4.2.4 Примененные конструктивные решения

1.14.2.4.1 Тип зацепления шестерен

Редуктор состоит из цилиндрических зубчатых передач внешнего и внутреннего эвольвентного зацепления с коэффициентом перекрытия больше двух.

Накопленный положительный опыт применения в газотурбинных двигателях, разработанных ОАО «Кузнецов», прямозубых зубчатых передач с коэффициентом перекрытия в зацеплениях больше двух позволяет применить данное зацепление в проектируемом редукторе. Передачи с перекрытием в зацеплении больше двух, имеющие нестандартный исходный контур, выполняются с увеличенной высотой зуба, что позволяет, не изменяя габариты передачи, уменьшить контактные напряжения по сравнению с передачами, имеющими коэффициент перекрытия меньше двух.

Положительные качества прямозубых зубчатых передач с коэффициентом перекрытия больше двух:

- отсутствие осевой силы;

- высокая несущая способность при малой массе и габаритах шестерен;

- низкая виброактивность;

- обеспечение ресурса при высокой надежности;

- низкий шум;

• высокий КПД.

Недостатки:

- увеличение трудоемкости изготовления при выполнении профильной модификации зуба.

4.2.4.2 Выбор типа подшипника промежуточной шестерни и оценка его параметров

4.2.4.2.1 Нагруженность подшипника

Исходя из ТЗ заказчика, в процессе общей компоновки изделия, редуктора и зубчатого зацепления в частности были определены:

• модуль зацепления;

• числа зубьев шестерён;

• число промежуточных шестерён.

Параметры нагруженности подшипника определялись для режима максимальной передаваемой мощности.

Исходные данные.

-число зубьев солнечной шестерни z1=66

-число зубьев промежуточной шестерни z2=61

- число зубьев венцовой шестерни z3=189

-модуль зубьев (мм) m=4,6

-число промежуточных шестерён ks=5

-коэффициент неравномерности нагрузки kn=1,1

-межцентровое расстояние солнечной

и промежуточной шестерён (мм) R=294

-угол исходного контура (рад) al=21/180

-угол зацепления (рад) als=21,94/180 -начальный диаметр солнечной шестерни (м)

dn1=[mz1cos(al)/cos(als)]10^-3 dn1=0,3055

-частота вращения вала ТНД (об/мин) ntndmax=5678

-передаваемая мощность (Вт) Nmax=51150000

- частота вращения вала ТНД (1/c)

nTNDmax=ntndmax(2/60) nTNDmax=594,63

-передаваемый момент (Нм) Mmax=Nmax/nTNDmax Mmax=86020

- частота вращения вала промежуточной шестерни (об/мин) n=ntndmaxz1/z2 n=3998

- усилие от зацепления (кгс) w=(2Mmaxkn)/((dn1/2)kskpd9,81) w=25254

Примечание - Вектор нагрузки от зацепления постоянного направления.

4.2.4.2.2 Выбор типа подшипника для опоры промежуточной шестерни.

Исходя из нагруженности опоры промежуточной шестерни и нижеперечисленных факторов сравнения типов подшипников:

• проблемности обеспечения достаточно продолжительного ресурса (из-за ограниченности ресурса деталей подшипника качения),

• меньших габаритов и массы опоры и редуктора с подшипником скольжения,

• меньшей акустической эмиссии в подшипниках скольжения,

• большей демпфирующей способности при циклических и ударных нагрузках в подшипниках скольжения,

• имеющегося опыта предприятия по проектированию, изготовлению и испытаниям тяжелонагруженных подшипников скольжения с постоянным и локализованным по направлению вектором нагрузки,

для промежуточной шестерни редуктора выбрана опора на гидродинамический подшипник скольжения.

4.2.4.2.3 Оценка параметров гидродинамического подшипника скольжения

Параметры отработанной на предприятии конструкции и технологии изготовления подшипников скольжения с бронзофторопластовым и карбонитридо-титановым покрытием и торцевыми упорными шайбами (для гидродинамического парирования радиальной нагрузки и гидростатического осевой) достаточно точно оцениваются отработанной «ОАО КУЗНЕЦОВ» методикой аналитического решения уравнений Навье-Стокса, теплообмена и неразрывности для течения смазки в зазоре подшипника с определяющими торцевыми утечками.

Пример рассчитанных и замеренных на стенде для испытания подшипников давлений и прокачек масла через подшипник в соответствии с рисунком 4.2.2.

Рисунок 4.2.2 – Развёртка рассчитанной эпюры пиковых давлений в меридиональном сечении подшипника и замеры пиковых давлений и прокачки масла на установке

Основная задача расчёта при заданной нагруженности подшипника заключается в выборе его рабочего тела (смазки) и геометрии при которой обеспечиваются величины критериальных параметров не превышающие достигнутые при отработке данной конструкции и технологии изготовления

подобных подшипников и удовлетворяющие заданным условиям его работы:

• максимальное пиковое давление в смазочном слое,

• минимальный рабочий зазор в подшипнике,

• заданный расход смазочного материала,

• степень подогрева масла в рабочем слое,

• потери мощности от вязкостного трения,

• мощность граничного трения,

• длина дуги смазки (рабочая зона подшипника),

• режимная устойчивость щестерни на слое смазки.

Схема расчёта опоры скольжения промежуточной шестерни показана в соответствии с рисунком 4.2.3

.

Рисунок 4.2.3 – Схема расчёта опоры скольжения промежуточной шестерни

Характеристики рассматриваемых вариантов масел для смазки подшипников редуктора и двигателя в соответствии с рисунком 4.2.4 .

Рисунок 4.2.4 – Характеристики рассматриваемых вариантов масел

По совокупности свойств рассматриваемых вариантов масел для смазки подшипников редуктора и двигателя выбирается масло «ИПМ-10».

Первоначальным отработанным материалом покрытия для подшипника скольжения являлся прирабатываемый слой спеченного бронзового порошка, пропитанный фторопластом. В последующих вариантах подшипников были использованы два из предложенных ЦИАМ антифрикционных покрытий.

Свойства антифрикционных покрытий, предложенных ЦИАМ, в соответствии с таблицей 4.2.2 .

Таблица 4.2.2 - Свойства антифрикционных покрытий

Для проектируемого подшипника скольжения выбирается показавшее хорошие результаты при испытаниях на подшипниках разных размерностей и степеней нагруженности покрытие подшипника карбонитридом титана на подслое карбида вольфрама.

Исходные данные для расчёта опоры скольжения.

- конструктивные параметры:

а) угол подачи смазки (рад) al = (/180)110

б) диаметр подшипника (м) d = 0,135

в) длина подшипника(м) L=0,155

г) диаметр втулки (м) dwks=0,135160

д) монтажный радиальный зазор в подшипнике (м) cm = 80  10^-6

е) отношение радиального зазора к радиусу подшипника cm/R = 0,001231

ж) коэффициент линейного расширения материала втулки «ВКС-4»

( з1/⁰C) awks = 1,24  10^-5

и) коэффициент линейного расширения материала подшипника «Ст-20» (1/⁰C) ast = 1,3  10^-5

к) коэффициент линейного расширения карбида вольфрама (покрытие шипа)(1/⁰C) akw =7  10^-6

л) коэффициент линейного расширения карбонитрида титана (покрытие шипа) (1/⁰C) aknt =12  10^-6

м) коэффициент трения карбонитрида титана по стали со смазкой fr1=0,07

н) толщина покрытия карбонитридом титана (м) dknt=40010^-6

о) толщина покрытия карбидом вольфрама (м) cw=10010^-6

п) наружный радиус упорной пяты (м) Ro=0,0785

р) внутренний радиус упорной пяты (м) Ri=0,0685

с) минимальный конструктивный зазор на пяте(м) C=0,000100

т) усилие заневоливания пружины упорной пяты (H) P=727,9

у) длина заневоливания пружины упорной пяты (м) B=0,001

ф) жёсткость пружины упорной пяты (H/м) A=P/B A=7.27910⁵

х) длина зуба шестерни (м) ls=0,120

ц) допускаемое отклонение зубьев от прямолинейности(м) dels=0,00001

• режимные параметры:

а) частота вращения подшипника (об/мин) n=3998

б) нагрузка на подшипник (кгс) w=25254

• параметры смазки:

а) марка масла «ИПМ-10»

б) температура масла на входе (⁰С) tbx=100

Рассчитываемые параметры подшипника

• аппроксимация зависимости плотности смазки «ИПM-10» от температуры в соответствии с формулой

ro = 839-0,66t кг/м³ (4.2.1)

• аппроксимация зависимости удельной теплоёмкости смазки «ИПM-10» от температуры в соответствии с формулой

si = 1990+3,53t Дж/кгград (4.2.2)

• аппроксимация зависимости динамической вязкости смазки «ИПM-10» от температуры в соответствии с формулой

et = 0,00005e^{[881/(t+126)]} кг/м³ (4.2.3)

• рабочий радиальный зазор в подшипнике в соответствии с формулой

c = (del1+cm)[1+alf(t-15)]-del1[1+alf1(t-15)] м (4.2.4)

• скорость скольжения в соответствии с формулой

u = n(d/60) м/с (4.2.5)

• длина подшипника в соответствии с формулой

L = w/[uet(1/c²9,81)(/4)E(0,62E²+1)^0,5/(1-E²)²]^1/3 м (4.2.6)

• угол положения ротора в соответствии с формулами

ks = arctan{(/4)[(1-E²)^0,5]/E} рад (4.2.7)

KS = ks180/ …⁰ (4.2.8)

• угол смазки в соответствии с формулами

te = al+ks рад (4.2.9)

TE = te180/ …⁰ (4.2.10)

• потребная прокачка масла в соответствии с формулами

Q = uLcE[|cos(te)|+1]/2 м³/с (4.2.11)

q = Q100060 л/мин (4.2.12)

• сила вязкостного трения в соответствии с формулой

F=[cEw9,81sin(ks)]/d+[2etu(d/2)L]/c(1-E²)^0,5 Н (4.2.13)

• вязкостной подогрев смазки в соответствии с формулой

det = (Fu)/(Qrosi) ⁰C (4.2.14)

• эквивалентная температура масла в зазоре в соответствии с формулой

t = tbx+0,8det ⁰C (4.2.15)

• мощность вязкостного трения в соответствии с формулой

N = Fu Вт (4.2.16)

• рабочий эксцентриситет в подшипнике в соответствии с формулой

E = 1-hmin/c (4.2.17)

• режимная жёсткость подшипника в соответствии с формулой

dwdh={d[uet(L³/c²)(/4)E(0,62E²+1)^0,5/(1-E²)²]/dE}/c Н/м (4.2.18)

• режимная критическая частота гидродинамического подшипника в соответствии с формулой

fk = n/260 гц (4.2.19)

• аппроксимация зависимости коэффициента торцевого расхода от угла охвата подшипника, отношения длины подшипника к диаметру и эксцентриситета в соответствии с формулой

kq = 0,16401(1,0054³⁶⁰)[0,37305^(L/D)](2,99191^E) (4.2.20)

• скорректированный расход смазки в соответствии с формулой

qkq = qkq л/мин (4.2.21)

• средняя удельная нагрузка в соответствии с формулой

pm = w/Ld10⁴ кгс/см² (4.2.22)

• произведение средней удельной нагрузки на скорость в соответствии с формулой

pv = pmu9,8110^-3 кВт/см² (4.2.23)

• средняя удельная мощность граничного трения в соответствии с формулой

Nr = pvfr кВт/см² (4.2.24)

• аппроксимация зависимости кинематической вязкости масла

«ИПM-10» от температуры в соответствии с формулой

nu = 0,00000016e^{[581/(te+95)]} м²/с (4.2.25)

• условие возникновения вихрей Тейлора (начала турбулентности) в соответствии с формулой

Ta = {dnc[c/(d/2)]^0,5}/60nu (4.2.25)

• критическая температура возникновения вихрей Тейлора в соответствии с формулой

tkr = [581/{ln[{dnc[c/(d/2)]^0,5}/(6041,3)]-ln(0,00000016)}]-95

⁰С (4.2.27)

• число Зоммерфельда (коэффициент нагруженности подшипника) в соответствии с формулой

So = {w9.8160[c/(d/2)]²}/Ldnet (4.2.28)

- пространственная эпюра давления в подшипнике при определяющем торцевом течении в соответствии с формулой

p4 = p1{1-[y/(L/2)]²}/9,8110⁴ кгс/см² (4.2.29)

• пиковые давления в меридиональном сечении подшипника при определяющем торцевом течении в соответствии с формулами

p1 = {3uetE[sin(teta)](L²)}/{(c²)(d/2)[1+Ecos(teta)]³4}

Н/м² (4.2.30)

p={3uetE[sin(teta)](L²)}/(c²)(d/2)[1+Ecos(teta)]³498100

кгс/см² (4.2.31)

• режимная осевая нагрузка на торцевую пяту вследствие максимального отклонения зубьев шестерни от прямолинейности в соответствии с формулой

ws = wtan(dels/ls) Н (4.2.32)

-режимный рабочий зазор упорной пяты в соответствии с формулой

H=(3(Q/2) et((Ro²-Ri²)/wp))^1/3 м (4.2.33)

- давление масла на входе в упорную пяту в соответствии с формулой

Pd=2wp(ln(Ro/Ri))/3,14(Ro²-Ri²) Н/м² (4.2.34)

- усилие торцевого подшипника на рабочем зазоре пяты в соответствии с формулой

W=1,5Qet((Ro²-Ri²)/H³) Н (4.2.35)

- усилие пружины на рабочем зазоре пяты в соответствии с формулой

WP=A(B-C+H) Н (4.2.36)

Параметры рассчитанного подшипника для промежуточной шестерни редуктора проектируемого двигателя и параметры некоторых изготовленных и прошедших испытания на ОАО «КУЗНЕЦОВ» подшипников в соответствии с таблицей 4.2.3.

Таблица 4.2.3 – Сравнение расчётных параметров подшипников

Параметр подшипника	1.2 1.3РРазмер-ность пара -метра	Подшип-ник пром. шестерни редуктора ТРДД с тягой 35 тс	Подшип-ник пром. шестерни экспери-менталь-ного ре-дуктора	Подшипник сат. шестер-ни ре-дуктора для фирмы SNECMA	Подшипник сат. шестер-ни ре-дуктора «НК-93»
Длина (L)	мм	155	105	145	85
Диаметр (d)	мм	135	85	100	78
Материал покрытия	-	Карбони-трид Ti	Карбони-трид Ti	Бронзо-фторо-пласт	Карбони-трид Ti
Отношение длины к диаметру (L/d)	-	1,148	1,235	1,45	1,09
Радиальный зазор (Cm)	мкм	80	96	74,5	106,5
Отношение рад. зазора к радиусу (Cm/r)	-	0,001185	0,002259	0,00149	0,002735
Угол подвода масла (al)	град.окр	110	110	120	110
Марка масла	-	ИПМ-10	ИПМ-10	MJO-II	ИПМ-10
Нагрузка на подшипник (w)	кгс	25254	13372	25000	7000
Частота вращения (n)	об/мин	3998	11110	11450	13000
Скорость скольжения (u)	м/с	28,26	49,45	59,89	48,94
Температура масла на входе (tbx)	град.С	100	100	100	100
Уровень вязкостного подогрева масла(tbix)	град.С	108,732	106,9	118,99	104,93
Средняя удельная нагрузка (pm)	кгс/см2	120,7	149,8	172,6	105,75
Число Зоммерфельда (So)	-	38,6	58,875	16,57	57,473
Рассчётное максимальное давление в слое смазки (P)	кгс/см2	608	800	620	605
Рассчётный минимальный рабочий зазор (hmin)	мкм	14,7	14,983	24,59	15,3
Потери вязкостного трения (N)	кВт	4,132	5,687	16,07	3,739
Потребная прокачка масла (q)	л/мин	14,1	18,5	14,26	19,98
Рассчётная дуга смазки (TE)	град.окр	138.5	136,5	161,1	134,97
Рад.жёсткость слоя масла (dwdh)	кгс/мкм	3584	1467	2240	944
Уд. мощность гранич.трения(Nr)	кВт/см2	2,342	5,087	1,115	3,553

Развёртка на плоскости 3-х мерной эпюры давлений в масляном слое радиального гидродинамического подшипника при нагрузке 25871 кгс и частоте вращения 3781 об/мин в соответствии с рисунком 4.2.5. Рабочие параметры осевого гидростатичкского подшипника на номинальном режиме и режиме перегрузки 5g по оси полёта в соответствии с рисунком 4.2.6.

Рисунок 4.2.5 - Эпюра давлений в масляном слое радиального подшипника.

Рисунок 4.2.6 - Параметры осевого гидростатичкского подшипника

Как видно из рассчитанных параметров подшипника в таблице 4.2.3 и рисунках 4.2.5 и 4.2.6, проектируемый подшипник по своим удельным параметрам укладывается в диапазон ранее отработанных на ОАО «КУЗНЕЦОВ» опор сателлитных и промежуточных шестерён на подшипники скольжения.