RU2567689C1 - Tooth-wheel - Google Patents
Tooth-wheel Download PDFInfo
- Publication number
- RU2567689C1 RU2567689C1 RU2014128567/11A RU2014128567A RU2567689C1 RU 2567689 C1 RU2567689 C1 RU 2567689C1 RU 2014128567/11 A RU2014128567/11 A RU 2014128567/11A RU 2014128567 A RU2014128567 A RU 2014128567A RU 2567689 C1 RU2567689 C1 RU 2567689C1
- Authority
- RU
- Russia
- Prior art keywords
- rim
- gear
- hub
- toroidal
- wheel
- Prior art date
Links
Images
Landscapes
- Gears, Cams (AREA)
Abstract
Description
Изобретение относится к машиностроению и может быть использовано в высоконагруженных зубчатых передачах, в частности в передачах центрального и углового приводов авиационных двигателей.The invention relates to mechanical engineering and can be used in heavily loaded gears, in particular in the gears of the central and angular drives of aircraft engines.
Известно зубчатое колесо, содержащее обод с зубчатым венцом, ступицу, несущую диафрагму, связанную с ободом и ступицей, и демпфирующий элемент, установленный между ступицей и ободом (патент РФ №2486392). В известном зубчатом колесе несущая диафрагма выполнена разрезной, а в кольцевом зазоре между частями диафрагмы установлены упругие цилиндрические вставки, зафиксированные в осевом направлении дополнительными упругодемпфирующими элементами и тарельчатыми пружинами. Известное зубчатое колесо обеспечивает малошумность в работе, низкую виброактивность колеса и повышает надежность его работы.A gear wheel is known comprising a rim with a gear rim, a hub bearing a diaphragm connected to the rim and the hub, and a damping element mounted between the hub and the rim (RF patent No. 2486392). In the known gear wheel, the carrier diaphragm is made split, and in the annular gap between the parts of the diaphragm there are elastic cylindrical inserts fixed in the axial direction by additional elastic-damping elements and disk springs. The known gear wheel provides low noise, low vibration activity of the wheel and increases the reliability of its operation.
Однако использование таких зубчатых колес в скоростных высоконагруженных зубчатых передачах не представляется возможным в связи с тем, что в нем отсутствует жесткая связь между ободом и ступицей.However, the use of such gears in high-speed high-loaded gears is not possible due to the fact that there is no rigid connection between the rim and the hub.
Известно зубчатое колесо, содержащее обод с зубчатым венцом, ступицу, установленную на валу, несущую диафрагму, жестко связанную с ободом и ступицей, и демпфирующий элемент, установленный между валом и ободом и закрепленный наружной частью на внутренней поверхности обода (авторское свидетельство СССР №1368553). Демпфирующий элемент в известном колесе выполнен в виде набора пластинчатых дисков и эластичных колец, опирающихся на вал, и предназначен для гашения колебаний обода шестерни.A gear wheel is known comprising a rim with a gear rim, a hub mounted on a shaft, bearing a diaphragm rigidly connected to the rim and the hub, and a damping element mounted between the shaft and the rim and fixed to the outer part on the inner surface of the rim (USSR author's certificate No. 1368553) . The damping element in the known wheel is made in the form of a set of plate disks and elastic rings resting on a shaft, and is designed to damp the vibrations of the gear rim.
Недостатком известного зубчатого колеса является то, что демпфирующий элемент может воспринимать только радиальные нагрузки, поэтому гашение вибрации колеса в осевом и окружном направлениях осуществить невозможно.A disadvantage of the known gear wheel is that the damping element can only absorb radial loads, therefore it is impossible to suppress the vibration of the wheel in axial and circumferential directions.
Известно зубчатое колесо, содержащее обод с зубчатым венцом, ступицу и демпфирующие элементы, выполненные в виде пластинчатых пружин, установленных между ступицей и ободом и закрепленных внутренней частью на наружной поверхности ступицы, а наружной частью - на внутренней поверхности обода (патент РФ №2486392). В известном зубчатом колесе пластинчатые пружины размещены в радиальных пазах ступицы и обода, а по обе стороны пружин размещены упоры с выпуклой поверхностью, обращенной к пружинам. Пластинчатые пружины демпфируют как радиальные, так и окружные динамические колебания, действующие на обод зубчатого колеса и связанные с неточностью изготовления и монтажа зубчатой пары.A gear wheel is known that contains a rim with a gear rim, a hub and damping elements made in the form of leaf springs installed between the hub and the rim and fixed with the inner part on the outer surface of the hub and the outer part on the inner surface of the rim (RF patent No. 2486392). In the known gear wheel, leaf springs are placed in the radial grooves of the hub and rim, and stops are placed on both sides of the springs with a convex surface facing the springs. Leaf springs damp both radial and circumferential dynamic vibrations acting on the gear rim and associated with inaccurate manufacturing and installation of the gear pair.
Однако пластинчатые пружины в известном зубчатом колесе не демпфируют нагрузки, возникающие в диафрагме при осевых резонансных колебаниях обода зубчатого колеса, характерных для скоростных высоконагруженных зубчатых передач, что снижает надежность работы зубчатого колеса и может привести к его разрушению.However, leaf springs in a known gear wheel do not dampen loads arising in the diaphragm during axial resonance vibrations of the gear rim, characteristic of high-speed high-loaded gears, which reduces the reliability of the gear and can lead to its destruction.
Наиболее близким аналогом изобретения является зубчатое колесо, содержащее обод с зубчатым венцом, ступицу, несущую диафрагму, жестко связанную с ободом и ступицей, и демпфирующий элемент, выполненный в виде лепесткового пластинчатого диска, установленного между ступицей и ободом и закрепленного внутренней частью на наружной поверхности ступицы, а наружной частью лепестков взаимодействующего с внутренней поверхностью обода (авторское свидетельство СССР №1537932). В известном зубчатом колесе пластинчатый демпфирующий элемент выполнен упругодеформируемым в перпендикулярном его плоскости направлении для гашения вибрационных колебаний, возникающих в ободе.The closest analogue of the invention is a gear wheel containing a rim with a gear rim, a hub bearing a diaphragm rigidly connected to the rim and the hub, and a damping element made in the form of a blade plate disk mounted between the hub and the rim and fixed with the inner part on the outer surface of the hub , and the outer part of the petals interacting with the inner surface of the rim (USSR copyright certificate No. 1537932). In the known gear wheel, the plate-shaped damping element is made elastically deformable in a direction perpendicular to its plane to damp vibrational vibrations arising in the rim.
Однако использование таких пластинчатых демпфирующих элементов в скоростных высоконагруженных передачах практически исключено в связи с малой надежностью и долговечностью их работы, поскольку вся энергия, выделяющаяся при совершении пластинчатой пружиной работы по демпфированию вибрационных колебаний обода, тратится на создание внутренних напряжений в пластинчатой пружине практически без отвода ее во внешнюю среду.However, the use of such plate damping elements in high-speed high-speed gears is practically excluded due to the low reliability and durability of their operation, since all the energy released when the plate spring performs damping vibrations of the rim is spent on creating internal stresses in the plate spring practically without removing it into the external environment.
Зубчатые колеса высоконагруженных передач центрального и углового приводов авиационных двигателей работают при высоких скоростях вращения (до 15000 об/мин) и передаваемых мощностях (до 800 кВт). С целью снижения динамических нагрузок в зацеплении шестерни изготавливаются с высокой степенью точности, вследствие чего при монтаже зубчатой пары зазор между ними измеряется микронами и не нуждается в выборке.Gears of highly loaded gears of central and angular drives of aircraft engines operate at high speeds of rotation (up to 15000 rpm) and transmitted powers (up to 800 kW). In order to reduce dynamic loads in the meshing gears are manufactured with a high degree of accuracy, as a result of which, when mounting a gear pair, the gap between them is measured by microns and does not need to be sampled.
В процессе работы зубчатого колеса под действием статической составляющей передаваемого крутящего момента происходит деформация обода колеса, что приводит к смещению реального положения криволинейных поверхностей зубьев в пространстве относительно теоретического. В результате этого зубья вступают в контакт до теоретической линии зацепления, что приводит к возникновению ударного взаимодействия между зубьями и возбуждению колебаний обода зубчатого колеса переменной силой с частотой пересопряжения зубьев передачи.In the process of operation of the gear wheel under the action of the static component of the transmitted torque, the rim of the wheel deforms, which leads to a displacement of the real position of the curved tooth surfaces in space relative to the theoretical one. As a result of this, the teeth come into contact up to the theoretical line of engagement, which leads to the occurrence of shock interaction between the teeth and the excitation of oscillations of the rim of the gear wheel with a variable force with the frequency of reconnection of the gear teeth.
При совпадении какой-либо гармоники возбуждающей силы с его собственной частотой колебаний возникают резонансные колебания с высокой амплитудой. Форма резонансных колебаний конического зубчатого колеса по трем узловым диаметрам представлена на фиг. 2. Результаты динамических расчетов показывают, что при резонансных колебаниях зубчатого колеса без демпфера амплитуда осевых колебаний обода может составлять до 100 мкм и более.When any harmonic of the exciting force coincides with its natural frequency of oscillations, high-amplitude resonant oscillations occur. The shape of the resonant vibrations of the bevel gear in three nodal diameters is shown in FIG. 2. The results of dynamic calculations show that for resonant vibrations of a gear wheel without a damper, the amplitude of the axial vibrations of the rim can be up to 100 μm or more.
При работе в таких режимах в течение нескольких часов упругие свойства пластинчатых пружин под воздействием накопленных внутренних напряжений резко снижаются, что может привести при резонансных колебаниях обода зубчатого колеса к разрушению колеса и выходу из строя всей передачи.When operating in such modes for several hours, the elastic properties of leaf springs under the influence of accumulated internal stresses are sharply reduced, which can lead to destruction of the wheel and failure of the entire gear during resonance vibrations of the gear rim.
Задачей изобретения является снижение переменных растягивающих напряжений, возникающих в несущей диафрагме при резонансных колебаниях обода зубчатого колеса под действием полигармонического возбуждения от зубчатого зацепления.The objective of the invention is to reduce the variable tensile stresses arising in the bearing diaphragm during resonance vibrations of the gear rim under the action of polyharmonic excitation from gear engagement.
Техническим результатом изобретения является повышение надежности и долговечности работы зубчатого колеса в скоростных высоконагруженных зубчатых приводах.The technical result of the invention is to increase the reliability and durability of the gear in high-speed highly loaded gear drives.
Указанный технический результат при осуществлении изобретения достигается тем, что в зубчатом колесе, содержащем обод с зубчатым венцом, ступицу, несущую диафрагму, жестко связанную с ободом и ступицей, и демпфирующий элемент, выполненный в виде лепесткового пластинчатого диска, установленного между ступицей и ободом и закрепленного внутренней частью на наружной поверхности ступицы, а наружной частью лепестков взаимодействующего с внутренней поверхностью обода, согласно изобретению наружная часть каждого лепестка пластинчатого диска снабжена, по меньшей мере, двумя торообразными выступами, расположенными концентрично один относительно другого с возможностью взаимодействия с внутренней поверхностью обода, выполненной конической, а внутренняя часть пластинчатого диска закреплена на наружной поверхности ступицы с помощью регулируемого упора, причем соотношения размеров пластинчатого диска, торообразных выступов и внутренней конической поверхности обода выбираются из условия обеспечения максимальной работы силы сухого трения между поверхностями выступов и внутренней конической поверхностью венца в режиме резонансных колебаний обода зубчатого колеса.The specified technical result in the implementation of the invention is achieved by the fact that in a gear wheel containing a rim with a gear rim, a hub bearing a diaphragm rigidly connected to the rim and the hub, and a damping element made in the form of a blade plate mounted between the hub and the rim and fixed the inner part on the outer surface of the hub, and the outer part of the petals interacting with the inner surface of the rim, according to the invention, the outer part of each petal of the plate disc and provided with at least two toroidal protrusions arranged concentrically relative to one another with the possibility of interaction with the inner surface of the rim made conical, and the inner part of the plate disc is fixed to the outer surface of the hub using an adjustable stop, and the ratio of the dimensions of the plate disk, toroidal protrusions and the inner conical surface of the rim are selected from the condition of ensuring maximum work of the dry friction force between the surfaces of the protrusions and the inside trenny conical surface of the crown in the mode of resonant vibrations of the gear rim.
Зубчатое колесо может быть выполнено коническим, а размеры пластинчатого диска, торообразных выступов и внутренней конической поверхности обода определяются следующими соотношениями:The gear wheel can be made conical, and the dimensions of the plate disk, toroidal protrusions and the inner conical surface of the rim are determined by the following relationships:
где r1 - радиус образующей окружности внешнего торообразного выступа;where r 1 is the radius of the generatrix of the circumference of the outer toroidal protrusion;
r2 - радиус образующей окружности внутреннего торообразного выступа;r 2 is the radius of the circumference of the inner toroidal protrusion;
R1 - расстояние от центра образующей окружности внешнего торообразного выступа до оси вращения зубчатого колеса;R 1 is the distance from the center of the circumference of the outer toroidal protrusion to the axis of rotation of the gear;
R2 - расстояние от центра образующих окружностей внутреннего торообразного выступа до оси вращения зубчатого колеса;R 2 is the distance from the center of the generatricles of the inner toroidal protrusion to the axis of rotation of the gear;
β - угол наклона образующей конической внутренней поверхности обода;β is the angle of inclination of the generatrix of the conical inner surface of the rim;
k - расчетный коэффициент, определяемый по результатам численного моделирования работы зубчатого колеса в режиме резонансных колебаний обода, значение которого выбирают в пределах 0,1-0,3;k is the calculated coefficient determined by the results of numerical simulation of the operation of the gear in the mode of resonant oscillations of the rim, the value of which is selected in the range of 0.1-0.3;
mte - внешний окружной модуль конического зубчатого колеса;m te is the outer circumferential module of the bevel gear;
z - число зубьев конического зубчатого колеса.z is the number of teeth of the bevel gear.
Технический результат изобретения достигается за счет того, что между тороидальной поверхностью выступов и внутренней конической поверхностью обода зубчатого колеса возникает сила сухого трения, направленная в сторону, противоположную перемещению обода зубчатого колеса относительно демпфера, и снижающая амплитуду осевых колебаний обода зубчатого колеса, т.е. гашение осевых колебаний обода происходит не за счет циклической упругой деформации лепесткового пластинчатого диска, а за счет силы сухого трения между поверхностями тороидальных выступов и внутренней конической поверхностью обода. Лепестковый пластинчатый диск при таком выполнении зубчатого колеса служит только для создания предварительного усилия между поверхностями тороидальных выступов и внутренней конической поверхностью обода и не подвержен циклическим знакопеременным высокоамплитудным нагрузкам от обода зубчатого колеса, что повышает надежность и долговечность его работы и работы зубчатого колеса.The technical result of the invention is achieved due to the fact that between the toroidal surface of the protrusions and the inner conical surface of the gear rim there is a dry friction force directed in the direction opposite to the movement of the gear rim relative to the damper, and reducing the amplitude of axial vibrations of the gear rim, i.e. The damping of the axial vibrations of the rim occurs not due to the cyclic elastic deformation of the blade plate disc, but due to the dry friction force between the surfaces of the toroidal protrusions and the inner conical surface of the rim. The petal plate disk in this embodiment of the gear wheel serves only to create a preliminary force between the surfaces of the toroidal protrusions and the inner conical surface of the rim and is not subject to cyclic alternating high-amplitude loads from the gear rim, which increases the reliability and durability of its operation and the operation of the gear.
Сущность изобретения поясняется чертежами, гдеThe invention is illustrated by drawings, where
на фиг. 1 представлена конструкция конического зубчатого колеса с пластинчатым демпфирующим элементом;in FIG. 1 shows the design of a bevel gear with a plate damping element;
на фиг. 2 представлена форма резонансных колебаний обода конического зубчатого колеса по трем узловым диаметрам (в масштабе);in FIG. 2 shows the shape of the resonant vibrations of a bevel gear rim along three nodal diameters (to scale);
на фиг. 3 представлена схема параметризации пластинчатого диска, торообразных выступов и внутренней конической поверхности обода;in FIG. 3 shows a parameterization diagram of a plate disk, toroidal protrusions and the inner conical surface of the rim;
на фиг. 4 представлен график амплитуд резонансных колебаний шестерни без демпфера и с демпфером, рассчитанных при помощи метода конечных элементов;in FIG. 4 is a graph of amplitudes of resonant vibrations of a gear without a damper and with a damper calculated using the finite element method;
на фиг. 5 представлен график зависимости работы силы трения за период колебаний Атр от значения угла наклона образующей конической внутренней поверхности обода β;in FIG. 5 is a graph of the dependence of the work of the friction force for the period of oscillations A tr on the value of the angle of inclination of the generatrix of the conical inner surface of the rim β;
на фиг. 6 представлен график зависимости работы силы трения за период колебаний Атр от значения расчетного коэффициента k;in FIG. 6 shows a graph of the dependence of the work of the friction force over the period of oscillations A tr on the value of the calculated coefficient k;
на фиг. 7 показан общий вид зубчатого колеса с демпфирующим элементом.in FIG. 7 shows a general view of a gear wheel with a damping element.
Зубчатое колесо содержит обод с зубчатым венцом 1, ступицу 2, несущую диафрагму 3, жестко связанную с ободом 1 и ступицей 2, и демпфирующий элемент, выполненный в виде лепесткового пластинчатого диска 4, установленного между ступицей 2 и ободом 1 и закрепленного внутренней частью 5 на наружной поверхности ступицы 2, а наружной частью 6 лепестков взаимодействующего с внутренней конической поверхностью 7 обода 1.The gear wheel contains a rim with a
Наружная часть 6 каждого лепестка пластинчатого диска 4 снабжена по меньшей мере двумя торообразными выступами 8 и 9 с радиусами образующих окружностей r1 и r2 и расстояниями от центров образующих окружностей до оси вращения образующих окружностей, совпадающей с осью вращения зубчатого колеса, R1 и R2 соответственно. Выступы 8 и 9 расположены концентрично один относительно другого с возможностью взаимодействия своими тороидальными поверхностями с внутренней конической поверхностью 7 обода 1.The outer part 6 of each petal of the
Пластинчатый диск 4 внутренней частью 5 закреплен на наружной поверхности ступицы 2 с помощью регулируемого упора 10.The
Контакт наружной части 6 лепестков пластинчатого диска 4 с внутренней конической поверхностью 7 обода 1 осуществляется по тороидальной поверхности выступов 8 и 9. Контактная поверхность на ободе 1 представляет собой внутреннюю коническую поверхность 7 с углом наклона β образующей к оси конуса, совпадающей с осью вращения зубчатого колеса 11.The contact of the outer part 6 of the petals of the
При проектировании угол α между осью вращения зубчатого колеса 11 и отрезком l, соединяющим центры окружностей образующих тороидальных поверхностей выступов 8 и 9, выбирается большим, чем угол β. В результате этого при отсутствии поджатия демпфера гайкой между тороидальной поверхностью демпфера, образованной вращением окружности радиусом r2, и конической поверхностью зубчатого колеса возникает зазор е, который выбирается при поджатии пластинчатого диска 4 регулируемым упором 10, в результате чего при работе зубчатого колеса контакт осуществляется по тороидальным поверхностям выступов 8 и 9.When designing, the angle α between the axis of rotation of the gear 11 and the segment l connecting the centers of the circles forming the toroidal surfaces of the
Величина зазора е, зависящая от разности углов α, β и радиусов образующих окружностей R1 и R2 торообразных выступов 8 и 9 с центрами, расположенными на оси вращения зубчатого колеса 11, выбирается исходя из упругой характеристики пластинчатого диска 4 и режимов работы зубчатого колеса.The size of the gap e, depending on the difference between the angles α, β and the radii of the forming circles R 1 and R 2 of the
В процессе работы зубчатого колеса для предотвращения падения демпфирующих свойств конструкции из-за износа внутренней конической поверхности 7 обода 1 пластинчатый диск 4 может быть смещен относительно зубчатого колеса на некоторый угол. При фиксации диска в новом положении лепестки пластинчатого диска 4 будут контактировать с менее изношенной внутренней конической поверхностью 7 обода 1.In the process of operation of the gear to prevent the fall of the damping properties of the structure due to wear of the inner
Для конического зубчатого колеса размеры пластинчатого диска 4, торообразных выступов 8 и 9, а также внутренней конической поверхности обода 7 определяются следующими соотношениями:For a bevel gear, the dimensions of the
где r1 - радиус образующей окружности внешнего торообразного выступа;where r 1 is the radius of the generatrix of the circumference of the outer toroidal protrusion;
r2 - радиус образующей окружности внутреннего торообразного выступа;r 2 is the radius of the circumference of the inner toroidal protrusion;
R1 - радиус образующей окружности внешнего торообразного выступа;R 1 is the radius of the circumference of the outer toroidal protrusion;
R2 - расстояние от центра образующих окружностей внутреннего торообразного выступа до оси вращения зубчатого колеса;R 2 is the distance from the center of the generatricles of the inner toroidal protrusion to the axis of rotation of the gear;
β - угол наклона образующей конической внутренней поверхности обода к оси вращения зубчатого колеса;β is the angle of inclination of the generatrix of the conical inner surface of the rim to the axis of rotation of the gear;
k - расчетный коэффициент, определяемый по результатам численного моделирования работы зубчатого колеса в режиме резонансных колебаний обода, значение которого выбирают в пределах 0,1-0,3;k is the calculated coefficient determined by the results of numerical simulation of the operation of the gear in the mode of resonant oscillations of the rim, the value of which is selected in the range of 0.1-0.3;
mte - внешний окружной модуль конического зубчатого колеса;m te is the outer circumferential module of the bevel gear;
z - число зубьев конического зубчатого колеса.z is the number of teeth of the bevel gear.
Параметры контактирующих поверхностей r1, r2, R1, R2, l и β, а также жесткость пластинчатого диска 4 в осевом направлении и конфигурация лепестков выбираются путем решения оптимизационной задачи по максимизации работы силы сухого трения между пластинчатым диском 4 и ободом 1 и минимизации контактных напряжений на внутренней конической поверхности 7 обода 1 и тороидальных поверхностях выступов 8 и 9 пластинчатого диска 4.The parameters of the contacting surfaces r 1 , r 2 , R 1 , R 2 , l and β, as well as the stiffness of the
Количество лепестков пластинчатого диска 4 выбирается исходя из наиболее опасной ожидаемой формы колебаний зубчатого колеса и определяется по следующей формуле:The number of petals of the
где d - количество узловых диаметров наиболее опасной ожидаемой формы колебаний.where d is the number of nodal diameters of the most dangerous expected waveforms.
Эффективность работы демпфера сухого трения оценивается декрементом колебаний системы на резонансном режиме работы:The operational efficiency of the dry friction damper is estimated by the decrement of oscillations of the system at the resonant mode of operation:
где Атр - работа силы трения за период колебаний;where And Tr - the work of the friction force for the period of oscillation;
U - полная энергия системы.U is the total energy of the system.
Работа силы трения может быть аппроксимирована как функция от угла β следующим соотношением (фиг. 5):The work of the friction force can be approximated as a function of angle β by the following relation (Fig. 5):
где параметры α1 и α2, зависящие от коэффициента k, и параметр α3, зависящий от условий работы зубчатой передачи, выбираются по результатам численного моделирования поведения конструкции на резонансном режиме.where the parameters α 1 and α 2 , depending on the coefficient k, and the parameter α 3 , depending on the operating conditions of the gear transmission, are selected according to the results of numerical modeling of the behavior of the structure in the resonant mode.
Диапазон значений угла β выбирается в следующих пределах:The range of values of the angle β is selected in the following limits:
βmin=α2-α1, βmax=α2+α1.β min = α 2 -α 1 , β max = α 2 + α 1 .
В качестве примера выбора конструктивных параметров демпфирующего элемента для конического зубчатого колеса расчетным путем были определены параметры демпфирующего элемента ведомого зубчатого колеса центрального привода авиационного турбореактивного двухконтурного двигателя (ТРДД) с тягой 16 тс со следующими параметрами зубчатого колеса: число зубьев z=35, угол линии наклона зубьев γ=30°, внешний окружной модуль mte=4 мм. Собственная частота колебаний данного колеса по трем узловым диаметрам составляет 7820 Гц. Данная частота возбуждается зубцовой гармоникой при вращении ротора со скоростью 13400 об/мин. Ведомые шестерни центрального привода ТРДД работают в диапазонах от 7000 до 14000 об/мин.As an example of the choice of design parameters of the damping element for a bevel gear, the parameters of the damping element of the driven gear of the central drive of an aircraft turbojet bypass engine with a thrust of 16 tf were determined with the following gear parameters: number of teeth z = 35, tilt line angle teeth γ = 30 °, external peripheral module m te = 4 mm. The natural frequency of oscillations of this wheel in three nodal diameters is 7820 Hz. This frequency is excited by the tooth harmonic when the rotor rotates at a speed of 13,400 rpm. The driven gears of the turbojet central drive operate in the ranges from 7000 to 14000 rpm.
Путем решения оптимизационной задачи по максимизации работы силы сухого трения между пластинчатым диском и ободом и минимизации контактных напряжений на внутренней конической поверхности обода и тороидальных поверхностях выступов пластинчатого диска был спроектирован демпфер со следующими параметрами: R1=60 мм, R2=56 мм, r1=1.84 мм, r2=2.45 мм, l=5 мм, β=80°, α=88°.By solving the optimization problem of maximizing the work of the dry friction force between the plate disc and the rim and minimizing contact stresses on the inner conical surface of the rim and the toroidal surfaces of the protrusions of the plate disc, a damper was designed with the following parameters: R 1 = 60 mm, R 2 = 56 mm, r 1 = 1.84 mm, r 2 = 2.45 mm, l = 5 mm, β = 80 °, α = 88 °.
В результате проведения динамических расчетов при помощи метода конечных элементов (МКЭ) установлено, что при резонансных колебаниях шестерни без демпфера по трем узловым диаметрам амплитуда перемещений обода составляет 98 мкм. Полученная расчетным путем амплитуда резонансных колебаний шестерни с демпфирующим элементом, выполненным в виде описываемого лепесткового пластинчатого диска, составляет 2 мкм. Таким образом, установка тороидального демпфера сухого трения позволила снизить амплитуду резонансных колебаний по форме колебаний с тремя узловыми диаметрами почти в 50 раз, т.е. существенно повысить надежность и долговечность работы колеса.As a result of dynamic calculations using the finite element method (FEM), it was found that for resonant vibrations of a gear without a damper over three nodal diameters, the amplitude of the displacement of the rim is 98 μm. Obtained by calculation, the amplitude of the resonant vibrations of the gear with a damping element made in the form of the described lamellar plate disk is 2 μm. Thus, the installation of a toroidal dry friction damper made it possible to reduce the amplitude of resonant vibrations in the form of vibrations with three nodal diameters by almost 50 times, i.e. significantly increase the reliability and durability of the wheel.
Claims (2)
где r1 - радиус образующей окружности внешнего торообразного выступа;
r2 - радиус образующей окружности внутреннего торообразного выступа;
R1 - расстояние от центра образующей окружности внешнего торообразного выступа до оси вращения зубчатого колеса;
R2 - расстояние от центра образующих окружностей внутреннего торообразного выступа до оси вращения зубчатого колеса;
β - угол наклона образующей конической внутренней поверхности обода;
k - расчетный коэффициент, определяемый по результатам численного моделирования работы зубчатого колеса в режиме резонансных колебаний обода, значение коэффициента выбирают в пределах 0,1-0,3;
mte - внешний окружной модуль конического зубчатого колеса;
z - число зубьев конического зубчатого колеса. 2. The gear according to claim 1, characterized in that the gear is made conical, and the dimensions of the plate disk, toroidal protrusions and the inner conical surface of the rim are determined by the following relationships:
where r 1 is the radius of the generatrix of the circumference of the outer toroidal protrusion;
r 2 is the radius of the circumference of the inner toroidal protrusion;
R 1 is the distance from the center of the circumference of the outer toroidal protrusion to the axis of rotation of the gear;
R 2 is the distance from the center of the generatricles of the inner toroidal protrusion to the axis of rotation of the gear;
β is the angle of inclination of the generatrix of the conical inner surface of the rim;
k is the calculated coefficient, determined by the results of numerical modeling of the operation of the gear in the mode of resonant vibrations of the rim, the coefficient value is chosen in the range of 0.1-0.3;
m te is the outer circumferential module of the bevel gear;
z is the number of teeth of the bevel gear.
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| RU2014128567/11A RU2567689C1 (en) | 2014-07-14 | 2014-07-14 | Tooth-wheel |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| RU2014128567/11A RU2567689C1 (en) | 2014-07-14 | 2014-07-14 | Tooth-wheel |
Publications (1)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| RU2567689C1 true RU2567689C1 (en) | 2015-11-10 |
Family
ID=54537136
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| RU2014128567/11A RU2567689C1 (en) | 2014-07-14 | 2014-07-14 | Tooth-wheel |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| RU (1) | RU2567689C1 (en) |
Cited By (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| RU2641351C1 (en) * | 2016-10-14 | 2018-01-17 | Федеральное государственное унитарное предприятие "Центральный институт авиационного моторостроения имени П.И. Баранова" | Gear wheel |
| RU2769587C1 (en) * | 2021-11-29 | 2022-04-04 | Николай Петрович Дядченко | Friction roller |
Citations (4)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| SU1537932A1 (en) * | 1987-11-25 | 1990-01-23 | О.С. Кочетов, J А.И. Зубко и Ю.А. Дубинский | Toothed gear |
| SU1811252A1 (en) * | 1991-12-13 | 1995-08-27 | Научно-исследовательский институт технологии и организации производства двигателей | Gear wheel |
| US6012350A (en) * | 1997-04-08 | 2000-01-11 | Jatco Corporation | Internal gear |
| EP1780445B1 (en) * | 2005-10-19 | 2009-12-09 | IMS Gear GmbH | Gear |
-
2014
- 2014-07-14 RU RU2014128567/11A patent/RU2567689C1/en active
Patent Citations (4)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| SU1537932A1 (en) * | 1987-11-25 | 1990-01-23 | О.С. Кочетов, J А.И. Зубко и Ю.А. Дубинский | Toothed gear |
| SU1811252A1 (en) * | 1991-12-13 | 1995-08-27 | Научно-исследовательский институт технологии и организации производства двигателей | Gear wheel |
| US6012350A (en) * | 1997-04-08 | 2000-01-11 | Jatco Corporation | Internal gear |
| EP1780445B1 (en) * | 2005-10-19 | 2009-12-09 | IMS Gear GmbH | Gear |
Cited By (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| RU2641351C1 (en) * | 2016-10-14 | 2018-01-17 | Федеральное государственное унитарное предприятие "Центральный институт авиационного моторостроения имени П.И. Баранова" | Gear wheel |
| RU2769587C1 (en) * | 2021-11-29 | 2022-04-04 | Николай Петрович Дядченко | Friction roller |
Similar Documents
| Publication | Publication Date | Title |
|---|---|---|
| EP3165739B1 (en) | Systems and methods for a gas turbine engine with combined multi-directional gearbox deflection limiters and dampers | |
| KR102079598B1 (en) | Rotary vibration damping arrangement | |
| JP6274796B2 (en) | Torque transmission device for automobile | |
| US4817455A (en) | Gas turbine engine balancing | |
| KR101561400B1 (en) | Torsional oscillation damping device | |
| US20190301563A1 (en) | Damper device | |
| JP5539532B2 (en) | Turbomachine rotor | |
| JP6588997B2 (en) | Pendulum type damper device with stabilized rolling elements | |
| CN104937311A (en) | Lockup device for torque converter | |
| WO2015186777A1 (en) | Damper with integrated centrifugal pendulum-type vibration absorbing device | |
| US7464800B2 (en) | Torisonal vibration damper of a rotating shaft | |
| RU2567689C1 (en) | Tooth-wheel | |
| US20150099591A1 (en) | Flywheel assembly | |
| US20190203800A1 (en) | Damper device | |
| JP5838957B2 (en) | Torsional vibration damping device | |
| RU2641351C1 (en) | Gear wheel | |
| RU2643309C1 (en) | Damping element | |
| RU134992U1 (en) | GAS-TURBINE ENGINE ROTOR SUPPORT | |
| JP2014047887A (en) | Torsional damper pulley | |
| RU2370690C1 (en) | Damper of longitudinal-torsion oscillations | |
| JP2013169626A (en) | Method for suppressing vibration upon work | |
| RU2470202C1 (en) | Torsional vibration damper | |
| KR101866937B1 (en) | Torque convertor for vehicle | |
| JP2013174298A (en) | Torsional vibration damping apparatus | |
| RU2472990C1 (en) | Dynamic damper of torsional vibrations |
Legal Events
| Date | Code | Title | Description |
|---|---|---|---|
| PC43 | Official registration of the transfer of the exclusive right without contract for inventions |
Effective date: 20210804 |