Модернизация Силовой Установки СЛА

Рисунок 6.- Шестерни к редукторам

Шестерни к редукторам от автоматических коробок а/м "Мазда" с разными передаточными отношениями. Попадаются шестерни с i = 1.81; 1,95; 2,05; 2,1; 2,21; 2,27; 2,31. Шестерни c i = 1.81; 1,95; 2,05; 2,21; 2,31 (межцентровое расстояние 77 мм) взаимозаменяемы между собой. Аналогично шестерни с i = 2,1 и 2,27 (межцентровое расстояние 74,5 мм).

Рисунок 7.-Начинка  редуктора

"Начинка" редуктора.  Применяются материалы Д16Т, В95, 30ХГСА и 45А.

Рисунок 8.-Корпус редуктора

Заготовки корпуса редуктора  после расточки и детали.

Рисунок 9.-Редуктор с плитой

Редуктор с плитой для  двигателей серии EJ. Рядом заводной диск с жигулёвским резиновым  демпфером

Рисунок 10.-Редуктор с ременной передачей

 

2.МОДЕРНИЗАЦИЯ  РЕДУКТОРА СЛА

2.1 Конструктивные  усовершенствования редуктора

 По отзывам, публикуемых на итернетфорумах, наибольшие нарекания вызывают редукторы привода винта, не обеспечивающие достаточную надежность и долговечность. Как показывает практика эксплуатации дельталетов, именно редукторы нередко оказываются слабым звеном в конструкции летательных аппаратов. Конструкция некоторых редукторов действительно имеет ряд недостатков, вполне устранимых в условиях заводского производства.

Рассмотрим в качестве примера конструктивные недостатки редуктора, применяемого на дельталетах в сочетании с двигателем Subaru EJ18.

Рисунок 11.- Редуктор Тип 3 серии 1 с мощностью до 66 кВт.

 

1. Недостатки. Подшипники ведущего и ведомого валов установлены в разных частях корпуса, причем расточить гнезда подшипников ведомого вала в сборе корпуса с одной установки не представляется возможным. Смена установки на станке приводит к несоосности подшипниковых гнезд и как следствие к монтажным напряжениям в подшипниках, к перекосам зубчатых колес и повышению концентрации нагрузки в зацеплении. Эвольвентные зубчатые передачи весьма чувствительны к перекосам осей. Расточку посадочного отверстия для левого и правого подшипников нельзя при данной конструкции выполнить одним резцом, приходится осуществлять эти операции со сменой резов. Для расточки гнезда левого подшипника нужен резец с длинным стержнем, что увеличит его прогиб под действием сил резания и снизит точность выполнения данной операции.

Предлагается. Растачивать каждую пару подшипниковых гнезд с одной установки  посредством борштанги, что обеспечит наилучшую соосность расточек. С той целью для левых подшипников предусматривается сквозные расточки подшипниковых гнезд. Левые гнезда закрываются привертными крышками. Положительно скажется на точности расточек также то, что изгибная жесткость борштанги выше, чем консольного резца.

   2. Недостатки. Корпусные детали редуктора изготовлены из алюминиевого сплава. Так как наружные кольца подшипников подвержены местному нагружению, они устанавливаются в корпусе по посадке с зазором или с возможностью проворачивания под действием моментов сил трения в подшипниках для более равномерного износа колец. Это приводит к повышенному износу расточек в корпусе.

Предлагается. Устанавливать наружные кольца подшипников в стальных стаканах, которые запрессованы бобышках корпусных деталей. Стаканы имеют установочные буртики. При ремонте редуктора стаканы можно заменить, сохранив корпус, имеющий более высокую стоимость.

3. Недостатки. На ведомом валу установлены конические подшипники, требующие обязательной регулировки осевого зазора. Из чертежа (рис. 1) не ясно каким образом эта регулировка осуществляется.

Предлагается. Применение привертных крышек подшипников с обоих концов вала позволяет осуществить регулировку осевых зазоров в подшипниках путем установки под их фланцы сменных наборов регулировочных прокладок.

 

 

Рисунок 12.- Модернизированный редуктор

На рис. 2.1.2 представлена предлагаемая конструкция редуктора, в которой эти недостатки устранены  или степень их отрицательного влияния  снижена.

 

4. Недостатки. Зубчатое колесо установлено на ведомом валу посредством парных клиновых шпонок. Клиновые шпонки крайне редко используются для установки зубчатых колес на валах, поскольку создают в соединении радиальный натяг. Это может привести к смещению центра масс зубчатого колеса относительно оси вала, что ухудшит балансировку вала, и к повышению радиального биения зубчатого венца, тем более, что обод зубчатого колеса имеет небольшую толщину. Ухудшение балансировки повысит виброактивность редуктора и, как следствие, динамичность нагрузок и шум. Вал винта также установлен на клиновых шпонках, что отрицательно сказывается на его работе. Можно также отметить, что клиновые шпонки не имеет закладных головок, поэтому демонтаж соединения при необходимости ремонта затруднителен.

Предлагается. Установить зубчатое колесо, а также ступицу винта на эвольвентных шлицах предпочтительно с центрированием по наружному диаметру шлицев, т.к. такое центрирование технологически проще. Шлицевое соединение исключит радиальный натяг, упростит балансировку и, соответственно устранит отмеченные недостатки. Нарезание шлицев для обеспечения высокой точности соединения следует выполнять протягиванием. Если выполнение операций протягивания затруднительно в связи с отсутствием нужного типоразмера протяжек, как вариант можно предложить соединение тангенциальными шпонками, которые создают натяг не в радиальном, а в окружном направлении. Условия работы редуктора с применением тангенциальных шпонок несколько хуже, чем при шлицевом соединении, но лучше, чем с использованием клиновых шпонок.

5. Недостатки. Диаметр сопряжения зубчатого колеса с ведомым валом необоснованно завышен, что уменьшает отношение длины ступицы колеса к посадочному диаметру вала под колесом. В связи с увеличенным посадочным диаметром вала приходится увеличить также наружный диаметр дистанционной втулки, расположенной между торцом внутреннего кольца правого подшипника и правым торцом ступицы колеса. Соответственно, для изготовления вала и втулки требуется неоправданно большие диаметры заготовок, а следовательно, повышенный расход материала.

Предлагается. Уменьшить по возможности диаметр сопряжения колеса с валом, что приведет к увеличению отношения длины посадочного участка к его диаметру, улучшению центрирования колеса, уменьшению расхода материала. Кроме того, протяжки для нарезания шлицев меньшего диаметра менее дефицитны и имеют меньшую стоимость.

Предлагается также исключить  из конструкции переходную втулку, на которую посажен левый подшипник  ведомого вала, имеющую непонятное назначение. Установить дистанционную втулка между торцом внутреннего кольца левого подшипника ведущего вала и правым торцом ступицы полумуфты. С наружной поверхностью этой полумуфты будет контактировать рабочая кромка уплотнительной манжеты, поэтому наружная поверхность втулки, а также поверхность ведущего вала под манжетой необходимо полировать, а для предупреждения повреждений рабочих кромок манжет при сборке предусмотреть заходные плавные закругления

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2.2. Расчет и  проектирование редуктора

2.2.1. Техническое  задание

Структурная схема редуктора приведена на рис.12

1

2

Рисунок 13.- Схема редуктора

Мощность на валу 2 винта Р₂=66,2 кВт.

Частота вращения вала двигателя

п₁=4800 об/мин.

Частота вращения вала винта

п₂=2100±20 об/мин.

Назначенный технический  ресурс L_h=36000 час.

 

 

2.2.2. Общая конструкция  редуктора

Ведущий вал редуктора  выполнен за одно с шестерней. Шестерня соединена с валом двигателя посредством упругой муфты. Для облегчения массы установки вал выполнен полым.

Редуктор одноступенчатый, цилиндрический, вертикальный. На ведомом  валу редуктора крепится ступица  винта самолета. Валы установлены  на подшипниках качения. Корпус редуктора  имеет плоскость разъема и  крепится на болтах.

 

2.2.3. Кинематический  расчет и определение моментов  на валах

Требуемое передаточное число  .

Угловая скорость ведущего вала .

Требуемая угловая скорость ведомого вала

.

Принимаем: КПД зубчатого  зацепления η_з=0,99; КПД пары подшипников качения η_п=0,995; КПД муфты η_м=0,98 [7].

Общий КПД привода  .

Требуемая мощность двигателя  .

Мощность на валу шестерни Р₁=Р_двη_м=68,96·0,98=67,58 кВт.

Мощность на колесе приближенно  равна мощности на валу винта.

Момент на валу шестерни .

Момент на колесе .

 

2.2.4. Выбор материалов  зубчатых колес

и определение допускаемых  напряжений

Принимаем материал шестерни сталь 30ХГСА, термообработка – закалка поверхностная с нагревом ТВЧ, охлаждение в масле, твердость поверхностей зубьев HRC₁=46, предел прочности σ_в1=1560 МПа, предел текучести σ_т1=1300 МПа, предел выносливости при симметричном цикле изгиба σ_–1=750 МПа. Предел выносливости при симметричном цикле кручения τ_–1=430 МПа ([9], с. 86).

Принимаем материал колеса сталь 45А, термообработка – закалка поверхностная с нагревом ТВЧ, охлаждение в масле, твердость поверхностей зубьев HRC₂=35, предел прочности σ_в2=900 МПа, предел текучести σ_т2=650 МПа, предел выносливости σ_–1=405 МПа ([9], с. 86).

Стали для шестерни и колеса приняты разных марок для снижения вероятности заедания зубьев.

Предел контактной выносливости материала шестерни при базовом  числе циклов нагружения σ_{Н lim b1}=17HRC+200=17·46+200=982 МПа.

Предел контактной выносливости материала колеса при базовом  числе циклов нагружения σ_{Н lim b2}=17HRC+200=17·35+200=795 МПа.

Число одинаковых зубчатых колес, одновременно зацепляющихся  с одноименными поверхностями зубьев шестерни γ_w1=1.

Число одинаковых зубчатых колес, одновременно зацепляющихся  с одноименными поверхностями зубьев колеса γ_w2=1.

Число циклов перемен напряжений для зубьев шестерни за весь срок службы N₁=60n₁L_hγ_w1=60·4800·36000·1=11368·10⁶.

Число циклов перемен напряжений для зубьев колеса за весь срок службы N₂=60n₂L_hγ_w2=60·2100·36000·1=4536·10⁶.

Базовое число циклов перемен  контактных напряжений для материала  шестерни с применением линейной интерполяции

([7], табл. 2.5).

Базовое число циклов перемен  контактных напряжений для материала  шестерни с применением линейной интерполяции

.

Так как N₁>N_H01, принимаем для зубьев шестерни коэффициент долговечности при расчете по контактным напряжениям K_HL1=1 ([7], стр. 39).

Так как N₂>N_H02, принимаем для зубьев колеса коэффициент долговечности при расчете по контактным напряжениям K_HL2=1 ([7], стр. 39).

Нормативный коэффициент  запаса прочности по контактным напряжениям  для материала шестерни [S_H]₁=1,2 ([8], табл. 2.3).

Нормативный коэффициент  запаса прочности по контактным напряжениям  для материала колеса [S_H]₂=1,2 ([8], табл. 2.3).

Допускаемые контактные напряжения для материала шестерни .

Допускаемые контактные напряжения для материала колеса

.

Расчетные допускаемые контактные напряжения

;

[σ_H]=1,18[σ_H]₂=1,23·662,5=814,9 МПа.

Принимаем в качестве расчетного допускаемого контактного напряжения принимаем меньшее из двух полученных значений, а именно [σ_H]=744,5 МПа.

Предел выносливости материала  шестерни при отнулевом цикле изгиба .

Предел выносливости материала  колеса при отнулевом цикле изгиба .

Нормативный коэффициент  запаса прочности на изгиб для  материала шестерни [S_F]₁=1,7.

Нормативный коэффициент  запаса прочности на изгиб для  материала колеса [S_F]₂=1,7.

Базовое число циклов перемены напряжений изгиба для материалов шестерни и колеса N_F01=N_F02=4·10⁶

Так как N₁>N_F01 и N₂>N_F02, принимаем коэффициенты долговечности при расчете на изгиб зубьев шестерни и колеса соответственно K_FL1=1 и K_FL2=1

Допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни

.

Допускаемые напряжения изгиба для зубьев колеса

.

2.2.5. Проектный  расчет по контактным напряжениям

Принимаем коэффициенты смещения для шестерни и колеса х₁=х₂=0.

Принимаем предварительно угол наклона зубьев β=12° Вспомогательный коэффициент при проектном расчете по контактным напряжениям K_a=43.

Принимаем коэффициент ширины колеса ψ_ba=0,32.

Относительная ширина зубчатого  венца

ψ_bd=ψ_ba(и+1)=0,32(2,286+1)=1,05.