книги / Основы конструирования авиационных двигателей и энергетических установок. Т. 3 Зубчатые передачи и муфты. Пусковые устройства. Трубопроводные и электрические коммуникации. Уплотне

ивыходного валов, направление вращения винта

ивеличина передаточного отношения.

Одноступенчатый редуктор привода винта с простой зубчатой передачей редко применяет­ ся в ТВД, так как часто в одной ступени невоз­ можно реализовать необходимые передаточные отношения. Кроме того, несоосность входного и выходного валов редуктора не всегда согласо­ вывается с компоновкой ТВД. Из-за высоких нагрузок, действующих на подшипники и зуб­ чатые колеса, эти редукторы не M O iyr переда­

Впростых двухступенчатых редукторах воз­ можно обеспечение соосности входного и вы­ ходного валов. Однако такие редукторы, по срав­ нению с планетарными, имеют увеличенные га­ бариты и удельную массу.

По сравнению с простыми редукторами пла­ нетарные и дифференциальные соосные имеют больший КПД, меньшие удельную массу и диа­ метральные размеры (относительно оси враще­ ния винта), позволяют получать более высокие передаточные отношения, поэтому они наиболее распространены. На рис. 10.13 изображены об­ щий вид и кинематическая схема планетарного редуктора ТВД АИ-20.

При создании редуктора для самолета с со­ осными винтами важно совместно с разработ­ чиком самолета правильно распределить мощ­ ности, передаваемые на передний и задний вин­ ты. Возможны три варианта распределения мощ­ ности между винтами:

-мощность распределена поровну;

-большая часть мощности передается на пе­ редний винт;

-большая часть мощности передается на зад­ ний винт.

Всоответствии с заданным вариантом рас­ пределения мощности выбирается кинемати­ ческая схема редуктора. Как правило, это пла­ нетарный дифференциальный редуктор, часто выполняемый по замкнутой схеме. В замк­ нутых передачах одно из звеньев дифферен­ циала связано непосредственно с одним из вы­ ходных валов, а два других с помощью каких-

либо передач - с другим выходным валом. При различных направлениях вращения частоты вращения выходных валов редуктора одина­ ковы. Для равномерного распределения мощ­ ности между передним и задним винтами необходимо применять винты изменяемого шага с постановкой на редуктор двух регуля­ торов частоты вращения. Кинематическая схе­ ма редуктора с соосными винтами приведена на рис. 10.14.

W.5. Проектирование редукторов

10.5.2. Особенности проектирования вертолетных редукторов

К проектированию вертолетных редукторов предъявляются те же требования, что и к ре­ дукторам ТВД.

Передаточное отношение ГР определяют ис­ ходя из оптимальной частоты вращения турби­ ны на выбранном режиме работы ГТД и задан­ ной разработчиками вертолета частоты враще­ ния винта (при двухвинтовой схеме - винтов). Габаритные размеры ГР вдоль оси вращения несущего винта вертолета ограничены. Широко применявшиеся ранее планетарные кинематиче­ ские схемы ГР в последнее время применяются все реже, так как они не дают возможности дальнейшего уменьшения его габаритов и, со­ ответственно, массы.

После того как появились высокоточные зу­ бообрабатывающие и зубошлифовальные стан­ ки, представилась возможность изготовления зубьев зубчатых колес с очень высокой точ­ ностью (4-й и 5-й степени точности [10.10]). Благодаря этому удалось значительно снизить динамическую составляющую нагрузок, дей­ ствующих в зубчатых зацеплениях. Как следст­ вие, в последнее время наибольшее применение получила многоступенчатая кинематическая схема с простыми передачами с разделением (в первых ступенях) крутящего момента по по­ токам и последующим их замыканием в выход­ ной ступени на зубчатом колесе с большим числом зубьев.

Хвостовой и промежуточный редукторы вы­ полняются по одноступенчатой схеме с простой конической передачей. Особенностями их рабо­ ты, которые необходимо учитывать, являются наличие внешних воздействующих факторов от работы винтов, ГР и СУ, а также приме­ нение, как правило, картерной системы смазки.

10.5.3. Особенности проектирования редукторов ГТУ

Особенностями редукторов ГТУ являются значительные передаваемые мощности (до 100 МВт и более) и высокие окружные ско­ рости в зубчатых зацеплениях и подшипниках. Обычный для турборедукторов уровень ок­ ружных скоростей в зубчатых зацеплениях составляет 150...200 м/с. Известны редукторы с окружной скоростью в зубчатых зацеплениях 240...250 м/с.

Наиболее полно процедура оформления зака­ за на разработку и поставку редукторов, а так­ же предъявляемые к ним требования представ­

Глава JO. Привод агрегатов, редукторы, муфты ГТД

лены в стандарте [10.11] Американского нефтя­

и дополнительные требования, такие, например, как включение системы смазки непосредст­ венно в состав редуктора; размещение на нем дополнительных агрегатов; электрооборудова­ ния и т.п.

Редукторы ГТУ должны проектироваться и изготовляться в расчете на минимальный срок эксплуатации 20 лет, из них не менее 3 лет бе­ зотказной работы. (Данный критерий считается расчетным.) Редуктор должен проектироваться в расчете на безопасную эксплуатацию вплоть до устанавливаемой максимальной частоты вращения, выше которой он отключается. Вра­ щающиеся элементы редуктора должны обес­ печивать его безопасную эксплуатацию при крат­ ковременном повышении частоты вращения до 130 % от номинальной. Шум, издаваемый редуктором, не должен превышать установлен­ ные нормы. Электрооборудование редуктора должно соответствовать категории помеще­ ния, в котором он размещается, и нормативам. Компоновка и размещение редуктора в составе ГТУ должны обеспечивать достаточные прохо­ ды и безопасный доступ в процессе эксплуата­ ции и обслуживания. Масляные полости редук­ тора должны проектироваться из расчета минимального попадания влаги, пыли, других посторонних частиц во время эксплуатации и в нерабочие периоды.

Проектирование редуктора ведется из рас­ чета номинальной заданной мощности с учетом эксплуатационного коэффициента, который ис­ пользуется для ввода поправок в расчеты в за­ висимости от характеристик привода и приводи­ мого оборудования с учетом различий, связан­ ных с возможными избыточными нагрузками, ударными и (или) постоянными отклонениями М . В ГТУ приводимым оборудованием могут быть: компрессоры, генераторы, насосы и др.

Величина эксплуатационного коэффициента в зависимости от типа приводимого оборудо­ вания изменяется в пределах 1,1...2,0. (В случае использования в качестве привода вместо ГТД другого двигателя величина и диапазон изме­ нения эксплуатационного коэффициента иные.)

При проектировании размеры редуктора оп­ ределяются с учетом коэффициента питгинговой коррозии зуба. Питтинг - явление выкра­ шивания частиц с поверхности зубьев зубчатых колес при циклических контактных нагрузках. Коэффициент питтинговой коррозии зуба учи­ тывает такие параметры, как радиус кривизны поверхности контакта зубьев, увеличение срока

службы, повышение надежности, воздействие динамических нагрузок, неравномерность распре­ деления нагрузки на боковую поверхность профи­ ля зуба, а также устойчивость материала зубча­ того колеса к воздействию питтинговой коррозии.

Коэффициент питтинговой коррозии К и тан­ генциальная составляющая нагрузки, передава­ емая по действительному диаметру делительной окружности Wt{Н), определяются по формулам:

Допустимое значение коэффициента питтин­ говой коррозии меняется в зависимости от мар­ ки материала зубьев колеса и шестерни, от вы­ бранного технологического процесса закалки или химико-термической обработки зубьев, а так­ же эксплуатационного коэффициента.

Кроме общих требований, к редукторам ГТУ дополнительно предъявляются следующие тре­ бования:

-сохранение во всем диапазоне действующих нагрузок требуемого взаимного расположения вращающихся деталей;

-обеспечение достаточных боковых и окруж­ ных зазоров между вращающимися зубчатыми колесами и стенками и днищем корпуса;

-обеспечение быстрого слива масла при ми­ нимальном его вспенивании;

-обеспечение непосредственной визуальной инспекции зубчатых колес по всей ширине венца через технологические люки на корпусах;

-обязательное использование схемы с «пла­ вающим зубом»;

-исключение в конструкции редуктора кон­ сольных зубчатых венцов.

Конструкция основных корпусных деталей редуктора (рис. 10.72), таких, например, как кор­ пус 1 и крышка 2 редуктора, а также корпусов 3 подшипников должна обеспечивать точную цен­ тровку при последующих сборочных и монтаж­ ных работах.

На крышке редуктора предусмотрено нали­ чие технологического люка 4 для осмотров зуб­ чатых колес при регламентных работах.

Глава 10. Привод агрегатов, редукторы, муфты ГТД

10.6. Зубчатые передачи ГТД. Общ ие сведения

Зубчатые передачи - одни из наиболее рас­ пространенных видов механизмов в машиностро­ ении. Общие задачи проектирования и расчета в области редукторостроения и зубчатых передач подробно изложены в литературе [10.12, 10.13 и др.]. Ниже приведены основные сведения по зуб­ чатым передачам и особенности, касающиеся зубчатых передач приводов агрегатов и редукто­ ров ГТД.

Напомним, что зубчатая передача - это трехзвенный механизм, в котором два подвиж­ ных звена являются зубчатыми колесами, обра­ зующими с неподвижным звеном вращатель­ ную или поступательную пару. Зубчатые пере­ дачи служат для преобразования (передачи) вращательного движения между параллельными, скрещивающимися и пересекающимися осями вращения пары зубчатых колес (ЗК).

ЗК с меньшим числом зубьев называется шестерней, с большим - колесом. При равен­ стве чисел зубьев шестерней называется веду­ щее ЗК, а колесом - ведомое. Любое из колес называется ЗК.

В приводах агрегатов и редукторах ГТД наи­ большее применение нашли цилиндрические и ко­ нические зубчатые передачи с эвольвентным за­ цеплением. Эвольвента - кривая, описываемая ка­ кой-либо точкой, лежащей на прямой линии, которая перекатывается по окружности без скольжения.

10.6.1. Требования к зубчатым передачам

К зубчатым передачам в приводах агрегатов и редукторах ГТД в основном предъявляются те же требования, что и в общем машиностроении.

К зубчатым передачам авиационных ГТД наряду с общими требованиями по максималь­ ному КПД, ремонтопригодности, технологи­ чности, минимальным габаритам и массе, ми­ нимальной стоимости производства и эксплуата­ ции предъявляются дополнительные требования:

-большая несущая способность;

-высокий уровень надежности для обеспече­ ния безопасности полетов;

-увеличенные сроки службы

-уменьшение удельной массы.

10.6.2. Классификация зубчатых передач

Зубчатые передачи с параллельными осями вращения делятся на передачи с внешним и внутренним зубчатыми зацеплениями. Пере­ дачи с внутренним зацеплением благодаря со­

вместной работе выпуклого и вогнутого профи­ лей сопряженных зубьев при прочих равных условиях более долговечны по сравнению с пе­ редачами с внешним зацеплением.

По направлению зубьев передачи с парал­ лельными осями выполняются прямозубыми, косозубыми и шевронными. В редукторах и при­ водах агрегатов ГТД чаще используются пря­ мозубые и косозубые ЗК. Шевронные зубчатые передачи получили распространение в редукто­ рах ГТУ. В ГР ВР-26 (см. рис. 10.25) последняя ступень редукции выполнена с шевронными ЗК.

Косозубые и шевронные ЗК благодаря накло­ ну линий зубьев, в отличие от прямозубых, вхо­ дят в зацепление не сразу по всей длине зубьев, а в течение некоторого времени. Следователь­ но, коэффициент перекрытия этих зубьев больше, чем прямых. Коэффициент перекрытия опре­ деляет среднее число пар зубьев, одновременно находящихся в зацеплении. Например, коэффици­ ент перекрытия 1,6 говорит о том, что 0,4 времени работы передачи в зацеплении находится одна пара зубьев, а 0,6 времени - две пары зубьев.

Благодаря большим, по сравнению с прямо­

передач они работают плавно и с меньшим шумом. Эти качества обусловливают их пре­ имущественное применение в высокоскорост­ ных и тяжелонагруженных передачах. Особен­ ностью косозубых передач является наличие в них осевых сил, которые требуют применения упорных подшипников. Этого недостатка лишены шевронные передачи. Они имеют большие углы наклона зубьев (до 30...40°) и способны пере­ давать при одинаковых габаритах значительно больший крутящий момент, чем прямозубые и косозубые передачи. Недостатком шевронных передач является увеличенный размер колес вдоль оси (зубчатые венцы разнесены для обес­ печения выхода зубообрабатывающего инстру­ мента), а также колебания колес вдоль соб­ ственной оси из-за разности фаз действующих погрешностей шагов каждого из венцов с проти­ воположным направлением зуба.

Зубчатые передачи со скрещивающимися осями вращения - это винтовые и червячные зубчатые передачи. Передачи этого типа не на­ шли широкого применения в приводах агрегатов и редукторах ГТД, как и в редукторах ГТУ, поэтому в данном разделе не рассматриваются.

Зубчатые передачи с пересекающимися осями - это конические зубчатые передачи, они в свою очередь делятся на ортогональные и не­ ортогональные передачи, оси вращения которых пересекаются под отличным от 90° углом.

В зависимости от формы теоретической ли­ нии зубьев на развертке делительного конуса

ставляющей собой циклоидальную кривую, опи­

в быстроходных силовых передачах и поэтому наиболее подходят для применения в приводах агрегатов и редукторах ГТД.

Конические колеса чрезвычайно чувстви­ тельны к взаимному положению зубчатых вен­ цов. Поэтому важно обеспечить стабильность этого положения при сборке и в процессе ра­ боты. Основным условием их нормальной ра­ боты является обеспечение при изготовлении и сборке локализованного и установленного чер­

10.6. Зубчатые передачи ГТД. Общие сведения

тежом пятна контакта по длине и высоте зу­ бьев. Пятно овальной формы, удаленное от тор­ цов, вершины и корневого сечения зуба, озна­ чает равномерное распределение нагрузки по дли­ не и высоте зуба. Пятно контакта подбирают при сборке регулировочными кольцами, подкла­ дываемыми под подшипники, либо используют специальные регулировочные прокладки, уста­ навливаемые под корпус подшипников. Конт­ роль приработки зубьев проводят после их си­ ловой обкатки.

10.6.3. Исходный производящий контур

Под исходным производящим контуром (ИПК) понимается очертание зубьев номинальной ис­ ходной зубчатой рейки в сечении плоскостью, перпендикулярной к ее делительной плоскости и нормальной к направлению зубьев [10.14].

Исходный производящий контур высокоско­ ростных и тяжелонагруженных зубчатых пере­ дач в большинстве случаев соответствует об ­ щепринятым стандартам. Как правило, применя­ ется угол профиля исходного контура 20,25 и 28°. Угол профиля зуба - острый угол в выбранном сечении между касательной к профилю зуба в данной точке и линией кратчайшего расстояния

Глава 10. Привод агрегатов, редукторы, муфты ГТД

от поверхности сечения от этой точки до оси зубчатого колеса.

Увеличение угла профиля обеспечивает по­ вышение контактной и изгибной прочности, улуч­ шает стойкость против заедания. Одновременно уменьшается коэффициент перекрытия и возра­ стают нагрузки на опоры зубчатых колес.

Тяжелонагруженные зубчатые колеса для сни­ жения остаточных после шлифовки напряжений у основания зуба имеют поднутренное основание зубьев, которое тем легче выполнить, чем больше угол профиля исходного производящего контура.

Обеспечение в зубчатых передачах коэффи­ циента перекрытия, гарантированно равного 2,0, существенно уменьшает уровень вибраций и примерно в 1,5 раза повышает ее несущую способность. Такое стало возможным благода­ ря применению исходного контура с углом про­ филя 18° в диапазоне чисел зубьев 25...65 с по­ лучением угла зацепления 20...24° и обеспе­ чению точности изготовления зубчатых колес не грубее 4-5-й степени точности.

10.6.4. Нагруженность зубчатых передач

При работе зубчатой передачи в приводах агрегатов и редукторах ГТД деформация зубьев колес превышает погрешность их изготовления. Данное обстоятельство предопределяет гаран­ тированный контакт всех сопряженных в этот момент зубьев.

По нагруженности зубчатые передачи можно разделить:

-на малонагруженные - высокоскоростные зубчатые передачи КПА и первых ступеней ре­ дукторов ТВД и ГР вертолетов;

-тяжелонагруженные - последние ступени ГР

иредукторов ТВД.

Нагрузки в зубчатых зацеплениях делятся на статические, определяемые передаваемым М' 9 и динамические, зависящие от точности изго­ товления зубьев, параметров ИПК, рабочих нагрузок и сборки.

С увеличением окружных скоростей в зубча­ тых зацеплениях увеличивается динамическая составляющая нагрузок в них и, соответствен­ но, возрастают требования к повышению точ­ ности изготовления зубьев. Динамические на­

возникает кромочный удар из-за погрешностей зацепления. При выходе зубьев из зацепления в точной передаче происходит перераспределе­ ние нагрузки с динамическим усилием. В неточ­ ной передаче при выходе зубьев из зацепления возникает срединный удар.

Погрешности в изготовлении ЗК, деформация зубьев под действием нагрузки приводят к кро­ мочным ударам зубьев, вызывающим вибрации, крутильные колебания, высокий уровень шума. Повышение точности изготовления ЗК, увели­ чение (за счет применения косозубых ЗК) коэф­ фициента перекрытия, повышение жесткости зу­ бьев за счет изменения угла зацепления, а так­ же применение фланкирования зубьев позво­ ляют существенно снизить уровни вибраций и шума. Фланкирование - модификация профиля головки зуба для улучшения работоспособности высокоскоростных и тяжелонагруженных цилин­ дрических передач внешнего зацепления.

Основной вывод - точность зубчатой пере­ дачи назначается с учетом фактической нагру­ женности и жесткости сопряженных зубьев и всей упругой системы в целом.

Изгибная и контактная прочность нагружен­ ных ЗК является важнейшим условием их рабо­ тоспособности и долговечности.

Методы повышения изгибной и контактной прочности и долговечности ЗК во многом ана­ логичны. Однако следует иметь в виду, что кон­ тактная прочность обеспечивается сочетанием удельной нагрузки на зуб и прочности масляной пленки при рабочей температуре в зацеплении. Поэтому очень важен выбор смазки, тип ко­ торой зависит не только от удельной нагрузки, окружной скорости и температуры передачи, но определяется и заданными условиями экс­ плуатации (например, пуск установки, которая содержит зубчатую передачу, при отрицательных температурах окружающей среды и т.п.). Имеют значение и адсорбционные свойства масла. При высокой адсорбционной способности смазки усиливается ее связь с материалом зубьев, уве­ личивается толщина масляной пленки, смягча­ ются динамические явления, уменьшаются мак­ симальные напряжения в точках контакта. Не сле­ дует чрезмерно завышать количество масла, подаваемого в зацепление быстроходных пе­ редач, так как при этом теплосъем не увеличи­ вается, но появляется опасность гидродинамиче­ ского расклинивания передачи чрезмерно большим масляным слоем. Для быстроходных зубчатых передач выбирают масла с меньшей вязкостью, а для тихоходных - с большей вязкостью.

Методы повышения изгибной и контактной прочности и долговечности ЗК:

1. Увеличение профильного угла ИПК или на­ значение положительной коррекции. Коррекция (смещение исходного контура) - смещение дели­ тельной прямой исходной производящей рейки по нормали относительно делительной поверхно­ сти зубчатого колеса.

2.Увеличение радиуса переходной кривой

восновании зубьев.

3.Обеспечение при проектировании: доста­ точной жесткости передачи, симметричного расположения зубчатых венцов относительно на­ грузки, требуемого направления упругих дефор­ маций.

4.Уменьшение нагруженности передачи.

5.Регламентация глубины упрочненных ХТО слоев в соответствии с модулем и толщиной зу­ бьев у их вершины.

6.Введение упрочнения ХТО всех поверхнос­ тей зубьев (в том числе внешней поверхности го­ ловок, торцов зубьев) без разрывов. Это позво­ лит избежать концентрации напряжений на кром­ ках и у основания зубьев, появляющихся в месте стыка упрочненного ХТО слоя с неупрочненной поверхностью.

7.Введение требования скругления профиль­ ных и продольных кромок зубьев до ХТО, а пос­ ле ХТО - полировка скруглений и регламентация размеров скруглений.

8.Применение продольной и профильной моди­ фикации зубьев. Модификация зубьев - преднаме­ ренное отклонение профиля зуба от теоретичес­ кого, осуществляемое для компенсации действия факторов, отрицательно влияющих на работу зуб­

чатой передачи.

9. Применение в передачах как можно боль­ ших чисел зубьев (для этого не следует завышать модуль).

10.Применение в передачах торсионных соеди­ нительных валов, смягчающих динамические ко­ лебания нагрузки.

11.Применение в планетарных передачах самоустанавливающихся солнечных колес с по­ датливым ободом и других способов уменьше­ ния неравномерного распределения нагрузки меж­ ду сателлитами.

12.Недопущение на торцах зубьев таких кон­ структивных элементов, как сварной шов, удар­ ное клеймение, чеканка, кернение и пр.

13.Применение передач внутреннего зацепле­ ния, косозубых и прямозубых передач с возмож­ но большим коэффициентом перекрытия.

14.Уменьшение шероховатости обработки пе­ реходной кривой впадин зубьев; введение конт­ роля частот собственных колебаний колес, склон­ ных к резонансу.

15.Контроль неразрушающими методами на от­ сутствие исходных трещин, шлифовочных прижогов, остаточных напряжений растяжения.

16.Балансировка колес и валов быстроходных передач.

17.Контроль приработки зубьев после обкатки механизма.

10.6.Зубчатые передачи ГТД’ Общие сведения

10.6.5.Конструктивные параметры зубчатых передач

В приводах агрегатов и редукторах ГТД ос­ новной особенностью зубчатых передач являет­ ся малая удельная масса и ажурность конструк­ ции ЗК (рис. 10.74).

Практически большинство зубчатых передач имеет угол зацепления > 20°. Обычно в одной зубчатой передаче передаточное число (отно-

Рис. 10.74. Колеса зубчатые приводов агрегатов:

а - одновенцовое зубчатое колесо; 6 - двухвенцовое зубчатое колесо; в - коническое зубчатое колесо

Глава 10. Привод агрегатов, редукторы, муфты ГТД

шение числа зубьев колеса к числу зубьев шес­ терни) не превышает 4. В зубчатых передачах, как правило, число зубьев шестерни выбирают не менее Z = 25. Число зубьев колеса достигает Z = 139 (зубчатое колесо 2-й ступени редуктора Р-7). Модуль тяжелонагруженных зубчатых пе­ редач in = 2,0...8 мм.

В конструкциях зубчатых передач приводов аг­ регатов и редукторов ГТД целесообразно избе­ гать применения консольных ЗК. Обод и диафраг­ ма ЗК проектируются с учетом формы и частоты их собственных колебаний. Особенно актуально это для конических ЗК, которые имеют постоян­ ную осевую составляющую передаваемой нагрузки.

Головку зуба колес, как правило, подвергают модификации по профилю зуба, параметры кото­ рой зависят от передаваемой нагрузки и точнос­ ти изготовления. Толщина зубьев на окружности вершин не должна быть слишком малой, обычно она составляет 0,3...0,4/77.

например, судовых редукторов, в приводах агре­ гатов неравномерность распределения нагрузки вдоль зуба, как правило, не ограничивает их не­ сущую способность. Тем не менее в расчетах на прочность всегда учитывают деформацию тела колеса в зависимости от места приложения и направления нагрузки.

Толщина обода ЗК выбирается из отношения разницы диаметров окружности вершин зубьев и внутреннего диаметра обода к двум модулям. Рекомендуемое соотношение равняется пример­ но 4. Чем тоньше обод колеса, тем тщательнее он и зубчатый венец обрабатываются: приме­ няются поверхностное пластическое деформи­ рование зубьев, их полировка и т.п.

На жесткость зубчатого венца существенное влияние оказывает толщина диафрагмы, кото­ рая из условий обеспечения минимальной мас­ сы должна быть достаточно тонкой, а с другой стороны - должна обеспечивать достаточную жесткость зубчатого венца. Переходы от диа­ фрагмы к ступице и к ободу должны быть вы­ полнены по радиусу не менее 2,5 мм.

У конических зубчатых колес ширина венца со спиральными зубьями обычно составляет от 0,25 до 0,37 длины образующей делительного конуса. Суммарный коэффициент перекрытия конических зубчатых колес со спиральными зу­ бьями более 2. Направление спирали должно обе­ спечивать возникновение (под нагрузкой) силы, выталкивающей сопряженные колеса из зацеп­ ления. В случаях втягивания сопряженных кони­ ческих зубчатых колес со спиральным зубом,

например в режиме запуска ГТД, необходимо конструктивно исключить возникновение распора колес (касания вершин зубьев одного из сопря­ женных колес со впадиной зубьев другого).

Для повышения твердости зубьев ЗК и ци­ линдрических поверхностей, на которые монти­ руются подшипники, применяется ХТО. Зубья подвергаются ХТО вкруговую, когда обраба­ тываются профили зубьев, впадины, вершины, а также их торцовые поверхности. Такая обра­ ботка придает большую и равномерную по длине жесткость.

Иногда торцевые поверхности зубьев мел­ комодульных ЗК не подвергают ХТО. Это не­ обходимо для исключения сквозной цемента­ ции зуба, приводящей к образованию трещин и сколов.

При малой толщине зубьев на окружности вершин наружный диаметр заготовки перед ХТО покрывают медью или специальной крас­ кой для того, чтобы предотвратить создание це­ ментированного (нитроцементированного или азотированного) слоя по всей толщине верхней части зубьев и тем самым исключить сколы и повреждения из-за их чрезмерной хрупкости.

Конструкции зубчатых колес. Цилинд­ рические ЗК могут быть с одним или двумя зубчатыми венцами, редко - с большим их ко­ личеством. Способ размещения зубчатого венца ЗК относительно опор влияет на величину кон­ центрации нагрузки по длине зуба. В этом отно­ шении расположение венцов посередине между опорами наиболее благоприятно. ЗК предпочти­ тельнее изготовлять как единое целое с полот­ ном, ступицей и валом, поскольку составное ко­ лесо нуждается в элементах центровки и соеди­ нения. Все это усложняет утяжеляет конструк­ цию и снижает ее надежность в работе.

По способу изготовления двухвенцовые ЗК могут быть цельными или сборными.

Цельные двойные ЗК подразделяются:

-на колеса с нешлифованными зубчатыми венцами;

-колеса с одним шлифованным зубчатым венцом;

-колеса с обоими шлифованными зубчатыми венцами.

в приводах агрегатов и редукторах ГТД приме­ няются редко по причине низкой точности изго­ товления зубьев.

Возможно изготовление цельных ЗК (рис. 10.76) с двумя шлифованными зубчатыми венцами. В такой конструкции зубчатые венцы разнесены вдоль оси для обеспечения выхода шлифоваль-