Редуктор турбовинтового двигателя самолета

Проектирование редуктора, выполненного по схеме замкнутого дифференциального планетарного механизма, для высотного турбовинтового двигателя. Подбор чисел зубьев, проверочный расчет на прочность и контактную выносливость. Проектирование валов и осей.
Краткое сожержание материала:

Размещено на

Министерство образования и науки Украины

Национальный аэрокосмический университет им. Н.Е. Жуковского «ХАИ»

Пояснительная записка к курсовому проекту:

РЕДУКТОР ТУРБОВИНТОВОГО ДВИГАТЕЛЯ САМОЛЕТА

по дисциплине: «Конструирование машин и механизмов»

Харьков-2009

ВВЕДЕНИЕ

На малых и средних скоростях полета (до 500-650 км/ч) турбореактивные двигатели вытесняются турбовинтовыми. Это объясняется тем, что для указанного диапазона ТРД значительно уступает ТВД и по экономичности, и по взлетно-посадочным характеристикам.

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

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

Мощность турбины ТВД при прочих равных условиях больше мощности ТРД.

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

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

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

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

1. ПОДБОР ЧИСЕЛ ЗУБЬЕВ

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

i_ad = i_ad^b + i_ad^c, (1.2)

где a, b и c - центральные звенья дифференциала;

а - ведущее звено, не связанное со звеном замыкания;

d - ведомое звено.

i₁₆ = i₁₆³ + i₁₆^H.

i₁₆ = 1+ (1.3)

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

Пусть = x, тогда i₁₆ = 1+ х + х² = 11,96 и х = 2,848 = i₁₃^H.

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 = 4;

i_1Н³ = 1+ i₁₃^Н = 1+2,848 = 3,848 = 77/20.

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=).

(26 + 24)sin ? 24 + 2,

т.е. условие выполняется.

Условие сборки удовлетворяется при:

(1.9)

Здесь k₂ - число сателлитов перебора, k₂ = 5;

N₁ и N₂ - любые целые числа.

т.е. условие выполняется.

2. РАСЧЕТ НА ПРОЧНОСТЬ

2.1 Проектировочный расчет 1-й ступени

Принятые материалы

Таблица 2.1.1

Элемент передачи	Заготов-ка	Марка стали	Термообработка	уно1, МПа	Твердость по поверх- ности	суммарная продолжительность действия нагрузки
Шестер-ня z1	Поковка	18 ХГТ	Цемен- тация	23HRC	НRC 60	t = =39*104
Колесо z2	Поковка	18ХГТ	Цемен- тация	23HRC	НRC 60	t = =39*104

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=12200об/мин - частота вращения шестерни;

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

N_Н1= N_F=n₁ ^Н С1t=11180*4*39*10⁴=11744*10⁷; (2.1.2)

где с_i - число нагружений зуба за один оборот колеса, с₁ = с₃ = 4, с₂ = 1;

Эквивалентные числа циклов перемены напряжений при расчете на изгиб:

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

n₂^H =n₂ - n_H =( n₁ - n_H)=об/мин;

i₁₂^H = (2.1.4)

2. Допускаемые напряжения:

а) контактные:

(2.1.5)

где у_HO - предел контактной выносливости,

у_HO1,2 = 23 HRC,

у_HO1 = 23*60 = 1380 (МПа),

у_HO2 = 23*60 = 1380 (МПа);

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

k_HL - коэффициент долговечности. При N_HE > N_HO в расчетах принимают N_HE = N_HO и k_HL=1, т.е. k_HL1=1 и k_HL2=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 у_FO - предел изгибной выносливости. Примем у_FO1,2 =750 МПа;

s_F = s_{Fґ *} s_Fґґ - коэффициент безопасности,

где s_Fґ - коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатого колеса и степень ответственности передачи. Примем s