автореферат диссертации по обработке конструкционных материалов в машиностроении, 05.03.01, диссертация на тему:Влияние погрешностей изготовления и монтажа зубчатых колес на шум коробок передач токарноревольверных станков

ДОНСКОЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ

На правах рукописи

Тишина Анджела Викторовна

Влияние погрешностей изготовления и монтажа зубчатых колес на шум коробок передач токарно-револьверных станков

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

Диссертация на соискание ученой степени кандидата технический наук

Научный руководитель кандидат технических наук, доцент

Б.Г. Заверняев.

г. Ростов-на-Дону 1999 г.

СОДЕРЖАНИЕ

Стр.

ВВЕДЕНИЕ 5

1. СОСТОЯНИЕ ВОПРОСА. ЦЕЛЬ И ЗАДАЧИ ИССЛЕДОВАНИЯ 7

1.1. Динамические явления в зубчатых передачах. 7

1.2. Общие принципы уменьшения шума механизмов и оборудования. 12

1.2.1. Качество и точность изготовления зубчатых колес. 14

1.2.2. Материал зубчатых колес. 14

1.2.3. Конструктивные мероприятия. 15

1.2.4. Модификация зубчатых колес. 17

1.2.5. Прочие направления уменьшения шума зубчатых колес. 18

1.3. Обзор теоретического определения уровней шума зубчатых колес. 19

1.4. Выбор объекта исследования. 22

1.5. Цели и задачи исследования. ..' :',, £...... 26

2. ТЕОРЕТИЧЕСКОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ 1ПУМХ к6'Р()БОК ПЕРЕДАЧ 28 ТОКАРНО-РЕВОЛЬВЕРНЫХ СТАНКОВ

2.1. Обоснование комплексного критерия точности зубчатых колес 29

2.2. Влияние основных показателей точности зубчатого колеса на 33 величину ударного импульса.

2.2.1. Нормы кинематической точности. 35

2.2.2. Радиальное биение зубчатого венца. 35

2.2.3 Колебание длины общей нормали . 36

2.2.4 Отклонение шага зацепления . 37 2.2.5. Погрешность профиля зуба. 37

2.2.6 Колебание измерительного межосевого расстояния 38

2.2.7 Погрешность направления зуба. 38

2.2.8. Нормы бокового зазора. 39

2.2.9. Величина бокового зазора от смещения исходного контура. 40

2.2.10. Наименьшее отклонение средней длины общей нормали. 40

2.2.11. Допуск на среднюю длину общей нормали. 40

2.2.12. Наименьшее отклонение толщины зуба . 41

2.2.13. Предельные отклонения измерительного межосевого расстояния 42

2.2.14. Перекос осей. 42

2.2.15. Непараллельность осей. 42

2.2.16. Модификация. 43

2.3. Анализ влияния отдельных видов показателей погрешностей на шум 46 зубчатых колес.

2.4 Возбуждение внутренних воздушных объемов корпусных деталей . 48

2.5.Структурный шум коробки передач. 54

2.6. Шум сменных зубчатых колес. 57 Выводы по главе. 59

3. ПАКЕТ ПРОГРАММ ДЛЯ ИНЖЕНЕРНОГО РАСЧЕТА УРОВНЯ 61 ШУМА ПРИВОДА СТАНКА.

3.1. Алгоритм программы расчета уровней шума коробок передач. 61

3.2. Исходные данные для расчета уровней шума привода станка. 62

3.2.1. Исходные данные . 62

3.2.2. Расчет дополнительных параметров. 64

3.3. Описание пакета прикладных программ для расчета уровней шума 67 привода станка.

3.3.1 Программа расчета моментов инерции. 67

3.3.2. Программа расчета динамической составляющей. 69

3.3.3. Программа расчета реакции опор. 73

3.3.4. Программа расчета структурного шума. 74

3.3.5. Программа расчета воздушного шума. 77 3.4. Теоретические графики уровней шума. 81

Выводы по главе 87

4. ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫЕ ИССЛЕДОВАНИЯ ШУМА. 89 4.1 .Предварительное исследование уровня шума токарно-револьверных 89

станков 1Н318 и 1Д325Пв заводских условиях.

4.2. Испытательный стенд и его акустические характеристики. 95

4.3. Измерительная аппаратура. 102

4.4. Измерение уровня шума отдельных зубчатых пар в лабораторных 104

условиях.

4.4.1. Зависимость уровня шума от передаточного отношения, точности 107 и скорости колес

4.4.2. Влияние комплексного показателя точности на спектральный 111 состав шума

4.5. Исследование редуктора 1НЗ18 в лабораторных условиях . 112

4.6. Виброакустический расчет коробки скоростей станка 1Д325П. 118 Выводы по главе. 122

5. МЕТОДИКА ИНЖЕНЕРНОГО РАСЧЕТА ШУМА ПРИВОДОВ 123 СТАНКА.

5.1. Проектировочная методика. 123

5.2. Поверочная методика. 127

5.3. Расчет уровня шума сменных колес . 129

5.3.1. Проектировочный расчет уровня шума отдельной зубчатой пары. 129

5.3.2. Поверочный расчет уровня шума отдельной зубчатой пары. 129

5.4. Пример использования методики снижения шума применительно к 130

коробке подач токарно-револьверного станка 1Д325П.

5.5. Конструктивные и технологические мероприятия по снижению уровня 136 шума станка.

Выводы по главе. 137

ОБЩИЕ ВЫВОДЫ И РЕКОМЕНДАЦИИ. 139

ЛИТЕРАТУРА. 141

ПРИЛОЖЕНИЯ. 149

ВВЕДЕНИЕ.

Использование современным производством мощных и высокоскоростных станков и станочных комплексов, обуславливает актуальность проблемы шума и вибрации. Этой проблеме посвящено большое количество работ как у нас в стране, так и за рубежом. Значительные результаты в этой области получены в авиационной, судостроительной, строительной и полиграфической промышленности.

На машиностроительных заводах наиболее неблагоприятными с точки зрения шума являются цехи и участки токарно-револьверных станков и автоматов, уровни шума которых значительно превышают нормы. Длительное пребывание человека в условиях повышенного уровня шума приводит к расстройству нервной системы и другим заболеваниям, а также снижению производительности труда. Шум, кроме того, является одним из главнейших комплексных показателей качества оборудования.

Основным источником шума в токарно-револьверных станках и автоматах являются коробки передач, которые находятся в непосредственной близости от оператора, оказывая на него негативное влияние. Наличие большого числа зубчатых пар, подшипников в коробках передач осложняет решение проблемы снижения шума и вибрации станочного оборудования.

В настоящее время указанная проблема решается, в основном, на этапе выпуска готового изделия, что накладывает определенные ограничения на методы борьбы с шумом. Прогнозные расчеты шума и вибрации, проводимые в ходе проектирования оборудования, позволят значительно расширить используемый диапазон средств и методов по борьбе с шумом. Поэтому разработка метода расчета, учитывающего влияние погрешностей изготовления и монтажа зубчатых колес на шум коробок передач на стадии проектирования, позволит упростить решение проблемы оценки вклада отдельных узлов в шум станка в целом и уменьшить его уровни.

Автор защищает:

1. Теоретическое обоснование комплексного критерия погрешности изготовления и монтажа зубчатых колес.

2. Аналитические зависимости для определения уровней шума коробок передач с учетом комплексного критерия погрешности изготовления и сборки.

3. Аналитические зависимости для определения уровня звукового давления отдельных зубчатых пар с учетом погрешности изготовления и монтажа .

4. Методику и математическое обеспечение инженерного расчета акустических характеристик коробок передач на стадии проектирования станка.

5. Результаты экспериментальных исследований шума токарно-револьверных станков, их узлов и зубчатых пар.

Работа базируется на положениях теории колебаний, технической акустики, энергетических методах расчета, теории удара и статической обработки результатов исследования.

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

Внедрена методика инженерного расчета акустических характеристик коробок подач токарно-револьверного станка 1Д325П на стадии проектирования.

Диссертация состоит из пяти глав, включающих в себя обзор состояния вопроса, теоретическое и экспериментальное исследования шума коробок передач станка 1НЗ18 и 1Д325П, а также описание разработанного пакета программ для расчета их акустических характеристик.

1.СОСТОЯНИЕ ВОПРОСА. ЦЕЛЬ И ЗАДАЧИ ИССЛЕДОВАНИЯ

Вопросы борьбы с шумом на производстве рассматриваются в большом количестве работ. В данной главе приводятся, в основном, те литературные источники, которые связаны с рассматриванием вопросов снижения уровня шума приводных зубчатых механизмов.

Исследованиями шума зубчатых пар приводов металлорежущих станков в нашей стране занимается ряд научно-исследовательских организаций, внесших большой вклад в изучение этой проблемы: ЭНИМС, ЦНИИТМаш, ВНИИП и другие.

Большое количество работ, посвященных проблеме снижения шума, выполненных, как у нас в стране, так и за рубежом, не сделали ее менее актуальной, с чем и связано необходимость дальнейшего детального изучения источников шума и вибрации, особенностей их распространения в различных конструкциях и разработка методов прогнозного расчета уровней шума.

1.1 Динамические явления в зубчатых передачах.

В станках источниками интенсивных звуковых колебаний могут быть: подшипники качения, зубчатые передачи, муфты, шлицевые и шпоночные сопряжения, приводные электродвигатели. Значительный шум и вибрации производит пруток, вращающийся в направляющей трубе, однако данная проблема полностью исследована в работах /47,50,114 /. Шум подшипниковых опор рассматривается А.Н.Чукариным в работе /51/.

Помимо основных деталей зубчатого зацепления КоГГк!., Agbebovi Ев работе /105/ установлено, что источниками шума в приводе станка являются валы и корпус, объединяющие всю систему в единый блок.

Предметом исследования в настоящей работе являются зубчатые передачи, которые представляют собой источники мощной вибрации и воздушного шума в звуковом диапазоне частот. Глубокие исследования по выявлению причин шума при сопряжении нагруженных зубчатых пар представлены в работах /81,83,79,94,103,104,105 и

др./. Возникновение шума в зубчатых передачах обусловлено, по мнению ряда авторов /6, 19 /, следующими причинами:

крутильными колебаниями, которые порождаются упругой деформацией сопрягаемых зубьев под действием сил, моментов, источником которых является привод и рабочие нагрузки.

динамическими процессами в зацеплении из-за неточностей допущенных при изготовлении зубчатых колес, знакопеременными силами трения, возникающими при контакте тел.

Составляющие механического шума имеют дискретный характер с основной частотой, равной частоте пересопряжения зубьев (в Гц):

г гп

<и>

где ъ - число зубьев ведущей шестерни; п - частота ее вращения (об/мин).

Динамические силы, возникающие в зацеплении , как показал Г.А. Лифшиц /104/, нарушают закон движения точки контакта по линии зацепления, возбуждают крутильные и изгибные колебания, которые порождают во вращающихся массах механизма переменные инерционные силы и моменты, суммирующиеся с соответствующими силами от полезной нагрузки. Через валы и подшипниковые узлы эти переменные усилия передаются на опорные конструкции, вызывая в них в свою очередь, упругие колебания (что соответствует первому пути распространения шума и вибрации). Передача колебаний непосредственно через воздушное пространство - есть второй путь распространения шума. Первый путь соответствует первичному (структурному) шуму и на его долю приходится 80-95% энергии, а второй вторичному (воздушному) -20-5% . Излучаемая при этом колебательная энергия, определяется величинами сил, динамическими характеристиками конструкции и режимом работы механизма.

При совпадении частот вынужденных колебаний с собственными частотами отдельных элементов конструкции могут возникнуть резонансные явления. Вынужденные колебания и резонанс зубчатого зацепления и других деталей могут вызывать дополнительный шум. В работе /105/ авторами Koffíd.,Agbebovi I на физической модели

и расчетом было доказано, что возбуждение зубчатого зацепления происходит вследствие изменения его жесткости, также, следует учитывать такие явления как удар, коррекция профиля зуба. Кроме того, валы генерируют изгибные колебания из-за наличия погрешностей балансировки, что может стать решающим при сверхкритических скоростях. В работе отмечается важная зависимость возбуждения вибрации в зацеплении от геометрических параметров: отношение коэффициента осевого перекрытия к торцевому, типу зубьев, модификации профиля.

В работе С. Янг /89/ экспериментально и теоретически доказывает, что переменные силы трения в зацеплении возбуждают интенсивные поперечные колебания зубчатых колес, особо заметные на резонансных частотах.

При сочленении зубчатых колес в пары возникает спектр кинематической погрешности, содержащей составляющие, характерные для каждого колеса, и дополнительные составляющие от неточности сочленения (перекос осей, отклонение межцентрового расстояния и так далее).

В ряде работ И.И. Артоболевским, М.Д. Генкиным, М.А. Рыжовым /26,68/ доказано, что уровни звукового давления на отдельных составляющих спектра шума определяются величинами погрешностей, конструктивными параметрами механизма и частотами собственных колебаний элементов механизма. Низкочастотные колебания в редукторных системах возникают в результате неравномерности нагрузки, дисбаланса вращающихся масс, действия накопленных ошибок в окружном шаге шестерен, сочетании этих ошибок в колесах и шестернях, а также вследствие перекоса осей, отклонений действительного профиля зуба от теоретического, которые носят случайный характер. Значительные колебания вызывает также неравномерность работы двигателя.

На высоких частотах, в основном, имеет место кинематическое возбуждение, вызываемое ошибками изготовления зубчатого колеса. Исследования ВНИИ-Полиг-рафмаш / 5/ взаимосвязи шума с точностными характеристиками колес показали, что первостепенное значение имеет показатель "мгновенного передаточного числа". Наиболее интересным результатом этих исследований является линейная корреляционная связь между отклонением "мгновенного передаточного отношения" и шумом. Однако в литературных источниках нет указаний на четкую связь между уровнем шума и

классом точности, а также не рассматривается степень влияния различных погрешностей на уровень звукового давления в целом.

Анализ спектров вибрации редуктора показывает, что в них преобладают составляющие с частотой пересопряжения зубьев, а так же их гармоник. Основной причиной этого являются основного шага в зубчатом зацеплении, а также удар зубьев на входе в зацепление.

Частоты спектра вибрации и шума, обусловленные ударами в зацеплении, определяются из выражения:

/ _ ь п

—С1-2)

ёг 60

где к - периодичность (цикличность) рассматриваемой погрешности;

g2 - целые числа в пределах трех. Если кинематическая погрешность зубчатой передачи содержит несколько слагаемых разной периодичности, то частота слагаемых спектра имеет вид:

п

60 (13)

При увеличении межосевого расстояния возрастают уровни вибрации на зубцовых частотах и их гармониках. В работах М.Д. Генкина /26,68/ приведены зависимости уровней шума зубчатых колес от окружной скорости:

ь = (дБ) (1.4)

где V - окружная скорость колеса;

Е0 =40-50 ДБа слагаемая уровня, не зависящая от скорости, но зависящая от качества изготовления шестерен.

В.А.Васильев /19,81/ доказал, что при снижении окружной скорости со значениями и 1 до и 2 можно уменьшить уровень звука на величину:

Л! = 20^ — (1.5)

и2

Для снижения окружной скорости применяют колеса возможно меньших диаметров, при этом приходится уменьшать модуль и число зубьев и увеличивать ширину венца для сохранения прочности.

Нагрузка также существенно влияет на величину уровня шума:

(1.6)

где Ьр - постоянная;

Р - передаваемая мощность. Однако зависимости (1.4) и (1.6) не действительны для случая размыкания механизмов и не удобны в использовании, так как величины Ь0 ,Ьр - зависят от технологических, конструкционных и других факторов.

Несоосность зубчатых передач, радиальное и осевое биение в зубчатых передачах также являются дополнительным источником вибрации и шума.

Большое значение имеет износ зуба. Отсутствие или недостаточное количество смазки сопровождается увеличением на 10-15 дБ шума и вибрации /31.

Большой интерес представляет проблема влияния на уровни шума зубчатых пар погрешностей отдельных параметров точности колес. Первые исследования в этом направлении были сделаны М. Д. Генкиным /112/. Он установил экспериментально, каким образом на уровнях шума сказываются ошибки окружного и основного шагов, местные ошибки в профиле зуба, несоосность венца и базового отверстия и так далее. Выведенная им зависимость связывающая отклонения отдельных параметров и уровни шума имеет вид полукубической параболы:

где А - коэффициент, характеризующий степень влияния отклонений в элементах зацепления на шум; А - величина отклонений в элементах зацеплений; Ли -коэффициент, характеризующий величину ошибки, с которой вынужденные колебания начинают определять уровень силы звука при испытаниях на стенде с резонирующим кожухом. - уровень силы звука, создаваемый зубчатым колесом. Формула, предложенная М. Д. Генкиным, неудобна, так как при зацеплении зубчатых пар имеет место одновременное взаимодействие нескольких видов отклонений размеров зубчатых колес, неравнозначных по своему проявлению. В приведенной формуле

(1.7)

не учитывается характер указанных отклонений и трудно установить значение коэффициента А.

В работе Е.И. Трофимовой /113/ рассматривается