автореферат диссертации по обработке конструкционных материалов в машиностроении, 05.03.01, диссертация на тему:Улучшение виброакустических характеристик шпиндельных бабок станков токарной группы

На правах рукописи

РГБ ОД

2 7 ПИП 1997

Феденко Алексей Алексеевич

УЛУЧШЕНИЕ ВИБРОАКУСТИЧЕСКИХ ХАРАКТЕРИСТИК ШПИНДЕЛЬНЫХ БАБОК СТАНКОВ ТОКАРНОЙ ГРУППЫ

05.03.01 - Процессы механической и физико-технической обработки, станки и инструмент

АВТОРЕФЕРАТ диссертации на соискание степени кандидата технических наук

I.

Ростов-на-Дону, 1996

Работа выполнена в Донском государственном техническом университете

Научный руководитель: доктор технических наук, профессор

Чукарин А.Н.

Официальные оппоненты: доктор технических наук, профессор

Тугенголъд А.К. кандидат технических наук Перлин О.С.

Ведущее предприятие: АО "Ростсельмаш"

Защита состоится 28 января 1997 г. в 10 часов на заседании специализированного совета Д 063.27.03 в Донском государственном техническом угагеерситете (ДГТУ) по адресу: 344708, г. Ростов-на-Дону, ГСП-8, пл. Ю. Гагарина 1, ауд. 252.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке ДГГУ. Автореферат разослан 25 декабря 1996 г.

Ученый секретарь

специализированного совета к.т.н., доцент

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность. Увеличение производительности, мощности и быстроходности исполнительных органов современных металлорежущих станков приводит к повышению интенсивности вибрации и шума на рабочих местах операторов, в особенности при большой концентрации оборудования на единицу производственном плошали, что вызывает нибранионную болезнь. потерю слуха, расстройства нервной системы п т.д.

На машиностроительных заводах наиболее неблагоприятными с точки зрения шума являются неха и участки токарно-винторезных станков, высокоскоростных токарно-револьвериых станков и прутковых токарных автоматов, уровни шума которых зачастую препышают санитарные нормы. Шпиндельные бабки станков токарной группы являются наиболее ответственными упами. к которым предъявляются высокие требования по условиям точности и жесткости. С точки зрения акустической системы станка шпиндельная бабка является интенсивным открытым источником шума, воспринимающим нагрузки от процесса резания и находящимся в непосредственной близости от оператора станка, и. кроме этого, передает вибрацию на станину.

Поэтому задача снижения шума шпиндельных бабок станков токарной группы является важной научно-технической и социально-экономической проблемой.

Цель работы - решение важной научно-технической задачи, заключающейся в снижении шума и вибраций шпиндельных бабок станков токарной группы и улучшении акустических характеристик станков в целом.

АВТОР ЗАЩИЩАЕТ:

1. Акустическую модель шпиндельных бабок токарпо-револьверных и токарно-винторезных станков и аналитические зависимости спектральных уровней звукового давления.

2. Модели вводимой в корпус бабки вибрационной мощности шпиндельных подшипников с осевым натягом и промежуточных подшипников с радиальным зазором.

3. Методику инженерного расчета виброакустической активности шпиндельной бабки на стадии проектирования станка.

4. Способы снижения шума и вибраций шпиндельных бабок станков токарной группы за счет увеличения диссипативных характеристик корпусов.

Исследования проводились с привлечением основных положений теории колебаний, методов технической акустики, энергетических методов расчета и статистических методов обработки экспериментальных данных.

Экспериментальные исследования проводились в лабораториях кафедры "Металлорежущие станки и инструмент" Донского государственного технического университета и в сборочном цехе Новочеркасского станкостроительного завода.

Научная новизна заключается в разработке акустической модели шпиндельных бабок высокоскоростных токарно-револьверных и токарно-винторезных станков при воздействии энергетических потоков со стороны подшипниковых опор, которые рассматриваются как встроенные источники вибрации. Получены модели для определения вводимой в корпус бабки вибромощности с учетом особенности компоновки опор шпинделя, уста-наачиваемых с натягом, и промежуточных подшипников с радиальным зазором.

Практическая ценность. Результатом работы является методика инженерного расчета звукового излучения шпиндельной бабки на стадии проектирования, которая позволяет определить спектральные уровни шума. а также выбрать способы по снижению виброакустической активности. Разработаны алгоритмы и программное обеспечение акустического расчета.

Разработаны способы увеличения диссинативных характеристик корпусов шпиндельных бабок, отличающиеся простотой, технологичностью и высокой эффективностью в снижении шума шпиндельных бабок и станков токарной группы в целом. Кроме этого предложена методика уменьшения уровней вибрации на основных излучающих поверхностях корпусов шпиндельных бабок за счет рационального подбора толщины их стенок.

Реализация в промышленности. Основные результаты работы внедрены на Новочеркасском станкостроительном заводе, в частности, методика инженерного расчета использована при доработке корпусов шпиндельных бабок токарно-револьверных станков моделей Щ325П и 1325Ф30, что позволило понизить шум на 3-5 дБа и 3-10 дБ по уровням звукового давления в октавных интервалах частот. Экономический эффект составил 928 ООО рублей (в иенах 1992г.)

Апробапия работы. Материалы диссертационной работы докладывались и обсуждались на следующих конференциях и семинарах: IV международном кошрессе по звуку и вибрации, г. Санкт-Петербург, 1996 г., научно-технической конференции "Типовые механизмы и технологическая оснастка станков-автоматов, станков с ЧПУ и ГПС", г. Киев, 1992г., а также ежегодных научно-технических конференциях ДГТУ в 1992-1996 гг.

Публикации. По материалам выполненных исследование! опубликовано 11 печатных работ.

Структура и объем работы. Диссертация состоит из введения, четырех глав, общих выводов и рекомендаций, списка использованной литературы, имеет ¿3 рисунков и 20 таблиц и изложена на НО страницах машинописного текста.

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во и ведения обосновывается научно-техническая проблема акустического расчета шпиндельных бабок станков токарной группы на стадии проектирования, приводятся основные результаты ее решения с указанием степени новизны и значимости.

1. СОСТОЯНИЕ ВОПРОСА, ЦЕЛЬ И ЗАДАЧИ ИССЛЕДОВАНИЯ

В разделе представлен аналитический обзор выполненных ранее теоретических и экспериментальных исследований отечественных и зарубежных ученых по изучению виброакустических характеристик машин и технологического оборудования и разработке практических мероприятий по снижению вибрации и шума. К настоящему времени существенные результаты в этом направлении получены в авиационной, судостроительном, полиграфической промышленности, а также при расчете строительных конструкций и кабин транспортных и дорожно-строительных машин.

Среди исследований, посвященных снижению шума металлорежущего оборудования, необходимо упомянуть работы Б.Е. Болотова. Б.Г. За-верняева, М.П. Козочкина, С.Н. Панова, В.Г. Трембача и А.Н. Чухарнна.

Снижение шума корпусных и базовых деталей в основном достигается изменением диссипативкых характеристик. Эффект подучен за счет применения сварных корпусов, полости которых заполняются сыпучими поглотителями, а также применения широко распространенных в машгаю-строении методов виброизоляции отдельных источников, виброделтфиро-вания и звукоизоляции. Однако, сварные корпуса сложны и нетехнологичны, требуют применения соответствующих способов достижения требуемой жесткости за счет введения дополнительных перегородок и ребер жесткости, что существенно ограничивает их применение для шпиндельных бабок станков токарной группы. Существующие методы расчета акустических характеристик шпиндельных бабок на стадии проектирования не учитывают модели корпуса, яатяющегося основным источником звукового излучения, и конструктивных особенностей компоновок опор шпинделя.

В процессе шумообразования корпусных детхчей подшипники качения играют особую роль, так как являются источниками возбуждения корпусов вибрациями, передаваемыми через наружные кольца. Теоретические и экспериментальные исследования шума и вибрации подшипников, выполненные ПЛ. Волковым, В.И. Гришенко, В.Д. Кондаковым, C.B. Пи-негиным, Б.Т. Шефтелем, К.Н. Явленским и А.К. Яатеиским, О. Густафс-соным, Г. Насимурой и другими отечественными и зарубежными учеными, проводились в основном на невстроенных подшипниках. Работы, связанные с изучением взаимодействия звукового излучения и вибраций подшипниковых узлов с акустической активностью корпуса на примере редук-торных систем, не учитывают наличия предварительного натяга, что является обязательным условием для опор шпинделей станков.

Таким образом, задача улучшения виброакустических характеристик шпиндельных бабок станков токарной группы является актуальной. Решение ее во многом зависит от уровня научных разработок, на базе которых еозможно осуществить акустические расчеты и принять конструкторские решения по снижению шума на стадии проектирования станка.

В работе решаются следующие научные задачи:

1. Разработка и теоретическое исследование акустической модели шпиндельной бабки, возбуждаемой вибрациями подшипниковых узлов с учетом особенностей их компоновок.

2. Экспериментальные исследования виброакустических характеристик шпиндельных бабок станков токарной группы и их влияния на шум станка в целом.

3. Разработка инженерной методики расчета звукового излучения шпиндельной бабки на стадии проектирования.

4. Разработка практических рекомендаций по снижению шума бабок токарных станков.

2. ОЦЕНКА ВИБРОАКУСГИЧЕСКИХ ХАРАКТЕРИСТИК ТОКАРНО-РЕВОЛЬВЕРНЫХ СТАНКОВ И ВЫЯВЛЕНИЕ ОСНОВНЫХ ИСТОЧНИКОВ ШУМА

Исследование спектрального состава шума токарно-револьверных сганкои моделей 1Е316, 1Д325П и 1325Ф30 проводилось с помошью метода последовательного отключения узлов, который состоит из следующих этапов измерений виброакустичсских характеристик объекта:

- станок в целом при работающей гидростанции;

- при отключенной коробке подач (снимаются ремни);

- при отключенной шпиндельной бабке и подключенной коробке

подач;

- при отключенных шпиндельной бабке, коробке подач и редукторе:

- при отключенном электродвигателе (работает одна гидростанция).

Результаты измерений показали, »по на станке 1Д325П при макси-

мхчыюй частоте вращения шпинделя, когда в редукторе выключен планетарный перебор, уровни шума шпиндельной бабки на 3-4 дБа выше, чем у остальных узлов. При включенном переборе мияние редуктора на шум станка в целом увеличивается, но влияние шпиндельной бабки является доминирующим. Аналогичная картина наблюдается и у станков 1Е316. У станка 1325Ф30 превышение норматива достигает 4 дБа. а по уровням звукового даплепия в октавных полосах 500-4000 Гц на 2-7 дБ. Максимальное превышение норматива наблюдается в полосе со среднегеометрической частотой 2000 Гц. У этих станков шпиндельная бабка также является основным источником шума, в частности, у станка с плоскозуочатым ремнем к датчику положения шпинделя только шпиндельные подшипники создают на рабочем месте уровни шума на 4-5 дБа выше, чем у остальных узлов и элементов кинематики. Привод станка, вентилятор и гидростанции заметного влияния на шум станка не оказывают.

Влияние нескольких одновременно действующих источников на формирование вибраций станины исследовалось на токарно-револьверном станке 1Д325П. Он имеет четыре источника вибраций: шпиндельная бабка, коробка подач, редуктор и электродвигатель. Замеры вибраций па станине при последовательном отключении узлов показали, что при максимальной частоте вращения шпинделя основным источником возбуждении станины и, следовательно, ее звуконзлучения является шпиндельная бабка. Причем разница в уровнях вибраций шпиндельной бабки и станины в области низких частот не превышает 3 дБ, а в частотном диапазоне 2-4 кГц уровни вибраций станины на 3-5 дБ выше, чем у шпиндельной бабки.

3. ТЕОРЕТИЧЕСКОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ ШУМА ШПИНДЕЛЬНЫХ БАБОК СТАНКОВ ТОКАРНОЙ ГРУППЫ

Шпиндельные бабки станков токарной группы относятся к классу конструкций энергетически замкнутых с небольшим коэффициентом потерь и имеют форму, близкую к прямоугольному параллелепипеяу. Различие шпиндельных бабок высокоскоростных токарио-револьверных станков и токарно-винторезных станков состоит в том, что у токарно-рсволм!срных станков с разделенным приводом, передача вращения на шпиндель осуществляется ременной передачей, зубчатые передачи и шпиндельной бабке

отсутствуют и ввод вибромощности в корпус происходит только через шпиндельные подшипники, которые собираются с предварительным натягом. У токарно-винторезных станков шпиндельные бабки имеют несколько промежуточных стенок и несколько подшипников в каждой стенке. Промежуточные подшипники (кроме шпиндельных) имеют радиальный зазор. Несмотря на указанные различия расчет акустических характеристик производится с единых позиций.

В качестве акустической модели принят тонкостенный прямоугольный параллелепипед. В этом случае излучающими элементами являются плоские пластины, жестко защемленные по контуру, звуковое давление которых определяется интегралом Рэлея-Гюйгенса, а колебательные скорости стенок бабки находятся из системы уравнений энергетического баланса к, к, к,

5>S. -м'ы)^ = 2>H/,-i*,V,> + 2>R„N,, U) i=l i=l i=l

где б; - коэффициенты поглощения энергии в стенках бабки, 1/м; aj.j - коэффициент передачи энергии между двумя соседними стенками; /,.j - длина линии контакта соседних пластин, м; Sj - площади стенок, м2; z, - импедансы стенок бабки, кг/с; Vj - колебательная скорость стенки, м/с: Nj - вводимая в стенку вибрационная мощность, Вт; к| - количество стенок бабки; кг - количество подшипников.

Наличие предварительного натяга в шпиндельных подшипниках позволяет свести действующие на шпиндель силы к усилиям со стороны тел качения, находящиеся в равновесии под действием упругих сил. Для шпинделей, привод которых осуществляется зубчатыми колесами, вводимую в корпус вибромошность следует определять при условии, что подшипник, как опора, нагружен осевой, радиальной силами и моментом в плоскости изгиба упругой линии шпинделя. В результате кольца подшипника получат взаимные перемещения в осевом и радиальном напрашкни-ях, а также изменится первоначальное значение угла контакта а. В этом случае движение шпинделя описывается системой уравнений:

Mr\ Кгх = -<-1Г —-r—(Di + L>42) Fx;

zw cos ы > >

М,у + К.У -(-•)'" —(D' ■* D*) + Fv:

Zw COS U V - J '

Mry K,z = (-1)'" (dJ + D;) + F,; (2)

r ' zw. cos u > '

Си . Н|Ы KJi =-(■ I)"1 K" (П.; -DjbM,:

рд^ р^ Р Р ппонишл rrriLi nr»ii i» umiuiií»nQ'

n - номер подшипника; m - количество подшипников на шпинделе

R cosa - ' sin a

tgO =

индекс (*) - обозначает соответствующую величину в состоянии предварительного натяга;

Н = АО - кинетический момент шпинделя;

Dx, Í3y, Dz - обобщенные отклонения формы и размеров колен, являющиеся функциями времени;

А, С II М, - соответственно продольный, поперечный моменты инерции ц масса шпинделя; zw - количество шариков; S - суммарное сближение колец, Р - нагрузка на шарнк; v - расстояние между центрами кривизны сечений колец; a - угол контакта; Q - угловая скорость кольца.

В опорах шпинделей устанавливаются наиболее высокоточные подшипники, у которых деформации колец за счет предварительного натяга превышают амплитуды отклонений макрогеомстрии. Поэтому в системе (2) функциями Dx, Dy и Dz можно пренебречь

В лом случае упругое сближение колец вычисляется но формуле

Й(ф) = 5* - v" + jív* cosa* + Як cos(p + Sy sin <p + г^бц eosq> - <5a sin <,■>)] +

0,5

Пять неизвестных величин 5Х, 8у, 6г, да и 5р определяются из условий

равновесия узла

0 0 0 [Sx"

0 Cr 0 ~Cxp 0 6,

0 0 Cz 0 0 Is*

0 ~ Cxp 0 Ca 0

.0 0 0 0 CaJ L6PJ

Fz+(-l)mP*zsino"

Мх Mv

(4)

где Ст = А 1 +

2а

-tga*J

=

—rrtga

26

2 •

cos a

C„ =-

CZ=2A P*z r2

. 25 .

1 + —rctga 3v

• 2 * sin' a

7 3P z

A = •

25* сое2 а* 45"

Если в опорах шпиияеля устанашшваются рааиальные роликовые подишпники, то деформация наружного кольца находится по формуле

4,6Р|

/ ДЗ + 112-=г-=-I + I -+ Г.. I — и, ^

310

-7

(5)

На основе этих зависимостей определяются величина деформации колец, скорость и сила деформации в местах контакта шариков (роликов) с дорожками качения. Тогда вводимая в корпус вибромошность определяется по формуле

N = jtDHx(F(t)V(t)), (6)

где х - коэффициент мощности в соответствующей полосе частот; F(t) и V(t) - сила и скорость деформации в местах контакта шариков (роликов) с дорожками качения наружного кольца (угловые скобки означают усреднение по времени).

При наличии в подшипнике радиального зазора физический процесс возбуждения вибраций объясняется соударениями, возникающими вследст-нис опрокидывания вала. В этом случае сила, действующая на наружное кольцо подшипника, представляет собой последовательность ударных импульсов, и тогда вводимая вибромощность определяется как

ЧГ I И« 1W1 \ ( Л 1 I \

hi

wW-OJ

N -т 5,64-10s D., ---Нй-ш

я 1F2MI

10 МП —-.(-■

zw V mR j

jL + JL_.JLV

Dw RB rJ

v

оо .¡„2 и, 2 ШТ .

""■»-(т) •■_(!)-(")_

Полученные зависимости положены в основу инженерной методики расчета акустического излучения шпиндельных бабок станков токарной группы на стадии проектирования.

4. ВИБРОАКУСТИЧЕСКИЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ ШПИНДЕЛЬНЫХ БАБОК ПРИ РЕЗАНИИ И ЭФФЕКТИВНОСТЬ МЕРОПРИЯТИЙ ПО СНИЖЕНИЮ ИХ ШУМА

Экспериментальные исследования шума и вибраций при резании проводились на станках моделей 1Д325П и 16К20.

Для проведения экспериментальных исследований был разработан программно-аппаратный комплекс на базе микроЭВМ СМ1420 и крейта КАМАК. В состав комплекса входят: блок фильтров, аналоговый мультиплексор, блок 10-ти разрядного АЦП, имеющего внутреннее ОЗУ на 256 от-счетных значений и тактовый генератор. Оцифрованные массивы измеренных значений обрабатывались пакетом программ, специально разработанных для данного исследовательского комплекса. В основе частотного анализа использован алгоритм быстрого преобразования Фурье (БПФ).

Замеры шума и вибраций станка 1Д325П при резании производились для двух исполнений шпиндельной бабки: с радиальным роликовым подшипником в передней опоре (вариант 1) и с триплексом ралнально-упорных шариковых подшипников (вариант 2). Характер спектров шума холостого хода и при резании в интервале частот до 2 кГц практически идентичен (рис. 1). увеличение уровней звукового давления состаатяет 2-5 дБ. Влияние звукового излучения заготовки проявляется в высокочастотной части спектра 4-8 кГц. что соответствует двум первым формам ее колебаний. В отличие от токарно-винторезных станков, у которых акустическое излучение заготовки во многих случаях полностью определяет шум станка в целом, у токарно-револьверных станков ачняннем шума заготовки можно пренебречь.

Спектры шума со шпиндельными бабками двух вариантов имеют существенные различия как по характеру спектра, так и по интенсивности акуспгоеского излучения. Уровни шум а станка со тпшиельнон бабкой первого варианта выше на 7 дБа по уровню звука и на 9 лБ по \pomno

Ьа. л*»3

-1-1-1-1-1-(-1--

125 500 2000 8000 Г, Гц

Рис. 1. Шум шпиндельной бабки токарно-рсвольверного станка мод. 1Д325П: 1 - на холостом ходу; 2 - при резании

звукового давления. Аналогичные результаты получены и при измерении вибраций.

Таким образом, с точки зрения виброакустической активности станка предпочтительным вариантом является шпиндельная бабка с радиальным роликовым подшипником в передней опоре.

Уровни вибраций токарно-винторезного станка 16К20 замерялись на стенках шпиндельной бабки, на станине под шпиндельной бабкой, под суппортом, под задней бабкой, на задней бабке, на верхних салазках суппорта и на резце.

Эксперименты показали, что длина/диаметр и способ закрепления заготовки существенного влияния на вибрационные характеристики корпусных деталей станка не оказывают- Так, при наружном продольном точении заготовки с поддержкой задним центром, наружном точении и растачивании короткой втулки при постоянных значениях режимов резания и вылета резца разница в уровнях вибраций во всех точках станка не превышает 1-2 дБ, что сравнимо с точностью измерений.

Спектры вибраций шпиндельной бабки характеризуются достаточно равномерной интенсивностью в частотном диапазоне 100-1000 Гц как на холостом ходу, так и при обработке. Характер спектра в этом частотном диапазоне относительно холостого хода меняется несущественно: увеличение уровней Вибраций при резании составляет 3-7 дБ. На частотах выше 2000 Гц спектры холостого хода и при резании практически не отличаются. В низко- и среднечастотном диапазонах спектры вибраций и шума идентичны, в особенности, для холостого хода, а в более высокочастотной об-

ласти - имеют принципиальные различия. Последние состоят в том, что излучение происходит на собственных формах колебаний заготовки и по интенсивности является доминирующим. Частотные же составляющие вибраций в этом диапазоне равномерно убывают с ростом частоты.

Аналогичный характер имеет вибрационный спектр на станине под шпиндельной бабкой. Уровни вибраций на 4-7 дБ меньше, чем на шпиндельной бабке. Характерной особенностью этого спектра является то, что разница уровней вибраций при резании и на холостом ходу меньше, чем на шпиндельной бабке, что является косвенным подтверждением большой демпфирующей способности станины. Анализ замеров вибраций на станине под суппортом и под задней бабкой показывает, что имеется некоторая (хотя и небольшая) тенденция понижения уровня вибраций по мере удаления от шпиндельной бабки. Коэффициент пространственного затухания составляет величину приблизительно равную 1,5-2 дБ/м, а убывание составляющих с ростом частоты происходит более круто.

Преобладание структурной составляющей в шуме корпусных и базовых деталей позволило разработать способы снижения.виброакустической активности шпиндельных бабок [7, 8] за счет увеличения демпфирующих характеристик ее корпуса (рис. 2). Снижение шума корпуса шпиндельной бабки составило 6-10 дБ.

Рис. 2. Способ увеличения демпфирующих характеристик шпиндельной бабки: 1 - корпус бабки: 2 - станина: 3 - анкерные шпильки: 4- крышка; 5 - тарельчатые пружины в ы-тянуюм состоянии; 6 - кольцо: 7 - прокладка

На основе полученных теоретических зависимостей разработан алгоритм расчета виброакустических характеристик шпиндельных бабок станков токарной группы на стадии проектирования. При этом исходные данные для расчета выбираются из чертежей или справочной литературы.

В разделе приведены алгоритмы и результаты расчета шума, создаваемого шпиндельной бабкой станка модели 16К20. Сравнение теоретических и экспериментальных уровней шума шпиндельной бабки осуществлялось косвенно по уровням вибраций.

Результаты расчетов показали высокую сходимость теоретических и экспериментальных значений уровней шума шпиндельных бабок станков модели 1Д325П и 16К20.

Таким образом, результаты расчетов подтвердили правильность выводов о возбуждении шума и вибраций шпиндельными бабками станков токарной группы.

ОБЩИЕ ВЫВОДЫ И РЕКОМЕНДАЦИИ

Конечные результаты работы можно представить следующими основными выводами:

1. Разработана акустическая модель шпиндельных бабок станков токарной группы с учетом взаимодействия между колебательной скоростью на наружных кольцах подшипников, как основного интегрального показателя вводимой вибрационной мощности, и акустической активностью корпуса.

2. Получены аналитические зависимости для определения уровней звукового давления шпиндельной бабки с учетом особенностей ее компоновки, технологических нагрузок и применяемых типов подшипников.

3. Установлено, что шпиндельные бабки станков токарной группы являются основными источниками не только воздушного шума, но и основной причиной возбуждения вибраций и звукового излучения станины -источника, сравнимого по интенсивности акустического излучения со шпиндельной бабкой.

4. Показано, что шпиндельные бабки с радиальными роликовыми подшипниками в передней опоре шпинделя создают уровни шума намного ниже, чем с тандемами раднально-упорных подшипников.

5. Разработана и экспериментально проверена методика инженерного расчета виброакустических характеристик шпиндельных бабок станков токарной группы, позволяющая с точностью ±ЗдБ определять спектральные уровни шума и вибраций в третьоктавных или октавных интервалах частот на стадии проектирования.

6. Разработаны способы снижения виброакусппеской активности шпиндельных бабок за счет увеличения диссипативных характеристик корпусов, а также подбора их оптимальной металлоемкости, исходя из критерия минимума вибраций на основных излучающих звук элементах корпуса.

Основное содержание диссертащш отражено в И работах, в том числе:

1. То the Problem of Dccriassing Acoustic Activity in Metal-cutting Tools and Lowering Noise in Cnbins of Frain Harvesters / A. Chukarin, B. Meschi, A. Fedenko, V. Cherkun. - Fourth international congress on sound and vibration june 24-27, 1996. St. Peteiburg, Russia, Volume 3, P. 1739-1742.

2. Чукарин A.H., Федгнко A.A., Каганов B.C. Оптимизация конструкций корпусов шпиндельных узлоз по критерию минимума акустической эмиссии // Типовые механизмы и технологическая оснастка станков-автоматов, станков с ЧПУ и ГПС: тез. докл., -окт. -Киев, 1992. -С.22.

3. Чукарин А.Н., Феденко A.A. О расчете корпусного шума шпиндельных бабок станков токарной группы // Надежность и эффективность станочных и инструментальных систем: Сб.ст.-Ростов п/Д,1993.-С.74-78.

4. Чукарин А.Н., Феденко A.A., Хомченко A.B. Возбуждение шпиндельных бабок металлорежущих станков подшипниковыми узлами с осевым натягом // Надежность и эффективность станочных и инструментальных систем: Сб. ст. -Ростов н/Д, 1994. -С. 41-45.

5. Феденко A.A., Хомченко A.B. Экспериментальные исследования шума при различных видах токарной обработки // Надежность и эффективность станочных и инструментальных систем: Сб. ст. -Ростов н/Д, 1996. -С. 44-48.

6. Феденко A.A., Хомченко A.B. Распределение вибраций в токарно-винторезном станке // Надежность и эффективность станочных и инструментальных систем: Сб. ст. -Ростов н/Д, 1996. -С. 48-50.

7. Каганов B.C., Чукарин А.Н., Феденко A.A., Хомченко A.B. Шпиндельная бабка. Положительное решение на выдачу патента об изобретении по заявке № 94-025129/08/024639 от 17.11.95.

8. Каганов B.C., Чукарин А.Н., Феденко A.A., Хомченко AB. Станочный узел. Положительное решение на выдачу патента об изобретении по заявке № 94-025120/08/024640 от 17.11.95.