автореферат диссертации по безопасности жизнедеятельности человека, 05.26.01, диссертация на тему:Снижение шума и вибрации редукторов

На правах рукописи

Бондареико Вероника Александровна СНИЖЕНИЕ ШУМА И ВИБРАЦИИ РЕДУКТОРОВ

Специальность 05.26.01 - Охрана труда (в машиностроении)

АВТОРЕФЕРАТ

диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

Ростов-на-Дону, 2014 г.

005548235

Работа выполнена в федеральном государственном бюджетном образовательном учреждении высшего профессионального образования «Ростовский государственный университет путей сообщения» (ФГБОУ ВПО РГУПС)

Научный руководитель: доктор технических наук, профессор

Чукгрин Алэксандр Николаевич,

Официальные оппоненты: доктор технических наук, доцент,

профессор кафедры «Безопасность жизнедеятельности» ФГБОУ ВПО Ижевский государственный технический университет им. М.Т. Калашникова Тюрин Александр Павлович

кандидат технических наук, доцент, доцент кафедры «Безопасность жизнедеятельности и защиты окружающей среды» ФГБОУ ВПО ДГТУ Богданова Ирина Виссарионовна

Ведущая организация; ФГБОУ ВПО Балтийский государствен-

ный технический университет «ВОЕН-МЕХ им. Д.Ф. Устинова» (г. Санкт-Петербург)

Защита состоится 03.07.2014. в 10:00 часов на заседании диссертационного совета Д 212.058.06 при ФГБОУ ВПО «Донской государственный технический университет» (ФГБОУ ВПО ДГТУ) по адресу: 344000, г. Ростов-на-Дону, Гагарина пл., 1, ауд. 1-252.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке ФГБОУ ВПО

ДГТУ.

Автореферат разослан "¿г¥" апреля 2014 г.

Ученый секретарь диссертационного ,

совета д.т.н., профессор А.Т. Рыбак

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность. Редукторные системы получили широкое распространение не только в различных отраслях машиностроения, но и технологических машинах различного технологического назначения. Например, в различных типах кранов, в механизмах подъема груза и перемещения, транспортных устройствах, таких как конвейерные системы, электровозы и тепловозы и т.д. Характерной особенностью редукторов является наличие в их кинематике зубчатых передач (конических, цилиндрических, червячных), что фактически и определяет их повышенные виброакустические характеристики. . ■ . ..

Несмотря на большое количество исследований по шумообразова-нию зубчатых передач обращает на себя внимание недостаточность научных материалов по процессам возбуждения вибраций и шумообразованию редукторных систем в целом с учетом динамических явлений в приводных механизмах. Необходимо отметить, что учет динамических явлений в приводе редукторов позволит существенно уточнить, расчеты структурной доли шума, излучаемой, элементами корпусных деталей на стадии проектирования.

Таким образом, задача снижения виброакустических характеристик различных типов редукторов, в особенности при их проектировании, является актуальной и имеет важное научно-техническое и социально-экономическое значение для машиностроительной отрасли.

Целью настоящей работы: изучение закономерностей формирования спектров вибрации и; шума редукторов и снижение уровней звукового давления путем совершенствования подшипниковых узлов.

Научная новизна работы заключается в следующем:

Разработана математическая модель динамической системы редуктора с учетом зазоров в зубчатых передачах, что уточняет зависимость силового возмущения по сравнению с линейной моделью.

Изучены динамические явления в приводе редуктора и их влияние на величину вводимой вибрационной мощности что раскрывает закономерности формирования спектров вибрации и шума.

Полученные аналитические зависимости уровней звукового давления корпусов редукторов позволяют теоретически обосновать конструктивные и физико-механические параметры узлов подшипников, исходя из санитарных норм шума.

Практическая ценность работы заключается в следующем:

Разработана методика инженерного расчета виброакустических характеристик на стадии проектирования редукторов, согласно их компоновки, конструктивного исполнения всех элементов приводной структуры и условий эксплуатации.

, , Предложена конструкция блочно-модульного подшипникового узла скольжения валов редуктора с повышенными виброизолирующими свойствами, обладающего высокой износостойкостью и долговечностью.

Реализация работы в промышленности:

Результаты исследований внедрены на ЗАО «Специальное конструкторское бюро автоматических линий и металлорежущих станков» (г. Краснодар).

Методы исследований:

Теоретическое исследование процессов шумобразования редукторов проводились с использованием положений технической виброакустики, динамики машин и теории колебаний.

Апробация работы:

Основные положения диссертации докладывались и обсуждались на международных научно-практических конференциях «Транспорт - 2013» г. Ростов-на-Дону, 2013 г., «Инновационные технологии в машиностроении и металлургии», г. Ростов-на-Дону, 2013 г.

Публикации:

По материалам диссертации опубликовано 8 печатных работ, в том числе две в журналах, входящих в «Перечень ведущих научных журналов и изданий».

Структура и объем дйссертации:

Диссертация состоит из введения, четырех глав, общих выводов и рекомендаций, списка использованной литературы из 88 наименований, имеет 37 рисунков, б таблиц и изложена на 152 страницах машинописного текста. В приложения вынесены уравнения энергетического баланса всех элементов корпусных деталей редукторов, программа расчета уровней шума и вибрации и сведения о внедрении.

ОСНОВНОЕ СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении обоснована актуальность темы диссертации, направленной на решение важной для машиностроения научно-технической и социально-экономической задачи - снижение шума редукгорных систем за счет улучшения подшипниковых узлов. Приводятся основные результаты ее решения с указанием научной новизны и практической значимости.

В первой главе выполнен обзор литературных источников, посвященных снижению шума и вибрации электродвигателей, подшипников качения, зубчатых передач и корпусных деталей. Для снижения шума зубчатых передач разработаны различные варианты конструкций с демпфированием венца и ступицы колеса. Эти результаты имеют большое практическое значение для открытых зубчатых передач. В редукторах открытые передачи не применяются, поэтому влияние зубчатых передач на шум узла в целом в большей степени проявляется через структурную составляющую

шума, а именно передачу возмущений, обусловленных погрешностями изготовления и сборки, на корпус через подшипниковые узлы. Для подшипников качения существующие способы снижения шума сводятся к отбору их по допустимым величинам скорости колебаний на наружных кольцах и установке в корпусные детали в сборных втулках с демпфирующей прослойкой. Следует отметить, что эффективность в снижении шума корпусных деталей в этом случае составила только 2-4 дБ и высокочастотной части спектра 2-8 кГц. Для редукторов этих типов данные разработки также не применимы, т.к. необходимо снизить уровни шума намного больше и в основном в среднечастотной части спектра 125-1 ООО Гц. Для снижения шума корпусных деталей предлагается обеспечивать за счет толщины стенок либо сварными корпусами с двойными стенками, промежуток между которыми заполняется сыпучим поглотителем. Этот способ очень нетехнологичен и кроме этого от воздействия вибраций сыпучий поглотитель уплотняется и это фактически приводит к полной потере эффективности в снижении шума. Обращает на себя внимание отсутствие исследований шума и вибрации редукторов, учитывающих особенности привода, динамических явлений в элементах кинематики, конструктивного исполнения и особенности эксплуатации.

Исходя из анализа состояния вопроса и учитывая характерные особенности конструкции редукторов можно предположить, что наиболее рациональным направлением снижения шума является разработка опор скольжения валов (вместо подшипников качения) с повышенными вибро-демпфирующими и виброизолирующими параметрами. Причем наиболее не только научно-технически, но и экономически выгодно задачу выполнения санитарных норм шума решать при проектировании редукторов. Это возможно осуществить только при наличии инженерной методики расчета спектров вибрации и шума, которая позволяет расчетным путем определить уровни звукового давления, сравнить их с предельно-допустимыми значениями, определить величины превышений на соответствующих частотных диапазонах и выбрать инженерные решения по выполнению санитарных норм.

Для достижения поставленной цели в работе решаются следующие задачи:

1. Изучить закономерности формирования спектров вибрации и шума редукторов с учетом динамических явлений в приводе и элементах кинематики.

2. Получить аналитические зависимости, позволяющие теоретически рассчитать уровни звукового давления, создаваемые редукторами, и учитывающие их компоновочное решение и условия эксплуатации.

3. Разработать методику инженерного расчета виброакустических характеристик редукторов на этапе их проектирования.

4. Провести экспериментальные исследования спектров шума и вибрации редукторов в условиях реальной их эксплуатации для подтверждения точности и достоверности методики расчета шума.

5. Разработать практические рекомендации по снижению уровней шума редукторов до нормативных значений.

Во второй главе приведены теоретические исследования процессов возбуждения вибрации и звукового излучения редукторов.

Редукторные системы имеют существенные различия в условиях их эксплуатации с точки зрения формирования внешнего звукового поля. Редукторные системы, работающие внутри соответствующих помещений, излучают звуковую энергию в замкнутое пространств. В тех случаях, когда редуктора работают вне помещений, звуковая энергия излучается во внешнюю среду. Эти особенности необходимо учитывать при моделировании виброакустической динамики редукторных систем.

Выражение для уровней звукового давления редукторов, работающих вне производственных помещений получено в следующем виде:

= 2ЫдУтп + 10/^5 - 201дг + 138, (1)

где площадь пластины; М2; Утп - скорость колебаний на собственной частоте, м/с; Г - расстояние от источника до расчетной точки, М

Для редукторов, работающих внутри производственных помещений с учетом, отражений от стен и близ расположенного оборудования получено выражение уровней шума в следующем виде:

Ьм = Ь~ 20^(71+72)+ -

+ 10/0

2*0(5 2г2

I ^т А-Доб) агс£д "обЬоб | 1,Зап-2,Зап+1

2Г°б. . 2гоб/г02б+а02б+й02б

,(2)

- уррййй Звуковбго давления, дБ; Г^ - расстояние от источника шума до ограждения, М; Г2 - расстояние от ребра до расчетной

точки, М; СК0б - коэффициент звукопоглощения отражающей поверхности оборудования; Г0д - расстояние от источника шума до близ расположенного оборудования, М; ССП - коэффициент звукопоглощения помещения; 5П - площадь производственного помещения, М2; Н - высота экрана, М; Т[ - расстояние от отражающей поверхности до расчетной точки, М; /1 - длина ограждения, М; - линейные размеры

отражающей поверхности,, М.

Практически выполнение санитарных норм шума может быть обеспечено подбором геометрических размеров экрана и звукопоглощающих материалов. Следует отметить, что требуемую акустическую эффективность экрана, которая представляет собой разницу уровней звукового давления источника шума, (редуктора) и предельно - допустимых величин, реально выполнить путем рационального подбора геометрических размеров. Как видно из полученных выражений, инженерный расчет уровней шума сводится к определению уровней звуковой мощности и звукового

давления самого редуктора (Ьр)- Основная доля акустической мощности, излучаемой редуктором в целом, создаётся корпусными и базовыми деталями.

Корпусные детали принадлежат к классу энергетически замкнутых конструкций с небольшим коэффициентом потерь. Задача расчета излучения звука такими конструкциями сводится к определению амплитуд колебательных скоростей соответствующих стенок, которые находятся из уравнений энергетического баланса. Ввод вибромощности в корпуса таких узлов, как редуктор повышенной мощности, осуществляется только через подшипниковые опоры. Поскольку корпусные детали изготавливаются из чугуна, то система уравнений энергетического баланса приведена к следующему виду:

Таким образом, система уравнений энергетического баланса для чугунных корпусных деталей редуктора примет вид:

10зУ/^ВД£г,-] = Й1 ам11Ч х 3 • Ю +'Й2(1 - т (3)

где 11* коэффициент потерь колебательной энергии наружного кольца подшипника; /тп- собственная частота колебаний стенки, ГЦ; - толщина стенки, М; ОС- коэффициенты передачи между

двумя соседними стенками корпуса; ¿£_у - длина линии контакта между

двумя пластинами, М; Л^ - вводимая, в корпус через подшипниковые

узлы, вибромощность, ВТ; - площадь стенки, М2.

Из данной системы определяются скорости колебаний стенок корпуса на собственных формах колебаний и уровни звуковой мощности (1):

Как видно из полученного выражения, уменьшение излучаемой звуковой мощности можно достигнуть следующими способами:

- уменьшением вводимой вибрационной мощности;

- увеличением коэффициента потерь колебательной энергии подшипниковых узлов, и модернизацией самой опоры вала.

Фактически расчет спектра шума возможен на основе уточненных зависимостей, вводимой вибрационной мощности, учитывающей компоновочное решение, геометрические и физико-механические характеристики конструкции. Для расчета акустических характеристик необходимо задать вводимую вибрационную мощность в функцию времени, которая определяется следующим образом:

И = рю ук{ь), (4)

где Р(£) - реакции в опорах валов, Н; У^ (Г) - скорость колебаний наружного кольца соответствующего типа подшипника, м/с.

Таким образом, фактически задача расчета акустических характеристик сводится к определению в первую очередь реакции в опоре вала функции времени на основе, которой рассчитывается и скорость колебания. Для определения реакции в опорах необходимо задать силовые воздействия в зубчатых передачах, учитывающие общую динамическую систему, включающую двигатель, соединительный элемент и непосредственно конструктивные особенности редуктора. Расчет реакций в опорах валов должен быть выполнен на основе исследования динамических явлений привода редуктора. Рассматриваемая система относится к классу цепных механических систем, поэтому уравнения состояния можно составить непосредственно по её кинематической схеме и параметрам рис.1.

ШМ 1«

л

с* К (Мс

С, К,

Рис.1 - Кинематическая схема редуктора

С учетом пересчета инерционных, упругих и диссипативных характеристик уравнения выбранной схемы редуктора могут быть записаны в виде:

с№.к

к-^Г + Рк-Пк=Мк-Мк+1

М, 1

1к,к+1

к,к+1 ~ ^кЯ+Лфк ~ Фк+г) + Рк,к+1

^/с-и)'

(5)

где момент инерции; Мк, - вращающиеся моменты;

Ск,к+1 ~ жесткости упругих элементов; /?к,к+1 - коэффициенты демпфирования; - передаточные отношения; <Рк,к+1 ~ крутильные деформации; Пк к+1 - угловые скорости.

При построении модели исследуемого редуктора учтены зазоры в зубчатых передачах.

Собственный оператор системы в принятой нами схеме исследования, с учетом принятой схемы формирования матриц, должен быть запи-

сан в виде -

ах

(6)

где А - собственный оператор динамической системы редуктора; X - вектор переменных состояния; й - вектор правых частей системы уравнений.

Матрицы Ли/? ввиду своей громоздкости в автореферате не приводятся.

Полученная математическая модель вынужденного движения системы необходима для исследования возбуждаемого вибрационного поля.

Для чего система уравнений формировалась относительно моментов вращения, возникающих как в процессе запуска, так и процессе номинального функционирования для оценки вибрационной мощности.

Скорость колебаний наружного кольца подшипника, как основной интегральный показатель; вводимой в корпус редуктора вибрационной мощности определяется из уравнения йзгибных колебаний наружного кольца. Для рассматриваемого случая, с учетом метода разделения переменных, получено следующее уравнение:

/Г(т) + (а* + яксоз2тШт) = 0, (7)

„ _ 4 „ _ 4 Е]х к2(к2—1)2

где аи = — (Хъ = —- --------—

К со2 к а,* я*т0 к2+1 '

п — 4 а — 4 Л^/С2

Чк~ ш2Рк ~—г' Д2ТОо№2+1)/ Ь - М°ДУЛЬ упругости,

Па; ]х - момент инерции, М4'г к - коэффициент, определяющий частоту колебаний; Я - радиус кольца, м; ТП0 - распределенная масса,

КГ/м4', СО - круговая частота, рад/с.

Уравнение решаем методом Рунге-Кутта четвертого порядка. Для разработки практических рекомендаций по снижению уровней звукового давления редукторов и по возможности в самом источнике необходимо иметь возможность проектного расчета акустических характеристик, точность которых должна соответствовать точности измерительной аппаратуры, которая для отечественных шумомеров составляет ¿(1,5 —

2) ДБ.

В третьей главе приведена методика расчета уровней шума основана на результатах теоретического исследования закономерностей шумо-образования и возбуждения вибраций, приведенных в главе 2. Алгоритм расчета включает 4 взаимосвязанных укрупненных блока.

1. Уточненный расчет реакций в опорах валов, учитывающий динамические явления в приводе.

2. Расчет скорости изгибных колебаний соответствующего кольца подшипника и на этой основе определения вводимой вибрационной мощности.

3. Расчет скоростей колебаний элементов корпуса на основе уравнений энергетического баланса.

4. Определение уровней звукового давления.

Расчет структурного шума корпусов редукторов учитывает компоновочные решения. Несмотря на различие типов передач можно выделить две основные расчетные схемы, имеющие различия только в количестве

системы уравнений энергетического баланса, которая для корпусных деталей, выполненных из чугуна приведена к следующему виду:

Полученная математическая модель позволяет провести исследования частотных свойств и вида вибрационного поля, возникающего вследствие нелинейных составляющих кинематической цепи редукторной системы. С этой целью разработана программа расчета динамических характеристик системы: асинхронный электродвигатель-редуктор.

Разработанная методика инженерного расчета виброакустических характеристик редукторов является основой для принятия инженерных решений по снижению уровней звукового давления до предельных спектров. Достоверность методики расчета должна соответствовать точности измерительной аппаратуры, которая для отечественных шумомеров составляет ¿(1,5 — 2) дБ.

В четвертой главе приведены результаты экспериментальных исследований виброакустических характеристик серийных редукторов и эффективность мероприятий по снижению шума и вибрации. Результаты измерений приведены на примере редукторов РЦД-250-1000 показали, что уровни звукового давления превышают санитарные нормы на 9-23 дБ (рис. 2) в интервале частот 250 - 4000 Гц. Следует отметить, что при идентичных условиях эксплуатации уровни вибрации на наружных кольцах подшипников у редукторов одного типоразмера отличаются на 9-10 дБ и, соответственно этому, уровни вибрации и шума корпусных деталей различаются на 6-8 дБ.

Рис. 1 - Спектры шума

редукторов: 1 - РЦД-250; 2 - РЦД-1000;

3 - предельный спектр

Полученные данные позволяют сделать вывод о целесообразности модернизации подшипников качения дает возможность расчета виброакустических характеристик редукторов на стадии проектирования, т.е. непосредственно скорость колебаний наружного кольца в значительной степени определяет величину вводимой вибрационной мощности. Учитывая наличие значительных радиальных и осевых усилий в зубчатых передачах редукторов предлагается конструкция подшипника скольжения представленная на рис. 3.

12 3

4 5

6

7 х7

Рис. 3 - Радиально-упорный мо-дульно-блочный подшипник скольжения для реверсивного движения: 1 и 5 - внутреннее и наружное кольца; 2 и 6 - части плавающего вкладыша; 3 - регулировочный винт; 4 - дистанци-

онная втулка

Подшипник работает, будучи погруженным в жидкий смазочный материал, в режиме гидродинамического смазывания. Вращение осуществляется вначале по внутренней поверхности вкладыша, имеющей меньший радиус, что соответствует меньшему моменту страгивания. В процессе износа, в результате адгезионного схватывания или по другим причинам, приводящим к росту коэффициента трения, работа продолжается по наружной поверхности вкладыша. Рабочий зазор между кольцами и плавающим вкладышем устанавливается при помощи регулировочных винтов 3 и дистанционной втулки 4. Причем, при достижении критической величины износа менее износостойкого бронзового вкладыша в процессе пусков и выбегов, необходимый зазор восстанавливается при помощи этих же дёталей. Регулировка может выполняться при техосмотрах. Критерием необходимости регулировки является повышение температуры трибоузла, момента трения или других контролируемых параметров. Таким образом, наличие в подшипнике регулировочного устройства, компенсирующего износ, и двух рабочих поверхностей существенно повышает его ресурс и надежность подшипника. В качестве материала всех элементов подшипника, а именно, наружного, внутреннего колец подшипника и вкладышей выбран антифрикционный чугун. Так как его важнейшими особенностями являются высокая износостойкость, хорошие литейные свойства и относительно низкая себестоимость. Именно эти особенности чугуна обосновывают его применимость для колец и вкладышей предлагаемой конструкции. Дальнейшее повышение демпфирующих свойств подшипникового узла создается наружным кольцом, конструкция которого представляет собой многослойный сэндвич из чередующихся кольцевых слоев металла и относительно жесткого эластомера с Ерезин« 2 - 7Мпа.

Рис. 4 - Схема многослойных демпферов: а) - с двухсторонним ограничением; в) - с односторонним ограничением. Обозначено: 1 - наружное кольцо подшипника, 2 -стопорные кольца, 3 - ограничительные шайбы, 4 - металлические элементы демпфера, 5 -эластомерные элементы демпфера, 6 - обойма

Толщина эластомера и наружной обоймы рассчитывается из условия обеспечения требуемой жесткости узла.

Для редукторов большой мощности, при относительно низкой частоте вращения валов (50-80 мин1) для конструкции разработан второй вариант виброгасящих обойм. Наружное кольцо такой обоймы устанавливается в корпус, а внутреннее - выполнено под посадку наружного кольца подшипника.

Рис. 5 - Радиально-упор-

............., . , , ный подшипник скольже-

ГЧЧЧЧЧЧЧЧЧЧЧЧЧЧЛ-4 „ „ „

1 ния с виброгасящеи обои---"........3 мой: 1 - виброгасящие эла-

' i ЩЖ^Ш^^ШК^ 2 стомерные элементы, 2 -. Т ГиУ/ЧГ/у /Sr/w нажимное кольцо, 3 -

нажимной винт

Эффективность предложенных решений по снижению шума проверялась на редукторах РЦД - 500 и РЦД - 1000 при частотах вращения входного вала 750 об/мин, выходного 19 об/мин и мощности на выходном валу 23 кВт и 1000 кВт, соответственно.

На входном валу устанавливался роликовый подшипник с демпфирующей втулкой, а на выходном валу разработанная конструкция подшипника скольжения.

Спектры вибраций приобрели среднечастотный характер.

"ЧЧЧЧЧЧЧЧЧЧЧЧЧ ч-м

шшмшж

мшшж

100 90 80 70 60 50

ЦДБ

N

— -

V

63 250 1000 4000 1, Гц

Рис. 6 - Спектры виброскорости: 1 - на

демпфирующей втулке подшипника входного вала; 2 - на

наружном кольце подшипника скольжения; 3 - на корпусе редуктора

Рис. 7 - Спектры шума редуктора редуктора РДЦ - 500: 1 - спектр экспериментальный; 2 - расчетный спектр; 3 - предельный спектр

Снижение вибраций корпуса составляет 7-10 дБ в том диапазоне частот, в котором зафиксировано превышение уровней звукового давления над нормативными значениями. Уровни звукового давления редуктора РЦД - 500 снижены до санитарных норм во всем нормируемом диапазоне частот. Предложенная методика расчета показала достаточную для инженерных целей точность 2-3 дБ в диапазоне частот 250-2000 Гц. В области низких частот 31,5-125 Гц разница между расчетными и экспериментальными данными намного больше и достигает 6 дБ во второй и третьей октавах. Однако в этой частотной области уровни звукового давления редукторов намного ниже санитарных норм шума. Для редуктора РЦД - 1000 нормативные величины уровней звукового давления выполнены во всем нормируемом диапазоне кроме пятой октавы.

Рис. 8 - Спектры шума редуктора РЦД - 100: 1 - спектр шума; 2 - предельный спектр

На среднегеометрической частоте 500 Гц уровень звукового давления превышает на 2-3,5 допустимую величину. Однако значение близко к точности измерений отечественной аппаратуры, которая составляет

±1,5 дБ.

Испытания подшипников показали, что температура в зоне трения повышается незначительно, что свидетельствует об устойчивой работе трибосопряжения в течение всех 40 минут продолжительности эксперимента без изменения условий контактирования.

Рис. 9 - Испытания металлополи-мерной трибосистемы в гидродинамическом режиме: результаты исследований Р = 24.2 - 72,6МПа, V = 0,35м/с, масло Тп-22С

Величина износа после приработки изменяется только в пределах ошибки эксперимента, что говорит о жидкостном режиме смазывания и об отсутствии прямых контактов вал - втулка.

Результаты исследований, в частности методика расчета шума редукторов и конструкция блочно-модульного подшипника скольжения, внедрены на ЗАО «СКБ АЛМС».

ОБЩИЕ ВЫВОДЫ И РЕКОМЕНДАЦИИ

Рассмотрены основные направления решения важной научно-технической и социально-экономической задачи, заключающейся в снижении вибрации и шума редукторных систем. Результаты исследований можно представить следующими выводами:

1.Установлено, что превышение уровней звукового давления редукторов над санитарными нормами определяется структурной долей шума корпусных деталей.

2. Разработана обобщенная модель акустической системы редукторов, учитывающая динамические явления в элементах кинематики, что существенно уточняет закономерности формирования виброакустических характеристик.

3.Теоретически обоснован выбор геометрических и диссипативных параметров подшипниковых узлов редукторных систем по критерию соответствия создаваемых уровней шума предельным спектром.

4. Разработана методика инженерного расчета спектров вибрации и шума на этапе проектирования редукторных систем технологических машин различного функционального назначения.

5. Предложено конструкция блочно-модульного подшипника скольжения с повышенными диссипативными свойствами, характеризуемыми эффективным коэффициентов потерь колебательной энергии наружной обоймы.

б.Экспериментальные исследования редукторов различных типов подтвердили правильность теоретических исследований и достоверность методики расчета виброакустических характеристик.

7.Результаты исследований редукторов сопорами скольжения показали не только их улучшенные виброакустические характеристики, соответствующие нормативам, но и показатели работоспособности, такие как износостойкость, жесткость.

Результаты исследований внедрены на ЗАО «СКБ АЛМС» с ожидаемым годовым социально-экономическим эффектом от снижения уровней шума 27 ООО рублей (в ценах 2013 года).

Основное содержание диссертации отражено в следующих публикациях:

Статьи в журналах, входящих в «Перечень ведущих научных журналов и изданий»:

1. Бондаренко, В.А., Чукарин, А.Н. Моделирование шумообразова-ния корпуса редукторов повышенной мощности при виброизоляции подшипниковых узлов // Вестник Ростовского государственного университета путей сообщения, 2013. - №1 (49). С. 7-11.

2. Бондаренко, В.А., Богуславский, И.В., Подуст, С.С. Уточнение расчета акустических экранов, устанавливаемых в производственном помещении. // Вестник Донского государственного технического университета, 2014. - №1. - С. 93-97.

Доклады и тезисы докладов на конференциях:

3. Бондаренко, В.А. Способы снижения вибраций в рабочей зоне обкатки редукторов. // Сборник тезисов докладов 72-й студенческой научно- практической конференции. - Ростов н/Д: РГУПС, 2013. -С. 2-3.

4. Бондаренко, В.А. Расчет собственного спектра вибраций крупногабаритных редукторов // Труды междунар. научно-практ.конф.

«Транспорт-2013». - Ростов н/Д: РГУПС - С. 3-4 Бондаренко, В.А., Горбунов, М.Е. Обоснование параметров акустических экранов по критерию выполнения санитарных норм шума // Сборник статей научно-практической конференции «Инновационные технологии в машиностроении и металлургии» - Ростов н/Д, 2013 - С. 256-263. Другие издания:

Бондаренко, В.А. Выбор гидродинамического режима смазывания для снижения виброактивности подшипниковых узлов редукторов // Известия института управления и инноваций авиационнои промышленности (ИУИ АП ДГТУ), 2012. - № 1-2 (27-28). - С. 19-22 Бондаренко, В.А. Уточнение расчета виброизолирующеи системы подшипниковых узлов редукторов // Журнал теоретических и прикладных исследований. - Известия института управления и инноваций авиационной промышленности (ИУИ АП ДГТУ), 2013. - N. 1-2 (31-32). 2013-С. 3-10.

В печать 2.2 0^. 2014.

Объём ■{., О усл. п.л. Офсет. Формат 60x84/16.

Бумага тип №3. Заказ № г?8 .Тираж -/¿%/экз. Цена свободная

Издательский центр ДГТУ

Адрес университета и полиграфического предприятия: 344000, г. Ростов-на-Дону, пл. Гагарина,!.

ФЕДЕРАЛЬНОЕ ГОСУДАРСТВЕННОЕ БЮДЖЕТНОЕ ОБРАЗОВАТЕЛЬНОЕ УЧРЕЖДЕНИЕ ВЫСШЕГО ПРОФЕССИОНАЛЬНОГО ОБРАЗОВАНИЯ «РОСТОВСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ ПУТЕЙ

СООБЩЕНИЯ»

СНИЖЕНИЕ ШУМА И ВИБРАЦИИ РЕДУКТОРОВ

Специальность: 05.26.01 - Охрана труда (в машиностроении)

<М Л4 г С ОО"? с

04201 ^-iJ7'JJ

На правах рукописи

Бондаренко Вероника Александровна

ДИССЕРТАЦИЯ

на соискание ученой степени

кандидата технических наук

Научный руководитель: доктор технических наук, профессор Чукарин А.Н.

Ростов-на-Дону, 2014

СОДЕРЖАНИЕ

ВВЕДЕНИЕ....................................................................................................4

1. СОСТОЯНИЕ ВОПРОСА. ЦЕЛЬ И ЗАДАЧИ ИССЛЕДОВАНИЯ 7

1.1. Анализ работ по снижению шума электродвигателей и ременных передач................................................................................................8

1.2. Анализ существующих исследований по снижению шума зубчатых передач.................................................................................................9

1.3. Анализ исследований виброакустических характеристик подшипниковых узлов......................................................................................14

1.4. Существующие способы снижения виброакустической активности корпусных деталей........................................................................18

1.5. Выводы по главе и задачи исследования...................................29

2. ТЕОРЕТИЧЕСКОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ ПРОЦЕССОВ ВОЗБУЖДЕНИЯ ВИБРАЦИЙ И ШУМООБРАЗОВАНИЯ РЕДУКТОРНЫХ СИСТЕМ................................................................................................................31

2.1. Вывод зависимостей звуковой мощности при эксплуатации редукторов вне помещений..............................................................................31

2.2. Вывод зависимостей звуковой мощности при эксплуатации редукторов внутри помещений........................................................................33

2.3. Вывод зависимостей уровней звукового давления редуктора 38

2.4. Моделирование динамических явлений привода редуктора...42

2.5. Вывод зависимостей скорости колебаний кольца подшипникового узла........................................................................................61

2.6. Выводы по главе...........................................................................63

3. МЕТОДИКА РАСЧЕТА ВИБРО АКУСТИЧЕСКИХ ХАРАКТЕРИСТИК РЕДУКТОРОВ....................................................................65

3.1. Расчетная схема асинхронного электродвигателя....................67

3.2. Расчетная схема механической составляющей привода..........69

3.3. Податливость валов на кручение................................................74

3.4. Крутильная податливость соединения вал-ступица.................74

3.5. Расчет податливости зубчатой передачи...................................76

3.6. Расчет податливости опор...........................................................76

3.7. Расчет изгибной податливости валов.........................................77

3.8. Учет демпфирующих характеристик элементов привода.......79

3.9. Расчет скоростей изгибных колебаний колец подшипников ..82

3.10. Выводы по главе...........................................................................84

4. ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫЕ ИССЛЕДОВАНИЯ ШУМА И ВИБРАЦИЙ РЕДУКТОРОВ. ВНЕДРЕНИЕ РЕЗУЛЬТАТОВ ИССЛЕДОВАНИЙ................................................................................................85

4.1. Экспериментальные исследования шума и вибрации серийных редукторов.........................................................................................................85

4.2. Конструкция блочно-модульного подшипника скольжения...92

4.3. Эффективность снижения вибраций и шума редукторов......105

4.4. Выводы по главе.........................................................................109

5. ОБЩИЕ ВЫВОДЫ И РЕКОМЕНДАЦИИ....................................110

ЛИТЕРАТУРА...........................................................................................111

ПРИЛОЖЕНИЕ 1..........................................................................................1

ПРИЛОЖЕНИЕ 2........................................................................................15

ПРИЛОЖЕНИЕ 3........................................................................................31

ВВЕДЕНИЕ

Редукторные системы получили широкое распространение в машиностроении и технологических машинах различного функционального назначения. Например, в различных типах кранов, в механизмах подъема груза и перемещения, транспортных устройствах, таких как конвейерные системы, электровозы и тепловозы и т.д. Характерной особенностью редукторов является наличие в их кинематике зубчатых передач (конических, цилиндрических, червячных), что фактически и определяет их повышенные виброакустические характеристики.

Несмотря на большое количество исследований по шумообразованию зубчатых передач обращает на себя внимание недостаточность научных материалов по процессам возбуждения вибраций и шумообразованию редукторных систем в целом с учетом динамических явлений в приводных механизмах. Необходимо отметить, что учет динамических явлений в приводе редукторов позволит существенно уточнить расчеты структурной доли шума, излучаемой элементами корпусных деталей на стадии проектирования.

Таким образом, задача снижения виброакустических характеристик различных типов редукторов, в особенности при их проектировании, является актуальной и имеет важное научно-техническое и социально-экономическое значение для машиностроительной отрасли.

Целью настоящей работы является изучение закономерностей формирования спектров вибрации и шума редукторов и снижение уровней звукового давления путем совершенствования подшипниковых узлов.

Научная новизна работы заключается в следующем:

1 .Разработана математическая модель динамической системы редуктора с учетом зазоров в зубчатых передачах, что уточняет зависимость силового возмущения по сравнению с линейной моделью.

2.Изучены динамические явления в приводе редуктора и их влияние на величину вводимой вибрационной мощности, что раскрывает закономерности формирования спектров вибрации и шума.

3.Полученные аналитические зависимости уровней звукового давления корпусов редукторов позволяют теоретически обосновать конструктивные и физико-механические параметры узлов подшипников, исходя из санитарных норм шума.

Практическая ценность работы заключается в следующем:

1 .Разработана методика инженерного расчета виброакустических характеристик на стадии проектирования редукторов, согласно их компоновки, конструктивного исполнения всех элементов приводной структуры и условий эксплуатации.

2.Предложена конструкция блочно-модульного подшипникового узла скольжения валов редуктора с повышенными виброизолирующими свойствами, обладающего высокой износостойкостью и долговечностью.

Реализация работы в промышленности:

Результаты исследований внедрены на ЗАО «Специальное конструкторское бюро автоматических линий и металлорежущих станков» (г. Краснодар).

Методы исследований:

Теоретическое исследование процессов шумобразования редукторов проводились с использованием положений технической виброакустики, динамики машин и теории колебаний.

Апробация работы:

Основные положения диссертации докладывались и обсуждались на международных научно-практическихконференциях «Транспорт - 2013» г. Ростов-на-Дону, 2013 г., «Инновационные технологии в машиностроении и металлургии», г. Ростов-на-Дону, 2013 г.

Публикации:

По материалам диссертации опубликовано 8печатных работ, в том числе две в журналах, входящих в «Перечень ведущих научных журналов и изданий».

Структура и объем диссертации:

Диссертация состоит из введения, четырех глав, общих выводов и рекомендаций, списка использованной литературы из 88 наименований, имеет 37 рисунков, 6 таблиц и изложена на 119страницах машинописного текста основной части и 31 страницах приложений. В приложения вынесены уравнения энергетического баланса всех элементов корпусных деталей редукторов, программа расчета уровней шума и вибрации и сведения о внедрении.

1. СОСТОЯНИЕ ВОПРОСА. ЦЕЛЬ И ЗАДАЧИ ИССЛЕДОВАНИЯ

Проблемам теоретического и экспериментального исследования, разработке виброакустических характеристик машин и технологического оборудования, разработке мероприятий по снижению уровней шума и вибраций посвящено большое количество работ отечественных и зарубежных ученых.Среди исследований, посвященных непосредственно машиностроению следует отметить работы научной школы Иванова Н.И. по изучению шума и вибрации путевых и дорожно-строительных машин, применительно к обрабатывающему оборудованию такому, как металлорежущие и деревообрабатывающие станки, кузнечно-прессовое оборудование, дробеструйные и дробеметные камеры следует отметить работы Чукарина А.Н., Месхи Б.Ч., Козочкина М.П., Панова С.Н., Болотова Б.Е., Заверняев Б.Г., Самодуров Г.В., Мулин А.В и др.

Компоновки редукторных систем включают источник энергии (обычно асинхронный двигатель, соединительные передачи, которые могут быть выполнены в виде муфты, ременной передачи или открытой зубчатой передачи и, непосредственно, редуктора). Можно предположить, что источниками шума редукторов являются зубчатые передачи, подшипниковые узлы и, непосредственно, корпус, на который передаются вибрации от элементов кинематики.

Следует отметить, что большинство исследований вышеуказанных источников шума относится к коробкам передач металлорежущих станков. Шумообразование традиционных редукторов не имеет принципиальных отличий от коробок передач станков, поскольку они имеют фактически идентичные элементы кинематики. Основное отличие заключается в том, что в металлорежущих станках в целом в формирование акустических характеристик значительный вклад вносит звуковое излучение подсистемы «заготовка-режущий инструмент», что не характерно для традиционных редукторов.

Поэтому ниже, приведен обзор исследований по снижению шума таких источников, как, двигатели, ременные и зубчатые передачи, подшипниковые узлы и корпусные детали металлорежущих станков.

1.1. Анализ работ по снижению шума электродвигателей и ременных передач

Источники шума в электродвигателях и пути их снижения достаточно подробно рассмотрены в работах [1,2].

Для практических целей снижения шума наиболее эффективно система отбора электродвигателей по допустимым уровням звукового давления при сборке станков [3].

Шумовые характеристики различных видов ременных передач представлены на рис. 1.1.

1-, дБА

Рис. 1.1-Шум ременных передач при Мкр = 22-45Нм: 1 - ремни зубчатые; 2 - ремни плоские; 3 - ремни клиновые

Анализ данных [4, 5] показал, что мероприятия по снижению шума механических передач при сводятся к уменьшению величины возмущающих сил, снижению амплитуд колебательных скоростей, уменьшению поверхности излучения и увеличению демпфирующей способности конструкции. Это относится к зубчатым передачам, подшипникам качения, а также к направляющим трубам токарных автоматов.

1.2. Анализ существующих исследований по снижению шума зубчатых передач

Изучению виброакустических характеристик зубчатых передач посвящено большое количество исследований [6-17].Интенсивность звукового излучения и способы снижения шума изучены в работах [8-14]. Выявлено, что уровень звука зубчатых передач существенно зависит от окружных скоростей. При снижении окружной скорости с Ух до У2 уровень

у

уменьшается на величину м = 20^—. Рекомендуется применять колеса

возможно меньших размеров, с меньшим модулем зубьев и увеличенной шириной.

Значительное увеличение уровней шума (на 5-10 дБ) наблюдается при отсутствии или недостаточном количестве смазки (рис. 1.2), а демпфирующая ее способность возрастает с увеличением вязкости масла. Предпочтительной является струйная подача масла в зону контакта напротив направления вращения с торцов колес [12].

Рис. 1.2- Влияние смазки на шум зубчатых колес при частоте вращения п=1000 мин-1: 1 - положительный боковой зазор зубчатой передачи со смазкой; 2 - положительный боковой зазор зубчатой передачи без смазки; 3 -отрицательный боковой зазор зубчатой передачи со смазкой; 4 -отрицательный боковой зазор зубчатой передачи без смазки

Влияние нагрузки на шумовые характеристики снижается при повышении квалитета [13]. Для обеспечения малошумной работы эвольвентных зубчатых колес авторами рекомендовано: модуль зубьев выбирать минимальным из условий прочности зубьев, угол контакта принять равным 20°, коэффициент перекрытия зубчатой передачи (рис. 1.3) должен быть равным или близким к 2 (за счет увеличения высоты головки зуба и ширины зубчатого венца) [12].

Фланкированные и бочкообразные зубья приводят к повышению плавности работы и, как следствие, снижению шума на 3-7 дБ [13].

Рис. 1.3- Влияние коэффициента перекрытия зубчатых передач на

уровни шума: 1 - прямозубое зацепление с ^ = 1,729; 2 - зацепление

увеличенной высоты 1я = 2

В станкостроении обычно используются зубчатые колеса 6-9 степеней точности (степени точности 6 и 7 рекомендуются для прямозубых колес окружной скоростью свыше 10 м/с). На уровни шума зубчатых колес коробок передач металлорежущего оборудования влияют погрешности шага и профиля зубьев.

По данным работы [14] увеличение погрешностей профиля с 3 до 35 мкм приводит к повышению уровней шума на 20 дБ. Влияние окончательной обработки колес на их шумовые характеристики представлено на рис. 1.4 [14].

Как видно из рис. 1.4, применение притирки эффективно для любых типов передач. При этом не требуется дорогостоящей оснастки.

1_,дБА

78 -I—

1 2 3 4 5 6 7

Рис. 1.4 - Влияние способов окончательной обработки зубчатых пар на уровни звука при частоте вращения п = 1700мин'] и крутящем моменте Мкр = \00Нм: 1 - зубошлифование по методу МААГ; 2 - притирка; 3 -

шевингование по методу - «Рейс-хауэр»; 5 - зубошлифование с диагональной подачей; 6 - встречное зубофрезерование; 7 - попутное

зубофрезерование

Рекомендуемая величина бокового зазора по данным работы [15] определяется по формуле (1.1.):

с = кмУ\ (1.1)

где т — модуль зацепления, мм; Кс =0,08-0,14 - коэффициент, зависящий от степени точности зубчатых колес.

Погрешность монтажа валов зубчатых колес при незначительных нагрузках не оказывает заметного влияния на уровни шума при наличии бокового зазора, а увеличением силового воздействияпри непараллельности осей валов удельная нагрузка на зуб возрастает. При этом уровни звука увеличиваются на 5 дБ А [15]. Для снижения влияния монтажных погрешностей на шум зубчатых передач, авторами работы рекомендовано [15] осуществлять посадку зубчатых колес на валы с минимальным зазором,

а при применении шлицевого соединения использовать центрирование по внутреннему диаметру шлицев.

Снижение шума зубчатых передач достигается при изготовлении зубчатых колес из материалов с повышенным демпфированием [16, 30]. Установлено, чтоуровни звука чугунных колес на 2-3 дБА ниже, чем стальных. Шестерни из неметаллических материалов позволяют понизитьуровни звука на 10 дБ А и более [1]. Низкие прочностные свойства таких колес ограничивают их применимость в узлах с большой передаваемой мощностью.В работах [16, 17, 18] приведены результаты исследований составных зубчатых колес. Особо следует отметить исследования Б.И. Климова и В.В. Карпова [18] в области конструирования зубчатых колес с полиуретановым слоем, между венцом и ступицей. Помимо высоких прочностных свойств такие колеса показали высокую акустическую эффективность в приводах полиграфических машин.

Конструкции составных колес с упругим соединением между венцом и ступицей представлены на рис.1.5.

Рис. 1.5 - Конструкции колес демпфированием колебаний: 1 -зубчатый венец; 2 - ступица; 3 - демпфирующие упругие элементы

Снижение уровней звука составных зубчатых колес по сравнению со стальными той же степени точности составляет 6-10 дБ А. Но при этом существенно усложняется технология их изготовления, что соответственно приводит к увеличению себестоимости таких деталей.

Большинство исследований акустических характеристик зубчатых зацеплений посвящено их непосредственному звуковому излучению, то есть, шуму открытых передач. В металлорежущих станках открытые передачи практически не применяются, так как они находятся внутри герметичных корпусов, а сменные шестерни закрыты кожухами и ограждениями. Поэтому влияние зубчатых передач на шум узла в целом в большей степени проявляется через структурную составляющую шума, а именно передачу возмущений, обусловленных погрешностями изготовления и сборки, на корпус через подшипниковые узлы. Влияние воздушной оставляющей шума намного меньше из-за высокой звукоизолирующей способности корпусных деталей [11, 19].

1.3. Анализ исследований виброакустических характеристик подшипниковых узлов

Основными причинами возникновения шума подшипников являются: конструктивные и технологические параметры, условия эксплуатации [2042].

Высокочастотный состав звукового излученияшариковых подшипников определяется волнистостью вращающихся колец [20, 21]. Волнистость неподвижных колец практически невлияния.

Аналогичные результаты получены для роликовых подшипников [2224]. Наиболее интенсивные слагающие шума и вибрации лежат в области 600 -2000 Гц [25-27].

Увеличение уровней шума и вибрации при возрастании скорости вращения происходит практически по линейной зависимости [34, 35]. Нагрузка оказывает существенное значение на уровни шума при числе нагруженных шариков, равном 30-40% от числа в комплекте [24]. Увели