CC BY
35
Библиографический список
1. Вибрации в технике. Справочник, Т. 4, Вибрационные процессы и машины / Под ред, Э.Э.Лавендела, - М,: Машиностроение, 1981. - 509 с,
2. Тимошенко С,П. Прочность и колебания элементов конструкций. - М.: Наука, 1975. - 704 с,
3, Павлов Б.В, Акустическая диагностика механизмов, - М.: Машиностроение, 1971. - 224 с,
4, Медведев A.M., Бушманов A.B., Суханов Н.Л Расчетно-экспериментальный метод определения шума прядильных машин //Сб. тр, межд. конф, по борьбе с шумом и вибрацией «NOISE», 1993.
5. Скучик Е, Простые и сложные колебательные системы, - М.: Наука, 1971,
6, Никифоров A.C., Будрин С.В, Распространение и поглощение звуковой вибрации на судах, - Л: Судостроение, 1968.-216с.
Д.М.Медведев, Г.Б,Литовка, Е.С.Кишлалы
Виброакустические исследования зубчатой передачи с демпфированием
Контактные взаимодействия зубчатых колес вследствие неточности изготовления и упругих деформаций зубьев формируют ударные импульсы, которые генерируют шум, Анализ этого явления показывает, что шумо-излучение зубчатой передачи функционально связано с длительностью контакта, оптимизируя которую можно гасить виброакустические колебания зубчатой передачи.
Длительность соударения, согласно нашим исследованиям, можно определить по формуле [1]:
2.94
(
5 т
2
М
Vn5
V 4 ^о j
(1)
где v0 =
col-z1- At ~2n~
- относительная линеиная ско-
рость зубчатых колес в момент касания; ао - частота вращения; А/ - вероятное отклонение шага по дели-
171 • 171-у
тельной окружности; т - —--— - приведенная
т, + т2
масса зубчатой передачи, тх, т2 - массы зубчатых колес;
2
k0 -
1 -/Л{ , l~JU2
+
A 4 Pi Pi + Pi
постоянная, зависящая от геометрии соприкасающихся поверхностей и констант материала зубчатой передачи; р{>р2 ~ радиусы кривизны профилей зубьев в полюсе зацепления; Ех,/их>Е2,¡л2 - модуль упругости и коэффициент поперечной деформации зубчатых колес, Из уравнения (1) вытекает, что наиболее эффективным средством снижения виброакустической активности может быть применение для изготовления зубчатых колес полимерных материалов, В связи с этим, в качестве полимерного материала для изготовления зуб-
чатых колес был выбран блочный полиамид, материал на основе капролоктама и регулирующих добавок, соответствующий критериям работоспособности зубчатых передач, Полиамиды являются универсальными материалами для изготовления зубчатых колес. Они хорошо поглощают шум и вибрацию, быстро прирабатываются. Основными особенностями полиамидов являются; высокая тепло- и морозостойкость, хорошие антифрикционные свойства. Материал устойчив к действию растворителей, масел, но чувствителен к воздействию водяных паров, Допускаемая температура эксплуатации 250 * 275СС. Коэффициент трения по стали со смазкой составляет 0.07 * 0.08, без смазки - 0,1 0.4, Также полиамиды характеризуются повышенной радиальной стойкостью, прочностью и малой усадкой, обладают высокой термостабильностью. Кроме этого, данный вид материалов обладает увеличенным коэффициентом внутреннего трения.
Весьма ответственным при разработке конструкции полимерного колеса является соединение его с валом. Из большого числа возможных вариантов соединения цельнопластмассового зубчатого колеса с валом наиболее надежным и технологически простым выбрано шпоночное соединение, обеспечивающее высокую точность и малые удельные давления на рабочих поверхностях шпонки при передаче крутящего момента. Для снижения концентрации напряжений и равномерного распределения по конструкции передаваемого усилия соединение выполнено с двумя диаметрально противоположными призматическими шпонками, расположенными не под впадинами, а под зубьями полимерного зубчатого колеса.
Конструкция полимерного колеса представлена на рис.1,
Термообработка полимерного зубчатого колеса проводилась в кипящей воде для снятия внутренних напряжений, насыщения колес влагой до равновесного состояния (порядка 3 %), а также удаления мономера,
Машиноведение
(1.5-2.0
cdi
СП
Рис. 1. Конструкция полимерного зубчатого колеса
что способствовало повышению молекулярного веса, Продолжительность термообработки составляет 15 минут на 1 мм толщины изделия. Большое значение при термообработке имеет скорость нагрева и охлаждения. Медленный нагрев и медленное охлаждение в той же жидкости, в которой проводилась термообработка, осуществлялось со скоростью не более 50°С в час, что способствовало сохранению упорядоченности молекулярной цепи, а также получению на зубьях колес сжимающих напряжений. Выбранный режим позволил повысить поверхностную твердость полиамида-6 до 17-19 единиц по Бринеллю.
Снижение шума за счет применения ударного демпфирования, т.е. замены в зубчатой передаче одного металлического колеса полимерным, может быть оценено при помощи уравнения [2]:
L = 10-lg
к(т2)
(2)
где и к(т2) - коэффициенты относительной
мощности зубчатой передачи до и после применения
ударного демпфирования, зависящие от длительности соударения.
Снижение шума за счет применения ударного демпфирования оценивалось в результате исследования виброакустических характеристик зубчатой передачи (Z, = 55, Z2 =77) серийного исполнения и разработанной передачи, в зацеплении которой находится пара зубчатых колес, одно из которых изготовлено из полимерного материала. Исследуемая зубчатая передача приводилась во вращение электродвигателем [N = 10 кВт, со = 152.89 с"1). Частота вращения зубчатых колес контролировалась строботахометром. В качестве нагружающего устройства был использован звукоизолированный червячный одноступенчатый редуктор типа РЧН-80А. Вследствие низкого уровня собственного шума редуктор является весьма совершенным нагрузочным устройством для акустических испытаний зубчатых передач.
Для исключения влияния на звукоизлучение системы зубчатая передача - станина звукоизолирующие ограждения были сняты, электродвигатель заключен в герметичный кожух, изготовленный из листовой стали толщиной 2 мм, внутренние поверхности которого были облицованы эластичным полиуретановым поропластом марки ППУ-ЭТ (ТУ 6-05-1734-75) толщиной 100 мм. В результате проведенных мероприятий разность между уровнем измеренного шума зубчатой передачи и эквивалентным (шум электродвигателя и нагрузочного устройства) составила более 15 дБ, что исключило необходимость учета помех.
В ходе эксперимента были исследованы уровни звуковой мощности (УЗМ) в октавных полосах частот 63-8000 Гц в соответствии с СН 2,2.4/2.1,8,562-96.
При измерениях и узкополосном анализе экспериментальных данных использовались следующие приборы: точный импульсный шумомер 00 017 с конденсаторным микрофоном МК 102 и октавными фильтрами фирмы «Robotron», измерительный магнитофон 7003, узкополосный анализатор в реальном времени 3348 и самописец уровня 2305 - все приборы фирмы «Brüel & Kjaer». Микрофон был расположен на расстоянии I м от исследуемого объекта и не менее 0,15 м от пола.
На рис. 2 приведена спектрограмма шума зубчатой передачи (Z, = 55, Z2 = 77) серийного исполнения.
Каждая пара колес, находящихся в зацеплении, генерирует периодическую последовательность модулированных по амплитуде и фазе ударных импульсов. В частотном спектре исследуемой зубчатой передачи можно выделить три основных источника, создающих шум: а) наличие неизбежных мельчайших, статически распределенных погрешностей (в том числе и микронеровностей боковых поверхностей), возбуждающих в спектре равномерный широкополосный шум; б) крупные и при этом циклически распределенные погрешно-
669 1338 2676
Рис. 2. Спектрограмма шума зубчатой передачи серийного исполнения
/,Гц
Расчетные значения оборотной и зубцовой частот
Номер Колеса Число зубьев Оборотная частота, с'1 Зубцовая частота ( ) и ее кратные гармоники, Гц
И 2\ 31 А\ 5! Ь\ 1\
1 2 55 77 24,327 17.376 1338 2676 4014 5352 6690 8028 9366
4000 8000 /,Гц
—♦--1-зубчатая передача серийного исполнения;
—»--2-зубчатая передача с полимерным колесом;
А - 3-расчетное значение
Рис. 4. Спектр звуковой мощности зубчатой передачи
669 1338 2676
Рис. 3. Спектрограмма шума зубчатой передачи с полимерным колесом
[®] Машиноведение
сти, возникающие в процессе нарезания зубьев; в) упругие деформации зубьев под нагрузкой, носящие импульсный характер с частотой повторения зубьев,
Для выявления основных причин повышенного шу-моизлучения в таблице приведены расчетные значения оборотных, зубцовых и кратных (диапазон до 10 кГц) гармоник, возбуждаемых исследуемой зубчатой парой,
При анализе спектра (рис. 2) прослеживается структура сигнала, где проявляется зубцовая частота контакта зубьев и ее гармоники. При этом из приведенного спектра видно, что большая доля мощности сигнала приходится на основную зубцовую частоту \г = 1338 Гц и ОД = 669 Гц.
Анализ расчетных составляющих шума зубчатой передачи, представленных в таблице, и частотных исследований спектра шума от исследуемой передачи приводит нас к обоснованному выводу о решающем значении в шуме работающих зубчатых передач периодических колебаний, возбуждаемых пересопряжением зубьев. Деформация пары зубьев, находящихся под нагрузкой, вызывает сдвиг точки приложения силы в направлении линии зацепления. Из этого следует, что шаг зацепления к следующему зубу укорачивается на величину деформации, что приводит к сокращению времени для входа следующей пары и удару зубьев, вместо их скольжения, как это должно иметь место в идеальном случае.
Результаты экспериментальных исследований шума зубчатых колес серийного исполнения доказали правильность выбранного пути, не связанного с повышением качества изготовления зубчатых колес, а направленного на использование демпфирующих средств, т.е. полимерных зубчатых колес.
Для исследования звукоизлучеиия зубчатой передачи одно колесо серийного исполнения [12 ~ 77) было заменено полимерным. На рис, 3 приведена спектро-
грамма шума, а на рис, 4 - спектр УЗМ, разработанной зубчатой передачи.
Анализ спектра шума зубчатой передачи (рис. 3) показал, что характер амплитудно-частотного спектра в основном остался аналогичен спектру зубчатой передачи серийного исполнения (рис. 2), Спектр имеет дискретный характер, где доминирует зубцовая частота контакта зубьев. Максимальное снижение шума до 10 дБ отмечено на зубцовой частоте 2fz = 2676 Гц. В результате сравнения УЗМ передачи серийного исполнения (рис. 4, график 1) и разработанных зубчатых передач (рис. 4, график 2) установлено, что максимальное снижение на 16-21 дБ обеспечивается в диапазоне 1000-8000 Гц, Этот диапазон имеет особое значение, так как органы слуха человека наиболее чувствительны именно в этой области. В низкочастотной области не произошло снижения, однако, это не имеет существенного значения вследствие того, что предельные спектры санитарных норм на этих частотах имеют уровни значительно большие,
Разница между расчетными (2) и экспериментальными значениями (рис.4) звуковой мощности исследуемой зубчатой передачи составила 2-3 дБ в диапазоне средних и высоких частот. Удовлетворительная сходимость теоретических и экспериментальных значений позволяет использовать методику ударного демпфирования при проектировании зубчатых передач с улучшенными виброакустическими характеристиками.
Библиографический список
1. Тимошенко С.П. Прочность и колебания элементов конструкций, - М.: Наука, 1975, - 704 с.
2, Никифоров A.C., Будрин С,В, Распространение и поглощение звуковой вибрации на судах, - А; Судостроение, 1968. - 216 с.
Л.Б.Цвик, М.А.Храменок, М.В.Шапова
О влиянии основных конструктивных параметров осесимметричных патрубковых зон сосудов давления на вид их напряженного состояния
Патрубковые зоны сосудов давления, при прочих равных условиях, являются зонами, где разрушения возникают наиболее часто, На разрушение материала конструкции сосуда в этих зонах влияют, прежде всего, уровень напряжений и вид напряженного состояния в очаге разрушения. Первый из этих факторов характеризуется коэффициентом концентрации эквивалентных напряжений
_ тах
ТГ
(1)
где а-, - эквивалентные напряжения, определяемые формулой;
