Багатопотокова зубчата передача

Винахід стосується енергетичного машинобудування, де виникає необхідність у швидкохідних редукторах і мультиплікаторах, що передають значні потужності. Це редуктори газотурбінних електростанцій, редуктори і мультиплікатори потужних компресорів і насосів. По інформаційно-рекламним даним передових закордонних фірм, таких як Renk, Maag, Graffenstaden. передачі енергетичних установок спроможні передавати потужність до 100МВт при частоті обертання низькообертового валу 3000-3600об/хв. У зазначених рекламних виданнях показані в основному однопоточні редуктори. Передача значних потужностей в одному однопоточному ступеню дозволяє вирішувати проблему виходу на значні окружні швидкості в зачепленні (Voкp>150м/сек.) і на високі параметри підшипників ковзання зубчати х колес (Vn>75м/сек., рn>35кг/см 2), що безсумнівно зменшує надійність і ресурс передачі, Розподіл передаваної потужності на декілька потоків (ар > 1) дозволяє виконати редуктор (мультиплікатор) із більш помірними окружними швидкостями в зачепленні і більш помірними параметрами підшипників ковзання. За прототип прийнята багатопоточна зубчата передача по патенту України №24848 із пріоритетом від 30.01.98р., в якій задача передавання значної потужності вирішується шляхом збільшення числа потоків (ар>1). Багатопоточність забезпечується послідовним розташуванням уздовж осі обертання попарно зачеплюючих ведучи х та ведених зубчати х колес. При цьому число потоків потужності визначається кількістю послідовно розташованих зубчатих пар «шестерня-колесо». У послідовно розташованих парах ведучі шестерні і відповідні ведені зубчаті колеса сполучені між собою послідовно розташованими торсійними валами, що мають крутильну жорсткість, пропорційну передаваному крутному моменту. Недоліком такої передачі є обмежена багатопоточність та конструктивно-технологічні проблеми, що ускладнюють конструкцію. На кресленні, що ілюструє даний винахід, показані три послідовно розташовані пари «шестерня-колесо», але реально конструкція такого редуктора з числом потоків а р=3 буде мати великий габарит по довжині, що створює проблеми з забезпеченням жорсткості корпусу редуктора і виконанням точності співвісних розточок підшипників. При значній передаваній потужності і при високій швидкохідності ви-сокообертової ланки редуктора навіть у випадку розподілу потужності через декілька потоків (ар=2; 3) передача по патенту №24848 усе ж може не вирішити проблему підшипників ковзання високообертових ланок, як-от, комбінація питомого тиску Рn і окружної швидкості Vn може бути настільки високим, що мінімальна товщина прошарку мастила hmin і температура підшипників виявляться вузьким місцем у надійності конструкції. Крім того, як випливає з більшості зазначених вище рекламних матеріалів, швидкохідні передачі значної потужності звичайно виконуються косозубими, що краще забезпечує динамічні властивості передачі, а саме, зменшує динамічні навантаження і пов'язані з ними рівні звукового тиску, що випромінюється. Якщо передачу по патенту №24848 виконати косозубою, то вона буде мати кількість упорних підшипників, рівну кількості всіх зубчати х коліс, що також ускладнює конструкцію. Можна обійтися без упорних підшипників, але в такому випадку зубчаті пари «шестерня-колесо» повинні бути або із шевронними вінцями, що погіршує динамічні властивості, або з упорними гребенями, що істотно ускладнює конструкцію і знижує її надійність . В основу винаходу поставлена задача удосконалення багатопоточної зубчатої передачі, у якій шляхом поділу значної потужності, яка передасться високообертовою шестернею, на окремі потоки за допомогою двох рознесених уздовж осі обертання косозубих вінців цієї шестерні, що знаходяться в зачепленні з окремими попарно співвісними косозубими колесами, забезпечуються рівність моментів на зубчатих колесах, розвантаженість швидкохідної двохвінечної шестерна як від осьових так і від радіальних зусиль, що забезпечує високу надійність і експлуатаційні якості зубчатої передачі. Поставлена задача вирішується тим, що в багатопоточній зубчатій передачі, що складається із циліндричних зубчати х коліс, замкнених у єдиному корпусі, відповідно до винаходу, її швидкохідну ланку підводу (або відводу) потужності виконано у виді двохвінечної косозубої шестерні з рознесеними уздовж осі вінцями, що знаходяться в зачепленні з окремими попарно співвісними косозубими колесами, при цьому кути нахилу з убів вінців двохвінечної швидкохідної шестерні і, відповідно, сполучених зубча тих колес виконані рівними і протилежними, за принципом «півшевронів», а на осьовій проміжній ділянці між вінцями двохвінечної шестерні розташовані опорні підшипники сполучених із нею співвісних косозубих колес, крім того, торсійні вали, що передають крутний момент кожної співвісної пари косозубих колес, виконані з рівною крутильною податливістю і розташовані спі-ввісно усередині одного з зубчатих колес кожної пари. Число потоків переданої потужності визначається числом співвісних пар зубчатих колес як ар=2n, де n - число співвісних пар зубчатих колес. На Фіг.1 зображена багатопоточна зубчата передача, що заявляється, загальний випадок при n>1 (n=2, аp=4). На Фіг.2 зображений один із варіантів виконання зубчатої передачі при n=1, аp=2. У багатопоточній зубчатій передачі (мал.1) швидкохідний вал виконаний у вигляді двохвінечної косозубої шестерні з рознесеними уздовж осі обертання вінцями 1 і 2. Кожний косозубий вінець знаходяться в зачепленні з окремими попарно співвісними косозубими колесами: зубчаті колеса 3, 4 і зубчаті колеса 5, 6. Вісь обертання o зубчати х колес 5 і 6 розташована через 180 щодо осі обертання зубчатих колес 3 і 4, тобто симетрично. Торсійні вали 7, 8, 9 і 10, що передають крутний момент, кожного із співвісних косозубих колес, розташовані співвісно усередині одного з зубчатих коліс та шестерні підсумовуючого ступеню. На осьовій проміжній ділянці між вінцями 1, 2 двохвінечної шестерні розташовані опорно-упорні підшипники 11 сполучених із нею косозубих колес. У кожному зачепленні швидкохідної шестерні передається номінальне одна четверта загальної переданої потужності. Рівність моментів на зубчатих колесах 3, 4, 5 і 6 здійснюється за рахунок рівної крутильної податливості співвіснихторсійних валів 7, 8, 9 і 10. При розрахунку рівної крутильної податливості співвісних торсійних валів враховується також і крутильна податливість проміжної ділянки між вінцями 1 і 2 двохвінечної шестерні. Частка «поправки» від цієї ділянки складає не більш 5% від податливості однієї співвісної ресори. Кути нахилу з убів вінців двохвінечної шестерні і, відповідно, сполучених зубчати х колес виконані такими, щоб на вінцях 1 і 2 осьові зусилля були спрямовані назустріч одне одному. При цьому, на шестерні з вінцями 1 і 2 вони взаємно компенсуються, а на колесах 3,4, 5 і 6 осьові зусилля сприймаються упорною частиною підшипників 1. При вибігах установки (двигун-редуктор-споживач), коли напрямки зусиль на зубчатих колесах 3, 4 і 5,6 можуть змінюватися на обернені, на шестерні 1-2 осьові зусилля також залишаються замкнутими. Швидкохідна шестерня 1-2 зафіксована в осьовому положенні вінцями зубчатих коліс 3, 4,5 і 6 і спроможна в роботі компенсувати де які осьові переміщення, наприклад, теплові розширення, трансмісії приєднаного споживача (генератора, компресора, насоса). Це здійснюється за рахунок невеликого перерозподілу моментів (у межах 2...3% від Мном ) на співвісних торсійних валах зубчатих коліс і відповідного перерозподілу осьових зусиль на вінцях 1 і 2, у результаті чого шестерня 1-2 спроможна переміщатися уздовж осі обертання в ту або іншу сторону. Внаслідок симетричного розташування зубчатих коліс 3, 4, 5 і 6 щодо центральної шестерні 1-2 результуючі радіальні зусилля на ній відсутні. Це дозволяє виконати опорні підшипники 12 шестерні розвантаженими, тільки фіксуючого призначення. Діаметри цих підшипників визначаються лише тривкістю шийок на крутіння, а масляні зазори для надійного охолодження можуть бути істотно збільшені. Розвантаженість швидкохідної двохвінечної шестерні як від осьових так і від радіальних зусиль істотно підвищує надійність роботи її підшипникових вузлів і всієї передачі в цілому. На Фіг.2 зображений окремий випадок виконання зубчатої передачі при n=1 (аp=2), коли кожний косозубий вінець 1 і 2 зачіплюється тільки з одним веденим зубчатим колесом 3 і 4 відповідно. При цьому кожна незалежна косозуба пара 1-3 і 2-4 передає половину потужності передачі. Розподіл потужності на два рівних потоки здійснюється рівною крутильною податливістю співвісних торсійних валів 5 і 6, розташованих усередині колеса 4. Зовнішній торсійний вал 6 із боку ви ходу потужності підсумовує обидва моменти і переходить у вихідний фланець редуктора. Напрямок зубів вінців 1 і 2 при заданому напрямку обертання шестерні 1-2 вибирається таким, щоб на вінцях 1 і 2 осьові зусилля були спрямовані назустріч одне одному, і вони взаємно компенсуються, а на зубчати х колесах 3 і 4 осьові зусилля сприймаються упорними підшипниками 7 і 8. Ці підшипники здійснюють також і осьову фіксацію всіх з убчати х коліс передачі. У цьому варіанті двохвінечна шестерня розвантажена тільки від осьових зусиль. На її вінці 1 і 2 діють в одну сторону нормальні зусилля зачеплень, що сприймаються опорними підшипниками 9, 10,11,12 цієї шестерні, При цьому підшипники 10, 11 розташовані між вінцями 1 і 2, тобто шестерня виконана трьохопорною. Підшипники 10,11 сприймають половину радіального навантаження вінців 1 і 2 і забезпечують збереження прямої осі шестерні (передбачається, що корпус передачі жорсткий, а точність розточки не нижче норм 4-го ступеня по Держстандарту 1643-81).