Конструкция и проектирование авиационных газотурбинных двигателей под ред. Хронина Д. В. (1014169), страница 94
Текст из файла (страница 94)
Зубчатые цилиндрические и конические колеса Цилиндрические передачи нашли широкое применение в конструкции всех ступеней многоступенчатых авиационных редукторов. В большинстве выполненных конструкций это прямозубыс передачи. Высоконагруженные передачи имеют угол зацепления а,, превышающий 20', что увеличивает толщину масляной пленки в зоне контакта зубьев, изгибную н контактную прочность, стойкость прот~в заедання зубьев. Изгоговление зубчатых колес таких передач идет с применением исходного производящего контура (ИПК) с профильными углами сс =- 23; 25; 28', а также смещения инструмента при нарезании зубчатых колес. Применение ИПК с сс = 18' и специально подобранного смещения режущего инструмента позволяет получить передачи с коэффициентом перекрытия в„= 2,05 в широком диапазоне изменения числа зубьев 25 ( г < 65.
Такие передачи испытывают небольшие вибрационные нагрузки, что значительно увеличивает их работоспособность. Передаточное отношение цилиндрических передач обычно не превышает 4. Прн этом в выполненных конструкциях до 50 еУе зубчатых колес внешнего зацепления имеет число зубьев г = = 25 ., 45. У колес внутреннего зацепления г =.
81 ... 127. Величина модуля и варьируется в пределах 2,25 ... 8, но чаще всего т = 3 ... 5. Наиболее нагруженными являются зубчатые колеса последних ступеней редукторов вертолетных ГТД, работающие при окружных скоростях о =- 3 ... 20 м)с с наработкой за ресурс 5 (10' ... 10') циклов нагружения, Наименее нагруженными являются зубчатые колеса высокоскоростных передач редукторов ТВД и вертолетных ГТД, работающие при окружных скоростях 509 А Рис. 11.1б.
Зубчатое колесо цилиндрической переднчи о = 40 ... 90 м/с с наработкой за ресуре 10' ... 10то циклов нагружения. Многие конструктивные особенности зубчатых колес связаны с необходию~тй т',~ мастью обеспечить равномерное распределение нагрузки по ширине зубчатого венца. Так, например, величина относительной ширины зубчатого венца, оцениваемая коэффициентом т(тй = ш ' й : ' = Ь„Я„ (рис. 11.15), определяет величину закручивания зубчатого венца под действием усилия в зацеплении. Как показывают исследования (71, при большой ширине зубчатого венца его закручивание приводит к значительному снижению нагрузки на зуб в сечениях венца, удаленных ат полотна зубчатого колеса, и росту нагрузки в сечениях венца, примыкающих к полотну. Поэтому зубчатые колеса авиационных редукторов имеют узкий венец, и в выполненных конструкциях фд — — 0,08 ...
0,88. Отношение Ь /а = т)г,„, определяющее величину контактных напряжений (см. 11.24), лежит в пределах 0,08 ... 0,45. кость з б Толщина обода зубчатого колеса, влияющая нз изгибн ю ую жесткость зу ьев и жесткость венца, оценивается коэффициентом ~а йоб трос = ', величина которого меняется в пределах (2,3 ...
6,8). Ж , ). Жесткость зубчатого венца зависит также и от толщины полотна 6. Обычно относительная толщина полотна оценивается коэффициентом фб = 6/Ь, равным 0,1 ... 0,5. Размеры ступицы колеса определяются коэффициентом т)гс = /./г/„„, величина которого в выполненных конструкциях меняетс Способ размещения зубчатых венцов относительно опор влияет на величину перекоса зубчатых венцов сопряженных колес и на равномерность распределения нагрузки. В этом смысле расположение сопряженных колес посередине между опарами б р тна (см.
рис. 11.13, а). Большая неравномерность нагрузки связана со схемой консольно расположенных зубчатых ис. 11.13, б . колес при одностороннем подводе крутящего момента (см. р, ). Гораздо меньшая неравномерность получается для консольно расположенных колес при подводе крутящего момента Все сказанное не относится к центральным колесам внешнего ак при числе сателлизацепления планетарных передач, так как п тов и„) 3 даже консольное расположение этих колес не приводит к перекосу зубчатого венца. 610 Если нет технологических ограничений, то зубчзтые колеса предпочтительнее изготовлять как единое целое с полотном, ступицей и валом, так как составное колесо нуждается в элементах центровки и соединения составляющих его частей. Все это утяжеляет и усложняет конструкцию колес. При небольших размерах зубчатого колеса оно имеет плоское полотно постоянной толщины.
В колесах большого размера полотно обычно представляет собой коническую оболочку переменной толщины с утонением к ободу. Это требуется для увеличения осевой жесткости колеса (в особенности косозубого) и увеличения частоты собственных колебаний для предотвращения опасных низкочастотных резонансов при колебаниях колес. Иногда такие колеса делают с полотном коробчатого сечения, т. е. из двух конических оболочек (см. рис. 11.16, а). Сопряжение обода с полотном делают с плавным переходом радиусом, соизмеримым с шириной обода колеса.
Широкий обод колеса обычно выполняется с утолщениями по торцам, служащими для уменьшения поводки зубчатого венца при химико-термической обработке и уменьшения деформации зуба при нагруженив (см. рис. 11.16, в). Рис. 11.1б. Конструкция зубчатых колес: а — с а — составное колссо с полотном коробчатой конструкции; б — центрирование колеса с помощью кольца а ггаатрирующего пояска; е — цектрироаание колеса с о щ а; —: . п мо ью ион»- ческих рааревных колец; г и д — передача крутящего момен.а штифтам р т ф . и и п наониыми болтамп соответственно; е — фиксация плавающего аубчатого ве ща рааре*ными упру. гимн кольцами; г — кольцо; 3 — центрнрующий поясок; 3 — штифт; — Р й болт: б плавающий зубчатый венец; б — сателлит; У вЂ” водило; 3 — ось сателлита В случае необходимости зубчатые колеса делают составными.
Прн этом особое внимание уделяется оформлению фланцевых соединений составного колеса. Для косозубых колес стык фланцев осуществляется так, чтобы осевая нагрузка, возникающая в зацеплении, поджималэ фланцы друг к другу. Взаимное центрирование колеса и вала обычно осуществляется по цилиндрическим посадочным пояскам (см. рнс.
11.!6, б) или по двум конусным разрезным втулкам (см. рис. 11.16, в). Крутящий момент во фланцевом соединении может быть передан за счет трения, вазникаюшего в стыке при затяжке болтов. Болтовое соединение часто дополняется штифтами или полными призонными втулками, посаженным в отверстия с натягом. В этом случае крутящий момент во фланцевом соединении передается за счет среза и смятия штифтов или втулок (см. рис.
! 1.16, г). Применяются фланцевые соединения с призонными болтами. Посадочная поверхность болта и опорная поверхность его головки шлифуются, место перехода тела болта в головку имеет паднутрение, исключающее ослабление этого места из-за возможных дефектов шлифовки (см. рис. 11.16, д). Затяжка гаек в болтовом соединении производится с определенным крутящим моментам или сопровождается замером вытяжки болтов для исключения возможности появления больших растягивающих нагрузок, а также для создания определенной силы в стыке фланцев.
В планетарных передачах часто используются зубчатые коцесэ внутреннего зацепления с плавающими венцами, т. е. авилами, не имеющими жесткой связи с полотном колеса. Передача крутящего момента и осевая фиксация между зубчатым венцом и остальными элементами составного колеса осуществляется шлипами и разрезными упругими кольцами (см. рис. 11.16, е). Такое соединение благодаря наличию зазоров в шлицах позволяет зубчатому венцу сэмоустанавливаться и центрироваться по сателлитам, что приводит к более равномерному распределению нагрузки по зубьям сателлитов. Сателлиты планетарных ступеней редуктора могут иметь форму обычного зубчатого колеса с ободом, полотном и валом.
При малых размерах сателлитов их конструкция может быть упрашена: они состоят из зубчатого венца и цилиндрического тела колеса с центральной расточкой, служащей беговой дорожкой для роликов подшипника качения. В этом случае удается в ограниченном объеме разместить подшипники большей грузоподъемности. Сателлиты такой конструкции цементируются кругом. зубья и беговые дорожки подшипников шлифуются (см. рис.
11.16, е). Поскольку напряженность зубьев центральных колес внешнего и внутреннего зацепления, находящихся в контакте с сателлитами, различна, это должно учитываться при выборе ширины зубчатых венцов. Зубья колес внутреннего зацепления, при прочих равных условиях, испытывают меньшие контактные и изгиб- 5!2 я, чем з бья колес внешнего зацепления из-за ные напряжения, чем зу ь х паве хностей б еденнога радиуса кривизны рабочих п р ольшего приве а ент ального колеса з ба. Поэтому ширина зубчатого венца центр зуа. о вн треннего зацепления может быть уме| р у л ьшена п и условии, что внутрен это не ухудшит работоспособности у з бьев сателлита !см. рис. 11.16, е). в высо. Конические зу К .
з бчатые передачи получили применение в 1х ГТД, а также -в гэ х ступенях редукторов вертолетных Г Д, в приводах агрегатов этих редукторов и агр т , пе е-эчи обычно имеют конические колеса с криволи- нейными (так называемыми круговыми) зу ьями и р с окружными скоростями до 100 и/с и .. р у выше. Ши ина з бчатого венца таких колес лежит в пределах !О, ..., ) 0,26 ... 0,37) 1, где ! — длина . образующей делительного конуса колес . К а конические пеоедачи чрезвычайно чувствительны к взаимному положению зубчатых тес. Поэтому важно обеспечить стабильность этого поло- венцов колес.
оэт, у т пе е ачи. Основным жения как при сборке, так и в процессе работы пер д критерием правильности сборки и эксп.луатации конической пере- дачи является правильное расположение и ф р фо ма пятна контакта в зацеплении. а и. Такое пятно овальной формы, удаленное от торцев, авноме нос аспре- вершины и корневого сечения зуба, означает равномерное ра р- деление нагрузки по длине и высоте зуба.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
