ВОЗМОЖНОСТИ СНИЖЕНИЯ ШУМА ЗУБЧАТЫХ РЕДУКТОРОВ И КОРОБОК СКОРОСТЕЙ

 

Терехова О.А., Марголит Р.Б. (РИ(ф) МГОУ, г. Рязань, РФ)

 

The decrease of noise level under open-circuit and under workload is considered. We suppose to decrease loads inside the reduction gear, to use contactless labyrinth gasket and support bearing regulation, to avoid several gears working on the same gearing frequency.

 

У многоступенчатых зубчатых редукторов, работающих при переменных режимах, к которым можно причислить коробки скоростей металлорежущих станков, редукторы лифтов, транспортных и многих других машин и механизмов, представляет интерес уровень шума на холостом ходу и под рабочей нагрузкой.

Не всегда конструкторы и изготовители этих механизмов уделяют должное внимание путям снижения шума. Предложим некоторые из них.

1. Уменьшение нагрузок внутри самого редуктора.

1.1. Ускоряющие передачи для вращения требуют увеличенного момента, тем самым создается нагрузка не только в данной зубчатой передаче, но и во всех предшествующих. Следует в конструкции избегать повышающих передач.

1.2. Нагрузка на конечном звене возникает в коробках скоростей станков при использовании контактных уплотнителей, защищающих подшипники шпинделя от вытекания смазки наружу из бабки и от попадания загрязнения и СОЖ вовнутрь. Предлагается отказаться от резиновых контактных уплотнителей в пользу бесконтактных лабиринтных. Замена контактного уплотнителя в задней опоре шпинделя универсального токарно-винторезного станка мод.16Р25П Рязанского станкостроительного завода привела к снижению уровня шума узла на 4 дБ.

1.3 Нагрузка в подшипниках зачастую зависит от качества сборки. Практика сборки узлов показывает, что качественная сборка с использованием регулировки подшипниковых опор приводит к снижению шума до 5 дБ.

2. Не следует допускать в конструкции работу нескольких зубчатых передач на одной частоте зацеплений. Частота зацепления f в Гц отражает удары при каждом входе зуба в зацепление и может быть подсчитана по формуле:

f =,

где  n – частота вращения в об/мин;

z – число зубьев вращающегося колеса.

С большой долей уверенности можно предполагать и практика подтверждает, что частота звукового давления от работающей передачи равна частоте его зацепления. Не желательно, чтобы в конструкции узлов имелись зубчатые передачи, которые работают:

-  с равными частотами зацеплений;

-  с высокими по значению частотами зацепления.

На совпадение частот в одном узле не всегда обращают внимание при проектировании, хотя у конструктора всегда есть резерв изменять частоту зацепления. Следует избегать применения в конструкции промежуточных, так называемых, паразитных колес. У таких колес всегда два зацепления, работающих с одной частотой зацепления. Вот один из примеров (рис.1) придания паразитному зацеплению вместо цельного паразитного колеса 1 [1] (вариант а) двух различных венцов 2 и 3. Проверка решения (вариант б) в конструкции цепи обратного вращения шпинделя токарного станка привела к снижению уровня шума на 4 дБ.

Рисунок 1 – Изменение конструкции промежуточного колеса

 

Для определения излучаемой несколькими источниками суммарной звуковой мощности Lp узлов станков нужно воспользоваться формулой энергетического суммирования шума:

Lp = ,

где  Li  (i = 1, 2,…n) – уровень звуковой мощности, излучаемой отдельным источником; n – количество источников, в данном случае зацеплений с одинаковой частотой.

Следовательно, при совпадении значений нескольких частот зацеплений задача достижения малошумности значительно усложняется, а иногда становится на практике трудно разрешимой. Для избавления от совпадения равенства частот зацепления необходимо изменить для части колес величины модулей m и число зубьев z. При выборе нового числа зубьев можно сохранить прежнее передаточное отношение. При сохранении неизменным произведения mz не придется изменять межосевые расстояния в корпусах коробок. Лучше идти по пути уменьшения числа зубьев при увеличении модулей. В этом случае не возникнут проблемы с передачей максимальных нагрузок, а также уменьшится частота зацепления, что дополнительно благоприятно отразится на шумовой характеристике.

Возникновению больших частот зацепления также не всегда уделяется внимание при конструировании. Санитарные нормы шума устанавливают более жесткие требования к шуму на больших частотах. Самое верное решение – избегать в конструкции чрезмерно больших частот зацепления, что предотвратит возникновение шума на больших частотах.

3. Требования к точности зубчатых передач.

Эти требования должны назначаться в соответствии с необходимыми шумовыми характеристиками узлов и скоростями вращения передач. Из трех составляющих точности колес по ГОСТ1643-81 (кинематическая точность, плавность, контакт зубьев) для колес коробок скоростей станков и транспортных машин важнейшими показателями являются нормы плавности, на втором месте – контакт зубьев. Из экономических соображений целесообразно назначать комбинированные требования: например, при скоростях до 8 м/с 8-6-6, при более высоких скоростях 7-5-6.

Целесообразно разделить требования к профилю а) к форме поверхности, б) к расположению. Погрешность расположения – это отклонение от заданного угла зацепления. Для обеспечения малого шума важно обеспечить равенство углов зацепления обоих колес передачи. Назовем это основным правилом малошумности. Совершенно неважно сама величина отклонения, так как безразлично будет ли угол равным 20º или несколько большим, или меньшим. Погрешности формы также могут быть внесены преднамеренно для улучшения плавности: фланк на вершине и некоторый подрез в районе ножки зуба.

4. Повышение плавности работы нагруженных зубчатых передач.

Зубья под нагрузкой деформируются, причем ведущее колесо деформируется больше, чем ведомое. Основное правило малошумности нарушается В некоторой степени можно скомпенсировать разницу в величине деформации, придав ведомому колесу небольшое отрицательное отклонение профиля в сравнении с ведущим [2]. Полностью скомпенсировать разницу деформаций не удается, так как в прямозубых передачах все время происходит переход от однопарного к двухпарному зацепления, в соответствии со значением коэффициента перекрытия. Чем больше коэффициент перекрытия, тем больше период двухпарного зацепления, тем меньше деформации зубьев.

Наиболее радикально это проявляется при переходе к косозубому зацеплению. Коэффициент перекрытия становится больше двух. Для увеличения несущей способности и ликвидации осевых нагрузок на подшипники от косозубых колес переходят к шевронным.

Повышение плавности и несущей способности эвольвентных передач обеспечивается переходом от прямозубых к косозубым, шевронным и арочным зубчатым передачам. Производительная технология зубонарезания высокоточных арочных колес с эвольвентным профилем [3] разработана коллективом сотрудников Рязанского института (филиала) МГОУ.

Выводы

1.     Необходимо снижать нагрузки внутри узла и избегать совпадения частот зацепления.

2.     Плавность и малошумность зубчатых передач обеспечивается совпадением углов зацепления.

3.     Уменьшение шума за счет уменьшения величин деформаций зубьев под нагрузкой происходит при переходе от прямозубых к косозубым, шевронным и арочным передачам.

Литература

1.       Марголит Р.Б., Терехова О.А. Конструктивные предпосылки изготовления малошумных станков // Сборка в машиностроении, приборостроении - 2005. -№8.- С.3 -12.

2.       Свидетельство на полезную модель №11117 Прямозубая эвольвентная цилиндрическая передача // Авт. изобрет. Р.Б. Марголит, Ю.С. Маркин, Е.Н. Моос, М.М. Слугин, В.И. Бойко. - действует на территории РФ с 9.03.99, зарегистрировано 16.09. 99.

3.   Патент РФ №2404030 Способ изготовления цилиндрических колес с арочными зубьями // Авт. изобрет. В.Д. Плахтин, И.Г.Панков, А.П. Давыдов, Р.Б. Марголит, А.Н. Паршин, С.И. Липатов – Приоритет изобретения 16.04.2009 №2009114308.- Опубл. 20.11.2010. -Бюл. №32.