Снижение шума и вибрации редукторов

• Автор: Бондаренко, Вероника Александровна
• Шифр специальности: 05.26.01
• Научная степень: Кандидатская
• Год защиты: 2014
• Место защиты: Ростов-на-Дону
• Количество страниц: 150 с. : ил.

СОДЕРЖАНИЕ
ВВЕДЕНИЕ

1. СОСТОЯНИЕ ВОПРОСА. ЦЕЛЬ И ЗАДАЧИ ИССЛЕДОВАНИЯ

1.1. Анализ работ по снижению шума электродвигателей и ременных передач

1.2. Анализ существующих исследований по снижению шума

зубчатых передач

1.3. Анализ исследований виброакустических характеристик подшипниковых узлов

1.4. Существующие способы снижения виброакустической активности корпусных деталей

1.5. Выводы по главе и задачи исследования

2. ТЕОРЕТИЧЕСКОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ ПРОЦЕССОВ ВОЗБУЖДЕНИЯ ВИБРАЦИЙ И ШУМООБРАЗОВАНИЯ РЕДУКТОРНЫХ СИСТЕМ
2.1. Вывод зависимостей звуковой мощности при эксплуатации редукторов вне помещений
2.2. Вывод зависимостей звуковой мощности при эксплуатации редукторов внутри помещений
2.3. Вывод зависимостей уровней звукового давления редуктора
2.4. Моделирование динамических явлений привода редуктора
2.5. Вывод зависимостей скорости колебаний кольца подшипникового узла
2.6. Выводы по главе
3. МЕТОДИКА РАСЧЕТА ВИБРОАКУСТИЧЕСКИХ
ХАРАКТЕРИСТИК РЕДУКТОРОВ

3.1. Расчетная схема асинхронного электродвигателя
3.2. Расчетная схема механической составляющей привода
3.3. Податливость валов на кручение
3.4. Крутильная податливость соединения вал-ступица
3.5. Расчет податливости зубчатой передачи
3.6. Расчет податливости опор
3.7. Расчет изгибной податливости валов
3.8. Учет демпфирующих характеристик элементов привода
3.9. Расчет скоростей изгибных колебаний колец подшипников. .
3.10. Выводы по главе
4. ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫЕ ИССЛЕДОВАНИЯ ШУМА И ВИБРАЦИЙ РЕДУКТОРОВ. ВНЕДРЕНИЕ РЕЗУЛЬТАТОВ ИССЛЕДОВАНИЙ
4.1. Экспериментальные исследования шума и вибрации серийных редукторов
4.2. Конструкция блочно-модульного подшипника скольжения
4.3. Эффективность снижения вибраций и шума редукторов
4.4. Выводы по главе
5. ОБЩИЕ ВЫВОДЫ И РЕКОМЕНДАЦИИ
ЛИТЕРАТУРА
ПРИЛОЖЕНИЕ
ПРИЛОЖЕНИЕ
ПРИЛОЖЕНИЕ

ВВЕДЕНИЕ
Редукторные системы получили широкое распространение в машиностроении и технологических машинах различного функционального назначения. Например, в различных типах кранов, в механизмах подъема груза и перемещения, транспортных устройствах, таких как конвейерные системы, электровозы и тепловозы и т.д. Характерной особенностью редукторов является наличие в их кинематике зубчатых передач (конических, цилиндрических, червячных), что фактически и определяет их повышенные виброакустические характеристики.
Несмотря на большое количество исследований по шумообразованию зубчатых передач обращает на себя внимание недостаточность научных материалов по процессам возбуждения вибраций и шумообразованию редукторных систем в целом с учетом динамических явлений в приводных механизмах. Необходимо отметить, что учет динамических явлений в приводе редукторов позволит существенно уточнить расчеты структурной доли шума, излучаемой элементами корпусных деталей на стадии проектирования.
Таким образом, задача снижения виброакустических характеристик различных типов редукторов, в особенности при их проектировании, является актуальной и имеет важное научно-техническое и социально-экономическое значение для машиностроительной отрасли.
Целью настоящей работы является изучение закономерностей формирования спектров вибрации и шума редукторов и снижение уровней звукового давления путем совершенствования подшипниковых узлов.
Научная новизна работы заключается в следующем:
1 .Разработана математическая модель динамической системы редуктора с учетом зазоров в зубчатых передачах, что уточняет зависимость силового возмущения по сравнению с линейной моделью.

I гг = с +с +/отр,5т-м2, (2.11)
где - звук, дифрагированный через ограждение;/“^ - звук,
отраженный от близ расположенных станков;/отр- звук, отразившийся от
стен, пола, потолка помещения.
Интенсивность звука, падающего на ограждение в предположении, что источник шума является излучателем сферических звуковых волн, определяется:
/огр=і^5ї (2 12)
д От,2 ’ м2 ’
где г, - расстояние от источника шума до ограждения, м; х ~ коэффициент влияния ближнего звукового поля [54].
В расчетах принято П = 2к, так как полупространство ограничено корпусом станка. Кроме этого принято, что энергия звука, проходящая через ограждения намного меньше, чем дифрагированный звук, и поэтому в расчетах не учитывается. Звук поступает в РТ через ребра ограждения.
Акустическая мощность на ограждении:
К,Р = с: •(1-аогр)5огр,5/я, (2.13)
где а - коэффициент звукопоглощения отражающей конструкции со стороны источника шума; 5огр - площадь ограждения.
Звук, диафрагмирующий через і-е ребро ограждения и попавший в РТ, в предположении, что ребро является линейным излучателем звука:
С = агс1ё^~, (2.14)
2л1|Г2 2 г
где /. - длина і-ого ребра, м; Гг - расстояние от ребра до РТ (принимая, что расстояния от каждого из ребер до РТ одинаковы).
Если звуки проникают в РТ через п ребер, то
С=Х/пр, . (2.15)