Содержание к диссертации
Введение
Глава 1 Состояние вопроса и задачи исследования 8
1.1 Вопросы шумообразования в цепных передачах 10
1.2 Анализ исследований вибраций и шума в области зубчато-ременных передач (ЗРП). 13
1.3 Цель и задачи исследования. 22
Глава 2 Теоретические исследования собственных и вынужденных колебаний ЗРП 23
2.1 Выбор расчетной модели ЗРП Г... 23
2.2 Крутильные колебания ЗРП 26
2.2.1 Определение собственных частот крутильных колебаний ЗРП ... 26
2.2.2 Определение ударной нагрузки между зубьями ремня и шкива 30
2.2.3 Вынужденные колебания ЗРП. Влияние разношаговости зубьев шкива 40
2.3 Крутильно-изгибные колебания шкивов ЗРП 43
2.3.1 Влияние шаговой погрешности зубьев ремня и шкива 43
2.3.2 Влияние разношаговости зубьев ремня и шкива 48
2.4 Поперечные колебания ветви ЗРП 52
2.4.1 Выбор расчетной модели ветви 53
2.4.2 Свободные поперечные колебания ветви 54
2.4.3 Свободные колебания движущейся ветви зубчатого ремня 55
2.4.4 Вынужденные поперечные колебания ветви 63
2.5 О параметрическом возбуждении поперечных колебаний ветви 68
Выводы : 72
Глава 3 Методика экспериментальных исследований вибраций и шума ЗРП 73
3.1 Экспериментальный стенд для измерения вибраций и шума ЗРП 73
3.2 Методика измерения крутильных колебаний шкивов 78
3.3 Определение коэффициента демпфирования ЗРП 79
3.4 Определение ударной нагрузки зубьев ремня при входе в зацепление с зубьями шкива 81
3.5 Метод измерения поперечных колебаний ветви ремня 82
3.6 Шумоизмерительная аппаратура и методика измерения 83
Выводы .86
Глава 4 Результаты экспериментальных исследований вибраций и шума ЗРП 87
4.1 Демпфирование колебаний зубчатого ремня при крутильных колебаниях шкивов 87
4.2 Исследование демпфирования при свободных поперечных колебаниях ветви зубчатого ремня 92
4.3 Исследование процесса шумообразования. 99
4.3.1 Источники шума в зубчато-ременных передачах 99
4.3.2 Влияние предварительного натяжения ремня 105
4.3.3 Влияние скорости ремня 108
4.3.4 Влияние погрешностей изготовления и монтажа передачи 112
4.3.5 Исследование влияния нагрузки 114
4.3.6 Влияние передаточного отношения и угла перекоса осей шкивов на уровень шума 116
Выводы 123
Глава 5 Уменьшение шума и вибраций в ЗРП 124
5.1 Методы снижения вибраций и шума ЗРП с помощью виброгасителя и натяжного устройства 124
5.1.1 Крутильные колебания ЗРП виброгасителем 124
5.1.2 Поперечные колебания ветви ЗРП с натяжным устройством. 132
5.2 Снижение шумоизлучения .; 140
5.2.1 Методами модификации зубчатых, шкивов; 140
5.2.2 Методами изменения податливости зубьев ремня 142
5.2.3 Шумоизолирующими и шумопоглощающими кожухами... 143
Выводы 147
Глава 6 Экономическая эффективность внедрения результатов исследования 148
Основные выводы и предложения : 153
Список использованной литературы. 155
Приложения 166
- Анализ исследований вибраций и шума в области зубчато-ременных передач (ЗРП).
- Определение ударной нагрузки между зубьями ремня и шкива
- Экспериментальный стенд для измерения вибраций и шума ЗРП
- Демпфирование колебаний зубчатого ремня при крутильных колебаниях шкивов
Введение к работе
Повышение работоспособности цепей отечественного производства, их износостойкости и надежности обусловлено многими фундаментальными исследованиями. Однако в большинстве работ основное внимание уделяется прочностным характеристикам передач, а шумность и виброактивность констатируется как существенный недостаток, требующий специального изучения. В некоторых работах даны частные рекомендации по снижению шума и вибраций. Эти рекомендации базируются на опыте борьбы с шумом различных механических передач и включают: ограждение передачи кожухом, использование пластмассового кожуха, эластичных звездочек, применение цепей с пластмассовыми деталями, изготовление звездочек специальных конструкций и т.д.
Анализ этих мероприятий конструктивного порядка показывает, что большинство авторов определяет повышенную шумность цепных передач кинематическими и динамическими особенностями цепного зацепления и, в первую очередь, ударом при зацеплении шарниров цепи с зубьями звездочек.
Цепные передачи получили широкое распространение в современном сельхозмашиностроении благодаря удачному сочетанию их специфических особенностей с требованиями к конструкциям, условиям и режимам эксплуатации сельскохозяйственных машин.
Из литературных источников известно, что цепные передачи используются (только в нашей стране) примерно в семи миллионах сельхозмашин, станков, механизмов. Количество производимых приводных цепей составляет свыше 60 млн. метров в год. Использование цепных передач в приводах машин весьма рационально,, поскольку они обладают рядом общеизвестных достоинств. Сюда можно отнести большое межосевое расстояние, простоту конструкции, надежность и высокий КПД и т.д. В настоящее время проводится большая работа по уточнению методов выбора и расчета цепных передач и дальнейшему повышению их работоспособности. Так, благодаря работе советских ученных - Воробьева Н.В., Глущенко И.П., Ивашкова И.И., Столбина Г.Б. и многих других, а также зарубежных — Бартлетта Ж., Биндере Р., Рашнера X. значительно повысилась надежность и долговечность цепных передач. Однако, вибрация и шум, возникшие в цепных передачах, существенно снижают работоспособность привода. При этом борьба с шумом цепных передач и улучшение их шумовых характеристик, являющиеся актуальными задачами в деле дальнейшего совершенствования цепных передач и расширения области применения, попытка решения их на практике осуществляется недостаточно.
Вместе с тем улучшения конструкции машин и механизмов и повышения организационно-технического уровня их использования в нашей стране уделяется большое внимание борьбе с вибрацией и шумом, особенно в сельскохозяйственном машиностроении.
В основных направлениях экономического и социального развития нашей страны подчеркивается необходимость осуществления глубоких преобразований в важнейшей сфере-жизнедеятельности человека в труде, улучшения и облегчения его • условий, обеспечения широких возможностей для производительной и творческой работы. Для решения поставленных в этом документе задач, в частности для улучшения условий труда, снижения вибрации и шума, необходим комплексный подход, включающий выявление основных источников уровня шума на рабочих местах, создание эффективных конструкций, позволяющих снизить шумо и виброактивность оборудования, уменьшить уровень шума и вибрации на путях их распространения.
Для различных видов машин и оборудования доминирующим фактором интенсивного источника шума является механический шум, обусловленный колебаниями деталей машин и их взаимным перемещением. Существенную долю механического шума регулярно воздействующий на организм человека составляет шум, возникающий от приводов машин, среди которых большое место занимают механические передачи с гибкой связью (цепные и ременные), нашедшие широкое применение в современном сельскохозяйственном машиностроении. Однако существенным недостатком цепных передач, ограничивающим их использование в высокопроизводительном оборудовании, в транспортных и сельскохозяйственных машинах и механизмах, является повышенная вибр о активность и шумность, особенно при средних и больших скоростях.
Вибрация и шум оказывают вредное влияние на организм человека. Это проявляется в функциональных расстройствах нервной системы, поражении органов слуха, нарушении деятельности сердечно-сосудистой системы.
Воздействие механического шума от цепной передачи на организм человека протекает на фоне другого неблагоприятного фактора, как вибрация. Приводы сельскохозяйственных машин можно отнести к нестационарным и совершающим сложное движение. Комбинированное действие этих факторов усиливает вредное влияние шума на организм. В связи с этим, борьба с шумом и вибрацией, возникающим при работе цепных передач в приводах транспортных и сельскохозяйственных машин, стала весьма актуальной проблемой. Поэтому одной из целей настоящей работы была обоснование замены цепной передачи более прогрессивной зубчато-ременной, позволяющей значительно снизить ее ви бро активность и шумность при сохранении заданной работоспособности и надежности привода.
На ее основе возможен поиск путей направленного влияния с помощью различных конструктивных мер на уровень шума.
Теоретическое и экспериментальное исследование динамической системы ЗР передачи, составляющее основное содержание работы, ставило дать конкретные рекомендации по- исключению или, крайней мере, по снижению вибраций и шума, возникающих в зубчато-ременной передаче (ЗРП), что позволит повысить реальное использование их в приводах машин и оборудования, и получить значительный технико-экономический эффект.
Вопросам решения таких задач и посвящена тема представляемой работы.
Анализ исследований вибраций и шума в области зубчато-ременных передач (ЗРП).
Регулирование режима работы машин всевозможным оборудованием осуществляется за счет механических передач главного привода. При этом вопрос улучшения шумовых характеристик машин и оборудования в первую очередь связан с совершенствованием передачи.
На основании анализа эксплуатации различных передач в производственных условиях, в работе [117] предложена их классификация по степени шумности. Согласно этой классификации из всех механических передач наиболее шумным является цепная передача с роликовой цепью.
Однако широкое использование цепных передач в приводах машин обусловлено рядом достоинств. Сюда можно отнести большое межосевое расстояние, простоту конструкций и эксплуатация, надежность, высокий КПД и др. Вместе с тем существенным недостатком цепных передач является интенсивное вибрационное и шумовое излучение. В известной литературе [48] отмечены две основные причины шумообразования: механического и аэродинамического происхождения. Так, виброактивность передачи обусловлена специфической особенностью работы самой передачи заключающейся в хордальном расположении цепи на звездочке, следствием чего является удар звена цепи о зуб звездочки и неравномерность движения ведущей ветви и вращения ведомой системы. К причинам аэродинамического происхождения относятся образование воздушного потока вблизи движущихся элементов передачи и выдавливание воздуха из зоны зацепления на дугах обхвата звездочек. Поэтому в цепном приводе возникает сложный колебательный процесс, приводящий к возникновению шума. Теоретическое определение звуковой мощности цепных передач рассмотрено в работе [117]. Автором найдена; теоретическая формула для определения звукового давления при "работе цепной передачи с нагрузкой в функции от многих ее величин [118]. Проведена качественная и количественная оценка звукового давления в цепных передачах; разработаны конструктивно 11 технологические мероприятия по уменьшению и анализу, различных способов снижения уровня шума, а также дана оценка возможности шумовой диагностики цепных передач в условиях эксплуатации. Однако, используемый в работе [117] многофакторный метод для определение уровня звукового давления в октавных полосах частот цепной передачи достаточно сложный и полученные теоретические результаты значительно отличаются от экспериментальных данных. Особенно повышенная шумность в цепных передачах наблюдается при высоких скоростях. Это одна из причин, ограничивающих их эффективное применение в сельскохозяйственных машинах. Теоретическому и экспериментальному исследованию шума в цепных передачах посвящено достаточно много работ [14, 48, 56, 57 65, 82, 83, 85, 104]. Например, более полно вопросы шумообразования в цепных передачах рассмотрены в работах [48, 83, 84, 85, 104, 117]. Особенно впервые в работе [83, 84] большое место уделено вопросу о причинах возникновения шума с точки зрения механических и аэродинамических явлений в цепных передачах. Приводится анализ полученных спектров шума и предложена методика приближенного определения уровня звукового давления передач с роликовой цепью. Существенным недостатком этой работы является упрощенная постановка эксперимента, снижающий достоверность полученных результатов и методику расчета шумовых характеристик цепных передач. Затем исследованию шума в цепных передачах с роликовыми цепями нескольких заводов - изготовителей посвящена работа СИ. Масляникова [48]. Автором установлена зависимость общего уровня шума от частоты вращения звездочек, нагружения и смазки. Вместе с тем в работе указано на необходимость широкого исследования цепных передач с точки зрения шума в связи с высоким-их шумоизлучением. Цепные передачи с роликовой цепью являются источником излучения шумов, которые, при больших окружных скоростях и нагрузках передачи, очень часто достигают столь высокого уровня шума, что требуют проведения дорогостоящих мероприятий по его устранению, а порой приводят и к необходимости отказаться от применения таких передач. В этих передачах согласно данным [118] уровень звукового давления (L) в октавных полосах частот (f) составляет: Причем спектры шума имеют относительно высокие уровни составляющих вплоть до зоны ультразвуковых частот и в отдельных случаях общие уровни звукового давления достигают 97 дБ, что говорит о значительной активности и вредности воздействия шума цепной передачи на организм человека. В известных работах [57, 119] даны некоторые рекомендации по снижению уровня шума цепных передач. Доказано, что повышенная шумносгь цепных передач связана с кинематической и динамической особенностью цешюго зацепления и, в первую очередь, ударом при зацеплении шарниров цепи с зубьями звездочек. Так, в работах [1, 39, 44,48,116,117] сделана попытка определения общего уровня шума и предложена методика приближенного расчета их шумовых характеристик. Отмечено, что работа цепных передач сопровождается интенсивным шумом, не устранимым в источнике его образования. Из литературы известны различные методы по снижению уровня шума цепных передач. В частности, выбор оптимального профиля зуба звездочки [14,18], использование эластичных звездочек [21] и пластмассового кожуха, изготовление звездочек специальной конструкции [39, 58], применение цепей с пластмассовыми деталями [57] и др. Из анализа указанных работ следует, что независимо от рекомендуемых мероприятий конструктивного порядка в работающей цепной передаче наблюдается повышенная шумносгь, обусловленная кинематическими особенностями ударного процесса при зацеплении шарниров цепи с зубьями звездочек. Для совершенствования цепных передач и расширения области их применения в известных работах нет достаточно полного и обоснованного метода снижения шумовых характеристик цепных передач. Поэтому создание или использование малошумных приводов, взамен существующих, снижение шума которых технологически или конструктивно неосуществимо, является одним из главных задач машин и оборудования. Для решения поставленной задачи нами проводится исследование вибрационных и шумовых характеристик ЗРП с целью замены цепной передачи зубчато-ременной.
Определение ударной нагрузки между зубьями ремня и шкива
Зубчато-ременные передачи, объединяя в себе достоинства ременных передач и передач зацеплением (зубчатых и цепных), сохраняют и источники возбуждения колебаний, свойственные этим видам передач. В них наблюдаются крутильные и изгибные, колебания шкивов, обусловленные как эксцентриситетами последних, так и непостоянством моментов сил движущих и сопротивления, непостоянством жесткости ремня по его длине, ударной нагрузкой зубьев при входе в зацепление, накопленной погрешностью шагов шкивов и ремня. Крутильными колебаниями шкивов, а также ударным зацеплением зубьев возбуждаются поперечные колебания ветвей ремня. Колебания приводят к росту динамических нагрузок, снижающих долговечность ремней.
Проблема динамического исследования зубчатых, цепных и ременных передач явилась предметом многочисленных исследований. Однако исследованию динамики зубчато-ременных .передач, посвящено весьма ограниченное число работ. В связи с этим весьма актуальной задачей является исследование вибрационных, шумовых характеристик, а также динамических явлений, возникающих в работающей ЗРП.
В зубчато-ременных передачах по аналогии с ременными и цепными передачами для обеспечения углов обхвата шкивов и возможности передачи полезной нагрузки осуществляют предварительное натяжение ремня. Вращающий момент передается, как и в цепных передачах, за счет многопарности зацепления зубьев ремня. Как известно, в цепных передачах в зоне зацепления наблюдается хордальный эффект и имеет место провисание ведомой ветви. В зубчато-ременных передачах указанный эффект не наблюдается в явном виде.
Характерной особенностью зубчато-ременных передач (как цепных и ременных) является наличие гибкого элемента-, ремня, обладающег повышенной податливостью по сравнению с другими элементами передачи, который должен рассматриваться в виде элемента с распределенными параметрами. Так, при исследовании колебаний передач с гибкой связью ветви ремня (или цепи) могут рассматриваться как гибкие нити, совершающие поперечные и продольные колебания [73,103], а зубчатые шкивы, имеющие значительную массу и жесткость по сравнению с ремнем, как абсолютно жесткие тела, совершающие колебания относительно опор. При исследовании динамики ЗРП должны быть учтены поперечные колебания ветвей ремня, так как они могут возникать и оказывать свое влияние на нагрузку ремня. Они могут формироваться как при неустановившемся, так и при установившемся движении. В связи с этим ставится задача по определению допустимых нагрузок на ремень при поперечных колебаниях и условий возникновения этих колебаний. Кроме того, динамический расчет ЗРП предусматривает определение динамических нагрузок в элементах передачи, в частности зубьев и ветвей ремня. Используемая динамическая модель при исследовании процесса удара зубьев состоит из двухмассовой колебательной системы, в которой зубья шкива и ремня заменены соответственно приведенными (сосредоточенными) массами зубчатого шкива и ветви ремня, - а жесткость ветви Q принимается постоянной величиной. В этом случае для. - определения . относительных перемещений масс после их соударения (и ударной нагрузки) решается система дифференциальных уравнений 2-го порядка. і В зубчато-ременных передачах с жесткими и. упругими опорами могут возникать крутильные и изгибные колебания зубчатых шкивов, вызванные погрешностями изготовления и монтажа передачи, ударным процессом зацепления зубьев ремня, а также различными внешними возмущающими факторами. В связи с этим при выборе динамической модели передачи (рис.2.1) для описания крутильных и изгибных колебаний шкивов последние представлены в виде абсолютно твердых звеньев, соединенных между собой и с валопроводами с помощью упругих связей, обладающих соответственно жесткостью участков ремня и опор шкивов. Упругие связи выбираются в виде безмассовой пружины. Выбор такой расчетной модели дает возможность проведения раздельного или совместноґо изучения колебаний зубчатых шкивов.
Экспериментальный стенд для измерения вибраций и шума ЗРП
При разработке принципиальной схемы стенда исследования колебаний в передаче, рассматриваемой как замкнутая система прежде всего были выполнены условия каким должен удовлетворять стенд. Основным среди них было требование, чтобы стенд был как можно более прост и позволял достаточно точно фиксировать в автоматической записи работу передачи при различных нагрузках и скоростях.
Большое значение придавалось также условию, чтобы стенд был удобным в тарировке и имел достаточно широкий диапазон изменения нагрузки и скорости.
Наиболее важным считалось получить запись крутильных колебаний шкивов, поперечных колебаний ветвей ремня, а также запись высокочастотных колебаний, происходящих так называемой зубцовой частотой. С учетом этих требований решались принципиальные вопросы о работе стенда. В зубчато-ременной передаче колебательное движение получают шкивы, находящиеся в зацеплении с зубьями- ремня и ветви самого ремня. Амплитуды колебаний шкивов различны и зависят от натяжения ветвей ремня, моментов инерции деталей, связанных со шкивами, от жесткости элементов передачи. Для упрощения конструкции стенда и проводимых на нем экспериментов было решено создать такие условия, при которых колебания вала приводного электродвигателя и тормозной системы стенда, по сравнению с колебаниями ведущего и ведомого шкивов, будут ничтожно малыми, и на этом основании можно было пренебречь, а записать лишь колебания зубчатых шкивов и по ним судить о передаче. Чтобы обнаружить и записать эти колебания необходимо было увеличить чувствительность передачи. Для этой цели в схему стенда были введены инерционные маховики, связанные со шкивами посредством торсионных валиков.
Кроме того, для упрощения стенда и проводимых на нем исследований было решено испытывать передачи при определенных моментах инерции шкивов и коэффициентах жесткости принятых с таким расчетом, чтобы влияние погрешностей и других внутренних возбудителей колебаний хорошо проявлялось на колебаниях шкивов.
Для большей точности снимаемых характеристик передачи требовалось уменьшить вероятность возникновения в системе посторонних колебаний, влияющих j на записываемые движения шкивов. Выбранная схема позволяет рассматривать передачу изолированной от внешних воздействий. Ставилось также требование, чтобы стенд давал возможность легко наблюдать и изучать резонансные режимы работы передачи. Во всех опытах, чтобы исключить влияние различных факторов, условия работы и параметры передачи оставались постоянными, а менялся лишь один параметр, влияние которого исследовалось. Из кинематических величин - путь/ скорость, или ускорение -принятого наиболее целесообразным записать на осциллограммах переменное угловое отклонение вращающего шкива от среднего его положения. При необходимости, пользуясь осциллограммой угловых отклонений, можно определить скорость и ускорения "колебательного движения, а также установить соответствие между погрешностью и вызванным ею дополнительным углом поворота шкива. Деформация упругой детали - торсионный валик, связывающий маховик со шкивом, дает удобный метод записи угловых отклонений шкива с помощью тензодатчиков. При этом отклонения пропорциональны крутильным деформациям вала. Выбор углового отклонения в качестве измеряемого параметра дает большие преимущества стенду в отношении тарировки, так как она может производиться просто и точно в статическом состоянии. Изложенные принципы работы стенда поясняют упрощенную принципиальную схему (рис.3.1). Данный стенд изготовленный по этой схеме, которая позволяет рассматривать передачу изолированной от воздействий со стороны приводного двигателя и ведомой системы передачи, предназначен для экспериментального исследования вибраций и шума двух и трехвальных ЗРП с использованием натяжного устройства (и без него). Стенд позволяет провести испытание различных типов передач: зубчато-ременных, цепных и клиноременных передач с кожухом и без него. На рис.3.1а, показана схема стенда, составленная после конструктивной разработки. Общий вид стенда, сфотографированного при снятом кожухе, показан на рис. 3.1.6. Основными элементами стенда являются: 1- двигатель постоянного тока, 2-маховики, 3-зубчатые шкивы, 4-токосъемники, 5-торсионные валики, 6-порошковый тормоз ПТ-40, 7-натяжное устройство, 8-кожух, 9-микрофон, 10-зубчатый ремень. Стенд работает по принципу открытого силового контура и передаваемая мощность поглощается тормозом 6. Зубчатые шкивы 3, неподвижно соединены с маховиками 2 через торсионные валики и являются быстросменными благодаря консольному расположению. Маховики 2 обеспечивают равномерное вращение вала 5 двигателя и тормоза. В качестве приводного- двигателя применен двигатель 1 постоянного тока питаемый ПМУ. Такая конструкция позволяет изменять частоту вращения вала двигателя в пределах П]=0...3000 мин" (а 1=0...314 с-1) не останавливая работу стенда и производить постепенный запуск передачи. Двигатель постоянного тока 1 также устанавливается на подвижных салазках. Начальное натяжение в ЗРП осуществлялось с помощью натяжного устройства 7. При этом величина натяжения устанавливается по показаниям предварительно протарированных индикаторов. Для записи крутильных колебаний шкивов использовался торсиограф, представляющий собой валик с наклеенными тензодатчиками, который жестко соединен с исследуемым шкивом 3 и маховиком 2. Сигналы от тензодатчиков, соответствующие отклонениям шкивов фиксировались на фотобумаце осциллографа Н-117, Маховик и сменный торсионный валик подобраны так, чтобы их собственная частота была в несколько раз меньше частоты исследуемых колебаний шкивов в передаче. Изменением жесткости торсионного вала можно осуществить значительные изменения частоты собственных колебаний системы — маховик и торсионный вал. Порошковый тормоз получает питание от выпрямительного устройства. Охлаждение тормоза осуществляется через водопровод.
Демпфирование колебаний зубчатого ремня при крутильных колебаниях шкивов
Анализ осциллограмм спектра частот шума зубчато-ременной передачи показывает, что интенсивность шумообразования ЗРП является функцией удара зубьев ремня, как и В;зубчатых передачах [115].
В работе [95] найдена формула для определения ударной нагрузки зубьев ремня, согласно которой она пропорциональна скорости движения ремня и зависит от предварительного натяжения, коэффициента демпфирования, жесткости и формы зубьев ремня и приведенной массы ветви. При этом на величину коэффициента демпфирования н жесткости зубчатого ремня влияет предварительное натяжение. С увеличением последнего жесткость ремня возрастает,- а коэффициент демпфирования изменяется. Поэтому нагрузка в основном зависит от скорости и и F0 ремня. Отсюда следует, что наиболее существенное влияние на шумообразование оказывают указанные параметры передачи. В связи с этим опыты предусматривали определение общего уровня шума в функции ударной нагрузки, а также в зависимости от параметров передачи с тем, чтобы установить методы снижения шума.
Существенное влияние на шумообразование зубчато-ременной передачи могут оказывать технологические погрешности монтажа и взаимного расположения контактирующих профилей зубьев. Погрешности монтажа образуются из-за непараллельности.--осей шкивов-и их перекоса. Эти погрешности могут привести к (уменьшению контакта по длине зуба ремня. В этом случае наличие перекоса осей шкивов способствует нарушению контакта по длине зуба ремня, приводящий к смещению зуба ремня к одному из торцов шкива. В результате этого в передаче можно ожидать увеличение динамических нагрузок в зацеплении, приводящее к интенсивному шумообразованию на частоте пересопряжения зубьев. При наличии перекоса и непараллельности осей шкивов возникает еще одна причина образования шума- трение между сопрягаемыми зубьями, а также между боковыми поверхностями ремня и фланцев шкивов. В этом случае источником шума является периодическое изменение направления сил трения между зубьями и ремнем, обусловленное периодическим смещением зубьев и полотна ремня к одному из торцов шкивов. В результате чего происходит изменение направления скорости скольжения контактируемых профилей зубьев, что приводит к колебаниям сил трения.
Как известно погрешности установки зубчатого шкива на зубообрабатывающем станке и погрешности установки зуборезного инструмента приводят к тому, что. во взаимном положении одноименных профилей зубьев появляется погрешность. По ГОСТ 1643-56 эта погрешность расположения профилей зубьев регламентируется накопленной погрешностью окружного шага. Источниками возникновения накопленной погрешности шага являются геометрический и кинематический эксцентриситеты.- Геометрический эксцентриситет зубчатого шкива возникает из-за погрешностей базирования при зубообработке и сборке шкива в передаче. Он является результатом несовпадения осей вращения заготовки шкива при обработке и изготовлении зубчатого шкива в передаче в процессе его эксплуатации. Кинематический эксцентриситет зубчатого шкива есть условный эксцентриситет, появляющийся в результате погрешности перемещения ведомого звена кинематической цепи зу бо обрабатывающего станка, влияющей на точность - зубчатого шкива и изменяющийся по синусоидальному закону. Геометрический эксцентриситет определяет первую гармонику кривой накопленной погрешности окружного шага, имеющую период, равный одному обороту шкива . Кинематический эксцентриситет определяет высшие гармоники кривой накопленной погрешности окружного шага, период соответствующих кинематических эксцентриситетов определяется отношением скорости вращения элемента кинематической цепи станка, являющегося причиной появления составляющей кинематического эксцентриситета, и скорости вращения стола зубообрабатывающего станка. При зацеплении эксцентрично установленного шкива с зубчатым ремнем передаточное отношение не будет постоянным, а будет периодически меняться с частотой, равной оборотной частоте шкива. В связи с этим в передаче будут происходить удары с частотой fo6=n/60, Гц. Кроме того, наличие эксцентриситета в передаче приводит к периодическому изменению натяжения ветвей ремня. При таком изменении натяжения ремня в ЗРП возникает параметрический резонанс ветви, который также может стать мощным источником шума. Спектры собственных частот колебаний передачи призодят к появлению в частном спектре вибраций и шума резонансных зон. Очевидно, что в зоне резонанса повышение амплитуд колебаний элементов передачи к значительному росту уровня шума на этих частотах. Наши эксперименты показали, что в спектре шума ЗРП наибольший уровень дгума в зоне резонансной частоты колебаний как ветви, так и шкива. Таким образом, из проведенного анализа причин возникновения шума в ЗРП следует, что погрешности изготовления и монтажа передачи и упругие деформации элементов ремня приводят к возникновению в системе периодически действующих ударных нагрузок; частота проявления указанных возмущающих сил, совпадая с собственными частотами крутильных колебаний ЗР системы или собственными частотами ветвей ремня, приводит к возникновению резонансных колебаний элементов ЗРП, которые вызывают интенсивные вибрации и шум передачи.
Похожие диссертации на Снижение уровня вибраций и шума в передачах с зацеплениями гибкой связью сельскохозяйственных машин
