Изобретение относится к системам и способам для уменьшения уровней шума, вызванного вибрацией передачи, и в частности к изменениям конструктивного выполнения редукторов системы передач для снижения нежелательных уровней шума, вызванного неравномерным тепловым расширением корпуса коробки передач. Система и способ согласно данному изобретению находят особое применение для снижения шума от коробки передач в вертолетах, например, серии S-76 (S-76 это зарегистрированный товарный знак фирмы United Technologies. Corporation, SikorsKy Aircraft Division, которые содержат централизованную понижающую передачу с приводным ходовым зубчатым колесом /приводной ходовой шестерней.
Для зубчатых передач, и особенно для главной передачи вертолета, основной проблемой является шумовой контроль. Чрезмерная вибрация, создаваемая передачами, обычно приводит к нежелательным шумовым уровням в кабине летчика и/или салонах, вызывая слуховой дискомфорт у летчика и пассажиров. Снижение шума в кабине и/или салоне особенно важно для вертолетов, в которых последняя ступень редуктора основной передачи содержит одну или более приводных ходовых шестерней, взаимодействующих с центральным приводным ходовым зубчатым колесом.
Например, вертолеты Сикорского серии S-76, в частности S-76A, S-76B, S-76C, имеют основную передачу, которая содержит три ступени понижающей передачи: первую ступень для каждого выхода двигателя, включающую в себя винтовую зубчатую передачу: промежуточную ступень, включающую в себя спиральную коническую зубчатую передачу, и последнюю ступень редуктора, содержащую центральное приводное ходовое зубчатое колесо, которое зацепляется с правой и левой приводными ходовыми шестернями (чтобы объединить входы двух двигателей), обеспечивающих движущую силу вертолетов серии S-76. Исследования показали, что уровни шума в кабине летчика и/или салонах вертолетов серии S-76 являются, в основном, результатом вибраций, возникающих в главной передаче.
Узкополосный анализ с использованием быстрого преобразования Фурье (БПФ), А взвешенные уровни октавы и общие уровни ДВА, зарегистрированные в кабинах летчика и/или салонах вертолетов серии C-76A, S-76B и S-76C, показывают, что внутренние уровни шума являются, в основном, результатом вибрации, возникающей при частоте 778 Гц в процессе приводной ходовой передачи, как показано на фиг. 1. Вибрации, создаваемые первой и второй понижающими ступенями главных коробок передач вертолетов серии S-76, т.е. уровня шума от винтовой и спиральной зубчатых передач, как изображено на фиг. 2, происходят при более высоких частотах и, как правило, не представляют значения относительно доминирующих уровней шума, создаваемого основным тоном и несколькими первыми гармониками вибраций при зацеплении приводной ходовой зубчатой передачи.
Вибрации коробки передач, возникающие от зацепления приводного ходового зубчатого колеса, передаются на корпус вертолета через корпус передачи. Результирующие вибрации корпуса вертолета создают шум в кабине летчика и/или салоне. Такой шум, как правило, невозможно эффективно снизить путем акустической обработки внутреннего пространства кабины летчика и/или салона, и, следовательно, необходимо предпринять эффективные меры по контролю шума на его источнике, т.е. главной передаче.
Для эффективного снижения такого шума необходимо определить основную причину (причины) вибраций приводного ходового зубчатого зацепления. Вибрации, создаваемые описанной выше главной передачей вертолета, могут усугубляться за счет сцепления между непрямолинейным приводным ходовым зубчатым зацеплением, т.е. центральным приводным ходовым зубчатым колесом и приводной ходовой шестерней (шестернями). На фиг. 2 схематически изображен пример трехступенчатой передачи, который иллюстрирует зацепляющее взаимодействие между центральным приводным ходовым зубчатым колесом и двумя приводными ходовыми шестернями. На фиг. 3 изображена идеальная зацепляющая взаимосвязь между центральным приводным ходовым зубчатым колесом (показано сплошными линиями) и шестерней (показана прерывистыми линиями), при которой соответствующие зубья зубчатого колеса и шестерни зацепляются полностью и синхронно по соответствующим поверхностям.
Предыдущие усилия, направленные на снижение уровней шума, создаваемого зацеплением между несоосными приводными ходовыми шестернями и центральным приводным ходовым зубчатым колесом, включали модификации, направленные на создание эффективного закругления головки зуба приводного ходового зубчатого колеса. Хотя эти модификации привели к некоторому снижению вибраций приводной ходовой зубчатой передачи, результирующие внутренние уровни шума в вертолетах серии S-76 все еще представляют неприемлемый уровень слухового дискомфорта.
Существует необходимость более полно идентифицировать конструкцию и рабочие параметры, которые вызывают вибрации главной передачи, и в частности вибрацию главной передачи вертолета серии S-76. Эффективное решение проблемы снижения шума может быть применено только на основании идентификации и понимания конструктивных причин возникновения вибрации передачи.
Известно модифицированное прямозубое цилиндрическое зацепление, содержащее основное прямозубое цилиндрическое зацепление, выполненное из металлических материалов, имеющих соответственно различные коэффициенты теплового расширения, а корпус передачи и основное прямозубое цилиндрическое зацепление выполнены с возможностью влияния неравномерного теплового расширения во время их работы для создания вибрации, вызывающей шум, при этом основное прямозубое цилиндрическое зацепление имеет установленный проектный коэффициент перекрытия для установления стабилизированных рабочих условий передачи, установленные диаметры основной и делительной окружности, установленные внешние диаметры и установленный угол коррекции винтовой линии, модифицированное прямозубое цилиндрическое зацепление [1]
Одной из задач данного изобретения является снижение нежелательного уровня шума, возникающего в результате вибраций, создаваемых главными передачами.
Еще одна задача изобретения состоит в уменьшении уровней вибрации, создаваемой передачами из-за неправильного зацепления в зубчатой передаче.
Следующая задача изобретения заключается в сведении к минимуму неправильного зацепления в зубчатой передаче из-за неравномерного теплового расширения локальных участков корпусов коробок передач.
Еще одна задача изобретения свести к минимуму неправильное зацепление зубчатой передачи за счет изменения конструктивного выполнения взаимодействующих зубчатых колес коробки передач, подверженных неравномерному тепловому расширению.
Задача изобретения состоит также в изменении конструктивного выполнения взаимодействующих зубчатых колес, чтобы эффективно изменить осевое расстояние между ними, причем рабочий коэффициент перекрытия таких взаимодействующих зубчатых колес при запуске двигателя выше, чем их проектный коэффициент перекрытия, таким образом, что при стабилизированных рабочих условиях передачи рабочий коэффициент перекрытия практически равен проектному коэффициенту перекрытия.
Еще одна задача изобретения модифицировать конструктивное выполнение взаимодействующих зубчатых колес путем увеличения хордальной высоты головки зубьев зубчатого колеса на основании расчетного увеличения осевого расстояния этих взаимодействующих зубчатых колес из-за неравномерного теплового расширения корпуса коробки передач, причем увеличение наружных диаметров таких взаимодействующих зубчатых колес обеспечивает эффективное изменение осевого расстояния.
Задачей изобретения также является изменение конструктивного выполнения взаимодействующих зубчатых колес за счет увеличения коррекции шага зуба ведущего зубчатого колеса, чтобы противостоять вынужденному перекосу таких взаимодействующих зубчатых колес в результате неравномерного теплового расширения корпуса коробки передач.
Эти и другие задачи данного изобретения достигаются за счет модификаций конструктивного выполнения взаимодействующих зубчатых зацеплений в коробке передач, которые оперативно снижают внутренние уровни шума, вызванные вибрациями зубчатых передач из-за неравномерного теплового расширения корпуса коробки передач. Для этого провели программу исследований, чтобы фундаментально определить влияние конструкции и рабочих параметров, вызывающих вибрацию главного приводного ходового зубчатого зацепления вертолетов S-76. Экспериментальные данные этой программы показывают, что рабочая температура оказывает наиболее важное влияние на генерирование вибрации в главной коробке передач. Результаты экспериментов показывают, что уровни вибрации главного приводного ходового зубчатого зацепления возрастают приблизительно на 0,1 дб с увеличением температуры впуска масла в коробку передач на один градус Цельсия.
Дальнейшие экспериментальные данные показали, что корпус коробки передач подвергается действиям теплового расширения/отклонения в результате разности температур на локальных участках корпуса коробки передач. Эти данные показывают, что существует разность температур приблизительно от 0 до 4oC между локальными участками верхней обшивки корпуса коробки передач, приблизительно от 0 до 5oC между локальными участками нижней обшивки корпуса коробки передач и приблизительно от 0 до 8oC между соответствующими локальными участками верхней и нижней обшивки корпуса коробки передач.
Такие разности температур на локальных участках верхней и нижней обшивок корпуса коробки передач и между ними создают эффекты неравномерного теплового расширения в верхней и нижней обшивках корпуса коробки передач и между ними. Эффекты неравномерного теплового расширения, т.е. увеличение верхней и нижней обшивок корпуса коробки передач и отклонения в них и между ними вызывают пространственные несоосности, относительные радиальные смещения осей, вынужденный перекос между центральным приводным ходовым зубчатым колесом и соответствующей приводной ходовой шестерней (шес- тернями) передачи. Эти пространственные несоосности приводят к неправильному зацеплению между зубчатыми передачами, которые вызывают увеличение уровней вибрации приводного ходового зубчатого зацепления.
Чтобы противодействовать таким пространственным несоосностям, авторы изменили выбранные параметры конструктивного выполнения приводного ходового зубчатого зацепления, ограничившись минимальным изменением существующих параметров зубчатых передач. Более конкретно, был добавлен материал к фаскам по верху зубьев колес, чтобы изменить конструктивное выполнение центрального приводного ходового зубчатого колеса и приводных ходовых шестерней этой передачи. Такое добавление материала увеличивает хордальную высоту головки всех зубьев как модифицированного центрального приводного ходового зубчатого колеса, так и модифицированных шестерней. В передаче вертолетов S-76 хордальная высота головки зубьев центрального модифицированного приводного ходового зубчатого колеса и модифицированных приводных ходовых шестерней увеличена на приблизительно 0,015 дюйма (0,0381 см).
Такое увеличение хордальной высоты головки зубьев модифицированного центрального приводного ходового зубчатого колеса и модифицированных приводных ходовых шестерней приводит к увеличению соответствующих наружных диаметров модифицированного центрального приводного ходового зубчатого колеса и модифицированных приводных ходовых шестерней, сохраняя при этом постоянными их диаметры делительной окружности. Кроме того, модификации хордальной высоты головки зубьев приводят к тому, что модифицированное приводное ходовое зубчатое колесо и модифицированные шестерни имеют диаметры основной окружности и внутренние диаметры, эквивалентные известной коробке передач вертолетов S-76, а также те же самые число зубьев, диаметральный питч и угол давления.
Изменения хордальной высоты головки зубьев приводного ходового зубчатого зацепления согласно данному изобретению оперативно обеспечивают эффективное осевое расстояние для этой передачи, при котором приводное ходовое зубчатое зацепление имеет рабочий коэффициент перекрытия около 1,83 при запуске двигателя (по сравнению с проектным коэффициентом перекрытия около 1,60). Когда коробка передач достигает стабильных рабочих условий, рабочий коэффициент перекрытия практически выравнивается с проектным за счет эффектов неравномерного теплового расширения на корпусе передачи.
Дополнительно, модифицированные приводные ходовые шестерни согласно данному изобретению имеют увеличенную коррекцию шага, чтобы противодействовать эффектам неравномерного теплового расширения корпуса коробки передач. Угол винтовой линии таких модифицированных приводных ходовых шестерней приблизительно в 1/ 2/3 раза больше угла винтовой линии известных приводных ходовых шестерней.
Конструктивные модификации приводного ходового зубчатого зацепления коробки передачи вертолетов S-76 обеспечивают снижение уровней вибрации приблизительно на 4 5 дб при частоте зацепления приводной ходовой зубчатой передачи. Это приводит к значительному снижению уровней внутреннего шума в вертолетах S-76.
Более полное понимание данного изобретения, а также его существенных признаков и преимуществ, может быть достигнуто на основании следующего ниже подробного описания изобретения, при рассмотрении его в совокупности с прилагаемыми фигурами, на которых: фиг. 1 график, изображающий частотные компоненты шума, создаваемого вибрациями в главной передаче вертолета S-76; фиг. 2 схематическое представление примера трехступенчатой главной передачи, изображающее зацепляющее взаимодействие между центральным приводным ходовым зубчатым колесом и двумя приводными ходовыми шестер- нями; фиг. 3 идеальное зацепляющее взаимодействие между центральным приводным ходовым зубчатым колесом и приводной ходовой шестерней по фигуре 2; фиг. 4 внешний перспективный вид главной коробки передач вертолета S-76; фиг. 5 вид внутреннего поперечного сечения коробки передач, показанной на фиг. 4; фиг. 6 изображение перекоса между центральным приводным ходовым зубчатым колесом и приводной ходовой шестерней по фиг. 2, вызванного неравномерным тепловым расширением корпуса коробки передач; фиг. 7 перспективный вид, изображающий конструкцию примерного цилиндрического прямозубого колеса; фиг. 8 вид поперечного сечения зуба колеса по фиг. 7; фиг. 9 вид поперечного сечения модифицированной приводной ходовой шестерни согласно данному изобретению; фиг. 10 вид частичного поперечного сечения по линии В-В на фиг. 9 зуба модифицированной шестерни. фиг. 11 график эвольвентного профиля зубьев модифицированной приводной ходовой шестерни согласно данному изобретению; фиг. 12 вид поперечного сечения модифицированного центрального приводного ходового зубчатого колеса согласно данному изобретению; фиг. 13 вид частичного поперечного сечения по линии В-В на фиг. 12 зуба модифицированного центрального приводного ходового зубчатого ко- леса; фиг. 14 график эвольвентного профиля зубьев модифицированного центрального зубчатого колеса согласно данному изобретению; фиг. 15 вид в плане зуба модифицированной приводной ходовой шестерни согласно данному изобретению, схематически изображающий модификацию коррекции шага зуба.
Для этого осуществили программу исследований, чтобы достичь более полного понимания влияния конструкции и рабочих параметров главной передачи вертолетов серий S-76 на возникновение вибрации в приводном ходовом зубчатом зацеплении. Исследовавшиеся рабочие параметры включали крутящий момент главного и хвостового роторов, скорость, температуру масла, вид масла, распределение масла, срок службы масла и тепловые эффекты на корпусе коробки передач. Эффекты температуры корпуса исследовались с учетом того, что корпус главной коробки передач вертолетов серии S-76, как правило, выполняется из магния или его сплавов (для снижения веса), которые имеют коэффициент теплового расширения, более чем вдвое превышающий коэффициент теплового расширения понижающей стальной зубчатой передачи в передачах такого типа (около 14,5х10 дюйм/дюйм/oF по сравнению с 6,33х10 дюйм/дюйм/oF).
Результаты испытаний показали, что различие в сроках службы масла и изменение в системе распределения масла не оказывало существенного влияния на уровни вибрации приводного ходового зубчатого зацепления. Сравнение масел на основе нефти, синтетических масел нефтяного происхождения и коммерческих масел показало, что можно достичь небольшого снижения уровней вибрации приводного ходового зубчатого зацепления при использовании масел типа "Mil-spec". Однако шумопонижающий эффект при использовании масел типа "Mil-spec" не согласовывался по отношению к разным гармоникам спектра вибраций приводного ходового зубчатого зацепления.
Данные отвода крутящего момента от хвостового ротора продемонстрировали линейное увеличение уровней вибрации приводного ходового зубчатого зацепления в размере около 0,8 дб на 10% увеличения крутящего момента хвостового ротора в диапазоне от 40 до 100% полного номинала. Данные испытаний также показали, что уровни вибрации приводного ходового зубчатого зацепления, как правило, возрастают, как и ожидается, с увеличением крутящего момента при эквивалентных скоростях. Данные испытаний показали заметный рост уровней вибрации в приводном ходовом зубчатом зацеплении с увеличением скорости (при данных установках крутящего мо- мента) от 90% N до 107% N.
Однако данные испытаний продемонстрировали, что рабочая температура оказывает самое большое влияние на возникновение вибраций в главной передаче. Результаты испытаний показывают, что уровни вибраций приводного ходового зубчатого зацепления возрастают приблизительно 0,1 дб при увеличении температуры впуска масла в коробку передач на один градус Цельсия (базовая температура впуска масла в передаче вертолета S-76 составляет около 160oF (71oC). Уровни вибрации ступени конического зубчатого зацепления, напротив, проявляют тенденцию к снижению с увеличением температуры впуска масла, в то время как уровни вибрации ступени винтового зубчатого зацепления не проявляют постоянной тенденции с изменением температуры впуска масла. Поскольку конические зубчатые колеса установлены на соответствующих узлах вала приводной ходовой шестерни, происходящие эффекты показывают, что неправильное зубчатое зацепление, вызванное тепловыми эффектами, а не уменьшение вязкости масла с увеличением температуры оказывает существенное влияние на возникновение вибрации в приводном ходовом зубчатом зацеплении.
На основании вышеупомянутых эффектов рабочей температуры была разработана окончательная модель корпуса передачи "NASTRAN" для вертолетов серии S-76, предназначена для изучения эффектов теплового расширения/отклонения в корпусе коробки передач в результате рабочей температуры. Локализованные участки поверхности верхней и нижней обшивки корпуса коробки передач были оборудованы приборами, которые обеспечивали показания температуры на выбранных участках поверхности корпуса. Опытные данные показывают, что существуют колебания температуры приблизительно от 0 до 4oC на этих локальных участках поверхности верхней обшивки корпуса коробки передач, приблизительно от 0 до 5oC на локальных участках поверхности нижней обшивки корпуса коробки передач и приблизительно от 0 до 8oC между соответствующими локальными участками на поверхности верхней и нижней обшивок корпуса коробки передач.
Эти колебания температуры объясняются, в первую очередь, расположением корпуса коробки передач вертолетов серии S-76 относительно корпуса вертолета. Верхняя обшивка корпуса коробки передач открыта воздействию условий окружающей среды, в то время как нижняя обшивка заключена внутри корпуса вертолета. Следовательно, верхняя обшивка корпуса коробки передач больше подвержена воздействию различных эффектов конвективного и излучающего теплопереноса, чем нижняя обшивка, поэтому верхняя обшивка имеет более низкую общую температуру, чем нижняя обшивка в целом.
Колебания температуры на таких локальных участках верхней и нижней обшивок, соответственно, вызывают неравномерное тепловое расширение в соответствующих верхней и нижней обшивках корпуса коробки передач, т.е. соответствующие локальные участки верхней и нижней обшивок коробки передач подвергаются разным степеням теплового расширения (увеличения, откло- нения). Кроме того, колебания температур между соответствующими локальными участками верхней и нижней обшивок вызывает эффекты неравномерного теплового расширения между верхней и нижней обшивками.
Такие неравномерные тепловые расширения корпуса коробки передач обуславливают различные эффекты. Для лучшего понимания влияния неравномерного теплового расширения в корпусе коробки передач на возникновение вибрации в приводном ходовом зубчатом зацеплении ссылка делается на фиг. 4, 5, на которых показана главная передача 100 вертолетов серии S-76. Передача 100 содержит корпус 102, образованный верхней конической обшивкой 104, соединенной с нижней обшивкой основания 106 болтами 108. Корпус передачи 102 обычно выполняется из материалов с высоким отношением прочности к весу, например, из магниевых сплавов AZ91C или ZK60A. Центральное приводное ходовое зубчатое колесо 110 установлено с возможностью вращения внутри коробки передач 102 с помощью опорных подшипников 112, соединенных соответственно с верхней и нижней цапфами 114, 116. Концы верхней и нижней цапф 114, 116 соединены соответственно с верхней конической обшивкой 104 и нижней обшивкой основания 106.
Две приводные ходовые шестерни 118 установлены с возможностью вращения в корпусе коробки передач 102 с помощью подшипников 120, 122, соединенные соответственно с верхней и нижней опорами 124, 126. Концы верхней и нижней опор 124, 126 шестерни соединены соответственно с верхней конической обшивкой 104 и нижней обшивкой 106 основания.
Неравномерное тепловое расширение локальных участков верхней конической обшивки 104 и/или нижней обшивки 106 основания корпуса 102 коробки передач вызывает относительные смещения между верхней цапфой 114, нижней цапфой 116, верхней опорой 124 шестерни и/или нижней опорой 126 шестерни и, как следствие, приводных ходовых шестерней 118 и центрального приводного ходового зубчатого колеса 110. Такие смещения непосредственно влияют на пространственную ориентацию (зацепляющие взаимодействия) между центральным приводным ходовым зубчатым колесом 110 и приводными ходовыми шестернями 118. Это, в свою очередь, вызывает неправильное зацепление между зубьями центрального приводного ходового зубчатого колеса 110 и приводных ходовых шестерней 118, что приводит к увеличению уровней вибрации приводного ходового зацепления.
Готовая модель NASTRAN показывает, что неравномерное тепловое расширение соответствующих локальных участков корпуса коробки передач, выполненного из магния, вызывает относительные радиальные смещения между осями левой и правой приводных ходовых шестерней и центрального приводного ходового зубчатого колеса приблизительно на соответственно 0,027 и 0,013 дюймов (71oC). Предсказанные смещения соответственно возрастают до приблизительно 0,043 и 0,034 дюймов при температуре впуска масла около 230o F (110oC).
В то время как стальное зацепление также испытывает некоторое тепловое расширение (около 0,010 дюймов при 160o), все же существует различие в смещении, достаточное, чтобы вызвать пространственное смещение (смещения) между центральным приводным ходовым зубчатым колесом и соответствующей приводной ходовой шестерней (шестернями). В результате от этого рабочие коэффициенты перекрытия приводного ходового зацепления уменьшаются до приблизительно 1,52 (по сравнению с проектным коэффициентом перекрытия около 1,60). Генерация вибрации в результате неправильного зацепления приводного ходового зубчатого зацепления возрастет с увеличением различия между проектным коэффициентом перекрытия и действительным рабочим коэффициентом перекрытия.
Кроме эффекта неравномерного теплового расширения, описанного вы- ше, т. е. относительных радиальных смещений, неравномерное тепловое расширение может вызывать перекос между каждой приводной ходовой шестерней 118 и центральным приводным ходовым зубчатым колесом 110, как показано на фиг. 6 (в увеличенном масштабе в целях иллюстрации), по сравнению с идеальной зацепляющей взаимосвязью, изображенной на фиг. 3. Приводное ходовое зацепление предназначено для синхронного зацепления по длине соответствующих зубьев каждой приводной ходовой шестерни и центрального приводного ходового зубчатого колеса в осевой плоскости. Вынужденный перекос между приводными ходовыми шестернями и центральным зубчатым колесом в результате неравномерного теплового расширения локальных участков корпуса коробки передач вынуждает соответствующие зубья зацепляться только по части длины в осевой плоскости в любой момент времени, такой вынужденный перекос также вызывает повышение уровней вибрации, создаваемой приводным ходовым зубчатым зацеплением.
Результаты программы исследований, выполненной авторами изобретения, как было описано выше, показывают, что существует прямая взаимосвязь между рабочими температурами передачи и уровнями ее вибрации, т.е. шумом. Нормальные рабочие температуры коробки передач достаточны, чтобы вызвать неравномерное тепловое расширение локальных участков на корпусе коробки передач. Это, в свою очередь, вызывает пространственное смещение между центральным приводным ходовым зубчатым колесом и соответствующей шестерней (шестернями), приводящее к повышению уровней шума.
Чтобы противодействовать пространственным смещениям, которым подвергается приводное ходовое зацепление в результате неравномерного теплового расширения корпуса передачи, т.е. относительным радиальным смещением между осями приводного ходового зацепления и/или вынужденному перекосу, авторы изобретения изменили выбранные конструктивные параметры приводного ходового зацепления для противодействия эффектам неравномерного теплового расширения. Хотя эти изменения обсуждаются ниже относительно зубчатой передачи вертолетов серии S-76, следует понимать, что такие изменения могут быть реализованы в других системах передач, в которых используется понижающая ступень приводного ходового зацепления и/или ступени зацепления, в которых используются взаимодействующие цилиндрические прямозубые колеса для уменьшения уровней вибрации зацепления, вызванных эффектами неравномерного теплового расширения в корпусе коробки передач.
Чтобы облегчить понимание этих изменений конструктивного выполнения и их полезность для противодействия пространственным смещениям приводного ходового зацепления, ссылка делается на фиг. 7, 8, на которых изображена геометрическая конфигурация и терминология для параметров обычного цилиндрического прямозубого колеса и зуба такого колеса, соответственно, показанных на примере центрального приводного ходового зубчатого колеса 110 и/или приводных ходовых шестерней 118 передачи 100 вертолета серии S-76, описанной выше. Эта терминология используется в подробном описании конструктивных изменений приводного ходового зацепления, содержащего данное изобретение в соответствии с представленным ниже описанием.
Конструктивное выполнение приводного ходового зацепления передачи 100 вертолетов серии S-76 основано на эвольвентных профилях. Для профилей зуба такого зацепления эвольвента определяется как кривая, описанная точкой на линии, по мере того как эта линия вращается по основной окружности BC (эта эвольвентная кривая образует профиль зуба вне основной окружности), как показано на фиг. 7. Соответственно, любая прямая линия, проведенная по касательной к основной окружности BC, является перпендикулярной эвольвенте в точке пересечения. Основной диаметр BD определяет диаметр основной окружности BC. Основной диаметр BD фундаментален и не может быть изменен для данной эвольвенты.
Длительная окружность PC зубчатого колеса, изображенного на фиг. 7, определяет кривую пересечения длительной поверхности вращения, т.е. воображаемых плоскостей цилиндров или конусов, которые вращаются вместе без проскальзывания, и плоскости вращения. Делительная окружность PC это воображаемая окружность, которая вращается без проскальзывания относительно делительной окружности взаимодействующего зубчатого колеса. Диаметр делительной окружности определяет диаметр делительной окружности PC. Делительная окружность PC существует как действительный параметр зубчатого колеса, только когда два эвольвентных профиля находятся в контакте, т.е. при взаимодействии между зубчатыми колесами.
Диаметральный питч DP это отношение числа зубьев к количеству дюймов в диаметре делительной окружности PD. Круговой питч PC это расстояние по делительной окружности PC между соответствующими точками на профиле смежных зубьев. Существует фиксированное отношение между диаметральным питчем DP и круговым питчем CP: (DP)(CP) Pi. Шаг зацепления по основной окружности BP аналогичен круговому питчу CP, за исключением измеренного относительно основной окружности BC.
Окружность впадин PC определяет касательную к нижним фаскам BD между смежными зубьями в поперечном сечении. Внутренний диаметр PD определяет диаметр окружности впадин RC. Окружность выступов AC совпадает с верхними фасками TL зубьев отдельного колеса. Внешний диаметр OD определяет диаметр окружности выступов AC. Высота головки зуба Ad представляет собой радиальное расстояние между делительной окружностью PC и окружностью выступов AC (см. также фиг. 8). Высота головки зуба Ad описывает радиальное расстояние, на которое отдельные зубья колеса выступают над делительной окружностью PC. Высота ножки зуба De представляет радиальное расстояние между делительной окружностью PC и окружностью впадин RC. Высота ножки зуба De определяет глубину, которую зажимает зуб под делительной окружностью PC.
Радиальный зазор CI определяет величину, на которую высота ножки зуба повышает высоту головки зуба взаимодействующего зубчатого колеса. Глубина захода WD это глубина зацепления взаимодействующих зубчатых колес, и она равна сумме высот головок зуба этих колес. Полная глубина WhD это полная глубина впадины между зубьями, и она равна сумме высоты головки зуба Ad и высоты ножки зуба De. Полная глубина WhD также равна сумме глубины захода WD и радиального зазора CI.
Боковая поверхность профиля зуба Fa зубчатого колеса определяется как поверхность зуба, выходящая за делительную окружность PC. Ножка FI зуба зубчатого колеса определяется как поверхность зуба между делительной окружностью PC и окружностью впадин RC. Ширина боковой поверхности профиля каждого зуба обозначена как FW. Радиус скругления зуба TR это поверхность зуба между ножкой FI и нижней фаской BL. Хоральная высота головки зуба CA, как изображено на фиг. 8, описывает минимальное расстояние по прямой между верхней фаской TL и соответствующей определяющей линии боковой поверхности профиля зуба FA ножки FI (определяющая линия, в свою очередь, определяется пересечением делительной окружности PC с эвольвентными поверхностями отдельных зубьев зубчатого колеса). Хордальная толщина CT определяет расстояние по прямой между определяющими линиями боковой поверхности профиля Fa ножки FI зуба зубчатого колеса. Толщина зуба по делительной окружности CiT, напротив, описывает длину дуги (по делительной окружности PC) между определяющими линиями боковой поверхности профиля Fa ножки FI зуба зубчатого колеса. Боковой зазор Ba определяет величину, на которую ширина впадины между зубьями превышает толщину взаимодействующего зуба по делительным окружностям PC.
Когда эвольвентные зубья взаимодействующих передач находятся в контакте, общая нормаль или линия передачи представляет собой прямую линию, касательную к обеим основным окружностям BC. Эта линия может определяться как линия действия или линия давления. Линия давления пересекает линию центров взаимодействующих зубчатых колес в полюсе зацепления P (для взаимодействующих зубчатых колес с постоянным отношением угла к скорости). Полюс зацепления P также описывает точку, в которой делительные окружности PC взаимодействующих передач касаются друг друга. Первый контакт между зубьями взаимодействующих зубчатых колес возникает, когда окружность выступов АС ведущего зубчатого колеса пересекает линию давления. Коэффициент перекрытия для взаимодействующих зубчатых колес определяется как отношение длины зацепления к шагу зацепления по основной окружности.
Полезной компонентой силы, передаваемой между взаимодействующими зубчатыми колесами, является та, которая действует перпендикулярно линии центров. Угол между линией давления и этим перпендикуляром к линии центров, обозначенный как Φ, имеет важное значение для прочности и износа зубьев зубчатого колеса и для сил, действующих на вал и подшипники зубчатого колеса. Угол давления F существует как действительный параметр зубчатого колеса, только когда два эвольвентных профиля находятся в контакте.
Конструктивные параметры, которые определяют приводное ходовое зацепление известной передачи 100 в вертолетах серии S-76, описанной выше, т.е. приводной ходовой шестерни 118 и центрального приводного ходового зубчатого колеса 110, приведены ниже. Эти взаимодействующие зубчатые колеса имеют проектное осевое расстояние около 14,15 дюйма (округленное до двух значащих цифр), основанное на соответствующих делительных радиусах центрального приводного ходового зубчатого колеса 110 и приводных ходовых шестерней 118.
Приводные ходовые шестерни 118 выполнены с коррекцией правой винтовой линии приблизительно 0,0016 0,0018 дюйма/дюйм для компенсации нагрузки крутящего момента во время работы коробки передач 100.
Приводная ходовая шестерня 76351-09612-101
Количество зубьев 28
Диаметральный питч 6,000
Угол давления 25,0
Диаметр делительной окружности 4,66667''
Диаметр основной окружности 4,22944''
Внешний диаметр 5,0564 5,0614''
Внутренний диаметр 4,2750 4,2850''
Хордальная толщина зуба 0,2871 0,2887''
Хордальная высота зуба 0,1993 0,2887''
Размер больше 2 0,288
Диаметральные штифты 5,1176 5,1204''
Макс. погрешность эвольвентного профиля
на T.I.F +0,0002/-0,0003
на вершине -0,0009/-0,0013
Макс. диаметр 4,4024''
Боковой зазор при вращении 0,005 0,008
Радиус скругления 0,0474 0,0574''
Коррекция правой винтовой линии 0,0016 0,0018
Угол винтовой линии 0o 5'51''
Шаг 8623, 986.
Приводное ходовое цилиндрическое прямозубое колесо
Количество зубьев 149
Диаметральный питч 6,000
Угол давления 25,0
Диаметр делительной окружности 24,8333''
Диаметр основной окружности 22,5066''
Наружный диаметр 25,1414 25,1464''
Внутренний диаметр 24,3600 24,3700''
Хордальная толщина зуба 0,2220 0,2235''
Хордальная высота зуба 0,1545 0,1579''
Размер больше 2 0,288
Диаметральные штифты 25,1545 25,1577''
Макс. погрешность эвольвентного профиля
на T.I.F. + 0,0002/-0,0003
на вершине -0,0006/-0,0010
Макс. диаметр T.I.F 24,4947''
Боковой зазор при вершине 0,0050 0,0080
Радиус округления 0,0563 0,0663''
Как обсуждалось выше, авторы изобретения обнаружили, что неравномерное тепловое расширение соответствующих локальных участков корпуса 102 коробки передач вертолетов серии S-76, выполненной из магния, вызывает относительные радиальные смещения между осями левой и правой приводных ходовых шестерней и центрального приводного ходового колеса соответственно на приблизительно 0,027 и 0,023 дюйма при стабилизированной температуре впуска масла около 160oF (71oC), т.е. соответствующее осевое расстояние возрастает соответственно до приблизительно 14,777 и 14,773 дюймов. Предсказанные смещения возрастают соответственно приблизительно на 0,043 и 0,034 дюйма при температуре впуска масла около 230 F (110oC), т.е. осевое расстояние возрастает соответственно до приблизительно 14,793 и 14,784 дюймов. Такие смещения в осевом расстоянии в определенной степени смягчаются за счет соответствующего теплового расширения стального приводного ходового зубчатого зацепления, как это было описано выше. Однако существует чистое увеличение осевого расстояния по сравнению с проектным, за счет которого эффективный рабочий коэффициент перекрытия в известном приводном ходовом зацеплении составляет 1,52 (по сравнению с проектным коэффициентом 1,60), что достаточно, чтобы повысить уровни вибрации коробки передач.
Когда авторы изобретения поняли, что неравномерное тепловое расширение корпуса коробки передач вызывает такие смещения, которые, в свою очередь, обуславливают увеличение уровней вибрации приводного ходового зубчатого зацепления (из-за неправильного зацепления), возник вопрос, как противостоять этим эффектам смещения при максимальном изменении конструктивных параметров существующих зубчатых зацеплений, приведенных выше. Как уже отмечалось выше, основной диаметр BD основной окружности BC в известном приводном ходовом зацеплении является фиксированной величиной для данного эвольвентного профиля зуба. Кроме того, делительные окружности PC приводного ходового зацепления, определенные соответствующими диаметрами делительной окружности PD, основаны на взаимодействии между данными эвольвентными профилями зубьев известного приводного ходового зубчатого зацепления.
Для противодействия относительным радиальным осевым смещениям, описанным выше, авторы изобретения добавили материал к верхним фаскам TL зубьев центрального приводного ходового зубчатого колеса и шестерней. Эти добавления материала увеличили хордальную высоту головок CA всех зубьев как центрального приводного ходового зубчатого колеса 110 М, так и шестерней 118М приблизительно на 0,015 дюйма, т.е. длина зубьев увеличилась по сравнению со стандартами AGMA (Американской ассоциации по производству зубчатых колес). Хордальная высота головок зубьев CA118M в модифицированных приводных ходовых шестернях 118М согласно данному изобретению составляет приблизительно 0,2142
0,2168 дюймов, как это показано ниже и схематически изображено на фиг. 10. Это составляет увеличение хордальной высоты головок зубьев CA приблизительно на 7,48% по сравнению со средней хордальной высотой головок зубьев CA118 в известной приводной ходовой шестерне 118.
Хордальная высота головок зубьев CAHOM в модифицированном приводном ходовом зацеплении 110М согласно данному изобретению имеет величину в диапазоне приблизительно 0,1695 0,1720 дюйма, как показано ниже и схематически изображено на фиг. 14. Это составляет увеличение хордальной высоты головок зубьев приблизительно на 9,63% по сравнению со средней хордальной высотой головок зубьев CA110 известного центрального приводного ходового зубчатого колеса 110.
За счет упомянутого выше увеличения хордальной высоты головок зубьев CA118M приводной ходовой шестерни на 0,015 дюйма получены модифицированные приводные ходовые шестерни 118М с увеличенным внешним диаметром OD 118M в диапазоне приблизительно 5,0864 5,0914 дюйма (общее увеличение приблизительно на 0,030 дюйма), как показано ниже и схематически изображено на фиг. 9, при этом диаметр делительной окружности OD 118 остается неизменным. Это составляет увеличение внешнего диаметра OD приблизительно на 0,59% по сравнению со средним внешним диаметром OD 118 известных приводных ходовых шестерней 118.
За счет упомянутого выше увеличения хордальной высоты головок зубьев CA110m центрального приводного ходового зубчатого колеса на 0,015 дюйма получено модифицированное центральное приводное ходовое зубчатое колесо 110М с увеличенным внешним диаметром OD110M в диапазоне приблизительно 25,1714 25,1764 дюйма (общее увеличение около 0,030), как показано ниже схематически изображено на фиг. 13, причем диаметр делительной окружности PD110 остается неизменным. Это составляет увеличение внешнего диаметра OD приблизительно на 0,12% по сравнению со средним внешним диаметром OD 110 известного центрального приводного ходового зубчатого колеса.
Приводная ходовая шестерня 76351-09612-102
Количество зубьев 28
Диаметральный питч 6,000
Угол давления 25,0
Диаметр делительной окружности 4,66667''
Диаметр основной окружности 4,22944''
Внешний диаметр 5,0864 5,0914''
Внутренний диаметр 4,2750 4,2850
Хордальная толщина зуба 0,2870 0,2883
Хордальная высота зуба 0,2142 0,2168
Размер больше 2 0,288
Диаметральные штифты 5,1144 5,1172''
Макс. погрешность эвольвентного профиля
на TIF -0,0002/-0,0003
на вершине -0,0011/-0,0015
Макс. диаметр T.I.F 4,3921''
Радиус скругления 0,0460 0,0570''
Коррекция правовой винтовой линии 0,027 0,0029''
Угол винтовой линии 0o10'19''
Шаг 4886, 325
Приводное ходовое цилиндрическое прямозубое колесо 76351-09633-102
Количество зубьев 149
Диаметральный питч 6,000
Угол давления 25,0
Диаметр делительной окружности 24,8333''
Диаметр основной окружности 22,50665''
Внешний диаметр 25,1714 25,1764''
Внутренний диаметр 24,3600 24,3700''
Хордальная толщина зуба 0,2220 0,2235''
Хордальная высота зуба 0,1695 0,1720''
Размер больше 2 0,3546
Диаметральные штифты 25,3459 25,3491''
Макс. погрешность эвольвентного профиля
на T.I.F. +0,0002/ 0,0003
на вершине -0,0008/-0,0012
Макс. диаметр T.I.F. 24,4814''
Радиус скругления 0,056 0,066''
Графики эвольвентных профилей, которые определяют зубья модифицированных приводных ходовых шестерней 118М и модифицированного центрального приводного ходового зубчатого колеса 110М, полученные согласно данному изобретению, изображены соответственно на фигурах 12 и 15. В модифицированных приводных ходовых шестернях 118М T. I. F начинается с угла развернутости эвольвенты 16(198)2' (по сравнению с 16o33' в известных приводных ходовых шестернях 118) и модификация вершины каждого зуба составляет от угла развернутости эвольвенты 30o25' ± 1o2' до 38o23' (по сравнению с 30o25' ± 1o2' до 37o40' в известных приводных ходовых шестернях 118). Максимальная/минимальная допустимая погрешность эвольвентного профиля относительно этих углов развернутости эвольвенты больше для модифицированной приводной ходовой шестерни 118М, чем для известной шестерни 118 (минимальные допустимые погрешности эвольвентного профиля на вершине зуба). Максимальный диаметр T.I.F. модифицированных приводных ходовых шестерней 118М меньше, чем у известных шестерней 118, для того чтобы вместить увеличенную хордальную высоту головки зубьев CA110M, т. е. длину зуба, модифицированного центрального приводного ходового зубчатого колеса 110М. Край излома каждого зуба модифицированных приводных ходовых шестерней 118М, который определяет его верхнюю фаску TL 110M составляет приблизительно 0,005 0,010 рад.
В модифицированном центральном приводном ходовом зубчатом колесе 110M каждый TIF зуба начинает с угла разворачивания эвольвенты 24o31' (по сравнению с 24o36' в известном приводном ходовом зубчатом колесе 110М) и модификация вершины каждого зуба составляет от угла развернутости эвольвенты 27o23' ± 1o2' до 28o42' /по сравнению с 27o23' ± 1o2' до 28o33' в известных приводных ходовых зубчатых колесах 110). Максимальная/минимальная допустимая погрешность эвольвентного профиля относительно этих углов развернутости эвольвенты одинакова как для модифицированного центрального приводного ходового зубчатого колеса 110М, так и для известного зубчатого колеса 110, за исключением максимальной/минимальной допустимой погрешности эвольвентного профиля на вершине зуба. Максимальный диаметр T.I.F модифицированного приводного ходового зубчатого колеса 110М меньше, чем у известного приводного ходового зубчатого колеса 110, для того, чтобы вместить увеличенную хордальную высоту головки зубьев CA118M, т.е. длину зуба, модифицированных центральных приводных ходовых шестерней 118М. Край излома каждого зуба модифицированного приводного ходового зубчатого колеса 110М, который определяет его верхнюю фаску TL110M, составляет приблизительно 0,005 0,010 рад. Кроме того, торцы каждого зуба могут быть факультативно скошены, как изображено на фиг. 14.
Авторы изобретения описали здесь модифицированную передачу 100М, в которой наблюдается высокая степень соответствия между основными проектными параметрами известной передачи 100 и модифицированной передачей 100М, выполненной согласно данному изобретению. Конкретные размеры диаметра делительной окружности PD, диаметра основной окружности RD и внутреннего диаметра RD эквиваленты для размеров известной передачи 100 и модифицированной передачи 100М согласно данному изобретению. Количество зубьев, диаметральный питч PP и угол давления также эквивалентны. Наблюдается также существенная эквивалентность между хордальной толщиной CT и радиусом скругления зуба TR.
Модифицированное центральное приводное ходовое зубчатое колесо 110М и модифицированные приводные ходовые шестерни 118М, выполненные согласно данному изобретению, как описано выше, составляют эффективную комбинацию, чтобы обеспечить "эффективное" осевое расстояние для передачи 100. Это значит, что взаимодействующая совокупность модифицированного центрального приводного ходового зубчатого колеса 110М и модифицированных приводных ходовых шестерней 118М обеспечивает рабочий коэффициент перекрытия около 1,83 (по сравнению с проектным коэффициентом перекрытия около 1,60) во время запуска двигателя. По мере того как передача 100М достигает стабилизированных рабочих условий (при температуре впуска масла около 160 oF (71oC), эффективное осевое расстояние приводного ходового сцепления практически выравнивается с проектным за счет эффектов увеличенной хордальной высоты головок зубьев CA110M, CA118M, соответственно, модифицированного приводного ходового зубчатого колеса 110М и модифицированных приводных ходовых шестерен 118М. Следовательно, при стабилизированных рабочих условиях рабочий коэффициент перекрытия модифицированного приводного ходового зацепления, выполненного согласно данному изобретению, практически равен проектному коэффициенту перекрытия, т. е. приблизительно 1,60. Модификации приводного ходового зацепления, описанные выше, обеспечивают понижение уровней вибрации приводного ходового зацепления приблизительно на 2 3 дб.
На фиг. 14 изображен вид в плане, схематически (с увеличением для целей иллюстрации) показывающий коррекцию шага для модифицированных приводных ходовых шестерней 118М согласно данному изобретению. Коррекция шага модифицированных шестерней 118М по данному изобретению представляет собой коррекцию правой винтовой линии в диапазоне приблизительно 0,0027 0,0029 дюйма/дюйм. Это составляет увеличение коррекции винтовой линии в модифицированных приводных ходовых шестернях 118М согласно изобретению приблизительно на 165% по сравнению с коррекцией шага в известных шестернях 118.
Это увеличение отражается в величине угла винтовой линии модифицированных приводных ходовых шестерней 118М согласно данному изобретению.
Конструктивные изменения приводного ходового зацепления 100М передачи вертолетов серии S 76, описанные выше, обеспечивают снижение уровней вибрации коробки передач приблизительно на 4-5 дб при частоте зацепления приводной ходовой зубчатой передачи. Это приводит к существенному снижению внутренних уровней шума в вертолетах упомянутой серии.
В свете идеи данного изобретения возможен целый ряд модификаций и изменений. Следовательно, следует понимать, что данное изобретение в рамках прилагаемой формулы изобретения может быть реализовано не только, как было описано выше.
| название | год | авторы | номер документа |
|---|---|---|---|
| ШЕСТЕРНЯ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ С ПАРАЛЛЕЛЬНЫМИ ОСЯМИ И СПОСОБ ЕЕ ИЗГОТОВЛЕНИЯ | 1993 |
|
RU2112172C1 |
| ЦИЛИНДРИЧЕСКАЯ ЗУБЧАТАЯ ПЕРЕДАЧА | 2001 |
|
RU2199046C2 |
| КОСОЗУБАЯ ЦИЛИНДРИЧЕСКАЯ ЗУБЧАТАЯ ПЕРЕДАЧА ВНЕШНЕГО ЗАЦЕПЛЕНИЯ | 2002 |
|
RU2224154C1 |
| СООСНЫЙ ПОДУЗЕЛ ТРАНСМИССИЯ/ЦЕНТРАЛЬНАЯ ВТУЛКА УЗЛА НЕСУЩИХ ВИНТОВ БЕСПИЛОТНОГО ВОЗДУШНОГО ЛЕТАТЕЛЬНОГО АППАРАТА | 1993 |
|
RU2108269C1 |
| ТОРОИДАЛЬНЫЙ ФЮЗЕЛЯЖ БЕСПИЛОТНОГО ВОЗДУШНОГО ЛЕТАТЕЛЬНОГО АППАРАТА | 1993 |
|
RU2108267C1 |
| ПРИВОДНОЙ КИНЕМАТИЧЕСКИЙ УЗЕЛ БЕСПИЛОТНОГО ВОЗДУШНОГО ЛЕТАТЕЛЬНОГО АППАРАТА | 1993 |
|
RU2114766C1 |
| Прямозубая цилиндрическая передача | 1980 |
|
SU922358A2 |
| СПОСОБ ХРУСТАЛЕВА Е.Н. ПОВЫШЕНИЯ КОНТАКТНОЙ И ИЗГИБНОЙ ВЫНОСЛИВОСТИ ЭВОЛЬВЕНТНОГО ЗУБЧАТОГО ЗАЦЕПЛЕНИЯ И ЭВОЛЬВЕНТНОЕ ЗУБЧАТОЕ ЗАЦЕПЛЕНИЕ ДЛЯ ЕГО ОСУЩЕСТВЛЕНИЯ | 2018 |
|
RU2703094C2 |
| МОДИФИЦИРОВАННАЯ ЭВОЛЬВЕНТНАЯ ЗУБЧАТАЯ ПЕРЕДАЧА | 1997 |
|
RU2128303C1 |
| ЛОПАСТНОЙ ПОДУЗЕЛ НЕСУЩЕГО ВИНТА БЕСПИЛОТНОГО ВОЗДУШНОГО ЛЕТАТЕЛЬНОГО АППАРАТА | 1993 |
|
RU2125952C1 |
Использование: в передачах вертолетов. Сущность изобретения в том, что передача, в которой избранные конструктивные параметры зацепления взаимодействующих прямозубых цилиндрических колес модифицируются, чтобы снизить уровни ее вибрации, вызванной неравномерным тепловым расширением корпуса коробки передач. Хордальная высота головок зубьев в зацеплении взаимодействующих прямозубых цилиндрических колес увеличивается на определенную величину на основании рассчитанного относительного радиального смещения его осей в результате неравномерного теплового расширения, чтобы создать модифицированное зацепление взаимодействующих прямозубых цилиндрических колес с увеличенным наружным диаметром. 2 з.п. ф-лы. 15 ил.
| ВИНТ С ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ГОЛОВКОЙ | 0 |
|
SU236908A1 |
| Устройство для электрической сигнализации | 1918 |
|
SU16A1 |
