ДИФФЕРЕНЦИАЛЬНЫЙ РЕДУКТОР ТУРБОВИНТОВНОГО ДВИГАТЕЛЯ
DIFFERENTIAL SPEED REDUCTION GEAR OF TURBO-PROPELLER ENGINE

Изобретение относится к редукторам авиационных двигателей, а именно к дифференциальным редукторам турбовинтовых двигателей (ТВД), и может найти применение, например, в малоразмерных авиационных турбовинтовых двигателях.
Известен редуктор турбореактивного двигателя, включающий входной вал-шестерню, сопряженный с шестерней с малым зубчатым венцом, концентрично установленной на шестерню с большим зубчатым венцом, которая, в свою очередь, сопряжена с шестерней, жестко закрепленной на внутреннем выходном валу, с возможностью уменьшения осевых нагрузок, действующих на опорные подшипники, наружный выходной вал, взаимодействующий с внутренним выходным валом, при этом внешний, внутренний выходные валы и входной вал-шестерня расположены концентрично и соосно (Патент на изобретение RU 2219361 от 06.12.2001, опубл. 20.12.2003, МПК F02C 7/36).
Наиболее близким является дифференциальный редуктор, включающий входной вал-шестерню, сопряженный внешним зубчатым зацеплением с шестернями с большим зубчатым венцом, внутренний выходной вал-шестерню, сопряженный внешним зубчатым зацеплением с шестерней с малым зубчатым венцом, и внешний выходной вал-шестерню, установленный концентрично относительно внутреннего выходного вала-шестерни, при этом внешний, внутренний выходные валы и входной валы-шестерни расположены соосно (Патент на изобретение RU 2316667 от 06.02.2006, опубл. 10.02.2008, МПК F02K 3/072, F16C 21/00).
Недостатком представленных редукторов является отсутствие разгрузки опор входного и выходных валов от нагружающих элементов, приводящее к увеличению габаритов подшипников и редуктора в целом. Высокая неравномерность мощности между потоками из-за дискретности шлиц в шестернях с большим и  малым зубчатыми венцами приводит к низкой точности распределения нагрузки между потоками. Еще одним недостатком является относительная низкая степень точности изготовления колес внутреннего зацепления и качества рабочих поверхностей шестерен и низкий коэффициент перекрытия в парах зубчатых колес, существенно влияющих на увеличение массы и габаритных размеров редуктора.
a
Техническим результатом заявленного изобретения является уменьшение габаритомассовых характеристик редуктора, снижение нагрузки на опоры входного и выходных валов и неравномерности мощности между потоками, обеспечивая тем самым высокую степень распределения нагрузки между потоками, а также повышение точности изготовления редуктора, связанное с уменьшением шероховатости рабочих поверхностей зуба (R 0,2 мкм), и повышение коэффициента перекрытия (ξ>2) в парах зубчатых колес.
Технический результат достигается тем, что дифференциальный редуктор турбовинтового двигателя включает входной вал-шестерню, сопряженный внешним зубчатым зацеплением с шестернями с большим зубчатым венцом, внутренний выходной вал-шестерню, сопряженный внешним зубчатым зацеплением с шестерней с малым зубчатым венцом, и внешний выходной вал-шестерню, установленный концентрично относительно внутреннего выходного вала-шестерни, при этом внешний, внутренний выходные и входной валы-шестерни расположены соосно.
Новым в изобретении является то, что редуктор снабжен, по меньшей мере, четырьмя шестернями с большим зубчатым венцом, расположенными симметрично вокруг входного вала-шестерни и сопряженными с входным валом-шестерней косозубой передачей, по меньшей мере, двумя шестернями с малым зубчатым венцом для внешнего выходного вала-шестерни, симметрично расположенными друг относительно друга, каждая из которых установлена концентрично при помощи шлицевого соединения на соответствующую шестерню с большим зубчатым венцом и сопряжена внешним косозубым зацеплением с внешним выходным валом-шестерней, по меньшей мере, двумя шестернями с малым зубчатым венцом для внутреннего выходного вала-шестерни, симметрично расположенными друг относительно друга, каждая из которых установлена концентрично при помощи шлицевого соединения на соответствующую шестерню с большим зубчатым венцом и при этом сопряжена внешним косозубым зацеплением через промежуточную шестерню с внутренним выходным валом-шестерней.
a
Благодаря тому, что в дифференциальном редукторе используются только внешние зубчатые зацепления, достигается повышение точности изготовления редуктора, связанное с уменьшением шероховатости рабочих поверхностей зуба (R 0,2 мкм), и повышение коэффициента перекрытия (ξ>2) в парах зубчатых колес. Использование в редукторе только косозубых передач позволило разгрузить опоры входного и выходных валов и неравномерности мощности между потоками, обеспечивая тем самым высокую степень распределения нагрузки между потоками за счет смещения зубчатых колес вдоль оси редуктора и скручивания вала-шестерни, а также уменьшить габаритные размеры подшипников опор и вес самого редуктора. При этом в редукторе достигается уменьшение габаритомассовых характеристик самого редуктора благодаря тому, что шестерни с большим зубчатым зацеплением расположены симметрично вокруг входного вала-шестерни и внешний, внутренний выходные и входной валы-шестерни расположены соосно, а внешний выходной вал-шестерня и внутренний выходной вал-шестерня расположены концентрично, а шестерни с малым зубчатым венцом установлены концентрично на шестернях с большим зубчатым венцом. То есть на опоры выходных валов-шестерен со стороны нагружающих элементов (например, винтов) действуют осевые силы от тяги нагружающих элементов.
На фигурах показаны:
фиг.1 - конструкция дифференциального редуктора турбовинтового двигателя;
фиг.2 - часть кинематической схемы расположения и зацепления шестерен с малым зубчатым венцом для внешнего выходного вала;
фиг.3 - часть кинематической схемы расположения и зацепления шестерен с большим зубчатым венцом для внешнего выходного вала.
Дифференциальный редуктор турбовинтового двигателя включает входной вал-шестерню 1, внутренний выходной вал-шестерню 2 и внешний выходной вал-шестерню 3, установленные соосно. Причем внешний выходной вал-шестерня 3 установлен концентрично на внутреннем выходном валу-шестерне 2 (фиг.1).
Входной вал-шестерня 1 сопряжен внешним косозубым зубчатым зацеплением 4, по меньшей мере, с четырьмя шестернями с большим зубчатым венцом 5. Шестерни с большим зубчатым венцом 5 расположены симметрично вокруг входного вала-шестерни 1 (фиг.2, 3).
Также редуктор снабжен, по меньшей мере, двумя шестернями с малым зубчатым венцом 6 для внешнего выходного вала-шестерни 3, расположенными симметрично друг от друга по отношению к входному валу-шестерне 1. Каждая из шестерен 6 установлена концентрично при помощи шлицевого соединения 7 на соответствующую шестерню 5 с большим зубчатым венцом. Также каждая из шестерен с малым зубчатым венцом 6 сопряжена внешним косозубым зацеплением 8 с внешним выходным валом-шестерней 3 (фиг.2).
Редуктор снабжен, по меньшей мере, двумя шестернями с малым зубчатым венцом 9 для внутреннего выходного вала-шестерни 2, расположенными симметрично друг от друга по отношению к входному валу-шестерне 1. Каждая из шестерен 9 установлена концентрично при помощи шлицевого соединения 10 на соответствующую шестерню с большим зубчатым венцом 5 и при этом сопряжена внешним косозубым зацеплением 11 через промежуточную шестерню 12 с внутренним выходным валом-шестерней 2. Промежуточная шестерня 12 сообщена с внутренним выходным валом-шестерней 2 внешней косозубой передачей 13 (фиг.3).
Входной вал-шестерня 1 установлен в опоре 14, внутренний выходной вал-шестерня 2 снабжен опорами 15, а внешний выходной вал-шестерня 3 снабжен опорами 16.
При этом каждая из шестерен с большим зубчатым венцом 5 имеет опоры 17 и шлицевое соединение 7 или 10 соответственно.
1
ВХ.З.
2
3
ВЫХ.З2
ВЫХ.З1
В редукторе осевое усилие Р на зубчатом венце входного вала-шестерни 1 направленно навстречу осевому усилию Р входного звена (компрессора или турбины); осевые усилия Р и Р на зубчатых венцах выходных валов-шестерен 2 и 3 соответственно направлены навстречу осевым усилиям Р и Р от нагружающих элементов. Это позволяет разгрузить опоры 14 входного вала-шестерни 1, опоры 16 внешнего выходного вала-шестерни 3 и опоры 15 внутреннего выходного вала-шестерни 2.
5
6
5
9
Для разгрузки опор 17 шестерен с большим зубчатым венцом 5 осевое усилие Р на зубчатом венце шестерен с большим зубчатым венцом 5 направлено навстречу осевому усилию Р шестерни с малым зубчатым венцом 6 для внешнего выходного вала-шестерни 3. Для разгрузки опор 17 шестерен с большим зубчатым венцом 5 осевое усилие Р на зубчатом венце шестерен с большим зубчатым венцом 5 направлено навстречу осевому усилию Р шестерен с малым зубчатым венцом 9 для внутреннего выходного вала-шестерни 2. Разгрузка опор 17 достигается благодаря тому, что зубчатые передачи в зацеплениях 4, 8, 11 выполнены косозубыми.
В результате компенсации осевых усилий появляется возможность уменьшить габаритные размеры опор 14, 15, 16, 17, а также габаритные размеры редуктора в целом, что приводит к более компактной конструкции редуктора.
Дифференциальный редуктор работает следующим образом.
Крутящий момент от входного звена, например, компрессора или турбин (не показаны) передается на входной вал-шестерню 1. От входного вала-шестерни 1 крутящий момент поступает через внешнее косозубое зубчатое зацепление 4 на шестерни с большим зубчатым венцом 5. От этих шестерен 5 момент сообщается шестерням с малыми зубчатыми венцами 6, 9 через шлицевые соединения 7, 10 (фиг.1). Затем шестерни с малыми зубчатыми венцами 6 через внешнее косозубое зубчатое зацепление 8 передают момент на внешний выходной вал-шестерню 3 (фиг.2). Одновременно с этим шестерни с малыми зубчатыми венцами 9 по средствам внешней косозубой передачи 11 через промежуточную шестерню 12 при помощи также внешней косозубой передачи 13 передают момент на внутренний выходной вал-шестерню 2 (фиг.3). При этом выходные валы-шестерни 2, 3 вращаются в противоположные стороны, передавая движение на нагружающие элементы, например винты.
При проектировании предложенного дифференциального редуктора для уменьшения осевых смещений шестерен 6 и 9 назначают некратное количество зубьев зубчатых венцов в зацеплении шестерен 5 через шестерни 12 с шестернями 9 и шестерен 5 с шестернями 6, а также некратное количество шлиц в шлицевых соединениях 7 и 10. При подборе шестерен с большими зубчатыми венцами 5 по угловому скручиванию происходит снижение неравномерности мощности между потоками (неравномерность становится не более 2%), то есть выравнивание мощности по потокам.
На этапе сборки редуктора при обеспечении углового разворота шестерен с большими зубчатыми венцами 5 относительно шестерен с малыми зубчатыми венцами 6 и 9 также достигается снижение осевых смещений шестерен 6 и 9.
Благодаря тому, что редуктор снабжен, по меньшей мере, четырьмя шестернями с большим зубчатым венцом, расположенными симметрично вокруг входного вала-шестерни и сопряженными с входным валом-шестерней косозубой передачей, по меньшей мере, двумя шестернями с малым зубчатым венцом для внешнего выходного вала-шестерни, симметрично расположенными друг относительно друга, каждая из которых установлена концентрично при помощи шлицевого соединения на соответствующую шестерню с большим зубчатым венцом и сопряжена внешним косозубым зацеплением с внешним выходным валом-шестерней, по меньшей мере, двумя шестернями с малым зубчатым венцом для внутреннего выходного вала-шестерни, симметрично расположенными друг относительно друга, каждая из которых установлена концентрично при помощи шлицевого соединения на соответствующую шестерню с большим зубчатым венцом и при этом сопряжена внешним косозубым зацеплением через промежуточную шестерню с внутренним выходным валом-шестерней, достижением является уменьшение габаритомассовых характеристик редуктора, снижение нагрузки на опоры входного и выходных валов и неравномерности мощности между потоками, обеспечивая тем самым высокую степень распределения нагрузки между потоками за счет смещения зубчатых колес вдоль оси редуктора и скручивания вала-шестерни, а также повышение точности изготовления редуктора, связанное с уменьшением шероховатости рабочих поверхностей зубчатых колес, и повышение коэффициента перекрытия (ξ>2) в парах зубчатых колес.