автореферат диссертации по процессам и машинам агроинженерных систем, 05.20.01, диссертация на тему:Снижение уровня вибраций и шума в передачах с зацеплениями гибкой связью сельскохозяйственных машин

На правей рукописи

СНИЖЕНИЕ УРОВНЯ ВИБРАЦИЙ И ШУМА В ПЕРЕДАЧАХ С ЗАЦЕПЛЕНИЯМИ ГИБКОЙ СВЯЗЬЮ СЕЛЬСКОХОЗЯЙСТВЕННЫХ МАШИН

Специальность 05.20.01 - технология и средства механизации сельского хозяйства

Автореферат диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

Нальчик-2006

Работа выполнена в ФГОУ ВПО «Кабардино-Балкарский государственный университет им. Х.М. Бербекова».

Научный руководитель - доктор технических наук, профессор

Сабанчиев Хусейн Хажисмелович

Официальные оппоненты - Заслуженный деятель науки и техники РФ,

доктор технических наук, профессор Бугов Хазретали Умарович

кандидат технических наук Машуков Хасанби Иналович

Ведущая организация - ФГОУ ВПО «Горский государственный

аграрный университет»

Защита диссертации состоится 31 марта 2006 года в 1400 часов на заседании диссертационного совета К 220.033.01 в ФГОУ ВПО «Кабардино-Балкарская государственная сельскохозяйственная академия» по адресу: 360004, г. Нальчик, ул. Толстого, 185.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке ФГОУ ВПО «Кабардино-Балкарская государственная сельскохозяйственная академия».

Автореферат разослан «^f» 2006 г.

Ученый секретарь диссертационного совета кандидат технических наук, доцент

А.Д. Бекаров

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность проблемы. Известно, что цепные передачи используются широко в приводах сельскохозяйственных, транспортных и подъемно-транспортных машинах и оборудованиях. Это связано с тем, что они обладают рядом существенных достоинств по сравнению с другими механическими передачами

Однако повышение скоростных и силовых параметров приводов обуславливает возрастание динамических нагрузок, и следовательно, к повышению вибрационной и шумовой активности цепного привода. При этом повышенная вибрация является одним из основных факторов усталостного разрушения рабочих органов и деталей самой машины. Причем возрастание уровня шума отрицательно сказывается на человека-оператора, а также на окружающую среду. Повышенная вибрация значительно ускоряет износ деталей привода и машин, в подавляющем большинстве случаев служит основной причиной их поломок, серьезных аварий и снижает технико-эксплуатационные характеристики машин. Кроме того, повышенйая вибрация приводов машин, которая передается обслуживающему персоналу, всегда выступает как вредный фактор и порождает повышенный шум, являющийся причиной и стимулятором многих заболеваний: сердечно-сосудистых, желудочно-кишечных и нервных. Следовательно, снижение уровня вибраций и шума в источнике их возникновения - в цепном приводе машин, является одной из актуальных проблем повышения эффективности технологий и средств механизации сельского хозяйства, улучшения условий труда и сохранение здоровья людей, обслуживающих машины и агрегаты.

Цель исследований заключается в снижении вибраций и шума передач с гибкой связью в приводах сельскохозяйственных машин путем научного обоснования эффективности применения новых разработок по зубчато-ременным передачам.

Объекты исследования. Объектами исследований явились вибрационные и шумовые процессы, возникающие в зубчато-ременных передачах и методы их снижения.

Методы исследований. В работе выполнен комплекс теоретических и экспериментальных исследований по изучению возникновения вибраций и шума в зубчато-ременном приводе в зависимости от параметров и режима работы передачи, по изысканию эффективных способов и приемов снижения вибраций и шума ЗРП применительно к приводам сельскохозяйственных машин.

Основные теоретические результаты получены с использованием математических моделей колебательной системы ЗРП. Стендовые и натурные экспериментальные исследования проводились по стандартным методам.

Результаты исследований обрабатывались методами математической статистики и с использованием ЭВМ.

Научная новизна исследований заключается в следующем:

- установлены основные факторы, способствующие возникновению и интенсивному увеличению вибраций и шума в ЗРП;

- предложена математическая модель для определения уровня шума и вибраций ЗРП в зависимости от параметров и режима работы передачи; ее адекватность исследуемому объекту доказана экспериментально;

- установлены эффективные методы, позволяющие снизить уровень шума и вибраций в ЗРП;

- теоретически и экспериментально установлены эффективность применения ЗРП с полукруглой формой зубьев ремня взамен цепных передач в сельскохозяйственных машинах.

Практическая ценность результатов исследований состоит в обосновании эффективности применения зубчато-ременных передач способствующих снижению уровня вибраций и шума в приводах сельскохозяйственных машин вместо цепных передач.

Реализация результатов исследований. Опытный образец, изготовленный с полукруглыми формами зубьев ремня и шкивов, апробирован и испытан на полях ОПП «Затишье» КБГСХА. Там же проведены сравнительные испытания уровня шума в приводе комбайна, как с цепной, так и с зубчато-ременной передачей.

Апробация работы. Основные положения диссертационной работы доложены и одобрены на Всероссийских научно-технических конференциях по проблемам строительства и машиностроения КБГУ (г. Нальчик, 1997-2004 гг.), на Всероссийской научно-технической конференции «Наука, техника и технология нового века» (г. Нальчик, 2003,2005 гг.), на теоретическом семинаре по «Проблемам машиностроения» КБГУ, на научно-практических конференциях КБГСХА (г. Нальчик, 2002, 2004 гг.), на республиканском научном семинаре «Механика» (г. Нальчик, 2005, 2006 гг.), на заседаниях кафедры «Машиноведение» КБГУ (г. Нальчик, 2002, 2004,2005 гг.).

Публикации. Основные положения диссертационной работы опубликованы в 9 статьях общим объемом 7,5 печатных листов.

Структура и объем работы. Диссертационная работа состоит из введения, шести глав, общих выводов, списка литературы и приложения. Работа изложена на 165 страницах машинописного текста, содержит 5 таблиц и 63 иллюстрации. Список литературы включает 131 наименование. Приложение- 15 страниц.

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении обоснована актуальность проблемы, изложена общая характеристика работы и представлены основные результаты исследований, выносимые на защиту.

В первой главе «Состояние вопроса и цель исследования» приводится вопросы шумообразования в передачах и сравнительный анализ исследований вибраций и шума в области передач с гибкой связью. Анализ опыта эксплуатации различных передач в производственных условиях показал, что наиболее шумной является роликовая цепная передача. Повышенная виброактивность последней обусловлена специфической особенностью работы самой передачи, заключающейся в хордапьном расположении цепи на звездочке, следствием чего является удар звена цепи о зуб звездочки и неравномерность движения ведущей ветви, и вращения ведомой системы. Поэтому в цепном приводе возникает сложный колебательный процесс, приводящий к интенсивному шумо-излучению. Известны различные методы по снижению уровня вибраций и шума в цепных передачах. В частности, выбор оптимального профиля зубьев звездочек, использование эластичных звездочек и пластмассовых кожухов, изготовление звездочек специальной конструкции, применение цепей с пластмассовыми деталями и др. Однако эти рекомендуемые мероприятия конструктивного и технологического порядка базируются на опыте борьбы с шумом различных механических передач и не дают достаточно полного и обоснованного снижения шумовых характеристик в цепных передачах.

Проведенный анализ общего уровня шума в приводе комбайна показывает, что спектры шума имеют относительно высокие уровни составляющих вплоть до зоны ультразвуковых частот, причем общие уровни звукового давления достигают в отдельных случаях до 95-97 дБ, что говорит о значительной активности и вредности воздействия шума цепной передачи на организм человека. Отсюда следует, что уровень шума в цепных передачах больше, чем в ременных передачах и превышает значения санитарных норм (до 80 дБ). Поэтому одним из способов снижения уровня шума в цепном приводе является обоснованная замена цепной передачи зубчато-ременной. При этом для обоснования эффективности использования ЗРП вместо цепной передачи необходимо определить основные источники шума и вибраций, изучить природу происхождения, оценить количественно характеристики шума и вибраций, и наметить пути их снижения.

В этой главе также приводится сравнительная характеристика ЗРП с цепной передачей. Преимуществом ЗРП перед цепной передачей является: снижение уровня вибраций и шума; уменьшение расходов на обслуживание; отсутствие необходимости смазки; неподверженность коррозии; увеличенный диапазон скоростей; достаточно высокий срок службы; снижение силы предварительного натяжения зубчато-ременной передачи. Зубчато-ременная передача характеризуется компактностью, уступая по этому показателю лишь зубчатой передаче.

Усовершенствование методов расчета геометрических и механических параметров зубчатых ремней и шкивов, а также передач в целом связано с исследованиями, выполненными Дамаскиным Б.И., Лобановым В.А., Воробьевым И.И., Арбузовым М.Д., Бичкаускасом Л.К., Гуревичем Ю.Е., Шишкиным Б.В., Кравцовым Э.Д., Казачевским Г.Г., Никончуком А.Н., Кузьминым А.В. и др.

Как следует из анализа указанных исследований, в ЗРП возможна неравномерность движения ведомой системы, что вызывается характером работы и неточностью изготовления и монтажа передачи.

ЗРП сама является сложной колебательной системой с несколькими степенями свободы. Колебания, возникающие в ЗРП, могут оказывать влияние на колебательные процессы в замкнутой динамической системе машины, приводя в отдельных случаях к повышению неустойчивости всей колебательной системы. Некоторые вопросы исследования динамики ЗРП рассматриваются в работах Лобанова В.А., Сабанчиева Х.Х., Кожевникова С.Н., Погребняк А.П., Ской-беды А.Т., Воробьева И.И., Постенена У.М., Шишкина Б.В. и др.

Однако эти работы посвящены исследованию динамики стандартных ЗРП с трапециедальной формой зубьев. Поэтому проведенные исследования не охватывают решения комплекса вопросов, необходимых для повышения устойчивости зубчато-ременных передач с другими формами зубьев ремня, а также не может быть непосредственно применены при динамическом анализе этих передач. В связи с этим создание или использование малошумных приводов, взамен существующих, снижение вибраций и шума, которых технологически и конструктивно неосуществимо, является одной из проблем приводов сельхозмашин и оборудования.

Для решения данной проблемы были поставлены следующие основные задачи:

- выявление источников вибраций и шума в зубчато-ременных передачах;

- определение уровня шума ЗРП в зависимости от параметров и режима работы передачи, а также от неточности изготовления и монтажа передачи;

- математическое моделирование объекта с учетом основных причин возмущений зубчато-ременного привода;

- разработка методики проектного расчета для определения вибрационных и шумовых характеристик ЗРП на стадии проектирования, применимой в инженерных расчетах;

- экспериментальные исследования по обоснованию математической модели, и факторов приводящих к снижению уровня вибраций и шума в ЗРП;

- установление способов снижения уровня шума ЗРП конструктивно-технологическими мероприятиями, а также средствами звукопоглощения и звукоизоляции.

Во второй главе содержится теоретические исследования собственных и вынужденных колебаний зубчато-ременной передачи. В основу теоретического исследования динамических процессов, происходящих в зубчато-ременной передаче, использованы математические модели, которые отображают наиболее существенные факторы рассматриваемой задачи. При этом каждой динамической модели передачи соответствует математическая модель, т.е. система дифференциальных уравнений, с помощью которых осуществляется математическое описание исследуемой модели. При выборе общей динамической модели передачи (рис. 1) для описания изгибных и крутильных колебаний шкивов, последние представлены в виде абсолютно жестких тел, соединенных между собой и с валопроводами с помощью упругих связей в виде пружин, имитирующих участки ремня и опоры шкивов. Вместе с тем, составлены частные динамические модели, вытекающие из общего случая, отображающие наиболее важные динамические характеристики исследуемой передачи. Так, при изучении собственных и вынужденных колебаний ветвей ремня в качестве модели ветви принята упругая нить. А для определения ударной нагрузки, возникающей при входе зубьев ремня в зацепление с зубьями шкива, использована расчетная схема, состоящая из 2-х массовой колебательной системы. Исследование колебаний шкивов проведено на динамической модели ЗРП, представленной на рис. 1, где учтены изгибные и крутильные перемещения зубчатых шкивов. Такая модель справедлива для передач с консольным расположением шкивов.

^

I-С"--

с3

Рис. 1. Динамическая модель зубчато-ременной передачи

Рассмотрено возбуждение колебаний зубчатых шкивов в зависимости от погрешности шагов зубьев ремня и шкивов. При этом шаговая погрешность в зацеплениях зубьев ведущего и ведомого шкивов с ремнем представлена в виде, тригонометрического ряда:

оо

Д1= 1Аксо8(ксо^ + фк), (1)

К=1

где юг - зубцовая частота; фк-начальные фазы, Ак-амплитуда от шаговой погрешности зубьев.

Суммарные перемещения концов ветвей, вызванные разноразмерно-стью шагов зубьев ремня и шкивов, выражены в форме:

= ДЦ - М2 = £Ьксоз(ксо2 + 8), (2)

К=1

где Ьк-суммарная амплитуда функций Д^, Д12,

Ьк=(Ат+Вп -2АтВпсо5(ут -рп))а5, 5ш(ут-рп)

б = |3П +агс^

Ь- + со8(уга-рп) Ат

Для выбранной модели составлена система дифференциальных уравнений, описывающих вынужденные колебания шкивов, от возмущающего воздействия погрешностей Д^, дг2 •

оо

ф +(с1+с2)г1х1 = (с1+с2)г1 £ Ь^соэ (ги^+З);

к=1

оо

32 ф . -(с. +с2 )г2 Х| =(С, +С2 )г2 I Ьксоз (гсМ+5);

к=1

00

т, X 1П +(С, +С 2 )х,+к 10 X10 = (с, +с 2) Е Ьксоз (гсМ+З); (3)

к=1 00

Ш 2 X 20 -(С, +С 2 )Х, +к 20 X 20 =-(С ! +С 2 ) £ ^СОБ (гШ21+8),

к=1

где 1Ь }2 - моменты инерции шкивов; ть ш2 - массы шкивов; сь с2 - жесткости ветвей ремня; гь г2 - радиусы делительных окружностей зубчатых шкивов; х10, х2о - изгибные перемещения опор шкивов; <р,, <р2 - угловые отклонения шкивов с присоединенными массами относительно устойчивого положения; озг =т ц = со г2 г2 - зубцовая частота; к10, к20- изгибные жесткости опор шкивов;

= ФЛ ~ <?2Т2 + хю - х20 + А11" АЧ> Х2 = <Р2г2 - <Р1Г1 - х10 + х20 - ДЧ + Д*2- (4)

Допуская зависимость коэффициента жесткости ветви ремня С0 от натяжения <Т-Р0) линейной, жесткости каждой ветви ремня представлены в виде:

С>= Со + а (р1 - Бо);

С2=С0+а(Р0-Р2); (5)

где Бо — начальное натяжение ремня.

Тогда, поскольку согласно условию Понселе F| + F2 - 2F0, то искомая сумма коэффициентов жесткости оказывается равной С] + С2 = 2С0 = const. В связи с этим система уравнений (3) решается как с постоянными коэффициентами.

Получено частное решение системы уравнений, устанавливающее зависимость между искомыми функциями. На основании анализа решения данной системы уравнений определены формы колебаний зубчатых шкивов в зависимости от параметров передачи, а также установлены зоны резонансных колебаний шкивов. Так, при к10=к20 0о согласно найденному решению в передаче имеют место только крутильные колебания шкивов (xio=x2o=0). В этом случае, когда частоты возмущений kcoz близки к собственным частотам колебаний передачи крутильные колебания шкивов могут иметь достаточно большие амплитуды. Вместе с тем передача может иметь интенсивные изгибные колебания при сближении собственных частот изгибных колебаний

шкивов co^0=kio/m1 и (£>20 =k2(>/m2 с частотой kcoz . При других значениях к10, к2о возможные зоны резонансных колебаний шкивов определяются равенством сою и о2о с одной из частот свободных колебаний системы coj, ш2, <о3. Рассмотрен случай соответствующий возбуждению только крутильных колебаний шкивов в зависимости от погрешности шагов зубьев ремня и шкивов (At J), когда валопроводы обладают абсолютной жесткостью. Полученные формулы дают возможность регулировать амплитуды крутильных колебаний шкивов, а также с помощью расчетов найти при каких значениях Atr колебания имеет минимальное значение. Найденные, таким способом, для рассматриваемой модели ЗРП, амплитуды крутильных колебаний шкивов равны <р=(3-5)10^ рад. Используя динамическую модель, показанную на рис. 1, в которой опоры шкивов имеют абсолютную изгибную жесткость, найдены формулы для определения собственных частот крутильных колебаний шкивов ЗРП.

В этой главе также рассмотрено определение ударной нагрузки между зубьями ремня и шкива, которая вызывает поперечные и крутильные колебания соответственно ветви и шкива. На рис. 2 показана динамическая модель, используемая для определения ударной нагрузки, возникающей при входе зубьев ремня в зацепление с зубьями шкива.

ГГ)2

Рис. 2. Динамическая модель ударного зацепления зубьев ремня с зубьями шкива

Для принятой модели (рис. 2) составлены дифференциальные уравнения, описывающие колебания ветви и шкива, в виде

х, + а^Х! - х2) + ю?(х! - х2)= ад/пн;

(о)

х2 +а2(х! -х2) + (»2(х1 -х2) = -Р10)/т2,

где ГП| = Г(2 - приведенная к зубу масса шкива; Г[ - радиус делительной окружности шкива; II - момент инерций шкива; а] = Ьр/ш| ; а2 = Ьр/т2;

Ьр - коэффициент демпфирования ремня; со2 = С1/ш1; со2 = с2/ш2 ; т2 - приведенная к зубу масса ветви ремня; с, -жесткость.

Рассмотрено решение системы уравнений (6) на ЭВМ методом Рунге-Кутта для определения ударной нагрузки в зоне зацепления в зависимости от параметров передачи Ш], ш2, иуд, Ьр. Получены формулы, позволяющие

оценить силу удара при входе зуба ремня в зацепление. Установлено, что с увеличением скорости удара зубьев ир, зависящий от частоты вращения

шкива, ударная нагрузка заметно возрастает. Однако с увеличением коэффициента демпфирования (Ьр) и начального натяжения ремня (Р0) она уменьшается. Кроме того, ударная нагрузка зависит от разношаговости зубьев ремня и шкива, от динамической жесткости и приведенной массы ветви ремня.

Изучены свободные и вынужденные колебания ветви зубчатого ремня от амплитудно-частотной характеристики движущейся ветви.

При этом параметры передачи и её режим работы должны быть подобранны так, чтобы исключить неустойчивость поперечных колебаний ветвей. А это возможно только в том случае, если найдены точные значения собственных частот колебаний движущейся ветви ремня. Для решения этой задачи рассмотрено решение дифференциального уравнения, описывающее малые поперечные колебания ветви:

82м Л д\ ,2д2и аЛ

——+2и--а —т + 2Ьп — + о— =0, (7)

а2 &дх 5х2 дк)

где и - функция поперечного перемещения от независимых переменных х и 1; I - текущее время; х - перемещение вдоль оси ветви; и - скорость ветви ремня;

а*2=(Т ^ /ц-о2); аМУц - скорость распространения поперечной волны вдоль ветви; Ьр - коэффициент демпфирования ремня; Р£ - суммарное натяжение ветви:

РЕ-Ро+кХ^Рлр, (8)

здесь Ро - предварительное натяжение ветви; Рц - центробежное натяжение; Рокр - полезная окружная нагрузка; к =1 -к - коэффициент, характеризующий отношение жесткостей опор шкивов и ремня

Введя вместо И(хД) новую искомую функцию У(хД) в форме:

и(хД) = ехр(са + рх)У(х,1), (9)

где а, Р - постоянные числа и решая полученное уравнение в виде:

У(х, г) = У1(х)ехр4ю01 (10)

получим решение уравнения и найдем формулы для определения собственных частот колебаний движущейся ветви ЗРП:

1- 0

2

\

(а2+кхо2)

|(а2 +кхо2)

у2

я2п2(а2+кхо2-и2)

(И)

где I - длина ветви; п = 1,2, 3.

Формула позволяет определить частоту й>„ в зависимости от скорости и, натяжения Р0, коэффициента демпфирования ЬР ремня и податливости опор шкивов. Расчет частот со„ для ЗРП при к*=0...0,5 показал, что с возрастанием скорости движения ремня частота собственных колебаний ветви

уменьшается, а путем подбора о, €, Р, Ь д и к" можно регулировать частоту колебаний ветви.

Для случая, когда для передачи можно допустить, что Ьр = 0, точное решение дифференциального уравнения (7), получено в виде суммы рядов

и(х,1)= I Алфп(х)со5(со„1+аи)+ I А„ ¥„ (х) 5т(ю„ 1+а„), (12)

П=1 П=1

где ф „ (х)=8т(птсх//) соз(Рп71х/0; „ (х)=-5т(птсх//)-8т(рплх//)

соп=^(1-^/Р0)(Р0/ц)°5. (13)

Анализ этого решения показывает, что при о->0 функция первого ряда ф(х) переходит в формы собственных колебаний ветви 5т(тгпх/Д а функция второго ряда \|/(х) обращается в нуль. При этом функцию ф„(х) можно считать собственными, а ц/(х) - сопровождающими. При и=(Р0/|а)0,5 собственные частоты колебаний со„=0.

На рис. 3 изображены характерные кривые, построенные по формулам для ф(х) и \|/(х), показывающие изменение собственных и сопровождающих форм колебаний ветви в зависимости от о и Р0 для п=1. Кривые позволяют

форм колебаний ветви в зависимости от и и F0 для п=1. Кривые позволяют определить не только формы колебаний, но и максимальные значения амплитуд колебаний. Отсюда видно, что решение данной задачи о колебаниях ветви состоит из суперпозиции собственных и сопровождающих колебаний, имеющих одинаковые частоты и сдвинутые на л/2 по фазе.

Рис. 3. Собственные <р (х) и у (х) сопровождающие формы колебаний ветви ремня в зависимости от скорости и

В реальной ЗРП зубчатый шкив в результате неизбежных погрешностей при изготовлении и монтаже имеет эксцентриситет. В процессе вращения эксцентричных шкивов происходит периодическое изменение положений концевых частей ветвей, что вызывает вынужденные колебания ветвей передачи. На этом основании рассмотрено решение задачи о вынужденных поперечных колебаниях ветвей ЗРП от возмущения со стороны эксцентричных шкивов с помощью численного метода.

Для решения поставленной краевой задачи интегрируется уравнение (7) при следующих граничных условиях:

и(/,0=е, вюсМ; и(0,0=е2 вш^Н-у), (14)

где соь са2- угловая частота возмущения соответственно ведущего и ведомого шкивов; у - угол сдвига между эксцентриситетами шкивов в! и е2, и началь-

Ш

ных условиях: U|,=o=f(x);

dt

=F(x), численным методом с помощью ко-

t=0

нечных разностей на основе решения дифференциального уравнения с помощью сеточных функций. При этом в качестве области определения функ-

ции двух аргументов ЩхД) выбран прямоугольник И ={0< х < /, 0< г < Т} с узлами (хД), которые образуют сетку с шагом А/ и Д1 соответственно по направлениям х,1 (рис. 4).

! M+l ! A

i-lj ij li+lj

i-lj-l j 1 Ш i

1 4J л О i !

^ e X

Рис.4. Определение функции U(x,t) с помощью прямоугольника с узлами (Xj,tj)

Уравнение (7) записано в операторной форме:

GiU„+ G2U1+1 j + G3U,.,j+ G4U¡j+i+ G5U.J.Í+ 06и,.м.,=0, (15)

где Gi=-2/At2+2u/A/At+2a*2/A/2+2hp/At+2hpu/A/; G2=-a *2/Д/;

G3"=-2u/A7At-a*2/A/2-2hpo/A/; G^l/At2; G5=1 /At^u/A/At^h/At; Gc=2u/A/At; для отрезка [OC]-U(0,t)=e 2 sin(co¿t+ J); для [AB]-U(/,t)=e, sincojt; для [OA]-

U(x,0)=(l-x//)e2 sin y.

При этом условие на границе [ВС] неизвестно и не может быть заранее определено. Однако согласно рис.4 операторное уравнение (15) для [ВС] включает узел i, j+1, который выходит за границу сетки Поэтому в уравнение (15) добавляется еще один член: G*7 U,j.2, где G*7=l/At2, причем, G4=0; G,H/At2+2u^/Atb2a*2/A/2+2hp/At+2hpu/A/; G5=-2/At2-2u/A/At-2hp/'At.

Таким образом, формирование и решение уравнения (15), преобразованное в систему линейных уравнений, получено в виде ЭВМ-программы.

На рис. 5 показано свойство рельефных форм вынужденных поперечных колебаний движущейся ветви ЗРП, полученные на основе реализации составленной программы в соответствии с решением системы уравнений (15), когда источником возбуждения являются эксцентриситеты шкивов, действующие в начале и в конце ветви длиной i.

а) б)

Рис. 5. Графики изменения амплитудно-частотной характеристики вынужденных поперечных колебаний движущейся ветви в зависимости от величины эксцентриситета шкивов:

а) возмущение на обоих концах ветви (е, =0,1; е 2 =0,5мм);

б) возмущение на одном конце ветви (е!=0,5; е2=0)

В работающей ЗРП наблюдается и параметрические поперечные колебания ветвей от периодического изменения натяжения ветви ремня. Для этого случая составлено уравнение, описывающее параметрическое колебание ветви:

^ф/ 32г*2+(ах-2ё*со52г*) ф=0, (16)

где 2*=т; §*=у>.2Р^/со2^; а*=(шсо6/ю)2 - представляет собой квадрат отношения собственной частоты колебаний ветви к половине частоты внешней возмущающей силы; g* - характеризует амплитуду, периодически изменяющейся части натяжения ветви ремня; у - коэффициент модуляции параметра а*.

Найдены зоны неустойчивости колебаний ЗРП в зависимости от О, Р0 и частот внешних возмущений со стороны зубьев и эксцентриситетов шкивов, а также от пробега ремня.

В третьей главе рассмотрена методика экспериментального исследования процесса шумообразования и вибраций в зубчато-ременных передачах.

Главным источником образования шума и вибраций для большинства машин, механизмов и оборудования является механические передачи, особенно зубчатые и цепные передачи. Показано, если в известной литературе хорошо изучены вопросы возникновения шума и вибраций в этих передачах, но многие вопросы, связанные с шумообразованием и его снижением в ЗРП, остаются малоизученными. Поэтому изучены шумовые и вибрационные характеристики зубчатых ремней в зависимости от формы зубьев ремня, причины их возникновения в зависимости от параметров передачи и пути снижения.

Экспериментальное исследование шума и вибраций в 2-х и 3-х вальных ЗРП с использованием натяжного устройства (и без него) производилось на специальном стенде (рис. 6, рис 7), изготовленный по схеме, которая позволяет рас-

сматривать передачу изолированной от воздействий со стороны приводного двигателя и ведомой системы передачи. Данный стенд позволяет провести испытание различных типов передач: зубчато-ременных, цепных и клиноременных передач с кожухом и без кожуха. Основными элементами стенда являются: 1 - двигатель постоянного тока, 2 - инерционные маховики, 3 - зубчатые шкивы, 4 - токосъемники, 5 - торсионные валики, 6 - порошковый тормоз ПТ-40, 7 - натяжное устройство, 8 - кожух, 9 - микрофон, 10 - зубчатый ремень.

ч 4 4 /

[ / 5 X 1 — -1 — 1-

и/ 1 -А и ч— 2 2 г' - Л "и 3 / 9

а - — ]• а

Рис. 6. Кинематическая схема испытательного стенда

Рис. 7. Общий вид испытательных стендов

Двигатель постоянного тока питается от электро-магнитного усилителя (ЭМУ). Такая конструкция позволяет изменять частоту вращения вала двигателя в пределах П1=0...3000 мин"1 (а>1=0...314 с'1) не останавливая работу стенда и производить постепенный запуск передачи. Двигатель постоянного тока 1 также устанавливается на подвижных салазках. Начальное натяжение в ЗР передачи осуществлялось с помощью натяжного устройства 7.

Для записи крутильных колебаний шкивов использовался торсиограф, представляющий собой валик с наклеенными тензодатчиками, который жестко соединен с исследуемым шкивом 3 и маховиком 2. Сигналы от тензодатчи-ков, соответствующие отклонениям шкивов фиксировались на фотобумаге осциллографа Н-117. Для измерения уровня звукового давления в октавных полосах частот и записи спектра шума ЗРП использовалась аппаратура, «Брюль и Къер» (Дания). Опыты проводились в режиме установившегося движения с использованием ремней модулем 3, 4, 5 и 7 мм при постоянном тормозном моменте Мт=0-200 Нм и предварительном натяжений ремня Ро=50...200Н. На основании проведенных исследований выявлено, что основным источником шума и вибраций в ЗРП является ударное зацепление зубьев ремня с зубьями шкивов, а также технологические погрешности изготовления зубчатого ремня и шкива. Несоосность и колебания шкива и ремня способствуют увеличению ударной нагрузки, и является причиной того, что боковая поверхность ремня ударяется и трется о поверхность фланцев шкивов, вызывая при этом повышения шума и вибраций. Наряду с этим, причиной шума является вибрации, возникающие из-за неуравновешенности, кинематической погрешности передачи, а также наличия трения между контактирующими парами на дугах обхвата шкивов.

В четвертой главе приведены результаты экспериментальных исследований уровня вибраций и шума в ЗРП.

В результате анализа осциллограмм колебаний зубчатого шкива установлено, что в работающей ЗРП наряду с крутильными колебаниями имеют место изгибные колебания шкивов. На колебания шкивов наложены высокочастотные составляющие, соответствующие зубцовым частотам колебаний между зубьями шкивов и ремня, а также оборотная частота и частота пробега ремня. Значение коэффициента демпфирования Ь=ДСр/Т=Асрш/27с зубчатого ремня, используемого при составлении и решении уравнений, описывающих поперечные колебания ветви, а также необходимый для определения устойчивости ее движения, найдено через логарифмический декремент Дср свободных колебаний ветви ремня с полукруглой формой зубьев. При этом получены общие закономерности изменения коэффициента демпфирования в зависимости от начального натяжения, амплитуд колебаний, длины и модуля ремня. Установлено, что затухание увеличивается с ростом предварительного натяжения ремня; частота колебаний не зависит от убывания амплитуды; декремент колебаний возрастает с увеличением длины и модуля ремня. С увеличением начальной амплитуды колебаний ветви декремент затухания возрастает. Для принятых на практике натяжений Р„ ремн* модулем 3...5 мм со стеклокордами значение Ьр колеблется в пределах Ь=2,5...5.

Кроме того, изучено определение коэффициента демпфирование Ьр зубчатого ремня по декременту затухания свободных крутильных колебаний шкива. При этом значение Ьрнайдено по формуле

т

где Д^, Д - декременты колебаний всей ЗРП и без ремня; т£ , х - периоды затухающих колебаний соответственно ЗР системы и отдельно без ремня; I - момент инерции шкива.

На рис. 8 показана зависимость декремента колебаний Др от относительной амплитуды колебаний ер=ДЛ7 при различных Р0. АР 0,6 0,5 0,4 0,3 ОД ОД

0,01 0,02 0,03 0,04 0,05 А1/1 Рис. 8. Зависимость декремента колебаний от относительной амплитуды колебаний ЗРП с полукруглой формой зубьев ремня модулем т= 4 мм

Наиболее существенное влияние на демпфирование энергии в ЗРП при крутильных колебаниях шкивов оказывает предварительное натяжение ремня и ам-гштуда колебаний шкива При рекомендуемых предварительных натяжениях Ео-50-200Н среднее значение коэффициента демпфирования ремней с полукруглой формой зубьев модулем т=3-5 мм в линейной части затухания составляет Ьр=0.4-1, а в начальной зоне затухания Ьр=3-4 (Др =0.5-0.75) кг см с/рад.

На основании обработки данных уровней звукового давления ЗРП с полукруглой формой зубьев ремня при Р0=сопз1, Р01ф=соп51, получена эмпирическая формула, связывающая между собой уровень шума и частоты вращения шкива. Таким путем установленная формула имеет вид:

(18)

где Ь - искомый уровень шума в дБ при требуемой частоте вращения ведущего шкива п, мин'; Ь0=40 - измеренный экспериментально уровень шума при произвольно выбранной частоте вращения по=400 мин"'; к - коэффициент характеризующий степень влияния скорости вращения на уровень шума. Определение коэффициента к по измеренным значениям уровня шума и Ь2 при двух произвольно выбранных частотах вращения ведущего шкива щ и п2 производится по формуле:

V

к = (Ь!-Ь2)/18

П2

(19)

Из полученных данных следует очевидный вывод о повышении значения к с увеличением погрешностей изготовления ЗПР. Установлено, что при небольших и средних нагрузках с использованием шкивов, изготовленных с соблюдением требований ОСТ 3805246-81 (6-7 степени точности) значение к можно выбрать равным 20-25, а при 8-9 степени точности к=27. При этом за счет повышения точности изготовления зубчатых шкивов от (8-10) степени до (6-7) степени достигается существенный эффект по снижению уровня шума-на 10-12%.

Исследование ЗПР показало, что уровень шума во всем диапазоне частот от 16 до 8000 Гц возрастает с увеличением предварительного натяжения ремня Р0. Зависимость уровня шума от Р0 с трапециедальной и полукруглой формой зубьев ремня, имеющими соответственно металл о- и стеклокорды, показаны на рис. 9. Кривые получены для передач: с ремнем с трапециедальной формой зубьев модулем т=7 мм, с параметрами - 2^=71, ^=26, и=1 и с ремнем с полукруглой формой зубьев модулем т=4 мм, с параметрами - 2р=148, 2^=^45, и=1, при предварительных натяжениях, изменяющихся от 100 до 300 Н.

ЬдБ,

90

.2

4

80

1

1 3

70

60

30 200 400 600 800 1000 1200 1400 1600 1800 2000 2200 2400п»н1

Рис. 9. Зависимость уровня шума от предварительного натяжения при различных формах зубьев ремня. Для трапециедальных зубьев: 1 - 100Н, 2 - 300Н; для полукруглых зубьев 3 - 100Н, 4 - 300Н.

Крутящий момент М,ф=20Нм.

Сравнительный анализ полученных данных шумовой характеристики ЗПР с трапециедальной формой зубьев показал, что зубчатый ремень с полукруглой формой зубьев обеспечивает снижение уровня шума на 5-6 %, а по сравнению с цепной передачей при прочих равных условиях оно составляет 15-20 %. Как и следовало ожидать наибольший уровень шума наблюдается в зоне резонансной частоты колебаний, как ветви, так и шкива. Кроме того, изуче-

но влияние Р0 на частотный спектр шума ЗРП. Так, в результате испытания ЗРП с полукруглой формой зубьев ремня с ш=3, 4 и 5мм построены кривые, показывающие зависимость уровня звукового давления в октавных полосах частот (от 16 до 8000 Гц) от предварительного натяжения ремня (рис. 10).

90.

Вз 155 550 530 1000 2000 4000 8000 (^ц

Рис.10. Частотный спектр шума ЗРП с полукруглой формой зубьев ремня при п=1200 мин

Полученные кривые показывают, что с увеличением Р0 уровень шума повышается. При этом максимальное значение уровня шума, имеющее место при частотах 125... 1000 Гц, с возрастанием предварительного Р0 от 5 до 75Н повышается на 3-7 дБ и составляет 4-7%.

Установлено, что при прочих равных условиях в 3-х вальных ЗРП уровень шума выше, чем в 2-х вальных ЗРП .Испытания 2-х и 3-х вальных ЗРП с шириной ремня вр = 10,29 и 50мм (ш=5мм) при одинаковых условиях Ро и

^окр показал ,что наибольший уровень шума наблюдается при ширине ремня

Ьр =50мм. При этом .уровень шума при Ьр=10мм на 5-г-6 дБ ниже ,чем при

Ьр=50мм на небольших и средних скоростях , а при высоких скоростях

(1800 мин1 и выше) снижение уровня шума составляет около 7-5-8 дБ. Получены эмпирические формулы устанавливающие зависимость уровня шума Ь и коэффициента пропорциональности к от передаваемой окружной силы Рокр .При повышении Рокр уровень шума в ЗРП при соотношении шагов

зубьев ремня и шкива (Ц>1Ш1С) увеличивается больше ,чем в передаче с 1р<1Ш1(.

Установлено, что заметное влияние на уровень шума оказывают погрешности изготовления и монтажа, а также способ натяжения ремня. Анализ спектра частот шума ЗРП показывает, что основным источником шумообра-зования является ударное зацепление зубьев ремня с зубьями шкива, а также неустойчивые колебания шкивов и ветвей ремня. В спектре шумовой волны ЗРП проявляются зубцовые и оборотные частоты колебания шкива. Компонент шумовой волны, соответствующий зубцовой частоте имеет почти гармоническую форму и является наиболее заметным, чем другие состав-

ляющие шума. Анализ исследований ЗРП с применением ремней с новой конструкцией показал, что конструкция зубьев со сквозными отверстиями позволяет снизить уровень шума в среднем до 5дБ (до 7 %) по сравнению со стандартной конфигурацией зубьев ремня.

Для получения более достоверной информации шума в цепной передаче с роликовыми цепями нами проведено экспериментальное исследование частотного спектре уровня шума непосредственно в приводе комбайна «Дон 1500» Установлено, что уровень шума привода с цепной передачей на 17-20 % больше, чем в аналогичном приводе при использовании зубчатого ремня с полукруглой формой зубьев. Особенно уровень звукового давления в приводе с цепью в октавных полосах частот 1 ООО Гц и выше достигает наибольшего значения (около 22 %).

Таким образом, экспериментальные исследования ЗРП с различными формами профиля зубьев ремня показали, что с увеличением частоты вращения шкива, предварительного натяжения ремня и передаваемой нагрузки, уровень звукового давления в октавных полосах частот, кратной числу зубьев и скорости вращения шкива возрастает. При этом с увеличением скорости и, как показано в главе 2, возрастает сила удара между зубьями ремня и шкива, что приводит к интенсивному увеличению уровня шума в передаче.

В пятой главе рассмотрены методы снижения уровня шума и вибраций в ЗРП.

С целью уменьшения уровня вибраций и шума в передаче изучено влияние натяжного устройства, установленного с гладкой стороны ремня, на поперечное колебание ветви В данном случае, ветвь ремня, нагруженная натяжным роликом в ее поперечном направлении, относится к неоднородной колебательной системе со сосредоточенной неоднородностью.

При этом найдено решение составленных уравнений, описывающие поперечные колебания для рассматриваемых участков ветви ремня. Получены формы собственных колебаний ветви в зависимости от местоположения ролика по длине ветви.

Из графического анализа результатов исследований следует, что настроив собственную частоту колебаний натяжного устройства на одну из гармоник собственной частоты ветви в системе можно достичь снижение амплитуд колебаний ветви.

Показана возможность устранения резонансного режима в ЗР системе путем определенного выбора динамического виброгасителя. Изучено действие виброгасителя для случая, когда ведущая система передачи совершает равномерное движение, а на ведомую систему действует возмущающий момент, изменяющийся по закону М(0 = М0е""1. Динамическая модель исследуемой ЗРП представлена на рис. 11.

\ЧШ

-Ш

Рис. 11. Динамическая модель ЗРП с виброгасителем

Колебания этой системы описываются дифференциальными уравне-

ниями:

Ф1

+ "к(ф! я,-ф2Я2)+^2К±(ф1 Я,ф2^(д+с^? ф1 + Со ф1 = Мо

Ф2

(20)

где С [, С 2 - жесткости ветвей ремня; С, ,С 0 - крутильные жесткости виброгасителя и водопровода ведомой системы; Ь - коэффициент демпфирования в системе виброгасителя; I, - момент инерции ведомого шкива; 12 - момент инерции виброгасителя; оз - частота возмущения; Я2 - радиусы шкива и гасителя.

Из решения системы уравнений (20) получены следующие формулы:

ФГ

1 + ш

1

М0

К?

2 Л С2К2

h-.li. я? М

С2

о)Ь

С2К2

С232 „2 УМ 2

с1+с2А К1.

Ф2=Ч>1 7

1Ю

М2

Ч| '2 V ^

1 + ¡(оЬ-

(О

С2К22

с7]

2->2

с2К22

к!

ъ

(21)

Из анализа этих зависимостей следует, что амплитуды "остаточных" колебаний шкивов и виброгасителя пропорциональны коэффициенту демпфирования гасителя. Резонансные значения парциальных частот системы со, зависят от выбора величин ц = \ и от Ь. С возрастанием ц диапазон частот увеличивается, что приводит к повышению эффективности виброзащиты системы от возмущающего момента. Опытным путем изучено влияние виброгасителя крутильных колебаний на вибрационные и шумовые характеристики ЗРП. Доказано, что путем правильной настройки собственной частоты виброгасителя шг на частоту возмущения 00 можно добиться снижения уровня шума и вибраций в ЗРП. При этом динамический виброгаситель обеспечивает наиболее эффективное снижение уровня шума в спектре частот 5001000 Гц и составляет 5-7 дБ (3-5 %).

Нами получена закономерность снижения уровня шума ЗРП путем изготовления шкивов из материалов, обладающих повышенным демпфирующим свойством (рис. 12).

(ТВ

Рис. 12. Частотные спектры шума в зависимости от применения демпфированного зубчатого шкива: 1 - обычный зубчатый шкив; 2 - зубчатый шкив с резиновой втулкой; 3 - зубчатый шкив из твердой резины /Н=90/

Спектральный анализ шума показал, что этот метод дает наибольший эффект для подавления крутильных и поперечных колебаний соответственно шкивов и ветвей передачи в резонансных зонах. Так, после установки демпфированного шкива с резиной, снижения уровня шума происходило на более высоких частотах в диапазоне частот, соответствующим зубцовым (высшим гармоникам), и составила около 20 дБ, а на низких и средних частотах около 3-5дБ по сравнению с обычными ЗРП. Этот метод позволяет снизить требование к точности изготовления и монтажа передачи. Кроме того, экспериментальные исследования передач с зубчатыми шкивами, снабженными несколькими канавками по наружной поверхности шкива, перпендикулярно направлению его зубьев, показали, что может быть достигнуто снижение уровня шума до 5дБ за счет повышения удаления воздушного потока из зоны зацепления.

Рассмотрено звукопоглощение кожухами различных конструкций, покрытых с внутренней стороны мягкими и жесткими вибропоглощающими материалами. Доказано, что существенную роль в повышении звукоизоляции ограждений играет роль применение звукопоглощающих материалов. На рис. 13 показана зависимость шума ЗРП от вида демпфирующего покрытия кожухов. Сравнение кривых показывает, что мягкие покрытия А-5 и бесшумная мастика дает почти близкие результаты, обеспечивая наибольшее снижение уровня звукового давления на высоких частотах на 8-10дБ, а в зоне низких частот 3-5дБ. Кожух с жестким антивибрационным покрытием в диапазоне низких и средних частот позволяет уменьшить уровень звукового давления примерно на 10-15 %.

Рис. 13. Зависимость уровня шума от вида демпфирующего покрытия кожухов: 1 - с обычным кожухом; 2 - кожух с антивибрационным покрытием А-5; 3 - кожух покрыт битумной мастикой; 4 - кожух с жестким покрытием типа «Агат»

Показан также другой метод снижения уровня шума за счет изменения конструкции зуба, позволяющий повысить его податливость.

В шестой главе проведен расчет экономической эффективности внедрения результатов работы в приводах сельскохозяйственных машин вместо цепных передач. Годовой экономический эффект от внедрения зубчато-ременных передач с полукруглой формой зубьев вместо цепной передачи за счет разницы капитальных затрат на ее изготовление, эксплуатацию и на снижение уровня шума и вибраций в приводе выгрузного шнека бункера комбайна «Дон-1500» составляет 4618 руб/комб.

Выводы и предложения

1. Разработан комплекс методик по изучению и расчету вибрационных процессов, происходящих в зубчато-ременных приводах сельскохозяйственных машин.

При этом:

- разработана и реализована математическая модель расчета АЧХ колебательной системы ЗР привода при действий основных видов возмущений: силовых, кинематических, геометрических и технологических;

- разработана, методика расчета динамической модели ЗР привода, позволяющая решать конкретные задачи по устойчивости движения, анализу свободных и вынужденных колебаний, как отдельных контуров связи, так и всей системы;

- выведены формулы позволяющие определить собственные частоты крутильных и поперечных колебаний соответственно шкивов и ветвей ЗРП;

- получены зависимости, характеризующие влияние различных параметров передачи и погрешностей ее изготовления на амплитуды крутильных и изгибных колебаний шкивов.

2. Проведены экспериментальные исследования по оценке уровня шума и вибраций в зубчато-ременной передаче в зависимости от конструктивных и эксплуатационных факторов.

3.Проведено исследование шумовых характеристик ЗРП с трапецие-дальной и полукруглой формой зубьев ремня.

При этом:

- изучены вопросы возникновения шума в ЗРП и разработана классификация источников шума в зубчато-ременном приводе;

- установлено что шум в передаче вызывается колебаниями шкивов и ветвей ремня. Главными причинами этих колебаний являются: взаимные соударения зубьев ремня с зубьями шкивов при входе в зацепление, а также кинематические погрешности изготовления передачи;

- получены формулы для расчета ожидаемого уровня шума и вибраций в ЗР приводе на стадии ее проектирования и эксплуатации;

- найдено, что с повышением предварительного натяжения ремня, частоты вращения шкива и передаваемой нагрузки уровень звукового давления в октавных полосах частот увеличивается.

4. Предложены методы снижения шума в ЗРП При разработке этой методики:

- доказано, что эффективное снижение уровня шума цепных передач может быть достигнуто за счет применения зубчатого ремня;

- установлено, что зубчатый ремень с полукруглой формой зубьев снижает общий уровень шума по сравнению с передачей с роликовой цепью в среднем на 15-20 %;

- показано, что на снижение уровня шума заметное влияние оказывает виброгаситель крутильных колебаний шкивов и различные средства звукопоглощения и звукоизоляции ЗРП в ограниченном интервале частот;

- найдено, что уровень шума зависит от соотношения шагов зубьев шкивов (tejr) и ремня (tp). При соблюдении неравенства между шагами (tulT > tp) уровень шума уменьшается на 3-5 дБ по сравнению с передачей с (tmT > tp);

- установлено, что в результате замены цепной передачи на ЗРП с учетом предложенных мер борьбы с шумом в ременной передаче общий уровень шума на участке привода выгрузного шнека бункера комбайна «Дон-1500» снизился около 17 %.

5. При проведении работы:

- нами созданы стенды, позволяющие автоматически записывать шумовые и вибрационные характеристики передач с гибкой связью,

- использованы натяжные устройства, модифицированные зубчатые шкивы и кожухи, звукопоглощающие и звукоизолирующие материалы.

6. На основе анализа полученных результатов для снижения уровня шума и вибраций в приводе комбайна «Дон-1500» осуществлено внедрение зубчато-ременной передачи с полукруглой формой зубьев ремня вместо цепной передачи без изменения габаритных и конструктивных ее размеров

Основные положения диссертации опубликованы в следующих работах:

1. Шогенов Б.В Расчет эффективности диаметра зубчатого шкива в зубчато-ременной передаче (Сабанчиев Х.Х., Юдин В.В. Шогенов Б В ) // Вестник КБГУ. - Нальчик: Каб.-Балк. ун-т, 1997. -№2. - С. 95-97.

2. Шогенов Б.В. О распределении нагрузки между зебьями с учетом перекосов осей шкивов в ЗРП (Сабанчиев Х.Х.,Ойтов З.В., Шогенов Б.В., Тебоева P.M.) // Вестник КБГУ. - Нальчик: Каб.-Балк. ун-т, 1997. - №3. - С. 97-101.

3. Шогенов Б.В. Источники шума в ЗРП и методы его снижения (Сабанчиев Х.Х., Юдин В.В., Шогенов Б.В., Тебоева P.M.) // Доклады АМАН. - Т.З. -№ 2. - Нальчик, 1998. - С. 69-74.

4. Шогенов Б.В Крутильные колебания зубчато-ременной системы с виброгасителем при ограниченном возбуждении (Сабанчиев Х.Х., Шогенов Б.В.) // Доклады АМАН. - Т. 3.- № 2. - Нальчик, 1998.-С. 63...69.

5. Шогенов Б.В. Исследование изгибно-крутильных колебаний зубчато-ременных передач (Сабанчиев Х.Х., Шогенов Б.В.) // Вестник КБГУ. Технические науки. - Вып. 4. - Нальчик: Каб.-Балк. ун-т, 2000. - С. 27-29.

6 Шогенов Б.В. Совершенствование привода выгрузного шнека бункера комбайна «Дон-1500» (Сабанчиев Х.Х., Шогенов Б.В.) // Информационный листок. - №33-018-02, 2002. - 3 с.

7 Шогенов Б.В. Исследование шума ЗРП с круговой формой зубьев ремня и шкива (Сабанчиев Х.Х., Шогенов Б.В.) // Вестник КБГУ. - Вып. 5. - Нальчик: Каб.Балк. ун-т, 2003. - С. 30-31.

8 Шогенов Б.В. Методы снижения уровня шума в зубчатых ременных передачах /Сабанчиев Х.Х., Шогенов Б.В./ Наука, техника и технология нового века (НТТ-2003) Материалы Всероссийской научно-технической конференции КБГУ Нальчик, 2003. -с.222-225.

9. Шогенов Б.В. Влияние динамического виброгасителя на крутильные колебания зубчато-ременной передачи при ограниченном возбуждении (Сабанчиев Х.Х., Шогенов Б.В., Гапова М.А.) // Материалы второй Всероссийской научно-технической конференции: Наука, техника и технология XXI века (НТТ-2005). Ч. 2. - Нальчик, 2005. - С. 83-89.

В печать 25.02.06. Тираж 100 экз. Заказ № 4733.

Типография КБГУ 360004, г. Нальчик, ул. Чернышевского, 173.

Ajx>6A

»-4627

!

Введение.

Глава 1 Состояние вопроса и задачи исследования.

1.1 Вопросы шумообразования в цепных передачах.

1.2 Анализ исследований вибраций и шума в области зубчато-ременных передач (ЗРП).

1.3 Цель и задачи исследования.

Глава 2 Теоретические исследования собственных и вынужденных колебаний ЗРП.

2.1 Выбор расчетной модели ЗРП.Г.

2.2 Крутильные колебания ЗРП.

2.2.1 Определение собственных Частот крутильных колебаний

ЗРП.:.

2.2.2 Определение ударной нагрузки между зубьями ремня и шкива.

2.2.3 Вынужденные колебания ЗРП. Влияние разношаговости зубьев шкива .?.

2.3 Крутильно- изгибные колебания шкивов ЗРП.

2.3.1 Влияние шаговой погрешности зубьев ремня и шкива.

2.3.2 Влияние разношаговости зубьев ремня и шкива

2.4 Поперечные колебания ветви ЗРП.

2.4.1 Выбор расчетной модели ветви.

2.4.2 Свободные поперечные колебания ветви.

2.4.3 Свободные колебания движущейся ветви зубчатого ремня

2.4.4 Вынужденные поперечны^ колебания ветви.

2.5 О параметрическом возбуждении поперечных колебаний ветви.i.

Выводы.

Глава 3 Методика экспериментальных исследований вибраций и шума

ЗРП.,.

3.1 Экспериментальный стенд для измерения вибраций и шума

3.2 Методика измерения крутильных колебаний шкивов.

3.3 Определение коэффициента демпфирования ЗРП.

3.4 Определение ударной нагрузки зубьев ремня при входе в зацепление с зубьями шкива.

3.5 Метод измерения поперечных колебаний ветви ремня.

3.6 Шумоизмерительная аппаратура и методика измерения.

Выводы.}.

Глава 4 Результаты экспериментальных исследованйй вибраций и шума ЗРП.

4.1 Демпфирование колебаний зубчатого ремня при крутильных колебаниях шкивов.

4.2 Исследование демпфирования при свободных поперечных колебаниях ветви зубчатого ремня.

4.3 Исследование процесса шумообразования.

4.3.1 Источники шума в зубчато-ременных передачах.

4.3.2 Влияние предварительного натяжения ремня.

4.3.3 Влияние скорости ремня

4.3.4 Влияние погрешностей изготовления и монтажа передачи

4.3.5 Исследование влияния нагрузки.

4.3.6 Влияние передаточного отношения и угла перекоса осей шкивов на уровень шума.

Выводы.*.

Глава 5 Уменьшение шума и вибраций в ЗРП.

5.1 Методы снижения вибраций и шума ЗРП с помощью виброгасителя и натяжного устройства.'.

5.1.1 Крутильные колебания ЗРП виброгасителем.

5.1.2 Поперечные колебания ветви ЗРП с натяжным устройством.

5.2 Снижение шумоизлучения

5.2.1 Методами модификации зубчатых шкивов.

5.2.2 Методами изменения податливости зубьев ремня.

5.2.3 Шумоизолирующими и шумопоглощающими кожухами.

Выводы.

Глава 6 Экономическая эффективность внедрения результатов исследования.:.;.

Повышение работоспособности цепей отечественного производства, их износостойкости и надежности обусловлено многими фундаментальными исследованиями. Однако в большинстве работ основное внимание уделяется прочностным характеристикам передач, а шумность и виброактивность констатируется как существенный недостаток, требующий специального изучения. В некоторых работах даны частные рекомендации по снижению шума и вибраций. Эти рекомендации базируются на опыте борьбы с шумом различных механических передач и включают: ограждение передачи кожухом, использование пластмассового ' кожуха, эластичных звездочек, применение цепей с пластмассовыми деталями, изготовление звездочек специальных конструкций и т.д.

Анализ этих мероприятий конструктивного порядка показывает, что большинство авторов определяет повышенную шумность цепных передач кинематическими и динамическими особенностями цепного зацепления и, в первую очередь, ударом при зацеплении шарниров цепи с зубьями звездочек. • .

Цепные передачи получили широкое распространение в современном сельхозмашиностроении благодаря удачному сочетанию их специфических особенностей с требованиями к конструкциям, условиям и режимам эксплуатации сельскохозяйственных машин.

Из литературных источников известно, что цепные передачи используются (только в нашей стране) примерно в семи миллионах сельхозмашин, станков, механизмов. Количество производимых приводных цепей составляет свыше 60 млн. метров в год. Использование цепных передач в приводах машин весьма рационально,, поскольку они обладают рядом общеизвестных достоинств. Сюда можно отнести большое межосевое расстояние, простоту конструкции, надежность и высокий КПД и т.д. В настоящее время проводится большая работа по уточнению методов выбора и расчета цепных передач и дальнейшему повышению их работоспособности. Так, благодаря работе советских ученных - Воробьева Н.В., Глущенко И.П., Ивашкова И.И., Столбина Г.Б. и многих других, а также зарубежных - Бартлетта Ж., Биндере Р., Рашнера X. значительно повысилась надежность и долговечность цепных передач. Однако, вибрация и шум, возникшие в цепных передачах, существенно снижают работоспособность привода. При этом борьба с шумом цепных передач и улучшение их шумовых характеристик, являющиеся актуальными задачами в деле дальнейшего совершенствования цепных передач и расширения области применения, попытка решения их на практике осуществляется недостаточно.

Вместе с тем улучшения конструкции машин и механизмов и повышения организационно-технического уровня их использования в нашей стране уделяется большое внимание борьбе с вибрацией и шумом, особенно в сельскохозяйственном машиностроении.

В основных направлениях экономического и социального развития нашей страны подчеркивается необходимость осуществления глубоких преобразований в важнейшей сфере-жизнедеятельности человека в труде, улучшения и облегчения его - условий, обеспечения широких возможностей для производительной и творческой работы. Для решения поставленных в этом документе задач, в частности для улучшения условий труда, снижения вибрации и шума, необходим комплексный подход, включающий выявление основных источников уровня шума на рабочих местах, создание эффективных конструкций, позволяющих снизить шумо и виброактивность оборудования, уменьшить уровень шума и вибрации на путях их распространения.

Для различных видов машин и оборудования доминирующим фактором интенсивного источника' шума является механический шум, обусловленный колебаниями деталей машин и их взаимным перемещением. Существенную долю механического шума регулярно

Г- 6 воздействующий на организм человека составляет шум, возникающий от приводов машин, среди которых большое место занимают механические передачи с гибкой связью (цепные и ременные), нашедшие широкое применение в современном сельскохозяйственном машиностроении. Однако существенным недостатком цепных передач, ограничивающим их использование в высокопроизводительном оборудовании, в транспортных и сельскохозяйственных машинах и механизмах, является повышенная виброактивность и шумность, особенно при средних и больших скоростях.

Вибрация и шум оказывают вредное влияние на организм человека. Это проявляется в функциональных расстройствах нервной системы, поражении органов слуха, нарушении деятельности сердечно-сосудистой системы.

Воздействие механического шума от цепной передачи на организм человека протекает на фоне другого неблагоприятного фактора, как вибрация. Приводы сельскохозяйственных машин можно отнести к нестационарным и совершающим сложное движение. Комбинированное действие этих факторов усиливает вредное влияние шума на организм. В связи с этим, борьба с шумом и вибрацией, возникающим при работе цепных передач в приводах транспортных и сельскохозяйственных машин, стала весьма актуальной проблемой. Поэтому одйой из целей настоящей работы была обоснование замены цепной передачи более прогрессивной зубчато-ременной, позволяющей значительно снизить ее виброактивность и шумность при сохранении заданной работоспособности и надежности прцвода.

На ее основе возможен поиск путей направленного влияния с помощью различных конструктивных мер на уровень шума.

Теоретическое и экспериментальное исследование динамической системы ЗР передачи, составляющее основное содержание работы, ставило дать конкретные рекомендации по- исключению или, крайней мере, по снижению вибраций и шума, возникающих в зубчато-ременной передаче (ЗРП), что позволит повысить реальное использование их в приводах машин и оборудования, и получить значительный технико-экономический эффект.

Вопросам решения таких задач и посвящена тема представляемой работы.

Основные выводы и предложения

1.Разработан комплекс методик'по изучению и расчету вибрационных процессов, происходящих в зубчато-ременных приводах.

При этом:

- разработана и реализована математическая модель расчета АЧХ колебательной системы ЗР привода при действий рсновных видов возмущений: силовых, кинематических, геометрических и технологических;

- разработана, методика расчета динамической мрдели ЗР привода, позволяющая решать конкретные задачи по устойчивости движения, анализу свободных и вынужденных колебаний, как отдельных контуров связи, так и всей системы;

- выведены формулы позволяющие определить собственные частоты крутильных и поперечных колебаний соответственно шкивов и ветвей ЗРП; получены зависимости, характеризующие влияние различных параметров передачи и погрешностей ее изготовления на амплитуды крутильных и изгибных колебаний шкивов.

2.Проведены экспериментальные, исследования по оценке уровня шума и вибраций в зубчато-ременной передаче в зависимости от конструктивных и эксплуатационных факторов.

3.Проведено исследование шумовых характеристик ЗРП с трапециедальной и полукруглой формой зубьев ремня. 1

При этом:

- изучены вопросы возникновения шума в ЗРП и разработана классификация источников шума в зубчато-ременном приводе;

- установлено что шум в передаче вызывается колебаниями шкивов и ветвей ремня. Главными причинами* этих колебаний являются: взаимные соударения зубьев ремня с зубьями шкивов при входе в зацепление, а также кинематические погрешности изготовления передачи, переменная деформация зубьев ремня на дугах обхвата шкивов, вызванная непостоянством сил, приложенных к ним; j

- получены формулы для расчета ожидаемого уровня шума и вибраций в ЗР приводе на стадии ее проектирования и эксплуатации;

- найдено, что с повышением предварительного натяжения ремня, частоты вращения шкива и передаваемой нагрузки уровень звукового давления в октавных полосах частот увеличивается. j

4.Предложены методы снижения шума в ЗРП. При разработке этой методики:

- доказано, что эффективное снижение уровня шума цепных передач может быть достигнуто за счет применения зубчатого ремня;

- установлено, что зубчатый ремень с полукруглой формой зубьев снижает общий уровень шума по сравнению с передачей с роликовой цепью примерно на 15-20%;

- показано, что на снижение уровня шума заметное влияние оказывает виброгаситель крутильных колебаний , шкивов и различные средства звукопоглощения и звукоизоляции ЗРП в ограниченном интервале частот;

- найдено, что уровень шума зависит от соотношения шагов зубьев шкивов (t^) и ремня (tp). При соблюдении неравенства между шагами (t^ > tp) уровень шума уменьшается на 3-5 дБ по сравнению с передачей с (1шк < tp);

- установлено, что в результате замены цепной передачи на ЗРП с учетом предложенных мер борьбы с шумом в ременной передаче общий уровень шума на участке привода выгрузного дшека бункера комбайна «Дон - 1500» снизился на 8-10%. . .

5. При проведении работы: j

- нами созданы стенды, позволяющие автоматически записывать шумовые и вибрационные характеристики передач с гибкой связью;

- использованы натяжные устройства, модифицированные зубчатые шкивы и кожухи, звукопоглащающие и звукоизолирующие материалы. '

6. На основе анализа полученных .результатов для снижения уровня шума и вибраций в приводе комбайна «Дон-1500» осуществлено внедрение зубчато-ременной передачи с полукруглой формой зубьев ремня вместо цепной передачи без изменения габаритных и конструктивных ее размеров. j

155

1. Абрамов Б.М. Колебания прямозубых зубчатых колес.- Харьков, ХГУ,1968.-175с. * *

2. Арбузов М.О. Выбор параметров и вопросы расчета передач зубчатым ремнем.-Дис. на соискание степени к.т.н.-М., 1973 .-167с.

3. Арбузов М.О. Приближенный метод решения задачи о распределении нагрузки между зубьями на дуге обхвата шкива.-В кн.: Передачи и опоры. М., 1974.-C.131-141. '

4. Арбузов М.О., Воробьев- И.И. Потери мощности и к.п.д. передачи с зубчатым ремнем.- Известия ВУЗов, №1. М., 1974, №1,-с.42-47.

5. Арбузов М.О., Воробьев И.И. Натяжение зубчатых и поликлиновых ременй и его контроль.- Станки и инструменты, №3. М., 1978, №3,-с.18-19.

6. Араманович И.Г., Левин В.И. Уравнения математической физики.- М.: Наука, 1969. 286с.

7. Бейлин Б.А. и Джанелидзе Г.Г. Обзор работ по динамической устойчивости упругих систем. Прикладная .математика и механика. Том 6. вп.6, 1952.-c.8-13. '

8. Бичкаускас JI.K. Исследование зубчатоременных передач, применяемых в приборостроении.- Дис. на соискание степени к.т.н.-Каунас, 1974.-243с.

9. Бичкаускас JI.K. Определение упругого мертвого хода в зубчатоременных передачах с учетом случайных погрешностей шагов ремня и шкива.: Тез. докл./ У Всесоюзная научно техническая конференция по вариаторам и передачам с гибкой связью/.-Одесса, 1976.-255с.

10. Бокерия Р.А. Исследование колебательных процессов в природе с плоскозубчатым ремнем: Автореф. дисс. на соискание, уч. степени к.т.н.- Тилиси, 1974. '

11. П.Борьба с шумом на производстве: Справочник/ Под ред. Е.Я. Юдина-М.: Машиностроение, 1985.-400с.

12. Борьба с шумом/ Под ред. Е.Я. Юдина.-М.: Стройиздат, 1974.-701с

13. Вибрация механизмов с зубчатыми передачами/ Под.ред. М.Д. Генкина и Э.Л. Айрапетова. М.: Наука, 1978.-1'27с.

14. Воробьев Н.В. Цепные передачи.-4-е изд., испр. и доп.-М.: Машиностроение, 1968.-252с.

15. Воробьев И.И. Ременные передачи.-М.: Машиностроение, 1979.-168с.

16. Генкин М.Д. Основы методов оценки качества изготовления зубчатых колес по шуму. Сб.: Пути повышения точности обработки зубчатых колес. Том.1, 1954.-123с.i

17. Гиберт А.И. Исследование связи ошибок кинематических парах шестеренного механизма с параметрами акустического сигнала для цели диагностики. Автор, дисс. на соиск.'уч. ст. к.т.н.-Новосибирск,1967.

18. Глущенко И.П., Петрик А.А. Цепные передачи.-Киев: Техника, 1973.-104с.

19. Головин Г.Я. Динамика канатов и цепей. Из-во "Металлургия". Харьков, 1962.

20. ГОСТ 23337-78* (СТ СЭВ 2600-80). Шум. методы измерения шума на селитивной территории и в помещениях жилых и общественных зданий.

21. Готовцев А.А., Столбин Г.Б. Цепные передачи ц элементы цепныхустройств.-В кн.: Детали машин: Расчет и конструирование.-3-е изд. перер., т.З. М., 1969,, с.278-345.

22. Гридин Н.М. Гигиеническая оценка импульсной вибрации и. ее влияние на организм кузнецов свободной ковки. В кн.: Влияние вибраций на организм человека и проблемы виброзащиты. М.: Наука, 1974.-С.88-90.

23. Гуревич Ю.Е. Исследование зубчатоременной передачи/ характеристикиремней, кинетостатика зацепления, вопросы расчета/.-Дис. на соисканиестепени к.т.н.-М., 1972.-202с. , .

24. Гуревич Ю.Е. К применению зубчатоременной передачи в приводеiгазораспределителя автомобиля.-Автомобильная промышленность, №5. М., 1976,-с.7-8.

25. Гуревич Ю.Е. Распределение нагрузки между зубьями ремня и шкива сучетом случайной ошибки в шагах.-Известия ВУЗов,, №8. М., 1976.-c.56i

26. Гуревич Ю.Е. Деформация зубчатых ремней!-В кн.: Передачи и опоры. М., Мосстанкин, 1974.-С.142-152.

27. Гуревич Ю.Е., Жуков К.П. Упругие характеристики зубчатых ремней.-В кн.: Передачи и опоры. М., 1974.-С.101-112.

28. Гуревич Ю.Е., Жуков К.П. Расчет .передачи зубчатым ремнем.-В кн.: Передачи и опоры. М., 1974.-С.113-130.

29. Давыдов И.Ш. Колебания одноступенчатой прямозубой передачи. Изв. вузов: Машиностроение. М., 1985.-218с.

30. Дамаскин Б.И., Лобанов В.А. Анализ нагружения зубчатого ремня в приводе швейных машин.- Науч.тр./Моск: тех. ин-та. • лег. пром-сти. Вып.ЗЗ, 1967.-с.179-185.

31. Динамические процессы в механизмах с зубчатыми передачами/ Под.ред.

32. М.Д. Генкина и Э.Л. Айрапетова. М.: Наука, 1976. -155с.

33. Дубиняк С.А. О динамических нагрузках в ведущей ветви цепнойпередачи, вызванных разноразмеренностью шагов звецьев цепи. Вестник

34. Львовского полит, ин-та, № 49, 1970,-58 с. 34.3агустин А.И. Поперечные колебания приводных ремней. Труды к VIII, №1, 1935. -с.28-31. '

35. Kavotani Т., etal, Bull ofjsme, vol. 24, №190^1981. ,

36. Kubo A., Ando Т., Sato S., Aida Т., Hosutro T. On the Running Noise of Toothed Belt Drive-Bulletin of the jsme, 1971, 14, №75, c. 991-1007.

37. Kubo A. etal, Bull ofjsme, vol. 14, №75, 1971.

38. Кожевников C.H., Козачок Б.Д., Литвинов О.И., Погребняк А.П. Зубчатыеремни в приводе Комбайнов.-Методы и оргГ испытаний с-х техники, №11,i1978. -с. 12-16 (экспресс-информация).j

39. Корн Г., Корн Т. Справочник по математике для научных работников и инженеров.-М.: Наука, 1970. -с.720.

40. Крылов А.Н. О некоторых дифференциальных уравнениях математической физики, имеющих приложения в технических вопросах. М.: Академ книга, 1949. -355с. , '

41. Лагунов Л.Ф. Нормирование производственного шума в СССР и за рубежом. Обзор.М.: ВЦНИИОТ ВУСПС, 1979. -54с.

42. Лепендин Л.В. Акустика.-Высшая школа. М., 1978. -380с.

43. Лобанов В.А. Исследование нагружения передачи зубчатым ремнем в приводе швейных машин. -Дис.на соискание степени к.т.н. МТИЛП. М., 1966.-168с.

44. Лойцянский Л.Г. Курс теоретической механики. М., Т.2, 1964. -с.123-127.

45. Ляндон Ю.Н. Функциональная взаимозаменяемость в машиностроении. М., 1967.-218с.

46. Мак Лахан Н.В. Теория и приложения функций Матье. Пер. с анг. М., 1953.-370 с. (

47. Малинская Н.Н. О возможности использования критериев физиологических исследований.-Гигиена труда и проф. заболевания, 1975, №7.-с. 16-19.

48. Масленникова С.И. Исследование шума в цепных передачах.-В кн.: механические передачи: Цепные и зубчатым ремнем. М., 1971.-С.98-109.

49. Маслов Г.С. Расчет колебаний' валов. Справочное пособие.Из-во «Машиностроение», М., 1968. , . .

50. Мигулин В.В. и др. Основы теории колебаний.- М.: Наука, 1978.

51. Наталевич А.Н. Исследование условий повышения работоспособности зубчатоременных передач.- Дис. на'соискание степени к.т.н.-Минск, 1982.--198с.

52. Норовский А.А. Усилия возникающие в^'ветвях приводных цепных передач от действия технологических факторов. Сб. тр.: Волновые и цепные передачи. Мосстанкин, 1967.-С.212-230.

53. Патент. № 48-3771 (Япон.) Демпфирующая звездочка цепной передачи.-/К.К. Хитати Сэйсакусе; Авт. изобр. Тераписи Кацуя.- Заявл. 9.12.70; опубл. 2.02.73; МКИ F 16с.

54. Патент.№12966 (Япон.) Пластмассовый ролик для цепи /Дайто коге кабусики хайся; Авт. изобр. Сугая Куматики.-Заявл. 15.02.69; Опубл. 20.04.72. *" '■•' ' о :

55. Петрусевич А.И., Генкин М.Д., Гринкевич В.К. Динамические нагрузки в зубчатых передачах с прямозубыми колебанйми. М.: Из-во АНСССР, 1956. -134с.j

56. Петрушкин Н.Г. Свободные поперечные и. продольные колебания ведущей ветви в 2-х звездной цепной передаче. Труды ижевского с/х института. Вып.16, 1967.-с.34-37.

57. Пилипенко О.И. Исследование динамических явлений, возникающих при установившемся режиме работы, роликовых цепных передач. Автореф. дисс. на соиск. ученой степени к.т.н. Львов, 1970.

58. Погребняк А.П. Определение параметров зубчатых ременных передач, обеспечивающих увеличение их надежности/'теория и эксперимент/. Дис.на соискание степени к.т.н.-Днепропетровск, 1977.-126 с.1

59. Постонен У.М. Шумовые характеристики зубчато-ременной передачи.-Станки и инструменты. №11, 1976.-е. 15-16.

60. Пронин Б.А., Перов М.С. Управления движения ременных приводов1машин с пульсирующей нагрузкой!- Вестник Машиностроения. М., 1975. №4, с.33-35.

61. Рыбак В.Е., Полипенко О.И. ^С определению собственных частот поперечных колебаний движущейся ветви цепной передачи.- Сб.: Роликовые цепные передачи. Из-во Львовского госуниверситета. №12, 1966.-С.23-26.

62. Рябов Г.К. Исследование кинематики и динамики цепных передач: Диссертация на соискание ученой' степени кандидата технических наук. Ижевск: 1967.-183с.

63. Рябов Г.К. Динамика цепных передач. В сб.: Механические передачи. Вып. 2, Ижевск, 1968.-С.29-33.

64. Рязанцев С.И. Приводной зубчатой ремень. Авторское свидетельство. №381820. Б.И.,1973. V и

65. Сабанчиев Х.Х. Исследование колебательных процессов в зубчатоременной передаче, рассматриваемой, как динамическая система.-Дис. на соискание степени к.т.н.-М.: 1971.-165с.

66. Сабанчиев Х.Х. Расчет и проектирование зубчато-ременных передач.-Дис.на соискание степени доктора тех. наук.-Санкт-Петербург, 1991.-396с.

67. Сабанчиев Х.Х. К определению динамических нагрузок в ветвях плоскозубчатоременных передач, вызванных разноразмерностью шагов зубьев шкивов.-Известия вузов. Машиностроение. №9, 1973.-е. 38-43.

68. Сабанчиев Х.Х. Влияние эксцентриситета ' шкивов на колебания плоскозубчатоременной передачи.- Известия вузов. Машиностроение. №9, 1971. -с. 77-81.

69. Сабанчиев Х.Х. Параметрические -. крутильные • колебания в плоскозубчатоременных передачах'.- Станки и инструменты. №7, 1971.-с.10-12. i 'j

70. Сабанчиев Х.Х. Исследования колебаний в ЗРП. В кн.: Механические . передачи. М., 1971,-с. 184-189.

71. Сабанчиев Х.Х. Экспериментальное определение коэффициента демпфирования зубчатых ремней при крутильных колебаниях шкивов. В кн.: Механические передачи. М., 1971.-е. 189-198.

72. Сабанчиев Х.Х., Карданов Х.А. К вопросу о крутильных колебаниях в ЗРП.-Известия СКНЦВШ. Технические науки.№ 1, 1981.-е. 58-60.

73. Сабанчиев Х.Х., Карданов Х.А. Шум и вибрация в ЗРП.-Изв. СКНЦ ВШ. Техн. науки. №2,1981.-с.56-68. . .

74. Сабанчиев Х.Х. Колебания в ЗРП.- Изв. СКНЦ ВШ. Техн. науки. №3, 1977.-с.38-42.

75. Сабанчиев Х.Х., Воробьев И.И. Точность изготовления шага зубьев ремня и шкива для передач с зубчатым ремнем.- В кн.: Производство шин и резинотехнических изделий. Вып.5,'М., 1973V-C.24-26.

76. Сабанчиев Х.Х. Крутильные колебания трехвальной ЗРП.- Изв. СКНЦ ВШ. Техн. науки. №2,1984.-С.48-53 J

77. Сабанчиев Х.Х. Исследование вынужденных поперечных колебаний ветви ЗРП.- Изв. СКНЦ ВШ. Техн. науки.№3, 1984. -с.82-84.-С"''

78. Сабанчиев Х.Х. Стенд для динамического исследования ЗРП.-Информ. бюллетень № 54-81.- Кабардино-Балкарский террит. центр н-т инф. и пропоганды, Нальчик, 1981.-c.3-5.

79. Сабанчиев Х.Х., Карданов Х.А. Экспериментальное исследование вибрации в ЗРП.-В кн.: Механические передачи. Горький, 1979, -с.220-235.

80. Сабанчиев Х.Х. Влияние Разношаговости на крутильные колебания шкивов трехвальной ЗРП.- Вестник машиностроения.№6, 1983. -с.45-48.

81. Сабанчиев Х.Х.,, Шогенов Б.В. Совершенствование привода выгрузного шнека бункера комбайна «Дон-1500».Информационный листок.№33-018-02,2002.

82. Сабанчиев Х.Х. Расчетные исследования ударных нагрузок в ЗРП.- Труды III Всесоюзной н/т конференции «Информ. импульс, м-мы, приводы и устройства». Челябинск, 1983. -с. 54-57.

83. Сабанчиев Х.Х. Исследование поперечных колебаний в приводныхjзубчатых ремнях. В кн.: Механические передачи.-М.: НИИМАШ, 1971. -с.121-134.

84. Сабанчиев Х.Х. Поперечные колебания ветвей в зубчато-ременных передачах- Матер, конф.: Роль учен, и спец. в повыш. качестве продукции.-Н.:КБАССР, 1979.

85. Сабанчиев Х.Х., Шогенов Б.В./ Юдин В.В. Расчет эффективности диаметра зубчатого шкива в зубчато-ременной передаче./Вестник КБГУ. №2. Н., 1997. -с.95-97.

86. Сабанчиев Х.Х.,Ойтов З.В., Шогенов Б.В., Тебоева P.M. О распределенииtнагрузки между зебьями с учетом перекосов, осей шкивов в.ЗРП./Вестник КБГУ,№3. Н., 1997, №3, с.97-101.

87. Сабанчиев Х.Х., Тхазаплижев Х.Х. К вопросу об исследовании шума в плоскозубчато-ременных передачах. Н.: Науч. тех. конф. "Механ. и автом. пр-в. процессов", 1974.-c.7-8.

88. Сабанчиев Х.Х., Карданов Х.А. Шум и вибрация в зубчато-ременныхпередачах. Изв. СКНЦ ВШ.Технические науки.№2,1981. -с.56-59.

89. Сабанчиев Х.Х. Снижение шума в зубчато-ременных передачах. Вест. Машиностроения.№1, 1987. -с.32-36.5

90. Сабанчиев Х.Х., Юдин В.В., Шогенов Б.В., Тебоева P.M. Источники шума в ЗРП и методы его снижения. Доклады АМАН.-Т.З., №2. Н., 1998.-е.

91. Сабанчиев Х.Х., Шогенов Б.В. Исследование шума ЗРП с круговой формой зубьев ремня и шкива. Вестник КБГУ, вып.5. Н., 2003. -с. 30-31.

92. Сабанчиев Х.Х. Колебания плоскозубчато-ременной передачи.- Сб. тр. молодых ученных КБГУ. Вып. 1. Н.; 1974.-е 1-32-152;. • •

93. Сабанчиев Х.Х., Юдин В.В.* Зубчатый ремень. Патент на изобретение.№2200261,М., 2003.-4с.

94. Сабанчиев Х.Х., Юдин В.В. Исследование изгибно-крутильных колебаний5зубчато-ременных передач. Вестник КБГУ. Серия технические науки.Вып.4, Н.,2000. -с.27-29.

95. Сабанчиев Х.Х., Шогенов Б.В. Методы снижения уровня шума в зубчатых ременных передачах. Наука, техника и технология нового века (НТТ-2003): Материалы Всероссийской научно-технической конференции.-Н.: КБГУ, 2003. -с.222-225.

96. ЮО.Сабанчиев Х.Х. К вопросу о колебаниях ЗРП с натяжным устройством. Матер, н/практической конференции молодых ученный КБАССР.-Н., 1977.

97. Сабанчиев Х.Х., Карданов Х.А. Исследование вынужденных колебаний ветвей ЗРП в магнитном поле. Изд. СКНЦ ВШ "Технические науки".№3, 1987.-С.23-27.

98. Саркисян М.М. Источники шума зубчатых механизмов.- Ереван: Из-во Айастан, 1987. -187с.

99. ЮЗ.Светлицкий В.А. Передачи с гибкой связью. М.: Машиностроение, 1967.-с.67-71.

100. Светлицкий В.А. Передачи с гибкой связью. М.: Машиностроение, 1967.-154с. , '

101. Светлицкий В.А. Механика нибких стержней и нитей. М.: Машиностроение, 1978. -221с. '1

102. Юб.Спицин Н.А. Ременный ' привод без скольжения. Вестник машиностроения, №2.1963.-с.40-42.

103. Статика и динамика механизмов с зубчатыми передачами/ Под.ред. М.Д. Генкина и Э.Л. Айрапетова. М.: Наука, 1974. -214с.

104. Столбин Г.Б., Кузнецова А.К. Ударные нагрузки в приводных цепях. Труды: Мосстанкина. ВыпЛ, М., I958.-C.77-84.

105. СТ СЭВ 1930-79. Шум Допустимые уровни на раббчих- местах и общие требования к проведению измерений.

106. Ю.Суворов Г.А., Лихницкий A.M. Импульсный шум и его влияние наорганизм человека.-Л.:Медицина. Ленингр. отделение, 1975.-156с.

107. Ш.Суворов Г.А., Шкаринов Л.Н. и др. Теоретические основы*гигиенического нормирования шума. -Вестник АМС СССР, 1981.-62с.

108. Сэкигути Хисаеси, Сугувара Секигуги. Вибрация клиновых ремнейi

109. Химедза коге" даичаку кэнюо хококу, Pept's Xumeji Jnst. Technolio 1968, А, №21.

110. ПЗ.Тарасенко Н.Ю., Анапьеп ElB., Елина Н.М. Физиологическое обоснование оптимизации труда штамповщиков. Кузнеч. штамп, пр-во, 1976, №3.-с.6-8.ч-*' * *

111. Тихонов А.Н., Самарский А.А. Управления математической физики.- М.: Гостехиздат, 1953.-С.45-48. >

112. Тобе. Удар пары зубьев, входящих в зацепление, как причина шума. Сб.:

113. Переводы под ред. Краснощекова Н.И.

114. Пб.Филлипов А.П. Колебания деформируемых: систем.-М.: Машиностроение, 1970. -734с.

115. Фот А.П. Оптимизация параметров цепных передач с учетом шумовых характеристик. Диссертация на соискание ученой степени кандидата . технических наук.-Ижевск: 1982.-182 с.

116. Фот А.П. Анализ влияния некоторых параметров цепной передачи нашумоизлучение .- В кн.: Механические передачи, вып. 1Д976.-С.67-71.

117. Фот А.П., Учаев П.Н. О путях снижения шума цепных передач.- Вестник/

118. Машиностроения, №6. 1981,-с.29-31.

119. Фукуда Макото. Зубчатая ременная передала. Патент, на изобретение. № 51-35666. Япония, 1976.

120. Хомяков B.C. Исследование колебаний в ременных передачах. Автореф. дисс. на соискание, уч. степени к.т.н.- Мосстанкин, 1966.

121. Хомяков B.C. Поперечные колебания. Сб. "Исследование металлорежущих станков". Вып.6, М.Машиностроение, 1968. -с.51-55.123 .Шишкин Б.В. Исследование работоспособности зубчато-ременной передачи. Дис. на соискание степени к.т.н.-М., 1979.-179 с.

122. Шум. Допустимые уровни на рабочих местах и общие требования к проведению измерений. СТ СЭВ 1930-79

123. Юдин В.В. Совершенствование привода косилки для окашивания штамбов плодовых деревьев. Дис. Работа на соискание степени к.т.н. Нальчик, 2001.-170с. : '

124. S.B. Marsel, J.M. Jules. Courroie de transmission a structure composite.i

125. Патент на изобретение. № 2218000. Франция, 1974.с

126. D. William. Toothed belt. Патент На изобретениё.№ 1394451. Великобритания, 1976. i

127. Lerro J.P. Custom pulleys are «standard». Des. News, 30,№ 10, 1975.-е. 3233.

128. Szonn Reinhold. Zahnriemen in beliebigen Langen. Konstr. Elem. Meth., 12, №4, 1975.-е. 52-55.

129. Weckm. Jansenu. Expenmentelle Ermittlung der Gerauschursachen bei

130. Synchronriementrieben. Antriebstechik, вып, 27, №6, 1988. -c.61-64.i

131. H.I. Miller. Positive power transmission system. Патент на изобретение. № 451700. Австралия, 1974.i

132. Научные Р^^Г^б" сеГсЗГеинь™рГи—rzssz-* се™°хозяйства дрд^дщфн™ поиску новых решений пос полукруглыми формами зубьев ремня и шкивов из

133. СЕВКАВЭЛЕКТРОтИБОР^г.Н^ьчикгаР. оппакадемии. Там же, проведены р бч еме<ННой передачей,приводе комбайна, как с цепной, так и с зуоч р преимущества и