Можливості зниження шуму зубчастих редукторів та коробок швидкостей
МОЖЛИВОСТІ ЗНИЖЕННЯ ШУМУ ЗУБЧАТИХ РЕДУКТОРІВ І КОРОБОК ШВИДКОСТЕЙ
Терехова О.А., Марголіт Р.Б.(РІ(ф) МГОУ, р. Рязань, РФ)
Зменшення розміру рівня під відкритим circul і під роботою, що вважається. We suppose to decrease loads inside the reduktion gear, use contactless labyrinth gasket and support bearing regulation, to avoid several gears working on the same gearing frequency.
У багатоступінчастих зубчастих редукторів, що працюють при змінних режимах, до яких можна зарахувати коробки швидкостей металорізальних верстатів, редуктори ліфтів, транспортних та багатьох інших машин і механізмів, цікавить рівень шуму на холостому ходу і під робочим навантаженням.
Не завжди конструктори та виробники цих механізмів приділяють належну увагу шляхам зниження шуму. Запропонуємо деякі з них.
1. Зменшення навантажень усередині самого редуктора.
1.1. Швидкі передачі для обертання вимагають збільшеного моменту, тим самим створюється навантаження не тільки в даній зубчастій передачі, але і у всіх попередніх. Слід у конструкції уникати передач, що підвищують.
1.2. Навантаження на кінцевій ланці виникає в коробках швидкостей верстатів при використанні контактних ущільнювачів, що захищають підшипники шпинделя від витікання мастила назовні з бабки і від забруднення і СОЖ всередину. Пропонується відмовитись від гумових контактних ущільнювачів на користь безконтактних лабіринтних. Заміна контактного ущільнювача в задній опорі шпинделя універсального токарно-гвинторізного верстата мод.16Р25П Рязанського верстатобудівного заводу призвела до зниження рівня шуму вузла на 4 дБ.
1.3 Навантаження у підшипниках часто залежить від якості складання. Практика складання вузлів показує, що якісне складання звикористання регулювання підшипникових опор призводить до зниження шуму до 5 дБ.
2. Не слід допускати у конструкції роботу кількох зубчастих передач на одній частоті зачеплень. Частота зачепленняfв Гц відображає удари при кожному вході зуба в зачеплення і може бути підрахована за формулою:
f=,
деn- частота обертання об/хв;
z – число зубів обертового колеса.
З великою часткою впевненості можна припускати і практика підтверджує, що частота звукового тиску від працюючої передачі дорівнює частоті його зачеплення. Не бажано, щоб у конструкції вузлів були зубчасті передачі, які працюють:
- з рівними частотами зачеплень;
- З високими за значенням частотами зачеплення.
На збіг частот в одному вузлі не завжди звертають увагу при проектуванні, хоча конструктор завжди має резерв змінювати частоту зачеплення. Слід уникати застосування в конструкції проміжних, так званих паразитних коліс. У таких коліс завжди два зачеплення, що працюють із однією частотою зачеплення. Ось один із прикладів (рис.1) надання паразитного зачеплення замість цільного паразитного колеса 1 [1] (варіанта) двох різних вінців 2 і 3. Перевірка рішення (варіантб) Конструкція ланцюга зворотного обертання шпинделя токарного верстата призвела до зниження рівня шуму на 4 дБ.
Рисунок 1 – Зміна конструкції проміжного колеса
Для визначення випромінюваної кількома джерелами сумарної звукової потужностіLpвузлів верстатів потрібно скористатися формулою енергетичного підсумовування шуму:
Lp= ,
деLi(i= 1, 2, ...n) - рівень звукової потужності, що випромінюється окремим джерелом;n– кількість джерел, у разі зачеплень з однаковою частотою.
Отже, при збігу значень кількох частот зачеплень завдання досягнення малошумності значно ускладнюється, а іноді стає практично важкою. Для позбавлення від збігу рівності частот зачеплення необхідно змінити частини коліс величини модулівmі число зубівz. При виборі нової кількості зубів можна зберегти колишнє передатне відношення. За збереження незмінним твориmzне доведеться змінювати міжосьові відстані у корпусах коробок. Краще йти шляхом зменшення числа зубів зі збільшенням модулів. В цьому випадку не виникнуть проблеми з передачею максимальних навантажень, а також зменшиться частота зачеплення, що додатково сприятливо позначиться на шумовій характеристиці.
Виникнення високих частот зачеплення також завжди приділяється увагу при конструюванні. Санітарні норми шуму встановлюють жорсткіші вимоги до шуму великих частотах. Найправильніше рішення - уникати в конструкції надмірно більших частот зачеплення, що запобігатиме виникненню шуму на високих частотах.
3. Вимоги до точності зубчастих передач.
Ці вимоги повинні призначатися відповідно до необхідних шумових характеристик вузлів та швидкостей обертання передач. З трьох складових точності коліс за ГОСТ1643-81 (кінематична точність, плавність, контакт зубів) для коліс коробок швидкостей верстатів та транспортних машин найважливішими показниками є норми плавності, на другому місці – контакт зубів. З економічних міркувань доцільно призначати комбіновані вимоги: наприклад, при швидкостях до 8 м/с 8-6-6 при більш високих швидкостях 7-5-6.
Доцільно розділити вимоги допрофілю а) до форми поверхні; б) до розташування. Похибка розташування – це відхилення від заданого кута зачеплення. Для забезпечення малого шуму важливо забезпечити рівність кутів зачеплення обох коліс передачі. Назвемо це основним правилом малошумності. Абсолютно неважливо сама величина відхилення, так як байдуже буде кут рівним 20 º або трохи більшим, або меншим. Похибки форми можуть бути внесені навмисно для поліпшення плавності: фланк на вершині і деякий підріз в районі ніжки зуба.
4. Підвищення плавності роботи навантажених зубчастих передач.
Зуби під навантаженням деформуються, причому провідне колесо деформується більше, ніж ведене. Основне правило малошумності порушується Певною мірою можна компенсувати різницю у величині деформації, надавши веденому колесу невелике негативне відхилення профілю в порівнянні з ведучим [2]. Повністю компенсувати різницю деформацій не вдається, оскільки в прямозубих передачах постійно відбувається перехід від однопарного до двопарного зачеплення, відповідно до значення коефіцієнта перекриття. Чим більший коефіцієнт перекриття, тим більший період двопарного зачеплення, тим менша деформація зубів.
Найбільш радикально це проявляється при переході до косозубого зачеплення. Коефіцієнт перекриття стає більше двох. Для збільшення несучої здатності та ліквідації осьових навантажень на підшипники від косозубих коліс переходять до шевронних.
Підвищення плавності та несучої здатності евольвентних передач забезпечується переходом від прямозубих до косозубих, шевронних та арочних зубчастих передач. Продуктивна технологія зуборізання високоточних арочних коліс з евольвентним профілем [3] розроблена колективом співробітників Рязанського інституту (філії) МГОУ.
1. Необхідно знижувати навантаження всередині вузла та уникати збігу частот зачеплення.
2. Плавність та малошумність зубчастих передач забезпечується збігом кутів зачеплення.
3. Зменшення шуму за рахунок зменшення величин деформацій зубів під навантаженням відбувається при переході від прямозубих до косозубих, шевронних та арочних передач.
1. Марголіт Р.Б., Терехова О.А. Конструктивні передумови виготовлення малошумних верстатів // Складання в машинобудуванні, приладобудуванні - 2005. - №8. - С.3 -12.
2. Свідоцтво на корисну модель №11117 Прямозуба евольвентна циліндрична передача // Авт. винайде. Р.Б. Марголіт, Ю.С. Маркін, О.М. Моос, М.М. Слугін, В.І. Бойко. – діє на території України з 9.03.99, зареєстровано 16.09. 99.