1.3. Силовой расчет редуктора. Редуктор силовой


1.3. Силовой расчет редуктора

Исходными данными для силового расчета являются результаты кинематического расчета редуктора и величина момента полезного сопротивления на выходном валу редуктора, равная среднему значению движущего моментана валу кривошипа рычажного механизма

Н∙м,

где  угол качания кулисы, нагруженной моментом (из задания на рычажный механизм).

Приняты следующие КПД кинематических пар: вращательной  , зацепления .

Целью расчета является определение энергетических и силовых соотношений редуктора.

      1. Расчет с учетом потерь мощности на трение

Расчет с учетом потерь мощности на трение выполняем с помощью уравнений баланса мощностей и равновесия. Коэффициент полезного действия в уравнениях баланса мощностей является сомножителем при подводимой мощности, то есть при положительном слагаемом уравнения.

1) Уравнение энергетического баланса для выходного вала

. (1.2)

Так как мощность , снимаемая с выходного вала, отрицательна и угловая скорость, то моментН∙м является положительным. Очевидно, что уравнение (1.3) справедливо только при.

2) Для планетарной ступени:

уравнение баланса мощностей в обращенном движении

;

уравнение равновесия

. (1.3)

Так как в уравнении баланса мощностей знаки относительных скоростей разные, т.е. и, то знаки моментовидолжны быть одинаковыми. Из уравнения равновесия следует, что при отрицательном моментемоментыи– положительны. Тогда мощность, и колесов обращенном механизме является ведущим.

Уравнения, записанные для планетарной ступени, образуют систему, решение которой имеет вид

. (1.4)

3) Уравнение баланса мощностей для рядовой кинематической цепи

(1.5)

Так как в этом уравнении угловые скорости имеют противоположные знаки, то моментыбудут одного знака, т.е..

4) Уравнение баланса мощностей для входного вала

(1.6)

Т.к. , то второе слагаемое отрицательно, а первое – положительно, при этом, что подтверждает правильность определения знаков моментов.

5) Уравнение баланса мощностей для механизма

, (1.7)

где – коэффициент полезного действия редуктора.

Определим по приведенным уравнениям моменты на звеньях механизма при заданном моменте и коэффициентах полезного действия

;

.

Из уравнения (1.2) получим момент на водиле Н

Н∙м.

Из уравнения (1.4) найдем момент на колесе :

Н∙м.

Из уравнения (1.4) найдем момент на колесе :

Н∙м.

Из уравнения (1.6) найдем момент на колесе :

Из уравнения (1.5) момент на водиле

Н∙м.

Из уравнения (1.8) найдем коэффициент полезного действия редуктора:

      1. . Расчет без учета потерь мощности на трение

1) Определение моментов на звеньях механизма

Для расчета величин моментов воспользуемся формулами (1.3)…(1.7). Полагая , получим:

Н∙м.

Н∙м.

Н∙м.

Н∙м.

Из формулы (1.7) определим КПД

Величина подтверждает правильность расчета моментов.

Мощности на звеньях:

кВт;

кВт;

кВт.

кВт;

кВт;

  1. Силовой расчет методом окружных сил

Найдем межосевое расстояние по формулам

= =м,

== 0.05775 м;

Диаметры начальных окружностей для рядовой ступени

мм = 0.0595 м;

мм = 0.056 м;

мм = 0.1715 м;

Диаметры начальных окружностей для дифференциальной ступени

мм = 0.0665 м;

мм = 0.049 м;

мм = 0.1645 м;

Силовой расчет методом окружных сил проводим согласно схеме, изображенной на рис. 1.2.

Для расчета величин окружных сил в зацеплениях колес используемусловия равновесия моментов всех внешних сил, действующих на каждое из звеньев механизма.

Момент Н·м;

из уравнения моментов для водила Н

окружное усилие:

Н.

Для связанного колеса из уравнения моментов:

,

Получим

Из уравнения равновесия колеса

Н.

из уравнения моментов для колеса

окружное усилие:

Н.

Рис. 1.2.

Для связанного колеса из уравнения моментов:

,

Получим

Из уравнения равновесия колеса

Н.

Из уравнения моментов для колеса получим момент на входном валу

что совпадает с величиной этого момента, рассчитанного выше с помощью уравнений баланса мощностей.

Распечатка результатов расчета зубчатого механизма

по программе FORCE

Силовой анализ зубчатого редуктора по схеме 32

методом окружных сил

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

Модуль, мм : m = 3.500.

Числа зубьев колес рядовой цепи : z1 = 17;

z2 = 16;

z3 = 49.

Число связанных колес в рядовой цепи : nW2 = 3.

Числа зубьев колес планетарной ступени : z4 = 19;

z5 = 14;

z6 = 47.

Число сателлитов в планетарной ступени : nW5 = 3.

Момент сопротивления на выходном валу, Н∙м: TB = 61.667.

РЕЗУЛЬТАТЫ РАСЧЕТОВ

Передаточное отношение редуктора : iAB = 24.500.

Межосевое расстояние ряд. цепи z1z2z3, мм :aw12 = 57.750.

Диаметры начальных окружностей колес, мм : dw1 = 59.500;

dw21 = 56.000;

dw23 = 56.000;

dw3 = 171.500.

Радиус водила планет. ступени z4z5z6, мм : rH = 57.750.

Диаметры начальных окружностей колес, мм : dw4 = 66.500;

dw54 = 49.000;

dw56 = 49.000;

dw6 = 164.500.

Окружные силы в кинематических парах, Н : FtH = 355.942;

Ft65 = 177.971;

Ft45 = 177.971;

Ft23 = 170.707;

Ft12 = 170.707;

Ft0 = 341.414.

Движущий момент на входном валу, Н∙м : TA = 2.517.

studfiles.net

Силовой редуктор

 

СИЛОВОЙ РЕДУКТОР, содержащий корпус, в котором размещен по меньшей мере один входной вал, первая и вторая переборные ступени, причем ведомые зубчатые колеса первой переборной ступени соединены торсионными валами с ведущими шестернями второй переборной ступени, образуя при этом кинематические цепи разделения мощности на первой переборной ступени на два пото-к .;:йШЯ : :-;;; . j ,ка, а на второй переборной ступени на четыре потока, связанные с главным колесом второй переборной ступени, отличающийся тем, что, с целью сокращения габаритов и уменьшения веса, а также упрощения конструкции и повышения надежности редуктора , вторая переборная, ступень состоит из сблокированных зубчато-колесных групп,посредством некоторых ведомые зубчатые колеса первой ступени связаны с главным зубчатым колесом второй ступени, причем .каждая сблокированная зубчато-колесная группа состоит из ведущей шестерни второй переборной ступени и находящихся в зацеплении с ней и главным колесом второй (Л переборной ступени двух промежуточных зубчатых колес, расположеншлх с обеих сторон от ведущей шестерни.

СОК)З СОВЕТСКИХ .. СОЦИАЛИСТИЧЕСНИХ

РЕСПУБЛИН (5))5 В 63 Н 23/10 F 16 Н 3/02

ОПИСАНИЕ ИЗОБРЕТЕНИЯ

К ASTOPCHQ!44Y СВИДЕТЕЛЬСТВУ

ГОСУДАРСТВЕННЫЙ НОМИТЕТ

ПО ИЗОБРЕТЕНИЯМ И ОТНРЬЗТИЯМ

ОРИ ГННТ СССР (21) 2707179/27-11 (22) 19.12.78 (46) 23.08.90. Бюл. Я 31(72) Ф.Ф.Беляев, В.И Романов, И.И.Раимов, В.П.Погодин и В.К.Гринкевич (53) 629.12-8 (088.8) (56) Патент США У 2823558, кл. 74 66.5 ° опублик. 1958. (54)(57) СИЛОВОЙ РЕДУКТОР, содержащий корпус, в котором размещен по меньшей .мере один входной вал, первая и вторая переборные ступени, причем ведомые зубчатые колеса первой переборной ступени соединены торсионными валами с ведущими шестернями второй переборной ступени, образуя при этом кинема- . тические цепи разделения мощности на первой переборной ступени на два потоИзобретение относится к судостроению, в частности к силовым редукторам судовых передач.

Известен силовой редуктор, содержащий корпус, в котором размещены, по меньшей мере, один входной вал, первая и вторая переборные ступени, причем ведомые зубчатые колеса первой переборной ступени соединены торсионными валами с ведущими шестернями второй переборной ступени, образуя при этом кинематические цепи разделения мощности на первой переборной ступени на два потока, а на второй лереборной ступени — на четыре пото„,SU,» 9860 4 А I

2, ка, а на второй переборкой Ступени— на четыре потока, связанные с главным колесом второй переборкой ступени, отличающийся .тем, что, с целью сокращения габаритов и уменьшения веса, а также упрощения конст рукции и повышения надежности редуктора, вторая переборная, ступень состоит иэ сблокированных зубчато-колесных групп, посредством некоторых ведомые зубчатые колеса первой ступени связаны с главным зубчатым колесом второй ступени, причем, каждая сблокированная зубчато-колесная группа состоит из ведущей шестерни второй переборной ступени и находящихся в зацеп-лении с ней и главным колесом второй переборной ступени двух промежуточных зубчатых колес, расположенных с обеих сторон от ведущей шестерни. ка, связанный с главным колесом второй ступени.

Однако такой редуктор имеет увеличенные габариты в связи с расположе нием зацеплений первой ступени в двух плоскостях, сложен по конструкции и поэтому ненадежен в эксплуатации.

Цель изобретения - сокращение габаритов, уменьшение веса, упрощение конструкции и повышение надежности редуктора.

Для этого вторая переборная.ступень состоит из сблокированных зубчато-колесных групп, посредством ко- торых ведомые зубчатые колеса перво

986054 ступени связаны с главным зубчатым .колесом второй ступени, причем каждая сблокированная зубчато-колесная группа состоит из ведущей шестерни второй переборной ступени и находящихся в

5 зацеплении с ней и главным колесом второй переборной ступени двух промежуточных зубчатых колес, расположенных с обеих сторон от ведущей шестерни.

На чертеже изображена ходовая часть предлагаемого силового редуктора с двумя входными валами.

Для высокооборотных входных вала 1 соединены с высокооборотными турбинами (не показаны) и с ведущими шестернями 2 первой переборной ступени.

Поскольку два потока мощности от двух турбин идентичны, далее описывается только одна кинематическая цепь. Ведущая шестерня 2 зацепляется с.двумя ведомыми колесами 3, образуя первую переборную ступень. Колеса 3 торсионными валами 4 соединены с ведущими 25 шестернями 5 второй переборной ступени. Каждая шестерня 5 зацепляется с двумя промежуточными колесами 6, ко6 торые в свою очередь, находятся в зацеплении с главным зубчатым колесом 7, образуя зубчатую передачу второй ступени эамкнутогo типа. Колесо 7 соединено с потребителем мощности, Шестерни 5 и колеса 6 образуют сблокированные зубчато-колесные группы.

Передача работает следующим образом.

Мощность от одного двигателя или нескольких двигателей подводится через соответствующий входной вал 1 к ведущей шестерне 2, с помощью колес 3 раздваивается на первой ступени и поступает двумя потоками от каждого двигателя на центральные шестерни 5 второй ступени, где соответствующий поток мощности в свою очередь еще раздваивается с помощью промежуточных колес 6. Зубчатое колесо 7 суммирует отдельные потоки мощности .

Применение изобретения для силовых энергетических установок судов позволит уменьшить их габариты, вес и стоимость с одновременны. повышением надежности.

Силовой редуктор Силовой редуктор 

www.findpatent.ru

Планетарный редуктор силовой установки

Изобретение относится к машиностроению и может быть использовано в высоконагруженных зубчатых редукторах. Планетарный редуктор силовой установки содержит корпус, ведомое зубчатое колесо внутреннего зацепления, связанное с выходным валом, зубчатые сателлиты, установленные на неподвижных осях, и входящее в зацепление с сателлитами солнечное зубчатое колесо, связанное с полым приводным валом, установленным консольно и имеющим по меньшей мере один изогнутый участок, выполненный в продольном сечении приводного вала в виде трапециевидного изгиба с наружной цилиндрической поверхностью и боковыми диафрагмами, плавно сопряженными с наружными цилиндрическими поверхностями приводного вала и трапециевидного изгиба. Толщина диафрагм уменьшается от оси приводного вала к периферии. Изогнутый участок приводного вала снабжен внутренней перемычкой, жестко связанной с боковыми диафрагмами. Внутренняя перемычка может быть выполнена в виде кольцевой перегородки или в виде отдельных штифтов, расположенных равномерно по окружности поперечного сечения трапециевидного изгиба. Обеспечивается повышение равномерности распределения нагрузок в зацеплениях сателлитов планетарного редуктора. 2 з.п. ф-лы, 4 ил.

 

Изобретение относится к машиностроению и может быть использовано в высоконагруженных зубчатых редукторах, в частности в планетарных редукторах привода вентилятора авиационных двигателей.

Планетарные редукторы высокой мощности применяются в составе редукторных турбореактивных двигателей высокой степени двухконтурности, обеспечивая оптимальное сочетание частот вращения вала быстроходной турбины низкого давления (ТНД) и вала привода вентилятора, обеспечивая тем самым высокую топливную экономичность, снижение шума и эмиссии выхлопных газов двигателя.

Требование к снижению массы редуктора авиационного ГТД и высокая передаваемая мощность обуславливают предельную нагруженность зубчатых колес редуктора и высокие уровни вибраций. В связи с плотным спектром вибраций в редукторе привода вентилятора возникают резонансные колебания в лопатках компрессора и других деталях, в результате чего увеличивается время доводки двигателя.

Одним из основных направлений снижения динамических нагрузок в зубчатых передачах редуктора является обеспечение «плавающих» подвесок центральных зубчатых колес. «Плавающие» подвески зубчатых колес планетарного редуктора предполагают способы крепления центральных колес, обеспечивающие высокую податливость элементов в радиальном направлении для выравнивания нагрузок в зацеплениях между сателлитами и солнечной шестерней под действием различных сочетаний погрешностей в зацеплениях колес редуктора, а также динамических нагрузок в редукторе и изгибных колебаний в силовой схеме двигателя.

При этом к таким элементам предъявляется требование к форме деформации податливого элемента. При радиальном смещении центральной шестерни необходимо сохранение параллельности осей зубчатых колес или достижение минимальной величины их перекоса. Перекос податливой опоры солнечной шестерни, вызываемый колебаниями солнечной шестерни в радиальном направлении или изгибными колебаниями роторов двигателя, может привести к нарушению в зацеплениях зубьев вплоть до заклинивания редуктора.

Известен планетарный редуктор силовой установки, содержащий корпус, ведомое зубчатое колесо внутреннего зацепления, связанное с выходным валом, зубчатые сателлиты, установленные на неподвижных осях, и входящее в зацепление с сателлитами солнечное зубчатое колесо, связанное с полым приводным валом, установленным консольно и имеющим один изогнутый участок, выполненный в продольном сечении приводного вала с наружной цилиндрической поверхностью и боковыми диафрагмами, плавно сопряженными с наружными цилиндрическими поверхностями приводного вала и изогнутого участка, причем толщина диафрагм уменьшается от оси приводного вала к периферии (US 2016222888).

В известном редукторе гибкий вал, соединяющий вал вентилятора и эпициклическую шестерню, установлен на шариковом подшипнике, обеспечивающем компенсацию осевого усилия вентилятора, и роликовом подшипнике большого диаметра, установленном после крепления эпицикла к валу. Такое расположение опор позволяет уменьшить возможные взаимные перекосы осей солнечной шестерни, эпицикла и сателлитов за счет того, что сохраняется возможность «плавания» опор центральных шестерен с одновременным исключением перекоса эпициклической шестерни.

Однако такое выполнение планетарного редуктора существенно усложняет конструкцию двигателя и снижает надежность его работы, что ограничивает его применение в редукторных турбореактивных двигателях высокой степени двухконтурности.

Известен планетарный редуктор силовой установки, содержащий корпус, ведомое зубчатое колесо внутреннего зацепления, связанное с выходным валом, зубчатые сателлиты, установленные на неподвижных осях, и входящее в зацепление с сателлитами солнечное зубчатое колесо, связанное с полым приводным валом, установленным консольно и имеющим, по меньшей мере, один изогнутый участок, выполненный в продольном сечении приводного вала с наружной цилиндрической поверхностью и боковыми диафрагмами, плавно сопряженными с наружными цилиндрическими поверхностями приводного вала и изогнутого участка, причем толщина диафрагм уменьшается от оси приводного вала к периферии (US 6223616).

В известном редукторе солнечная шестерня под действием нагрузок от зацепления с шестернями сателлитов может совершать радиальные перемещения до выборки зазоров в зацеплениях зубьев, что обеспечивает более равномерное распределение нагрузок между сателлитами, компенсируя тем самым погрешности их профилей зубьев и окружных шагов.

Недостатком известного редуктора является выполнение изогнутого участка приводного вала в виде прямоугольного изгиба в продольном сечении приводного вала. Такое выполнение не ограничивает величину свободного радиального перемещения солнечного колеса и может привести к излишнему перекосу его оси при радиальном смещении.

Наиболее близким аналогом изобретения является планетарный редуктор силовой установки, содержащий корпус, ведомое зубчатое колесо внутреннего зацепления, связанное с выходным валом, зубчатые сателлиты, установленные на неподвижных осях, и входящее в зацепление с сателлитами солнечное зубчатое колесо, связанное с полым приводным валом, установленным консольно и имеющим, по меньшей мере, один изогнутый участок, выполненный в продольном сечении приводного вала в виде трапециевидного изгиба с наружной цилиндрической поверхностью и боковыми диафрагмами, плавно сопряженными с наружными цилиндрическими поверхностями приводного вала и трапециевидного изгиба, причем толщина диафрагм уменьшается от оси приводного вала к периферии (US 7591754).

Выполнение в известном редукторе изогнутого участка в виде трапециевидного изгиба снижает изгибную жесткость вала привода солнечной шестерни, которая под действием нагрузок от зацепления с шестернями сателлитов может совершать радиальные перемещения до выборки зазоров в зацеплениях зубьев, что обеспечивает более равномерное распределение нагрузок между сателлитами, компенсируя тем самым погрешности их профилей зубьев и окружных шагов.

Недостатком известного планетарного редуктора является отсутствие в изогнутом участке приводного вала элемента, ограничивающего при радиальном перемещении солнечного колеса перекос его оси. Прочностные расчеты, проведенные с помощью метода конечных элементов (Зенкевич О. «Метод конечных элементов в технике», М., Мир, 1975), показали, что перекос части приводного вала между шлицами, на которых установлена солнечная шестерня, и изогнутым участком, обеспечивающим резкое снижение изгибной жесткости приводного вала, превышает перекос того же участка вала без дополнительного колена.

Такое изменение угла наклона солнечной шестерни может привести к появлению выкрашивания в зацеплениях зубьев колес вплоть до заклинивания передачи. Кроме того, динамические расчеты показывают, что для эффективного снижения динамических нагрузок, вызванных погрешностями в зацеплениях зубчатых колес редуктора, необходимо достигать определенного соотношения между радиальной жесткостью опор зубчатых сателлитов редуктора и жесткостью подвеса солнечной шестерней.

Технической проблемой, решаемой изобретением, является обеспечение оптимального снижения изгибной жесткости приводного вала солнечной шестерни планетарного редуктора при минимальном перекосе ее оси.

Техническим результатом изобретения является повышение равномерности распределения нагрузок в зацеплениях сателлитов с солнечной шестерней планетарного редуктора.

Указанный технический результат при осуществлении изобретения достигается тем, что планетарный редуктор силовой установки содержит корпус, ведомое зубчатое колесо внутреннего зацепления, связанное с выходным валом, зубчатые сателлиты, установленные на неподвижных осях, и входящее в зацепление с сателлитами солнечное зубчатое колесо, связанное с полым приводным валом, установленным консольно и имеющим, по меньшей мере, один изогнутый участок, выполненный в продольном сечении приводного вала в виде трапециевидного изгиба с наружной цилиндрической поверхностью и боковыми диафрагмами, плавно сопряженными с наружными цилиндрическими поверхностями приводного вала и трапециевидного изгиба, причем толщина диафрагм уменьшается от оси приводного вала к периферии. Изогнутый участок приводного вала снабжен внутренней перемычкой, жестко связанной с боковыми диафрагмами, при этом длина перемычки Вр определяется соотношением:

Bp=0,45(Rb-Rs)0,8,

где Rb - радиус наружной цилиндрической поверхности изогнутого участка, определяемый соотношением:

Rb/Rs=1,3-1,5;

Rs - радиус наружной цилиндрической поверхности приводного вала, а наружная поверхность перемычки расположена от оси приводного вала на расстоянии Rp, определяемом следующим выражением:

Rp=Rs+1,25L2+0,2(Rs+Rb)0,2,

где L2 - толщина боковой диафрагмы в месте сопряжения с наружной цилиндрической поверхностью изогнутого участка.

Внутренняя перемычка может быть выполнена в виде кольцевой перегородки или в виде отдельных штифтов, расположенных равномерно по окружности поперечного сечения трапециевидного изгиба.

Технический результат изобретения достигается за счет того, что под действием неравномерных радиальных нагрузок со стороны сателлитов на солнечную шестерню, связанную с консольно установленным приводным валом, происходит изгиб вала в местах пониженной изгибной жесткости - изогнутых участках вала. При этом участок вала, на котором установлена солнечная шестерня, имеет минимальный перекос оси при максимальном радиальном смещении. За счет радиального перемещения солнечной шестерни происходит выравнивание распределения нагрузок между солнечной шестерней и сателлитами.

Сущность изобретения поясняется чертежами, где

на фиг. 1 представлен разрез планетарного редуктора привода вентилятора турбореактивного двигателя;

на фиг. 2 представлена конструкция вала привода солнечной шестерни с изогнутыми участками;

на фиг. 3 представлен продольный разрез трапециевидного изгиба приводного вала;

на фиг. 4 - схема радиального смещения оси приводного вала.

Планетарный редуктор привода вентилятора турбореактивного двигателя содержит корпус 1, ведомое зубчатое колесо 2 внутреннего зацепления, связанное с выходным валом 3, зубчатые сателлиты 4, установленные на неподвижных осях 5, и входящее в зацепление с сателлитами 4 солнечное зубчатое колесо 6, связанное с установленным консольно полым приводным валом 7 (см. фиг. 1).

Приводной вал 7 выполнен с двумя изогнутыми участками 8, каждый из которых представляет собой в продольном сечении приводного вала 7 трапециевидный изгиб 9 с наружной цилиндрической поверхностью 10 и боковыми диафрагмами 11, плавно сопряженными с наружной цилиндрической поверхностью 12 приводного вала 7 и наружной цилиндрической поверхностью 10 трапециевидного изгиба 9 (см. фиг. 2, 3). Толщина L1 боковых диафрагм 11 уменьшается от оси 13 приводного вала 7 к периферии L2, т.е. к наружной цилиндрической поверхности 10.

Каждый изогнутый участок 8 приводного вала 7 снабжен внутренней перемычкой 14, жестко связанной с боковыми диафрагмами 11, при этом длина Bp перемычки 14 определяется соотношением:

Bp=0,45(Rb-Rs)0,8,

где Rb - радиус наружной цилиндрической поверхности 10 изогнутого участка 8, определяемый соотношением:

Rb/Rs=1,3-1,5;

Rs - радиус наружной цилиндрической поверхности 12 приводного вала 7.

Наружная поверхность 15 перемычки 14 расположена от оси 13 приводного вала 7 на расстоянии Rp, определяемом следующим выражением:

Rp=Rs+1,25L2+0,2(Rs+Rb)0.2,

где L2 - толщина боковой диафрагмы 11 в месте сопряжения с наружной цилиндрической поверхностью 10 изогнутого участка 8.

Внутренняя перемычка 14 может быть выполнена в виде кольцевой перегородки, как это показано на фиг. 2, или в виде отдельных штифтов 16, расположенных равномерно по окружности поперечного сечения трапециевидного изгиба 9 (фиг. 3).

При работе планетарного редуктора трапециевидный изгиб 9 обеспечивает снижение изгибной жесткости приводного вала 7 за счет четырех участков перехода с наружной цилиндрической поверхности 12 приводного вала 7 на боковые диафрагмы 11. При воздействии консольной нагрузки на приводной вал 7 со стороны солнечного колеса 6 происходит изгиб приводного вала в местах изогнутых участков 8, при этом под действием осевой нагрузки с растягивающей стороны приводного вала 7 боковые диафрагмы 11 расходятся, а на стороне сжатия - сходятся.

Установка между боковыми диафрагмами 11 внутренней перемычки 14, воспринимающей на себя осевую нагрузку, обеспечивает радиальное относительное смещение боковых диафрагм 11 без существенного перекоса оси приводного вала 7.

На фиг. 4 показано положение оси приводного вала в деформированном состоянии, содержащего внутреннюю перемычку между боковыми диафрагмами, в сравнении с приводным валом без перемычки. Под действием консольной нагрузки на шлицы концевого участка приводного вала происходит перемещение его конца в радиальном направлении на величину C, определяемую из условия снижения динамических нагрузок планетарного редуктора.

При этом в известной конструкции приводного вала без перемычки между боковыми диафрагмами (сплошная линия) в месте снижения изгибной жесткости, которым является изогнутый участок, происходит резкое изменение угла наклона оси концевого участка приводного вала на величину ϕ1. Поворот оси приводного вала, выполненного согласно изобретению с внутренней перемычкой (штрихпунктирная линия), при том же радиальном смещении конца приводного вала на величину C, происходит на существенно меньший угол ϕ2.

Таким образом, изобретение позволяет повысить равномерность распределения нагрузок в зацеплениях сателлитов с солнечной шестерней планетарного редуктора за счет оптимального снижения изгибной жесткости приводного вала солнечной шестерни планетарного редуктора при минимальном перекосе ее оси.

1. Планетарный редуктор силовой установки, содержащий корпус, ведомое зубчатое колесо внутреннего зацепления, связанное с выходным валом, зубчатые сателлиты, установленные на неподвижных осях, и входящее в зацепление с сателлитами солнечное зубчатое колесо, связанное с полым приводным валом, установленным консольно и имеющим по меньшей мере один изогнутый участок, выполненный в продольном сечении приводного вала в виде трапециевидного изгиба с наружной цилиндрической поверхностью и боковыми диафрагмами, плавно сопряженными с наружными цилиндрическими поверхностями приводного вала и трапециевидного изгиба, причем толщина диафрагм уменьшается от оси приводного вала к периферии, отличающийся тем, что изогнутый участок приводного вала снабжен внутренней перемычкой, жестко связанной с боковыми диафрагмами, при этом длина перемычки BP определяется соотношением:

BP=0,45(Rb-Rs)0,8,

где Rb - радиус наружной цилиндрической поверхности изогнутого участка, определяемый соотношением:

Rb/Rs=1,3-1,5;

Rs - радиус наружной цилиндрической поверхности приводного вала, а наружная поверхность перемычки расположена от оси приводного вала на расстоянии Rp, определяемом следующим выражением:

Rp=Rs+1,25L2+0,2(Rs+Rb)0,2,

где L2 - толщина боковой диафрагмы в месте сопряжения с наружной цилиндрической поверхностью изогнутого участка.

2. Планетарный редуктор по п. 1, отличающийся тем, что внутренняя перемычка выполнена в виде кольцевой перегородки.

3. Планетарный редуктор по п. 1, отличающийся тем, что внутренняя перемычка выполнена в виде отдельных штифтов, расположенных равномерно по окружности поперечного сечения трапециевидного изгиба.

www.findpatent.ru

Планетарный редуктор силовой установки

Изобретение относится к машиностроению и может быть использовано в высоконагруженных зубчатых редукторах, в частности в планетарных редукторах привода вентилятора авиационных двигателей.

Планетарные редукторы высокой мощности применяются в составе редукторных турбореактивных двигателей высокой степени двухконтурности, обеспечивая оптимальное сочетание частот вращения вала быстроходной турбины низкого давления (ТНД) и вала привода вентилятора, обеспечивая тем самым высокую топливную экономичность, снижение шума и эмиссии выхлопных газов двигателя.

Требование к снижению массы редуктора авиационного ГТД и высокая передаваемая мощность обуславливают предельную нагруженность зубчатых колес редуктора и высокие уровни вибраций. В связи с плотным спектром вибраций в редукторе привода вентилятора возникают резонансные колебания в лопатках компрессора и других деталях, в результате чего увеличивается время доводки двигателя.

Одним из основных направлений снижения динамических нагрузок в зубчатых передачах редуктора является обеспечение «плавающих» подвесок центральных зубчатых колес. «Плавающие» подвески зубчатых колес планетарного редуктора предполагают способы крепления центральных колес, обеспечивающие высокую податливость элементов в радиальном направлении для выравнивания нагрузок в зацеплениях между сателлитами и солнечной шестерней под действием различных сочетаний погрешностей в зацеплениях колес редуктора, а также динамических нагрузок в редукторе и изгибных колебаний в силовой схеме двигателя.

При этом к таким элементам предъявляется требование к форме деформации податливого элемента. При радиальном смещении центральной шестерни необходимо сохранение параллельности осей зубчатых колес или достижение минимальной величины их перекоса. Перекос податливой опоры солнечной шестерни, вызываемый колебаниями солнечной шестерни в радиальном направлении или изгибными колебаниями роторов двигателя, может привести к нарушению в зацеплениях зубьев вплоть до заклинивания редуктора.

Известен планетарный редуктор силовой установки, содержащий корпус, ведомое зубчатое колесо внутреннего зацепления, связанное с выходным валом, зубчатые сателлиты, установленные на неподвижных осях, и входящее в зацепление с сателлитами солнечное зубчатое колесо, связанное с полым приводным валом, установленным консольно и имеющим один изогнутый участок, выполненный в продольном сечении приводного вала с наружной цилиндрической поверхностью и боковыми диафрагмами, плавно сопряженными с наружными цилиндрическими поверхностями приводного вала и изогнутого участка, причем толщина диафрагм уменьшается от оси приводного вала к периферии (US 2016222888).

В известном редукторе гибкий вал, соединяющий вал вентилятора и эпициклическую шестерню, установлен на шариковом подшипнике, обеспечивающем компенсацию осевого усилия вентилятора, и роликовом подшипнике большого диаметра, установленном после крепления эпицикла к валу. Такое расположение опор позволяет уменьшить возможные взаимные перекосы осей солнечной шестерни, эпицикла и сателлитов за счет того, что сохраняется возможность «плавания» опор центральных шестерен с одновременным исключением перекоса эпициклической шестерни.

Однако такое выполнение планетарного редуктора существенно усложняет конструкцию двигателя и снижает надежность его работы, что ограничивает его применение в редукторных турбореактивных двигателях высокой степени двухконтурности.

Известен планетарный редуктор силовой установки, содержащий корпус, ведомое зубчатое колесо внутреннего зацепления, связанное с выходным валом, зубчатые сателлиты, установленные на неподвижных осях, и входящее в зацепление с сателлитами солнечное зубчатое колесо, связанное с полым приводным валом, установленным консольно и имеющим, по меньшей мере, один изогнутый участок, выполненный в продольном сечении приводного вала с наружной цилиндрической поверхностью и боковыми диафрагмами, плавно сопряженными с наружными цилиндрическими поверхностями приводного вала и изогнутого участка, причем толщина диафрагм уменьшается от оси приводного вала к периферии (US 6223616).

В известном редукторе солнечная шестерня под действием нагрузок от зацепления с шестернями сателлитов может совершать радиальные перемещения до выборки зазоров в зацеплениях зубьев, что обеспечивает более равномерное распределение нагрузок между сателлитами, компенсируя тем самым погрешности их профилей зубьев и окружных шагов.

Недостатком известного редуктора является выполнение изогнутого участка приводного вала в виде прямоугольного изгиба в продольном сечении приводного вала. Такое выполнение не ограничивает величину свободного радиального перемещения солнечного колеса и может привести к излишнему перекосу его оси при радиальном смещении.

Наиболее близким аналогом изобретения является планетарный редуктор силовой установки, содержащий корпус, ведомое зубчатое колесо внутреннего зацепления, связанное с выходным валом, зубчатые сателлиты, установленные на неподвижных осях, и входящее в зацепление с сателлитами солнечное зубчатое колесо, связанное с полым приводным валом, установленным консольно и имеющим, по меньшей мере, один изогнутый участок, выполненный в продольном сечении приводного вала в виде трапециевидного изгиба с наружной цилиндрической поверхностью и боковыми диафрагмами, плавно сопряженными с наружными цилиндрическими поверхностями приводного вала и трапециевидного изгиба, причем толщина диафрагм уменьшается от оси приводного вала к периферии (US 7591754).

Выполнение в известном редукторе изогнутого участка в виде трапециевидного изгиба снижает изгибную жесткость вала привода солнечной шестерни, которая под действием нагрузок от зацепления с шестернями сателлитов может совершать радиальные перемещения до выборки зазоров в зацеплениях зубьев, что обеспечивает более равномерное распределение нагрузок между сателлитами, компенсируя тем самым погрешности их профилей зубьев и окружных шагов.

Недостатком известного планетарного редуктора является отсутствие в изогнутом участке приводного вала элемента, ограничивающего при радиальном перемещении солнечного колеса перекос его оси. Прочностные расчеты, проведенные с помощью метода конечных элементов (Зенкевич О. «Метод конечных элементов в технике», М., Мир, 1975), показали, что перекос части приводного вала между шлицами, на которых установлена солнечная шестерня, и изогнутым участком, обеспечивающим резкое снижение изгибной жесткости приводного вала, превышает перекос того же участка вала без дополнительного колена.

Такое изменение угла наклона солнечной шестерни может привести к появлению выкрашивания в зацеплениях зубьев колес вплоть до заклинивания передачи. Кроме того, динамические расчеты показывают, что для эффективного снижения динамических нагрузок, вызванных погрешностями в зацеплениях зубчатых колес редуктора, необходимо достигать определенного соотношения между радиальной жесткостью опор зубчатых сателлитов редуктора и жесткостью подвеса солнечной шестерней.

Технической проблемой, решаемой изобретением, является обеспечение оптимального снижения изгибной жесткости приводного вала солнечной шестерни планетарного редуктора при минимальном перекосе ее оси.

Техническим результатом изобретения является повышение равномерности распределения нагрузок в зацеплениях сателлитов с солнечной шестерней планетарного редуктора.

Указанный технический результат при осуществлении изобретения достигается тем, что планетарный редуктор силовой установки содержит корпус, ведомое зубчатое колесо внутреннего зацепления, связанное с выходным валом, зубчатые сателлиты, установленные на неподвижных осях, и входящее в зацепление с сателлитами солнечное зубчатое колесо, связанное с полым приводным валом, установленным консольно и имеющим, по меньшей мере, один изогнутый участок, выполненный в продольном сечении приводного вала в виде трапециевидного изгиба с наружной цилиндрической поверхностью и боковыми диафрагмами, плавно сопряженными с наружными цилиндрическими поверхностями приводного вала и трапециевидного изгиба, причем толщина диафрагм уменьшается от оси приводного вала к периферии. Изогнутый участок приводного вала снабжен внутренней перемычкой, жестко связанной с боковыми диафрагмами, при этом длина перемычки Вр определяется соотношением:

Bp=0,45(Rb-Rs)0,8,

где Rb - радиус наружной цилиндрической поверхности изогнутого участка, определяемый соотношением:

Rb/Rs=1,3-1,5;

Rs - радиус наружной цилиндрической поверхности приводного вала, а наружная поверхность перемычки расположена от оси приводного вала на расстоянии Rp, определяемом следующим выражением:

Rp=Rs+1,25L2+0,2(Rs+Rb)0,2,

где L2 - толщина боковой диафрагмы в месте сопряжения с наружной цилиндрической поверхностью изогнутого участка.

Внутренняя перемычка может быть выполнена в виде кольцевой перегородки или в виде отдельных штифтов, расположенных равномерно по окружности поперечного сечения трапециевидного изгиба.

Технический результат изобретения достигается за счет того, что под действием неравномерных радиальных нагрузок со стороны сателлитов на солнечную шестерню, связанную с консольно установленным приводным валом, происходит изгиб вала в местах пониженной изгибной жесткости - изогнутых участках вала. При этом участок вала, на котором установлена солнечная шестерня, имеет минимальный перекос оси при максимальном радиальном смещении. За счет радиального перемещения солнечной шестерни происходит выравнивание распределения нагрузок между солнечной шестерней и сателлитами.

Сущность изобретения поясняется чертежами, где

на фиг. 1 представлен разрез планетарного редуктора привода вентилятора турбореактивного двигателя;

на фиг. 2 представлена конструкция вала привода солнечной шестерни с изогнутыми участками;

на фиг. 3 представлен продольный разрез трапециевидного изгиба приводного вала;

на фиг. 4 - схема радиального смещения оси приводного вала.

Планетарный редуктор привода вентилятора турбореактивного двигателя содержит корпус 1, ведомое зубчатое колесо 2 внутреннего зацепления, связанное с выходным валом 3, зубчатые сателлиты 4, установленные на неподвижных осях 5, и входящее в зацепление с сателлитами 4 солнечное зубчатое колесо 6, связанное с установленным консольно полым приводным валом 7 (см. фиг. 1).

Приводной вал 7 выполнен с двумя изогнутыми участками 8, каждый из которых представляет собой в продольном сечении приводного вала 7 трапециевидный изгиб 9 с наружной цилиндрической поверхностью 10 и боковыми диафрагмами 11, плавно сопряженными с наружной цилиндрической поверхностью 12 приводного вала 7 и наружной цилиндрической поверхностью 10 трапециевидного изгиба 9 (см. фиг. 2, 3). Толщина L1 боковых диафрагм 11 уменьшается от оси 13 приводного вала 7 к периферии L2, т.е. к наружной цилиндрической поверхности 10.

Каждый изогнутый участок 8 приводного вала 7 снабжен внутренней перемычкой 14, жестко связанной с боковыми диафрагмами 11, при этом длина Bp перемычки 14 определяется соотношением:

Bp=0,45(Rb-Rs)0,8,

где Rb - радиус наружной цилиндрической поверхности 10 изогнутого участка 8, определяемый соотношением:

Rb/Rs=1,3-1,5;

Rs - радиус наружной цилиндрической поверхности 12 приводного вала 7.

Наружная поверхность 15 перемычки 14 расположена от оси 13 приводного вала 7 на расстоянии Rp, определяемом следующим выражением:

Rp=Rs+1,25L2+0,2(Rs+Rb)0.2,

где L2 - толщина боковой диафрагмы 11 в месте сопряжения с наружной цилиндрической поверхностью 10 изогнутого участка 8.

Внутренняя перемычка 14 может быть выполнена в виде кольцевой перегородки, как это показано на фиг. 2, или в виде отдельных штифтов 16, расположенных равномерно по окружности поперечного сечения трапециевидного изгиба 9 (фиг. 3).

При работе планетарного редуктора трапециевидный изгиб 9 обеспечивает снижение изгибной жесткости приводного вала 7 за счет четырех участков перехода с наружной цилиндрической поверхности 12 приводного вала 7 на боковые диафрагмы 11. При воздействии консольной нагрузки на приводной вал 7 со стороны солнечного колеса 6 происходит изгиб приводного вала в местах изогнутых участков 8, при этом под действием осевой нагрузки с растягивающей стороны приводного вала 7 боковые диафрагмы 11 расходятся, а на стороне сжатия - сходятся.

Установка между боковыми диафрагмами 11 внутренней перемычки 14, воспринимающей на себя осевую нагрузку, обеспечивает радиальное относительное смещение боковых диафрагм 11 без существенного перекоса оси приводного вала 7.

На фиг. 4 показано положение оси приводного вала в деформированном состоянии, содержащего внутреннюю перемычку между боковыми диафрагмами, в сравнении с приводным валом без перемычки. Под действием консольной нагрузки на шлицы концевого участка приводного вала происходит перемещение его конца в радиальном направлении на величину C, определяемую из условия снижения динамических нагрузок планетарного редуктора.

При этом в известной конструкции приводного вала без перемычки между боковыми диафрагмами (сплошная линия) в месте снижения изгибной жесткости, которым является изогнутый участок, происходит резкое изменение угла наклона оси концевого участка приводного вала на величину ϕ1. Поворот оси приводного вала, выполненного согласно изобретению с внутренней перемычкой (штрихпунктирная линия), при том же радиальном смещении конца приводного вала на величину C, происходит на существенно меньший угол ϕ2.

Таким образом, изобретение позволяет повысить равномерность распределения нагрузок в зацеплениях сателлитов с солнечной шестерней планетарного редуктора за счет оптимального снижения изгибной жесткости приводного вала солнечной шестерни планетарного редуктора при минимальном перекосе ее оси.

Планетарный редуктор силовой установкиПланетарный редуктор силовой установкиПланетарный редуктор силовой установкиПланетарный редуктор силовой установки

edrid.ru

Силовой привод. Редуктор.

передаточное число быстроходной передачи;   - передаточное число тихоходной передачи.

Для определения оптимального варианта передаточного отношения на тихоходном и быстроходном валах рассмотрим три варианта:

1)

2)

3)

1.3 Определение частот вращения, крутящих моментов и мощностей на валах

Мощность на промежуточном валу определяется по формуле

 кВт                                               

Мощность на быстроходном валунаходим по формуле

 кВт

Определяем мощность двигателя

 кВт

Принимаем  РД = 5.5  кВт

Определим частоты вращения каждого вала ni:

На тихоходном валу:

nТ= 25 об/мин (из технического задания)

На промежуточном валу:

                             

На быстроходном валу:

                                

Двигателя:

                             

Будем производить по три варианта вычислений с учётом трёх вариантов вычисленных нами передаточных отношений:

1) ;

;

.

2) ;

;

.

3) ;

;

Определим вращательные моменты на валах:

Общая формула определения вращательного момента на валу:

,                                                

где                      

На тихоходном валу:

На промежуточном валу:

где

На быстроходном валу:

где

Двигателя:

где

Аналогично частотам вращения рассчитаем три варианта:

1) На промежуточном валу:

На быстроходном валу:

Двигателя:

2) На промежуточном валу:

На быстроходном валу:

Двигателя:

3) На промежуточном валу:

На быстроходном валу:

Двигателя:

Таким образом, получены значения частот вращения, мощностей и крутящих моментов и передаточных отношений на всех вала редуктора, значения которых приведены в таблицах 2, 3, 4.

Таблица 2

1.4 Результаты энерго-кинематического расчёта (вариант 1)

Вал

I

T,

n, об/мин

Р, кВт

Д

2

41.74

965

5.5

Б

78,5

481,8

3,76

4,39

Пр

327,2

109,75

3,96

4,39

Т

1350

25

8,792

Таблица 3

Результаты энерго-кинематического расчёта (вариант 2)

Вал

I

T,

n, об/мин

Р, кВт

Д

2

41.7

965

5.5

Б

78.46

482,2

3,76

5,27

Пр

392,5

91,5

3,96

3,66

Т

1350

25

8,792

Таблица 4

Результаты энерго-кинематического расчёта (вариант 3)

Вал

I

T,

n, об/мин

Р, кВт

Д

2

41.66

965

5.5

Б

78.41

482,78

3,76

6,15

Пр

457,4

78,5

3,96

3,14

Т

1350

25

8,792

Запишем формулу для нахождения межосевого расстояния на быстроходной ступени:

Где  мм

мм

Таким образом получаем:

2. Проектирование механических передач

2.1 Обоснование выбора параметров зубчатых передач

Задачей данного раздела является выбор критерия работоспособности зубчатой передачи и заполнение бланка для расчёта зубчатых передач на компьютере.

Зубчатую передачу принято считать работоспособной, если она удовлетворяет следующим условиям:

1. контактная выносливость:

                                            (2.1)

2. статическая контактная прочность:

                                             (2.2)

3. изгибная выносливость зубьев шестерни, колеса:

                                            (2.3)

4. статическая изломная прочность зубьев шестерни и колеса:

                                          (2.4)

Расчёт по условию (2.1) производится на предотвращение выкрашивания рабочих поверхностей зубьев, косвенно к этим расчетам учитываются не допустимые заедания и чрезмерные изнашивания передач.

Расчёт по условию (2.2) производится на недопустимость пластического обмятия профилей при кратковременных перегрузках передач.

Расчёт по условию (2.3) производится на предотвращение усталостной поломки зубьев.

Расчёт по условию (2.4) производится на предотвращение их статической поломки при перегрузках передачи.

Основным видом разрушения закрытой зубчатой передачи является усталостное выкрашивание, то расчёт будем вести по условию (2.1).

Минимальное межосевое расстояние в общем виде записывается формулой:

                                  

где iБ – передаточное отношение;

Ωн =6470 – константа для косозубых передач;

- межосевое расстояние;

- коэффициент нагрузки;

- относительная ширина венца и делительного диаметра шестерни;

- момент вращения на шестерне;

- допускаемое контактное напряжение, МПа.

                                                                    

Все данные выбираются из таблиц.

                                                                 

где - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьев;

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца;

- динамический коэффициент;

Коэффициент нагрузки определяем в зависимости от окружной скорости и степени точности их изготовления.

Допускаемое контактное напряжение определяется в зависимости от твердости материала, с учётом нестационарности режима нагружения.

                    

где - допустимый коэффициент безопасности конструкции;

HB – твёрдость материала зубьев по Бринеллю;

- коэффициент долговечности при расчёте на контактную выносливость.

Твёрдость шестерни должна быть на двадцать, тридцать единиц больше твёрдости зубчатого колеса:

                                        

Допускаемое контакное напряжение:

                        

На основании выше изложенного  заполняем таблицу «исходные данные для расчета зубчатой передачи».

2.2.Основы методики расчёта двухступенчатого редуктора

Задачей раздела является описание последовательности расчета двухступенчатого редуктора, который производится в следующем порядке:

1. вводим по 20 параметров для тихоходной и быстроходной передачи;

2. находим на распечатке межосевое расстояние  ;

3. рассчитываем  межосевое расстояние ;

4. записываем в бланк значение , анализируем и выбираем для дальнейшего расчета один вариант.

2.3.Методика расчёта клиноременной передачи.

Основной причиной выхода из строя клиноременной передачи является усталостное разрушение в виде расслоений, трещин, надрывов и срыва оберточной ткани

vunivere.ru

Редуктор для силовых агрегатов буровых установок

Формула полезной модели

1. Редуктор для силовых агрегатов буровых установок, содержащий заполненный маслом корпус, установленные в нем на опорах входной и выходной валы редуктора, закрепленные на этих валах зубчатые колеса, а также установленный в корпусе змеевик для охлаждающей жидкости, отличающийся тем, что он снабжен установленным в корпусе на опорах промежуточным валом, на котором закреплены зубчатые колеса, находящиеся в зацеплении с зубчатыми колесами входного и выходного валов, и двумя лопастями, одна из которых закреплена на промежуточном вале редуктора, а другая - либо на входном, либо на выходном вале редуктора, при этом входной и выходной валы редуктора расположены на одной прямой, так что один из них со своего внутреннего конца выполнен с осевым углублением, в котором на опоре своим внутренним концом установлен другой из них.

2. Редуктор для силовых агрегатов буровых установок по п.1, отличающийся тем, что он содержит заполненный маслом дополнительный корпус, который механически соединен с вышеупомянутым корпусом, установленные в дополнительном корпусе на опорах дополнительные входной и выходной валы редуктора, закрепленные на этих валах зубчатые колеса, установленный в дополнительном корпусе на опорах дополнительный промежуточный вал, на котором закреплены зубчатые колеса, находящиеся в зацеплении с зубчатыми колесами дополнительных входного и выходного валов, установленные в дополнительном корпусе дополнительный змеевик для охлаждающей жидкости и двое дополнительных лопастей, причем одна из дополнительных лопастей закреплена на дополнительном промежуточном вале редуктора, а другая - либо на дополнительном входном, либо на дополнительном выходном вале редуктора, при этом дополнительный входной и дополнительный выходной валы редуктора расположены на одной прямой, так что один из них со своего внутреннего конца выполнен с осевым углублением, в котором на опоре своим внутренним концом установлен другой из них, кроме того, дополнительный входной и дополнительный выходной валы редуктора расположены параллельно вышеупомянутым входным и выходным валам редуктора, а вышеупомянутый и дополнительный змеевики гидравлически последовательно соединены между собой.

3. Редуктор для силовых агрегатов буровых установок по одному из пп.1 и 2, отличающийся тем, что он содержит блок равнопротивоположных скоростей, включающий заполненный маслом корпус, установленные в нем на опорах и расположенные параллельно друг другу входной и выходной валы блока, закрепленные на этих валах два зубчатых колеса, находящиеся между собой в зацеплении, двое лопастей, закрепленных на входном и выходном валах блока, а также установленный в корпусе змеевик для охлаждающей жидкости, при этом входной вал блока соединен с вышеупомянутым выходным валом редуктора или с дополнительным выходным валом редуктора.

ФАКСИМИЛЬНОЕ ИЗОБРАЖЕНИЕ

Описание:

Рисунки:

MM1K - Досрочное прекращение действия патента (свидетельства) Российской Федерации на полезную модель из-за неуплаты в установленный срок пошлины за поддержание патента (свидетельства) в силе

Дата прекращения действия патента: 02.04.2004

Извещение опубликовано: 10.12.2004        БИ: 34/2004

bankpatentov.ru