RU2641351C1 - Gear wheel - Google Patents
Gear wheel Download PDFInfo
- Publication number
- RU2641351C1 RU2641351C1 RU2016140430A RU2016140430A RU2641351C1 RU 2641351 C1 RU2641351 C1 RU 2641351C1 RU 2016140430 A RU2016140430 A RU 2016140430A RU 2016140430 A RU2016140430 A RU 2016140430A RU 2641351 C1 RU2641351 C1 RU 2641351C1
- Authority
- RU
- Russia
- Prior art keywords
- rim
- damping element
- gear
- annular damping
- annular
- Prior art date
Links
Images
Landscapes
- Gear Transmission (AREA)
- 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.
Конические зубчатые передачи, применяемые в центральных и угловых приводах авиационных газотурбинных установок и трансмиссиях вертолетов, обладая низкой массой и габаритами, работают при высоких значениях угловых скоростей и передаваемого крутящего момента. Большинство разрушений конических зубчатых колес в авиационных приводах связаны с недостаточной усталостной прочностью обода зубчатого колеса, резонансные колебания которого возбуждаются полигармонической силой в зацеплении.Bevel gears used in central and angular drives of aircraft gas turbine plants and helicopter transmissions, having low mass and dimensions, operate at high angular velocities and transmitted torque. Most of the destruction of bevel gears in aircraft drives are associated with insufficient fatigue strength of the gear rim, the resonant vibrations of which are excited by the polyharmonic force in engagement.
При этом широкий диапазон применяемых зубчатых колес делает крайне затруднительной отстройку всех собственных частот колебаний обода конических колес из рабочего режимного диапазона, вследствие чего для снижения амплитуды резонансных колебаний зубчатых колес необходимо использовать демпфирующие устройства. Одним из эффективных способов снижения амплитуды резонансных колебаний зубчатых колес является применение демпферов сухого трения.At the same time, the wide range of gears used makes it extremely difficult to tune all natural frequencies of the bevel rim from the operating mode range, as a result of which damping devices must be used to reduce the amplitude of the resonant vibrations of the gears. One of the effective ways to reduce the amplitude of resonant vibrations of gears is the use of dry friction dampers.
Известно зубчатое колесо, содержащее обод с зубчатым венцом, ступицу, жестко связанную через несущую диафрагму с ободом, и металлический кольцевой демпфирующий элемент, установленный с возможностью взаимодействия с внутренней поверхностью обода (заявка Японии №2012097760). В известном зубчатом колесе кольцевой демпфирующий элемент выполнен в виде диска, установленного между ступицей и внутренней поверхностью обода, и жестко закреплен на несущей диафрагме, что обеспечивает снижение виброактивности зубчатого колеса.A gear wheel is known comprising a rim with a gear rim, a hub rigidly connected through a bearing diaphragm to the rim, and a metal annular damping element mounted to interact with the inner surface of the rim (Japanese Application No. 2012097760). In the known gear wheel, the annular damping element is made in the form of a disk mounted between the hub and the inner surface of the rim, and is rigidly fixed to the supporting diaphragm, which reduces the vibration activity of the gear.
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, жестко связанную через несущую диафрагму с ободом, и металлический кольцевой демпфирующий элемент, установленный с возможностью взаимодействия с внутренней и боковой поверхностями обода (заявка США 2016/0069416). В известном зубчатом колесе демпфирующий элемент выполнен в виде тарельчатой пружины, поджатой к торцевой поверхности зубчатого колеса.A gear wheel is known comprising a rim with a gear rim, a hub rigidly connected through a bearing diaphragm to the rim, and a metal annular damping element mounted to interact with the inner and side surfaces of the rim (US application 2016/0069416). In the known gear wheel, the damping element is made in the form of a Belleville spring, pressed against the end surface of the gear.
Такое выполнение демпфирующего устройства повышает габариты и массу вращающихся деталей, что ограничивает возможность применения таких устройств в зубчатых передачах авиационных приводов.This embodiment of the damping device increases the dimensions and mass of the rotating parts, which limits the possibility of using such devices in the gears of aircraft drives.
Известно зубчатое колесо, содержащее обод с коническим зубчатым венцом, ступицу, жестко связанную через несущую диафрагму с ободом, и металлический кольцевой демпфирующий элемент, установленный в пазу обода с возможностью взаимодействия с внутренней поверхностью обода (авторское свидетельство СССР №1537932). В известном зубчатом колесе демпфирующий элемент выполнен пластинчатым и упругодеформируемым в перпендикулярном к его поверхности направлении для гашения вибрационных колебаний, возникающих в ободе.A gear wheel is known containing a rim with a bevel gear, a hub rigidly connected through a supporting diaphragm to the rim, and a metal annular damping element mounted in the groove of the rim with the possibility of interaction with the inner surface of the rim (USSR author's certificate No. 1537932). In the known gear wheel, the damping element is made lamellar and elastically deformable in a direction perpendicular to its surface 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 энергии 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 vibration vibrations of the rim is spent on creating internal stresses in the plate spring practically without energy removal into the external environment.
Известно зубчатое колесо, содержащее обод с коническим зубчатым венцом, ступицу, жестко связанную через несущую диафрагму с ободом, и металлический кольцевой демпфирующий элемент, установленный с возможностью взаимодействия с внутренней поверхностью обода (патент РФ №2567689). В известном зубчатом колесе демпфирующий элемент выполнен в виде лепесткового пластинчатого диска, установленного между ступицей и ободом и закрепленного внутренней частью на наружной поверхности ступицы, причем наружная часть каждого лепестка пластинчатого диска снабжена по меньшей мере двумя торообразными выступами, расположенными концентрично один относительно другого и взаимодействующими с внутренней поверхностью обода.A gear wheel is known containing a rim with a bevel gear, a hub rigidly connected through a supporting diaphragm to the rim, and a metal annular damping element mounted to interact with the inner surface of the rim (RF patent No. 2567689). In the known gear wheel, the damping element is made in the form of a lamellar plate disk installed between the hub and the rim and fixed by the inner part on the outer surface of the hub, and the outer part of each lobe of the plate disk is provided with at least two toroidal protrusions located concentrically one relative to the other and interacting with the inner surface of the rim.
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.The damping of the axial vibrations of the rim does not occur due to 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.
К недостаткам известного зубчатого колеса следует отнести повышенные массогабаритные характеристики, связанные с выполнением демпфирующего элемента в виде пластинчатого диска с устройством для регулирования предварительного усилия прижатия его к внутренней поверхности обода.The disadvantages of the known gears include increased weight and size characteristics associated with the implementation of the damping element in the form of a plate disk with a device for regulating the preliminary force of pressing it against the inner surface of the rim.
Наиболее близким аналогом изобретения является зубчатое колесо, содержащее обод с коническим зубчатым венцом и кольцевым пазом прямоугольного сечения, выполненным на внутренней поверхности обода, ступицу, жестко связанную через несущую диафрагму с ободом, и металлический кольцевой демпфирующий элемент, установленный в кольцевом пазу обода с возможностью взаимодействия с внутренней поверхностью обода (Стандарт AGMA 937-А12 «Аэрокосмические конические зубчатые колеса», опубликованный Американской ассоциацией производителей зубчатых колес 25 октября 2012 г., стр. 36, фиг. 27а).The closest analogue of the invention is a gear wheel containing a rim with a bevel gear and an annular groove of rectangular cross section made on the inner surface of the rim, a hub rigidly connected through the supporting diaphragm to the rim, and a metal annular damping element mounted in the annular groove of the rim with the possibility of interaction with the inner surface of the rim (AGMA Standard 937-A12 "Aerospace Bevel Gears", published by the American Association of gear manufacturers EU October 25, 2012, p. 36, Fig. 27a).
В известном зубчатом колесе демпфирующий элемент выполнен в виде набора пружинных колец, установленных в пазу с предварительным натягом, что позволяет повысить силу поджатия демпфирующего элемента к поверхности паза и тем самым обеспечить величину работы силы сухого трения, необходимую для эффективного снижения амплитуды колебаний обода зубчатого колеса.In the known gear wheel, the damping element is made in the form of a set of spring rings installed in the groove with a preload, which allows to increase the compressive force of the damping element to the groove surface and thereby provide the amount of work of the dry friction force necessary to effectively reduce the amplitude of vibration of the gear rim.
Однако значение силы предварительного натяга можно увеличивать только до определенного предела, т.к. при высоких значениях удельного контактного давления относительное перемещение между элементами демпфера и поверхностью обода стремится к нулю и работа силы сухого трения становится незначительной. Поэтому дальнейшее повышение силы поджатия возможно только за счет увеличения ее центробежной составляющей путем уменьшения внутреннего диаметра кольцевого демпфирующего элемента.However, the value of the preload force can be increased only to a certain limit, because at high values of specific contact pressure, the relative displacement between the damper elements and the rim surface tends to zero and the work of the dry friction force becomes insignificant. Therefore, a further increase in the preload force is possible only by increasing its centrifugal component by reducing the inner diameter of the annular damping element.
При этом, как показали экспериментальные исследования, увеличение центробежной составляющей силы поджатия за счет уменьшения внутреннего диаметра кольцевого демпфирующего элемента сопровождается увеличением дисбаланса зубчатого колеса. Поэтому в процессе сборки зубчатой передачи, в которой используется зубчатое колесо с известным демпфирующим элементом, необходимо в обязательном порядке осуществлять балансировку зубчатого колеса в сборе с кольцевым демпфирующим элементом и последующую фиксацию кольцевого демпфера от проворота в пазу обода.Moreover, as experimental studies have shown, an increase in the centrifugal component of the compressive force due to a decrease in the inner diameter of the annular damping element is accompanied by an increase in the imbalance of the gear wheel. Therefore, in the process of assembling a gear transmission, in which a gear wheel with a known damping element is used, it is necessary to balance the gear assembly with the annular damping element and then fix the ring damper from turning into the groove of the rim.
Технической проблемой является то, что повышение величины дисбаланса зубчатого колеса с демпфером известной конструкции требует обязательной балансировки зубчатого колеса в сборе с кольцевым демпфирующим элементом и последующей фиксации кольцевого демпфера от проворота в пазу обода, чем усложняется конструкция колеса и технология его сборки.The technical problem is that increasing the imbalance of a gear wheel with a damper of known design requires the balancing of the gear assembly with the annular damping element and the subsequent fixation of the annular damper from turning into the groove of the rim, which complicates the design of the wheel and the technology of its assembly.
Техническим результатом изобретения является оптимизация формы кольцевого демпфера, позволяющей увеличить центробежную составляющую силы поджатия без повышения величины дисбаланса зубчатого колеса, что приводит к упрощению технологии производства и сборки зубчатого колеса с кольцевым демпфирующим элементом.The technical result of the invention is to optimize the shape of the annular damper, which allows to increase the centrifugal component of the compressive force without increasing the imbalance of the gear wheel, which simplifies the production and assembly of the gear wheel with the ring damping element.
Указанный технический результат при осуществлении изобретения достигается тем, что зубчатое колесо содержит обод с коническим зубчатым венцом и кольцевым пазом прямоугольного сечения, выполненным на внутренней поверхности обода, ступицу, жестко связанную через несущую диафрагму с ободом, и металлический кольцевой демпфирующий элемент, установленный в кольцевом пазу обода с возможностью взаимодействия с внутренней поверхностью обода.The specified technical result in the implementation of the invention is achieved by the fact that the gear wheel contains a rim with a bevel gear and a rectangular groove of rectangular cross section made on the inner surface of the rim, a hub rigidly connected through the supporting diaphragm with the rim, and a metal ring damping element installed in the ring groove rim with the ability to interact with the inner surface of the rim.
Согласно изобретению кольцевой демпфирующий элемент выполнен с прямоугольным поперечным сечением и поперечным разрезом и свободно установлен в кольцевом пазу, диаметр его наружной поверхности равен диаметру цилиндрической поверхности паза, ось внутренней цилиндрической поверхности кольцевого демпфирующего элемента параллельно смещена относительно оси его наружной поверхности в сторону поперечного разреза, причем величина смещения V определяется следующим соотношением:According to the invention, the annular damping element is made with a rectangular cross-section and cross section and is freely mounted in the annular groove, the diameter of its outer surface is equal to the diameter of the cylindrical surface of the groove, the axis of the inner cylindrical surface of the annular damping element is parallel offset from the axis of its outer surface towards the transverse section, and the displacement value V is determined by the following relation:
V=0,037⋅dm+b1⋅δ, V = 0,037⋅d m + b 1 ⋅δ,
гдеWhere
dm - средний делительный диаметр конического зубчатого венца;d m is the average pitch diameter of the bevel gear;
b1 - коэффициент пропорциональности максимально допустимой величины дисбаланса, г-1;b 1 - the coefficient of proportionality of the maximum allowable imbalance, g -1 ;
δ - величина максимально допустимого дисбаланса зубчатого колеса, г⋅мм,δ is the value of the maximum allowable imbalance of the gear, g⋅mm,
а диаметр внутренней цилиндрической поверхности кольцевого демпфирующего элемента dвн определяется следующим соотношением:and the diameter of the inner cylindrical surface of the annular damping element d VN is determined by the following ratio:
dвн=dm(1,05-λ),d int = d m (1.05-λ),
где λ - безразмерный коэффициент, зависимый от заданного значения силы поджатия демпфера и выбираемый в диапазоне 0,21-0,35.where λ is a dimensionless coefficient that depends on a given value of the compression force of the damper and is selected in the range of 0.21-0.35.
Технический результат изобретения достигается за счет того, что оптимизация формы кольцевого демпфирующего элемента позволяет, с одной стороны, за счет подбора величины смещения V ограничить величину дисбаланса зубчатого колеса, а с другой стороны, за счет определения требуемого диаметра внутренней цилиндрической поверхности кольцевого демпфирующего элемента обеспечить необходимое значение силы прижатия кольцевого демпфера к поверхности паза, что позволяет упростить технологию производства и сборки зубчатого колеса.The technical result of the invention is achieved due to the fact that the optimization of the shape of the annular damping element allows, on the one hand, by selecting the offset value V to limit the imbalance of the gear wheel, and on the other hand, by determining the required diameter of the inner cylindrical surface of the annular damping element the value of the pressing force of the annular damper to the surface of the groove, which allows to simplify the technology of production and assembly of the gear.
Сущность изобретения поясняется чертежами, гдеThe invention is illustrated by drawings, where
на фиг. 1 представлена конструкция конического зубчатого колеса с кольцевым разрезным демпфирующим элементом;in FIG. 1 shows the design of a bevel gear with an annular split damping element;
на фиг. 2 представлен общий вид кольцевого демпфирующего элемента;in FIG. 2 shows a general view of an annular damping element;
на фиг. 3 представлен график зависимости удельной амплитуды вынужденных колебаний зубчатого колеса от нормированной силы поджатия кольцевого демпфирующего элемента;in FIG. 3 is a graph of the specific amplitude of the forced vibrations of the gear wheel on the normalized compression force of the annular damping element;
на фиг. 4 представлена номограмма зависимости силы поджатия демпфера Fп от диаметра dвн;in FIG. 4 shows a nomogram of the dependence of the pressing force of the damper F p on the diameter d int ;
на фиг. 5 представлены графики амплитудно-частотных характеристик зубчатого колеса по напряжениям во впадине в области резонансных колебаний.in FIG. 5 shows graphs of the amplitude-frequency characteristics of the gear wheel according to the stresses in the cavity in the region of resonant vibrations.
Зубчатое колесо содержит обод 1 с коническим зубчатым венцом 2 и кольцевым пазом 3 прямоугольного сечения, выполненным на внутренней поверхности 4 обода 1, ступицу с несущей диафрагмой 5, жестко связанную с ободом 1, и металлический кольцевой демпфирующий элемент 6, выполненный с прямоугольным поперечным сечением и свободно установленный в кольцевом пазу 3 обода 1 с возможностью взаимодействия с внутренней поверхностью 4 обода 1 (фиг. 1).The gear wheel contains a
Кольцевой демпфирующий элемент 6 выполнен с поперечным разрезом 7 (фиг. 2), ширина которого выбирается исходя из условий установки демпфирующего элемента 6 в кольцевом пазу 3, причем свободная установка (без предварительного натяга) кольцевого демпфирующего элемента 6 в кольцевом пазу 3 обеспечивается тем, что диаметр его наружной поверхности 8 равен диаметру цилиндрической поверхности 9 кольцевого паза 3.The
Кольцевой демпфирующий элемент 6 выполнен с переменной площадью поперечного сечения, увеличивающейся от поперечного разреза 7 к противоположной стороне кольцевого демпфирующего элемента 6. Изменение площади поперечного сечения кольцевого демпфирующего элемента 6 достигается тем, что ось 10 внутренней цилиндрической поверхности 11 кольцевого демпфирующего элемента 6 параллельно смещена относительно оси 12 его наружной поверхности 8 в сторону поперечного разреза 7.The
Величина смещения V определяется следующим соотношением:The magnitude of the displacement V is determined by the following relationship:
V=0,037⋅dm+b1⋅δ, V = 0,037⋅d m + b 1 ⋅δ,
гдеWhere
dm - средний делительный диаметр конического зубчатого венца;d m is the average pitch diameter of the bevel gear;
b1 - коэффициент пропорциональности максимально допустимой величины дисбаланса, значение которого для конических зубчатых передач, применяемых в центральных и угловых приводах авиационных газотурбинных установок и трансмиссиях вертолетов, может быть принято равным 0,0077 г-1;b 1 - the proportionality coefficient of the maximum allowable imbalance, the value of which for bevel gears used in the central and angular drives of aircraft gas turbines and helicopter transmissions, can be taken equal to 0.0077 g -1 ;
δ - величина максимально допустимого дисбаланса зубчатого колеса, г⋅мм,δ is the value of the maximum allowable imbalance of the gear, g⋅mm,
а диаметр внутренней цилиндрической поверхности кольцевого демпфирующего элемента dвн определяется следующим соотношением:and the diameter of the inner cylindrical surface of the annular damping element d VN is determined by the following ratio:
dвн=dm(1,05-λ),d int = d m (1.05-λ),
где λ - безразмерный коэффициент, зависимый от заданного значения силы поджатия демпфера и выбираемый в диапазоне 0,21-0,35.where λ is a dimensionless coefficient that depends on a given value of the compression force of the damper and is selected in the range of 0.21-0.35.
Коэффициент b1 определяется при помощи регрессионной модели, описывающей связь параметров демпфера dвн и V с величиной дисбаланса зубчатого колеса с демпфером δд при условии равенства дисбаланса зубчатого колеса с демпфером и максимально допустимой величине дисбаланса зубчатого колеса δ. Величина дисбаланса зубчатого колеса с демпфером определяется по следующей формуле:Coefficient b 1 is determined using a regression model that describes the relationship between the parameters of the damper d vn and V with the size of the gear unbalance with the damper δ d , provided that the gear unbalance with the damper is equal to the maximum allowable gear imbalance δ. The imbalance of the gear with the damper is determined by the following formula:
гдеWhere
где n - количество элементов модели демпфера;where n is the number of elements of the damper model;
mi- - масса элемента с номером i;m i - is the mass of the element with number i;
yi - координата центра масс элемента с номером i.y i is the coordinate of the center of mass of element i.
В процессе работы зубчатого колеса поджатие кольцевого демпфирующего элемента 6 к цилиндрической поверхности 9 кольцевого паза 3 обода 1 осуществляется за счет центробежной силы. Величина возбуждающей силы F a , действующей на зубчатое колесо, определяется следующим соотношением:In the process of operation of the gear, the compression of the annular damping
гдеWhere
Kд - коэффициент динамичности передачи, определяемый посредством динамического моделирования;K d - dynamic transmission coefficient, determined by dynamic modeling;
Мкр - крутящий момент на зубчатом колесе;M cr - torque on the gear;
αn, ϕ, βm - установочные углы конического зубчатого зацепления.α n , ϕ, β m - the installation angles of the bevel gear.
При возникновении колебаний в ободе 1 зубчатого колеса по собственным формам между контактирующими поверхностями кольцевого демпфирующего элемента 6 и обода 1 зубчатого колеса возникает сила сухого трения, работа которой рассеивает энергию колебаний в окружающую среду через тепло, за счет чего обеспечивается снижение амплитуды резонансных колебаний зубчатого колеса. Так как сухое трение является амплитудно-зависимым, оптимальные параметры демпфера сухого трения должны определяться в зависимости от величины амплитуды действующей возбуждающей силы.When vibrations occur in the
Полученные в результате динамического моделирования данные о зависимости величины удельной амплитуды Ауд вынужденных колебаний зубчатого колеса от нормированной силы поджатия Fп кольцевого демпфирующего элемента 6 при различных значениях амплитуды возбуждающей силы F a показаны на фиг. 3.The data obtained as a result of dynamic modeling on the dependence of the specific amplitude A ud of forced vibrations of the gear on the normalized compressive force F p of the annular damping
Оптимальная по критерию максимального снижения амплитуды вынужденных колебаний зубчатого колеса сила поджатия Fп кольцевого демпфирующего элемента 6 определяется по формуле:Optimal criterion for maximum reduction in the amplitude of the forced vibrations of the gear wheel compressive force F p the annular damping
Fп=0,6Mкр/dm+c1F a 2+c2F a , F p = 0.6 M cr / d m + c 1 F a 2 + c 2 F a ,
гдеWhere
c1=0,0361 H-1 - коэффициент пропорциональности квадрата амплитуды возбуждающей силы,c 1 = 0,0361 H -1 - the coefficient of proportionality of the square of the amplitude of the exciting force,
с2=41,3 - коэффициент пропорциональности амплитуды возбуждающей силы.with 2 = 41.3 is the coefficient of proportionality of the amplitude of the exciting force.
При проектировании кольцевого демпфирующего элемента 6 значение диаметра D его наружной поверхности 8, равного диаметру цилиндрической поверхности 9 кольцевого паза 3, определяется по формуле:When designing the annular damping
D=0,95⋅dm.D = 0.95⋅d m .
Потребная величина диаметра dвн внутренней поверхности 11 кольцевого демпфирующего элемента 6 для конкретных рабочих параметров зубчатого колеса может быть получена расчетным путем по следующей формуле:The required value of the diameter d ext
dвн=1,05⋅dm+a 1Fп 2+a 2Fп, d ext = 1,05⋅d m + a 1 F n 2 + a F 2 n,
гдеWhere
a 1=-6⋅10-7 мм/Н2 - коэффициент пропорциональности квадрата амплитуды силы поджатия; a 1 = -6⋅10 -7 mm / N 2 is the coefficient of proportionality of the square of the amplitude of the force of preload;
а 2=1,8⋅10-3 мм/Н - коэффициент пропорциональности амплитуды силы поджатия. and 2 = 1.8⋅10 -3 mm / N is the proportionality coefficient of the amplitude of the preload force.
При проектировании величина диаметра dвн может быть определена по номограмме, полученной посредством оптимизации конструкции по критерию снижения контактных напряжений и приведенной на фиг. 4 или в соответствии со следующим соотношением:When designing, the diameter d dn can be determined from the nomogram obtained by optimizing the design according to the criterion of reducing contact stress and shown in FIG. 4 or in accordance with the following ratio:
dвн=dm(1,05-λ), d int = d m (1.05-λ),
гдеWhere
λ=a 1Fп 2+a 2Fп и его значение выбирается в диапазоне 0,21-0,35.λ = a 1 F p 2 + a 2 F p and its value is selected in the range of 0.21-0.35.
Оптимальность указанного диапазона значений dвн подтверждается полученными экспериментально амплитудно-частотными характеристиками зубчатого колеса по напряжениям во впадине в области резонансных колебаний, приведенными на фиг. 5.The optimality of the indicated range of values of d vn is confirmed by the experimentally obtained amplitude-frequency characteristics of the gear wheel according to the stresses in the cavity in the region of resonant oscillations shown in FIG. 5.
С целью снижения динамических нагрузок, действующих на коническое зубчатое колесо в процессе эксплуатации, при проектировании демпфирующего элемента вводится ограничение по его дисбалансу относительно оси вращения зубчатого колеса в виде заданной величины максимально допускаемого дисбаланса δ.In order to reduce the dynamic loads acting on the bevel gear during operation, when designing the damping element, a restriction is introduced on its imbalance relative to the axis of rotation of the gear in the form of a given value of the maximum allowable imbalance δ.
Демпфер сухого трения не должен вносить в конструкцию дисбаланс, превышающий его максимально допускаемое значение для зубчатого колеса. Данное условие выполняется путем подбора величины смещения V оси 10 внутренней цилиндрической поверхности 11 кольцевого демпфирующего элемента 6 относительно оси 12 его наружной поверхности 8 в сторону поперечного разреза 7.The dry friction damper must not introduce an imbalance in the design that exceeds its maximum permissible value for the gear. This condition is satisfied by selecting the offset value V of the
Выбор оптимальной формы кольцевого демпфирующего элемента сухого трения позволяет упростить технологию производства и сборки зубчатого колеса с обеспечением снижения динамических нагрузок при работе зубчатого колеса в области резонансных колебаний.The choice of the optimal shape of the annular damping element of dry friction allows us to simplify the technology of production and assembly of the gear wheel while ensuring a reduction in dynamic loads during operation of the gear wheel in the region of resonant vibrations.
Claims (9)
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| RU2016140430A RU2641351C1 (en) | 2016-10-14 | 2016-10-14 | Gear wheel |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| RU2016140430A RU2641351C1 (en) | 2016-10-14 | 2016-10-14 | Gear wheel |
Publications (1)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| RU2641351C1 true RU2641351C1 (en) | 2018-01-17 |
Family
ID=68235750
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| RU2016140430A RU2641351C1 (en) | 2016-10-14 | 2016-10-14 | Gear wheel |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| RU (1) | RU2641351C1 (en) |
Citations (3)
| 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 |
| RU2567689C1 (en) * | 2014-07-14 | 2015-11-10 | Федеральное государственное унитарное предприятие "Центральный институт авиационного моторостроения имени П.И. Баранова" | Tooth-wheel |
| EP3023662A1 (en) * | 2014-09-04 | 2016-05-25 | Magna Powertrain Inc. | Reduced noise flexplate |
-
2016
- 2016-10-14 RU RU2016140430A patent/RU2641351C1/en active
Patent Citations (3)
| 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 |
| RU2567689C1 (en) * | 2014-07-14 | 2015-11-10 | Федеральное государственное унитарное предприятие "Центральный институт авиационного моторостроения имени П.И. Баранова" | Tooth-wheel |
| EP3023662A1 (en) * | 2014-09-04 | 2016-05-25 | Magna Powertrain Inc. | Reduced noise flexplate |
Similar Documents
| Publication | Publication Date | Title |
|---|---|---|
| US10816078B2 (en) | Systems and methods for a gas turbine engine with combined multi-directional gearbox deflection limiters and dampers | |
| US9556928B2 (en) | Rotary vibration damping arrangement | |
| JP5528572B2 (en) | Turbomachine rotor | |
| JP4806075B2 (en) | Wing arrangement structure | |
| US10443502B2 (en) | Rotor damper | |
| US10208832B2 (en) | Centrifugal pendulum-type vibration absorbing device and designing method for the same | |
| US3670593A (en) | Series type vibration damper | |
| CN105465272B (en) | Torsional vibration damper | |
| JP2013513754A (en) | Load-control turbine blade damping device | |
| RU2641351C1 (en) | Gear wheel | |
| JP6275705B2 (en) | Pendulum type damper device with stabilized rolling elements | |
| RU2643309C1 (en) | Damping element | |
| US2930581A (en) | Damping turbine buckets | |
| RU2567689C1 (en) | Tooth-wheel | |
| WO2003062664A1 (en) | Shaft damper | |
| US2895316A (en) | Elastic coupling | |
| JP5684846B2 (en) | Torque converter lockup device | |
| US10450865B2 (en) | Friction damper | |
| JP5246877B2 (en) | Damper device | |
| RU134992U1 (en) | GAS-TURBINE ENGINE ROTOR SUPPORT | |
| RU2516722C1 (en) | Rotor with out-of-balance compensator | |
| KR101866937B1 (en) | Torque convertor for vehicle | |
| RU2793989C1 (en) | Vibration damper | |
| JP7199824B2 (en) | Torque converter vibration absorber | |
| RU2631850C2 (en) | Turbine engine axial compressor working wheel |
Legal Events
| Date | Code | Title | Description |
|---|---|---|---|
| PC43 | Official registration of the transfer of the exclusive right without contract for inventions |
Effective date: 20210804 |