Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.
Предоплата всего
Подписываем
5. ДОСЛІДЖЕННЯ РЕДУКТОРА ПРИВОДА
Редуктор привода, що розглядається, є одним із основних вузлів авіаційного турбогвинтового двигуна і призначений для забезпечення оптимальної частоти обертання повітряного гвинта за рахунок передачі на нього надлишкової потужності від ротора двигуна.
5.1 Характеристика редуктора
Передачі прямозубими циліндричними зубчастими колесами, що входять до складу редуктора, можна розділити на дві складові (рис.5.1):
Ведуча шестерня 1 пов'язана з роторов двигуна і має частоту обертання хв (напрямок обертання – проти руху годинникової стрілки, якщо дивитись з боку ротора двигуна). В результаті зачеплення із сателітами 2
Рис.5.1
шестерня 1 змушує обертатися в однаковому з нею напрямку і корпус сателітів, тобто водило Н, яке жорстко закріплене на валу гвинта і надає йому обертання із частотою . Водночас сателіт 2 обертають в протилежному напрямку другу вихідну ланку диференціальної зубчастої передачі – колесо 3, що виконане заодно із шестернею 4 – вхідною ланкою перебора у складі коліс 4,5,6. Ця передача зменшує частоту обертання блока зубчастих коліс 3,4 до рівня , тому колесо 6, яке жорстко закріплене на валу гвинта, може передавати на нього додатковий зовнішній обертальний момент від ротора двигуна.
Наявність диференціальної передачі (однорядного диференціала із ланок 1,2,3,н) і звичайної передачі зубчастими колесами 4,5,6 з нерухомими осями, яке пов'язує між собою обидві вихідні ланки диференціала – водило Н і колесо 3, дозволяє назвати редуктор за схемою на (рис.5.1) диференціальним замкненим або складним планетарним (за наявності однієї вхідної ланки 1 і однієї, але складеної із двох вихідної ланки Н+6.
Конструкція редуктора забезпечує передачу обертального моменту від ротора двигуна на вал гвинта двома паралельними потоками – через корпус сателітів і через перебор. Крім того, можливість обертання центрального зубчастого колеса 3 у напрямку, протилежному обертанню водила Н та вала гвинта, суттєво підвищує величину передаточного числа редуктора, що, в свою чергу, сприяє скороченню його діаметральних розмірів.
Основна кінематична характеристика редуктора, що підлягає подальшому дослідженню – його передаточне число . За умови забезпечення оптимальної частоти обертання повітряного гвинта воно має бути в діапазоні
5.2 Геометричний синтез зубчастих передач редуктора привода
Результати геометричного синтезу передач у складі редуктора мають бути числа зубців зубчастих коліс, що забезпечують потрібне передаточне число редуктора, а також розміри коліс і всього зачеплення, якісні характеристики зачеплення тощо. Тому в першу чергу слід визначити характер залежності передаточного числа редуктора від кількості зубців коліс, що формують його величину, тобто структуру виразу для визначення передаточного числа. З цією метою використаємо метод звернення руху, або метод Вілліса, уявно зупинимо водило Н і для зверненої диференціальної передачі на (рис.5.1) запишемо
;
де - передаточне число передачі з нерухомими осями зубчастих коліс (сателітів) - число зубців коліс 1,2,3 відповідно.
Після почленного розділення на лівої частини цього виразу отримаємо
.
В наведеному рівнянні шукана величина
,
зубчасті колеса 1,4 і 3,6 з метою підвищення технологічності редуктора є взаємозамінними, в зв'язку з чим
, ,
частоти обертання
, ,
Передаточне число
,
тому після підстановки маємо
;
в результаті перемноження лівої і правої частини рівняння
Запишемо, нарешті,
або
(5.1)
Величина передаточного числа редуктора завжди додатня, це означає, що напрямки обертання вхідної шестерні 1 і вала гвинта збігаються.
Для визначення чисел зубців коліс редуктора на підставі рівностей та замінимо в рівнянні (5.1) співвідношення та , позначимо
і підставимо (5.1) у вигляді квадратного рівняння
;
тут - середня величина потрібного передаточного числа
досліджувального редуктора.
Після перетворення попереднє рівняння набуває форму
(5.2)
Для подальших розрахунків слід прийняти тільки один, додатній результат розв’язання рівняння (5.2):
(5.3)
Умова складання диференціала за схемою на рис. 5.1 має вигляд
,
де к2=3 – кількість сателітів (визначається на підставі конструктивних
міркувань);
z – число кратності, тобто ціле число, що дорівнює сумарній кількості
зуб'їв коліс 1 і 3 між сусідніми сателітами 2.
Після перетворення у форму
і врахування результату (5.3) отримаємо розрахункову формулу для визначення
(5.4)
Довільним значенням цілих чисел z відповідатимуть мішані значення . Якщо співвідношення (5.3) є реальним, тобто таким, що отримане в результаті ділення двох цілих чисел і , то кількість зуб'їв вхідної шестерні 1 для одного із значень z має бути цілим числом. В разі нереальності співвідношення (5.3) серед розрахункових значень і слід обрати такі, що максимально наближені до цілих чисел, а потім округлити. Нижче наведені результати розрахунку і в діапазоні :
|
Z |
Z1 |
Z3 |
Z |
Z1 |
Z3 |
|
30 |
23,21748648 |
66,7825135 |
38 |
29,40881621 |
84,59118377 |
|
31 |
23,9914027 |
69,00859728 |
39 |
30,18273242 |
86,81726755 |
|
32 |
24,76531891 |
71,23468107 |
40 |
30,95664864 |
89,04335134 |
|
33 |
25,53923513 |
73,46076486 |
41 |
31,73056486 |
91,26943512 |
|
34 |
26,31315134 |
75,68684863 |
42 |
32,50448107 |
93,4955189 |
|
35 |
27,08706756 |
77,91293242 |
43 |
33,27839729 |
95,72160269 |
|
36 |
27,86098378 |
80,1390162 |
44 |
34,0523135 |
97,94768647 |
|
37 |
28,63489999 |
82,36509999 |
45 |
34,82622972 |
100,1737703 |
Видно, що при z=44 , , число зуб'їв сателіта 2 на підставі умови співвісності диференціала
становить
– умова виконується.
Число зуб’їв колеса 3 з метою унеможливлювання заклинювання внутрішнього зачеплення має бути більшим за
Z3min= z2+8=32+8=40 z3=98 – умова виконується .
Значення і при z=35 теж близькі до цілої частини числа , але після округлення до і 78 вони не задовольняють першій з наведених вище умов:
– мішане число.
78 Z3min=40.
на підставі нерівностей
= і =
приймаємо
=34 , =98 ,
тоді
Фактичне передаточне число редуктора
.
Коефіцієнти перекриття в зачепленнях цилідричних зубчастих коліс редуктора привода:
зачеплення коліс 1,2 і 4,5
=
=
;
зачеплення коліс 2,3 і 5,6
=
=
;
тут - кофіцієнт висоти головки зуба;
- кут зачеплення для нульових зубчастих передач редуктора;
- мінімально допустимий коефіцієнт перекриття в зачепленнях
циліндричних зубчастих коліс.
Якщо модуль зубчастих передач редуктора дорівнює
m = 3 мм,
то ділильні діаметри коліс становитимуть
мм,
мм,
мм.
Міжосьва відстань передач:
мм;
мм.
Рівність
мм
свідчить про виконання умови співвісності диференціала і водночас перебора із коліс 4,5,6.
Умови сусідства слід перевірити тільки для перебора, адже там розміщені п'ять проміжних зубчастих коліс 5 замість трьох сателітів 2 у диференціалі:
– умова виконується.
5.3 Кінематичне дослідження редуктора аналітичним методом
За наявності передаточного числа редуктора:
.
Частота обертання водила Н (корпуса сателітів), вала гвинта і зубчастого колеса 6 становить
напрямок обертання згаданих ланок однаковий – проти руху годинникової стрілки (див. рис. 5.1).
Проміжні зубчасті колеса 5 перебора 3 нерухомими осями обертаються із частотою
в тому ж напрямку, що і колесо 6 з внутрішніми зуб'ями, а блок зубчастих коліс 4,3 має частоту
,
напрямок його обертання – протилежний.
На відміну від водила Н і зубчастих коліс 1,3,4,5,6, що обертаються навколо нерухомих осей, кожний із сателітів 2 здійснює складний плоскопаралельний рух навколо двох паралельних осей і – вісь є нерухомою, а вісь переміщується в просторі разом з водилом Н (рис. 5.2). Частота переносимого руху
,
суттєво менше в порівнянні з частотою відносного руху, тобто обертання сателіта 3 відносно водила Н (навколо осі ):
.
Рис. 5.2
Оскільки напрямки простих обертальних рухів сателіта 2 протилежні, частота його обертання в абсолютному русі становить
–
сателіти 2 обертаються в напрямку руху годиникової стрілки.
За таких умов миттєва вісь О обертання сателіта 2 в абсолютному русі розташована поза межами міжосьової відстані (див. третій лист графічної частини курсового проекту).
5.4 Кінематичне дослідження редуктора графічним методом
Метою цього дослідження є побудова картини лінійних швидкостей і діаграми частот обертання рухомих ланок, що входять до складу привода.
Вважається, що вихідними даними для проведення такого дослідження є кінематична схема редуктора за рис. 5.1, числа зуб'їв зубчастих коліс
, ,
та їх модуль
,
ділильні діаметри коліс
, , ,
міжосьові відстані передач
мм,
а також напрямок і частота обертання вхідної шестерні 1 редуктора
.
За наявності диференціала у складі зубчастих коліс 1, 2, 3 та водила Н треба знати напрямок і частоту обертання його другої вхідної ланки – колеса 3. Після уявного зупинення водила Н знову залишемо
,
перемножимо ліву та праву частини рівняння
,
а потім, з урахуванням того, що
, , , ,
отримаємо
,
звідси при скорочені на , слід
–
напрям обертання зубчастих коліс 1 і 3 протилежні.
Для креслення кінематичної схеми редуктора привода обираємо натуральний масштаб, тобто
.
Масштаб картини лінійних швидкостей слід обирати після визначення окружної швидкості вхідної шестерні 1 диференціала
.
Якщо призначити довжину цього вектора на кресленні
мм.
то масштаб картини лінійних швидкостей становитиме
.
Окружна швидкість центрального колеса 3 диференціала
,
довжина вектора на кресленні
Вектор на кресленні розмітимо ліворуч від точки А – полюса зачеплення шестерні 1 сателіта 2, а вектор - праворуч від точки В, що є полюсом зачеплення сателіта 2 з колесом 3. Після з'єднання прямими точок а, b і
отримаємо трикутники швидкостей aA та , які характеризують розподіл лінійних швидкостей точок, що розташовані на радіусах шестерні 1 і колеса 3 відповідно.
Розподіл лінійних швидкостей точок на діаметрі АВ сателіта 2 характеризує відрізок прямої - видно, що миттєвим центром обертання сателіта в його абсолютному русі є нерухома точка О, а швидкості центра сателіта в сумісному русі з водилом Н відповідає вектор (відрізок ). Відрізок прямої є графіком розподілу лінійних швидкостей точок водила Н в його переносному обертальному русі навколо осі .
Оскільки водило Н і колесо 6 обертаються синхронно, продовження лінії до перетину з горизонталью із точки В визначить довжину вектора (відрізок ) окружної швидкості в зачепленні коліс 5 і 6. Колесо 5 обертається навколо нерухомої осі, розподіл лінійних швидкостей його точок візначається відрізком прямої , тому маємо рівність
або ,
де - вектор окружної швидкості в зачепленні зубчастих коліс 4,5.
Розподіл лінійних швидкостей точок колеса 4 характеризує ділянка відрізка прямої , адже кутова швидкість коліс 3,4 є однаковою, крім того, однаковим є і ділильні діаметри , .
Для побудови діаграми частот обертання ланок редуктора привода призначимо її масштаб
,
визначимо полюсну відстань діаграми
.
і оберемо на порщині довільну точку Р – полюс діаграм. На відстані h від нього розмістимо горизонталь і до перетину з нею проведемо через полюс Р прямі, що паралельні відповідним прямим розподілу лінійних швидкостей точок зубчастих коліс і водила Н. Тепер відрізки , , (), (), зображують в прямому масштабі частоти обертання відповідно зубчастих коліс 1,5 водила Н (колеса 6), з'єднаних між собою коліс 3,4 і сателітів 2.
Видно, що напрямки обертання вхідної шестерні 1 і вала гвинта, на якому закріплено водило Н і колесо 6, однакові, а частота обертання сателітів 2 в абсолютному русі дорівнює різниці частот обертання у відносному та переносному рухах.
З метою порівняння нижче наведені частоти обертання рухомих ланок редуктора, що отримані двома методами:
|
ланки |
1 |
2 |
3,4 |
5 |
6,Н |
|
n, розрахункова |
15800 |
14114,27 |
3735,85 |
3969,34 |
1296,11 |
|
n', за діаграмою частот |
15800 |
14114 |
3735 |
3969 |
1296 |
5.5 Силове дослідження редуктора
Мета цього дослідження – визначити характер розподілу обертального моменту від ротора двигуна під час його передачі на вал гвинта двома паралельними потоками. Цей розподіл обумовлений наявністю двох вихідних ланок у диференціала редуктора – водила Н (корпуса сателітів) і центрального колеса 3.
Оскільки ротор двигуна і всі ланки редуктора обертаються рівномірно, умову миттєвої рівноваги зубчастих коліс 1,2,3 і водила Н диференціала у вигляді суми моментів окружних сил відносно осі ротора двигуна можна скласти наступним чином (див. третій лист графічної частини курсового проекту):
; (5.5)
тут , Н∙мм – рушійний момент, що прикладений до вхідної шестерні 1 диференціала;
- узагальнена окружна сила в зачепленні шестерні 1 і сателіта 2 ( у складі діференціала три сателіта 2);
- моменти сил опору з боку водила Н і центрального колеса 3 диференціала відповідно.
За умови рівномірного обертання ланок диференціала всі відцентрові сили інерції проходять через осі обертання шестерні 1 та сателіта 2 і додаткових інерційних мементів не створюють.
В рівнянні (5.5) – два невідомих, тому складемо ще і умову миттєвої рівноваги сателіта 2 у вигляді суми моментів відносно осі його обертання
,
звідки окружна сила опору з боку колеса 3 і момент сил опору визначаться як ,
.
Після підстановки в рівняння (5.5)
отримаємо момент сил опору з боку водила
,
Оскільки сумарний момент на вихідних ланках диференціала становить за модулем
,
співвідношення
.
Обертальний момент передається на вал гвинта безпосередньо, а момент після передачі через перебор зростає до велечини
на зубчастому колесі 6, що закріплене відносно вала гвинта.
Тепер сумарний обертальний момент, що передається на вал гвинта, становить
,
співвідношення
.
Деталі перебора більш навантажені, тому для виконання діаметральних зубчастих коліс 3,6 однаковими силовий потік в переборі розподіляється між п'ятьма проміжними зубчастими колесами 5 з нерухомими осями.
Розрахунок виконано без врахування втрат на тертя в зачепленнях зубчастих коліс, тому співвідношення
відповідає передаточному числу редуктора привода.
ВИСНОВКИ
В результаті виконання розглянутого курсового проекту розв’язані всі задачі , що були визначені метою проектування . Виконаний структурний аналіз і синтез важільного механізму конвеєра згідно із заданим коефіцієнтом зміни середньої швидкості руху його вхідної ланки , кінематичне дослідження механізму в розгорнутому робочому положенні і силове дослідження . Результати досліджень отримані графічним та розрахунковим методами , відхилення результатів не перевищують 1,9 %.
Для синтезу зубчастих передач редуктора привода на підставі орієнтовного середнього значення його передаточного числа використана методика , яка передбачає підбір чисел зуб’ів коліс окремих гілок редуктора за допомогою комп’ютера . Кінематичне дослідження редуктора привода виконане розрахунковим і графічним методами , відхилення значень частот обертання зубчатих коліс редуктора не перевищує . Результатом силового дослідження редуктора є визначення характеру розподілу обертального моменту від ротора двигуна під час його передачі на вал гвинта двома паралельними потоками .
Узгодженість результатів окремих етапів дослідження дозволяє стверджувати , що мета курсового проектування досягнута повністю . Результати проектування можна використати як вихідні данні для подальшої конструкторської розробки механізму конвеєра і редуктора привода.
ПЕРЕЛІК ПОСИЛАНЬ