Расчет вала винта. Проектирование оси сателлитов планетарной ступени. Расчет специальных опор качения, роликов ступени перебора. Проверка подшипников качения по динамической грузоподъемности. Расчет болтового соединения и шлицевых соединений на прочность.
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.Планетарный редуктор выполнен по схеме (см. рис.1). Подбор чисел зубьев проведем по так называемым генеральным уравнениям, которые получаются совместным решением уравнений передаточного отношения (ПО), уравнений соосности, условий сборки с привлечением дополнительных зависимостей - параметров, характеризующих, как правило, конструктивные особенности и определяющих будущие свойства механизма. Для замкнутого планетарного механизма следует добавить уравнение соосности и необходимые параметры для цепи замыкания. а - ведущее звено, не связанное со звеном замыкания; d - ведомое звено. i16 = i163 i16H. i16 = 1 . Для простого планетарного - механизма с цилиндрическими колесами генеральные уравнения имеют вид: ; (1.4)Шестерня z1 поковка 12Х2Н4А Цементация с закалкой 1200 1000 НВ350 60HRC Nно1=133,1*106 Nf01=4*106 Подводимая к валу шестерни мощность (N, КВТ) задается следующей упрощенной циклограммой: Рис. Крутящие моменты на шестерне при трех режимах (см. циклограмму): М1= где n1=14000об/мин - частота вращения шестерни; 2) Эквивалентные числа циклов перемены напряжений: А) по контактной прочности: - для шестерни где сі - количество контактов шестерни и сателлита, с1 = 3; 3) Допускаемые контактные напряжения: Для их определения рассчитаем значения коэффициентов долговечности для шестерни и колеса.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. Расчетное контактное напряжение в полюсе зацепления для цилиндрической передачи определим по формуле: (2.2.1) где =190 МПА в соответствии с рекомендациями ГОСТА 21354-87 для стальных колес; Удельная окружная динамическая сила (динамическая нагрузка на единицу ширины зубчатого венца): (2.2.6) где ?H - коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации (фланкирования) профиля зубьев.Шестерня z2 поковка 12Х2Н4А Цементация 1200 1000 НВ300 55HRC Nно1=108*106 Nf01=4*106 Подводимая к валу шестерни мощность (N, КВТ) задается следующей упрощенной циклограммой: Рис. Крутящие моменты на шестерне при трех режимах (см. циклограмму): М1= где n2=15821,43об/мин - частота вращения шестерни; 4) Эквивалентные числа циклов перемены напряжений: А) по контактной прочности: - для шестерни где сі - количество контактов шестерни и сателлита, с1 = 3; 3) Допускаемые контактные напряжения: Для их определения рассчитаем значения коэффициентов долговечности для шестерни и колеса.Расчетное контактное напряжение в полюсе зацепления для цилиндрической передачи определим по формуле: (2.2.1) где =190 МПА в соответствии с рекомендациями ГОСТА 21354-87 для стальных колес; Рассчитаем коэффициент KHV. Проверим условие непопадания в резонансную область vz1=72,06•21=1513,26>1000, следовательно, передача работает в зарезонсном диапазоне. Удельная окружная динамическая сила (динамическая нагрузка на единицу ширины зубчатого венца): (2.2.6) где ?H - коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации (фланкирования) профиля зубьев. g0 - коэффициент, учитывающий влияние разности основных шагов зацепления зубьев шестерни и колеса.Шестерня z4 поковка 12Х2Н4А Цементация с закалкой 1200 1000 НВ350 60HRC Nно1=133,1*106 Nf01=4*106 Подводимая к валу шестерни мощность (N, КВТ) задается следующей упрощенной циклограммой: Рис. Крутящие моменты на шестерне при трех режимах (см. циклограмму): М1= где n4=3437,5 об/мин - частота вращения шестерни; 6) Эквивалентные числа циклов перемены напряжений: А) по контактной прочности: - для шестерни вал винт подшипник качение где сі - количество контактов шестерни и сателлита, с1 = 5; 3) Допускаемые контактные напряжения: Для их определения рассчитаем значения коэффициентов долговечности для шестерни и колеса.Расчетное контактное напряжение в полюсе зацепления для цилиндри
План
СОДЕРЖАНИЕ
Задание и исходные данные
Введение
1. Подбор чисел зубьев
2. Расчет на прочность
2.1 Проектировочный расчет 1-й ступени
2.1.1 Принятые материалы
2.1.2 Расчет 1-й ступени z1-z2
2.2 Проверочный расчет 1-й ступени
2.3 Проектировочный расчет 2-й ступени
2.3.1 Принятые материалы
2.3.2 Расчет 2-й ступени z2-z3
2.4 Проверочный расчет 2-й ступени
2.5 Проектировочный расчет 3-й ступени
2.5.1 Принятые материалы
2.5.2 Расчет 3-й ступени z4-z5
2.6 Проверочный расчет 3-й ступени
2.7 Проектировочный расчет 4-й ступени
2.7.1 Принятые материалы
2.7.2 Расчет 4-й ступени z5-z6
2.8 Проверочный расчет 4-й ступени
3. Проектирование валов и осей
3.1 Проектирование валов
3.2 Проверочный расчет вала винта
3.3 Проектирование осей
3.3.1 Проектирование оси сателлитов планетарной ступени
3.3.2 Проектирование оси сателлитов ступени перебора
