Исследование шума в работе зубчатых передач и способов его устранения. Технология конструирования зубчатой передачи с пониженным уровнем шума Методы снижения вибрации и шума

Производственный шум является общебиологическим раздражителем, который снижает не только слух, но и влияет на сердечнососудистую и нервную системы человека.

Исследования воздействия шума на организм человека показали, что продолжительно и кратковременно действующие шумы, стабильные шумы с одинаковым общим уровнем, но разным спектральным составом, а также импульсные шумы с различным временем нарастания интенсивности до максимума по-разному воздействуют на организм человека.

Воздействие шума на человека может быть подразделено в зависимости от интенсивности и спектра шума на следующие группы:

Очень сильный шум с уровнями 120…140 дБ и выше независимо от спектра способен вызывать механические повреждения органов слуха и быть причиной тяжелых поражений организма;

Сильный шум с уровнями 100…120 дБ на низких частотах, выше 90 дБ на средних и выше, 75…85 дБ на высоких частотах вызывает необратимые изменения в органах слуха, а при длительном воздействии может быть причиной ряда заболеваний и в первую очередь - нервной системы;

Шум более низких уровней 60…75 дБ на средних и высоких частотах оказывает вредное действие на нервную систему человека, занятого работой, требующей сосредоточенного внимания.

Санитарные нормы подразделяют шумы на три класса и устанавливают для каждого из них допустимый уровень:

1 класс - низкочастотные шумы (наибольшие составляющие в спектре расположены ниже частоты 350 Гц, выше которой уровни понижаются) с допусти мым уровнем 90…100 дБ;

2 класс - среднечастотные шумы (наибольшие уровни в спектре расположены ниже частоты 800 Гц, выше которой уровни понижаются) с допустимым уровнем 85…90 дБ;

3 класс - высокочастотные шумы (наибольшие уровни в спектре расположены выше частоты 800 Гц) с допустимым уровнем 75…85 дБ.

Т.е. шум называют низкочастотным с частотой колебаний не более 400 Гц, среднечастотным - 400 …1000 Гц, высокочастотным - более 1000 Гц. По ширине спектра шум классифицируют как широкополосный, включающий почти все частоты звукового давления (уровень измеряется в дБА), и узкополосный (уровень измеряется в дБ). Кроме того, шум подразделяют на: воздушный, распространяющийся в воздушной среде от источника возникновения до места наблюдения, и структурный, передающийся по элементам конструкции и излучаемый их поверхностями.

Хотя частота акустических звуковых колебаний находится в пределах 20...20000 Гц, его нормирование в дБ осуществляется в октавных полосах с частотой 63…8000 Гц постоянного шума. Характеристикой же непостоянного и широкополосного шума является эквивалентный по энергии и восприятию ухом человека уровень звука в дБА. В таблице 4.1 приведены нормируемые параметры звука в кабинах тракторов и других самоходных машин в соответствии с ГОСТ 12.2.120-88 и ГОСТ 12.1.003-83. Отметим, что в соответствии с ГОСТ 12.2.019-86 внешний шум машины не должен превышать 85 дБА на расстоянии 7,5 м от её оси перпендикулярно направлению движения.

Таблица 5.1 - Нормируемые параметры звука в кабине тракторов

Следует заметить, что нормы шума установлены на рабочем месте оператора безотносительно к тому, имеется ли здесь один источник шума или их несколько. Очевидно, что если звуковая мощность, излучаемая одним источником, удовлетворяет предельно допустимому уровню звукового давления на рабочем месте, то при установке здесь нескольких таких же источников указанный предельно допустимый уровень будет превышен из-за их сложений.

Уровни шума, выраженные в децибелах, складывать арифметически нельзя, и здесь общий уровень шума определяется по закону энергетического суммирования.

Таблица 5.2 - Добавка в функции разности уровней источников

Разность уровней двух источников

Как следует из приведенного, если уровень шума одного источника выше уровня другого источника на 8…10 дБ (дБА), то будет преобладать шум более интенсивного источника, т.е. добавка к суммарному уровню шума пренебрежимо мала.

Общий уровень шума различных по интенсивности источников определяется по формуле:

Разность между наибольшим уровнем и другими уровнями шума имеющихся источников их возникновения.

Расчет изменения уровня шума с изменением расстояния от источника ведется по формуле:

ДБ (дБА),

Где L u -уровень шума источника;r- расстояния от источника шума до объекта его восприятия, м.

Наряду с такими интенсивными источниками шума на тракторах, как двигатель и ходовая система, активным источником шума является трансмиссия.

Классификация средств и методов защиты от шума установлена ГОСТ 12.1.029-80, в соответствии с которым, в конструкции должны быть предусмотрены и учтены:

Средства снижения механического шума в источнике его возникновения;

средства снижения воздушного и структурного шума на пути его распространения;

акустические средства защиты от шума (ограждения, экраны, кабины).

Прежде всего, отметим, что шум зубчатых передач обусловлен работой находящихся в зацеплении зубчатых колес (шестерен) и подшипников.

Причиной шума подшипников является ударное воздействие шариков (роликов) на сепаратор и кольца. При этом шум подшипников возрастает с увеличением диаметра шариков (роликов) и частоты вращения. Уровень шума таких подшипников можно рассчитать по формуле:

ДБ (дБА),

n -частота вращения подшипника, мин;

L no - уровень шума подшипника без нагрузки, принимаемый равным 1…5 дБ.

Поскольку подшипники являются стандартными готовыми изделиями, то для снижения их шума в конструкции зубчатых передач они должны быть установлены без перекоса внутреннего кольца, и применена качественная их смазка, которая исключает сухое трение качения и является своеобразным амортизатором при взаимодействии шариков (роликов) с другими элементами подшипников. При этом применяется как жидкая, так и консистентная смазка, дающая несколько больший эффект по сравнению с первой.

Что касается шума, возникающего при взаимодействии зубьев шестерен друг с другом, то здесь необходимо иметь в виду следующее.

Отметим, что речь идет о зубьях с эвольвентным профилем, который, теоретически, при контакте шестерен должен обеспечить безударное и без скольжения обкатывание одного зуба по поверхности смежного. Для обеспечения крутящего момента и необходимой прочности зуба выбираются его модуль и ширина. При этом предполагается, что контакт происходит по всей ширине зуба, и теоретически ""пятно контакта"" должно занимать всю ширину зуба при его соответствующей высоте. Только при этом может быть обеспечен расчетный коэффициент полезного действия передачи.

В реальных условиях при изготовлении самих шестерен, валов для их крепления, стаканов и расточек для установки подшипников, а также корпусов передач невозможно обеспечить идеальную точность размеров этих элементов, поскольку имеется определенное технологическое поле допусков. Это обстоятельство приводит к следующему.

Реальное межцентровое расстояние делительных окружностей смежных шестерен получается больше номинального в пределах допуска. Вследствие этого идеальное зацепление шестерен нарушается, и возникает сначала удар при вхождение зубьев в контакт (сопровождается стуком), а затем проскальзывание одного зуба по поверхности зуба смежной шестерни. Поскольку чистота обработки зубьев не идеальна, это сопровождается ""скрежетом"".

Указанные явления усугубляются ещё и тем, что при изготовлении самих шестерен существуют допуски: на биение делительной окружности относительно оси вращения, колебание толщины зуба, колебание длины общей нормали шестерен, на размеры гладких и шлицевых посадочных отверстий шестерен и др. Если же учесть, что при расточке отверстий для установки подшипников или стаканов под подшипники обуславливается не параллельность валов шестерен, то вследствие возникших перекосов валов теоретическое ""пятно контакта"" на зубьях шестерен искажается, уменьшаясь по площади и смещаясь по поверхности зубьев. Это приводит к увеличению контактных напряжений на поверхности зубьев, вследствие чего шум усиливается.

Отмеченное явление ещё больше проявляет себя, если стенки корпуса передачи выполнены недостаточно жёсткими, и при работе под нагрузкой корпус деформируется. В результате искажений в зацеплении к тому же возникает пульсирующее схождение и расхождение смежных зубьев за один оборот шестерён, что служит причиной ""завывания"" передачи в процессе её работы под нагрузкой.

С позиции снижения шума зубчатых зацеплений очевидным является то, что необходимо повышать их точность и чистоту обработки поверхности зубьев. Повышение точности изготовления зубчатых колес приводит к снижению уровня шума передачи на 3…3,5 дБА во всем рабочем диапазоне нагрузок и скоростей. Учитывая высокую стоимость мероприятий по пассивной защите от шума рабочего места тракториста, повышение точности изготовления и монтажа зубчатых колес КП трактора является необходимым и экономически наиболее целесообразным.

Уровень шума зубчатых зацеплений открытых, сухих (без смазки) коробок передач рассчитывается по формуле:

где Lбн - уровень шума шестерен без нагрузки (принимается равным 75…80 дБА в зависимости от точности изготовления и чистоты обработки поверхности зубьев);

P - окружное усилие, кг.

Как видно из формулы, уменьшение окружной скорости должно снизить уровень шума шестерен. Для этого следует применить шестерни возможно меньшего диаметра путём изменения числа зубьев и модуля с одновременным увеличением их ширины для сохранения прочности зубьев.

Считается, что применение достаточной смазки шестерен снижает уровень шума зацеплений не менее чем на ДL ос =6 дБА. Изолирование же внутренней полости механизма при наличие крышки (с образованием своеобразного кожуха) дает дополнительное снижение шума на ДL н = 5…7 дБА.

Таким образом, уровень излучаемого корпусом коробки передач шума можно найти:

Расчёт зубчатого зацепления на шум

Оценка влияния шума, создаваемого коробкой передач на акустическую обстановку в кабине.

где - уровень шума шестерен без нагрузки (принимается равным 75…80 дБА в зависимости от точности изготовления и чистоты обработки поверхности зубьев);

V - окружная скорость шестерён, м/с;

P - окружное усилие, кH.

Шум зубчатой передачи:

Суммарный шум зубчатых зацеплений:

Расчёт подшипников на шум

где d - диаметр шариков (роликов), мм;

d р.ст = 10 мм - для роликоподшипника;

d р.с. = 16,5 мм - для шарикоподшипника;n - частота вращения подшипника, мин -1 ;

L по - уровень шума подшипника без нагрузки, принимаемый равным 1…5 дБ (дБА).

Для шарикоподшипника:

Для роликоподшипника:

Общий уровень шума различных по интенсивности источников определяем по формуле:

где - наибольший уровень одного из источников;

Разность между наибольшим уровнем и другими

Уровнями шума имеющихся источников их

возникновения.

Уровень излучаемого корпусом коробки передач шума можно найти:

Рассчитаем уровень шума, обусловленный его снижением вследствие удаления корпуса коробки передач от уха водителя на расстояние Y без учета кабины:

Современная шумоизолированная кабина снижает уровень шума на 20…30 дБА, определяем его величину на рабочем месте в кабине:

дБА<дБА на 17,6 дБА.

т.к.L к - существенно меньше нормируемой величиныL к.н = 80 дБА, то шум коробки передач не ухудшит акустическую обстановку в кабине.

Рассчитаю внешний шум машины на расстоянии 7,5 м. от ее оси перпендикулярно направлению движения:

L r = L u - 20lg r - 8 = 93,9 - 20 lg7,5 - 8 = 68,4 дБА

Вывод по разделу

Рассмотрены вопросы по охране труда: шум, воздействие на человека, нормирование, причины возникновения в трансмиссии, меры по снижению, оценка влияния шума трансмиссии (коробки передач) на акустическую обстановку в кабине и внешний шум машины.

Внешний шум машины не должен превышать 85 дБА, в нашем случае 68,4 дБА, следовательно, условие выполнено.

Рассмотренный раздел показывает, что данная конструкция удовлетворяет требованиям безопасности.

Шум зубчатых передач вызывается колебаниями колес и элементов конструкций, сопряженных с ними. Причинами этих колебаний являются взаимное соударение зубьев при входе в зацепление, переменная деформация зубьев, вызванная непостоянством сил, приложенных к ним, кинематические погрешности зубчатых колес, переменные силы трения.

Спектр шума занимает широкою полосу частот, особенно значителен он в диапазоне 2000--5000 Гц. На фоне сплошного спектра имеются дискретные составляющие, основными из которых являются частоты, обусловленные взаимным соударением зубьев, действием ошибок в зацеплении и их гармониками. Составляющие вибрации и шума от деформации зубьев под на грузкой имеют дискретный характер с основной частотой, равной частоте пересопряжения зубьев. Частота действия накопленной ошибке зубчатого колеса кратна частоте вращения. Однако имеются случаи, когда накопленная ошибка окружного шага не совпадает с частотой вращения; в этом случае будет существовать еще одна дискретная частота, равная частоте действия этой ошибки.

Колебания возбуждаются также с частотами, определяемыми погрешностями зубчатой пары (перекос осей, отклонение от межцентрового расстояния и т. п.). Зубчатое зацепление представляет собой систему с распределенными параметрами и имеет большое количество собственных частот колебаний. Это приводит к тому, что практически на всех режимах работа зубчатого зацепления сопровождается возникновением колебаний на резонансных частотах. Снижение уровня шума может быть достигнуто снижением величины действующих переменных сил, увеличением механического импеданса в местах воздействия переменных сил, снижением коэффициента передачи звуковых колебаний от мест возникновения к местам излучения, снижением колебательных скоростей за счет улучшения конструкции колеблющегося тела, сокращением поверхности излучения увеличением внутреннего трения материала колес. Для изготовления зубчатых колес в основном используются углеродистые и легированные стали. В тех же случаях, когда необходимо обеспечить менее шумную работу передачи, для зубчатых колес используются неметаллические материалы. Раньше с этой целью зубчатые колеса изготовлялись из дерева и кожи; в настоящее время их делают из текстолита, древопластиков, полиамидных пластмасс (в тoм числе из капрона).

Зубчатые колеса, изготовленные из пластмасс, имеют ряд преимуществ по сравнению с металлическими: износостойкость, бесшумность в работе, способность восстанавливать форму после деформации (при невысоких нагрузках), более простую технологию изготовления и т п. Наряду с этим они имеют существенные недостатки, ограничивающие область их применения, относительно малую прочность зубьев, низкую теплопроводность, большой коэффициент линейного термического расширения. Наибольшее применение для изготовления зубчатых колес нашли термореактивные пластмассы на основе фенолформальдегидной смолы. Прочные изделия из них получаются путем введения в состав материала органического наполнителя. В качестве наполнителя применяют хлопчатобумажную ткань в количестве 40--50% к массе готовой пластмассы или древесину в количестве 75--80%, а также стеклоткань, асбест, волокна.

Слоистые пластмассы изготовляются двух типов текстолит и древесно-слоистый пластик (ДСП). Изделия из этих пластмасс получаются в большинстве случаев методом механической обработки. Из термопластических смол широкое распространение получили полиамидные смолы. Они сочетают в себе хорошие литейные качества, достаточно высокую механическую прочность и низкий коэффициент трения. Зубчатые колеса изготовляются как полностью из полиамидов, так и в сочетании с металлом. Применение полиамидов для венцов колес с металлическими ступицами дает возможность снизить вредное влияние большого коэффициента линейного термического расширения полиамидных смол на точность зубчатой передачи. Зубчатые колеса из полиамидных материалов не могут долго работать при температуре выше 100 °С и ниже 0 °С, так как они теряют механическую прочность. С целью увеличения механической прочности зубчатые колеса из пластмасс усиливаются посредством введения специальных деталей, изготовленных из металла, стеклопластика или другого материала с прочностью выше, чем прочность пластмассы. Из листа 0,1--0,5 мм изготовляют армирующую деталь, воспроизводящую форму зубчатого колеса, но значительно меньшею по наружным размерам. Деталь снабжается отверстиями и пазами для прохождения пластмассы и устанавливается в форму так, чтобы она полностью покрывалась пластмассой. В зависимости от толщины колеса вводят одну или несколько таких деталей. Подобным образом можно армировать не только прямозубые, но и глобоидальные колеса, а также червяки и кулачки.

Сравнительные испытания зубчатых передач с колесами из пластмасс и со стальными колесами, проведенные ЦНИИТМАШ, подтвердили эффективность применения пластмасс для снижения шума. Так, уровень звукового давления пар сталь -- капрон снизился по сравнению с уровнем звукового давления стальных зубчатых пар на 18 дБ. Повышение нагрузки пластмассовых зубчатых передач вызывает меньшее увеличение шума, чем у стальных. Сравнительная оценка шума зубчатых пар сталь -- капрон и капрон -- капрон на всех режимах работ показывает, что для снижения шума передач практически достаточно заменить одно зубчатое колесо пластмассовым.

Эффективность снижения шума за счет применения пластмассовых колес на высоких частотах выше, чем на низких. Материалом, находящим все новые и новые области применения в современной технике, стала резина. Прочность, надежность, долговечность резиновых деталей определяются правильным выбором конструкции, оптимальных размеров, марки резины, рациональной технологии изготовления деталей. Практика показала эффективность применения упругих зубчатых колес, а также колес с внутренней виброизоляцией. В качестве элементов таких изделий применяются гибкие резиновые шарниры. Упругость зубчатого колеса достигается путем укрепления резиновых вставок между ступицей и венцом колеса. Это способствует смягчению и уменьшению ударных нагрузок на зуб колеса.

Технология изготовления зубчатых колес, принцип зубообразования, вид инструмента для нарезания, припуски на обработку, точность станков не только определяют качество по отклонениям в отдельных элементах зацепления, но и предопределяют кинематическое взаимодействие элементов зацепления. Накопленные ошибки в окружном шаге зубчатых колес и сочетание этих ошибок вызывают, как правило, низкочастотные колебания.

К низкочастотным возбуждениям систем приводят также местные накопленные и единичные ошибки на профиле зуба, расположение которых по обороту колеса носит случайный характер. Дефекты работы червячной передачи зуборезного станка (неточность шага червячного колеса, биение червяка) вызывает образование на поверхности зубьев возвышений или переходных площадок (волн). Расстояние по окружности между линиями неровностей соответствует шагу зубьев делительного колеса станка, в связи с чем частота колебаний этого вида зависит от -- числа зубьев делительного колеса зуборезного станка. Интенсивный шум в области высоких частот обусловливается наличием отклонений от эвольвенты, размеров, формы и шага зубьев. В этих случаях направления действия сил, приложенных к зубьям; могут отличаться от направления теоретического действия сил в идеальном зацеплении. Это приводит к возникновению других форм колебаний. крутильных, поперечных с частотами, отличными от рассмотренных.

В результате применения этих операций величина циклически действующих ошибок уменьшается, и тем самым значительно снижается шумообразование (на 5--10 дБ). Длительная притирка зубьев не рекомендуется, так как она приводит к недопустимому искажению их профиля. Исключение и снижение циклических ошибок в элементах зацепления зубчатых колес достигаются повышением точности изготовления профиля зубьев и точности основного шага. Ошибка основного шага должна быть меньше деформации под нагрузкой или температурной деформации и поэтому не приведет к заметной дополнительной динамической нагрузке. Снизить вредное влияние циклических ошибок в отдельных случаях можно также слесарной доводкой мест контакта во время испытаний и увеличением подачи масла. Уровень шума снизится, если изготовлять зубья колес максимально упругими за счет высокой коррекции или модифицировать их по высоте профиля. Существенным фактором повышения качества зубчатых колес является увеличение точной и кинематической цепи обкатки и цепи подача зубофрезерных станков, а также обеспечение постоянства температуры в процессе зубообработки.

Величина циклической ошибки на нарезаемом колесе быстро убывает с ростом числа зубьев делительного колеса станка. Поэтому применяют станки с большим числом зубьев делительного колеса. При работе зубчатого механизма при малых частотах вращения без размыканий и ударов частотный спектр шума соответствует спектру кинематической погрешности зубчатой передачи. Амплитуды составляющих спектра определяются при этом величинами допущенных погрешностей и условиями излучения звуковых волн в окружающую среду. При работе зубчатого зацепления с размыканием, имеющим место при повышенных скоростях и переменных нагрузках, возникают кратковременные импульсы с широкими спектрами частот, которые способствуют возрастанию уровня шума в отдельных случаях на 10--15 дБ. Величина этих импульсов и интервалы между ними могут быть переменными. При постоянной частоте вращения увеличение передаваемого момента вдвое приводит к удвоению линейных деформаций и амплитуды колебаний. Излучаемая звуковая мощность пропорциональна квадрату нагрузки. Поэтому шум и вибрация зависят от нагрузки примерно так же, как от частоты вращения. Снижение шума передачи может быть достигнуто уменьшением частоты вращения зубчатых колес. На увеличение уровня шума зубчатых передач существенное влияние оказывают также монтажные и эксплуатационные дефекты. К монтажным дефектам относят повышенные зазоры в подшипниках, перекос осей, невыдержка межцентровых расстояний спариваемых зубчатых колес, неточное центрирование их, биение соединительных муфт к эксплуатационным факторам, влияющим на шум зубчатых колес относят изменение передаваемого крутящего момента (в частности, его колебания), износ и режимы смазывания и количество смазочного материала. Изменение передаваемого крутящего момента порождает ударный характер взаимодействия зубьев в зацеплении.

Отсутствие или недостаточное количество смазочных материалов металлических зубчатых колес приводит к повышению трения и, как следствие к увеличению уровней звукового давления на 10--15 дБ. Снижение интенсивности низкочастотных составляющих шума достигается повышением качества сборки и динамической балансировкой вращающихся деталей, а также введением упругих муфт между редуктором и двигателем, редуктором и исполнительным механизмом. Введение упругих элементов в систему снижает динамические нагрузки на зубья зубчатых колес. Расположение зубчатых колес возле опор на двухопорных валах по возможности на неподвижной посадке без зазоров в опорах также приводит к снижению шума.

Применение специальных демпферов как в самих зубчатых передачах, так и во всем механизме в целом смещает максимум звуковой энергии в сторону средних частот. Уменьшение зазоров между зубьями заметно уменьшает амплитуду вибраций зубчатых колес, вызванных внешними причинами, однако уменьшение зазора до значений, меньших допустимого нормами, вызовет заметное ухудшение в работе передачи.

Своевременный и высококачественный ремонт зубчатых передач, при котором зазоры во всех сочленениях доводятся до предусмотренных допусками, необходим для снижения уровня шума и вибрации. Кожухи имеют небольшие габариты и внутренняя воздушная полость редукторных систем относится к классу «малых» акустических объемов, размеры которых меньше длины волны на низких и средних частотах. Ограждающие конструкции жестко связаны с металлическими опорными конструкциями, общий уровень излучаемого редукторными системами шума определяется уровнем шума, излучаемого тонкостенными крышками ограждений, обычно размеры излучающих ограждений соизмеримы с расстояниями до зон, в которых находится обслуживающий персонал.

В статье описана технология моделирования, целью которой является устранение шума, создаваемого зубчатыми колесами силовых передач. Это довольно неприятный шум с преобладанием высоких частот, возникающий в результате вращательных отклонений (погрешности передачи) из-за формы зубьев и производственных дефектов. Для уменьшения погрешности передачи необходимо определить подходящий профиль зубьев с учетом влияния нескольких факторов.

Данная технология моделирования коробки передач используется в конструировании изделий с 2012 г. На примере показано снижение погрешности передачи и шума шестерен путем оптимизации профиля зубьев с помощью представленной технологии моделирования.

1. Введение

Являясь производителем компонентов в составе группы компаний Yanmar , компания Kanzaki Kokyukoki Mfg. Co., Ltd. проектирует, изготавливает и реализует гидравлическое оборудование и различные трансмиссии. У компании имеется обширный опыт и собственные технологии в самых разных сферах конструирования и производства, особенно шестерен, которые являются основными компонентами кинематических систем. Кроме того, за последние годы тенденция к повышению скорости и комфорта средств передвижения настоятельно требует снижения шума шестерен, чего очень трудно достичь с использованием традиционных технологий. В этой статье описана технология моделирования для снижения шума шестерен, над которой в настоящее время работает Kanzaki Kokyukoki Mfg.

2. Типы шума шестерен

Шум шестерен в трансмиссиях обычно делится на 2 типа: визг и треск (см. таблицу 1). Свист представляет собой тонкий, высокочастотный шум, в основном вызываемый небольшими погрешностями профиля зубьев шестерен и их жесткости. Треск - это звук соприкосновения боковых поверхностей зубьев шестерен, основными источниками которого являются колебания нагрузки, воздействующей на шестерни, и зазоры между боковыми поверхностями зубьев (боковые зазоры). В изделиях Kanzaki Kokyukoki Mfg. главной проблемой чаще всего является визг, поэтому компания уделяет основное внимание тому, чтобы определить подходящий профиль зубьев на стадиях проектирования, конструирования, а также контроля качества изготовленных шестерен.

3. Механизм возникновения визга

Причиной визга является явление, при котором вибрация, возникающая под воздействием небольших отклонений вращения из-за погрешностей профиля зубьев или производственных дефектов, передается через подшипники вала шестерни на корпус, в результате чего возникает вибрация поверхности корпуса (см. рис. 1).

Эти отклонения вращения возникают из-за погрешностей угла вращения зубьев при их зацеплении, что и называется погрешностью передачи.

Причины погрешности передачи, в свою очередь, могут подразделяться на геометрические факторы и факторы жесткости зубьев. Если имеют место геометрические факторы (см. рис. 2), отклонение от идеального эвольвентного зацепления возникает из-за ошибки при монтаже или смещения вала, что приводит к отставанию или опережению угла вращения ведомой шестерни. Кроме того, отклонения угла вращения возникают из-за неровности боковых поверхностей зубьев.

При наличии факторов, связанных с жесткостью зубьев (см. рис. 3), жесткость зацепления изменяется в зависимости от того, сколько зубьев находится в контакте в данный момент времени, в результате чего возникают отклонения угла вращения ведомой шестерни.

Другими словами, геометрические факторы и факторы жесткости зубьев действуют совместно, влияя на погрешность передачи и создавая тем самым возбуждающую силу. Таким образом, при конструировании шестерни с низким уровнем шума необходимо учитывать эти факторы для выбора подходящего профиля зубьев.

4. Как уменьшить погрешность передачи

Как указано выше, для снижения погрешности передачи в шестернях необходимо учитывать несколько факторов.
На рис. 4 показана взаимосвязь между крутящим моментом и погрешностью передачи для геликоидальной шестерни с идеальным эвольвентным профилем (неизмененным) и другой шестерни со специально измененным профилем зубьев. Здесь для изменения профиля зубьев специально вводится отклонение от идеального эвольвентного профиля, как показано на рис. 4 (справа). Неизмененная шестерня с меньшей погрешностью профиля имеет оптимальные рабочие характеристики в отношении колебаний погрешности передачи при низком крутящем моменте нагрузки, в то время как шестерня с измененным профилем работает лучше, когда крутящий момент нагрузки выше некоторого значения. Это показывает, как можно свести к минимуму колебания погрешности передачи, изменив профиль зубьев в соответствии с нагрузкой на шестерню.

Чтобы спрогнозировать влияние различных явлений на шестерню в кинематической системе и учесть его на стадии проектирования, компания Kanzaki Kokyukoki Mfg. разработала технологию моделирования, которая применяется ею при проектировании изделий с 2012 г (см. рис. 5). При использовании данных о профилях зубьев для различных типов шестерен в качестве исходных данных технология позволяет оценить такие параметры, как нагрузочная способность и погрешность передачи, в реальных рабочих условиях, анализируя деформацию вала зубчатой передачи и подшипников.

5. Пример применения технологии в проектировании изделий

На примере ниже показано снижение погрешности передачи в коробке передач коммунальной машины. В этом случае целью является снижение погрешности передачи путем анализа возможного изменения трехмерного профиля зубьев конической шестерни на начальной стадии проектирования с учетом отклонений профиля зубьев в результате деформации вала, подшипников и других компонентов, как показано на рис. 6.

Чтобы подтвердить повышение рабочих характеристик улучшенного профиля зубьев, были измерены профили зубьев, погрешность передачи и шум зацепления находящейся в производстве шестерни и ее улучшенного варианта.
Результаты для погрешности передачи представлены на рис. 7. Измерения показаны слева, а результаты анализа этих измерений с отслеживанием порядка зацепления - справа. Результаты сравнения порядка зацепления демонстрируют, что улучшенная шестерня имеет меньшее отклонение погрешности передачи.
Результаты измерений шума зацепления, представленные на рис. 8, показывают значительное снижение шума в улучшенной шестерне на частотах зацепления второго и третьего порядка.

6. Заключение

В статье описана технология моделирования, разработанная компанией Kanzaki Kokyukoki Mfg, входящая в состав группы компаний . для снижения шума шестерен. Эта технология используется в новых разработках, где помогает прогнозировать рабочие характеристики на стадии проектирования. В будущем ожидается, что эта технология моделирования и дальше будет способствовать разработке лучших решений для заказчиков посредством уменьшения размеров и повышения выходной мощности и надежности изделий.

На ряде производств доминирует механический шум, обусловленный колебаниями деталей машин и их взаимным перемещением. Он вызывается силовыми воздействиями неуравновешенных вращающихся масс, ударами в сочленениях деталей, стуками в зазорах, движением материалов в трубопроводах или в лотках, колебаниями деталей машин, обусловленных силами немеханической природы, и т п.

Эти колебания служат причиной как воздушного, так и структурного шума. Поскольку возбуждение механического шума обычно носит ударный характер, а излучающие его конструкции и детали представляют собой распределенные системы с многочисленными резонансными частотами, спектр механического шума занимает широкую область частот. В нем представлены составляющие на указанных резонансных частотах и на частоте ударов и их гармоник.

Наличие высокочастотных составляющих в механическом шуме приводит к тому, что обычно он субъективно очень неприятен. Колебания движущихся деталей передаются корпусу (станине, кожуху), который меняет спектр колебаний и излучаемого шума. Процесс возникновения механического шума весьма сложен, так как определяющими факторами здесь являются кроме формы, размеров, числа оборотов, типа конструкции, механических свойств материала, способа возбуждения колебаний также состояние поверхностей взаимодействующих тел, в частности трущихся поверхностей, и их смазывание. Расчетным путем определить излучаемое звуковое поле обычно не удается. Применение теории размерностей к расчету механического шума не дает однозначной его оценки.

Зубчатые передачи

Спектр шума занимает широкою полосу частот, особенно значителен он в диапазоне 2000-5000 Гц. На фоне сплошного спектра имеются дискретные составляющие, основными из которых являются частоты, обусловленные взаимным соударением зубьев, действием ошибок в зацеплении и их гармониками. Составляющие вибрации и шума от деформации зубьев под на грузкой имеют дискретный характер с основной частотой, равной частоте пересопряжения зубьев. Частота действия накопленной ошнбкн зубчатого колеса кратна частоте вращения. Однако имеются случаи, когда накопленная ошибка окружного шага не совпадает с частотой вращения; в этом случае будет существовать еще одна дискретная частота, равная частоте действия этой ошибки.

Для изготовления зубчатых колес в основном используются углеродистые и легированные стали. В тех же случаях, когда необходимо обеспечить менее шумную работу передачи, для зубчатых колес используются неметаллические материалы. Раньше с этой целью зубчатые колеса изготовлялись из дерева и кожи; в настоящее время их делают из текстолита, древопластиков, полиамидных пластмасс (в тom числе из капрона).

Зубчатые колеса, изготовленные из пластмасс, имеют ряд преимуществ по сравнению с металлическими износостойкость, бесшумность в работе, способность восстанавливать форму после деформации (при невысоких нагрузках), более простую технологию изготовления и г п. Наряду с этим они имеют существенные недостатки, ограничивающие область их применения относительно малую прочность зубьев, низкую теплопроводность, большой коэффициент линейного термического расширения. Наибольшее применение для изготовления зубчатых колес нашли термореактивные пластмассы на основе фенолформальдегидной смолы. Прочные изделия из них получаются путем введения в состав материала органического наполнителя. В качестве наполнителя применяют хлопчатобумажную ткань в количестве 40-50% к массе готовой пластмассы или древесину в количестве 75-80%, а также стеклоткань, асбест, волокна.

Зубчатые колеса из полиамидных материалов не могут долго работать при температуре выше 100 °С и ниже 0 °С, так как они теряют механическую прочность. С целью увеличения механической прочности зубчатые колеса из пластмасс усиливаются посредством введения специальных деталей, изготовленных из металла, стеклопластика или другого материала с прочностью выше, чем прочность пластмассы. Из листа 0,1-0,5 мм изготовляют армирующую деталь, воспроизводящую форму зубчатого колеса, но значительно меньшею по наружным размерам. Деталь снабжается отверстиями и пазами для прохождения пластмассы и устанавливается в форму так, чтобы она полностью покрывалась пластмассой. В зависимости от толщины колеса вводят одну или несколько таких деталей. Подобным образом можно армировать не только прямозубые, но и глобоидальные колеса, а также червяки и кулачки.

Сравнительные испытания зубчатых передач с колесами из пластмасс и со стальными колесами, проведенные ЦНИИТМАШ, подтвердили эффективность применения пластмасс для снижения шума. Так, уровень звукового давления пар сталь - капрон снизился по сравнению с уровнем звукового давления стальных зубчатых пар на 18 дБ. Повышение нагрузки пластмассовых зубчатых передач вызывает меньшее увеличение шума, чем у стальных. Сравнительная оценка шума зубчатых пар сталь - капрон и капрон - капрон на всех режимах работ показывает, что для снижения шума передач практически достаточно заменить одно зубчатое колесо пластмассовым.

К низкочастотным возбуждениям систем приводят также местные накопленные и единичные ошибки на профиле зуба, расположение которых по обороту колеса носит случайный характер. Дефекты работы червячной передачи зуборезного станка (неточность шага червячного колеса, биение червяка) вызывает образование на поверхности зубьев возвышений или переходных площадок (волн). Расстояние по окружности между линиями неровностей соответствует шагу зубьев делительного колеса станка, в связи с чем частота колебаний этого вида зависит от - числа зубьев делительного колеса зуборезного станка. Интенсивный шум в области высоких частот обусловливается наличием отклонений от эвольвенты, размеров, формы и шага зубьев. В этих случаях направления действия сил, приложенных к зубьям; могут отличаться от направления теоретического действия сил в идеальном зацеплении. Это приводит к возникновению других форм колебаний. крутильных, поперечных с частотами, отличными от рассмотренных.

Кроме рассмотренных ошибок накопления, носящих циклический характер, имеют место так называемые ошибки обката. Одним из способов уменьшения вибрации и шума зубчатых колес является повышение точности их изготовления. Точность изготовления обеспечивается правильным выбором технологического процесса нарезания и доводочной обработкой венца (шевингованием, притиркой, тонким шлифованием и полированием).

В результате применения этих операций величина циклически действующих ошибок уменьшается, и тем самым значительно снижается шумообразование (на 5-10 дБ). Длительная притирка зубьев не рекомендуется, так как она приводит к недопустимому искажению их профиля. Исключение и снижение циклических ошибок в элементах зацепления зубчатых колес достигаются повышением точности изготовления профиля зубьев и точности основного шага. Ошибка основного шага должна быть меньше деформации под нагрузкой или температурной деформации и поэтому не приведет к заметной дополнительной динамической нагрузке. Снизить вредное влияние циклических ошибок в отдельных случаях можно также слесарной доводкой мест контакта во время испытаний и увеличением подачи масла. Уровень шума снизится, если изготовлять зубья колес максимально упругими за счет высокой коррекции или модифицировать их по высоте профиля. Существенным фактором повышения качества зубчатых колес является увеличение точной и кинематической цепи обкатки и цепи подача зубофрезерных станков, а также обеспечение постоянства температуры в процессе зубообработки.

Величина этих импульсов и интервалы между ними могут быть переменными. При постоянной частоте вращения увеличение передаваемого момента вдвое приводит к удвоению линейных деформаций и амплитуды колебаний. Излучаемая звуковая мощность пропорциональна квадрату нагрузки. Поэтому шум и вибрация зависят от нагрузки примерно так же, как от частоты вращения. Снижение шума передачи может быть достигнуто уменьшением частоты вращения зубчатых колес. Например, за счет применения двухступенчатых редукторов, уменьшения модуля, изменения числа.

На увеличение уровня шума зубчатых передач существенное влияние оказывают также монтажные и эксплуатационные дефекты. К монтажным дефектам относят повышенные зазоры в подшипниках, перекос осей, невыдержка межцентровых расстояний спариваемых зубчатых колес, неточное центрирование их, биение соединительных муфт к эксплуатационным факторам, влияющим на шум зубчатых колес относят изменение передаваемого крутящего момента (в частности, его колебания), износ и режимы смазывания и количество смазочного материала. Изменение передаваемого крутящего момента порождает ударный характер взаимодействия зубьев в зацеплении.

Отсутствие или недостаточное количество смазочных материалов металлических зубчатых колес приводит к повышению трения и, как следствие к увеличению уровней звукового давления на 10-15 дБ. Снижение интенсивности низкочастотных составляющих шума достигается повышением качества сборки и динамической балансировкой вращающихся деталей, а также введением упругих муфт между редуктором и двигателем, редуктором и исполнительным механизмом. Введение упругих элементов в систему снижает динамические нагрузки на зубья зубчатых колес. Расположение зубчатых колес возле опор на двухопорных валах по возможности на неподвижной посадке без зазоров в опорах также приводит к снижению шума.

Кулачковые механизмы

Шум и вибрация от кулачковых механизмов являются доминирующими при работе машин полиграфической, текстильной и пищевой промышленности. Возникновение шума от кулачковых механизмов связано с наличием переменных сил в зоне контакта пары кулачок - ролик, которые вызывают колебания деталей, приводящие к излучению. Возмущающие силы в кулачковых механизмах делятся на силы, вызванные технологическими нагрузками, силы трения инерционные и ударные силы, определяемые кинематикой закона периодического движения (ЗПД) кулачка, динамические силы, вызванные неточностью изготовления профиля или деталей кулачкового механизма.

Причины, которые определяются применяемым ЗЛД, являются детерминированными. Для уменьшения колебаний и шума кулачковых механизмов следует применять синусоидальные, параболические и полиномиальные ЗПД Законы постоянного и равноубывающие ускорений, косинусоидальные и трапецеидальные приводят к возникновению более широкополосных колебаний.

Технология изготовления профиля кулачковых механизмов также влияет на их виброакустические характеристики. Колебания, возникающие из-за неровностей профиля кулачка, зависят от технологических режимов обработки, материала ролика и режимов работы механизмов. Наиболее эффективными способами снижения колебаний кулачковых механизмов являются оптимальный режим механической обработки профилей кулачков и введение дополнительных операций, улучшающих качество их поверхности (например, выглаживание); применение материалов для изготовления роликов и кулачков, обладающих демпфирующими свойствами, применение в кулачковых механизмах подшипников качения в качестве роликов, надлежащее проектирование профиля кулачка с целью уменьшения неравномерности движения и ударов.

При статической неуравновешенности ось вращения ротора и его главная центральная ось инерции параллельны. Приведение всех неуравновешенных сил от дисбалансов к центру массы ротора дает только главный вектор дисбалансов. Причинами статической неуравновешенности ротора, кроме дисбалансов, вызванных разностью масс конструктивных элементов, находящихся на противоположных сторонах ротора, могут быть неспособность поверхности ротора с поверхностями шеек кривизна вала ротора и др.

Моментная неуравновешенность ротора возникает, когда ось ротора и его главная центральная ось инерции пересекаются в центре масс ротора. При этом приведение всех неуравновешенных сил к центру массы вращающегося ротора дает только главный момент. Когда ось ротора и его главная центральная ось инерции пересекаются не в центре масс или перекрещиваются, возникает динамическая неуравновешенность ротора. Она состоит из статической и моментной неуравновешенности и полностью определяется главным вектором и главным моментом дисбалансов. Типичный случай динамической неуравновешенности имеет место, когда на отбалансированный ротор насаживают подшипники качения с разностенными втутренними обоймами.

Для гибкого ротора рассмотренные выше понятия сохраняются, однако здесь, помимо сил от дисбалансов, появляются силы возникающие вследствие прогиба ротора. Вибрация, вызываемая неуравновешенностью ротора, имеет частоту, равную частоте вращения ротора. Вибрацию с частотой вращения ротора могут вызывать, кроме дисбалансов, силы, возникающие в опорах из-за несоосности соединяемых роторов машин и приводного электродвигателя как следствие неправильной центровки. При этом возможны два положения угловое смещение соединяемых валов и параллельное смещение валов. В первом случае преобладает осевая вибрация, во втором - поперечная.

Однако даже при идеальной центровке валов в муфте неравномерной нагрузки на пальцы возникают силы, также вызывающие вибрацию на частоте. Неравномерность нагрузки на пальцы вызвана неточностями в шагах и форме втулок и пальцев муфты. В результате на каждую из полумуфт действует радиальная неуравновешенная сила, «вращающаяся вместе с муфтой». В предельном случае вращающийся момент передается одним пальцем. При этом действующая на вал неуравновешенная сила достигает наибольшей величины. Окружная сила, действующая на палец, приводится к радиальной силе и к моменту относительно оси муфты. Противоположно направленная радиальная сила приложена ко второй полумуфте. Эти силы вращаются вместе с муфтой и изгибают в противоположные стороны концы валов, которые в любой осевой неподвижной плоскости вызывают противофазную вибрацию с частотой вращения. Так как окружная сила пропорциональна передаваемому вращающемуся моменту, то амплитуда вибрации пропорциональна передаваемой мощности.

Исследования зубчатых муфт, изготовленных в соответствии с допусками по ГОСТу, показали, что окружная сила в муфте передается зубьями, в результате чего неуравновешенная сила достигает значения (0,1-^ -г-0,3) F, где F - окружная сила, отнесенная к начальной окружности зубьев. Примерно то же самое имеет место в упругих пальцевых муфтах.

Кроме рассмотренных сил несовпадение осей валов вызывают силы трения в упругих элементах муфт, которые создают периодически изменяющийся с частотой момент, изгибающий валы в плоскости перекоса и смещения их осей и вызывающий вибрацию подшипников, а также периодически изменяющиеся изгибные напряжения в валах. На вибрацию с частотой накладывается высокочастотная вибрация из-за неравномерной работы пальцев.

Методы снижения вибрации и шума

Методы снижения шума и вибрации от неуравновешенности вращающихся масс, а также возникающих в соединениях валов, рассмотрены ниже в применении к насосным агрегатам (насосам), для которых они очень важны. Большая часть сказанного относится и к другим машинам.

Необходимым условием обеспечения требуемых уровней вибрации на частоте вращения является правильная центровка валов. При соединении полумуфт насосных агрегатов должны соблюдаться требования ОСТ 26-1347-77 «Насосы Общие технические условия». При центровке насосного агрегата по полумуфтам величины взаимного перекоса и параллельного смещения осей валов и двигателя должны быть ограничены.

Для устранения неуравновешенности ротора насоса необходимо проводить балансировку ротора, а также его составных частей на специальных балансировочных станках. Если после проведения балансировки виброактивность центробежного насоса (ЦН) на частоте вращения не удовлетворяет предъявленным требованиям, можно провести балансировку ЦН при работе на эксплуатационном режиме. Балансировка ротора ЦН включает следующие операции; поэлементную балансировку составных элементов ротора (рабочих колес, полумуфт и т п), динамическую балансировку ротора в сборе, балансировку ЦН на месте (при необходимости).

Балансировку рабочего колеса и других элементов ЦН осуществляют в соответствии с требованиями, указанными в рабочих чертежах и в балансировочной карте. Должны быть приняты все конструктивные и технологические меры, чтобы все посадочные места выполнялись с одной установки, не нарушалась осевая симметрия, отсутствовала деформация оправки, осуществлялась плотность пригонки балансируемой детали с оправкой. Балансировку ротора ЦН в сборе желательно выполнять в собственных подшипниках. Особое внимание следует обратить на выбор типа посадки узлов на вал насоса, отсутствие биения посадочных мест и соблюдение концентричности всех деталей ротора.

Необходимо фиксировать при балансировке взаимное положение составных элементов ротора, строго сохраняя его при последующих переборках насоса. Балансировку на месте рекомендуется производить на внброизолированном агрегате, при этом нужно разделять роторы, принадлежащие приводному электродвигателю и насосу. Поэтому операцию балансировки на месте при необходимости следует проводить на каждом насосе. В качестве плоскостей коррекции в этом случае рекомендуется использовать балансировочный узел приводного электродвигателя и специальный балансировочный узел на валу насоса, к которому, по возможности, должен быть доступ при работе насоса.

Подшипники

Интенсивным источником механической вибрации и шума у многих машин являются подшипники качения. Внутренние силы, вызывающие вибрацию подшипников качения, обусловлены допусковыми отклонениями элементов подшипника и монтажных размеров, зависящими от точности, принятой при изготовлении деталей.

Силы возникают от разностенности колец подшипников, овальности и разноразмерности тел качения, волнистости на дорожках качения, радиального и осевого зазоров между телами качения и кольцами, а также зазора в гнездах сепаратора. Однако даже идеально изготовленный подшипник качения подвержен источником колебаний из-за упругих деформаций деталей, проскальзывания тел качения в местах контакта с кольцами, завихрений воздуха, увлекаемого системой качения.

Колебания подшипников качения проявляются в широкой области от десятков до десятков тысяч Гц, наиболее энергоемкие колебания сосредоточены в области, начиная от частоты вращения вала до 3000 Гц. Следует отметить, что изготовленный с высокой точностью подшипник может стать источником интенсивной вибрации и шума, если подшипник будет неправильно установлен. Другой фактор, влияющий на уровень шума от подшипника, - качество его смазывания. Подшипники скольжения значительно менее виброактивны, чем подшипники качения, особенно на высоких частотах.

Основная причина шума, создаваемого подшипниками скольжения, -силы трения между поверхностями подшипника и шейки вала, возникающие в результате неравномерного и неправильного смазывания подшипников. В неправильно смазанных подшипниках возникает контакт поверхностей вала и подшипника и появляется «скрип» в результате скачкообразного движения шейки вала и поверхности опоры. Эти колебания происходят на субгармониках частоты вращения.

Другой источник вибрации и шума в радиальных подшипника» скольжения - процесс, называемый вихревым смазыванием, который возникает в горизонтальных или вертикальных подшипниках с самосмазывающими системами или с принудительными системами смазывания под давлением при незначительных нагрузках. Наличие «вихревого смазывания» определяют по возникновению вибрации с частотой, приблизительно равной половине частоты вращения вала. Эта вибрация является прецессией вала в подшипнике под влиянием смазочного материала. Пленка смазочного материала, непосредственно соприкасающегося с валом в граничном слое, вращается со скоростью вала, а пленка, находящаяся на неподвижной поверхности подшипника, неподвижна.

Средняя частота вращения смазочного материала, примерно равная половине частоты вращения вала, является частотой его прецессии в зазоре подшипника. Совместное действие этой вибрации с вибрацией частоты вращения ротора создаст так называемые резонансные биения.

Проблема снижения шума от подшипников включает три самостоятельные задачи применение подшипников качения с улучшенными шумовыми характеристиками, вибродемпфирование и виброизоляции колебаний передаваемых на корпус машины; создание наиболее благоприятных условий работы подшипников в машине.

Для снижения шума лучше всего применять однорядные радиальные шариковые подшипники; подшипники других типов создают более высокий уровень шума и вибрации. Так, уровень вибрации роликовых подшипников выше, чем у шариковых, на 5 дБ и более. Такую же величину составляет превышение уровней вибрации подшипников тяжелой серии по сравнению с подшипниками средней серии.

Шум и вибрация подшипников качения определяются степенью отклонения элементов подшипников от идеальных геометрических форм, величиной радиального зазора между кольцами и телами качения. Это обстоятельство важно при выборе класса точности подшипников и ряда радиального зазора. Грязь и прочие инородные тела в подшипнике и в смазочном материале могут вдавливаться в дорожку качения и привести к увеличению шума.

Правильный выбор посадок должен обеспечивать фиксацию внутреннего и наружного колец от проворачивания и сохранения необходимых радиальных зазоров. Установлено, что устранение внутренних зазоров в шарикоподшипниках при помощи пружинного осевого натяга в ряде случаев приводит к улучшению виброакустических характеристик машин. При выборе типа смазочного материала для малошумных машин целесообразно ие применять слишком густой смазочный материал, так как он плохо демпфирует вибрацию тел качения, заполнять масляную камеру на 50%.

Кроме того, следует учитывать, что конструкция подшипника должна позволять заменять смазочный материал с тщательной промывкой следов старого отработанного смазочного материала, смазочный материал должен обеспечивать стабильность своих свойств при консервации и хранении машины до ввода ее в эксплуатацию. Малошумные машины требуют осторожного обращения при транспортировке и хранении, во избежание бринелирования дорожек качения подшипников качения и, как следствие, ухудшения виброакустических характеристик.

Радикальным средством снижения шума и вибрации подшипников является переход на подшипники скольжения, имеющие уровни шума на 15-20 дБ ниже, чем у подшипников качения, особенно в области высоких частот. Однако для ряда машин (например, центробежных насосов) использование подшипников скольжения затруднительно по конструктивным и эксплуатационным соображениям.

Кузнечно-прессовое оборудование

Большинство видов кузнечно-нрессового оборудования относится к машинам ударного действия, при работе которых возникает импульсный шум, причем его уровень на рабочих местах, как правило, превышает допустимый.

В зависимости от принципа действия, назначения и вида основных источников образования шума кузнечно-прессовое оборудование можно разделить на следующие группы: прессы механические, прессы гидравлические, автоматы кузнечно-прессовые, молоты; прочие (ковочные, гибочные и правильные машины, ножницы и др.).

Основным источником шума, излучаемого механическим прессом, являются колебания его станины и маховика в результате ударов во всех подвижных сочленениях пресса, возникающих в момент включения и в начале движения кривошипно-шатунного или эксцентриковою механизма, когда происходит выборка люфтов в сочленениях шатуна с шейкой рабочего вала и ползуном, а также в подшиниках рабочего вала. Процесс взаимодействия штампа с заготовкой также носит ударный характер. При штамповке уровни звука прессов заметно возрастают - на 4-10 дБ.

Шум включения пресса отсутствует при автоматическом режиме его работы. При этом уровни шума остаются такими же, как и в режиме разового пуска. Возрастание фонового уровня шума в помещении при переводе прессов в автоматический режим работы может быть в значительной мере устранено акустической обработкой ограждающих поверхностей помещения. Другой путь уменьшения шума включения пресса - обеспечение плавности процессов включения. Его можно реализовать, заменив механические (кулачковые) муфты прессов фрикционными, пневматическими. Такая замена позволяет снизить шум включения в ближнем поте муфты на 15 дБ, а на рабочем месте штамповщика на 8-11 дБ.

Шум штамповки можно уменьшить тем же методом - увеличением плавности процесса за счет установки на прессах скошенных штампов вместо прямых. Это делается обычно для уменьшения требуемого усилия вырубки какой-либо детали и позволяет повысить срок службы штампа. При скошенном штампе (величина скоса штампа равна толщине заготовки) уровень звука на рабочем месте штамповщика уменьшается на 14 дБ.

Применение скошенных штампов наиболее рационально при вырубке деталей большого периметра, когда требуются значительные усилия. Прессы необходимо поддерживать в хорошем техническом состоянии. Чем больше пресс изношен, тем больше люфты во всех звеньях его кинематической цепи и тем больше шум выборки этих люфтов как при включении пресса, так и при штамповке. Шум однотипных прессов, находящихся в разном техническом состоянии, может отличаться на 6-8 дБ.

Для снижения шума выхлопа отработанного сжатого воздуха на прессах, имеющих пневматическую муфту включения и тормоза, не могут использоваться обычные глушители шума пневмосистем, содержащие пористый звукопоглощающий материал. Это связано с тем, что при засорении пористых материалов возрастает противодавление в системе, которое может привести к несчастным случаям из-за сдваивания ходов пресса.

Для снижения шума при работе фрикционной муфты сцепления и тормоза прессов усилием до 10 МН на Горьковском автозаводе разработан и широко применяется специальный глушитель. Для создания безопасных условий труда и повышения его производительности на легких прессах широко используется съем мелких отштампованных деталей струей сжатого воздуха при помощи пневматических сопел, работающих постоянно или включаемых синхронно с ходом ползуна пресса. Для снижения уровня интенсивного высокочастотного шума, возникающего при работе систем пневмосдува, разработаны специальные глушители. Для съема мелких деталей, штампованных из листовой стали, целесообразно использовать вместо сдува вакуумные присосы. При наличии транспортирующих устройств следует стремиться к сокращению пути свободного перемещения деталей, заменять металлические склизы пластмассовыми или облицовывать их вибродемпфирующими покрытиями, крепить склизы к стойкам, не связанным со станиной пресса.

Замена штамповки прессованием значительно снижает шум, так как этот процесс является безударным. Уровни звука на рабочих местах большинства гидравлических прессов не превышают 90-96 дБ [для механических прессов они составляют 100-110 дБ ]. Особенно шумными являются гидравлические прессы для листовой штамповки простого и двойного действия усилием до 31,5 МН, уровни звука на рабочих местах которых достигают 106 дБ. Большинство мероприятий по снижению шума гидравлических прессов связано со вспомогательным оборудованием и операциями - гидросистемой, подачей и удалением деталей. Насос гидросистемы следует устанавливать в изолированной камере или закрывать звукоизолирующим кожухом, трубопроводы - покрыть вибропоглощающими материалами или звукоизолировать. Прессовое оборудование широко применяется для холодной высадки мелких деталей, которая является высокопроизводительным и прогрессивным процессом. Однако уровни звука около прессов (автоматов) холодной высадки очень высоки [до 97-108 дБ ], и нередко даже небольшая группа такого оборудования создает неблагоприятную шумовую обстановку не только в том цехе или на участке, где они расположены, но и в смежных помещениях.

Снижение шума кузнечно-прессовых автоматов в источнике связано со значительными трудностями, однако в настоящее время уже разработаны конструкции малошумных автоматов. Так применение оригинальной кинематической схемы гвоздильного автомата позволило создать станок, уровень звука на рабочем месте которого составляет 80 дБ. Шум гвоздильного автомата слагается из шумов от нескольких независимых источников, которыми являются механизмы высадки, зажима, резаострения и подачи. Особенностью работы механизмов гвоздильного автомата является ударный характер взаимодействия между звеньями в сочленениях и инструмента с заготовкой. Изменение временных характеристик соударений звеньев приводит к изменению уровней создаваемого шума, причем уменьшение скорости соударений звеньев и увеличение времени между ударами приводит к снижению уровня шума. Это лежит в основе малошумных конструкций каждого из механизмов гвоздильного автомата.

Уменьшение радиуса кривошипа механизма высадки позволяет снизить скорость соударения инструмента с заготовкой в 2,5-3 раза, что приводит к снижению уровней звукового давления на 7-9 дБ в частотном диапазоне, где имеется наибольшее превышение над допустимыми уровнями. Уменьшение числа сочленений и зазоров в них позволяет снизить шум кривошипио-рычажного механизма подачи. Основными источниками шумообразования в механизмах зажима и резаострения являются зубчатые передачи. Снижение сил соударний в них в принципе возможно за счет повышения точности изготовления колес. Однако переход к необходимой 7-й степени точности зубчатых передач гвоздильных автоматов неприемлем по технологическим соображениям, поэтому единственно реальным путем снижения шума данных механизмов является исключение зубчатых передач из кинематической схемы гвоздильного автомата.

В условиях действующего производства для снижения шума на участках холодной высадки могут быть применены звукоизолирующие кожухи, сконструированные с учетом обеспечения удобства обслуживания и ремонта станков и частично открытые со стороны подачи проволоки. При планировке производственных помещений участки холодной высадки целесообразно отделить от остального цеха и вспомогательных участков звукоизолирующей перегородкой, а прессы разместить группами по 4-6 шт. в отдельных отсеках, образованных экранами высотой около 3 м со звукопоглощающей облицовкой.

Потолок и стены помещения также надо облицевать звукопоглощающими конструкциями. Радикальный путь защиты от шума рабочих метизного производства - повышение степени автоматизации производственных процессов, при которой управление станками и контроль их работы осуществляются дистанционно, а операторы большую часть рабочего времени находятся в звукоизолированных постах наблюдения.

Основным источником особо интенсивного импульсного шума в кузнечно-прессовом производстве являются паровоздушные и пневматические молоты. Шум излучается в момент соударения бойка бабы молота (штампа) с заготовкой. По данным работы различные молоты равной мощности, штампующие изделия одной и той же номенклатуры, имеют близкие частотные характеристики импульсного шума. С увеличением массы падающих частей молота максимум в спектре уровней звукового давления перемещается в сторону низких частот. Уровни звука на рабочих местах у тяжелых ковочных и штамповочных молотов при этом достигают 110-120 дБ.

Для снижения шума в кузнечных цехах целесообразно, если это допустимо технологически, заменять молоты горячештамповочными прессами. Хотя последние также являются источником интенсивного шума, но шум пресса на 9-10 дБ ниже по всему спектру частот, чем молота примерно равной мощности. Шум, сопутствующий работе прессов, оказывает меньшее действие на физиологические функции организма чем шум работающих молотов, и поэтому является менее опасным для человека.

Для снижения шума выхлопа отработанного перегретого пара при работе паровоздушных молотов с массой падающих частей до 2000 кг может быть использован глушитель камерного типа. Он представляет собой стальной цилиндр, внутри которого установлены три поперечные перегородки с трубками диаметром 42 мм и длиной 250 мм. Данная конструкция может быть использована и на молотах большей производительности, для чего необходимо увеличить габариты глушителя, находящиеся в прямой зависимости от объема рабочих цилиндров, и диаметры выхлопного отверстия молота. Такие глушители имеют достаточно большие размеры, поэтому их целесообразно устанавливать за пределами цеха, подводя к ним выхлопные трубы.

Одним из существенных отрицательных факторов использования молотов является возбуждение интенсивных ударных нагрузок которые через основание молота передаются на конструкции здания, где он установлен (а в ряде случаев - и соседних зданий), создавая в них повышенные уровни шума. Для их снижения необходимо обеспечить виброизоляцию молотов. Рекомендуемые способы виброизоляции фундаментов тяжелых молотов приведены в работе. При работе горизонтально-ковочных машин возникает широкополосный шум с максимумом в диапазоне низких и средних частот При уменьшении диаметра штампа максимум в спектре сдвигается в сторону более высоких частот. Основные источники шумообразования - периодические удары при смыкании штампов и выхлоп сжатого воздуха. Средства защиты от шума аналогичны применяемым для механических прессов. Пресс-ножницы, обжимные машины и обрезные прессы не имеют соударяющихся элементов и поэтому в отличие от большинства видов кузнечно-прессового оборудования не являются источниками импульс.

Металло и деревообрабатывающие станки

Металлорежущие станки

В зависимости от типа металлорежущего оборудования, мощности его приводов, интенсивности и стабильности процесса резания уровни звука, создаваемые на расстоянии 1 м от ограждающих поверхностей, составляют 60-110 дБ. При типовых условиях эксплуатации станков верхний предел этого диапазона 90 дБ. Спектр шума станков обычно имеет максимум, расположенный в диапазоне частот 500-2000 Гц (чаще всего в полосе частот 1000 Гц). Большинство металлорежущих станков при надлежащем качестве изготовления имеют шумовые характеристики, удовлетворяющие санитарным нормам без применения дополнительных мер по снижению шума.

Основные источники шума металлорежущих станков можно разделить на пять групп: 1) зубчатые передачи, входящие в приводы главного и вспомогательного движений, сюда относятся сменные колеса и закрытые коробки передач, 2) гидравлические агрегаты; 3) электродвигатели, 4) направляющие трубы токарных автоматов, 5) процесс резания. Кроме того, источниками шума являются подшипники, ременные передачи, кулачковые механизмы, дисковые муфты, но они обычно не влияют на общий уровень шума станка.

Шум станков снижают в источнике возникновения уменьшением передачи колебательной энергии от источника к излучателям шума (обычно это наружные стенки станка), демпфированием излучателей и строительно-акустическими мероприятиями. Насосы и двигатели должны монтироваться на виброизоляторах с применением мер для устранения передачи вибрации к масляным резервуарам, которые, имея большую поверхность, интенсивно излучают шум. Для присоединения трубопроводов гидроагрегатов следует применять виброизолирующие зажимы. Для уменьшения на общий уровень шума влияния отдельные агрегаты, устанавливаемые на станок виброизолируются от упругой системы станка, если нет особых требований к точности я жесткости монтажа. Это же относится и к электрошкафам, устанавливаемым на станке, которые сами не являются источниками колебаний, но, имея большую площадь поверхности, интенсивно излучают шум.

Виброизоляцией двигателей можно снизить уровень звука станка на 6 дБ и более. В цехах и на участках токарных автоматов, отличающихся высокой производительностью и надежностью, шум при их работе несколько превышает допустимый. Его основным источником являются удары обрабатываемого прутка по стенкам направляющих труб.

В настоящее время разработано большое число конструкций малошумных направляющих труб, которые при правильной эксплуатации и своевременной регулировке обеспечивают уровни шума в пределах, допустимых нормами. Широкое распространение получила направляющая труба. Новочеркасского станкостроительного завода, представляющая собой металлическую трубу, внутри которой помещена пружина переменного диаметра. В отличие от других подобных конструкций наибольший диаметр пружин в свободном состоянии больше внутреннего диаметра трубы.

Перед сборкой пружина скручивается, вставляется в трубу и отпускается. Наличие пружины исключает непосредственные удары обрабатываемого прутка о металлическую трубу. Снижение уровня звука такой трубы по сравнению с обычной составляет более 20 дБ. При износе пружины и ее неправильной регулировке этот эффект может значительно уменьшится. К недостаткам этой конструкции относятся трудности замены пружины при ее износе и невозможность обработки многогранных прутков, у которых при вращении сбиваются грани.

Снижение шума [до 12 дБ ] в других конструкциях направляющих труб достигается устранением ударов прутка о металлическую трубу за счет применения виброизоляторов из резины или другого полимерного материала. При проектировании малошумных конструкций груб к автоматам продольного точения основное внимание уделяют звукоизоляции щели для флажка толкателя и виброизоляции внутренней трубы от наружной.

Предпочтительней выбирать трубы, не имеющие продольной щели, в которых пруток перемещается в осевом направлении поршнем под действием сжатого воздуха. Фирмой «Герман Трауб» (German Thraub), Германия предложены две прогрессивные и принципиально различные конструкции направляющих труб. Пруток перемещается между упругими роликами, расположенными по окружности и по длине прутка и с определенным усилием прижимающими его к центру направляющей системы. Упругость роликов и их подвеска компенсируют некруглость шестигранных и четырехгранных прутков и их непрямолинейность.

Для уменьшения вибраций, вызванных эксцентриситетом вращающихся прутков, ролики установлены через 90°, 1 в осевом направлении разнесены по длине, и только в месте перехода к шпинделю комплект роликов устанавливается максимально плотно Диаметр толкателя превышает диаметр прутка, и при проходе толкателя через ролики последние раскрываются. Направляющая толкателя изготовляется из вибродемпфирующей пластмассы. При такой системе подачи прутков снижается шум и обеспечивается автоматическая поперечная загрузка прутков. Однако сочетание требовании упругости роликов и центрирования прутка по оси шпинделя обеспечивается лишь в определенных пределах искривления прутков и при различии максимального и минимального диаметров используемых прут. Благодаря вращению прутка между ним и внутренней стенкой направляющей трубы создается масляный клин, исключающий контакт металлических поверхностей. Подобное устройство подачи прутка позволяет без шума и вибраций обрабатывать на токарных автоматах некруглые профили четырехгранные, прямоугольные и т. п.

К недостаткам этого устройства относят отсутствие точного центрирования прутка по оси шпинделя, необходимость согласовании диаметра трубы. Швейцарская фирма J1HC (LNS) изготовляет направляющую трубу сложной конструкции, в которой внешняя и внутренняя трубы разделяются пространством, заполненным маслом. Шум станка с таким устройством мало зависит от наличия прутка в трубе, и уровень звука снижается более чем на 30 дБ. При резании уровень звука возрастает на 2-3 дБ из-за увеличения нагрузки на приводы главного и вспомогательного движений и увеличения уровней колебаний упругой системы станка вследствие ее взаимодействия с рабочим процессом (процессом резания, процессом трения).

Уровни шума при резании определяются не только режимами резания, но и динамическими характеристиками упругой системы, в которую входят и обрабатываемая деталь и режущий инструмент. Особенно неприятен тональный шум, часто возникающий при обработке полых или тонкостенных деталей, при монтаже инструмента и при снятии тонкой стружки. Уровень тональной составляющей шума особенно велик, если частоты собственных колебаний режущего инструмента и обрабатываемой детали близки между собой. Этот уровень можно снизить повышением жесткости инструмента, демпфированием колебаний заготовки и инструмента. Демпфирование заготовки можно осуществить прижатием к тонким поверхностям заготовки пластин из резины или другого демпфирующего материала. Способ прижатия зависит от типа станка и формы обрабатываемой детали.

Демпфированием заготовки можно снизить шум в области высоких частот на 10 дБ. Демпфирование инструмента позволяет уменьшить уровень тональных составляющих шума на 20 дБ и более. Широкополосный шум снижается на 2-5 дБ в области низких частот и на 10-15 дБ в области высоких частот. Для сохранения размерной точности инструмента на опорные поверхности державки в демпфирующий слой вставляются проставки, поддерживающие постоянство положений державки под нагрузкой. Рассеяния колебательной энергии можно достичь за счет трения в стыках при плотном прижатии стальных пластин к поверхности державки. Конструкция демпферов для расточного инструмента аналогична описанной выше для резцов. На борштангу надевается втулка, внутренний диаметр которой больше диаметра борштанги. Соосность втулки и борштанги обеспечивается жесткими проставками. Остальное пространство между борштангой и втулкой заполняется демпфирующим материалом.

Подобные конструкции могут применяться и для других видов вращающегося инструмента. При монтаже инструмента это может привести к появлению интенсивных автоколебаний и тональному шуму на частотах 2000-4000 Гц. При установке пластины с натягом в направлении скорости резания подобные автоколебания ослабляются на 10-20 дБ или полностью устраняются. При работе на отрезных станках дисковыми пилами часто возникает значительный шум, особенно при резке легких металлов, где скорость резания доходит до 70 м/с. При этом в результате колебаний дисковых пил уровень звука достигает 115 дБ.

Составные пилы возбуждают меньший шум благодаря внутреннему демпфированию. Шум цельных пил снижают с помощью внешних демпферов. При использовании масляных демпферов с вязкоупругим зажимом диска пилы в качестве демпфирующей среды используют охлаждающее масло, подаваемое в специальные карманы, сделанные в сегментах, расположенных с зазором 0,2 мм у плоскости диска. Установка демпфирующих колец на диск пилы - эффективное средство снижения шума.

Кольцевой демпфер состоит из двух колец, изготовленных из комбинированного материала (стальной лист - пластмасса - стальной лист). Демпфирующие кольца устанавливают на заклепках с обеих сторон полотна дисковой пилы. При этом рассеяние энергии происходит и в самих демпфирующих кольцах при изгибных колебаниях пил и в стыке колец с полотном дисковой пилы. Возможны модификации, в которых вместо насаживаемых колец полотно пилы делается многослойным. С помощью таких методов удается снизить уровень звука в процессе отрезки на 8-10 дБ.

Снижение шума достигается также уменьшением частоты вращения во время обратного хода после реза дисковой пилы. Предварительной рихтовкой полотна дисковой пилы и повышением точности ее установки можно добиться снижения уровня звука еще на 6 дБ. Применением кожухов, закрывающих полотно пилы, можно добиться дополнительного снижения уровня звука на 6-10 дБ.

Все описанные выше методы не могут полностью устранить шум, связанный с резанием металла, что обусловлено физикой самого процесса резания сколом элементов стружки, трением стружки и поверхности резания о поверхность инструмента, наличием на обрабатываемой детали движущегося высокоградиентного поля напряжений и т. п. В связи с этим самым эффективным методом снижения шума резания. На возникновение тонального шума при монтаже режущего инструмента и при снятии тонкой стружки большое влияние оказывает механизм крепления твердосплавных пластинок к державке.

Обычно при механическом крепленый пластинка неплотно прижимается в направлении скорости резания прижим в процессе обработки осуществляется является оснащение станка подвижными кожухами, герметично закрывающими зону резания. Обычные кожухи, сделанные из листового железа, предназначены только для защиты оператора от попадания эмульсии и стружки. Удары стружки об эти кожухи и вибрации, передаваемые на них от приводов, создают дополнительный шум. Звукоизолирующий кожух для станков состоит из двух слоев листового железа, между которыми находится демпфирующий материал. Подвижная часть кожуха должна герметично закрывать зону резания, места контакта с неподвижной частью должны быть по возможности уплотнены вибропоглощающим материалом. При таких кожухах шум в процессе резания мало отличается от шума при холостом ходе станка.

Кожухи и ограждения на станке, предназначенные для устранения случайного контакта человека с подвижными механизмами, выполняют из тонкого листового железа и жестко прикрепляют к упругой системе станка. При большой площади поверхности они часто способствуют увеличению шума. Такие ограждения при закреплении необходимо виброизолировать от упругой системы станка. Детали крепления (винты, болты) нужно виброизолировать от устанавливаемого ограждения. Если требования к жесткости и точности крепления не позволяют применять виброизоляцию, можно использовать звукоизолирующие панели, прикрепляемые с помощью виброизоляторов к наружным поверхностям интенсивных источников шума, например к шпиндельной бабке.

Применение таких панелей позволяет снизить уровень звука, излучаемого закрываемыми поверхностями, на 10 дБ и более. Ограждения и кожухи необходимо по возможности выполнять герметичными, стенки должны быть многослойными или иметь демпфирующее покрытие.

Деревообрабатывающие станки

Наибольшие уровни шума создаются при работе круглопильных и строгальных станков (рейсмусовых, фуговальных, четырехсторонних строгальных). Источниками шума рейсмусовых и фуговальных станков являются вихревые процессы в зоне максимального сближения кромок ножей с кромками прижимных губок или с кромками стола, механический шум привода и вибрации обрабатываемого материала. Применение валов со спиральными ножами - лучший способ снижения шума строгальных станков.

Причиной возникновения шума при строгании прямыми ножами являются интенсивные колебания обрабатываемой заготовки и несущих систем станка при ударе ножа по всей длине линии соприкосновения с обрабатываемой заготовкой. При строгании спиральным ножом работает только одна точка на его кромке, усилие резания направлено под углом к волокнам древесины. При работе со спиральными ножами, имеющими угол подъема винтовой линии 72°, уровни звука снижаются на 10-12 дБ по сравнению с использованием прямых ножей.

Однако применение таких ножей затруднено сложностью их изготовления, установки и переточки. При использовании прямых ножей следует предусматривать меры по снижению шума. Дешевым и практичным способом снижения аэродинамической составляющей шума ножевого вала строгальных станков является закладка пазов вала твердым звукопоглощающим материалом, например Tecsound. За счет перфорирования губок стола наклонной щелевой перфорацией можно уменьшить уровень звука фуговальных станков на холостом ходу на 10-15 дБ.

Щелевой перфорацией на переднем и заднем прижимах рейсмусовых станков можно добиться снижения аэродинамической составляющей их шума. Уменьшением частоты вращения рабочего органа деревообрабатывающих станков можно добиться значительного снижения шума, однако это приводит к снижению их производительности. Уменьшению шума строгальных станков способствует балансировка ножевых валов при смене ножей.

При работе круглопильных станков шум возникает в результате завихрений и пульсаций воздуха в области зубчатого венца пилы, колебаний самого пильного диска, колебаний обрабатываемой древесины. Дополнительными источниками шума являются привод станка, подшипники вала и система пневмоотсоса опилок. Как и у отрезных металлообрабатывающих станков, основной метод снижения шума круглопильных станков - демпфирование пильного диска, его балансировка, уменьшение люфтов и биений. Для всех моделей деревообрабатывающих станков широко используют кожухи, звукоизолирующие и экранирующие шум.

Конструкции кожухов, разработанные Уральским лесотехническим институтом и предназначенные для использования на самых разнообразных деревообрабатывающих станках (круглопильных, четырехсторонних строгальных, рейсмусовых), хорошо зарекомендовали себя в промышленности. Они позволяют снизить шум холостого хода станков и шум резания на 10 дБ, просты в изготовлении, не мешают обслуживанию станка.

Вибрационные машины

Характеристика шума вибрационных и виброударных машин

Шум вибрационных машин, применяемых в строительстве и в промышленности для обработки или транспортировки различных материалов, имеет в основном механическое происхождение и является следствием изгибных или поршневых колебаний поверхностей установки.

Непосредственным источником возникновения вибрации и шума, спектр которых охватывает широкий диапазон частот, являются соударения в приводе машины, а также отдельных ее частей. Ударные процессы возникают при работе практически всех типов машин с механическим приводом. В частности, у некоторых виброплощадок для уплотнения бетонных смесей наиболее интенсивные удары возникают при неудовлетворительном закреплении формы электромагнитами площадки. Однако и при жестком соединении между собой этих частей установки остаются такие источники вибрации и шума, как подшипник качения цебалансных вибраторов, зубчатые передачи, шарнирные сочленения отдельных узлов.

В подшипниках происходят соударения тел качения о кольца и сепаратор, в зубчатых передачах - удары зубьев, в пневматических вибровозбудителях - при перекатывании бегунка по корпусу вибратора. Аналогичные явления наблюдаются в электромагнитных питателях, где основным источником широкополосного шума являются соударения в упругой системе. В низкочастотных ударных установках для формования железобетонных изделий типа "шок-стол" и других машинах подобного типа, например выбивных инерционных решетках, периодические удары между отдельными частями являются источником интенсивного механического шума.

Интенсивность шума вибрационных и ударных установок зависит от конструкции подвижной рамы и формы. Подвижная рама состоит обычно из элементов тонкостенного проката и металлических листов, которые под воздействием ударов совершают интенсивные изгибные колебания.

Аналогичную конструкцию имеет и форма, в которой формуется изделие. Изгибные колебания листов обшивки поддона и бортов формы для бетонной смеси являются, в особенности в низкочастотных ударных установках источником основного технологического воздействия на бетонную смесь. Поскольку бетонная смесь обладает высокими вибродемпфирующими свойствами, шум установок в значительной степени определяется отношением площадей поверхностей излучения металлических листов и элементов тонкостенного проката, соприкасающихся со смесью и колеблющихся в воздухе. На технологических частотах вибрационных площадок преобладающее влияние на излучение шума имеют поршневые колебания форм. Их роль особенно велика для форм небольших размеров в плане и с относительно жестким каркасом.

Излучаемая формой звуковая мощность определяется из выражения. На низких частотах, когда длина звуковой волны в воздухе больше характерного размера излучателя. Величина повышается при устройстве экрана, препятствующего свободной циркуляции воздуха вокруг излучателя. Так, при установке виброплощадки с закрепленной формой в приямке и разделении свободного пространства между формой и приямком щитами или фартуком условия излучения шума становятся близкими к излучению шума поршнем в экране, а уровни шума на частоте вибрирования достигают 115- 120 дБ.

Основные принципы проектирования малошумных вибрационных машин

Соударения в вибрационных машинах и возбуждаемые ими высокочастотные колебания являются следствием несовершенства конструкции этих машин и практически не оказывают влияния на эффективность рабочего процесса. Поэтому при необходимости следует прежде всего изменить конструкцию взаимодействующих друг с другом деталей, чтобы избежать импульсного характера передачи силы.

К числу таких мероприятий для машин с дебалансными вибраторами относится применение специальных подшипников качения с меньшими зазорами и фиксированным положением сепаратора, а также замена подшипников качения на подшипники скольжения. Снижение уровня звукового давления составляет при этом в среднем 10 дБ. В электровибрационных питателях соударения в упругой системе можно значительно уменьшить за счет применения подвески в узлах рессорного пакета и правильного выбора угла передачи усилия в амортизаторах лотка.

Снижение уровня звукового давления на высоких частотах достигает 15 дБ. Уровни вибраций и шума на средних и высоких частотах значительно снижаются при уменьшении скорости вращения вибраторов, что связано с изменением временных характеристик соударений в подшипниках качения и зубчатых передачах. Из этого следует, что при уменьшении частоты вращения вибраторов в 2 раза октавные уровни звуковой мощности снижаются на 9-11 дБ.

Установки с пониженной частотой вибрирования (24 Гц) для уплотнения бетонной смеси применяются в промышленности. Они имеют низкий уровень шума, но отличаются и меньшей уплотняющей способностью, что допустимо при достаточно подвижных смесях. Снижение основной технологической частоты (частоты вибрирования) является радикальным средством снижения шума и на низких частотах, где уменьшение соотношения между характерным размером формы и длиной волны на частоте вибрирования приводит к снижению коэффициента излучения.

Так, для виброплощадки с размерами вибрируемой конструкции в плане 1,3X0,9 м уменьшение частоты вибрирования с 50 до 25 Гц снижает уровень звукового давления на частоте вибрирования на 13 дБ, а уменьшение частоты со 100 до 50 Гц - на 8 дБ. К снижению шума на частоте вибрирования приводит также изменение положения вибрируемой конструкции относительно пола цеха. Если низ формы поднять над уровнем пола (излучение шума поршнем без экрана), то излучаемая мощность на частоте вибрирования уменьшается, причем особенно существенно для форм небольших размеров.

В частности, при меньшем размере формы, не превышающем четверти длины звуковой волны на частоте вибрирования, уровень звуковой мощности снижается на 10 дБ. Наибольшее снижение шума достигается при конструировании виброплощадки таким образом, что форма со смесью располагается на уровне органов слуха работающих (1,5 м от пола), а вибровозбудители вынесены из зоны компенсации избыточных давлений, возникающих при колебаниях формы. Низкочастотные шумы снижаются также, если направление вибрации перпендикулярно стороне формы с наименьшей площадью поверхности.

Для подавления шума, излучаемого тонкими листами вибрируемой металлоконструкции на средних и высоких частотах, целесообразно их вибродемпфирование, например, резиной. Во всех случаях число несоприкасающихся с обрабатываемым материалом элементов должно быть минимальным, а жесткость их должна выбираться так, чтобы основная частота изгибных колебаний находилась вне диапазона, где сосредоточены наиболее интенсивные составляющие возмущающего усилия.

В ударной установке ШС-10 существенное снижение шума было достигнуто заменой в конструкции верхней рамы металлических листов на бетонные плиты, опирающиеся на неподвижный короб фундамента, и установкой балок, на которые устанавливается форма из толстостенного проката. Снизить высокочастотные вибрации и шум ударных установок можно увеличением продолжительности соударения между частями машины.

При этом происходит сжатие спектра интенсивно возбуждаемых колебаний и большая часть энергии удара сосредоточивается в области низких частот Например, в виброплощадке СМЖ-460 в местах соударений подвижной рамы о неподвижную установлены резиновые буфера, что способствует значительному увеличению времени соударения и уменьшению интенсивности составляющих силы на средних и высоких частотах.

Однако в отдельных случаях, например при уплотнении тонких слоев бетонной смеси в форме с жестким основанием, сжатие спектра силы удара уменьшает динамические давления в смеси. Увеличение продолжительности контактов при микросоударениях существенно уменьшает средне- и высокочастотную вибрацию и шум. Для этого следует использовать материалы с более низким, модулем Юнга или уменьшать радиусы кривизны соударяющихся тел.

Облицовка гипсокартоном рабочих поверхностей пневматического вибровозбудителя уменьшает уровень звуковой мощности на пиковых частотах на 15 дБ, а установка неметаллических прокладок (фанспортерной ленты, резины, защищенной стальной пластиной) между незакрепленной формой и рамой виброплощадки приводит к снижению уровня шума на частотах выше 500 Гц на 20 дБ.

Для подавления шума, излучаемого листами обшивки формы, соприкасающимися с бетонной смесью, следует стремиться к снижению основной частоты колебаний обшивки формы с бетонной смесью, что достигается уменьшением толщины листа или увеличением размеров ячеек).

Для виброплощадок с гармоническими колебаниями эта частота должна быть на 15-20% ниже частоты вибрирования, а для ударных установок - в пределах 20-40 Гц. Вибрационные машины следует проектировать таким образом, чтобы вибраторы вообще не соприкасались с формой, а воздействовали только на бетонную смесь. Примером могут служить различные поверхностные уплотнители бетонной смеси. Кроме того, вибрируемая металлоконструкция не должна иметь замкнутых и полузамкнутых полостей, в которых возможно усиление звука. Эффективным мероприятием является также установка резиновых виброизоляторов между вибраторами и металлоконструкцией, в особенности в тех случаях, когда значительная часть ее элементов колеблется в воздухе.

Жесткость виброизоляторов (желательно из резины) выбирается из расчета работы системы на частотах ниже второй частоты собственных колебаний двухмассовой системы. Особенно целесообразна настройка на режим антирезонанса, при котором амплитуда колебаний вибраторов становится минимальной без уменьшения вибраций вибрируемой металлоконструкции. У переоборудованных таким образом виброплощадок снижение уровня шума на средних и высоких частотах составило около 10 дБ.

Машины для измельчения материалов

Мельницы

Шум барабана мельницы возникает под действием ударов шаров по футеровочным плитам. По мере возрастания частоты колебаний наблюдается рост уровня шума, который обусловлен увеличением коэффициента излучения корпуса мельницы. Начиная с 2000 - 3000 Гц, уровень шума спадает вследствие местного смятия поверхностей корпуса и шаров при ударах.

Другой источник шума мельниц - зубчатое зацепление. Наиболее интенсивные составляющие шума этого источника наблюдаются в диапазоне частот 63-500 Гц. Снижение уровня шума мельниц до требуемых значений обеспечивает соблюдение санитарных норм по шуму на рабочих местах.

Обобщенные по результатам натурных измерений октавные уровни требуемого снижения шума мельниц. При малой излучающей способностью на частотах ниже граничной. У мельниц с футеровочными болтами оболочку крепят к корпусу через стальные стаканы и шайбы из губчатой резины. При отсутствии футеровочных болтов оболочку соединяют с корпусом в местах примыкания цилиндрической части барабана к торцам через прокладки из губчатой резииы толщиной 15-20 мм. Воздушный промежуток между оболочкой и корпусом заполняют звукопоглощающим материалом (поропласт полиуретановый эластичный самозатухающий ППУ-ЭС, поропласт полиуретановый эластичный трудносгораемый ППУ-ЭТ, базальтовый звукопоглощающим материал БСТВ, капроновое волокно ВТЧС в чехлах из стеклоткани, материалом тексаунд, фонстар, ЭкоЗвукоИзол, термозвукоизол).

Толщину слоя звукопоглощающего материала принимают 25-50 мм. Выбор конструкции звукоизолирующей оболочки для мельниц производят по данным. На мельницы сухого помола звукоизолирующие оболочки целесообразно устанавливать даже в том случае, если они не обеспечивают снижения шума до требуемого уровня.

Для снижения шума зубчатых передач применяют косозубые и шевронные зубчатые колеса вместо прямозубых (при расположении венца на цапфе, а не на барабане) литые корпуса валшестерни вместо тонкостенных элементов из листовой стали, упругие муфты между приводным двигателем и валшестерней и, наконец звукоизоляцию зубчатых передач.

Разгрузочные горловины закрываются стальными кожухами, которые внутри облицовываются мягкой листовой резиной. Под действием кратковременных сил при дроблении неоднородных по размерам и физическим свойствам кусков материала в дробящих деталях возникают динамические деформации, которые передаются на сопрягаемые элементы корпуса и опорного кожуха дробилки, вызывая их интенсивные вибрации.

Вибрации, кроме того, возникают в результате контактного зацепления зубьев колес привода, неуравновешенности масс дробящих деталей, ударов кусков материала по распределительной плите и загрузочной воронке. Излучение звука в результате вибрации наружных поверхностей корпуса, опорного кожуха и загрузочной воронки происходит на частотах выше 600 Гц. На более низких частотах шум распространяется непосредственно из зоны дробления вследствие недостаточной звукоизоляции конструктивными элементами зоны загрузки. Частотные характеристики шума конусных дробилок крупного дробления (ККД), среднего дробления (КСД) и мелкого дробления (КМД) приведены.

Уровни шума зависят от твердости дробимого материала, размеров падающих кусков и равномерности загрузки. Во время загрузки дробилки уровень шума повышается на 8-10 дБ по сравнению с уровнем шума при установившемся режиме ее работы под нагрузкой. В результате износа бронеплит уровень шума повышается на 5-6 дБ. Снижение шума дробилок связано, прежде всего, с уменьшением передачи вибрации от основных ее источников к сопрягаемым деталям, с поверхностей которых происходит излучение шума. С этой целью нужно устанавливать резиновые прокладки. Для оператора, обслуживающего дробилку, должна быть оборудована звукоизолированная кабина наблюдения.

Машины и оборудование полиграфической промышленности

Газетные агрегаты

Шум современных газетных агрегатов, не оснащенных шумозащитными устройствами, колеблется в зависимости от скоростных параметров и схемы построения машин. Шум полиграфических машин можно разделить на несколько характерных групп: 1) шум, вызываемый работой технологических механизмов (захватами, печатными аппаратами, режущими устройствами), 2) шум, создаваемый приводными механизмами зубчатыми и цепными передачами, кулачковыми механизмами и др., 3) шум, создаваемый обрабатываемыми материалами (бумагой, фольгой и др), 4) шум вспомогательного оборудования.

В газетных агрегатах преобладающими шумами являются шумы 1-й и 2-й групп, т.е. шумы механического происхождения. Шумы обрабатываемого материала и вспомогательного оборудования несуществены. Основными источниками шума печатных секций являются приводные системы, губчатые передачи, размещенные на станине печатных секций, механизмы красочного аппарата, а также механизмы бумагопроводящей системы.

Уровень звука печатной секции, включенной автономно, составляет в среднем 101-105 дБ. Шум имеет широкополосный характер с максимумом в области частот 1000-2000 Гц. В фальцевальном аппарате кроме приводных механизмов, которые создают равномерный широкополосный шум, по своим характеристикам мало отличающийся от шума печатных секций, значительный шум создают фальцующие механизмы (валики, ножи, опорные детали). Шум этих механизмов носит импульсный характер. По уровню он не превосходит шум приводных механизмов.

Разработка методов снижения шума газетных агрегатов идет в следующих направлениях применение в механизмах полимерных материалов с улучшенными виброакустическими свойствами; размещение газетных агрегатов в отдельных помещениях (домах) на виброизолированных фундаментах с управлением с помощью телеметрической аппаратуры, создание с помощью кабин и экранов специальных зон для обслуживающего персонала. Через звукоизолирующие кабины осуществляется вывод продукции. На входе и выходе конвейеры должны быть оснащены шумозащитными каналами. Кабины устанавливают на виброизолированном фундаменте.

Стены кабины выполняют из легких звукоизолирующих материалов, таких как: Термозвукоизол, Тексаунд, Фонстар, Зкозвукоизол, звукоизол, Роквул, Базальтин и т.д. Применение звукоизолирующих кабин такой конструкции является лучшим средством защиты операторов от шума. При этом сохраняется традиционная технология, уровень автоматизации повышается незначительно и сохраняется конструкция печатных секций и фальцевальных аппаратов.

Ролевые печатные машины

Уровень звука от скоростных ролевых машин, не оборудованных шумозащитными устройствами, достигает в среднем 90-95 дБ. Шум является широкополосным. Преобладают шумы механического происхождения. Как и в газетных агрегатах, основные источники шума находятся в фальцевальном аппарате и в печатных секциях. Это фальцующие механизмы, приводные коробки печатных и красочных аппаратов.

Основные электродвигатели в зоне их установки создают шум, уровень которого превышает общий фон излучения на 1-3 дБ. Уровень звука 88-90 дБ создают также бумаговедущие валики и цилиндры. Допустимый уровень шума при работе ролевых печатных машин может быть достигнут без принципиальных изменений схем машин и традиционных методов работы на них путем звукоизоляции печатных секций и фальцевального аппарата.

Секция со стороны обслуживания технологических механизмов должна герметично закрываться легко отодвигающимися или съемными кожухами. Места выхода и входа бумаги должны быть оснащены шумозащитными устройствами. Приводные кожухи устанавливают на упругих прокладках с большим коэффициентом потерь. Конструкция соединительных элементов и материалы огражден и выбирают в соответствии с рекомендациями, изложенными в специальной литературе. В приводах красочных аппаратов следует применять демпфированные зубчатые передачи. Проходы между печатными и фальцевальными секциями должны иметь дополнительные герметичные двери. Фальцевальный аппарат также нужно заключать в звукоизолирущий кожух.

Листовые ротационные машины

Современные листовые ротационные машины создают уровни звука в пределах 82-89 дБ. Шум носит широкополосный характер. Доминирующим его источником является выводной конвейер, поэтому основное внимание должно быть обращено на снижение шума цепных передач. В отличие от ролевых в данных машинах в первую очередь необходимо бороться с шумом в источниках возникновения, т. е. непосредственно в механизмах, с помощью установки виброизолирующих устройств в зубчатых и цепных передачах. В листовых машинах следует увеличить площадь ограждений на приемке и кожухов печатных секций.

Плоскопечатные машины

Уровень звука большинства плоскопечатных машин находится и пределах 86-87 дБ на максимальных скоростях. На эксплуатационных скоростях шум этих машин не превышает допустимых значений. Виброакустические исследования показали перспективность применения подрессоренных зубчатых колес в приводных механизмах. При этом не только снижается шум, но и улучшаются динамические показали механических систем.

Переплетно-брошюровочные машины

Большинство переплетно-брошюровочных машин имеют сравнительно невысокие скорости. Поэтому уровень звука их (кроме фальцевальных машин большого формата и некоторых других) находится в пределах 80- 90 дБ. Специфика переплетно-брошюровочных машин требует применения большого числа разнообразных рычажно-кулачковых механизмов (например, в машинах БТГ применяется около ста кулачковых механизмов). Поэтому во всех машинах с уровнем звука до 90 дБ следует применять демпфированные конструкции зубчатых и кулачковых механизмов. В высокоскоростных отделочных линиях модульного построения уровни звука в отдельных локальных областях достигают 96- 100 дБ. При таких уровнях звука целесообразно применение конструкций, предусматривающих полную герметизацию машин, звукоизолирующие ограждения проектировать на отдельные модули.

Машины и оборудование для текстильной и легкой промышленности

При работе машин и оборудования производств текстильной и легкой промышленности возникает механический и аэродинамический шум. Механический шум излучают колеблющиеся поверхности машин и оборудования. Аэродинамический шум создают потокосоздающие и цотокопроводящие устройства (компрессоры, вентиляторы встроенных пневмосистем машин, аэродинамические сопла и др.) и быстровращающиеся элементы (веретена, барабаны прядильных машин и др.). Особенностью рассматриваемого оборудования и машин является широкое применение обеспыливающих и увлажняющих систем как встроенных в оборудование, так и существующих автономно, которые являются дополнительными источниками вибрации и шума.

Основные источники шума

В приготовительно-прядильном оборудовании (разрыхлительно- трепальные, ленточные, чесальные машины) основным источником шума являются детали приводных систем зубчатые, цепные и другие передачи, а для гребнечесальных - также и гребенной механизм, в чесальных машинах - барабаны и муфты.

Значительный шум в цехах создает вентиляционная система. Интенсивный шум возникает при транспортировании гребней в червячных направляющих как от удара по ним кулачков, так и при падении гребней на гребенные планки. В спектре шума прядильного и крутильного производства содержатся значительные высокочастотные составляющие. Основным источником шума крутильных и прядильных машин с тангенциальным приводом являются веретена и их привод (шкивы, натяжные ролики с ремнем).

В крутильных, прядильно-крутильных, крутильно-вытяжных и прядильных машинах с тесемочным приводом источниками повышенного шума являются детали привода подшипники веретен, споры прядильных камер, бегунки, где шум генерируется в процессе трения, например, стального бегунка о стальное кольцо. В прядильных машинах, оборудованных индивидуальными аэродинамическими системами обеспыливания, вентиляторы излучают повышенный широкополосный шум

Приготовительное ткацкое производство относится к числу малошумных. Наибольшие значения уровней звукового давления в спектре приходятся на низкие и средние частоты. Основной источник шума машин-детали приводных и исполнительных механизмов. В ткацком производстве наиболее шумными являются механические и автоматические челночные ткацкие станки, у которых основным источником шума является механизм, обеспечивающий транспортирование массивного челнока со шпулей со скоростью до 20 м/с.

Основным источником повышенного шума является удар погонялки по "челноку и челнока о челночную коробку. Менее шумными являются ткацкие станки, где конструктивно изменен или полностью исключен этот механизм (бесчелночные, пневматические, пневморапирные и гидравлические станки). Другими источниками шума ткацких станков являются Сатанный и ремизный механизмы, а также пневмо- и гидросистемы.

Швейное производство является среднешумным. К основным источникам шума относятся механизмы игловодителя, нитепритяивателя, челнока, транспортирования ткани, а в машинах с копирными эксцентриками - и его механизм. Трикотажное производство по шумности аналогично швейному. Основной источник шума машин - рабочие органы, детали привода и вентиляторы (круглоносочные автоматы).

В легкой промышленности к высокошумным относятся кожевенные и обувные производства. При этом в кожевенном производстве наиболее шумными являются разводные (валичные и барабанные), стригальные, мездрильные, шлифовальные машины, колотильные барабаны и подошвенные катки. Наиболее шумными являются подвесные барабаны (редукторные передачи) и сушилки (вентиляторы). Сильный шум создается и в некоторых вспомогательных цехах кожевенного и обувного производства (гвоздильные, деревообрабатывающие, фурнитурные).

Основными источниками шума машин в обувном и кожевенном производствах являются ударные технологические операции, выполняемые рабочими органами машин. Иногда значительный шум излучают редукторные передачи, точильные устройства и вентиляторы. Причина излучения шума разводными машинами (барабанными и валичными) - удары рабочих органов (ножей) по натянутой коже. У барабанных разводных машин шум возникает также при пробуксовке приводного ремня при реверсировании хода. Тот же источник шума имеет место во время работы подошвенных катков, а также при движении прокатного ролика по разминаемой жесткой коже.

Основной источник шума строгальных и мездрильных машин - вибрация ножей во время стрижки. Излучение шума при работе дубильных, жировальных и красильных барабанов обычно незначительно превышает допустимые уровни. Его источником является привод с редукторными передачами. Шум работающих прессов является следствием ударов по резаку ударного механизма. Основным источником шума в машинах для клеймения является механизм клеймильного барабана, ударяющего по обрабатываемой детали, а в гвоздевых, шпилечных и затяжных машинах - механизмы дли изготовления и забивания гвоздей, скобок, шпилек.

При работе машин для фрезерования, стеклеиия, взъерошивания и пемзования шум создается в результате трения между инструментом и обрабатываемой деталью Центробежный вентилятор, который вместе с пылесборником входит в комплект машины, может влиять на ее общий шум. Источником шума винтовых машин являются механизмы подачи и завинчивания проволоки, а также передаточный механизм Высокочастотный шум излучают катушки. Меховое производство характеризуется средней шумностью. В оборудовании мехового производства широко используются в качестве передач прямозубые цилиндрические шестерни, которые при работе излучают шум. Наиболее шумным оборудованием являются барабаны, центрифуги, шерстерезные, стригальные, разбивочиые и швейные машины. Основными источниками шума являются детали привода (шестеренчатые передачи барабанов, баркасов и мездрильных машин, фрикционная передача центрифуг с конусными катками); рабочие органы (ножевой барабан разбивочных машин, ножи стригальных машин), технологические вентиляторы (вытяжной и циркуляционный, вентиляторы сушилок и пневмоприсоса шерстерезиых и стригальных машин).

Основные методы и средства снижения шума

Снижение шума и вибраций в источниках возникновения устройствах, агрегатах, станках, машинах, оборудовании. Для этого требуются конструктивные, технологические и другие решения, предполагающие совершенствование кинематических схем и разработку современных машин, основанных на новых принципах получения текстильного и другого продукта с большей производительностью и меньшими шумом и вибрацией.

К их числу относятся, например, пневмомеханические, аэромехаиические и самокруточные прядильные машины, пневморапириые станки, швейные безииточиые машины и др.

К конструктивным изменениям, направленным на снижение шума в источнике возникновения, относятся изменение жесткостей или масс отдельных элементов; применение звукопоглощающих и звукоизоляционных материалов, вибродемпфированных детален, узлов, ударных демпферов в гребенной головке ленточных машин, вибродемпфирование ремизных рамок и станины, виброизоляция компрессора, опор прядильных камер пневмомеханических прядильных машин, кожухов гребенной головки и остова головки от корпуса ленточной машины, улучшение конструкции механизма ремизного движения ткацких станков за счет снижения подвижных звеньев, применения пластмассовых разделителей ремизных механизмов (зевообразовательного, батанного и др.) и т. д.

Перечень конкретных мероприятий по снижению шума ткацких станков, крутильных, прядильных, ленточных и других машин и оборудования текстильной и легкой промышленности. Дополнительно в ткацком оборудовании применяют вибродемпфирование ремизных рамок и станины станков, рамок битумом, установка заклепок в теле рамок снижает шум до 20дБ на частотах свыше 3000 Гц. В пневмопрядении звукоизоляция привода прядильных камер дает снижение шума до 6 дБ, расчесывающих барабанчиков - до 4 дБ на частотах свыше 150 Гц, виброизоляция опоры прядильной камеры дает снижение шума до 10 дБ на частотах 500-4000 Гц.

Для кольцевых прядильных и крутильных машин внедрение порошковых колец и пластмассовых бегунков для безбалонных машин прядения шелка, прядильных машин для льиа и крутильных машин для хлопка дает снижение уровня звука до 5 дБ (А Применение звукоизоляции привода веретен и встроенных глушителей на крутильноэтажных машинах, прядильных аэромеханических машинах, крутильных однопроцессиых машинах приводит к снижению уровня звука до 6 дБ; балансировка главных барабанов и фрикционных муфт чесальных машин, патронов, катушек, шпуль и т. д. снижает уровень звука до 3 дБ.

Зубчатые передачи часто являются главным источником вибраций и шума в разнообразных агрегатах. С повышением скорости зубчатых передач проблема снижения вибраций и шума приобретает все большее значение. Уровень шума — один из важнейших эксплуатационных показателей зубчатых передач и редукторов.

Уровень шума зубчатых передач определяется точностью зубчатых зацеплений, инерционными и жесткостными параметрами системы. Погрешности зацепления являются возбудителями вынужденных колебаний, а инерционные и жесткостные параметры определяют собственные колебания системы.

Обычно фактические размеры основных шагов ведущего и ведомого колес различны. Это приводит к ударам сопряженных зубьев, когда они входят в зацепление. В результате возникает колебательный процесс. Сила удара находится в прямой зависимости от величины погрешности зацепления, обусловливаемой разностью основных шагов ведущего и ведомого колес и их окружной скоростью. При возрастании скорости вращения вала соответственно возрастает и интенсивность шума.

Оптимальный уровень шума соответствует не нулевому, а некоторому положительному значению разности основных шагов, определяемому величиной упругой деформации зубьев. Другой причиной вибраций и шума зубчатых передач является мгновенное изменение жесткости зубчатого зацепления при переходе от двухпарного зацепления зубьев к однопарному, а также мгновенное изменение направления силы трения, действующей между рабочими профилями зубьев в полосе зацепления.

Рис. 38. Различные формы пятна контакта зубчатых пар

Погрешности профиля зубьев, возникающие в процессе их нарезки, а также огранка профиля зубьев в результате прерывности процесса резания вызывают ударные импульсы.

Неправильное закрепление инструмента и заготовки при нарезании зубьев также является причиной возникновения, циклических погрешностей у зубчатых колес, а следовательно, и интенсивного шума и вибраций. Например, неперпендикулярность торцов относительно оси заготовки при ее закреплении на столе зуборезного станка вызывает отклонение геометрической оси нарезаемой заготовки относительно оси вращения стола, в результате чего возникает погрешность в направлении зубьев. Эта погрешность обусловливает неудовлетворительную форму пятна контакта (площади соприкосновения) между сопрягающимися зубьями, что способствует повышению шума и вибраций.

На рис. 38 показаны различные формы пятен контактов зубчатых пар. При форме пятна контакта, показанной на рис. 38, а, зубчатая передача издает шелест или легкое гудение низкого тона; такие зубья можно считать годными.

При форме пятна, показанной на рис. 38, б, без нагрузки слышен шелест, а под нагрузкой — вой; эти зубья негодны. Также представляют брак и зубья с формами пятен контактов, показанных на рис. 38, в и г. Без нагрузки они издают мелкий стук, а под нагрузкой — вой и частый перемежающийся стук, в другом — частый перемежающийся стук без нагрузки и вой под нагрузкой.

Возникновению повышенного шума способствуют погрешности расточки базовых отверстий в корпусе зубчатой передачи. При тщательном изготовлении зубчатых колес перекосы валов, на которых они монтируются, могут привести к результатам, аналогичным тем, какие получаются при погрешностях самих зубчатых колес.

Снижение вибраций и шума зубчатых передач можно достигнуть следующими способами.

Рис. 39. Форма зубьев :

а — обычные; б — бочкообразные

Первый способ — изменение формы зубьев (рис. 39). Если им придать бочкообразную форму, то в результате улучшения контакта между зубьями и уменьшения влияния перекоса зубьев шум взаимодействующих зубчатых колес снизится на 3—4 дБ.

Другой способ снижения вибраций и шума — фланкирование профилей зубьев для компенсации погрешностей при изготовлении и монтаже зубчатых колес, а также для уменьшения влияния деформации зубьев при их работе под нагрузкой.

Улучшается вибрационная и шумовая характеристика зубчатых колес в результате введения операции шевингования зубьев, повышающей плавность зацепления. Некоторого снижения вибраций и шума можно достигнуть применением отделочной операции — притирки зубьев при помощи специальных притиров.

Одним из факторов, определяющих способность системы зубчатого привода гасить колебания, является материал колеса. Заменой в зубчатой паре хотя бы одного колеса на изготовленное из пластмассы можно добиться значительного эффекта в снижении уровня шума. Исследованиями установлено, что шум зубчатых колес из пластмассы на всех скоростных режимах и нагрузках ниже шума стальных колес, причем наиболее эффективное снижение шума достигается в высокоскоростных передачах, на резонансных режимах и повышенных нагрузках.