Конструкция и проектирование авиационных газотурбинных двигателей под ред. Хронина Д. В. (1014169), страница 91
Текст из файла (страница 91)
11.4. Варианты одновальных и мне»оандьпых редукторов: / — винт; т - редритор. д — двитнтеи: И вЂ” » осто»оа виит ыа и,/га гага и,/га г,г, ' йъд ыа Рад ы, ы, еа и /га га/г, = ге/г,. Рнс. 11.5. Схемы простых сооспых редукторов валами и параллельно расположенными валами. Передачи с пересекающимися осями валов встречаются в редукторах сложных кинематических схем (прежде всего, в редукторах вертолетных ГТД), рис.
11.4, в. В зависимости от числа ступеней редукторы делятся на одноступенчатые и многоступенчатые. При этом ступени могут состоять из простых, планетарных, дифференциальных и замкнутых передач. Простыми называют редукторы, состоящие из передач с неподвижными осями зубчатых колес. Простые редукторы, состоящие из пары зубчатых колес, редко применяются в авиационных силовых установках с ГТД, так как при этом невозможно получить соосность ведущего и ведомого валов и требующиеся большие величины передаточных отношений.
Зги редукторы не могут передавать большие мощности из-за малого числа зубьев, находящихся одновременно в зацеплении, и из-за больших нагрузок, приходящихся на подшипники зубчатых колес. Простые соосиые редукторы, включающие две передачи, показаны на рис. 11.5. Центральные колеса этих редукторов могут быть внешнего или внутреннего зацепления, а колеса, установленные на промежуточные валы, — внешнего зацепления. Промежуточные валы равномерно распределены вокруг оси редуктора, и их количество определяется из условия прочности зубьев, так как при этом нагрузка на них в общем случае уменьшается пропорционально числу промежуточных валов. Радиальные нагрузки в зацеплении зубчатых колес промежуточных валов взаимно уравновешиваются и не воспринимаются опорами ведущего и ведомого вала.
В редукторах на рис. 11.5, а, б количество параллельно работаю- 494 щих звеньев передачи ограничивается условиями размещения зубчатых колес промежуточных валов, т, е. зависит от размеров колес 2 или /. При необходимости их количество может быть увеличено, если колеса 2 размещать в двух плоскостях (см. рис. !1.5, в). Для сохранения равномерной нагружениости всех промежуточных звеньев редуктора следует обеспечить одинаковую жесткость на кручение валов разной длины. Как для любой простой передачи, передаточное отношение простого многоступенчатого редуктора (см. рис.
11.5, а, в) определяется зависимостью Здесь аод — угловая скорость й-го зубчатого колеса (/г = 1, 2, 3, 4); и, — окружные скорости в зацеплении пар зубчатых колес (1 = 1, 2); г„— число зубьев /г -го зубчатого колеса. Знак плюс выбирается для случая совпадения направлений вращения ведущего н ведомого валов, а знак минус — для валов, вращающихся в противоположных направлениях.
Схема редуктора на рис. 11.5, б может быть преобразована в схему простейшего планетарного редуктора с остановленным .л водилом при гг = г/ (см. рис. !1.5, г), для которого /р,д = — — ' и находится в пределах (2 ... 8) при достаточно высоких га значениях т1р, — — 0,985 ... 0,96. Простые многоступенчатые редукторы могут быть применены и для привода соосных винтов, что позволяет передавать весьма большие мощности винтам сравнительно небольших размеров, устранять реактивный и гироскопический моменты, действующие на двигатель и летательный аппарат.
Соосные винты увеличивают коэффициент полезного действия силовой установки за счет снижения потерь из-за закрутки потока воздуха за винтами. Простой двухступенчатый редуктор привода соосных винтов с разделением потоков мощности в быстроходной ступени редуктор показан на рис. 11.5, д. В таком редукторе при противоположном направлении вращения винтов выдерживается условие При выборе схемы простого редуктора следует оценить величину Чр,, отдавая, при прочих равных условиях, предпочтение схемам с более высоким значением т1ра .
В общем случае потери в редукторе складываются из потерь в зацеплении, в подшипниках опор валов и потерь на размешивание и разбрызгивание масла (эти потери особенно велики при работе зубчатых колес в масляной ванне и оцениваются в большинстве случаев экспериментально). В авиационных редукторах с их совершенной принудительной системой подачи масла к местам за- 495 а ау ила ь дла .ГЬ Мтр слс ! с' .= 7..
Я' 7=дуус7.. ст,570 с'=Х..у р=аис7.. с457су с=7,75... 15 р =-5555... о",Ура" и (11.5) олла ьс Лс~сас "л,ас с =7Е... 55 р = 5,ЯЮ... 5 Ура с'=72..75 Р=агус1.. 557СС с' =-75..Л7сс р = СС5Сса., о 45ьс 497 Рис. 11.6. Зависимость коэффициента трении в контакте от скорости качении в вацеплении паз цепления зубчатых колес и подаас шнпннкам этим~ потерями обыч- но пренебрегают. Поэтому коэффициент потерь фр, складывается из коэффициента потерь в зацеплениях ф, и подшипниках фп! = 1 — гсрв — — Хфв+ Хфв, (11.4) Величина вр, для передачи 0 цилиндрическими колесами 0 неподвижными осями рассчитываетея по формуле в(св = 1 — Пв = 2~3 '(в (,—, ~ — в) ° 1 1 (11.5) 1 в Здесь знак «+ю берегся для случая внешнего, а знак « — в — для внутреннего зацепления; гь и гв — число зубьев шестерни и колеса соответственно; св — коэффициент трения в зацеплении, определяемый по формуле 1, = 1,25 1; С вЂ” коэффициент трения в контакте, определяемый величиной суммарной скорости качении в зацеплении ик = 20 з(п ас (рис.
11.5); п — окружная скорость на радиусе начальной окружности; а, — угол зацепления. Потери на трение в подшипниках определяются коэффициентом потерь Здесь й — число подшипников редуктора; М,р с и и, — момент трения и частота вращения с-го подшипника; М, п — крутящий момент и частота вращения ведомого вала. Момент трения в подшипниках качения приближенно определяется по формуле М вр О 51«Рс1 (11.7) Здесь р — коэффициент трения в подшипнике; Р— нагрузка на подшипник; с( — диаметр шейки вала, Коэффициент трения сс подшипников в нормальных условиях эксплуатации и допустимом диапазоне нагрузок зависит от типа подшипника радиальный шариковый подшипник ........
р = 0,0016 радиально-упорный шариковый .....,.... 1с = 0,0020 радиальный с цилиндрическими роликами ..... р = 0,0011 радиальный игольчатый ...... ........ р = 0,0028 радиально-упорный с коническими роликами . . .. р = 0,00!8 Планетарные и дифференциальные редукторы отличаются от простых редукторов наличием передач, в которых есть зубчатые колеса с подвижными осями. Это соосные редукторы, которые, ра- 496 батая 0 высокими коэффициентами полезного действия, при мены ших габаритных размерах позволяют получать большие передаточные отношения, чем в простых редукторах. Обозначение планетарных и дифференциальных передач различного типа, а также составляющих их звеньев производится в соответствии с рекомендациями Госстандарта СССР «Планетарные зубчатые передачи 0 нерегулируемым передаточным отношениемю.
'Так, если основными звеньями передачи являются два центральных колеса и водило, то передача получает обозначение 2й — й. Передача 2й — Ь могут быть выполнены в нескольких вариантах, обозначение которых„ оптимальные передаточные отношения и примерные величины коэффициентов полезного действия даны на рис. 11.7. Как известно, передаточное отношение планетарной передачи может быть выражено через передаточное отношение сь передачи, Рнс, 11.7.
Схемы планетарных редукторов полученной из планетарной остановкой водила. Так, для передачи лЛ .л ьь А,ь передаточное отношение ь,ь = — —, поэтому для плаиетарга ' иой передачи Аьл перадаточное отношение ь,* = 1 — ь ь =- 1 + 'ь + га ' Соответственно для других вариантов передач 2й — й имеем следующие зависимости: ,ь .ь ! для ла Ь =- —:л — = ал !+в Ьа ь ь зь гь ВлаЬЛа = 1 + 1 га и Сыьль = ге гь 1 — —— гь гг При выборе передачи планетарного типа большое внимание следует уделить анализу изменения коэффициента полезного действия в зависимости от величины передаточного отношения, так как в этих передачах в определенном диапазоне изменения передаточных отношений могут быть весьма низкие величины коэффициентов полезного действия, при которых данную передачу невозможно использовать как силовую в авиационных редукторах.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
