Зубчасті передачі. Технологія конструювання зубчастої передачі зі зниженим рівнем шуму Шум зубчастих передач

Чому ж все-таки гримлять зубчасті колеса? Очевидна відповідь: "тому що криві". Очевидний, але не достатній. Зубчасте колесо - досить складна деталь і його геометрія описується безліччю параметрів і всі вони по різному впливають на шум передачі. Залежно від обставин, в кожному конкретному випадку одні похибки можуть впливати більше на шум, інші - менше.

Базове поняття в цьому питанні - кінематична похибка передачіабо зубчастого колеса. Згідно ГОСТ 1643-81 (Додаток 1 п.1).

Кінематична погрішність передачі F i - різниця між дійсним і номінальним (розрахунковим) кутом повороту веденого зубчастого колеса передачі.

Припустимо, передача складається з шестерні z 1 = 20 і колеса z 2 = 40, тобто передавальне відношення u = 2. Якщо шестерні виготовлені з ідеальною точністю, то при повороті шестерні на один кутовий крок 360 ° / 20 = 18 °, колесо повернеться на кут 18 ° / 2 = 9 °. Якщо шестерню повернути на два кутових кроку 36 °, то колесо повернеться на 18 °, і так далі. Це і є номінальні (розрахункові) кути повороту і для ідеальних зубчастих коліс вони пов'язані передавальним відношенням. При будь-якому куті повороту шестерні, колесо повернеться на кут в 2 рази менший.

кут повороту колеса = кут повороту шестерні / u

Але в реальності не буває нічого ідеального. Всі деталі мають якісь похибки. Тому, насправді ведене колесо буде повертатися на кут відмінний від номінального (розрахункового) і помилку можна висловити так:

Fi= Кут повороту колеса - кут повороту шестерні / u

Тобто в реальності передавальне стосується не постійне, це означає що швидкість обертання веденого колеса буде коливатися. І в спектрі цих коливань можуть знайтися частоти з досить високою амплітудою. Ці коливання можуть бути причиною шуму.

Виготовляє особливо точних зубчастих передач. Турецький І.Ю., Любімков Л.Н., Чернов Б.В

Чому виникає кінематична похибка?

Причини можуть бути самі різні:

• геометрія зачеплення: виникнення інтерференції або неоптимальний перекриття. Ці помилки можуть виникати як на етапі розрахунку передачі, так і при виготовленні (наприклад, застосування невідповідного інструменту).
• Похибки виготовлення коліс спотворюють профіль зуба (евольвенту) і рівномірність розташування зубів (похибки кроку)
• похибки збірки і сполучених деталей (корпуса, валів, підшипників)
• теплові деформації і деформації зуба під навантаженням спотворюють профіль зуба

вертикальна вісь - кінематична похибка з урахуванням жорсткості зуба при різних навантаженнях.

горизонтальна вісь - кут повороту колеса

Вимірюваний акустичними методами рівень шуму буде залежати від всієї конструкції в цілому - не тільки від зубчастих коліс, але і підшипників, корпуси, кріплення корпусу редуктора, характеру навантаження і т.д.

Схематично фізичну сутність явища можна виразити так:

геометричні похибки коліс

кінематична похибка передачі

маса, момент інерції, жорсткість і демпфування

Коливання в зачепленні

Сили діючі на підшипники

Маса, жорсткість і демпфування корпусних деталей

вібрації корпусу

Кріплення корпусу редуктора

Коливання всієї машини в цілому

Єдиної загальноприйнятої методики розрахунок, яка враховувала б вплив всіх похибок на шум на даний момент не існує. Розрахунки базуються або на емпіричних залежностях, або на деяких моделях з припущеннями.

Чому циліндричні прямозубі шумить, а косо зубне колесо не шумить?

Часто зустрічається принцип: "Якщо передача шумить, значить її потрібно замінити на косозубой". Це пов'язано, в першу чергу, з тим що кут перекриттяв косозубой зачепленні, більше ніж в прямозубой.

кут перекриття- кут повороту зубчастого колеса передачі від положення входу зубів у зачеплення до виходу його з зачеплення.

Перекриття оцінюється коефіцієнтом перекриття - відношенням кута перекриття до кутового кроку колеса.

• Якщо коефіцієнт перекриття = 1, то кожен зуб виходить із зачеплення точно в той момент, коли наступний зуб входить в зачеплення.
• Якщо коефіцієнт перекриття< 1, то между выходом из зацепления одного зуба и входом в зацепления следующего зуба контакт между колёсам разрывается.
• Якщо коефіцієнт перекриття> 1, то в кожен момент часу в зачепленні знаходиться два або більше зубів. Чим більше зубів одночасно перебуває в зачепленні тим менше напруги в зачепленні і менше деформації зубів і вплив похибок профілю згладжується і усереднюється.

Заміна прямозубих коліс на косозубиє - не панацея. У реальних умовах, треба оцінювати різні варіанти. За сукупністю, зниження шуму за рахунок підвищення точності прямозубих коліс або якимись іншими заходами, може бути ефективніше, ніж просто заміна на косозубиє колеса.

Як виміряти кінематичну похибка?

У такому вигляді як це описано на початку виміряти кінематичну похибка - досить витратна справа. Для це потрібна можливість встановити на шестерні і колесі датчики кута відповідної точності. Або потрібен спеціальний прилад і еталонна шестерня. Ці засоби хороші при масовому або великосерійному виробництві. При цьому саме вимірювання кінематичної похибки дає мало інформації про її джерелі. Кінематична погрішність - комплексний показник і складається з різних похибок виникають на різних операціях.

При малих серіях і одиничному виробництві часто доцільно виконувати контроль за кількома окремими параметрами, які в сукупності дозволяють оцінити кінематичну точність:

• Радіальне биття F r
• Коливання довжини загальної нормалі F vw
• похибка кроку fpt і накопичена похибка кроку F p
• похибка профілю f f

У статті описана технологія моделювання, метою якої є усунення шуму, створюваного зубчастими колесами силових передач. Це досить неприємний шум з переважанням високих частот, що виникає в результаті обертальних відхилень (похибки передачі) через форми зубів і виробничих дефектів. Для зменшення похибки передачі необхідно визначити відповідний профіль зубів з урахуванням впливу кількох чинників.

Дана технологія моделювання коробки передач використовується в конструюванні виробів з 2012 р На прикладі показано зниження похибки передачі і шуму шестерень шляхом оптимізації профілю зубів за допомогою представленої технології моделювання.

1. Введення

Як виробник компонентів в складі групи компаній Yanmar, компанія Kanzaki Kokyukoki Mfg. Co., Ltd. проектує, виготовляє і реалізує гідравлічне обладнання і різні трансмісії. У компанії є великий досвід і власні технології в самих різних сферах конструювання і виробництва, особливо шестерень, які є основними компонентами кінематичних систем. Крім того, за останні роки тенденція до підвищення швидкості і комфорту засобів пересування настійно вимагає зниження шуму шестерень, чого дуже важко досягти з використанням традиційних технологій. У цій статті описана технологія моделювання для зниження шуму шестерень, над якою в даний час працює Kanzaki Kokyukoki Mfg.

2. Типи шуму шестерень

Шум шестерень в трансмісіях зазвичай ділиться на 2 типу: вереск і тріск (див. Таблицю 1). Свист є тонкий, високочастотний шум, в основному викликається невеликими похибками профілю зубів шестерень і їх жорсткості. Тріск - це звук зіткнення бічних поверхонь зубів шестерень, основними джерелами якого є коливання навантаження, що впливає на шестерні, і зазори між бічними поверхнями зубів (бічні зазори). У виробах Kanzaki Kokyukoki Mfg. головною проблемою найчастіше є вереск, тому компанія приділяє основну увагу тому, щоб визначити відповідний профіль зубів на стадіях проектування, конструювання, а також контролю якості виготовлених шестерень.

3. Механізм виникнення вереску

Причиною вереску є явище, при якому вібрація, що виникає під впливом невеликих відхилень обертання через похибки профілю зубів або виробничих дефектів, передається через підшипники вала шестерні на корпус, в результаті чого виникає вібрація поверхні корпусу (див. Рис. 1).

Ці відхилення обертання виникають через похибки кута обертання зубів при їх зачепленні, що і називається похибкою передачі.

Причини похибки передачі, в свою чергу, можуть поділятися на геометричні фактори і фактори жорсткості зубів. Якщо мають місце геометричні фактори (див. Рис. 2), відхилення від ідеального евольвентного зачеплення виникає через помилки при монтажі або усунення валу, що призводить до відставання або випередження кута обертання веденої шестірні. Крім того, відхилення кута обертання виникають через нерівності бічних поверхонь зубів.

При наявності факторів, пов'язаних з жорсткістю зубів (див. Рис. 3), жорсткість зачеплення змінюється в залежності від того, скільки зубів знаходиться в контакті в даний момент часу, в результаті чого виникають відхилення кута обертання веденої шестірні.

Іншими словами, геометричні фактори і фактори жорсткості зубів діють спільно, впливаючи на похибка передачі і створюючи тим самим збуджує силу. Таким чином, при конструюванні шестерні з низьким рівнем шуму необхідно враховувати ці фактори для вибору підходящого профілю зубів.

4. Як зменшити похибка передачі

Як зазначено вище, для зниження похибки передачі в шестернях необхідно враховувати кілька факторів.
На рис. 4 показано взаємозв'язок між крутним моментом і похибкою передачі для спіральної шестерні з ідеальним евольвентним профілем (незміненим) і інший шестерні зі спеціально зміненим профілем зубів. Тут для зміни профілю зубів спеціально вводиться відхилення від ідеального евольвентного профілю, як показано на рис. 4 (праворуч). Неизмененная шестерня з меншою похибкою профілю має оптимальні робочі характеристики щодо коливань похибки передачі при низькому моменті навантаження, в той час як шестерня зі зміненим профілем працює краще, коли крутний момент навантаження вище деякого значення. Це показує, як можна звести до мінімуму коливання похибки передачі, змінивши профіль зубів відповідно до навантаження на шестерню.

Щоб спрогнозувати вплив різних явищ на шестерню в кінематичній системі і врахувати його на стадії проектування, компанія Kanzaki Kokyukoki Mfg. розробила технологію моделювання, яка застосовується нею при проектуванні виробів з 2012 р (див. рис. 5). При використанні даних про профілі зубів для різних типів шестерень в якості вихідних даних технологія дозволяє оцінити такі параметри, як здатність навантаження і похибка передачі, в реальних робочих умовах, аналізуючи деформацію вала зубчастої передачі і підшипників.

5. Приклад застосування технології в проектуванні виробів

На прикладі нижче показано зниження похибки передачі в коробці передач комунальної машини. У цьому випадку метою є зниження похибки передачі шляхом аналізу можливої ​​зміни тривимірного профілю зубів конічної шестерні на початковій стадіїпроектування з урахуванням відхилень профілю зубів в результаті деформації вала, підшипників та інших компонентів, як показано на рис. 6.

Щоб підтвердити підвищення робочих характеристик поліпшеної профілю зубів, були виміряні профілі зубів, похибка передачі і шум зачеплення знаходиться у виробництві шестерні і її поліпшеного варіанта.
Результати для похибки передачі представлені на рис. 7. Вимірювання показані зліва, а результати аналізу цих вимірювань з відстеженням порядку зачеплення - справа. Результати порівняння порядку зачеплення демонструють, що поліпшена шестерня має менше відхилення похибки передачі.
Результати вимірювань шуму зачеплення, представлені на рис. 8, показують значне зниження шуму в покращеній шестірні на частотах зачеплення другого і третього порядку.

6. Висновок

У статті описана технологія моделювання, розроблена компанією Kanzaki Kokyukoki Mfg, що входить до складу групи компаній. для зниження шуму шестерень. Ця технологія використовується в нових розробках, де допомагає прогнозувати робочі характеристики на стадії проектування. В майбутньому очікується, що ця технологія моделювання й надалі сприятиме розробці кращих рішень для замовників за допомогою зменшення розмірів і підвищення вихідної потужності і надійності виробів.

Зубчасті передачі часто є головним джерелом вібрацій і шуму в різноманітних агрегатах. З підвищенням швидкості зубчастих передач проблема зниження вібрацій і шуму набуває все більшого значення. Рівень шуму - один з найважливіших експлуатаційних показників зубчастих передач і редукторів.

Рівень шуму зубчастих передач визначається точністю зубчастих зачеплень, інерційними і жесткостнимі параметрами системи. Похибки зачеплення є збудниками вимушених коливань, а інерційні та жорсткісні параметри визначають власні коливання системи.

Зазвичай фактичні розміри основних кроків ведучого і веденого коліс різні. Це призводить до ударів пов'язаних зубів, коли вони входять в зачеплення. В результаті виникає коливальний процес. Сила удару знаходиться в прямій залежності від величини похибки зачеплення, обумовлюється різницею основних кроків ведучого і веденого коліс і їх окружною швидкістю. При зростанні швидкості обертання валу відповідно зростає і інтенсивність шуму.

Оптимальний рівень шуму відповідає не нульовий, а деякого позитивного значення різниці основних кроків, що визначається величиною пружною деформації зубів. Іншою причиною вібрацій і шуму зубчастих передач є миттєва зміна жорсткості зубчастого зачеплення при переході від двохпарного зачеплення зубів до однопарний, а також миттєве зміна напрямку сили тертя, що діє між робочими профілями зубів в смузі зачеплення.

Мал. 38. Різні форми плями контакту зубчастих пар

Похибки профілю зубів, що виникають в процесі їх нарізки, а також огранювання профілю зубів в результаті переривчастості процесу різання викликають ударні імпульси.

Неправильне закріплення інструменту і заготовки при нарізанні зубів також є причиною виникнення, циклічних похибок у зубчастих коліс, а отже, і інтенсивного шуму і вібрацій. Наприклад, неперпендікулярность торців щодо осі заготовки при її закріпленні на столі зуборізного верстата викликає відхилення геометричної осі нарізається заготівлі щодо осі обертання столу, в результаті чого виникає похибка в напрямку зубів. Ця похибка обумовлює незадовільну форму плями контакту (площі дотику) між сполучаються зубами, що сприяє підвищенню шуму і вібрацій.

На рис. 38 показані різні форми плям контактів зубчастих пар. При формі зони контакту, показаної на рис. 38, а, левередж видає шелест або легке гудіння низького тону; такі зуби можна вважати придатними.

При формі плями, показаної на рис. 38, б, без навантаження чути шелест, а під навантаженням - виття; ці зуби непридатні. Також представляють шлюб і зуби з формами плям контактів, показаних на рис. 38, в і р Без навантаження вони видають дрібний стукіт, а під навантаженням - виття і частий перемежовується стукіт, в іншому - частий перемежовується стукіт без навантаження і виття під навантаженням.

Виникненню підвищеного шуму сприяють похибки розточення базових отворів в корпусі зубчастої передачі. При ретельному виготовленні зубчастих коліс перекоси валів, на яких вони монтуються, можуть привести до результатів, аналогічним тим, які виходять при погрішності самих зубчастих коліс.

Зниження вібрацій і шуму зубчастих передач можна досягти наступними способами.

Мал. 39 . форма зубів:

а - звичайні; б - бочкоподібні

Перший спосіб - зміна форми зубів (рис. 39). Якщо їм надати бочкообразную форму, то в результаті поліпшення контакту між зубами і зменшення впливу перекосу зубів шум взаємодіючих зубчастих коліс знизиться на 3-4 дБ.

Інший спосіб зниження вібрацій і шуму - фланкування профілів зубів для компенсації похибок при виготовленні і монтажі зубчастих коліс, а також для зменшення впливу деформації зубів при їх роботі під навантаженням.

Поліпшується вібраційна і шумова характеристика зубчастих коліс в результаті введення операції шевінгування зубів, що підвищує плавність зачеплення. Деякого зниження вібрацій і шуму можна досягти застосуванням обробної операції - притирання зубів за допомогою спеціальних прітіров.

Одним з факторів, що визначають здатність системи зубчастого приводу гасити коливання, є матеріал колеса. Заміною в зубчастій парі хоча б одного колеса на виготовлене з пластмаси можна домогтися значного ефекту в зниженні рівня шуму. Дослідженнями встановлено, що шум зубчастих коліс з пластмаси на всіх швидкісних режимах і навантаженнях нижче шуму сталевих коліс, причому найбільш ефективне зниження шуму досягається в високошвидкісних передачах, на резонансних режимах і підвищених навантаженнях.

Шум зубчастих передач викликається коливаннями коліс і елементів конструкцій, пов'язаних з ними. Причинами цих коливань є взаємне зіткнення зубів при вході в зачеплення, змінна деформація зубів, викликана мінливістю сил, прикладених до них, кінематичні похибки зубчастих коліс, змінні сили тертя.

Спектр шуму займає широкою смугу частот, особливо значне воно в діапазоні 2000--5000 Гц. На тлі суцільного спектра є дискретні складові, основними з яких є частоти, обумовлені взаємним зіткненням зубів, дією помилок в зачепленні і їх гармоніками. Складові вібрації і шуму від деформації зубів під на грузкой мають дискретний характер з основною частотою, рівній частоті пересопряженія зубів. Частота дії накопиченої помилку зубчастого колеса кратна частоті обертання. Однак є випадки, коли накопичена помилка окружного кроку не збігається з частотою обертання; в цьому випадку буде існувати ще одна дискретна частота, рівна частоті дії цієї помилки.

Коливання збуджуються також з частотами, які визначаються похибками зубчастої пари (перекіс осей, відхилення від міжцентрової відстані і т. П.). Зубчасте зачеплення являє собою систему з розподіленими параметрами і має велику кількість власних частот коливань. Це призводить до того, що практично на всіх режимах робота зубчатого зачеплення супроводжується виникненням коливань на резонансних частотах. Зниження рівня шуму може бути досягнуто зниженням величини діючих змінних сил, збільшенням механічного імпедансу в місцях впливу змінних сил, зниженням коефіцієнта передачі звукових коливань від місць виникнення до місць випромінювання, зниженням коливальних швидкостей за рахунок поліпшення конструкції тіла, що коливається, скороченням поверхні випромінювання збільшенням внутрішнього тертя матеріалу коліс. Для виготовлення зубчастих коліс в основному використовуються вуглецеві і леговані стали. У тих же випадках, коли необхідно забезпечити менш гучну роботу передачі, для зубчастих коліс використовуються неметалеві матеріали. Раніше з цією метою зубчасті колеса виготовлялися з дерева і шкіри; в даний час їх роблять з текстоліту, древопластіков, поліамідних пластмас (у тому числі з капрону).

Зубчасті колеса, виготовлені з пластмас, мають ряд переваг в порівнянні з металевими: зносостійкість, безшумність в роботі, здатність відновлювати форму після деформації (при невисоких навантаженнях), більш просту технологію виготовлення і т п. Поряд з цим вони мають суттєві недоліки, що обмежують область їх застосування, відносно малу міцність зубів, низьку теплопровідність, великий коефіцієнт лінійного термічного розширення. Найбільше застосування для виготовлення зубчастих коліс знайшли термореактивні пластмаси на основі фенолформальдегідних смоли. Міцні вироби з них виходять шляхом введення до складу матеріалу органічного наповнювача. В якості наповнювача застосовують бавовняну тканину в кількості 40-50% до маси готової пластмаси або деревину в кількості 75-80%, а також склотканина, азбест, волокна.

Шаруваті пластмаси виготовляються двох типів текстоліт і деревно-шаруватий пластик (ДСП). Вироби з цих пластмас виходять в більшості випадків методом механічної обробки. З термопластичних смол широкого поширення набули поліамідні смоли. Вони поєднують в собі хороші ливарні якості, досить високу механічну міцність і низький коефіцієнт тертя. Зубчасті колеса виготовляються як повністю з поліамідів, так і в поєднанні з металом. Застосування поліамідів для вінців коліс з металевими маточинами дає можливість знизити шкідливий впливвеликого коефіцієнта лінійного термічного розширення поліамідних смол на точність зубчастої передачі. Зубчасті колеса з поліамідних матеріалів не можуть довго працювати при температурі вище 100 ° С і нижче 0 ° С, так як вони втрачають механічну міцність. З метою збільшення механічної міцності зубчасті колеса з пластмас посилюються за допомогою введення спеціальних деталей, виготовлених з металу, склопластику або іншого матеріалу з міцністю вище, ніж міцність пластмаси. З листа 0,1-0,5 мм виготовляють армуючої деталь, яка б відтворювала форму зубчастого колеса, але значно меншою за зовнішніми розмірами. Деталь забезпечується отворами і пазами для проходження пластмаси і встановлюється в форму так, щоб вона повністю покривалася пластмасою. Залежно від товщини колеса вводять одну або кілька таких деталей. Подібним чином можна армувати не тільки прямозубиє, але і глобоідальние колеса, а також черв'яки і кулачки.

Порівняльні випробування зубчастих передач з колесами із пластмас і зі сталевими колесами, проведені ЦНИИТМАШ, підтвердили ефективність застосування пластмас для зниження шуму. Так, рівень звукового тиску пар сталь - капрон знизився в порівнянні з рівнем звукового тиску сталевих зубчастих пар на 18 дБ. Підвищення навантаження пластмасових зубчастих передач викликає менше збільшення шуму, ніж у сталевих. Порівняльна оцінкашуму зубчастих пар сталь - капрон і капрон - капрон на всіх режимах робіт показує, що для зниження шуму передач практично досить замінити одне зубчасте колесо пластмасовим.

Ефективність зниження шуму за рахунок застосування пластмасових коліс на високих частотах вище, ніж на низьких. Матеріалом, знаходить все нові і нові області застосування в сучасній техніці, стала гума. Міцність, надійність, довговічність гумових деталей визначаються правильним виборомконструкції, оптимальних розмірів, марки гуми, раціональної технології виготовлення деталей. Практика показала ефективність застосування пружних зубчастих коліс, а також коліс з внутрішньої віброізоляцією. Як елементи таких виробів застосовуються гнучкі гумові шарніри. Пружність зубчастого колеса досягається шляхом зміцнення гумових вставок між маточиною і вінцем колеса. Це сприяє пом'якшенню і зменшення ударних навантажень на зуб колеса.

Технологія виготовлення зубчастих коліс, принцип зубообразованія, вид інструменту для нарізання, припуски на обробку, точність верстатів не тільки визначають якість за відхиленнями в окремих елементах зачеплення, а й зумовлюють кінематичне взаємодія елементів зачеплення. Накопичені помилки в окружному кроці зубчастих коліс і поєднання цих помилок викликають, як правило, низькочастотні коливання.

До низькочастотних збуджень систем призводять також місцеві накопичені і поодинокі помилки на профілі зуба, розташування яких по обороту колеса носить випадковий характер. Дефекти роботи черв'ячної передачі зуборізного верстата (неточність кроку черв'ячного колеса, биття черв'яка) викликає утворення на поверхні зубів підвищень або перехідних майданчиків (хвиль). Відстань по колу між лініями нерівностей відповідає кроку зубів делительного колеса верстата, в зв'язку з чим частота коливань цього виду залежить від - числа зубів делительного колеса зуборізного верстата. Інтенсивний шум в області високих частот обумовлюється наявністю відхилень від евольвенти, розмірів, форми і кроку зубів. У цих випадках направлення дії сил, прикладених до зубів; можуть відрізнятися від напрямку теоретичного дії сил в ідеальному зачепленні. Це призводить до виникнення інших форм коливань. крутильних, поперечних з частотами, відмінними від розглянутих.

Крім розглянутих помилок накопичення, що носять циклічний характер, мають місце так звані помилки Обкатился. Одним із способів зменшення вібрації і шуму зубчастих коліс є підвищення точності їх виготовлення.

В результаті застосування цих операцій величина циклічно діючих помилок зменшується, і тим самим значно знижується шумообразование (на 5-10 дБ). Тривала притирання зубів не рекомендується, так як вона призводить до неприпустимого спотворення їх профілю. Виняток і зниження циклічних помилок в елементах зачеплення зубчастих коліс досягаються підвищенням точності виготовлення профілю зубів і точності основного кроку. Помилка основного кроку повинна бути менше деформації під навантаженням або температурної деформації і тому не призведе до помітної додаткової динамічної навантаженні. Знизити шкідливий вплив циклічних помилок в окремих випадках можна також слюсарної доведенням місць контакту під час випробувань і збільшенням подачі масла. Рівень шуму знизиться, якщо виготовляти зуби коліс максимально пружними за рахунок високої корекції або модифікувати їх по висоті профілю. Істотним фактором підвищення якості зубчастих коліс є збільшення точної і кінематичного ланцюга обкатки і ланцюги подача зубофрезерних верстатів, а також забезпечення сталості температури в процесі зубообработки.

Величина циклічної помилки на нарізається колеса швидко убуває з ростом числа зубів делительного колеса верстата. Тому застосовують верстати з великим числом зубів делительного колеса. При роботі зубчастого механізму при малих частотах обертання без розмикань і ударів частотний спектр шуму відповідає спектру кінематичної похибки зубчастої передачі. Амплітуди складових спектра визначаються при цьому величинами допущених помилок і умовами випромінювання звукових хвильв навколишнє середовище. При роботі зубчастого зачеплення з розмиканням, які мають місце при підвищених швидкостях і змінних навантаженнях, виникають короткочасні імпульси з широкими спектрами частот, які сприяють зростанню рівня шуму в окремих випадках на 10-15 дБ. Величина цих імпульсів і інтервали між ними можуть бути змінними. При постійній частоті обертання збільшення переданого моменту вдвічі призводить до подвоєння лінійних деформацій і амплітуди коливань. Випромінювана звукова потужність пропорційна квадрату навантаження. Тому шум і вібрація залежать від навантаження приблизно так само, як від частоти обертання. Зниження шуму передачі може бути досягнуто зменшенням частоти обертання зубчастих коліс. На збільшення рівня шуму зубчастих передач істотний вплив багатодітній родині і монтажні та експлуатаційні дефекти. До монтажних дефектів відносять підвищені зазори в підшипниках, перекіс осей, невидержка міжцентровою відстаней спаровуються зубчастих коліс, неточне центрування їх, биття з'єднувальних муфт до експлуатаційних факторів, що впливає на шум зубчастих коліс відносять зміна переданого крутного моменту (зокрема, його коливання), знос і режими змащування і кількість мастильного матеріалу. Зміна переданого крутного моменту породжує ударний характер взаємодії зубів в зачепленні.

Відсутність або недостатня кількість мастильних матеріалів металевих зубчастих коліс призводить до підвищення тертя і, як наслідок до збільшення рівнів звукового тиску на 10-15 дБ. Зниження інтенсивності низькочастотних складових шуму досягається підвищенням якості збірки і динамічним балансуванням обертових деталей, а також введенням пружних муфт між редуктором і двигуном, редуктором і виконавчим механізмом. Введення пружних елементів в систему знижує динамічні навантаження на зуби зубчастих коліс. Розташування зубчастих коліс біля опор на двохопорних валах по можливості на нерухомій посадці без зазорів в опорах також призводить до зниження шуму.

Застосування спеціальних демпферов як в самих зубчастих передачах, так і в усьому механізмі в цілому зміщує максимум звукової енергії в сторону середніх частот. Зменшення зазорів між зубами помітно зменшує амплітуду вібрацій зубчастих коліс, викликаних зовнішніми причинами, Проте зменшення зазору до значень, менших допустимого нормами, Викличе помітне погіршення в роботі передачі.

Своєчасний і високоякісний ремонт зубчастих передач, при якому зазори в усіх зчленуваннях доводяться до передбачених допусками, необхідний для зниження рівня шуму і вібрації. Кожухи мають невеликі габарити і внутрішня повітряна порожнина редукторних систем відноситься до класу «малих» акустичних обсягів, розміри яких менше довжини хвилі на низьких і середніх частотах. Огороджувальні конструкції жорстко пов'язані з металевими опорними конструкціями, загальний рівень випромінюваного редукторного системами шуму визначається рівнем шуму, випромінюваного тонкостінними кришками огорож, зазвичай розміри випромінюючих огорож порівнянні з відстанями до зон, в яких знаходиться обслуговуючий персонал.

Виробничий шум є общебиологическим подразником, який знижує не тільки слух, а й впливає на серцево-судинну і нервову системи людини.

Дослідження впливу шуму на організм людини показали, що тривало і короткочасно діючі шуми, стабільні шуми з однаковим загальним рівнем, але різним спектральним складом, а також імпульсні шуми з різним часомнаростання інтенсивності до максимуму по-різному впливають на організм людини.

Вплив шуму на людину може бути поділені залежно від інтенсивності і спектру шуму на наступні групи:

Дуже сильний шум з рівнями 120 ... 140 дБ і вище незалежно від спектру здатний викликати механічні пошкодження органів слуху і бути причиною важких поразок організму;

Сильний шум з рівнями 100 ... 120 дБ на низьких частотах, вище 90 дБ на середніх і вище, 75 ... 85 дБ на високих частотах викликає незворотні зміни в органах слуху, а при тривалому впливі може бути причиною ряду захворювань і в першу чергу - нервової системи ;

Шум нижчих рівнів 60 ... 75 дБ на середніх і високих частотах діє шкідливо на нервову системулюдини, зайнятого роботою, що вимагає зосередженої уваги.

Санітарні норми поділяють шуми на три класи і встановлюють для кожного з них допустимий рівень:

1 клас - низькочастотні шуми (найбільші складові в спектрі розташовані нижче частоти 350 Гц, вище якої рівні знижуються) з допусти мим рівнем 90 ... 100 дБ;

2 клас - середньо частотні шуми (найбільші рівні в спектрі розташовані нижче частоти 800 Гц, вище якої рівні знижуються) з допустимим рівнем 85 ... 90 дБ;

3 клас - високочастотні шуми (найбільші рівні в спектрі розташовані вище частоти 800 Гц) з допустимим рівнем 75 ... 85 дБ.

Тобто шум називають низькочастотних з частотою коливань не більше 400 Гц, среднечастотним - 400 ... 1000 Гц, високочастотним - понад 1000 Гц. По ширині спектра шум класифікують як широкосмуговий, що включає майже всі частоти звукового тиску (рівень вимірюється в дБА), і вузькосмуговий (рівень вимірюється в дБ). Крім того, шум підрозділяють на: повітряний, що поширюється в повітряному середовищі від джерела виникнення до місця спостереження, і структурний, що передається по елементах конструкції і випромінюється їх поверхнями.

Хоча частота акустичних звукових коливань знаходиться в межах 20 ... 20000 Гц, його нормування в дБ здійснюється в октавних смугах з частотою 63 ... 8000 Гц постійного шуму. Характеристикою же непостійного і широкосмугового шуму є еквівалентний по енергії і сприйняття вухом людини рівень звуку в дБА. У таблиці 4.1 наведені нормовані параметри звуку в кабінах тракторів та інших самохідних машин відповідно до ГОСТ 12.2.120-88 і ГОСТ 12.1.003-83. Відзначимо, що відповідно до ГОСТ 12.2.019-86 зовнішній шум машини не повинен перевищувати 85 дБА на відстані 7,5 м від її осі перпендикулярно напрямку руху.

Таблиця 5.1 - Нормовані параметри звуку в кабіні тракторів

Слід зауважити, що норми шуму встановлені на робочому місці оператора безвідносно до того, чи є тут одне джерело шуму або їх кілька. Очевидно, що якщо звукова потужність, яку випромінює одним джерелом, задовольняє гранично допустимого рівня звукового тиску на робочому місці, то при установці тут кількох таких же джерел зазначений гранично допустимий рівень буде перевищений через їх складань.

Рівні шуму, виражені в децибелах, складати арифметично можна, і тут загальний рівень шуму визначається за законом енергетичного підсумовування.

Таблиця 5.2 - Добавка в функції різниці рівнів джерел

Різниця рівнів двох джерел

Як випливає з наведеного, якщо рівень шуму одного джерела вище рівня іншого джерела на 8 ... 10 дБ (дБА), то буде переважати шум більш інтенсивного джерела, тобто добавка до сумарним рівнем шуму нехтує мала.

Загальний рівень шуму різних за інтенсивністю джерел визначається за формулою:

Різниця між найбільшим рівнем і іншими рівнями шуму джерельної бази їх виникнення.

Розрахунок зміни рівня шуму зі зміною відстані від джерела ведеться за формулою:

ДБ (дБА),

Де L u -рівень шуму джерела; r- відстані від джерела шуму до об'єкта його сприйняття, м.

Поряд з такими інтенсивними джерелами шуму на тракторах, як двигун і ходова система, активним джерелом шуму є трансмісія.

Класифікація засобів і методів захисту від шуму встановлена ​​ГОСТ 12.1.029-80, відповідно до якого, в конструкції повинні бути передбачені і враховані:

Засоби зниження механічного шуму в джерелі його виникнення;

засоби зниження повітряного і структурного шуму на шляху його поширення;

акустичні засоби захисту від шуму (огорожі, екрани, кабіни).

Перш за все, відзначимо, що шум зубчастих передач обумовлений роботою знаходяться в зачепленні зубчастих коліс (шестерень) і підшипників.

Причиною шуму підшипників є ударну дію кульок (роликів) на сепаратор і кільця. При цьому шум підшипників зростає зі збільшенням діаметра кульок (роликів) і частоти обертання. Рівень шуму таких підшипників можна розрахувати за формулою:

ДБ (дБА),

n-частота обертання підшипника, хв;

L no - рівень шуму підшипника без навантаження, що дорівнює 1 ... 5 дБ.

Оскільки підшипники є стандартними готовими виробами, то для зниження їх шуму в конструкції зубчастих передач вони повинні бути встановлені без перекосу внутрішнього кільця, і застосована якісна їх мастило, яка виключає сухе тертя кочення і є своєрідним амортизатором при взаємодії кульок (роликів) з іншими елементами підшипників . При цьому застосовується як рідка, так і мастило, що дає дещо більший ефект в порівнянні з першою.

Що стосується шуму, що виникає при взаємодії зубів шестерень один з одним, то тут необхідно мати на увазі наступне.

Відмітимо, що мова йдепро зубах з евольвентним профілем, який, теоретично, при контакті шестерень повинен забезпечити безударное і без ковзання обкатування одного зуба по поверхні суміжного. Для забезпечення крутного моменту і необхідної міцності зуба вибираються його модуль і ширина. При цьому передбачається, що контакт відбувається по всій ширині зуба, і теоретично "" пляма контакту "" має займати всю ширину зуба при його відповідній висоті. Тільки при цьому може бути забезпечений розрахунковий коефіцієнт корисної діїпередачі.

У реальних умовах при виготовленні самих шестерень, валів для їх кріплення, склянок і расточек для установки підшипників, а також корпусів передач неможливо забезпечити ідеальну точність розмірів цих елементів, оскільки є певна технологічне поле допусків. Ця обставина призводить до наступного.

Реальне міжцентрову відстань ділильних кіл суміжних шестерень виходить більше номінального в межах допуску. Внаслідок цього ідеальне зачеплення шестерень порушується, і виникає спочатку удар при входження зубів в контакт (супроводжується стуком), а потім прослизання одного зуба по поверхні зуба суміжній шестерні. Оскільки чистота обробки зубів не ідеальна, це супроводжується "" скреготом "".

Зазначені явища посилюються ще і тим, що при виготовленні самих шестерень існують допуски: на биття ділильного кола щодо осі обертання, коливання товщини зуба, коливання довжини загальної нормалі шестерень, на розміри гладких і шліцьових посадочних отворів шестерень та ін. Якщо ж врахувати, що при расточке отворів для установки підшипників або склянок під підшипники обумовлюється паралельність валів шестерень, то внаслідок виниклих перекосів валів теоретичне "" пляма контакту "" на зубах шестерень спотворюється, зменшуючись по площі і зміщуючись по поверхні зубів. Це призводить до збільшення контактних напруг на поверхні зубів, внаслідок чого шум посилюється.

Зазначене явище ще більше проявляє себе, якщо стінки корпусу передачі виконані недостатньо жорсткими, і при роботі під навантаженням корпус деформується. В результаті спотворень в зачепленні до того ж виникає пульсуюче сходження і розбіжність суміжних зубів за один оборот шестерень, що служить причиною "" завивання "" передачі в процесі її роботи під навантаженням.

З позиції зниження шуму зубчастих зачеплень очевидним є те, що необхідно підвищувати їх точність і чистоту обробки поверхні зубів. Підвищення точності виготовлення зубчастих коліс призводить до зниження рівня шуму передачі на 3 ... 3,5 дБА в усьому робочому діапазоні навантажень і швидкостей. З огляду на високу вартість заходів по пасивному захисті від шуму робочого місця тракториста, підвищення точності виготовлення і монтажу зубчастих коліс КП трактора є необхідним і економічно найбільш доцільним.

Рівень шуму зубчастих зачеплень відкритих, сухих (без змащення) коробок передач розраховується за формулою:

де Lбн - рівень шуму шестерень без навантаження (приймається рівним 75 ... 80 дБА в залежності від точності виготовлення і чистоти обробки поверхні зубів);

P - окружне зусилля, кг.

Як видно з формули, зменшення окружної швидкості повинно знизити рівень шуму шестерень. Для цього слід застосувати шестерні можливо меншого діаметра шляхом зміни числа зубів і модуля з одночасним збільшенням їх ширини для збереження міцності зубів.

Вважається, що застосування достатньої мастила шестерень знижує рівень шуму зацеплений не менше ніж на ДL ос = 6 дБА. Ізолювання ж внутрішньої порожнини механізму при наявність кришки (з утворенням своєрідного кожуха) дає додаткове зниження шуму на ДL н = 5 ... 7 дБА.

Таким чином, рівень випромінюваного корпусом коробки передач шуму можна знайти:

Розрахунок зубчатого зачеплення на шум

Оцінка впливу шуму, створюваного коробкою передач на акустичну обстановку в кабіні.

де - рівень шуму шестерень без навантаження (приймається рівним 75 ... 80 дБА в залежності від точності виготовлення і чистоти обробки поверхні зубів);

V - окружна швидкість шестерень, м / с;

P - окружне зусилля, кH.

Шум зубчастої передачі:

Сумарний шум зубчастих зачеплень:

Розрахунок підшипників на шум

де d - діаметр кульок (роликів), мм;

d р.ст = 10 мм - для роликопідшипника;

d р.с. = 16,5 мм - для шарикопідшипника; n - частота обертання підшипника, хв -1;

L по - рівень шуму підшипника без навантаження, що дорівнює 1 ... 5 дБ (дБА).

Для шарикопідшипника:

Для роликопідшипника:

Загальний рівень шуму різних за інтенсивністю джерел визначаємо за формулою:

де - найбільший рівень одного з джерел;

Різниця між найбільшим рівнем і іншими

Рівнями шуму джерельної бази їх

виникнення.

Рівень випромінюваного корпусом коробки передач шуму можна знайти:

Розрахуємо рівень шуму, обумовлений його зниженням внаслідок видалення корпусу коробки передач від вуха водія на відстань Y без урахування кабіни:

Сучасна шумоізоліровать кабіна знижує рівень шуму на 20 ... 30 дБА, визначаємо його величину на робочому місці в кабіні:

дБА<дБА на 17,6 дБА.

т.к.L до - істотно менше нормованої велічіниL К.Н = 80 дБА, то шум коробки передач не погіршить акустичну обстановку в кабіні.

Розрахований зовнішній шум машини на відстані 7,5 м. Від її осі перпендикулярно напрямку руху:

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

Висновок по розділу

Розглянуто питання з охорони праці: шум, вплив на людину, нормування, причини виникнення в трансмісії, заходи щодо зниження, оцінка впливу шуму трансмісії (коробки передач) на акустичну обстановку в кабіні і зовнішній шум машини.

Зовнішній шум машини не повинен перевищувати 85 дБА, в нашому випадку 68,4 дБА, отже, умова виконана.

Розглянутий розділ показує, що дана конструкція задовольняє вимогам безпеки.