автореферат диссертации по обработке конструкционных материалов в машиностроении, 05.03.01, диссертация на тему:Виброакустические основы расчета металлорежущих станков на стадии их проектирования

рт Б ОА 1 п М\Р №95

I ц ни» На правах рукописи

ЧУКАРИН Александр Николаевич

ВИБРОАКУСТИЧЕСКИЕ ОСНОВЫ РАСЧЕТА МЕТАЛЛОРЕЖУЩИХ СТАНКОВ НА СТАДИИ ИХ ПРОЕКТИРОВАНИЯ

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

АВТОРЕФЕРАТ диссертации на соискание ученой степени доктора технических наук

Ростов-на-Дону, 1995

Работа выполнена в Донском государственном техническом университете

Научный консультант: академик PATH, доктор технических наук,

Ведущее предприятие: АО "Ростсельмаш"

Защита состоится 25 апреля 1995г. в 10 часов на заседании специализированного совета Д 063.27.03 в Донском государственном техническом университете (ДГТУ) по адресу: 344708, г. Ростов-на-Дону, ГСП-8, пл.Ю.Гагарина 1, ауд. 252

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке ДГТУ.

Автореферат разослан /6 марта 1995г.

Ученый секретарь

профессор Рыжкин А.А.

Официальные оппоненты: академик РАН, доктор физико-

математических наук, профессор Ворович И.И.

доктор технических наук, профессор Пуш А.В.

Тугенголвд А.К.

специализированного совета к.т.н., доценг

В.С. Дмитриев

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность, Современное станкостроение характеризуется созданием мощных, высокоскоростных станков и станочных комплексов большой производительности, что неизбежно сопровождается существенным увеличением на рабочих местах уровней вибрации и шума, повышенный уровень которых вызывает вибрационную болезнь, потерю слуха, расстройства нервной системы работающих.

Наряду с этим шум - важнейший комплексный показатель качества оборудования, а в ряде случаев и технического совершенства машины, поскольку в нем отражаются погрешности и зготовления деталей.

В связи с этим борьба с вибрациями и шумом является одной из важнейших научно-технических и социально-экономических проблем. Главной причиной, тормозящей разработку и внедрение рекомендаций по уменьшению виброакустической активности металлорежущего обору-довшшя, является недостаточность или отсутствие данных по акустическому расчету и проектированию металлорежущего оборудования. К сожалению, до настоящего времени работы по снижению игума и вибрации проводятся на уже существующем оборудовании. Станки проектируют, изготавливают и только при их эксплуатации выясняется, что оборудование не удовлетворяет требованиям по^уму. Доводка акустических характеристик станков до нормы осуществляется с помощью ряда конструктивных доработок. Однако достигнуть положительных результатов в снижении шума не всегда удается, так как возможности снижения шума и вибрации готовой машины ограничены.

Резервы решения проблемы шума имеются, и искать их следует в акустических расчетах при проектировании металлорежущих станков. Конструкторы до сих пор не имеют простых и надежных методов расчета ожидаемых" уровней шума на стадии проектирования я акустических критериях оптимизации узлов и сшнкз в целом.

Цель работы - решение важной научно-технической проблемы, имеющей большое народнохозяйственное значение и заключающейся в создании теоретических основ виброакусгаческих методов расчета металлорежущих станков, обеспечивающих прогнозирование шумовых характеристик отдельных узлов и станков в целом на стадии проектирования, а также выбор способов доведения их до нормативных величин.

АВТОР ЗАЩИЩАЕТ.

1. Физические принципы формирования звукового поля металлорежущего станка при обработке резанием.

2. Акустические модели отдельных узлов, обрабатываемых деталей и

станка в целом при воздействии технологических нагрузок; станок в иелом представляется системой некогеретиых широкополосных источников.

3. Методику инженерного расчета акустических характеристик металлорежущего оборудования на стадии проектирования.

4. Результаты экспериментальных исследований вибреаку етических характеристик металлорежущих станков при различных видах обработай.

5. Способы снижения шума, возбуждаемого процессом реэаиия.

6. Методы отбора и виброизоляции отдельных элементов кинематики станков по параметрам точности изготовления.

7. Конструкции корпусных деталей с повышенной демпфирующей способностью и металлоемкостью, определяемой по критерию минимума вибрации на основных излучающих поверхностях.

Научная новизна заключается в создании научных осиов . акустического расчета металлорежущего оборудования на стадии проектирования.

Б работе применен системный подход к изучению акустического излучения станка как совокупности нёкогерентных широкополосных источников шума, на основе чего сформулированы физические вриндшш формирования звукового поля станка с учетом особенностей обработки резанием; впервые разработана теоретическая модель акустической системы металлорежущего станка при воздействии технологических нагрузок и предложена методология оценки виброакустических характеристик металлорежущего станка на стадии проектирования, позволяющая1 ощенить вклад отдельных узлов и деталей в акустическую активность станка! в целом и выбрать способы доведения уровней шума до нормативных величин.

Практическая ценность. Предложена методика инженерного расчета акустических характеристик отдельных узлов и металлорежущих станков в целом. Разработаны алгоритмы и программное обеспечение расчета звукового излучения корпусных и базовых деталей станков, обрабатываемых деталей и инструмента в широком диапазоне технологических нагрузок. Это позволяет на стадии проектирования станков определить основные источники, формирующие ззуковое поле станка в соответствующих частотных интервалах,-и выбрать способы доведения акустических характеристик до нормы.

Кроме этого разработаны способы увеличения диссипагавных характеристик корпусных и базовых деталей и в первую очередь корпусов шпиндельных бабок; проектирования оптимальных конструкций корпусных деталей по критерию минимума вибрашШ на'основных излучающих

поверхностях; снижения шума непосредственно от процесса резания.

Реализация в промышлешюстн. Основные результаты работы внедрены на Новочеркасском станкостроительном заводе (НСЗ) и АО "Ростсельмаш".

На НСЗ внедрены: методика расчета шумовых характеристик редукторов и коробок подач, на основе которой разработан способ отбора подшипников по допустимым уровням вибрации на наружных кольцах исходя из норм шума на стрнок; методика расчета шума механизма поддержки прутка с повышенной частотой вращения, lia основе которой разработан способ демпфирования участков больших диаметров пружины с корпусом и малых с прутком; методика расчета шумовых характеристик шпиндельных бабок, в результате которой разработаны алгоритмы и программы оптимизации корпусов шпиндельных бабок станков мод.1Д325П и 1325Ф30 по критерию мишшума 'вибрации на основных излучающих пластинах при сохранении технологических баз, крутхьной и изгибной жесткосш.

На АО "Ростсельмаш" внедрены: мероприятия но увеличению звукоизолирующей способности кожухов станков мод.16К20 с ЧПУ.и способы снижения шума ггри растачивании отверстий деталей.

Общий экономический эффект от внед|>ения составляет 2,610 млн. рублей (в ценах 1992 года).

Огдельные фрагмент выполненной работы используются в учебном процессе при чтении курсов лекций по дисциплинам "Теория и расчет металлорежущих сганкои", "Математическое моделирование станочных и инструментальных систем", "'САПР сганкои" а-улетам специальностей 12.01 и 12.02, обучающимся в ДГТУ.

Апробация работы. Материалы диссертационной работы докладывались и обсуждались на следующих конференциях и семинарах: всесоюзной научно-технической конферешиш "Эксплуатационная надежность машин, роботов и модулей гибких производственных систем", г. Свердловск, 1987; всесоюзном научном совещании по проблемам улучшения виброакустических характеристик машин, г. Звенигород, 1988 г.; XI Всесоюзной акустической конференции, г. Москва, 1991 г.; Российской научно-практической конференции "Проблемы создания и эксплуатации технологического оборудования и гибких производственных систем", г. Хабаровск, 1992 г.; научно-технической конференции "Типовые механизмы н технологическая оснастка еганков-автоматов, станков с ЧПУ и ГПС", г. Киев, 1992 г.; семинаре "Гюрьоа с шумом н звуковой вибрацией", г. Москва, 1993 г., а также ежегодных научно-технических конфе-

ренциях Д1ТУ в 1977-1994 гг.

В полном объеме работа докладывалась на объединенном заседании кафедр факультета "Технология машиностроения" ДГТУ в 1995 году.

Публикации. По материалам выполненных исследований опубликовано 53 печатных работы и получено авторское свидетельство на изобретение.

Структура и объем работы. Диссертация состоит из введения, пяти глав, общих выводов и рекомендаций, списка использованной литераггу-ры из 145 наименований, имеет 73 рисунка и 31 таблицу, четыре приложения и изложена на 315 страницах машинописного текста. В приложения вынесены программы расчета акустических характеристик подсистем станка, а также документы, подтверждающие внедрение результатов научно-исследовательских рабо-1.

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении обосновывается научно-техническая проблема создания научной базы для акустического расчета и проектирования металлорежущего оборудования, 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 виброакусгаческих характеристик машин и технологического оборудования, распространению звуковых волн и вибраций в помещениях и конструкциях, излучению в окружающую среду и разработке практических рекомендаций по> снижению вибрации и шума. К настоящему времени существенные результаты в этом, направлении получены в авиационной, судостроительной, полиграфической промышленности, а также при расчете строительные конструкций и кабии транспортных и дорожно-строительных машин (работы С.П.Алексеева1, Ю.И, Бобровницкого, Й.И.Боголепова, Л.П.Борисова, М.Д.Генкина, Д.Р.Гужа-са, В.И.Заборова1, И-И'.Иванова, Б.И.Климова, И.И.Клюкина, Л.ФЛогунова, Л.Г.Мунина, А.С.Никифорова, ГЛ.Осипова, А.В.Римского-Корса-кова, Б.Дь'Гартаковского, И.Е.Цукерникова, Е.Л.Шсндерова, Е Л.Юдина д , др., а также зарубежных ученых А.Бараиека, Л.Крамера, Е.Май ера, К.Веспфаля, М.Хекла).

Среди исследований, л освященных■ снижению шума металлорежущего оборудования, необходимо упомянуть работа Б.Е.Болотова, Б.РЛа-всрнясва, М.П.Козочкима и С.Н.Панова.

Рассмотрены источники шума металлорежущих станков и разработанные к настоящему времени методы и практические результаты по снижению шума отдельных источников, в частости, гидросистем, которые имеют достаточно универсальный характер для различных типов станков и могут быть учтены при проектировании станка и сборке. Снижение шума корпусных и базовых деталей достигается увеличением дис-сипативных характеристик. Эффект получен за счет применения сварных корпусов, полости которых заполняются сыпучими поглотителями, а также применения широко распространенных в машиностроении методов виброизоляции отдельных источников, вибродемпфирования и звукоизоляции. Однако сварные корпуса сложны и нетехнологичны, требуют применения соответствующих способов достижения требуемой жесткости, что существенно ограничивает их распространшше для пшрокой номенклатуры станочного оборудования. Практически полностью отсутствуют методы расчета и аналитические зависимости для оценки акустических характеристик узлов, заготовок и станков в целом с учетом особенностей компоновки и в широком диапазоне технологических нагрузок. Действительно, без предварительных расчетов спектральных уровней шума не представляется возможным, выбрать на стадии проектирования способы достижения допустимых уровней шума.

Таким образом, решете задачи улучшения виброакустических характеристик металлорежущего оборудования является чрезвычайно актуальной и на современном этапе развития техники зависит от уровня научных разработок, на базе которых возмо:кно осуществить акустические расчеты и конструкторские решения на стадии проектировашы станка.

В работе решаются следующие научные задачи, соответствующие поставленной цели:

1.Разработка адекватных акустических моделей основных узлов станка, обрабатываемых заготовок, режущего инструмента и станков в целом.

2.Теоретический анализ полученных моделей и разработка аналитических зависимостей спектральных уровней шума от конструктивных и технологических параметров основных источников шума и станка в целом с учетом технологических нагрузок..

3.Экспериментальные исследования виброакустических характеристик станков различных типов.

4.Разработка методики инженерного расчета уровней шума станка на стадии проектирования, включая практические рекомендации по снижению шума за счет отбора и виброизоляции отдельных элементов

кинематики, увеличения демпфирующих характеристик корпусных деталей и проектирования их по критерию минимизации вибраций на основных излучающих поверхностях снижению шума непосредственно от процесса резания.

2. ОЦЕНКА ВИБРОАКУСТИЧЕСКИХ ХАРАКТЕРИСТИК МЕТАЛЛОРЕЖУЩИХ СТАНКОВ РАЗЛИЧНЫХ ТИПОВ

Исследования виброакустических характеристик проводилось на фрезерных, сверлильных, токарно-револьверных и токарно-вингорезных станках для типичных технологических операций с целью выявления изменения спектральных характеристик от режимов обработки.

Установлено, что при фрезеровании цельных заготовок материал и размеры не оказывают влияния на акустические характеристики станка. При фрезерования полых заготовок наблюдается излучение звука на собственных частотах колебаний воздушной полости. Наиболее шумным узлом, в основном определяющим шум станка, является коробка скоростей, уровни звукового давления которой на 10-15 дБ выше, чем у коробки подач. Нагрузки от собственно процесса резания увеличивают интенсивность звукового излучения, особенно при работе торцевыми фрезами. Характер спектра шума при этом не изменяется, что доказывает опреде ляющую роль звукоизлучения корпусных и базовых деталей. При черновой обработке на виброакусгические характеристики станка оказывает глубина резания, а при чистовых - частота вращения инструмента, подача оказывает гораздо меньшее влияние. Аналогичные результаты были получены и на сверлильных станках.

Измерения шума токарно-револьверных станков (ТРС) моделей 1Д325П и 1Е316 показали, что при плохом качестве зубчатых колес перебора редуктора уровни шума на 3-5 дБа при включенном переборе выше, чем при выключенном. При хорошем качестве планетарного перебора уровни шума станка в этом случае не изменяются. При максимальной частоте вращения шпинделя шум станка определяют в первую очередь шпиндельная бабка и коробка подач. При включении перебора шпиндельная бабка сохраняет свой вклад в шум станка, а влияние редуктора резко усиливается и становится сравнимым со шпиндельной бабкой. Коробка подач практически не влияет на шум станка. У ТРС модели 1325Ф30 основными источниками шума являются шпиндельные под-шипнпки и зубчатая передача к датчику положения. У станка с плоско-чубчатым ремнем к датчику положения основными источниками шума являются шпиндельные подшипники, уровни шума которых на 4-5 дБа выше, чем у остальных узлов.

&

Замеры виброакусгаческих характеристик токарно-винторезннх сташсов производились при наружном .точении сплошных заготовок и растачивании отверстий. Установлено, что на холостом ходу у вышеуказанных станков спектры шума и вибрации идентичны по своему составу.

Спектры шума при токарных операциях имеют существенные различия, заключающиеся в появлении интенсивных уровней на частотах выше 1,5 кГц и объясняющихся звукоизлучением заготовки и инструмента. В частотном диапазоне 63-1000 Гц шум станка определяется акустическим и'мучением корпусных и базовых деталей.

Влиял те глубины резания и частоты вращешш детали на шум при токарной обработке аналогично фрезерованию, геометрия инструмента практически не оказывает влияния на шумовые и вибрационные характеристики.

Растачишише отверстий характеризуется резким увеличением интенсивности звука в высокочастотной части спектра. - на 15-20 дБ в сравнении с холостым ходом и 7-12 дБ по сравнению с точением.

З.ТЕОРЕТИЧЕСКИЕ ОСНОВЫ ИЗЛУЧЕНИЯ ЗВУКА АКУСТИЧЕСКОЙ СИСТЕМОЙ МЕТАЛЛОРЕЖУЩЕГО СТАНКА

Существующие типы металлорежущих станков отличаются структурными схемами, скоростными характеристиками, источниками излучения, поэтому вопросы снижения виброакустической активности требуют индивидуального подхода. Тем не менее в каждом конкретном случае решение упомянутой задачи должно проводиться в соответствии с общими принципами, разработанными для подобных систем. Болъишнство реальных излучателей звука в станках - это плоские и пространственные излучатели. В частности, корпусные детали и элементы плоских ограждений металлорежущих станков могут моделироваться монополями или плоскими излучателями в соответствующих частотных диапазонах.

Для станков токарной группы заготовки можно рассматривать как цилиндры ограниченной длины при обработке с задним центром или как дипольный источник при обработке с консольным закреплением заготовки. Наружные грани негерметичных ограждений и кожухов принимаются вторичными линейными излучателями. Для расчета шумовых характеристик корпусных деталей станков используются энергетические методы, которые не имеют принципиальных отличий для станков различных моделей и типов. Основное различие в формировании звукового поля, как было показано в разделе 2, для различных типов станков определяется звуковым излучением заготовок и в некоторых -случаях инструмента.

Таким образом, станки рассматриваются как системы широкополосных некогерентных источников звуковых сигналов. Звуковая энергия от различных источников определяется по принципу энергетического суммирования.

При расчетах шума различных ограждений, возбуждаемых воздушным шумом от внутренних источников, последние рассматриваются как ненаправленные. Корпусные детали и ограждения подвергаются одновременному воздействию воздушного шума и проникающих вибраций. Различие состоит в том, что корпусные детали в подавляющем случае изготавливаются из чугуна, имеют сравнительно большие толщины стенок и поэтому обладают высокими звукоизолирующими свойствами. В силу этого их акустическая активность определяется структурной составляющей. Ограждающие конструкции и кожухи, герметично или частично закрывающие зону резания, гитары сменных шестерен и тд. выполняются обычно из тонких стальных листов, поэтому их звукоизолирую!цие свойства намного ниже. Для них нельзя пренебречь воздействием внутреннего воздушного шума. Плоские и близкие к прямоугольным по форме излучающие элементы ограждений позволяют использовать модель закрепленной по контуру пластины, совершающей изгибные колебания под действием распределенной нагрузки. Уровень звукового давления такого излучателя вычисляется при помощи интеграла Релея-Гюйгенса, которое на соответствующей моде и с учетом сопротивления излучению, определяется выражением:

р = _8кРяс^РК т

я гО 6 р 0С „ + 71 ГЮ П Т} СО гапрЬ ) ' '

где к - волновое число, м1; р0 и р - плотность воздуха и материала заграждения, кг/м3; с0 - скорость звука в воздухе, м/с; г и Ь - расстояние от источника до точки измерения и толщина ограждения, м; сощп - собственная частота колебаний ограждения на соответствующей моде, Гц; Ь- площадь ограждения, м2; Р^ - звуковое давление под ограждением, Па.

Чтобы определить звуковое давление под ограждением, рассматривали возбуждение замкнутого объема с жесткими ограждающими стенками. Выражение для оценки среднеквадратичного звукового давления для объема, имеющего форму близкую к прямоугольному параллелепипеду, имеет вид: ~ • .

р2 - РМ'Ш V-__■ «>2

2\ 1 > /Л - \2 / 2 2 У" - - '2>

^ У N (2юмои ) - (В )

О,, - производительность источника шума, м^/с; - собственная

частота колебаний воздушного объема на соответствующей моде, Гц; Зц- коэффициент затухания, с1; V - величина объема, м3.

Корпусные и базовые детали, возбуждаемые структурной составляющей, являются основными источниками акустического излучения и во многом определяют шум станка в целом. Задача расчета излучения звука такими конструкциями сводится к определению амплитуд колебательных скоростей соответствующих стенок, которые определяются из уравнений энергетического баланса

Н5А =%уА-; (3)

Ы ¡=1

где: 6i - коэффициенты поглощения энергии в стенках корпуса, м-1; ОСн> ^ - коэффициенты передачи энергии между двумя соседними стенками корпуса; - длина линии контакта между двумя пластинами, м; Zi - импеданс стенки корпуса; V, - амплитуда виброскорости колебания стенки корпуса, м/с; к, - количество стенок корпуса; Ы; - вводимая вибромощность, Вт; кг - количество источников, обеспечивающих ввод вибромощности в корпус.

Ввод вибромощносга в корпуса таких узлов, как шпиндельные бабки, редукторы и коробки подач, осуществляется только через подшипниковые опоры. Для вибромощности энергетического потока, вводимого через опору качения, получено выражение:

К, = 2яКн,£(РУ)Х , (4)

1

где Кн; - радиус наружного кольца подшипника, м; Р - сила деформации, Н; V- схорость деформации дорожки качения наружного кольца, м/с; X - коэффициент мощности в соответствующей полосе частот, зависящий от формы импульса силы; к - количество подшипников в стенке.

Расчет виброскоростей стенок корпуса шпиндельных бабок и токар-но-винторезных и легких токарно-револьверных станков принципиальных различий не имеет, хотя их компоновки с позиции ввода в корпус вибромощности имеют существенные различия. У таких станков привод шпинделя разделенный и осуществляется ременной передачей, поэтому ввод вибромощности осуществляется только через переднюю и заднюю опоры шпинделя. Шпиндельная бабка токарно-винторезного станка имеет несколько промежуточных стенок и несколько подшипников в каждой стенке, а также приводные зубчатые передачи. Поэтому для опор шпинделей сила и скорость деформации определяются с учетом нагрузок от процесса резания и приводной шестерни, а для промежуточных опор

учитываются реакции, создаваемые зубчатыми передачами. Аналогичным образом рассчитываются, шумовые характеристики редукторов и коробок подач.

Для станины ввод вибромощносга осуществляется через стыки от шпиндельной бабки и суппорта. Поэтому для расчета акустических характеристик станины используется система (3), а вводимая вибромощность определяется зависимостью:

* = ¿«6-ЛАУ, + ¿«с-А^з (5)

1=1 ¿=1

где о^.,;, ас_с - коэффициенты передачи энергетического потока на станину* от шшищельной бабки и суппорта; £ц , - длины линии контакта между станиной и шпиндельной бабкой и суппортом, м; N¡,«3 - мощность резания, м/с.

Шпиндельные узлы металлорежущих станков, как известно, собираются с предварительным натягом, что позволяет свести действующие на шпиндель силы к усилиям со стороны тел качения, находящихся в равновесии под действием упругих сил. Для шпинделей, привод которых осуществляется зубчатыми колесами, вводимую в корпус вибромощность следует определить при условии, что подшипник как опора нагружен осевой, радиальной силой и моментом в плоскости изгиба упругой линии шпинделя. Примем, что моменты сил, обусловленных отклонениями формы и размеров дорожек качения малы, а продольный момент инерции шпинделя настолько велик, что угловая скорость постоянная. Тогда компоненты деформации определяются из условия равновесия узла.

Фактические нагрузки на подшипники должны рассчитываться с учетом динамических усилий, возникающих в зубчатых передачах. Динамическая компонента определяется интенсивностью ударных взаимодействий, которые должны учитывать ошибки зацепления, определяемые точностью изготовления и сборки колес в узле. Для практических расчетов ошибку зацепления целесообразно задать через поле допуска соответствующей погрешности. С учетом этого выражение для динамической компоненты, нагрузки будет иметь вид:

+ ^г, )соз(Д -тл21 созаДтУ' л ри р3 / ' .

Здесь 1| и 12 - прицеленные моменты инерции зубчатых колес, кг. м2; г, и т2 - радиусы делительных окружностей, м; р; и р 2 - приведенные радиусы кривизны колес, м; т и Ь - модуль и ширина зацепления, м; п( - частота

вращения ведущего колеса, об/мин; г, и а - число зубьев ведущего колеса и угол зацепления; - погрешность шага, м; ^ - суммарная »ели чипа погрешности изготовления и монтажа, м.

Вклад акустического излучения от процесса резания в общее звуковое поле станка определяется относительными колебаниями заготовки и инструмента. Если длина обрабатываемой детали больше ее диаметра, то в качестве излучателя можно принягь цилиндр ограниченной длины, звуковое давление которого можно определить. Для цилиндра малого волнового размера (кЯц < I) получено выражение:

Р./

1 /2 Р = ——^ схйрехр^ф— | л + кг — 171кКцсо8р| |у(х)ехрНкхмпр)с1х (7)

а для цилиндра большого волнового размера (кИд > I) -

._ £/

Р= (^^ехрКф+кг-кЯцсозр + ^л) |У(х)ехр(Чкхапр)с1х _ (8)

где Яд - радиус заготовки, м; I - длина детали, м; ^ - собственная частота колебаний заготовки, Гц; р - угол излучения; У(х) - распределение колебательной скорости вдоль образующей заготовки, м/с.

Для коротких деталей при соотношении ¿/Ид < 3 в качестве акустической модели можно использовать дипольный излучатель.

Полученные зависимости позволяют рассчитать уровни шума, излучаемого обрабатываемыми заготовками, и приметши к условиям обработки на станках токарной группы. Распределение колебательной скорости обрабатываемой заготовки может быть определено для конкретных условий резания в зависимости от способов закрепления деталей и технологических параметров обработки.

Распределение амплитуд колебательных скоростей на поверхности заготовки определим из условия, что нагрузка от процесса резания перемещается вдоль образующей со скоростью подачи, а на резце координата приложения нагрузки относительно места крепления не изменяется.

Примем, что сила резания сосредоточена на площади среза, имеющего бесконечно малый размер по сравнению с размерами инструмента и заготовки. Поэтому ее можно представить как дельта-функцию Ру=Ру*8(х-х0) , где Ру* - составляющая силы резания (радиальная), II; х0 - координата приложения нагрузки, м; 5(х-х0) - дельта-функция, смещенная относительно начала координат.

При обработке заготовок на токарно-винторезных станках с под-

держкои задним центром деталь можно рассматривать как шарнирно-опергую балку. Разложив дельта-функцию- в рад Фурье по функциям, удовлетворяющим краевым условиям, получим дифференциальное уравнение поперечных колебаний заготовки с распределенной массой я постоянным припуском , 2

дгу 2 д4у 2 Ру -А . тгах . пявг + а —4- = - /1 51Я -5Ш

дх■

ш

п = 1

I

(9)

где а = I— , Е - модуль упругости, Па; ! - момент инерции, м4;

' тс

тс - распределенная масса, кг/м; я - минутая подача, м/с. Решение уравнение (9) получим в виде:

( яп

V

I*

п-1

2Г£ '(Г 2Р.

ГяпЗУ

"Ы'

т.ада

I г )

21> —

озтв

соя со -

ппУ ( /кпУ ( ЯПБУ IV /*пу ( ЯТЗ4!

тИ—Т; аЫ Л°+—) аЫЧю-—]

( жп^ соэ со + —— I

г )

51П -

ЯПХ

(Ю)

Здесь Р, и Ру - постоянная и переменная составляющие силы резания, Н; со - круговая частота стружкообразования, с"1.

Радиальная скорость колебания заготовки для каждой формы колебаний определяется как

Уг = +

(11)

Выражения вибросмещений и виброскоростей могут быть получены и с использованием функций А.Н.Крылова. Для этого решение уравнения

дх2

дх<

(12)

запишем в форме, соответствующей характеру изменения возбуждающей силы, и получим радиальную скорость колебания заготовки

= ^К2(ах) + ® КДоа)|1+ с' яп<£1) + [ВКг(ах) + ОК4(ах)]сюсою4,

ар К,[а(г - Б1)]КЧ(^) - К3[а(/ - 81)]К,(«г)

ГДе Л ~ агЕ1 К42<аг)-К><«0 '

К3[а(г-81)]Кч(«/)+ К4(ар]

51 ~ агЕ11 К2(а1) -К?(а0-К2(а0 К, (а*)}'

с = Р ; К](аО,- К2(0^), к3(а£), - функщш А.Н.Крылова;

г _ ПГ к

а ~ ./у у ! 5 " собственная частота колебания заготовки.

Полученные выше зависимости справедливы для абсолютно жестких опор. Фактически передний подшипник шпинделя с патроном и задний центр являются упруго-диссипативными опорами, податливость которых существенно влияет на динамические параметры системы шпиндель-заготовка. Рассмотрим заготовку, опертую по концам на две упругие опоры с коэффициентами податливости С] - заднего центра и со - переднего шпиндельного подшипника и зажимного устройства.

Представляя нагрузку с помощью дельта-функции и учитывая краевые условия балки на упругих опорах, получим дифференциальные уравнения поперечных колебаний заготовки на податливых опорах

д2у , д'у 2Р. + Р._ .тттхУж«, „ , япв У + Х^+В^-^В^-г] , (14)

сЛ, - сД. п с^! „

где А = ——~—!—-; В =---— ; И) и - реакции в опорах заднего

центра и переднего шпиндельного подшипника. Это уравнение в конечном виде не интегрируется, поэтому для решения использованы численные методы.

Радиальная скорость колебаний такой заготовки при решении методом А.Н.Крылова описывается формулой

Эу(х,0

81

^К2(ах) + ^-К4(ах) 01 о1

(1 ^ с" этой) + [-К1с!К1(ах) + ВК2(ах) + ВК4(ах)]с*(осо8(о1 , (15)

где

0О _ К^о^ - 81)]К4(о/) + к,[а(г - 81)]К2(о^) "ёГ" агЕ1 К42(о^) + К з (и/)

дВ _ РУБ [Цо{1 - Бр] К3[а(г - 5^]К4(аг) + КДО* - Зг)]К2(с^> К,(о^)] 61 а2Е11 К2(аЛ) К42(а(?)+ К^(аС) К4(с^)|'

Для обработки деталей без заднего центра заготовку с определенными допущениями можно рассматривать как консольно-заздемленную балку.

Решение для колебательной скорости такой заготовки получено аналогичным образом с учетом краевых условий для консольно-защемленной балки (из-за громоздкости выражение не приводится). Для заготовок, диаметр которых мал по сравнению со шпинделем, для уточнения колебательной модели систему шпиндель-заготовка следует рассматривать как двухопорную балку с консольной частью.

В отличие от заготовки координата приложения нагрузки на резце постоянна в течение всего процесса обработки. В этом случае колебательная скорость инструмента определяется из уравнения:

д*У г&У РГ + Р,ЯП01 ,

= <16>

где ¿р - вылет резца, м.

Отличие характеристик шумоизлучения при растачивании отверстий от наружного точения состоит в том, что отверстие в детали является дополнительным источником акустического излучения, возникающего в результате возбуждения колебаниями расточного инструмента и детали воздушной полости заготовки или системы "заготовка-шпиндель". Акустической моделью отверстия может служить поршень в жестком экране в предположении, что частицы воздуха у открытого конца детали колеблются с одинаковой скоростью. Звуковое давление такого источника определяется по формуле

Р ' г г2 Д^кг.апфехрНсСг-с.О

1 =-1я11Ро£ого-;—-г—-— , (17)

кГоГ81П0 к '

Здесь г0 - радиус отверстия, м; - колебательная скорость воздуха в отверстии детали, м/с; ^(кг^шв) - функция Весселя.

Рассмотрены два характерных варианта процесса растачивания:

1. Жесткость заготовки значительно превышает жесткость резца. В этом случае возбуждение воздушной полости вызывается колебаниями резца, акустической моделью которого является точечный источник звука.

2. Жесткость заготовки сравнима с жесткостью резца. В этом случае колебательная скорость воздуха в отверстии детали определяется с учетом одновременного воздействия колебаний заготовки и инструмента.

Для колебательной скорости воздуха в отверстии детали получено

выражение:

С

О с2

Ул/2 i?(0i(2«>N8N)2 +'(соы - юс)2 ' <Ш

где Шм и Юс - собственные частоты колебаний воздушного объема системы шпиндель-заготовка и собственные частоты колебаний инструмента, Гц; - среднее значение Ч'м по всему объему.

Во втором случае определяется следующим образом

(Р1(х,1) + Рг(х,1))81

------л-— - (19)

г;0 = [(г. + згрсс0)е* - (г. - ь2р0с0)г«у-

д =

где - импеданс воздушного столба системы шпиндель-заготовка на торце заготовки, кг/с; &2 - площадь сечения шпинделя, м2; у - отношение теплоемкости воздуха при постоянном давлении к теплоемкости воздуха при постоянном объеме; РДхД) и Р2(хД) - звуковые давления, создаваемые инструментом и заготовкой, Па; £ - длина системы шпиндель-заготовка, м; $1 - площадь сечения обрабатываемой детали;

г0 + 8,р0с0 20-81р0с0 (2,~Б2р0с0)е-*(2е + 82р0с0)е* '

Таким образом, полученные зависимости позволяют определить спектральные уровни шума, создаваемые заготовкой и инструментом в зависимости от схемы обработки, технологических нагрузок, механических и геометрических параметров.

Толщина стенок ограждений и кожухов станка обычно составляет 1 -1,5 мм. В этом случае во всем нормируемом диапазоне частот 63-8000 Гц выполняется условие > 6Ь , где Х„ - длина изгибной волны, м и звукоизоляция определяется по известной формуле

Я = 30^+10^*1^-46 дБ. (20)

Если ограждение выполняется многослойным, то для расчета звукоизоляции рассматривается прохождение звука через соответствующий элемент ограждения. Давления и нормальные компоненты скоростей на всех границах раздела с обеих сторон должны быть одинаковы. Поэтому граничные условия имеют вид

Р!

а

а

ЭФ;

ах

(21)

где Ф; - потенциал скорости в соответствующем элементе ограждения, который представляется в виде суммы пройденной и отраженной волн. Потенциалы подставляются в условия (21), и из полученной си-

стемы определяется коэффициент проникновения волн давления, по которому и находится звукоизоляция многослойного ограждения.

Защитные кожухи, негерметачно закрывающие зону резания, с акустической точки зрения представляют собой плоские (Г и П-образные) экраны. Их особенностью является близкое расположение к источнику шума. Для расчета их акустической эффективности используются известные зависимости,

У токарно-револьверных станков и прутковых автоматов одним из наиболее интенсивных источников шума являются механизмы поддержки прутка. Акустической моделью является цилиндр ограниченной длины, и расчет звукового давления производится по формулам (7,8).

Колебательная скорость корпуса определяется из системы уравнений энергетического баланса системы пружина-корпус.

Учитывая приведенные выше соотношения, уровни шума станка в целом определяются как

Л), Ю}

+ + + , (22) 1 1 I

где Ьн и Ш1 - уровни звукового давления вспомогательного оборудования и количество источников соответственно; Ьщ и тг - уровни звукового давления элементов ограждения, возбуждаемых внутренними источниками звука и их количество; ^ -звукоизоляция соответствующего ограждения; Ьцр - уровни звукового давления, создаваемого заготовкой; Ьу и тз - уровни звукового давления узлов и базовых деталей станка, участвующих в шумообразовании, и их количество; ЬиН - уровни звукового давления, создаваемого режущим инструментом; Лз к -звукоизоляция защитного корпуса или экрана, ограждающего зону резания.

Полученные аналитические зависимости (1-21) позволяют определить спектральные уровни звукового давления отдельных подсистем и станка в целом с учетом конструктивных особенностей, вида токарной обработки, технологических нагрузок, и положены в основу инженерной методики расчета акустических характеристик станка на стадии проектирования.

4. ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫЕ ИССЛЕДОВАНИЯ ШУМА И ВИБРАЦИИ ПРИ РЕЗАНИИ И ЭФФЕКТИВНОСТЬ МЕРОПРИЯТИЙ Г10 ИХ СНИЖЕНИЮ

Экспериментально изучались физические аспекты формирования штроакуегачсских характеристик станка при одновременном воз-¿'ейсшии отдельных подсистем на токарных операциях.

Установлено, что спектры шума при точении и растачивании заготовок различных длин и диаметров (рис.1 и 2) в низко и среднечастотном диапазоне 63-800 Гц практически идентичны: данные говорят о том, что в этом интервале акустические характеристики станка определяются излучением корпусных и базовых деталей. Увеличение уровня шума на частоте 1600 Гц при растачивании по сравнению с наружным точением той же детали на 10 дБ объясняется излучением из отверстия на собственной частоте колебаний воздушной полости "шпивдель-заготовка" (1576 Гц), возбуждаемой расточным резцом (1590 Гц), изменение вылета резца меняет картину в средне и высокочастотной части спектра и доказывает наличие резонанса собственных частот колебаний воздушной полости и резца. Демпфирование расточного резца привело к существенному снижению шума на собственных частотах колебаний воздушного объема "заготовка-шпиндель" и позволило предложить способ снижения шума.

Влияние диаметра и длины заготовки при наружном точении на спектральный состав шума станка проявляется на частотах выше 1 кГц. Увеличение диаметра обработки сопровождается смещением наиболее интенсивных составляющих в более высокочастотную часть спектра; с повышением длины заготовки расширяется активный диапазон спектра и увеличивается интенсивность звукового излучения в высокочастотной области. Спектры шума коротких заготовок с различными диаметрами различаются незначительно и характеризуются почти тональными спектрами. Действительно, в спектре наблюдаются 1-2 составляющие, уровни шума которых на 12-15 дБ выше, чем у остальных. Анализ экспериментальных данных позволяет сделать вывод, что при подобном способе закрепления заготовки наиболее интенсивные составляющие спектра создаются за счет излучения звука заготовки на собственных частотах колебаний.

Установлено, 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 элементов режима резания и вылета резца разница в уровнях вибрации во всех точках станка не превышает 1-2 дБ, что сравнимо с точностью измерений.

Спектры вибраций шпиндельной бабки (рис.3) характеризуются достаточно равномерной интенсивностью в частотном диапазоне 100-1000 Гц как на холостом ходу, Так и при обработке. Характер спектра в л ом частотном диапазоне относительно холостого хода меняется несушестнен-

но: увеличение уровней вибрации 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 вибрации и шума идентичны, в особенности, для холостого хода, а в более высокочастотной области имеют принципиальные различия. Последние состоят в том, что излучение происходит на собственных формах колебаний заготовки и но интенсивности является доминирующим. Частотные же составляющие вибрации в этом диапазоне равномерно убывают с ростом частоты.

Аналогичный характер имеет виорационныи спектр на станине под шпиндельной бабкой (рис.4). Уровни вибрации на 4-7 дБ меньше, чем на шпиндельной бабке. Характерной особенностью этого спектра является то, что разница уровней вибрации при резании и на холостом ходу меньше, чем на шпиндельной бабке, чго является косвегаагм 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 вибрации по мере удаления от шпиндельной бабки. Коэффициент пространственного затухании составляет величину приблизительно равную 1,5-2 дБ/м, убывание составляющих с ростом частоты происходит более круто.

Возбуждение станины зоной резания меньше, чем от шпиндельной бабки, и носит высокочастотный характер.

Все вышеперечисленные наблюдения и эксперименты проводились на токарно-винторезных станках. Аналогичные явлешш наблюдаются и у токарно-револьверных станков.

Преобладание структурной составляющей в шуме корпусных и базовых деталей позволило разработать способ снижения виброакусга ческой активности редукторов за счет отбора подшипников по допустимы,« уровням вибраций и коробок подач за счет выбора степе! ш точности изготовления зубчатых передач. В результате этих мероприятий шум редуктора ТРС 1Д325П понижен на 6-8 дБ, а установка в коробке подач зубчашх передач шестой степеш! точности вместо седьмой обеспечила снижение шума на 4-7 дБ.

Высокие требования к точности вращения шпинделей и их жесткости не позволяют использовать для 'снижения шума шпиндельных бабок отбор и демпфирование подшипниковых опор. В работе предложены сиосооы увеличения демпфирующих характеристик корпусов шпиндельных оаоок, что на 6-10 дБ снижает шум и повышает точность обработки

Рис.1. Спектры шума при обработке втулки:

1 - холостой ход; 2 - точение; 3-растачивание

Pire.3. Спектры вибрации шпиндельной бабки 1 - резание; 2 - холостой ход

Рис.2. Спектры шума при точении

сплошной заготовки:

1 - ¿хс1=0,6х0,04м; 2 - ¿хд=0,6х0,08м

РисАСпектры вибрации станины

1 - резание; 2 - холостой ход

деталей (рис.5).

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

Разработаны варианта многослойной конструкции ограждения зоны резания с повышенной звукоизоляцией, что для станка модели СТП-320 обеспечило увеличение звукоизоляции на 5-17 дБ в сравнении с серийной конструкцией. В результате этого эвукоизлучение из зоны обработки практически перестадо оказывать влияние на шум на рабочем месте.

Предложен новый вариант конструкции механизма поддержки прутка с повышенной частотой вращения - 7000 мин"', и за счет установки на участках малых диаметров демпфирующих втулок из металло-фторопласта достигнуто снижение шума на 12-20 дБ.

5. МЕТОДИКА ИНЖЕНЕРНОГО РАСЧЕТА ШУМА НА СТАДИИ ПРОЕКТИРОВАНИЯ

На основе полученных теоретических зависимостей разработан алгоритм расчета шумовых характеристик металлорежущего станка на стадии проектирования (рис.6), который позволяет определить спектральные уровни звукового давления отдельных подсистем и станка в целом, проанализировать их вклад в акустические характеристики станка и на этой основе выбрать способы доведения уровней шума до нормальных величин. При этом исходные данные для расчета акустических характеристик отдельных узлов, корпусных и базовых деталей, заготовок и инструмента выбираются из чертежей или справочной литературы.

В разделе приведены алгоритмы и результаты расчета шума, созда-

с

НАЧАЛО

3

Ввод исходных данных

Расчет излучении звука от воздействия воздушного шума

Уровни туш и вибрация вспомагательного оборудования. Конструктивные и технологические параметры узлов и базовых деталей. Геометрические параметры заготовок и инструмента. Технологические нагрузки.

Расчет излучения от воздействия вибраций

Расчет излучения звука заготовкой или инструментом

г-«-1-:—

Уровни шума

вспомогательного

оборудования

Опенка шума ставка в целом (суммирование источников)

¡Допустимые (Иронии шума

Определение причин превышения уровня шума над нормативом в соответствующих частотных диапазонах

шум вспомагат. ~ оборудование-''

Проектирование ограждения с требуемой звукоизоляцией

— 22'----——

Отбор но

ДОПУСТИМЫМ

уровням

-23

Увеличение демпфирующих характеристик корпуса_

=24

Отбор и ниброиэоляция элементов кинематики

.25

Демпфирование инструмента и/или заготовки; изменение режимов резания

-27-

-26

Проектирование защшвого кожуха

Сравнение вариантов по акустической эффективности, технологичности. Выбор метода снижения шума.

-28

Внесение изменений в рабочие чертежи *

-29

Расчет шума станка с учетом внесенных изменений

Определение 32 нет снижения шума по сравнению с первым циклом

-33

Повторить цикл расчета

<22)

Рис. 6. Общий алгоритм расчета шума ставка на стадии проектирования

ваемого шпиндельной бабкой, станиной, заготовкой при продольном наружном точении, зажатой в патроне с поддержкой задним центром, а также при растачивании полой втулки на станке модели 16К20, звукоизоляции многослойного ограждения. Сравнение теоретических и экспериментальных уровней шума шпиндельной бабки и станины осуществлялось косвенно по уровням вибрации. При расчете шума обрабатываемой заготовки последняя рассматривалась как балка на жестких и упругопо-датливых опорах. Учет податливости опор не привел к уточнению расчетных значений уровней звукового давления, но существенно усложнил программу расчета. Поэтому для акустических расчетов заготовки при токарной обработке целесообразно рассматривать ее как балку на жестких опорах. Шумовые характеристики станка в целом определяются энергетическим суммированием спектральных уровней отдельных источников.

Расчетные и экспериментальные уровни шума станка 16К20 при наружном точении заготовки, зажатой в патроне с поддержкой задним центром, диаметром 65мм, длиной 400мм при частоте вращения 500 мшг1, подаче 0,14 мм/об, глубине резания 1 мм представлены на рис.7.

0,25 О^ / 2 4 /."Гц

Рис.7. Спектры шума станка: 1 - расчетный, 2 - экспериментальный

Результаты расчетов показали высокую сходимость теоретических и экспериментальных значений уровней шума отдельных узлов, заготовок и всего станка (разница расчетных и экспериментальных уровней в частотном диапазоне 100-1000 Гц не превышает 3 дБ; на частотах более 1 кГц -не более 2 дБ).

Таким образом, впервые в станкостроении разработана инженерная методика расчета, позволяющая на стадии проектирования с высокой точностью определить уровни шума отдельных подсистем и всего станка, выявить причины превышения над нормативными и выбран» способ доведения акустических характеристик до требуемых значений. Расчсгпыс данные дам различных видов токарной обработки подтвердили прппиль-

носгь теоретических и экспериментальных выводов о физических принципах формирования акустических характеристик станка при обработке резанием.

ОБЩИЕ ВЫВОДЫ И РЕКОМЕНДАЦИИ

В работе рассмотрены основные направления решения важной научно-технической и социально-экономической проблемы, имеющей большое народнохозяйственное значение и заключающейся в создании научных основ виброакустических методов расчетов металлорежущих станков на стадии проектирования, обеспечивающих прогнозирование шумовых характеристик как отдельных подсистем, так и станка в целом.

Конечные результаты работы можно представить следующими основными выводами:

1. На базе системного анализа сформулированы физические принципы формирования шумовых характеристик металлорежущих станков с учетом особенностей обработки резанием.

2. Впервые получены акустические модели металлорежущих станков, их основных узлов и обрабатываемых деталей для различных видов обработки и способов крепле;шя. Усилие резания при точении впервые моделируется подвижной нагрузкой в виде дельта-функции.

3. На основе разработанных акустических моделей впервые получены аналитические зависимости для поэлементной оценки вклада отдельных детален, узлов и обрабатываемых деталей в акустическое излучение станка и для установления причин превышения уровней шума над нормативными.

4. Разработана инженерная методика расчета акустических характеристик станка на стадии проектирования. Получено удовлетворительное (5-7%) согласование теоретических и экспериментальных данных виброакустических характеристик. Результаты расчета параметров шума для различных видов токарной обработки подтвердили правильность выводов о физических предпосылках формирования акустической активности станков.

5. Установлено, что акустические характеристики сверлильных и фрезерных станков для некоторых видов обработки полностью определяются звуковым излучением корпусных и базовых деталей. Для станков токарной группы картина полностью меняется. Среднечастотный диапазон спектра шума определяется излучением звука корпусных и базовых деталей, а высокочастотная часть спектра - акустической активностью заготовки п инструмента на их собственных формах колебаний.

Наиболее шумоопасным при обработке резанием является процесс

растачивания отверстий. В этом случае спектры тональные, а наиболее интенсивные составляющие проявляются на собственных частотах колебаний воздушного объема "заготовка-шпиндель".

7. Снизить шум шпиндельных бабок, корпусных и базовых деталей можно, увеличивая их диссипативные свойства и минимизируя уровни вибраций на основных излучающих поверхностях.

8. На основе теоретических й экспериментальных исследований звукового излучения в станках автором разработаны средства снижения шумовых характеристик корпусных и базовых деталей за счет конструктивных изменений в корпусах шпиндельных бабок и других узлов, отбора подшипников по допустимым уровням вибраций, а также зубчатых колес по степени их точности и др.

За счет внедрения вышеуказанных мероприятий понижены уровни шума станков различных групп на 5-20 дБ. Экономический эффект от внедрения на Новочеркасском станкостроительном заводе и АО "Рост-сельмаш" составил 2,610 млн. рублей (в денах 1992г.).

Основное содержание диссертации отражено в 53 работах, в том числе:

1. Чукарин А.Н. Улучшение виброакустических характеристик подшипниковых узлов металлорежущих станков: Дис ... каед.техн.наук. -Ростов н/Д, 1985.-175с.

2. Чукарин АН., Феденко A.A., Каганов B.C. Оптимизация конструкции корпусов шпиндельных узлов по критерию минимума акустической эмиссии // Типовые механизмы и технологическая оснастка станков-автоматов, станков с ЧПУ и ГПС.тездокл.,-окт.-Киев,1992.-С.22.

3. Чукарин А.Н., Каганов B.C. Звукоизлучение заготовки при токарной обработке // Борьба с шумом и звуковой вибрацией.-М., 1993. -С.21-24.

4. Заверняев Б.Г., Попов Р.В., Чукарин А.Н. Влияние режимов резания на виброакусгаческие характеристики металлорежущих станков // XI Всесоюзная акустическая конференция: Аннотация докл.-М.,1991.-С.49.

5. Чукарин А.Н. Акустическая модель системы деталь-инструм е i it при токарной , обработке // Надежность и эффективность станочных и инструментальных систем.-Ростов н/Д 1993.-С. 19-28.

6. Чукарин А.Н., Заверняев E.F., Медведев A.M. Расчет звук отлучения корпуса планетарного редуктора // Материалы всесоюзного совещания по. проблемам улучшения акустических характеристик машин, Звенигород. 27-29 окт.-М.,1988.-С.120-121.

7.--Чукарин АН., Заверняев Б.Г. Метод расчета шума и виор;вдин

механизма поддержки токарно-револьверного станка // Надежность машин: Сб.науч.тр.-Ростов н/Д, 1991.-С.

8. Чукарин А.Н., Феденко A.A. О расчете корпусного шума шпиндельных бабок станков токарной группы // Надежность и эффективность станочных и инструментальных систем.-Ростов н/Д, 1993.-C.74-78.

9. Чукарин А.Н., Заверняев Б.Г., Дмитриев B.C. Шумовые характеристики при расточке колец // Борьба с шумом и звуковой вибрацией. -М., 1992.-C.2S-28. ;

10. Чукарин А.Н., Заверняев Б.Г., Логвинова A.A. Выявление влияния нагрузки от силы резания на звуковое поле станков токарной группы // Типовые механизмы и технологическая оснастка станков, станков с ЧПУ и ГПС: Сб.стдокл.коНф., Чернигов 14-15 мая.-Киев, 1991.-C.6I-Ó2.

11. Чукарин А.Н., Заверняев Б.Г. Акустическая модель малошумной направляющей трубы // Материалы всесоюзного совещания по проблемам улучшения акустических характеристик машин, Звенигород. 27-29 окт.-М., 1988.-С.

12. Чукарин А.Н. Влияние внутренних источников на уровни и спектры шума внутри и снаружи корпусных деталей металлорежущих станков / Ростов, ин-т с.-х. машиностр. - Ростов н/Д, 1982. - Деп. в НИИМАШ 28.07.82, №198.

13. Чукарин А.Н. Влияние отклонений дорожек качения колец на их'вибрационные характеристики / Ростов, ин-т с.-х. маШиностр. - Ростов н/Д, 1982.- Деп. в НИИАВТОПРОМ 26.07.82, №812.

14. Чукарин А.Н. Звукоизоляция защитных шайб подшипников качения / Ростов, ин-т с.-х. машиностр.-Ростов н/Д, 1982.-Деп в ИИИМАШ 28.07.82, №193. •

15. Чукарин А.Н., Тишина A.B. О расчете динамических нагрузок в зубчатых передачах, обусловленных погрешностями их изготовления // Надежность и эффективность станочных и инструментальных систем: Сб. ст.-Ростов н/Д, 1994.-С.31-35.

16. Чукарин А.Н., Тишина A.B. Влияние основных погрешностей изготовления и сборки зубчатых колес на шумовые характеристики // Надежность и эффективность станочных и инструментальных систем: Сб. ст.-Ростов н/Д, 1994.-С.49-53.

17. 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.-Ростров н/Д, 1994.-C.41-4S.

18. Чукарин А.Н., Заверняев Б.Г., Фуга Н.Г. Влияние вибраций встроенных подиенпников качения на акустическую акутивность корпус-

ных деталей металлорежущих станков // Оптимизация и интенсификация процессов отделочно-зачистной и упрочняющей обработки: Межвуз. сб.-Росгов н/Д, 1987.-С.123-132.

19. Чукарин АН., Заверняев Б.Г., Игнатов Б.П. Исследование вибраций подшипниковых узлов с демпфирующими втулками // Надежность строительных машин и оборудования предприятий промышленности строительных материалов: Межвуз.сб.-Росгов н/Д, 1988.-С.78-82.

20. Чукарин АН., Заверняев Б.Г., Фуга Н.Г. Звукоизлучение направляющей трубы И Совершенствование вибрационной технологии и оборудования: Межвуз.сб.науч.тр.-Ростов н/Д, 1988.-С.137-142.

21. Чукарин АН. Статистические исследования отклонений дорожек качения колец подшипников // Исследования приводов и тепловых процессов сельскохозяйственного производства: Межвуз.сб.-Ростов н/Д, 1983.-С.125-127.

22. Чукарин АН., Заверняев Б.Г., Игнатов Б.П. Виброакусгаческая диагностика технического состояния узлов токарно-револьверных модулей // Экплуатациошгая надежность машин, роботов и модулей гибких производственных систем: Тез. докл. Всесоюз. науч.-техн. конф., Свердловск, 1987.-С.144-146.

23. Чукарин А.Н., Заверняев Б.Г. Возбуждение внутренних полостей станков // Автоматизация производственных процессов в сельхозмашиностроении: Сб.ст.-Ростов н/Д, 1977.-С.76-80.

24. Чукарин АН. Влияние радиального зазора на шум закрытых подшипников / Ростов, ин-т с.-х. машиностр. - Ростов н/Д, 1979.- Деп. в НИИМАШ 9.07.79, №77.

25. Чукарин АН., Заверняев Б.Г. Исследование шума закрытых подшипников / Ростов, ин-т с.-х. машиностр. - Ростов н/Д, Деп. в НИИМАШ 30.10.79, №97.

26. Чукарин АН. Исследование шума подшипников редуктора то-карно-револьверного станка мод.1Н318 // Металлорежущие станки: Сб.ст. -Ростов н/Д, 1981.-С.28-32.

27. Чукарин АН., Заверняев Б.Г. О влиянии защитных крышек на шум закрытых подшипников // Металлорежущие станки п прогрессивные методы обработки металлов резанием: Сб.ст. - Ростов н/Д, 1977.-С.17-22.

■28. А.с. №1247585 СССР MKW 15В1/02. Пневмогидравлический привод / В.АЧернавский, Н.СЛуптаков, АРЯЧУкарин К др.-№3759836; Заявлено 26.06.84; опубл.30.06.86', Кюл. №28 -4с.

Подписано к печати '(.Ь.0<с.95 г. 2ормат 60x04/16. Офсет. Объем 1,8 усл.п.л. 1,7 уч.-иэд.л. Заказ К 56. Тираж 100.

Издательский центр ДГТУ.

341010. Ростов-на-Дэиу, пл. Гагарина, I.