Шум в редукторе с косозубыми стальными шестернями. Защита от шума и ультразвука. Методы борьбы с шумом. Вой при движении задним ходом

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.

Зная из формул (12) и (15), от чего зависит уровень звукового давления в расчетной точке, для снижения шума могут быть применены следующие методы:

1) уменьшение шума в источнике;

2) изменение направленности излучения;

3) рациональная планировка предприятий и цехов, акустическая обработка помещений;

4) уменьшение шума на пути его распространения. Уменьшение шума в источнике. Борьба с шумом посредством

уменьшения его в источнике (уменьшение Lp) является наиболее рациональной.

Шум механизмов возникает вследствие упругих колебаний как всей машины в целом, так и отдельных ее деталей. Причины возникновения этих колебаний — механические, аэродинамические и электрические явления, определяемые конструкцией и характером работы механизма, а также технологические неточности, допущенные при его изготовлении и, наконец, условиями эксплуатации. В связи с этим различают шумы механического, аэродинамического и электромагнитного происхождения.

Механические шумы. Факторы, вызывающие шумы механического происхождения, следующие: инерционные возмущающие силы, возникающие вследствие движения деталей механизма с переменными ускорениями; соударение деталей в сочленениях вследствие неизбежных зазоров; трение в сочленениях деталей механизмов; ударные процессы (ковка, штамповка) и т. д.

Основными источниками шума, происхождение которого не связано непосредственно с технологическими операциями, выполняемыми машиной, являются прежде всего подшипники качения и зубчатые передачи, а также неуравновешенные вращающиеся части.

Частоты колебаний, а следовательно, и шума, создаваемого

неуравновешенностью, кратны n/60 (n — скорость вращения, об/мин).

Спектр шума шарикоподшипников занимает широкую полосу частот. Звуковая мощность Р зависит от скорости вращения машины:

Увеличение скоростей вращения подшипников качения с пх до п2 (об/мин) приводит к возрастанию шума на величину ΔL (дБ):

Зубчатые передачи — источники шума в широком диапазоне частот. Основными причинами возникновения шума являются деформации сопрягаемых зубьев под действием передаваемой нагрузки и динамические процессы в зацеплении, обусловленные неточностями изготовления колес. Шум имеет дискретный характер.

Шум зубчатых передач возрастает с увеличением скоростей вращения колес и нагрузки.

Уменьшение механического шума может быть достигнуто путем совершенствования технологических процессов и оборудования, заменяя устаревшие процессы и оборудование новыми. Например, внедрение автоматической сварки вместо ручной устраняет образование брызг на металле, что позволяет исключить шумную операцию по зачистке сварного шва. Применение фрезерных тракторов для обработки кромок металла под сварку вместо пневмозубил делает этот процесс значительно менее шумным.

Нередко повышенный уровень шума является следствием неисправности или износа механизмов, и в этом случае своевременный ремонт позволяет снизить шум.

Необходимо отметить, что проведение многих мероприятий по борьбе с вибрациями (см. гл. 4) дает одновременно и спижение шума. Для уменьшения механического шума необходимо:

заменять ударные процессы и механизмы безударными; например, применять в технологическом цикле оборудование с гидроприводом вместо оборудования с кривошипными или эксцентриковыми приводами;

заменять штамповку прессованием, клепку — сваркой, обрубку — резкой и т. д.;

заменять возвратно-поступательное движение деталей равномерным вращательным движением;

применять вместо прямозубых шестерен косозубые и шевронные, а также повышать классы точности обработки и чистоты поверхности шестерен; так, ликвидация погрешностей в зацеплении шестерен дает снижение шума на 5—10 дБ, замена прямозубых шестерен шевронными — на 5 дБ;

по возможности заменять зубчатые и цепные передачи клиноременными и зубчатоременными; например, замена зубчатой передачи на клиноременную снижает шум на 10—15 дБ;

заменять, когда это возможно, подшипники качения на подшипники скольжения; такая замена снижает шумы на 10—15 дБ;

по возможности заменять металлические детали деталями из пластмасс и других «незвучных» материалов, либо перемежать соударяемые и трущиеся металлические детали с деталями из «незвучных» материалов, например, применять текстолитовые или капроновые шестерни в паре со стальными; так, замена одной из стальных шестерен (в паре) на капроновую снижает шум на 10—12 дБ;

использование пластмасс при изготовлении деталей корпусов дает хорошие результаты. Например, замена стальных крышек редуктора пластмассовыми приводит к снижению шума на 2—6 дБ на средних частотах и на 7—15 дБ — на высоких;

при выборе металла для изготовления деталей необходимо учитывать, что внутреннее трение в различных металлах неодинаково, а следовательно, различна «звучность», например, обычная углеродистая сталь, легированная сталь являются более «звучными», чем чугун; большим трением обладают после закалки сплавы из марганца с 15—20% меди и магниевые сплавы; детали из них при ударах звучат глухо и ослабление; хромирование стальных деталей, например турбинных лопаток, уменьшает их «звучность»; при возрастании температуры металлов на 100—150° С они становятся менее звучными;

более широко применять принудительную смазку трущихся поверхностей в сочленениях, что также снижает их износ;

применять балансировку вращающихся элементов машин;

применять прокладочные материалы и упругие вставки в соединениях, чтобы исключить или уменьшить передачи колебаний от одной детали или части агрегата к другой; так, при правке металлических листов наковальню нужно устанавливать на прокладку из демпфирующего материала.

Установка мягких прокладок в местах падения деталей с конвейера или сбрасывания со станков, прокатных станов может существенно ослабить шум.

У прутковых автоматов и револьверных станков источником шума являются трубы, в которых вращается прутковый материал. Для снижения этого шума применяют различные конструкции малошумных труб: двухстенные трубы, между которыми проложена резина, трубы с наружной поверхностью, обернутой резиной и т. п.

Для уменьшения шума, возникающего при работе галтовочных барабанов, дробилок, шаровых мельниц и других устройств наружные стенки барабана облицовывают листовой резиной, асбестовым картоном или другими подобными демпфирующими материалами.

Аэродинамические шумы. Аэродинамические процессы играют большую роль в современной технике. Как правило, всякое течение газа или жидкости сопровождается шумом, и поэтому с вопросами борьбы с аэродинамическими шумами приходится встречаться очень часто. Эти шумы являются главной составляющей шума вентиляторов, воздуходувок, компрессоров, газовых турбин, выпусков пара и воздуха в атмосферу, двигателей внутреннего сгорания, насосов и т. п.

К источникам аэрогидродинамического шума относятся: вихревые процессы в потоке рабочей среды; колебания среды,4 вызываемые вращением лопастных колес; пульсации давления рабочей среды; колебания среды, вызываемые неоднородностью потока, поступающего на лопатки колес. В гидравлических механизмах к этим источникам шума добавляются также кавитациониые процессы.

При движении тела в воздушной или газовой среде, при обдувании тела потоком среды вблизи поверхности тела образуется периодически отрывающиеся от него вихри (рис. 43, а). Возникающие при срыве вихрей сжатия и разрежения среды распространяются в виде звуковой волны. Такой звук называется вихревым.

Частота вихревого звука (Гц) выражается формулой

f=Sh(v/D)

где Sh — число Струхаля, определяемое опытным путем; v — скорость потока, м/с; D — проекция ширины лобовой поверхности тела на плоскость, перпендикулярную v; для шара и цилиндра величиной D являются их диаметры.

Вихревой шум при обтекании тел сложной формы имеет сплошной спектр.

Звуковая мощность вихревого шума (Вт)

где к — коэффициент, зависящий от формы тела и режима течения; сх — коэффициент лобового сопротивления.

Отсюда видно, что для уменьшения вихревого шума необходимо прежде всего уменьшить скорости обтекания и улучшить аэродинамику тел.

Рис. 43. Аэродинамический шум:

а — вихревой; б — шум от неоднородности потока; в — шум струи; 1 — препятствие; 2 — поле скоростей в абсолютном движении; 3 — то же в относительном движении; 4 — лопатка колеса; 5 — направление вращения

Для гидравлических машин с вращающимися рабочими колесами (вентиляторы, турбины, насосы и т. д.) имеет место шум от неоднородного потока.

Неоднородность потока на входе в колесо или на его выходе, возникающая из-за плохо обтекаемых деталей конструкции или направляющего аппарата, приводит к нестационарному обтеканию лопаток колеса и неподвижных элементов, расположенных у колеса и, как следствие этого, — к шуму от неоднородности (шуму от препятствий в потоке, лопаточному, сиренному шуму).

Шумообразование от неоднородности потока, так же как и вихревой шум, вызывается пульсациями давления на препятствиях и лопатках (рис. 43, б).

В относительном движении скорость на входе в колесо равна геометрической сумме скорости в абсолютном движении и окружной скорости. При попадании лопатки в аэродинамическую тень от препятствия (впадина на профиле абсолютных скоростей) относительная скорость изменяется по величине и направлению и влечет за собой изменение угла атаки, а следовательно, и вектора силы, действующей на лопатку, что вызывает появление звукового импульса. _ Звуковая мощность шума от неоднородности потока также определяется выражением (15), поскольку природа обоих шумов одинакова.

Лыков А.В., Лахин А.М. В работе рассмотрены вопросы снижения шума в работе зубчатых передач. Выполнен анализ причин возникновения шума и вибраций в работе зубчатых передач, определены основные конструкторские и технологические методы его уменьшения.

Ключевые слова:

зубчатая передача, шум, износ.

Введение

Одним из важнейших эксплуатационных показателей работы зубчатых передач является шум их работы. В наибольшей степени повышенная шумность зубчатых передач характерна для высокоскоростных и тяжелонагруженных передач, и данный показатель в большинстве случаев также характеризует надежность и долговечность механизма с зубчатыми колесами.

Основное содержание и результаты работы

Уровень шума зубчатых колес зависит от многих факторов, главными из которых являются точность зубчатого зацепления, а также инерционные и жесткостные параметры системы. Погрешности зацепления являются возбудителями вынужденных колебаний, а инерционные и жесткостные параметры определяют собственные колебания системы.

Вследствие разности фактических шагов ведущего и ведомого колес, возникают удары сопряженных зубьев в момент входа их в зацепление . Это вызывает колебательный процесс. Сила удара находится в прямой зависимости от разности шагов зацепления и окружной скорости. Поэтому при возрастании скорости вращения валов с зубчатыми колесами, возрастает и интенсивность шума.

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 силы трения, действующей между рабочими профилями зубьев в полюсе зацепления. Это вызывает распространение вибрации от зубчатых колес ко всем деталям механизма зубчатой передачи и возникновение звуковых волн.

При рассмотрении различных форм пятна контакта зубьев можно выделить следующие характерные случаи (рис.1).

Рисунок 1 - Формы пятна контакта пар зубьев

При форме пятна контакта, представленной на рис.1, а, зубчатая передача издает тихий шелест и низкое гудение, практически на увеличивающееся с ростом окружной скорости. В данном случае нагрузка распределяется равномерно по зубьям, и передача считается годной. При форме пятна контакта (рис. 1, б), без нагрузки слышен шелест, а код нагрузкой вой, увеличивающийся с ростом окружной скорости. Передачи с формой пятна контакта показанной на рис. 1,в, при работе без нагрузки издают мелкий стук, перерастающий в вой и частый перемежающийся стук. В случае (рис.1, г) передача издает частый перемежающийся стук, перерастающий с вой.

Как видно из форм пятна контакта, возникновению шума способствуют также погрешности обработки базовых отверстий корпуса зубчатой передачи, что вызывает перекосы валов и подшипников при монтаже зубчатой передачи. Это вызывает результаты, аналогичные погрешностям окружного шага и направления зуба .

Исходя из причин возникновения шума в работе зубчатых передач, можно определить основные способы его снижения, среди которых выделим конструктивные и технологические методы.

К конструктивным методам можно отнести методы связанные с совершенствованием конструкции зубчатых колес, которые позволяют устранить удары и вибрации при зацеплении пар зубьев.

Для повышения плавности в работе зубчатой передачи целесообразно использовать косозубые, шевронные и колеса с криволинейным зубом вместо прямозубых. Такие зубчатые передачи позволяют каждому зубу входить в зацепление не сразу по всей длине, как правило с ударом, а постепенно, плавно, вызывая упругие микродеформации участков зуба, компенсирующие погрешности окружного шага и направления зуба. Переход от прямозубой к косозубой или криволинейной форме зуба позволяет снизить уровень шума на 10-12 дБ.

Если конструкция зубчатой передачи по какой либо причине не позволяет применение косо- или криволинейной формы зуба, снижения шума можно достичь за счет модификации формы зуба. Здесь можно выделить два способа: продольная модификация и модификация формы профиля зуба. Продольная модификация заключается в плавном изменении размеров сечения зуба по его длине, и чаще всего сводится к применении зубьев бочкообразной формы. В таких зубчатых колесах ширина зуба уменьшается от середины к краям зубчатого венца. Это позволяет уменьшить влияние перекоса зубьев вследствие непараллельности осей валов и погрешностей направления зуба, при этом шум зубчатой передачи снижается на 3-4 дБ.

Модификация формы эвольвентного профиля зуба чаще всего сводится к фланкированию головки и ножки зуба - направленном удалении части профиля зуба для более равномерного расположении зубьев на колесе и уменьшения ошибок основного шага. Это позволяет упростить монтаж зубчатых колес в передаче и уменьшить влияние деформации зубьев при работе под нагрузкой. В результате фланкирования контакт зубьев вне линии зацепления заменяется на теоретически правильный контакт по линии зацепления, в результате чего увеличивается пятно контакта зубьев и снижается уровень шума зубчатой передачи.

Также известно, что одним из факторов определяющих способность зубчатой передачи гасить колебания является материал колеса. За счет замены хотя бы одного зубчатого колеса передачи на колесо из пластмассы можно значительно снизить уровень шума, что в наибольшей степени достигается для высокоскоростных передач, на резонансных режимах работы а также при повышенных нагрузках. Существенно снизить шумность несиловых передач можно за счет применения сталей с низкой поверхностной твердостью, металлических порошков и т. п. Хорошей комбинацией в зубчатой передаче является использование шестерни из стали повышенной твердости и шлифованными зубьями с колесом из более мягкой стали и шевингованными зубьями.

Для более бесшумной и плавной работы зубчатой передачи при постоянных условиях нагружения следует назначать минимальный модуль зубчатых колес . Это увеличивает торцовый и осевой коэффициенты перекрытия, повышая плавность работы и снижая вибрации в зацеплении. При этом, вследствие уменьшения сечения основания зуба, входящего в зацепление уменьшается уровень допускаемых нагрузок на зуб. Для компенсации этого недостатка следует увеличивать делительный диаметр, ширину зубчатого венца, использования многопарного зацепления и т. д.

Шум передачи также можно снизить за счет обеспечения коэффициента перекрытия зубьев равного целому числу. Испытания показали, что коэффициент перекрытия 2,0 обеспечивает наиболее бесшумную работу передачи.

На шумность зубчатой передачи влияет нагрузка на зубья. При увеличении коэффициента нагрузки, снижается динамическая нагрузка в зацеплении. При этом увеличиваются упругие деформации в зацеплении, компенсируя неизбежные погрешности шага зубьев, повышается плавность работы передачи и снижается уровень шума.

Кроме того на шумность влияет конструкция и материал корпуса зубчатой передачи, который должен препятствовать распространению звука в окружающую среду. Как правило, литые корпуса лучше демпфируют колебания чем сварные. Качество смазочного материала также определяется их способностью демпфировать колебания. Более вязки смазочные материалы обеспечивают более бесшумную работу, однако снижая при этом КПД зубчатой передачи. Тип подшипников валов зубчатых колес также влияет на шумность работы передачи. Подшипники качения, работая с масляной пленкой при высоких скоростях, обеспечивают более бесшумную работу зубчатой передачи, имея при этом, однако, значительно большие потери на трение по сравнению с подшипниками качения. Поэтому подшипники качения рекомендуется использовать в высокоскоростных передачах.

Среди технологических методов снижения шума в работе зубчатых передач рассмотрим основные технологические операции отделочной обработки зубьев. Как рассматривалось ранее, основное влияние на шум зубчатой передачи оказывает точность и качество поверхностей зубьев. Уменьшение шума зубчатой передачи для незакаленных зубчатых колес наиболее эффективно можно обеспечить шевингованием. При этом значительно уменьшаются погрешности окружного шага, направления зуба и отклонения профиля зуба. Для закаленных зубчатых колес наиболее эффективным и производительным методом борьбы с шумом является зубохонингование, обеспечивающее снижение шума передачи на 2-4 дБ. Зубошлифование обеспечивает наиболее высокую точность параметров зубчатого венца и наименьший уровень шума передачи. Однако данный метод наименее производителен.

Выводы

В целом в ходе исследовании установили что основным источником шума в работе зубчатой передачи являются удары и вибрации возникающие вследствие неточности элементов зубчатой передачи. Определили основные конструкторские и технологические методы уменьшения шума в работе зубчатой передачи.

Список использованной литературы

1. Кудрявцев В. Н. Зубчатые передачи. - М.: Машгис,1957. - 263 с.
2. Косарев О. И. Способы снижения возбуждения и вибраций в прямозубом зацеплении. / О. И. Косарев // Вестник машиностроения. - 2001. - №4. С. 8-14.
3. Рудницкий В. Н. Влияние геометрических параметров зубчатых колес на шум в зубчатых передачах / В. Н. Рудницкий. Сб. ст. Вклад ученых и специалистов в национальную экономику / БГИТА - Брянск, 2001. - с.125-128.

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.

Почему же всё-таки гремят зубчатые колеса? Очевидный ответ: “потому что кривые”. Очевидный, но не достаточный. Зубчатое колесо - достаточно сложная деталь и его геометрия описывается множеством параметров и все они по разному влияют на шум передачи. В зависимости от обстоятельств, в каждом конкретном случае одни погрешности могут влиять больше на шум, другие - меньше.

Базовое понятие в этом вопросе - кинематическая погрешность передачи или зубчатого колеса. Согласно ГОСТ 1643-81 (Приложение 1 п.1) .

Кинематическая погрешность передачи F i - разность между действительным и номинальным (расчётным) углом поворота ведомого зубчатого колеса передачи.

Допустим, передача состоит из шестерни z 1 =20 и колеса z 2 =40, т.е. передаточное отношение u = 2. Если шестерни изготовлены с идеальной точностью, то при повороте шестерни на один угловой шаг 360° / 20 =18°, колесо повернётся на угол 18° / 2 = 9°. Если шестерню повернуть на два угловых шага 36°, то колесо повернётся на 18°, и так далее. Это и есть номинальные (расчётные) углы поворота и для идеальных зубчатых колёс они связаны передаточным отношением. При любом угле поворота шестерни, колесо повернётся на угол в 2 раза меньший.

угол поворота колеса = угол поворота шестерни / u

Но в реальности не бывает ничего идеального. Все детали имеют какие-то погрешности. Поэтому, на самом деле ведомое колесо будет поворачиваться на угол отличный от номинального (расчётного) и ошибку можно выразить так:

F i = угол поворота колеса - угол поворота шестерни / u

Т.е. в реальности передаточное отношение не постоянное, это означает что скорость вращения ведомого колеса будет колебаться. И в спектре этих колебаний могут найтись частоты с достаточно высокой амплитудой. Эти колебания могут быть причиной шума.

Изготовление особо точных зубчатых передач. Турецкий И.Ю., Любимков Л.Н., Чернов Б.В

Почему возникает кинематическая погрешность?

Причины могут быть самые разные:

геометрия зацепления: возникновение интерференции или неоптимальное перекрытие. Эти ошибки могут возникать как на этапе расчёта передачи, так и при изготовлении (например, применение неподходящего инструмента).
Погрешности изготовления колёс искажающие профиль зуба (эвольвенту) и равномерность расположения зубьев (погрешности шага)
погрешности сборки и сопряжённых деталей (корпуса, валов, подшипников)
тепловые деформации и деформации зуба под нагрузкой искажающие профиль зуба

вертикальная ось - кинематическая погрешность с учётом жёсткости зуба при разных нагрузках.

горизонтальная ось - угол поворота колеса

Измеряемый акустическими методами уровень шума будет зависеть от всей конструкции в целом - не только от зубчатых колёс, но и подшипников, корпуса, крепления корпуса редуктора, характера нагрузки и т.д.

Схематично физическую сущность явления можно выразить так:

геометрические погрешности колёс

кинематическая погрешность передачи

масса, момент инерции, жёсткость и демпфирование

Колебания в зацеплении

Силы действующие на подшипники

Масса, жёсткость и демпфирование корпусных деталей

Вибрации корпуса

Крепление корпуса редуктора

Колебание всей машины в целом

Единой общепринятой методики расчёт, которая учитывала бы влияние всех погрешностей на шум на данный момент не существует. Расчёты базируются либо на эмпирических зависимостях, либо на некоторых моделях с допущениями.

Почему прямозубое колесо шумит, а косозубое колесо не шумит?

Часто встречается принцип: “если передача шумит, значит её нужно заменить на косозубую” . Это связано, в первую очередь, с тем что угол перекрытия в косозубом зацеплении, больше чем в прямозубом.

Угол перекрытия - угол поворота зубчатого колеса передачи от положения входа зубьев в зацепление до выхода его из зацепления.

Перекрытие оценивается коэффициентом перекрытия - отношением угла перекрытия к угловому шагу колеса.

Если коэффициент перекрытия =1, то каждый зуб выходит из зацепления точно в тот момент, когда следующий зуб входит в зацепление.
Если коэффициент перекрытия < 1, то между выходом из зацепления одного зуба и входом в зацепления следующего зуба контакт между колёсам разрывается.
Если коэффициент перекрытия > 1, то в каждый момент времени в зацеплении находится два или больше зубьев. Чем больше зубьев одновременно находится в зацеплении тем меньше напряжения в зацеплении и меньше деформации зубьев и влияние погрешностей профиля сглаживается и усредняется.

Замена прямозубых колёс на косозубые - не панацея. В реальных условиях, надо оценивать разные варианты. По совокупности, снижение шума за счёт повышения точности прямозубых колёс или какими-то другими мерами, может быть эффективнее, чем просто замена на косозубые колёса.

Как измерить кинематическую погрешность?

В таком виде как это описано в начале измерить кинематическую погрешность - довольно затратное дело. Для это нужна возможность установить на шестерне и колесе датчики угла соответствующей точности. Либо нужен специальный прибор и эталонная шестерня. Эти способы хороши при массовом или крупносерийном производстве. При этом само измерение кинематической погрешности даёт мало информации о её источнике. Кинематическая погрешность - комплексный показатель и складывается из разных погрешностей возникающих на разных операциях.

При малых сериях и единичном производстве часто целесообразно выполнять контроль по нескольким отдельным параметрам, которые в совокупности позволяют оценить кинематическую точность: