Влияние коэффициента перекрытия
Если при передаче нагрузки отклонений параметров зубчатой передачи нет, то импульс зацепления незначителен. Но поскольку всегда имеются откло-нения зубьев от размеров, то это приводит к возникновению ударных нагрузок, направленных вдоль линии зацепления ведущего колеса. При увеличении сред-него числа зубьев передаваемая нагрузка распределяется на большее число
зубьев, что улучшает зацепление и расцепление зубьев и тем самым снижает уровень шума. Поскольку коэффициент перекрытия должен быть низким, то его оптимальное значение равно 2 (отношение длины контакта по линии зацеп-ления к шагу, т.е. среднее число зубьев, работающее в данный момент времени)
Точность изготовления оказывает существенное влияние. Так при про-чих равных условиях профиль зуба, погрешность изготовления которого со-ставляет 5 мкм, работает на 10 дБ бесшумнее, чем профиль с погрешностью от 15 до 20 мкм.
Влияние нагрузки обусловлено тем, что от нее зависит величина возни-кающих деформаций, которые в свою очередь влияют на точность зацепления и его импульс. Кроме того, с ростом нагрузок растут силы трения, а вместе с ней и величина шагового импульса. При низких нагрузках и невысоких скоростях удвоение нагрузки вызывает увеличение уровня шума на 3 дБ. На скоростях выше 4000 об/мин удвоение нагрузки вызывает увеличение шума уже на 6 дБ. Т.е. шум, производимый передачей, прямо пропорционален переданной меха-нической мощности, которая пропорциональна произведению линейной скоро-сти по шаговому диаметру и составляющей силы, направленной перпендику-лярно к линии центров зубчатой передачи.
Другие источники:
В высокоскоростных передачах воздух, идущий от сопряженных зубьев (воздушный карман), имеет достаточно высокие скорости и образует акустиче-ские ударные волны. Влияние воздушного кармана может быть уменьшено пу-тем увеличения бокового зазора между зубьями для снижения скорости движе-ния сопряженных зубьев. Такие передачи обязательно покрываются кожухами, служащими как для ТБ , так и в качестве звукового барьера.
Брызги смазки, выбрасываемой зубьями. Смазка, не имеющая выхода из впадины, создает ударное возбуждение зубчатых передач.
Шум, создаваемый зубчатыми передачами, имеет широкий частотный спектр. Это обусловлено тем, что колебания в элементах передач возбуждаются силами, имеющими различный характер: циклическими и ударными.
Низкочастотные колебания в редукторных системах возникают в резуль-
тате:
-неравномерности нагрузки;
-дисбаланса вращающихсямасс;
-действия накопленных ошибок в окружном шаге шестерен и колес и сочетания вышеназванных ошибок;
-действия накопленных и единичных ошибок в профиле зуба;
-вследствие перекоса осей; -неравномерности работы двигателя.
Частота этих колебаний
| fн = ni | (2.7) |
Неравномерность обработки поверхности зубьев зависит от от числа зубьев делительного колеса zд
| fд = n zд i | (2.8) |
В области высоких частот определяющей является зубцовая частота
| fз = n zз i | (2.9) |
Точно предсказать наиболее важные вынужденные частоты колебаний в зубчатых передачах и их величины очень сложно. Обусловлено это тем, что вынужденные колебания вызывают резонансные явления не только в элементах зубчатых передач, но и в сопрягаемых с ними деталях машин и механизмов, в т.ч. и в кожухах. Экспериментом установлен следующий ряд ( по мере убыва-ния важности)
-крутильный резонанс в системе передач (особенно для крупногабарит-ных передач); -резонанс кожухов;
-резонанс втулок и колец; -резонанс зубьев.
Шум подшипников
Источники шума подшипников – внутренние силы, обусловленные: -упругими деформациями деталей; -проскализываниями тел качения в местах контакта с кольцами; -завихрениями воздуха, увлекаемого системой качения;
-погрешностями изготовления, монтажа и эксплуатации подшипников: -допусковыми отклонениями элементов подшипников и монтажных раз-меров;
-разностенностью колец подшипников;
-овальностью и разномерностью тел качения; -волнистостью на дорожках качения;
радиальным и осевым зазором между телами качения и кольцами; -зазором в гнездах сепаратора; -некачественной смазкой.
Наиболее шумными являются подшипники качения, причем спектр шума, обусловленного вышеперечисленными причинами достаточно широк от десят-ков до десятков тысяч Гц. Наиболее энергоемкие колебания сосредоточены в диапазоне, начиная от частоты вращения вала fо= n/60 до ≈ 3000Гц.
При наличии разностенности внутренних колец подшипников возникают неуравновешенная центробежная сила и динамический момент. Колебания ме-ханизма будут аналогичны колебаниям, возникающим при наличии статиче-ской и динамической неуравновешенности ротора.
Наибольшее влияние оказывает «волнистость» на дорожках качения ко-лец. Даже незначительные волны высотой 0,5 мкм являются причиной интен-сивного структурного и воздушного шума. Основная частота вибраций зависит от соотношения между числом волн и числом шаров. Частота большей частью лежит в диапазоне 500-5000 Гц, т.е. в области частот собственных колебаний деталей механизмов и в области наибольшей чувствительности человеческого уха.
Радиальный зазор в подшипнике вызывает неравномерное распределение нагрузки на шары и, следовательно, неодинаковое смещение ротора при раз-личном положении шаров относительно нагрузки. Появляются колебания цен-тра тяжести ротора, также приводящие к вибрации машины. Размах колебаний ротора зависит от типа подшипника и соотношения между нагрузкой и зазором в подшипнике.
Когда сепаратор подшипника имеет повышенные зазоры в гнездах для шаров, появляется сепараторный шум.
Подшипники скольжения менее шумны. Причинами их шума является процесс вихревого смазывания, возникающий в системах смазки подшипников даже при незначительных нагрузках. Обусловлено это тем, что пленка смазоч-ного материала, непосредственно соприкасающегося с валом в граничном слое, вращается со скоростью вала, а пленка, находящаяся на неподвижной поверх-ности подшипника, неподвижна. Это вызывает прецессию вала в подшипнике под влиянием смазки. Частота возникающих вибраций равна половине частоты вала. Совместное действие этой вибрации с вибрацией частоты вращения рото-ра создает резонансные биения.
В таблице 2.1 приведены сведения о составляющих шума и вибраций подшипников.
| Таблица 2.1. | ||
| Частотные характеристики шума подшипников | ||
| Частота, f , Гц | Характеристика/ причины шума и вибраций | |
| Частота вращения вала/ механическая не- | ||
| N / 60 | уравновешенность ротора, расцентровка | |
| муфты | ||
| Подшипники скольжения | ||
| n/120; n/180 | Трение | |
| (0,42-0,48) n/60 | Вихревое смазывание | |
| Подшипники качения | ||
| n/60 | Разностенность внутренних колец | |
| n/30 | Овальность колец | |
| [dвн / ( dвн - dнар )] Z n/60 | Асимметрия расположения тел качения |
| Частота, f , Гц | Характеристика/ причины шума и вибраций | |||
| (n /120) [1- +d / D)] Z zв /q | ||||
| (знак “+” берется для внутреннего кольца, | Волнистость дорожек качения или их износ | |||
| “–“ для наружного) | ||||
| [(1- d2 / D2) D/ d] Z n /60 | Гранность (овальность) тел качения | |||
| (n /120) [ (1- d / D)] Z | Радиальный зазор в подшипнике | |||
| (n /120) [ (1- d / D)] | Неуравновешенность сепаратора | |||
| (n/120) [1- (d/D) cos φ] | Частота | вращения сепаратора | шарикопод- | |
| шипника при неподвижной внешней обойме | ||||
| Частота вращения сепаратора шарикопод- | ||||
| (n/120) [1+ (d/D) cos φ] | шипника | при неподвижной | внутренней | |
| обойме | ||||
| (n/120) (d/D) [1- (d/D)2 cos2 φ] | Частота вращения роликов | |||
| Частота контакта между фиксированной точ- | ||||
| (Zn/120) [1 - (d/D) cos φ] | кой на неподвижной внешней обойме и ро- | |||
| ликом | ||||
| Частота контакта между фиксированной точ- | ||||
| (Zn/120) [1+ (d/D) cos φ] | кой на неподвижной внутренней обойме и | |||
| роликом | ||||
| (n/60) (d/D) [1- (d/D)2 cos2 φ] | Частота контакта фиксированной точки ро- | |||
| лика с поверхностями внутренней и внешней | ||||
| обоймы | ||||
| Частота относительного вращения между | ||||
| (n/60) (d/D) [1 - 0.5 (d/D) cos φ] | сепаратором и внутренней обоймой при не- | |||
| подвижной внешней обойме | ||||
| Частота относительного вращения между | ||||
| (n/60) (d/D) [1+0.5 (d/D) cos φ] | сепаратором и внешней обоймой при непод- | |||
| вижной внутренней обойме | ||||
| Частота контакта фиксированной точки ро- | ||||
| (Zn/60) [1 - (d/D) cos φ] | лика с внутренней обоймой при неподвиж- | |||
| ной внешней обойме | ||||
| Частота контакта фиксированной точки ро- | ||||
| (zn/120) [1 + (d/D) cos φ] | лика с внешней обоймой при неподвижной | |||
| внутренней обойме |
Обозначения: n- частота вращения вала, об/мин; d – диаметр ролика; D- средний диаметр подшипника, мм; Z – число тел качения; zв- число гребней волн вдоль канавки качения; q-наибольший делитель между Z и zв, φ – угол контакта между роликом и обоймой подшип-ника, о (φ=0о для простого радиального подшипника).