ВУЗ: Не указан
Категория: Не указан
Дисциплина: Не указана
Добавлен: 27.06.2024
Просмотров: 82
Скачиваний: 0
стота изгибных колебаний сложного вала (рис. 67) в комплекте с установленными шестернями определяется по методу Рэлея [57]‘ _________
Г п
f о = |
(84) |
|
2я |
||
|
||
|
1 |
где g —- ускорение силы тяжести, м/с2-, |
Gi — сила веса |
і-го участка комплектного вала, Я; Хі — |
статический про- |
Рис. 67. Схема к определению критической частоты изгибных коле баний вала
гиб і-го участка вала, м. Величина статического прогиба і-го участка вала рассчитывается обычными методами.
В рабочем диапазоне скоростей собственная частота изгибных колебаний вала не должна совпадать с часто той вращения (критическая скорость) и частотами пересопряжения зубьев шестерен. Отстройка собственной ча стоты производится влиянием на величину статического прогиба (изменение диаметра и длины вала, толщины ступиц и т. и.). Таким путем может быть ликвидирован повышенный шум на отдельных передачах.
Собственные частоты крутильных колебаний в трак торных трансмиссиях расположены обычно в диапазоне низких звуковых частот, так как, несмотря на высокую жесткость валов, приведенные массы обладают больши ми моментами инерции. Причинами повышенного шума
149
TJO
\
Рис. 68. Опытная конструкция упругого привода ведущей шестерни:
/—коленчатый в а л ; 2—палец; |
Я—фланец: 4—стакан; |
5—ведущ ая ш естерня; 6—втулка; 7—ш естерня |
привода масляного насоса |
с промежуточным |
элементом из текстоли та; 8—втулка; 9—палец; 10— |
|
упругий резино-металлический элемент |
при крутильных колебаниях в передачах являются раз мыкание контактов между зубьями и удары в зацепле нии, цикличность нагрузки. Эти причины могут быть исключены путем введения упругих звеньев — демпфе ров, динамических гасителей крутильных колебаний, а также применением гидродинамических звеньев в транс миссии.
Способы влияния на акустическую активность кор пусных деталей трансмиссии были рассмотрены в начале п а р а гр а ф а . В качестве дополнительной меры для умень-
В-В
Рис. 69. Опытный шкив-гаситель крутильных колебаний:
/—шкив (сейсм ическая м а сса ); 2—упругий резино-металлический элемент; 3—ступица; 4-—ш айба
шения высокочастотных звуковых колебаний, передавае мых корпусным деталям от зубчатых зацеплений, валов и подшипников, можно применить звукоизоляцию стака нов подшипников. С этой целью между стаканами под шипников и корпусом трансмиссии устанавливаются не металлические втулки, обеспечивающие большой перепад акустических сопротивлений в канале передачи звуков и отражение последних к источнику.
Условия работы распределительных шестерен в дви гателях определяются конструктивными особенностями приводов — консольной установкой шестерен на валах,
151
вращающихся в подшипниках скольжения. При работе валы «плавают» в пределах зазоров в подшипниках, что еще больше усугубляется при увеличении зазоров в про цессе эксплуатации. Обеспечить расчетную кинематику заццпления при такой конструкции не представляется возможным, а получить уменьшение шума только за счет улучшения качества изготовления шестерен обычно не удается. Например, при испытаниях на двигателе Д-50 трех комплектов шестерен, изготовленных по различным классам точности, не было обнаружено никакой разницы в излучаемом шуме.
200 |
500 |
1000 |
2000 |
5000 10000Гц |
Рис. 70. Зависимости корректированного уровня и спектрограммы шума привода масляного насоса системы смазки двигателя при прокрутке:
а —Уровни |
ш ума: |
і — м одуль |
—т —2,5, число |
зу б ьев ведущ ей ш естерни—2 = 4 6 ; |
2—гп—2,0; |
2 = 5 6 ; |
3—т = 1,75, 2 |
= 6 7 ; 4—т —1,75, |
z —67, ведущ ая ш естерня с проме |
ж уточным элементом из текстолита, б—спектрограммы ш ума при '*=1800 oojMun: 1—т = 2,5, 2 = 4 6 ; 2—т = 1 ,7 5 , 2 = 6 7
152
Для оценки различных способов устранения главных причин повышенного шума (резонансных совпадений и крутильных колебаний в приводах) на двигателях Д-50, Д-60 и Д-240 автором совместно с В. Т. Квасовым прово дились испытания распределительных шестерен с раз личным модулем и устройствами для уменьшения кру тильных колебаний — с упругим приводом ведущей ше-
Рис. 71. Спектрограммы шума у крышки распределительных шесте рен (а) и на расстоянии 1 м от двигателя Д-240 сбоку (б) при его работе на номинальном режиме:
/—шкив обычный; 2—ш кив-гаситель крутильных копебаний
стерни (рис. 68) и динамическим гасителем крутильных колебаний на носке коленчатого вала (рис. 69).
На рис. 70 приведены зависимости уровней и спек трального состава шума привода масляного насоса систе мы смазки двигателя на режимах прокрутки с номиналь ной нагрузкой при поочередной установке шестерен с одинаковым передаточным числом и разным модулем. Как видно из результатов испытаний, изменением моду ля удается вывести частоту пересопряжения зубьев из
153
резонансной зоны и в рабочем диапазоне скоростей дви гателя существенно снизить шум привода.
При работе с упругим приводом ведущей шестерни, так же как и с гасителем крутильных колебаний, шум распределительных шестерен существенно уменьшается; при этом эффект по снижению шума в обоих случаях был получен практически одинаковый (рис. 71).
В результате устранения резонансных совпадений и уменьшения крутильных колебаний удается снизить шум распределительных шестерен, изготовленных по сущест-
Рис. 72. Шестерни распределения двигателя с демпфирующими эле ментами:
о —промежуточный элем ент из текстолита (/—зубчаты й венец, 2—промеж уточ ный эл ем ен т, 3 и 4—ш айбы , 5—заклеп ки , 6—ступица, 7—технологическая про то ч к а ): б—промежуточный элем ент из привулканінированной резины (/—зу б чатый венец, 2—резиновый элемент, 3—ступица)
вующим стандартам, до уровней ниже фона от остальных источников; при этом в октавной полосе 1 кГц спектра шума двигателей уменьшение уровней достигает 4—5 дб. Дополнительное снижение шума приводов (2—4 дбА на режимах прокрутки) отмечалось после замены обычных шестерен на шестерни с демпфирующими элементами (рис. 72). В то же время при замене всего комплекта шестерен на шестерни с демпфирующими элементами, но
при |
неустраненных |
главных причинах |
повышенно |
го |
шума изменений |
в спектрах шума |
механизма |
на работающем двигателе практически не наблю далось. <
154
Кинематический анализ работы зубчатых передач в двигателях с учетом специфических особенностей кон струкции и результатов акустических испытаний ставит под'сомнение целесообразность применения косозубых ше стерен. Их преимущества при типичной конструкции ре дукторов с валами на подшипниках качения скрадыва ются недостатками из-за условий работы в двигателях. Например, под действием значительных осевых усилий и моментов косозубая промежуточная шестерня совершает дополнительные сложные колебательные движения на оси, которые усугубляются при увеличении зазоров в подшипнике. Очевидно не случайно, что некоторые зару бежные фирмы («Перкинс» и др.) выпускают двигатели с прямозубыми распределительными шестернями.
Г л а в а IV
МЕТОДЫ ВИБРО- И ЗВУКОЗАЩИТЫ РАБОЧЕГО МЕСТА ТРАКТОРИСТА
14. Применение методов виброзвукоизоляции на тракторах
В практике борьбы с внешним шумом тракторов и шумом на рабочем месте важная роль отводится умень шению шума в каналах его распространения методами вибрсзвукоизоляции (см. рис. 42). Хотя эти методы борь бы с шумом относятся к пассивным, они в ряде случаев дают возможность решать поставленные задачи более просто и с меньшими материальными затратами.
Методы виброзвукоизоляции применяются как для локализации непосредственно источников (виброизоля ция силового агрегата, звукоизоляция двигателя и т. п.), так и для выборочной локализации различного оборудо вания, и в частности виброзвукоизоляции рабочего места тракториста.
Виброизоляции принадлежит решающая роль в борь бе со звуковыми вибрациями и низкочастотным вторич ным шумом в кабинах в связи с широким распростране нием на тракторах скоростных двигателей с теоретически неуравновешенной схемой кривошипно-шатунного меха низма. Не менее важна ее роль и при уменьшении звуко вых вибраций, возмущаемых переменной составляющей опрокидывающего момента от газовых сил в цилиндрах. Опыт показывает, что при отсутствии виброизоляции и резонансных совпадениях уровень звукового давления на низких частотах в закрытых кабинах может достигать болевого порога.
У машин с рамной конструкцией остова или несущим кузовом, например у автомобилей, проблема уменьшения вторичного воздушного шума решается путем виброизо ляции силового агрегата от рамы-кузова. Техника вибро-
156