Диссертация (531291), страница 3
Текст из файла (страница 3)
В отличие от турбины, проблему распространения вибрации решить путемвиброизолирующего крепления и применения соответствующих конструкций муфт не удается. Ограничения по передаваемому моменту недают возможности использовать желаемую конструкцию упругоймуфты на выходном валу редуктора.Задача снижения виброактивности корабельных редукторов стоит достаточно остро, поскольку возникающая в нем и распространяемая в окружающую среду вибрация представляет собой серьезнуюпроблему.Основной целью работы является снижение уровня вибрациипри проектировании малошумных ГТЗА.В современных корабельных установках широкое применениенашли многосателлитные планетарные передачи.
Фундаментальныеисследования кинематики подобных механизмов [6; 113; 177] показали возможности достижения достаточно высоких значений их КПД, атакже преимущества по массогабаритным характеристикам в сравнении с рядовыми.14В то же время использование планетарных механизмов в тяжелонагруженных передачах поставило серьезную задачу выравниванияпередаваемой по параллельным потокам мощности.
Задача решаласьприменением специальных уравнительных механизмов [175; 177; 193],повышением податливости опор сателлитов [64; 113], установкой сателлитов на специальные шарнирные опоры, допускающие их угловуюсамоустановку [175; 195].Наиболее широкое применение получили предложения Стокича[273; 297] по реализации «плавающих» подвесок у одного или нескольких звеньев планетарного механизма [2; 113; 161; 175; 207] и повышению податливости ободьев центральных колес [2; 103; 193].Наметившееся отставание теории проектирования от практикиуже на этапе выравнивания статических нагрузок привело к появлению схем с излишним количеством плавающих и податливых элементов.
Проведенные впоследствии исследования позволили выявить механизмы кинематического «плавания», бесполезного с точки зрениявыравнивания нагрузки в системе с двумя плавающими колесами ивредного с точки зрения виброактивности [4; 168; 207]. Подобныепроблемы были выявлены при испытаниях и экспериментальной доводке многопоточных соосных редукторов на Калужском турбинномзаводе и учтены при проектировании планетарных схем с податливыми сателлитными узлами [212; 213].Решение задач раскрытия статической неопределимости планетарного механизма и дифференцирования влияния, оказываемого«плаванием» центральных колес и упругой податливостью их ободьевна распределение нагрузки по сателлитам [4; 6], позволило обосноватьцелесообразность комбинации одного плавающего центрального колеса (шестерни) и другого (эпицикла) с податливыми ободьями. В пользу подобной комбинации говорят результаты анализа и обобщения ис-15следований зубчатых муфт [131; 137; 163; 211], сделанные в работе[9].Первые исследования динамики планетарных механизмов былипосвящены разработке методов вибрационного расчета в предположении преобладания крутильных колебаний [60; 74].
Однако главныеособенности мощных судовых планетарных редукторов – неравномерность распределения нагрузки по сателлитам, ведущая к поперечнымколебаниям звеньев, и упругие деформации некоторых податливыхэлементов, определяющие спектр собственных колебаний, – былиучтены только после построения их полной динамической модели путем объединения конечного числа простых подсистем на основе метода динамических податливостей [4]. При этом были исследованы факторы, приводящие к возникновению в планетарных механизмахвзаимосвязанных крутильно-поперечных колебаний, найдены способыих минимизации [19; 78].Исследования физических процессов возникновения вынуждающих сил и особенности их суммирования на элементах планетарногомеханизма выявили возможности снижения виброактивности за счетвзаимной компенсации возмущающих факторов как непосредственно висточниках – в зубчатых зацеплениях [5; 294; 295], так и на твердыхзвеньях – водиле, сателлитах, солнечной шестерне [18; 25; 269].
Вчастности, было показано, что выбором чисел зубьев колес можно существенно влиять на характер и уровень колебаний планетарных механизмов. Результаты этих исследований показали, что потенциалпланетарной схемы по достижению минимальной виброактивностиболее высок, чем у переборных редукторов, а реализация этого потенциала связана с обеспечением инерционной, жесткостной и силовойсимметрии механизма.Главным источником возбуждения колебаний в редукторах является процесс пересопряжения зубьев. Первые попытки снизить интен16сивность этого возбуждения сводились к повышению точности изготовления зубчатых колес.
Так, на Южно-уральском турбинном заводепосле ужесточения требований к точности изготовления зубчатых колес по плавности и контакту с пятой до четвертой степени (ГОСТ8889-88) удалось снизить виброактивность судового двухступенчатогоредуктора на зубцовой частоте (т.е. на частоте пересопряжения зубьев) высокооборотной ступени на 13 дБ (при работе с номинальнойнагрузкой) [179]. При этом на низкооборотной ступени эффекта получено не было.Более поздние попытки снизить виброактивность судовых редукторов на частоте пепресопряжения зубьев за счет коррекции геометрии эвольвентного зацепления (профильная и продольная модификации зубьев) тоже не дали однозначно положительных результатов[251]. Так, стендовые испытания судовых редукторов, проведенные позаказу ВМФ Великобритании [276], показали, что при общей тенденции к снижению нерезонансных динамических нагрузок на опорныхподшипниках в 10 раз при таком же уменьшении суммарной кинематической погрешности и упругой деформации звеньев под нагрузкой[252], даже у передач с оптимизированной геометрией, имеет местозначительная нестабильность динамических характеристик.
Полученные результаты показали, что на режимах малых нагрузок суммарнаякинематическая погрешность и упругая деформация звеньев не является основной (тем более единственной) причиной вибровозбужденияна частоте пепресопряжения зубьев.На Калужском турбинном заводе, где при достигнутом уровнеточности изготовления (не ниже четвертой степени по плавности иконтакту) стояла задача снижения виброактивности низкооборотныхпланетарных ступеней, поиски решения велись не в области оптимизации геометрии зацеплений, а на путях совершенствования конструкции редуктора. После большого количества экспериментальных ис17следований и доводки опытных образцов была получена конструкциядвухступенчатого планетарного редуктора, схема которого показанана рис.
1.2. В настоящее время это типовая схема планетарного редуктора, входящего в состав ГТЗА. Высокооборотная ступень редуктораимеет три сателлита 5 и остановленное водило 6, низкооборотная ступень – пять сателлитов 2 и остановленный эпицикл 1.Главная отличительная особенность данной схемы – это отказ оттрадиционной схемы Стокича с двумя «плавающими» центральнымиколесами. В соответствии с рекомендациями [4; 6; 5] на каждой ступени был оставлен только один «плавающий» элемент – солнечнаяшестерня 3, 7 и один податливый элемент – ободья венцов эпицикла 1,4. Устранение плавающей подвески венцов эпицикла второй ступени 1достигается установкой блокирующей муфты второй ступени в корпусредуктора без уравнительного механизма.
Блокирующая муфта венцоввращающегося эпицикла первой ступени 4 с той же целью опираетсяна специальные катки, воспринимающие весовую нагрузку. Данныемероприятия позволили исключить двухпрофильный контакт в зубчатых зацеплениях эпициклов даже при работе без нагрузки.1 2 3945 687Рис.1.2. Схема двухступенчатого планетарного редуктораУстановка солнечной шестерни первой ступени 7 в подшипники8 с зазором, не препятствующим ее всплытию, но исключающим18двухпрофильный контакт ее зубьев, позволила существенно снизитьвибрацию корпуса редуктора на зубцовой частоте высокооборотнойступени. Аналогичные мероприятия на низкооборотной ступени успеха, к сожалению, не принесли, что свидетельствует о наличии иныхпреобладающих факторов, вызывающих рост вибрации на частоте пересопряжения зубьев второй ступени.
Таким фактором, как показалидальнейшие экспериментальные исследования, явилось перераспределение контакта по зацеплению (смещение контакта к торцам шестернииз-за ее перекоса) и неравномерное распределение нагрузки по потокам, обусловленное весовыми нагрузками элементов редуктора на режимах малой мощности. Нестабильность пятна контакта и его перемещение по ширине зубчатых венцов изменяет фазу входа зубьев взацепление, что исключает возможность минимизации возмущающихсил и их взаимной компенсации выбором коэффициентов перекрытия[8], профильной и продольной модификацией зубьев [147; 251], подбором числа зубьев [296] без восстановления симметрии статическогонагружения зацеплений.С целью решения указанных проблем были предприняты попытки исследования напряженно-деформированного состояния сателлитного узла методом конечных элементов [128; 129], однако неопределенность граничных условий при моделировании данного узла непозволила получить корректное решение без учета контактного взаимодействия оси сателлита с сателлитом и со щеками водила.Еще одно направление снижения возмущающих сил в зацеплении связано с оценкой погрешностей изготовления сопрягаемых узлов(зубчатые венцы, водило) и проведением сборочных работ, оптимизирующих их взаимное расположение с учетом имеющихся погрешностей.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
