи

2.2 Проверочный расчет I-ой ступени

2.2.1 Проверка передачи на контактную выносливость

2.2.2 Проверка передачи на изгибную прочность

2.3 Проектировочный расчет II-ой ступени

2.3.1 Определение передаточного отношения

2.3.2 Определение крутящего момента на шестерне при трех режимах нагружения

2.3.3 Определение эквивалентных чисел циклов перемены напряжений

2.3.4 Определение допускаемых контактных напряжений

2.4 Проверочный расчет II-ой ступени

2.4.1 Проверка передачи на контактную выносливость

2.4.2 Проверка передачи на изгибную прочность

3. Силовой анализ рассматриваемого механизма

3.1 Расчет сил

3.2 Определение моментов на валах крутящий момент действующий на вал заднего винта

4. Проектирование валов и осей

4.1 Проектирование валов

4.2 Проверочный расчет заднего вала винтовентилятора

4.3 Проектирование оси сателлита

5. Проектирование подшипников

5.1 Расчет роликоподшипника сателлита

5.2 Проверочный расчет шарикового радиально-упорного подшипника

5.3 Проверочный расчет роликового подшипника

6. Проверочные расчеты

6.1 Расчет болтового соединения

6.2 Проверочный расчет шлицевых соединений на прочность

7. Техническое описание редуктора

7.1 Описание редуктора

7.2 Принцип работы редуктора



Введение


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

ТВВД состоит из тех же основных элементов, что и ТРД, но, помимо того, снабжен воздушным винтовентилятором, вал которого соединен с валом свободной турбины через редуктор.

Необходимость применения редуктора вызвана тем, что оптимальная частота вращения свободной турбины ТВВД значительно больше оптимальной частоты вращения воздушного винта. Это объясняется тем, что в ТВВД расширение газа в турбине происходит до давления, близкого к атмосферному, поэтому суммарная мощность турбины превышает потребную для привода компрессора газогенератора. Избыточная мощность свободной турбины передается на воздушный винт.

Мощность турбины ТВВД при прочих равных условиях больше мощности ТРД.

Тяга ТВВД создается в основном воздушным винтом (85-90 %) и только частично реактивной струее.

Трехвальные ТВВД отличаются относительной простотой регулирования и согласования работы газогенераторов, однако применение редуктора несколько утяжеляет конструкцию и усложняет эксплуатацию силовой установки.

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

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



1. Подбор чисел зубьев


Планетарный редуктор выполнен по схеме АІ.

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:


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



где: – любое целое число;

число сателлитов, ;

При подборе чисел зубьев необходимо, чтобы выполнялся ряд условий.

Уравнение соосности:



Условие соседства:




Условие сборки:





2. Расчет на прочность зубчатых передач


2.1 Проектировочный расчет I-ой ступени


Таблица 2.1 Материалы и их свойства

Элемент передачи

Размерность

Шестерня

Колесо (сателлит)

Заготовка


Поковка

Поковка

Материал


Сталь 20Х2Н4А

Сталь 12Х2Н4А

Термообработка


Цементация с закалкой

Цементация с закалкой

МПа

1400

1200

МПа

1200

1000

Твердость сердцевины

НВ

350

330

Твердость поверхности

HRC

65

62

Базовые числа циклов





2.1.1 Определение передаточного отношения



2.1.2 Определение крутящего момента на шестерне при трех режимах нагружения



2.1.3 Определение эквивалентных чисел циклов перемены напряжений

а) по контактной прочности:

- для шестерни


- для колеса



где: и количество контактов шестерни и сателлита;



б) по изгибной прочности:

- для шестерни



где: ;

- для колеса



2.1.4 Определение допускаемых контактных напряжений

Для этого рассчитываются значения коэффициентов долговечности для шестерни и колеса. Так как и больше базовых значений, то величины вычисляются по зависимостям



Базовый предел контактной выносливости:

а) для шестерни при



б) для колеса при



Для поверхносно-упрочнённых зубьев .

При выполнении проектировочного расчета следует принять



где: коэффициент учитывающий шероховатость;

коэффициент учитывающий окружную скорость;

коэффициент учитывающий влияние смазки;

коэффициент учитывающий размер зубчатого колеса.


В качестве допускаемых напряжений принимается меньшее из двух значений

Нахождение допускаемых изгибных напряжений. Для нереверсивной передачи произведение близко к единице,

где: коэффициент учитывающий шероховатость переходной поверхности;

коэффициент учитывающий размер зубчатого колеса;

коэффициент учитывающий градиент напряжений и чувствительность материала к концентрации напряжений;

коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки.

коэффициент долговечности;



где: предел выносливости при изгибе соответствующий базовому числу циклов напряжений;

коэффициент запаса прочности;

коэффициент долговечности.

Коэффициент долговечности равен единице, так как и больше, чем .




2.1.5 Определение начального (делительного) диаметра шестерни



где: относительная ширина зубчатого венца;

вспомогательный коэффициент;

коэффициент долговечности;

расчетный момент с учетом распределения мощности между сателлитами;



где: коэффициент который учитывает неравномерность распределения нагрузки между сателлитами;

Определение кругового модуля



Ближайшее стандартное значение


2.1.6 Геометрический расчет зубчатой передачи

С учетом выбранных коэффициентов смещения и параметров исходного производящего контура

Определение угла эксплуатационного зацепления :


Определение межосевого расстояния :



Определение диаметров делительных окружностей :



Определение диаметров начальных окружностей :




2.2 Проверочный расчет I-ой ступени


2.2.1 Проверка передачи на контактную выносливость

В соответствии с рекомендациями ГОСТ 21354-87 для стальных колес, коэффициент учитывающий механические свойства материалов сопряженных колес

Определение коэффициента воспринимаемого смещения :



Определение коэффициента уравнительного смещения



Определение диаметров основных окружностей :



Определение диаметров окружностей вершин :

для внешнего зацепления:


для внутреннего зацепления:



Определение диаметров окружностей впадин :

для внешнего зацепления:



для внутреннего зацепления:



Нахождение коэффициента учитывающего суммарную длину контактных линий




Определение коэффициента перекрытия:



Коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления. При угле зацепления



Ширина шестерни



Принимается

Уточнение значения



Так как изменилась мало, то остается неизменным.

Расчет коэффициента





Для данной передачи принято 5-й степень точности, как видно передача работает с окружной скоростью , и поэтому коэффициент учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку определяется следующим образом.

Для кромочного удара:

- определение удельной передаваемой нагрузки



где: коэффициент который учитывает динамические нагрузки, связанные с крутильными колебаниями системы;

- вычисление вероятной максимальной разности основных шагов



где: допуски на величину основного шага;

- определение относительной ошибки основного шага



- отношение радиусов кривизны эвольвент при входе зубьев в зацепление


- время кромочного контакта зубьев вне линии зацепления



- период собственных колебаний сопряженных колес



- параметр



Так как , то при кромочном ударе


,


но так как при кромочном ударе не может превышать , то принимаем что .

Для срединного удара:

- отношение радиусов кривизны эвольвент при выходе зубьев из зацепления



- характеристическое время срединного удара



- параметр



Так как , то при срединном ударе



но так как при срединном ударе не может превышать , то принимаем что .

Для дальнейших расчетов принимаем при срединном ударе

Коэффициент расчетной нагрузки при окончательном расчете на контактную выносливость;



где: коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;

Расчетное значение контактных напряжений



Сравнение расчетных напряжений с допускаемыми



Небольшая перегрузка, что допускается.


2.2.2 Проверка передачи на изгибную прочность

Коэффициент внутренней динамической нагрузки

Для данной передачи принято 5-й степень точности, как видно передача работает с окружной скоростью , и поэтому коэффициент учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку определяется следующим образом.

Для кромочного удара:

- определение удельной передаваемой нагрузки



Значение определяется следующим образом:




где: для прямозубых колёс;


коэффициент торцового перекрытия;

- вычисление вероятной максимальной разности основных шагов


где: допуски на величину основного шага;

- определение относительной ошибки основного шага




- отношение радиусов кривизны эвольвент при входе зубьев в зацепление



- время кромочного контакта зубьев вне линии зацепления



- период собственных колебаний сопряженных колес




- параметр



Так как , то при кромочном ударе


,


но так как при кромочном ударе не может превышать , то принимаем что .

Для срединного удара:

- отношение радиусов кривизны эвольвент при выходе зубьев из зацепления



- характеристическое время срединного удара


- параметр



Так как , то при срединном ударе



но так как при срединном ударе не может превышать , то принимаем что .

Для дальнейших расчетов принимаем при срединном ударе

Определение коэффициентов расчётной нагрузки при окончательном расчете на изгибную выносливость



Определение коэффициента формы зуба шестерни и колеса:


Местное изгибное напряжение:



где: коэффициент, учитывающий наклон зуба;

коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев.


2.3 Проектировочный расчет II-ой ступени


Таблица 2.2 Материалы и их свойства

Элемент передачи

Размерность

Сателлит

Колесо (венец)

Заготовка


Поковка

Поковка

Материал


Сталь 12Х2Н4А

Сталь 38ХМЮА

Термообработка


Цементация с закалкой

Азотирование

МПа

1200

1000

МПа

1000

850

Твердость сердцевины

НВ

330

350

Твердость поверхности

HRC

62

60

Базовые числа циклов





2.3.1 Определение передаточного отношения




2.3.2 Определение крутящего момента на шестерне при трех режимах нагружения








2.3.3 Определение эквивалентных чисел циклов перемены напряжений

а) по контактной прочности:

- для сателлита

- для колеса



где: количество контактов сателлита и колеса;

б) по изгибной прочности:

- для сателлита

- для колеса



2.3.4 Определение допускаемых контактных напряжений

Для этого рассчитываются значения коэффициентов долговечности для шестерни и колеса. Так как и больше базовых значений, то величины вычисляются по зависимостям





Базовый предел контактной выносливости:

а) для сателлита при



б) для колеса при



Для поверхносно-упрочнённых зубьев .

При выполнении проектировочного расчета следует принять



где: коэффициент учитывающий шероховатость;

коэффициент учитывающий окружную скорость;

коэффициент учитывающий влияние смазки;

коэффициент учитывающий размер зубчатого колеса.



В качестве допускаемых напряжений принимается меньшее из двух значений

Нахождение допускаемых изгибных напряжений. Для нереверсивной передачи произведение близко к единице,

где: коэффициент учитывающий шероховатость переходной поверхности;

коэффициент учитывающий размер зубчатого колеса;

коэффициент учитывающий градиент напряжений и чувствительность материала к концентрации напряжений;

коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки.

коэффициент долговечности;



где: предел выносливости при изгибе соответствующий базовому числу циклов напряжений;

коэффициент запаса прочности;

коэффициент долговечности.

Коэффициент долговечности равен единице, так как и больше, чем .


2.4 Проверочный расчет II-ой ступени


2.4.1 Проверка передачи на контактную выносливость

В соответствии с рекомендациями ГОСТ 21354-87 для стальных колес, коэффициент учитывающий механические свойства материалов сопряженных колес

Нахождение коэффициента учитывающего суммарную длину контактных линий



Определение коэффициента перекрытия:



Коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления. При угле зацепления



Ширина шестерни



Принимается

Уточнение значения



Так как изменилась мало, то остается неизменным.

Расчет коэффициента

Для данной передачи принято 5-й степень точности, как видно передача работает с окружной скоростью , и поэтому коэффициент учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку определяется следующим образом.

Для кромочного удара:

- определение удельной передаваемой нагрузки



где: коэффициент который учитывает динамические нагрузки, связанные с крутильными колебаниями системы;

- вычисление вероятной максимальной разности основных шагов



где: допуски на величину основного шага;

- определение относительной ошибки основного шага



- отношение радиусов кривизны эвольвент при входе зубьев в зацепление


- время кромочного контакта зубьев вне линии зацепления



- период собственных колебаний сопряженных колес



- параметр



Так как , то при кромочном ударе


,


но так как при кромочном ударе не может превышать , то принимаем что .

Для срединного удара:

- отношение радиусов кривизны эвольвент при выходе зубьев из зацепления



- характеристическое время срединного удара



- параметр



Так как , то при срединном ударе



но так как при срединном ударе не может превышать , то принимаем что .

Для дальнейших расчетов принимаем