Содержание к диссертации
Введение
1. Состояние вопроса. цель и задачи исследования 7
1.1. Анализ работ по снижению шума электродвигателей и ременных передач 8
1.2. Анализ существующих исследований по снижению шума зубчатых передач 9
1.3. Анализ исследований виброакустических характеристик подшипниковых узлов 14
1.4. Существующие способы снижения виброакустической активности корпусных деталей 18
1.5. Выводы по главе и задачи исследования 29
2. Теоретическое исследование процессов возбуждения вибраций и шумообразования редукторных систем 31
2.1. Вывод зависимостей звуковой мощности при эксплуатации редукторов вне помещений 31
2.2. Вывод зависимостей звуковой мощности при эксплуатации редукторов внутри помещений 33
2.3. Вывод зависимостей уровней звукового давления редуктора 38
2.4. Моделирование динамических явлений привода редуктора 42
2.5. Вывод зависимостей скорости колебаний кольца подшипникового узла 61
2.6. Выводы по главе 63
3. Методика расчета виброакустических характеристик редукторов 65
3.1. Расчетная схема асинхронного электродвигателя 67
3.2. Расчетная схема механической составляющей привода 69
3.3. Податливость валов на кручение 73
3.4. Крутильная податливость соединения вал-ступица 74
3.5. Расчет податливости зубчатой передачи 75
3.6. Расчет податливости опор 76
3.7. Расчет изгибной податливости валов 77
3.8. Учет демпфирующих характеристик элементов привода 78
3.9. Расчет скоростей изгибных колебаний колец подшипников 81
3.10. Выводы по главе 83
4. Экспериментальные исследования шума и вибраций редукторов. Внедрение результатов исследований 84
4.1. Экспериментальные исследования шума и вибрации серийных редукторов 84
4.2. Конструкция блочно-модульного подшипника скольжения 91
4.3. Эффективность снижения вибраций и шума редукторов 104
4.4. Выводы по главе 107
5. Общие выводы и рекомендации 109
Литература 110
- Анализ существующих исследований по снижению шума зубчатых передач
- Вывод зависимостей звуковой мощности при эксплуатации редукторов внутри помещений
- Расчетная схема механической составляющей привода
- Конструкция блочно-модульного подшипника скольжения
Введение к работе
Актуальность. Редукторные системы получили широкое распространение не только в различных отраслях машиностроения, но и технологических машинах различного технологического назначения. Например, в различных типах кранов, в механизмах подъема груза и перемещения, транспортных устройствах, таких как конвейерные системы, электровозы и тепловозы и т.д. Характерной особенностью редукторов является наличие в их кинематике зубчатых передач (конических, цилиндрических, червячных), что фактически и определяет их повышенные виброакустические характеристики.
Несмотря на большое количество исследований по шумообразова-нию зубчатых передач обращает на себя внимание недостаточность научных материалов по процессам возбуждения вибраций и шумообразованию редукторных систем в целом с учетом динамических явлений в приводных механизмах. Необходимо отметить, что учет динамических явлений в приводе редукторов позволит существенно уточнить расчеты структурной доли шума, излучаемой элементами корпусных деталей на стадии проектирования.
Таким образом, задача снижения виброакустических характеристик различных типов редукторов, в особенности при их проектировании, является актуальной и имеет важное научно-техническое и социально-экономическое значение для машиностроительной отрасли.
Целью настоящей работы: изучение закономерностей формирования спектров вибрации и шума редукторов и снижение уровней звукового давления путем совершенствования подшипниковых узлов.
Научная новизна работы заключается в следующем:
Разработана математическая модель динамической системы редуктора с учетом зазоров в зубчатых передачах, что уточняет зависимость силового возмущения по сравнению с линейной моделью.
Изучены динамические явления в приводе редуктора и их влияние на величину вводимой вибрационной мощности, что раскрывает закономерности формирования спектров вибрации и шума.
Полученные аналитические зависимости уровней звукового давления корпусов редукторов позволяют теоретически обосновать конструктивные и физико-механические параметры узлов подшипников, исходя из санитарных норм шума.
Практическая ценность работы заключается в следующем:
Разработана методика инженерного расчета виброакустических характеристик на стадии проектирования редукторов, согласно их компоновки, конструктивного исполнения всех элементов приводной структуры и условий эксплуатации.
Предложена конструкция блочно-модульного подшипникового узла скольжения валов редуктора с повышенными виброизолирующими свойствами, обладающего высокой износостойкостью и долговечностью.
Реализация работы в промышленности:
Результаты исследований внедрены на ЗАО «Специальное конструкторское бюро автоматических линий и металлорежущих станков» (г. Краснодар).
Методы исследований:
Теоретическое исследование процессов шумобразования редукторов проводились с использованием положений технической виброакустики, динамики машин и теории колебаний.
Апробация работы:
Основные положения диссертации докладывались и обсуждались на международных научно-практических конференциях «Транспорт – 2013» г. Ростов-на-Дону, 2013 г., «Инновационные технологии в машиностроении и металлургии», г. Ростов-на-Дону, 2013 г.
Публикации:
По материалам диссертации опубликовано 8 печатных работ, в том числе две в журналах, входящих в «Перечень ведущих научных журналов и изданий».
Структура и объем диссертации:
Диссертация состоит из введения, четырех глав, общих выводов и рекомендаций, списка использованной литературы из 88 наименований, имеет 37 рисунков, 6 таблиц и изложена на 152 страницах машинописного текста. В приложения вынесены уравнения энергетического баланса всех элементов корпусных деталей редукторов, программа расчета уровней шума и вибрации и сведения о внедрении.
Анализ существующих исследований по снижению шума зубчатых передач
Основными причинами возникновения шума подшипников являются: конструктивные и технологические параметры, условия эксплуатации [20-42]. Высокочастотный состав звукового излучения шариковых подшипников определяется волнистостью вращающихся колец [20, 21]. Волнистость неподвижных колец практически не влияния. Аналогичные результаты получены для роликовых подшипников [22-24]. Наиболее интенсивные слагающие шума и вибрации лежат в области 600 – 2000 Гц [25-27].
Увеличение уровней шума и вибрации при возрастании скорости вращения происходит практически по линейной зависимости [34, 35]. Нагрузка оказывает существенное значение на уровни шума при числе нагруженных шариков, равном 30-40% от числа в комплекте [24]. Увеличение скорости вращения подшипников качения сопровождается возрастанием всех слагающих шума и вибрации, так что общий спектральный состав сохраняется. Уровни вибрации [30, 31] зависят от результатов сборки неподвижных соединений колец подшипников. В этом случае одним из главных направлений снижения вибраций является улучшение технологичности конструкции подшипниковых узлов и снижение технологических погрешностей сборки неподвижных соединений. Анализ вышеперечисленных источников показал, что подавляющее большинство исследований шума и вибрации посвящено подшипникам, не встроенным в корпусную деталь.
Необходимо отметить, что излучение звука самими подшипниками составляет небольшую долю в общем шуме основных узлов станков. Наружные кольца подшипников являются именно теми элементами, через которые колебательная энергия от элементов кинематики передается в корпусные детали, что и является причиной возбуждения в них вибраций и соответственно шумообразования [32].
На рис. 1.6 представлены результаты исследований по влиянию типа подшипников на шум зубчатых передач, при различных удельных давлениях на зуб. Отсюда следует, наименее шумными являются подшипники скольжения из-за наличия в них зазора, заполненного маслом. Применение таких подшипников ограничено невысокими эксплуатационными характеристиками. В этом случае необходимо масло подавать в подшипник под давлением, так что в итоге выигрыш в шуме по сравнению с подшипниками качения окажется за счет шума насосной установки.
Среди подшипников качения наилучшими шумовыми характеристиками обладают роликовые подшипники [33]. Шпиндельные подшипники собираются с осевым натягом, который оказывает существенное влияние на виброакустические характеристики. Чрезмерное увеличение натяга ведет к резкому возрастанию шума и ухудшению условий работы за счет перекоса колец, увеличения деформаций дорожек качения и самих тел качения (рис 1.7).
При монтаже подшипников на валы и в расточки корпусов рекомендуется использовать скользящую или переходные посадки, так как установка колец приводит к копированию неточностей изготовления вала и отверстия.
Одним из наиболее распространенных способов улучшения виброакустических характеристик подшипниковых узлов является установка между наружными кольцами подшипников втулок с демпфирующим материалом.
Применение втулок из капролона снижает передачу колебаний на корпус только в области высоких частот на 2-5 дБ. Использование более мягких материалов или втулок может привести к снижению жесткости опор передач и росту виброакустической активности.
Положительные результаты получены автором при исследовании подшипников, наружные кольца которых устанавливались в сборных стальных втулках с полиуретановым слоем толщиной 3 – 5 мм [34]. Снижение шума корпуса составило 2 – 4 дБ в частотном интервале 2 – 8 кГц.
Большая разница макрогеометрии дорожек качения подшипников одной и той же серии [35, 36] приводит к тому, что при постоянных частотах вращения и нагрузках уровни звука корпусной детали, в которой они установлены, различаются на 8 – 10 дБ. Поэтому автором разработана и внедрена для отдельных узлов токарно – револьверных станков методика отбора подшипников по допустимым уровням виброскорости на наружных кольцах [37, 38], которые рассчитываются, исходя из допустимых уровней звукового давления, частоты вращения колец и места установки в корпусе.
Для открытых передач целесообразно использовать подшипники с защитными шайбами [39, 40], уровни воздушного шума которых значительно ниже, чем у подшипников без шайб. На шумовые характеристики корпусных деталей защитные шайбы практически не оказывают влияния [41, 42].
Одним из наиболее распространённых способов улучшения виброакустических характеристик подшипниковых узлов является установка между наружными кольцами подшипников втулок с демпфирующим материалом. Применение втулок из капролона со стенками 5 мм снижает передачу колебаний на корпус только в области высоких частот на 2-5 дБ, а использование более мягких материалов с увеличенной толщиной стенок может привести к снижению жёсткости опор передач, росту виброакустической активности и снижению точности обработанных изделий. Положительные результаты получены при исследовании подшипников, наружные кольца которых устанавливались в сборных стальных втулках с полиуретановым слоем толщиной 3-5мм [32]. Снижение шума корпуса составило 2-4 дБ в частотном интервале 2-8 кГц. Большая разность макрогеометрии дорожек качения подшипников одной и той же серии [33, 34] приводит к тому, что при постоянных частотах вращения и нагрузках уровни звука корпусной детали, в которой они установлены, различаются на 8-10 дБ. Поэтому разработана и внедрена для отдельных узлов токарно-револьверных станков методика отбора подшипников по допустимым уровням виброскорости на наружных кольцах [35, 36], которые рассчитываются, исходя из допустимых уровней звукового давления, частоты вращения колец и места установки в корпусе.
Вывод зависимостей звуковой мощности при эксплуатации редукторов внутри помещений
Основная доля акустической мощности, излучаемой редуктором в целом, создаётся корпусными и базовыми деталями [54, 60, 62]. Снижение металлоёмкости базовых и корпусных деталей редукторов при одновременном повышении мощности приводов и скоростей ставит задачу проектирования корпусных конструкций в малошумном исполнении. Последние представляют тонкостенные коробчатые оболочки, состоящие из пластинчатых элементов с рёбрами жёсткости, изгибные колебания которых и являются и причиной излучаемого шума.
Корпусные детали принадлежат к классу энергетически замкнутых конструкций с небольшим коэффициентом потерь. Задача расчета излучения звука такими конструкциями сводится к определению амплитуд колебательных скоростей соответствующих стенок, которые находятся из уравнений энергетического баланса. Ввод вибромощности в корпуса таких узлов, как редуктор повышенной мощности, осуществляется только через подшипниковые опоры.
Возможность расчета структурного шума редукторов представлена в работе [61]. Фактически расчет спектра шума возможен на основе уточненных зависимостей, вводимой вибрационной мощности, учитывающей компоновочное решение, геометрические и физико-механические характеристики конструкции. Для расчета акустических характеристик необходимо задать вводимую вибрационную мощность в функцию времени, которая определяется следующим образом: N = P(t)vk(t) , (2.38) где P(t) - реакции в опорах валов, Н; vk(t) - скорость колебаний наружного кольца соответствующего типа подшипника, м/с.
Таким образом, фактически задача расчета акустических характеристик сводится к определению в первую очередь реакции в опоре вала функции времени на основе, которой рассчитывается и скорость колебания. Для определения реакции в опорах необходимо задать силовые воздействия в зубчатых передачах, учитывающие общую динамическую систему, включающую двигатель, соединительный элемент и непосредственно конструктивные особенности редуктора.
Расчет реакций в опорах валов должен быть выполнен на основе исследования динамических явлений привода редуктора.
Моделирование динамических явлений привода редуктора Целью данного раздела является теоретическое исследование генерации вибрационного поля и шума механизма редуктора [64], позволяющее исследовать возможность снижения вибраций, рассчитать уровни шума, и построить на этой основе инженерную методику расчета уровня шума.
Рассмотрение многомассовой механической системы, какой является редуктор, наиболее просто провести, базируясь на модели одномассового звена. Рассмотрим вращающуюся массу с моментом инерции Jк приложенными двумя вращающими моментами Мк_хк и Мкк+1, которые пропорциональны углу закручивания упругого звена или разности углов поворота двух инерционных масс: жесткости упругих элементов; р - оператор Лапласа. Обычно при анализе необходимо учитывать демпфирование, имеющее место в любых системах. Оно проявляется в виде момента вязкого трения в элементах, связанных с рассматриваемой массой. Момент трения обычно принимается пропорциональным скорости вращения.
В качестве парадигмы исследования примем метод переменных состояния [65]. Сделаем следующее допущение: участки валов, у которых передаваемый крутящий момент пренебрежимо мал, не учитываем при оценке потенциальной энергии, но учитываем при расчете кинетической энергии. Как известно решения задач динамики машинных агрегатов основываются на исследовании собственных спектров линеаризованных динамических моделей [65]. При этом под собственным спектром модели понимают совокупность корней характеристического полинома (спектр собственного оператора системы) и соответствующих им ортогональных собственных форм. Наиболее просто эта задача решается в переменных состояния [65]. Динамические системы силовых цепей машинных агрегатов обычно являются системами с малой диссипацией, основные взаимосвязи носят упругий, а, в ряде случаев, квазиупругий характер. Это означает, что основой модели должно служить упруго-инерционное ядро-система дифференциальных уравнений. Диссипативные факторы, в этом случае рассматриваются как дополнительные характеристики ядра [65].
Расчетная схема механической составляющей привода
Согласно данным литературных источников [64, 65, 66, 67] в балансе крутильной податливости редукторов податливость валов на кручение составляет 15-30%, а основную роль играют изгибные деформации валов, контактные деформации шпоночных и шлицевых соединений, а также ременные передачи.
При построении математической модели механизма привода принимается линейность исследуемой системы. Как и всякая идеализация — это справедливо только при некоторых условиях, в частности при определении собственных частот и форм колебаний [64]. Редукторы представляют собой систему с большим числом степеней свободы. Так как исходные данные обычно задаются приближенно, нет необходимости стремиться к особо высокой точности расчетов, что в свою очередь, допускает возможность обоснованных упрощений.
Основные зависимости для расчета крутильной податливости приведены в [64].
Не составляет особого труда записать выражение для расчета суммарной податливости валов, правда в этом случае матрица данных валов должна быть переписана, так как в расчете используются не общие размеры валов, а расстояния между шкивами или колесами.
Крутильная податливость соединения вал-ступица Крутящий момент распределяется по длине контакта в шлицевом соединении вал-втулка неравномерно, поэтому расчетную длину вала l принимают равной расстоянию между точками приложения равнодействующих эпюр крутящего момента по длине контакта рис. 3.4 [64].
Обычно для нормальных шести шлицевых валов диаметром 25-90мм выполняется соотношение [64]: При шпоночном соединении расчетную длину вала на кручение можно принимать равной расстоянию между серединами венцов зубчатых колес, потому что контактная податливость шпонки велика, а ширина втулок незначительна. Влияние сил трения при этом можно не учитывать. Приняв пропорциональность нормальных давлений и деформаций смятия, можно определить угловую податливость следующим образом: где d - диаметр соединения (для шлицевого d = d ); I - длина соединения; h - активная высота шпонки или шлица; кш =6.4-Ю-3 - для призматической шпонки; кш = 13.6 10"3 - для сегментной шпонки; кш = 4 Ю" - для шлицевого соединения.
В случае наличия в кинематической схеме привода шарнирных, кулачковых муфт или муфт с резиновыми, упругими элементами их податливость можно рассчитать по формулам, приведенным в [64]. Податливость зубчатых и фрикционных муфт обычно не учитывают, так как, вследствие больших поверхностей контакта, она пренебрежимо мала.
Длину шпоночной канавки представляем для удобства вектором данных зубчатых колес, шкивов и муфт. Расчет податливости зубчатой передачи Податливость зубчатой передачи, приведенная к крутильной податливости, определяется изгибными и контактными деформациями зубьев. Приведенная к одному валу крутильная податливость зубчатой передачи определяется зависимостью:
Передача вращения при помощи зубчатой передачи приводит к изгибу валов и упругому проседанию опор, а значит к дополнительному взаимному повороту системы колес рис.3.5.
При проведении расчета динамических характеристик привода необходимо учитывать величину рассеяния энергии, так как именно она определяет интенсивность колебаний и динамических нагрузок в резонансном режиме и частоту наступления резонанса (не путать с резонансной частотой). Рассеяние энергии происходит в стыках соединений, имеются в виду шпоночные, шлицевые соединения и опоры валов, в материале деталей, из которых состоит механическая часть привода и в специально введенных в кинематическую структуру демпферах. Рассеяние энергии в материале, в принципе, можно не учитывать. Дело в том, что относительное рассеяние энергии за цикл , которое выражается как отношение рассеянной за цикл колебаний энергии АП к полной энергии цикла П, для металлов достаточно мало, Ч 0.01-0.02. Соответственно, для стыков эта величина равна 4ік0.2-5-1.2., поэтому при отсутствии демпфирующих устройств (муфты, гасители колебаний), демпфирование энергии в механической части привода определяется рассеянием энергии в стыках. Обычно коэффициент демпфирования определяется из соотношения силы или момента трения и скорости относительного перемещения. Если есть возможность найти силу трения, то можно записать следующие соотношения:
Закрытые зубчатые передачи прямозубого, косозубого (и аналогичных) типов обычно представляют собой стальные шестерни, «сталь по стали». Используются для небольших понижений скоростей, ведущий и ведомый валы обычно параллельны. Нагрузка на зубья высокая - по линии или точечная. Контакт зубьев представляет собой смесь перекатывания и скольжения. Малое рассеивание энергии (обычно 2% на контакт). Поэтому коэффициент демпфирования может быть определен, исходя из величины потерь на трение в зубчатом зацеплении: 0.02 -U,,a
Аналогично рассуждая можно определить коэффициенты демпфирования для вращающихся валов на основе учета потерь на трение в подшипниках.
Приведенные выше зависимости позволяют построить математическую модель механической части привода, а значит, в полной мере провести анализ динамических характеристик машины в целом. Алгоритм проведения вычислительного процесса математического моделирования приведен на рис. 3.6, а программные реализации в Приложении 2.
Полученные зависимости позволяют определить моменты в каждой из передач в функции времени и учитывают, как всю систему привода, т.е. компоновочное решение, основные конструктивные параметры, такие как изгибную и крутильную податливость, не только самих валов, но и соединения вал-ступица, податливость зубчатых передач и т.д., на этой основе по известной формуле [68], определяются усилия в зубчатых передачах:
Конструкция блочно-модульного подшипника скольжения
Ни один из многочисленных материалов, применяемых в настоящее время в качестве антифрикционных, не удовлетворяет полностью всем предъявляемым требованиям.
В связи с этим следует отметить, что важнейшими особенностями антифрикционного чугуна являются высокая износостойкость, хорошие литейные свойства и относительно низкая себестоимость. Именно эти особенности чугуна обосновывают его применимость для колец и вкладышей предлагаемой конструкции.
Сопоставление чугуна с другими антифрикционными материалами указывает на значительно более низкую стоимость его по сравнению с антифрикционными сплавами цветных металлов (рис. 4.9). Что касается поведения в эксплуатации, то повышение температуры вызывает у чугуна сравнительно меньшее изменение таких характеристик, как сила трения и коэффициент трения, чем у бронзы или баббита. Изменение же скорости вращения вызывает у чугуна иные качественные изменения, чем у бронзы и баббита.
Величина опорного угла выбирается так, чтобы его тангенс не превышал коэффициент трения кольцо – вкладыш при полном отсутствии смазочного материала (в сухую). Для выбранных материалов этот угол с небольшим запасом равен примерно 12 – 13. Кольца плавающего вкладыша соединяются тремя или большим, в зависимости от размеров подшипника, количеством винтов 3.
Подшипник работает, будучи погруженным в жидкий смазочный материал, в режиме гидродинамического смазывания. Вращение осуществляется вначале по внутренней поверхности вкладыша, имеющей меньший радиус, что соответствует меньшему моменту страгивания. В процессе износа, в результате адгезионного схватывания или по другим причинам, приводящим к росту коэффициента трения, работа продолжается по наружной поверхности вкладыша. Рабочий зазор между кольцами и плавающим вкладышем устанавливается при помощи регулировочных винтов 3 и дистанционной втулки 4. Причем, при достижении критической величины износа менее износостойкого бронзового вкладыша в процессе пусков и выбегов, необходимый зазор восстанавливается при помощи этих же деталей. Регулировка может выполняться при техосмотрах. Критерием необходимости регулировки является повышение температуры трибоузла, момента трения или других контролируемых параметров.
Таким образом, наличие в подшипнике регулировочного устройства, компенсирующего износ, и двух рабочих поверхностей существенно повышает его ресурс и надежность подшипника.
Предлагаемая конструкция подшипника имеет значительную площадь контакта между телами качения и наружным кольцом. Поскольку кольца 2 и 6 представляют собой усеченные конуса, то их площадь боковой поверхности определяется по известным формулам и для данной конструкции приведена к виду (с учетом угла контакта а принятого равным 6,3).
Столь существенное увеличение площади контакта соответственно приведет к уменьшению давления N(t) и к уменьшению скорости колебаний наружного кольца и, как следствие, к уменьшению вводимой в крышку и корпус редуктора вибрационной мощности (согласно зависимостям главы 2). В этом случае при конструировании и расчете редуктора целесообразно максимально возможно увеличить площадь контакта, что наиболее практически осуществимо путем увеличения длины вкладышей 2,6. Поэтому зависимость 4.3 и приведена к такому виду. Действительно, из условий соблюдения скорости скольжения и следует выполнить минимально возможным. Поэтому толщина h внутреннего и наружного колец должна составлять 8 10 мм. Ширина h может быть увеличена за счет большей толщины бобышки стенки корпуса, что не вызывает затруднений на стадии проектирования. При модернизации уже эксплуатируемых редукторов толщина бобышки не может быть изменена, но наружное и внутренне кольца могут выступать во внутренний объем корпусных деталей.
Несмотря на преимущества предлагаемой конструкции подшипниковых узлов к их технологическим недостаткам следует отнести повышенные требования к шероховатости поверхностей контакта (см. рис. 4.1 – б и в).
Следует отметить, что наиболее перспективным мероприятием по всестороннему повышению качества опорного подшипникового узла представляется комплексный подход, в котором конструкторские и материаловедческие мероприятия взаимно дополняют друг друга. Причем, несмотря на любые усовершенствования сохраняется модульно-блочный принцип компоновки подшипника, что позволяет оперировать им как единым блоком при первичном монтаже и ремонтах подобно подшипникам качения, значительно повышая ремонтопригодность узла.
Необходимым условием гидродинамического режима смазывания является наличие жидкого смазочного материала, также участвующего в диссипации колебательной энергии трибосистемы [87]. Известно [71], что масштаб демпфирующего действия смазочного слоя существенно выше сухого стыка без смазки (Рис.4.3). При этом следует иметь в виду, что в общем случае, частота колебаний зависит от скорости привода.
Зависимости декремента колебаний от нагружения контактной зоны: 1 – контакт без смазочного материала, 2 – смазанный контакт Анализ графиков на рис.4.3 наглядно доказывает, что правильный выбор жидкого смазочного материала позволят в несколько раз повысить диссипативные характеристики пары трения. В этой связи рассмотрим параметры смазочной среды на примере трех марок масла.
