Зубчатый редуктор

Зубчатый редуктор

Реферат

Изобретение относится к малогабаритным специализированным приводным механизмам с большим, от нескольких сотен до нескольких тысяч, передаточным отношением и высоким, десятки ньютонов на метр, моментом на выходном валу. Изобретение может быть использовано в качестве приводов панелей солнечных элементов, антенн и штанг специального оборудования космических летательных аппаратов. Это изобретение может также найти применение в самолетостроении и судостроении глиссирующих судов в качестве привода триммеров аэро- и гидродинамических поверхностей, а также в станкостроении при создании приводов станков с ЧПУ, роботизированных комплексов и высокомоментного ручного электроинструмента.

Известны аналоги заявляемого технического решения - это конструкции малогабаритных приводных механизмов с большим передаточным отношением (см., например, «Атлас конструкций элементов приборных устройств» под ред. Ю.Ф.Тимошенко, М., «Машиностроение», 1982, а также книгу С.А.Чернявского, Г.А.Снесарева и др. «Проектирование механических передач», учебно-справочное пособие для втузов, М., «Машиностроение», 1984). Основой для создания малогабаритных специализированных приводных механизмов с большим передаточным отношением обычно служат двух- и более ступенчатые редукторы, при этом одной из ступеней (обычно выходной) является червячная пара. Червячная пара может обеспечить большое передаточное отношение, однако в червячной паре оси валов перекрещиваются в пространстве, что снижает компактность такого редуктора.

Известно, что КПД червячной пары (0,75-0,98) (см., например, «Справочник металлиста», под ред. С.А.Чернавского и В.Ф.Рещикова, том 1, М., «Машиностроение», 1975, график на рис.40, стр.649) в целом ниже, чем КПД пар цилиндрических зубчатых колес (0,95-0,99) (см. например, таблицу 11.5 на стр.97 книги В.Н.Кудрявцева, Ю.А.Державца и Е.Г.Глухарева «Конструкция и расчет зубчатых редукторов», изд.«Машиностроение», Ленинград, 1971).

Прямая замена червячных пар в редукторе с большим передаточным отношением на цилиндрические передачи с целью повышения КПД редуктора создает противоречие, состоящее в том, что получение заданного передаточного отношения в малых габаритах при заданном моменте на выходном валу приводит к увеличению количества ступеней редуктора и, соответственно, к снижению его КПД. Такое противоречие разрешается применением ступеней редуктора на основе планетарных передач. Планетарные передачи, обеспечивая передаточные отношения до 250, в зависимости от схемы, обладают КПД от 0,95 до 0,99 и от 1,5 до 5 раз меньшим весом по сравнению с обычными цилиндрическими редукторами при прочих равных условиях (см., например, книгу В.Н.Кудрявцева, Ю.А.Державца и Е.Г.Глухарева «Конструкция и расчет зубчатых редукторов», изд.«Машиностроение», Ленинград, 1971, табл.111.4 на стр.182, табл.11.5 на стр.97, а также стр.5, соответственно). Общий КПД электроприводов с редукторами на основе различных типов зубчатых передач характеризуется следующими значениями: на основе червячных пар - от 0,45 до 0,8; на основе цилиндрических пар - от 0,6 до 0,8, а на основе планетарных передач - от 0,65 до 0,81 (см., например, каталог промышленной автоматики WEXON, С-Петербург, 2010 г. - 2012 г., стр.6). Кроме того, применение планетарных передач в многоступенчатом редукторе с большим передаточным отношением позволяет выполнить этот редуктор с соосным положением входного и выходного валов, что при прочих равных условиях повышает его компактность.

Ступенчатость редуктора подразумевает наличие прямой кинематической связи между его ступенями в промежутке между входным и выходным валами редуктора, то есть промежуточного конструктивного элемента с передаточным числом, равным единице, передающим вращение внутри редуктора от предыдущей ступени редуктора к последующей. Таким элементом может служить вал, соединенный одним концом с выходным элементом предыдущей ступени, например, водила в планетарной передаче по схеме 2К-Н с заторможенным одним из центральных колес (см., например, книгу В.Н.Кудрявцева, Ю.А.Державца и Е.Г.Глухарева «Конструкция и расчет зубчатых редукторов»,изд. «Машиностроение», Ленинград, 1971, табл.111.3 на стр.176), либо выходное зубчатое колесо планетарной передачи по схеме 3K (см., например, книгу В.Н.Кудрявцева, Ю.А.Державца и Е.Г.Глухарева «Конструкция и расчет зубчатых редукторов», изд. «Машиностроение», Ленинград, 1971, табл.111.4 на стр.182).

Для одновременного удовлетворения требований компактности, малого веса и технологичности промежуточный конструктивный элемент выполняется как одно целое либо с выходным элементом предыдущей ступени редуктора, либо с входным элементом последующей ступени редуктора, либо содержащим оба этих элемента. Примерами таких промежуточных конструктивных элементов могут служить промежуточные валы общеизвестных многоступенчатых зубчатых редукторов и автомобильных коробок передач (см., например, книгу В.Н.Кудрявцева, Ю.А.Державца и Е.Г.Глухарева «Конструкция и расчет зубчатых редукторов», изд. «Машиностроение», Ленинград, 1971, рис.111.1 на стр.171, рис.111.3 на стр.172, рис.111.5 на стр.174, рис.111.15 на стр.181, рис.111.21 и рис.111.22 на стр.186, а также книгу Й.Раймпеля «Шасси автомобиля», М., «Машиностроение», 1983).

Исходя из анализа вышеназванных общих признаков промежуточных элементов и общепринятого для них названия «промежуточный вал» указанное название здесь и далее будет использовано для элементов многоступенчатого редуктора, передающих без изменения крутящий момент от выходного элемента предыдущей ступени редуктора к входному элементу последующей ступени редуктора и не являющихся входным или выходным валами редуктора. Промежуточные валы имеют свои подшипниковые опоры, в которых из-за технологических погрешностей механической обработки и сборки элементов редуктора возникают взаимные эксцентриситеты и перекосы, приводящие к перекосам промежуточных валов. Кроме этого, возникают изменения линейных размеров взаимного положения ступеней редуктора как из-за технологических погрешностей изготовления, так и из-за тепловых деформаций вследствие применения различных по коэффициенту теплового расширения материалов, а также вследствие неравномерности внешнего нагрева или охлаждения и внутреннего тепловыделения при работе привода. Указанные погрешности приводят как к изгибным напряжениям промежуточных валов, так и к перекосам подшипников и возникновению в них дополнительных осевых нагрузок. Перечисленные силовые факторы снижают ресурс редуктора, а увеличение сечения валов и применение подшипников большего типоразмера повышает массу редуктора.

Указанная проблема решена в конструкциях многоступенчатых редукторов, в которых промежуточные валы установлены на сферических опорах, выполненных в виде сферических подшипников.

Одним из примеров такого решения является двухступенчатый редуктор, показанный на рис.111.22, стр.186 книги В.Н.Кудрявцева, Ю.А.Державца и Е.Г.Глухарева «Конструкция и расчет зубчатых редукторов», изд. «Машиностроение», Ленинград, 1971. Данная конструкция имеет первую и вторую ступени и вал, одновременно являющийся выходным валом первой ступени и входным валом второй ступени, то есть представляет собой промежуточный вал редуктора. Первая ступень рассматриваемой конструкции выполнена цилиндрической и соединена со второй ступенью, как сказано выше, промежуточным валом, установленным на сферических опорах в виде сферических шариковых подшипников качения. Данная конструкция имеет с заявляемым решением наибольшее количество общих существенных признаков и принята за прототип.

Признаками, общими с заявляемым техническим решением, являются более чем одна ступень редуктора, наличие входного и выходного валов, а также как минимум одного промежуточного вала, установленного на сферических подшипниковых опорах.

Решение, примененное в прототипе, освобождая промежуточный вал и его опоры от вышеупомянутых дополнительных нагрузок, имеет недостаток в виде увеличенной массы, что важно для летательных аппаратов, особенно космических. Другим недостатком прототипа является то, что его первая ступень выполнена цилиндрической, что приводит к несоосности компоновки входного и выходного валов и снижает компактность редуктора.

Известно, что при одинаковых габаритах примененные в качестве сферических опор сферические шариковые подшипники качения имеют на (12-20)% большую массу и на (10-30)% меньшую динамическую грузоподъемность, а также на (80-90)% меньшую статическую грузоподъемность по сравнению с аналогичными типоразмерами шариковых радиальных подшипников качения (см., например, данные ГОСТ 8338-75 и ГОСТ 28428-90 для легких серий однорядных радиальных шариковых подшипников качения и сферических шариковых подшипников качения). Те же рассуждения применимы и к сферическим роликовым подшипникам качения по сравнению с радиальными роликовыми подшипниками качения. Необходимо отметить, что выбор типа подшипника качения (шариковый или роликовый) зависит только от требуемой грузоподъемности подшипниковой опоры вала и не влияет на сущность изложения заявляемого технического решения. Поэтому при дальнейшем изложении тип подшипника (шариковый или роликовый) будет опущен, а важным является то, что рассматриваться будет подшипник качения. Таким образом, конструкция опор промежуточного вала на основе сферических подшипников качения, как это выполнено в прототипе, предопределяет увеличение массы и габаритов редукторов, от которых требуется малая масса и компактность. Кроме того, стоимость сферических подшипников качения при одинаковых габаритных размерах более чем в два раза превышает стоимость соответствующих однорядных радиальных подшипников качения. Что касается пониженной компактности рассматриваемого прототипа, то задача повышения его компактности решается заменой в прототипе цилиндрической первой ступени на планетарную с соответствующим передаточным отношением.

Задачей настоящего изобретения является устранение недостатков прототипа путем исключения дополнительных нагрузок на промежуточный вал и его подшипниковые опоры при сохранении преимуществ прототипа.

Поставленная задача решена следующим образом. В известной конструкции зубчатого редуктора, содержащего зубчатые передачи и кинематически связанные с этими передачами входной и выходной валы, а также промежуточный вал, установленный между входным и выходным валами и опирающийся хотя бы на одну сферическую подшипниковую опору, при этом выходной вал редуктора входит в состав планетарной передачи, согласно настоящему изобретению, сферическая подшипниковая опора выполнена в виде радиального подшипника качения, во внутреннее кольцо которого установлен сферический элемент, выполненный как минимум на одном из упомянутых валов и сопряженный с упомянутым внутренним кольцом радиального подшипника качения подвижным образом.

Такое новое техническое решение всей совокупностью существенных признаков позволяет уменьшить габариты, снизить массу зубчатого редуктора и, сохраняя преимущества прототипа, снизить его стоимость.

Таким образом, суть предлагаемой конструкции заключается в том, что функции восприятия радиальных нагрузок и компенсации перемещений разделены между радиальным подшипником качения и сферическим элементом вала, при этом функции компенсации взаимных угловых и линейных перемещений валов совмещены путем образования на валу сферической поверхности, которая контактирует с посадочной поверхностью внутреннего кольца указанного радиального подшипника качения, что в сравнении с прототипом является существенным отличием настоящего изобретения.

Заявляемая совокупность существенных признаков не была обнаружена в патентном фонде и в фондах научно-технической информации. Поэтому предлагаемое изобретение можно признать новым.

Заявляемая конструкция зубчатого редуктора соответствует критерию патентоспособности «изобретательский уровень», так как предлагаемое техническое решение для специалиста явным образом не следует из уровня техники.

Сущность заявляемой конструкции зубчатого редуктора поясняется фигурой, согласно которой зубчатый редуктор снабжен двигателем 1 (электро-, пневмо-, гидродвигателем без изменения сути изложения), содержит корпус 2, в котором собрана вся конструкция редуктора. Входной вал 3 первой ступени 4 закреплен на валу двигателя 1. Ступень 4 выполнена, например, в виде планетарной передачи типа 3К. Промежуточный вал 5 кинематически соединяет первую ступень 4 со второй ступенью 6, которая также представляет собой планетарную передачу типа 3K с выходным валом 7. Входной вал 3 имеет сферический элемент 8, с которым сопряжен своим внутренним кольцом 9 радиальный подшипник качения 10 промежуточного вала 5 подвижным образом, например, по подвижной посадке. На другом конце промежуточного вала 5 выполнен сферический элемент 11, который сопряжен с внутренним кольцом 12 радиального подшипника качения 13 выходного вала 7 подвижным образом, например, по подвижной посадке. Внешняя нагрузка 14 кинематически соединена с выходным валом 7. На фигуре также показаны детали редуктора, объединяющие вышеозначенные элементы в единую конструкцию: корпусные детали, зубчатые колеса, подшипники качения, кроме вышеописанных, крепеж, втулки и прочие элементы, не являющиеся предметом притязаний.

Работает зубчатый редуктор, изображенный на фигуре, следующим образом.

При включении электродвигателя 1 он создает на входном валу 3 соответствующие момент и обороты. Входной вал 3 вращает связанные с ним зубчатыми передачами зубчатые колеса первой ступени 4. Первая ступень 4 преобразует момент и обороты входного вала 3 в соответствии со своим передаточным отношением в момент и обороты промежуточного вала 5, который без изменений передает вращение на вторую ступень 6 в виде планетарной передачи одной из известных схем. Выбор схемы планетарной передачи не является предметом изобретения, поэтому описание работы планетарной передачи любой известной схемы является тривиальным и здесь опущено. Вторая ступень 6 преобразует момент и обороты промежуточного вала 5 в соответствии со своим передаточным отношением в момент и обороты выходного вала 7, который сообщает их внешней нагрузке 14. В связи с тем что двигатель 1, первая 4 и вторая 6 ступени, а также выходной вал 7 установлены в корпусе редуктора 2 на различные посадочные поверхности, промежуточный вал 5 выполняет не только функцию передачи момента и оборотов от первой ступени 4 ко второй ступени 6, но и компенсирует возникающие технологические погрешности углового положения, взаимные эксцентриситеты, а также погрешности продольного расположения ступеней зубчатых передач. Это достигается тем, что радиальный подшипник качения 10 промежуточного вала 5 сопряжен своим внутренним кольцом 9 со сферическим элементом входного вала 8, а сферический элемент промежуточного вала 11, в свою очередь, сопряжен с внутренним кольцом 12 радиального подшипника качения 13 выходного вала 7.

Для обеспечения подвижности соединения соответствующего сферического элемента вала с ответной посадочной поверхностью внутреннего кольца радиального подшипника качения их взаимная посадка должна быть подвижной, например скользящей. Шариковые радиальные подшипники качения допускают при своей эксплуатации небольшой, до восьми угловых минут, угловой люфт (см., например, справочник-каталог «Подшипники качения» под ред. В.Н.Нарышкина и Р.В.Коросташевского, М., «Машиностроение», 1984, табл.76 на стр.88). Поэтому в реальной конструкции зубчатого редуктора в зависимости от технологически располагаемой точности изготовления может потребоваться лишь одна сферическая опора промежуточного вала.

Зубчатый редуктор, содержащий зубчатые передачи и кинематически связанные с этими передачами входной и выходной валы, а также промежуточный вал, установленный между входным и выходным валами и опирающийся хотя бы на одну сферическую подшипниковую опору, при этом выходной вал редуктора входит в состав планетарной передачи, отличающийся тем, что сферическая подшипниковая опора выполнена в виде радиального подшипника качения, во внутреннее кольцо которого установлен сферический элемент, выполненный как минимум на одном из упомянутых валов и сопряженный с упомянутым внутренним кольцом радиального подшипника качения подвижным образом.