Влияние погрешностей изготовления и монтажа зубчатых колес на шум коробок передач токарноревольверных станков тема диссертации и автореферата по ВАК РФ 05.03.01, кандидат технических наук Тишина, Анджела Викторовна

• Тишина, Анджела Викторовна
• кандидат технических наук
• 1999

Оглавление диссертации кандидат технических наук Тишина, Анджела Викторовна

СОДЕРЖАНИЕ

Стр.

ВВЕДЕНИЕ

1. СОСТОЯНИЕ ВОПРОСА. ЦЕЛЬ И ЗАДАЧИ ИССЛЕДОВАНИЯ

1.1. Динамические явления в зубчатых передачах

1.2. Общие принципы уменьшения шума механизмов и оборудования

1.2.1. Качество и точность изготовления зубчатых колес

1.2.2. Материал зубчатых колес

1.2.3. Конструктивные мероприятия

1.2.4. Модификация зубчатых колес

1.2.5. Прочие направления уменьшения шума зубчатых колес

1.3. Обзор теоретического определения уровней шума зубчатых колес

1.4. Выбор объекта исследования

1.5. Цели и задачи исследования

2. ТЕОРЕТИЧЕСКОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ 1ПУМХ к6'Р()БОК ПЕРЕДАЧ 28 ТОКАРНО-РЕВОЛЬВЕРНЫХ СТАНКОВ

2.1. Обоснование комплексного критерия точности зубчатых колес

2.2. Влияние основных показателей точности зубчатого колеса на 33 величину ударного импульса.

2.2.1. Нормы кинематической точности

2.2.2. Радиальное биение зубчатого венца

2.2.3 Колебание длины общей нормали

2.2.4 Отклонение шага зацепления . 37 2.2.5. Погрешность профиля зуба

2.2.6 Колебание измерительного межосевого расстояния

2.2.7 Погрешность направления зуба

2.2.8. Нормы бокового зазора

2.2.9. Величина бокового зазора от смещения исходного контура

2.2.10. Наименьшее отклонение средней длины общей нормали

2.2.11. Допуск на среднюю длину общей нормали

2.2.12. Наименьшее отклонение толщины зуба

2.2.13. Предельные отклонения измерительного межосевого расстояния

2.2.14. Перекос осей

2.2.15. Непараллельность осей

2.2.16. Модификация

2.3. Анализ влияния отдельных видов показателей погрешностей на шум 46 зубчатых колес.

2.4 Возбуждение внутренних воздушных объемов корпусных деталей

2.5.Структурный шум коробки передач

2.6. Шум сменных зубчатых колес. 57 Выводы по главе

3. ПАКЕТ ПРОГРАММ ДЛЯ ИНЖЕНЕРНОГО РАСЧЕТА УРОВНЯ 61 ШУМА ПРИВОДА СТАНКА.

3.1. Алгоритм программы расчета уровней шума коробок передач

3.2. Исходные данные для расчета уровней шума привода станка

3.2.1. Исходные данные

3.2.2. Расчет дополнительных параметров

3.3. Описание пакета прикладных программ для расчета уровней шума 67 привода станка.

3.3.1 Программа расчета моментов инерции

3.3.2. Программа расчета динамической составляющей

3.3.3. Программа расчета реакции опор

3.3.4. Программа расчета структурного шума

3.3.5. Программа расчета воздушного шума. 77 3.4. Теоретические графики уровней шума

Выводы по главе

4. ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫЕ ИССЛЕДОВАНИЯ ШУМА. 89 4.1 .Предварительное исследование уровня шума токарно-револьверных

станков 1Н318 и 1Д325Пв заводских условиях.

4.2. Испытательный стенд и его акустические характеристики

4.3. Измерительная аппаратура

4.4. Измерение уровня шума отдельных зубчатых пар в лабораторных

условиях.

4.4.1. Зависимость уровня шума от передаточного отношения, точности 107 и скорости колес

4.4.2. Влияние комплексного показателя точности на спектральный 111 состав шума

4.5. Исследование редуктора 1НЗ18 в лабораторных условиях

4.6. Виброакустический расчет коробки скоростей станка 1Д325П. 118 Выводы по главе

5. МЕТОДИКА ИНЖЕНЕРНОГО РАСЧЕТА ШУМА ПРИВОДОВ 123 СТАНКА.

5.1. Проектировочная методика

5.2. Поверочная методика

5.3. Расчет уровня шума сменных колес

5.3.1. Проектировочный расчет уровня шума отдельной зубчатой пары

5.3.2. Поверочный расчет уровня шума отдельной зубчатой пары

5.4. Пример использования методики снижения шума применительно к

коробке подач токарно-револьверного станка 1Д325П.

5.5. Конструктивные и технологические мероприятия по снижению уровня 136 шума станка.

Выводы по главе

ОБЩИЕ ВЫВОДЫ И РЕКОМЕНДАЦИИ

ЛИТЕРАТУРА

ПРИЛОЖЕНИЯ

Введение диссертации (часть автореферата) на тему «Влияние погрешностей изготовления и монтажа зубчатых колес на шум коробок передач токарноревольверных станков»

ВВЕДЕНИЕ.

Использование современным производством мощных и высокоскоростных станков и станочных комплексов, обуславливает актуальность проблемы шума и вибрации. Этой проблеме посвящено большое количество работ как у нас в стране, так и за рубежом. Значительные результаты в этой области получены в авиационной, судостроительной, строительной и полиграфической промышленности.

На машиностроительных заводах наиболее неблагоприятными с точки зрения шума являются цехи и участки токарно-револьверных станков и автоматов, уровни шума которых значительно превышают нормы. Длительное пребывание человека в условиях повышенного уровня шума приводит к расстройству нервной системы и другим заболеваниям, а также снижению производительности труда. Шум, кроме того, является одним из главнейших комплексных показателей качества оборудования.

Основным источником шума в токарно-револьверных станках и автоматах являются коробки передач, которые находятся в непосредственной близости от оператора, оказывая на него негативное влияние. Наличие большого числа зубчатых пар, подшипников в коробках передач осложняет решение проблемы снижения шума и вибрации станочного оборудования.

В настоящее время указанная проблема решается, в основном, на этапе выпуска готового изделия, что накладывает определенные ограничения на методы борьбы с шумом. Прогнозные расчеты шума и вибрации, проводимые в ходе проектирования оборудования, позволят значительно расширить используемый диапазон средств и методов по борьбе с шумом. Поэтому разработка метода расчета, учитывающего влияние погрешностей изготовления и монтажа зубчатых колес на шум коробок передач на стадии проектирования, позволит упростить решение проблемы оценки вклада отдельных узлов в шум станка в целом и уменьшить его уровни.

Автор защищает:

1. Теоретическое обоснование комплексного критерия погрешности изготовления и монтажа зубчатых колес.

2. Аналитические зависимости для определения уровней шума коробок передач с учетом комплексного критерия погрешности изготовления и сборки.

3. Аналитические зависимости для определения уровня звукового давления отдельных зубчатых пар с учетом погрешности изготовления и монтажа .

4. Методику и математическое обеспечение инженерного расчета акустических характеристик коробок передач на стадии проектирования станка.

5. Результаты экспериментальных исследований шума токарно-револьверных станков, их узлов и зубчатых пар.

Работа базируется на положениях теории колебаний, технической акустики, энергетических методах расчета, теории удара и статической обработки результатов исследования.

Экспериментальные исследования проводились в лабораториях кафедры "Металлорежущие станки и инструмент" Донского государственного технического университета, а также в сборочном цехе Новочеркасского станкостроительного завода.

Внедрена методика инженерного расчета акустических характеристик коробок подач токарно-револьверного станка 1Д325П на стадии проектирования.

Диссертация состоит из пяти глав, включающих в себя обзор состояния вопроса, теоретическое и экспериментальное исследования шума коробок передач станка 1НЗ18 и 1Д325П, а также описание разработанного пакета программ для расчета их акустических характеристик.

1.СОСТОЯНИЕ ВОПРОСА. ЦЕЛЬ И ЗАДАЧИ ИССЛЕДОВАНИЯ

Вопросы борьбы с шумом на производстве рассматриваются в большом количестве работ. В данной главе приводятся, в основном, те литературные источники, которые связаны с рассматриванием вопросов снижения уровня шума приводных зубчатых механизмов.

Исследованиями шума зубчатых пар приводов металлорежущих станков в нашей стране занимается ряд научно-исследовательских организаций, внесших большой вклад в изучение этой проблемы: ЭНИМС, ЦНИИТМаш, ВНИИП и другие.

Большое количество работ, посвященных проблеме снижения шума, выполненных, как у нас в стране, так и за рубежом, не сделали ее менее актуальной, с чем и связано необходимость дальнейшего детального изучения источников шума и вибрации, особенностей их распространения в различных конструкциях и разработка методов прогнозного расчета уровней шума.

1.1 Динамические явления в зубчатых передачах.

В станках источниками интенсивных звуковых колебаний могут быть: подшипники качения, зубчатые передачи, муфты, шлицевые и шпоночные сопряжения, приводные электродвигатели. Значительный шум и вибрации производит пруток, вращающийся в направляющей трубе, однако данная проблема полностью исследована в работах /47,50,114 /. Шум подшипниковых опор рассматривается А.Н.Чукариным в работе /51/.

Помимо основных деталей зубчатого зацепления КоГГк!., Agbebovi Ев работе /105/ установлено, что источниками шума в приводе станка являются валы и корпус, объединяющие всю систему в единый блок.

Предметом исследования в настоящей работе являются зубчатые передачи, которые представляют собой источники мощной вибрации и воздушного шума в звуковом диапазоне частот. Глубокие исследования по выявлению причин шума при сопряжении нагруженных зубчатых пар представлены в работах /81,83,79,94,103,104,105 и

др./. Возникновение шума в зубчатых передачах обусловлено, по мнению ряда авторов /6, 19 /, следующими причинами:

крутильными колебаниями, которые порождаются упругой деформацией сопрягаемых зубьев под действием сил, моментов, источником которых является привод и рабочие нагрузки.

динамическими процессами в зацеплении из-за неточностей допущенных при изготовлении зубчатых колес, знакопеременными силами трения, возникающими при контакте тел.

Составляющие механического шума имеют дискретный характер с основной частотой, равной частоте пересопряжения зубьев (в Гц):

г гп

<и>

где ъ - число зубьев ведущей шестерни; п - частота ее вращения (об/мин).

Динамические силы, возникающие в зацеплении , как показал Г.А. Лифшиц /104/, нарушают закон движения точки контакта по линии зацепления, возбуждают крутильные и изгибные колебания, которые порождают во вращающихся массах механизма переменные инерционные силы и моменты, суммирующиеся с соответствующими силами от полезной нагрузки. Через валы и подшипниковые узлы эти переменные усилия передаются на опорные конструкции, вызывая в них в свою очередь, упругие колебания (что соответствует первому пути распространения шума и вибрации). Передача колебаний непосредственно через воздушное пространство - есть второй путь распространения шума. Первый путь соответствует первичному (структурному) шуму и на его долю приходится 80-95% энергии, а второй вторичному (воздушному) -20-5% . Излучаемая при этом колебательная энергия, определяется величинами сил, динамическими характеристиками конструкции и режимом работы механизма.

При совпадении частот вынужденных колебаний с собственными частотами отдельных элементов конструкции могут возникнуть резонансные явления. Вынужденные колебания и резонанс зубчатого зацепления и других деталей могут вызывать дополнительный шум. В работе /105/ авторами Koffíd.,Agbebovi I на физической модели

и расчетом было доказано, что возбуждение зубчатого зацепления происходит вследствие изменения его жесткости, также, следует учитывать такие явления как удар, коррекция профиля зуба. Кроме того, валы генерируют изгибные колебания из-за наличия погрешностей балансировки, что может стать решающим при сверхкритических скоростях. В работе отмечается важная зависимость возбуждения вибрации в зацеплении от геометрических параметров: отношение коэффициента осевого перекрытия к торцевому, типу зубьев, модификации профиля.

В работе С. Янг /89/ экспериментально и теоретически доказывает, что переменные силы трения в зацеплении возбуждают интенсивные поперечные колебания зубчатых колес, особо заметные на резонансных частотах.

При сочленении зубчатых колес в пары возникает спектр кинематической погрешности, содержащей составляющие, характерные для каждого колеса, и дополнительные составляющие от неточности сочленения (перекос осей, отклонение межцентрового расстояния и так далее).

В ряде работ И.И. Артоболевским, М.Д. Генкиным, М.А. Рыжовым /26,68/ доказано, что уровни звукового давления на отдельных составляющих спектра шума определяются величинами погрешностей, конструктивными параметрами механизма и частотами собственных колебаний элементов механизма. Низкочастотные колебания в редукторных системах возникают в результате неравномерности нагрузки, дисбаланса вращающихся масс, действия накопленных ошибок в окружном шаге шестерен, сочетании этих ошибок в колесах и шестернях, а также вследствие перекоса осей, отклонений действительного профиля зуба от теоретического, которые носят случайный характер. Значительные колебания вызывает также неравномерность работы двигателя.

На высоких частотах, в основном, имеет место кинематическое возбуждение, вызываемое ошибками изготовления зубчатого колеса. Исследования ВНИИ-Полиг-рафмаш / 5/ взаимосвязи шума с точностными характеристиками колес показали, что первостепенное значение имеет показатель "мгновенного передаточного числа". Наиболее интересным результатом этих исследований является линейная корреляционная связь между отклонением "мгновенного передаточного отношения" и шумом. Однако в литературных источниках нет указаний на четкую связь между уровнем шума и

классом точности, а также не рассматривается степень влияния различных погрешностей на уровень звукового давления в целом.

Анализ спектров вибрации редуктора показывает, что в них преобладают составляющие с частотой пересопряжения зубьев, а так же их гармоник. Основной причиной этого являются основного шага в зубчатом зацеплении, а также удар зубьев на входе в зацепление.

Частоты спектра вибрации и шума, обусловленные ударами в зацеплении, определяются из выражения:

/ _ ь п

—С1-2)

ёг 60

где к - периодичность (цикличность) рассматриваемой погрешности;

g2 - целые числа в пределах трех. Если кинематическая погрешность зубчатой передачи содержит несколько слагаемых разной периодичности, то частота слагаемых спектра имеет вид:

п

60 (13)

При увеличении межосевого расстояния возрастают уровни вибрации на зубцовых частотах и их гармониках. В работах М.Д. Генкина /26,68/ приведены зависимости уровней шума зубчатых колес от окружной скорости:

ь = (дБ) (1.4)

где V - окружная скорость колеса;

Е0 =40-50 ДБа слагаемая уровня, не зависящая от скорости, но зависящая от качества изготовления шестерен.

В.А.Васильев /19,81/ доказал, что при снижении окружной скорости со значениями и 1 до и 2 можно уменьшить уровень звука на величину:

Л! = 20^ — (1.5)

и2

Для снижения окружной скорости применяют колеса возможно меньших диаметров, при этом приходится уменьшать модуль и число зубьев и увеличивать ширину венца для сохранения прочности.

Нагрузка также существенно влияет на величину уровня шума:

(1.6)

где Ьр - постоянная;

Р - передаваемая мощность. Однако зависимости (1.4) и (1.6) не действительны для случая размыкания механизмов и не удобны в использовании, так как величины Ь0 ,Ьр - зависят от технологических, конструкционных и других факторов.

Несоосность зубчатых передач, радиальное и осевое биение в зубчатых передачах также являются дополнительным источником вибрации и шума.

Большое значение имеет износ зуба. Отсутствие или недостаточное количество смазки сопровождается увеличением на 10-15 дБ шума и вибрации /31.

Большой интерес представляет проблема влияния на уровни шума зубчатых пар погрешностей отдельных параметров точности колес. Первые исследования в этом направлении были сделаны М. Д. Генкиным /112/. Он установил экспериментально, каким образом на уровнях шума сказываются ошибки окружного и основного шагов, местные ошибки в профиле зуба, несоосность венца и базового отверстия и так далее. Выведенная им зависимость связывающая отклонения отдельных параметров и уровни шума имеет вид полукубической параболы:

где А - коэффициент, характеризующий степень влияния отклонений в элементах зацепления на шум; А - величина отклонений в элементах зацеплений; Ли -коэффициент, характеризующий величину ошибки, с которой вынужденные колебания начинают определять уровень силы звука при испытаниях на стенде с резонирующим кожухом. - уровень силы звука, создаваемый зубчатым колесом. Формула, предложенная М. Д. Генкиным, неудобна, так как при зацеплении зубчатых пар имеет место одновременное взаимодействие нескольких видов отклонений размеров зубчатых колес, неравнозначных по своему проявлению. В приведенной формуле

(1.7)

не учитывается характер указанных отклонений и трудно установить значение коэффициента А.

В работе Е.И. Трофимовой /113/ рассматривается влияния норм плавности работы на акустические характеристики зубчатых колес. Работы этого автора являются первой попыткой оценить качество станков по их акустическим свойствам.

Русанов A.C. /74/ предпринял попытку прогнозировать шум шпиндельного узла с зубчатым приводом на стадии проектирования с учетом влияния конструктивных, эксплуатационных и технологических факторов. Модель построена на основе схемы одноступенчатой зубчатой передачи с двумя колесами, предложенной Э.А. Айрапето-вым и М.Д. Генкиным /79,80/. Однако, данный подход к расчету шумовых характеристик механического источника имеет недостаток: предположение о том, что зубчатые колеса не имеют отклонений формы и размеров, исключает из рассмотрения возбуждение корпуса динамическими процессами, порожденными работой зубчатой передачи.

1.2. Общие принципы уменьшения шума механизмов и

оборудования.

Существующие методы снижения шума металлорежущих станков можно условно разделить на активные и пассивные /5/. К активным методам относятся методы уменьшения переменных сил, возбуждающих упругие колебания в системе СПИД. Пассивными являются методы воздействия на элементы, передающие колебательную энергию от источника возмущения к излучателям шума, позволяющие снизить шумо-излучение источника звука (например: установка шумоизолирующих кожухов). Пассивными методами можно устранить вредное воздействие шума на обслуживающий персонал, но не всегда можно уменьшить вредное влияние колебаний на долговечность и точность самого станка. С использованием активных методов за счет конструктивных мероприятий и ужесточения технологического контроля можно, при сравнительно небольшом увеличении затрат, снизить шум станка на 3-5 дБ. При дальнейшем снижении пгума могут потребоваться существенные изменения в технологии изготовления и сборки узлов станка, сопряженные со значительными дополнитель-

ными затратами. Пассивные методы, хотя и требующие в ряде случаев доработки конструкции, могут оказаться дешевле и проще в реализации.

Для рационального выбора методов снижения шума станка необходимо выявить доминирующие источники шума, произведя оценку звуковой мощности, создаваемой каждым узлом или элементом конструкции /6,7/. Известно, что если звуковая мощность какого-либо узла на 10 дБ меньше звуковой мощности всего станка, то снижение шума этого узла не даст никакого ощутимого эффекта.

К числу общих мероприятий, которые должны быть осуществлены для снижения шума на стадии проектирования машин и оборудования относятся:

1. Выбор способов и средств, которые обеспечивают минимальный шум (применение материала с большим внутренним трением, создание неразъемных соединений и так далее).

2. Создание малошумных вариантов механизмов.

3. Рациональное размещение узлов с повышенным уровнем шума для уменьшения вредного воздействия последнего на организм человека.

При улучшении акустических характеристик приводов станков используют следующие способы снижения шума работающего механизма:

1. Уменьшение интенсивности колебаний деталей механизмов, путем использования демпфированных конструкций.

2. Отстройка частот собственных колебаний деталей механизмов от частот возмущающих сил.

3. Применение средств звукоизоляции, звукопоглощения.

Как уже отмечалось выше, в спектре вибраций редукторов преобладают составляющие с частотой пересопряжения зубьев. Частично подобное явление устраняется путем повышения точности шага зацепления (пределом повышения является такая величина погрешности основного шага, которая была бы меньше деформации от нагрузки и от температурной деформации). Исследования, проведенные М.З. Миль-штейном /18/ показали, что перемещение контактной линии по поверхности зуба оказывает влияние на колебания, особенно косозубых колес, поскольку даже при отсутствии динамической нагрузки, колебания реактивных сил приводят к смещению точки приложения результирующей силы, что способствует появлению колебаний.

Ниже рассматриваются некоторые направления улучшения акустических характеристик зубчатых передач.

1.2.1. Качество и точность изготовления зубчатых колес.

Основное направление уменьшения вибрации и шума зубчатых колес - обеспечение высокой точности и качества их изготовления. Э.Д Булгаков /17/ систематизировал и комплексно осветил вопросы чистовой обработки зубьев цилиндрических колес. Рассматриваются сущность и способы каждого метода чистовой зубообработки, устройство станков и их наладка, качество поверхности зубчатых колес. Процесс шевингования и шлифования зубьев на точных зубообрабатывающих станках весьма эффективно обеспечивает снижение шума зубчатой передачи на 5-10 дБ. При обработке зубьев лапингованием уровень шума снижается на 6 дБ. Притирка зубчатой передачи должна выполняться в режиме, обеспечивающем зацепление при постоянном контакте профилей зубьев. Шум зубчатых колес в значительной мере зависит и от постоянства температуры в процессе нарезания зубьев /3,7/.

1.2.2. Материал зубчатых колес.

Устранение высокочастотных составляющих шума достигается изготовлением колес из материалов с высокими демпфирующими свойствами, например пластмасс или капрона вместо стали. Благоприятные результаты получаются при использовании материалов с большим внутренним трением. Е.И. Поджаров /8/ установил, что замена стали чугуном дает снижение уровня шума на 3-4 дБ . Применение зубчатых колес из неметаллических материалов (текстолита, древопластиков, полиамидных пластмасс), в некоторых случаях, позволяет снизить шум на 10 и более ДБа / 8/. Пара колес сталь-неметалл /26/, особенно при повышенных нагрузках, наименее шумная по сравнению с парой сталь-сталь, но снижение уровня шума происходит постепенно, с увеличением скорости.

Ограниченное применение зубчатых колес из неметаллических материалов обусловлено такими недостатками, как малая прочность зубьев, низкая теплопроводность, большой коэффициент линейного термического расширения, низкая точность изготовления.

Для устранения этих недостатков применяют составные колеса /9,10/, у которых из пластмассы изготавливаются только отдельные элементы, однако трудоемкость изготовления таких колес резко возрастает. Снижение уровня шума в этом случае по сравнению со стальными колесами той же точности составляет 6-10 ДБа, но за счет усложнения технологии их изготовления обеспечить такую же точность труднее.

В лаборатории виброакустических исследований ВНИИполиграфмаш впервые решена задача по разработке конструкции зубчатых колес с упругим слоем, что обеспечивает максимальную изоляцию венца от ступицы. Эксперимент показал, что снижение уровня шума зубчатых передач с упругим слоем при сохранении заданной кинематической точности достигает 20 дБ.

Дополнительными мерами по снижению шумности редукторов являются введение в полость редуктора звукопоглощающих прокладок, уменьшение площади технологических отверстий.

1.2.3. Конструктивные мероприятия.

Разработан ряд рекомендаций и методов на стадии конструирования зубчатых колес, которые позволяют улучшить акустические характеристики зубчатых передач.

Для обеспечения малошумной работы эвольвентных зубчатых колес, при выборе их конструктивных параметров, рекомендуется 151:

1. Выбирать минимальный модуль зубчатого колеса из условия прочности зубьев.

2. Угол зацепления принимать равным 20 градусам.

3. Коэффициент перекрытия зубчатой передачи устанавливать равным или близким к 2. Получить это значение при а =20° можно увеличением угла наклона зубьев (ко-созубые передачи).

4. Ширину зубатого венца целесообразно увеличивать, это может дать снижение шума на 1-3 дБ. Виброакустические характеристики более благоприятны при меньших диаметрах зубчатых колес и большей ширине зубчатого венца.

Для тяжело нагруженных колес рекомендуется /5/ в пределах допуска делать основной шаг ведущего колеса на 4-5 мкм больше чем у ведомого колеса.

Отклонения от требуемых значений бокового зазора в зубчатой передаче определяются точностью расточек в корпусе, точностью изготовления и монтажа деталей

механизма. Чрезмерное уменьшение бокового зазора может привести к резкому (на 15-20 дБ) возрастанию создаваемого шума. Увеличение бокового зазора при работе зубчатого зацепления без размыкания не приводит к существенному росту шума. Рекомендуемая М.А. Юрузуме /20/ величина бокового зазора определяется по формуле:

где m - модуль зацепления;

к - коэффициент, зависящий от точности зубчатого колеса (к =0.08-0.1; 0.10.12; 0.12-0.14 для 6,7,8 степеней точности соответственно).

Для уменьшения влияния монтажных погрешностей на шум передач рекомендуется осуществлять посадку зубчатых колес на валы с минимальным зазором при использовании шлицевого соединения, центрированного по внутренней цилиндрической поверхности шлицев.

М.Д. Генкиным, М.А. Рыжовым /26/ установлено, что эвольвентные косозубые колеса менее шумные, чем колеса с круговым или с двойным круговым профилем зубьев и слабо реагируют на изменение величины передаваемой нагрузки и скорости.

Передача больших мощностей косозубой передачей снижает уровень шума на 5-6 дБ /29/. При небольших нагрузках увеличение точности на 1 класс снижает уровень шума на 2,5-3 дБ. В пределах 5-8 класса точности уровень шума при больших нагрузках снижается на 1.5-2 дБ на каждый класс.

Э.Б. Булгаков /27/ установил, что кольцо, помещаемое в замкнутой проточке на торце зубчатого колеса, может понизить шумоизлучение зубчатой передачи на 10 дБ. При этом наибольшее влияние оказывает не материал и не толщина кольца, а только величина наружного диаметра и характер посадки кольца по этому диаметру в проточке колеса.

В работе /17/ тот же автор изложил новый метод проектирования зубчатых передач с улучшенными свойствами. Геометрия зубчатой передачи рассмотрена им в обобщающих параметрах. В качестве таких обобщающих параметров выбраны: 1) угол профиля на окружности заострения зубьев в сопряженных колес пары; 2) угол профиля на окружности вершин зуба; 3) диаметр основной окружности зуба; 4) радиус окружности заострения зуба. Определяются параметры отдельно взятого колеса. На основании этих зависимостей производится анализ внешнего и внутреннего зацепле-

(1.8)

ния колеса с улучшенными качественными показателями (в частности с поднутрен-ним основанием зуба). Рассматриваются зубчатые колеса с коэффициентом перекрытия большим 2 и большими углами зацепления /30/.

1.2.4 Модификация зубчатых колес.

Повышению плавности зацепления зубчатых колес способствует использование таких известных модификаций зубчатых колес как:

- фланкирование, которое осуществляется за счет среза участка профиля у вершины зубьев, в результате чего ослабляются срединные кромочные удары и шум снижается на 5-7 дБ.

- бочкообразность, полученная в результате замены прямолинейной образующей профиля зуба на криволинейную, что обеспечивает более благоприятное расположение пятна контакта при перекосах зубьев и снижение шума на 3 ДБа.

Более подробно вопросы модификации рассмотрены Ю.Н. Сухоруковым в работе /15/, где приведена классификация видов модификации. Выбор того или иного вида модификации определяется большим количеством факторов: конструкцией редуктора и самих зубчатых колес, точностью их изготовления и монтажа, условиями эксплуатации, выбором технологического процесса, видом смазки и т.д. Освещены также вопросы проектирования эвольвентных цилиндрических зубчатых колес с модифицированной формой активной поверхности зубьев: дна впадины, переходных поверхностей и вершин зубьев. Проведенные экспериментальные исследования подтверждают вывод об увеличении долговечности модифицированной зубчатой передачи, уменьшении шума.

Weck M. Mauer G /107/ с помощью методов конечных элементов вычисляют величину коррекции модификации зубьев, а приведенные примеры показывают, что даже простая модификация зубьев, не требующая дополнительной обработки, улучшает рабочие характеристики зубчатой передачи, снижает шум зубчатых колес.

Lin H.H. /108/ авторы исследовали с помощью компьютерного моделирования влияние линейной или профильной модификации зубьев цилиндрического зубчатого колеса на динамику передач с низким коэффициентом перекрытия. Приведенные в работе диаграммы, состоящие из нормализованных кривых максимальных динамиче-

ских нагрузок для зубчатых передач, с разной профильной модификацией зубьев, позволяют определить оптимальные значения модификации, обеспечивающие минимальную динамическую нагрузку.

1.2.5. Прочие направления уменьшения шума зубчатых передач.

Одной из причин возникновения шума и вибраций в зубчатых колесах, является переменная жесткость зубьев. Так Т.А. Шариков в работе /10/ предложил метод выравнивания жесткости зубьев, который заключается в следующем: с обоих торцов одного из зацепляющих колес или с разных торцов обоих колес на ширину зоны однопарного зацепления выполнены выборки материала в виде параболических скосов на боковых поверхностях зубьев.

Нагрузка и окружная скорость, как было уже отмечено, оказывают существенное влияние на согласованность спектров вибрации и шума редукторов /5,9/. При полной нагрузке спектры вибрации и воздушного шума согласуются между собой и определяются геометрией зубчатой пары. С увеличением частоты вращения и уменьшением нагрузки наблюдаются расхождения между ними в области высоких и средних частот.

Большое внимание должно быть уделено /3,4,5,6,7 / выбору подшипниковых опор, креплению редукторов к фундаментам, замене металлических деталей корпуса редуктора пластмассовыми и возможности замены металлических зубчатых колес пластмассовыми. В большинстве случаев шум самих подшипников составляет небольшую долю от общего уровня шума редуктора станка, однако они являются элементами, через которые колебательная энергия передается от источника к корпусным деталям, являющимися основными излучателями шума. Виброакустическая активность зубчатых механизмов снижается при размещении между наружными кольцами подшипников и корпусом станков втулок из материалов с повышенной демпфирующей способностью.

Снижение интенсивности низкочастотных вибраций и шумов достигается путем тщательной динамической балансировки деталей и ведением упругих муфт между редуктором, двигателем и приводным валом.

Вибрацию и шум колес редуктора можно уменьшить путем демпфирования в масляном слое, правильного выбора сортов смазки и методов ее введения.

1.3. Обзор теоретического расчета зубчатых колес.

В работах /44,46,45,49/ рассматриваются основные методы расчета колебаний систем с зубчатыми колесами.

Так в работе С.П. Тимошенко /44/ изложены основы общей теории упругих колебаний и ударных явлений. Особое внимание уделено влиянию произвольной периодической вынужденной силы Р(Т) на некоторую систему, что вполне характерно для систем с зубчатыми колесами. Уравнение вынужденных колебаний такой системы имеет вид:

1 '

q = q0 cos pt + — sin pt +—J p(r) sin p(t - z)dr

(1.9)

P Pa o

Первые два члена описывают влияние начальных условий, а последний член учитывает силу действия на систему в интервале [0,t], Для решения уравнения (1) автор прибегает к использованию замкнутой формы решения, согласно которой за начало отсчета принимается действие в конце предшествующего импульса. До приложения следующего импульса колебания являются свободными и происходят с собственной частотой р, то есть описываются уравнением:

àr. . . .

q = q0 cos pt + — sm pt ; qQ = -pq0 sin pt + q0 cos pt (1.10)

В конце этого интервала непосредственно перед следующим импульсом для мгновения ti получим:

q = q0 cosрТ + ^sinрТ ; q0 = -pq0 sinpT + q0 cospT (l n)

p J

В результате действия очередного импульса скорость мгновенно изменится на величину S/a (где S- значение импульса). Поэтому непосредственно после следующего импульса (мгновение t2):

q S S

q2 = qx = <70 cos рТ + — sin pt ; q2 = qx + — = -pq0 sin pT + q0 cos рТ + —

p a a

Определяя чисто вынужденные колебания, автор исходит из того, что периодические импульсы вызывают также периодическое движение с тем же периодом, поэтому величины q2 и q'2 должны быть соответственно равны q0 и q'0:

Я о = Я о cos рТ +—sin pt ; q0 =-pq0 sin рТ+ q0 cos рТ+ - (l П) p a 4 ' y

Решая уравнения, автор находит:

S рТ . S

После замены Т=2я/со, закон движения (2) имеет вид :

J ■ ЛР ^

q = S smpt + ctg — cos pt 1{2ра) (114)

v со )

Это решение для интервала [0,Т] . В других интервалах закон движения полностью повторяется с соответственно смещением начало отсчета. Используя выше сказанное, автор применяет это к выражению (1) и к моменту Т и получает закон движения системы при действии произвольной периодической вынужденной силы.

1

Ч

С

ctg^-cospt-sinpt |+5

Í „т \

2ра

т т

где О J р(т) cospwtr, S=J/Xr) sinpudr,

ctgf—smpt+cospt 2

1 'f

+--\p(j) s ~ T)d?

pa

В этой же работе /44/ изложены также результаты исследования систем с вынужденными колебаниями, причем автор прибегает к матричной форме и вводит понятие коэффициента влияния (или передаточной функции), которые можно рассматривать как амплитуды динамических перемещений при установившемся состоянии и при действии возмущающих сил в виде единичных гармонических функций. Автор приводит ряд программ для ЭВМ по решению нелинейных систем, а также для определения собственных значений и собственных векторов колебаний.

Работы Э.Л. Айрапетова /56,72/ посвящены более глубокому выявлению физической природы возникновения возмущающих сил в зубчатых передачах в процессе пересопряжения зубьев и определению амплитудно-частотного состава возмущающей силы. Принятая в работе модель зубчатой передачи предполагает отсутствие размы-

кания в контактах нагруженных зубьев при вступлении в зацепление каждой новой пары зубьев. Определение возмущающих сил основано на использовании метода кинетостатики и составлении уравнений статики с учетом принципа Даламбера: при заданном равномерном вращении колес время одного периода зацепления условно разбивается на отрезки времени характеризующие вход зубьев в зацепление, некоторые промежуточные положения и выход. На каждом отрезке задается обобщенная координата, и определяются усилия в зацеплениях ьх пар зубьев:

Рг =с,ак (1.15)

где - дополнительная сила, обусловленная преждевременным входом и наличием статической деформации и ошибок шага. Из условия статического равновесия колес:

=Рст=М,!г1 (1.16)

И с учетом инерционного члена составляется уравнение движения:

На'к =Рст (1-17)

Число таких уравнений равно числу рассматриваемых фаз зацепления. Для единого уравнения движения колеса, вводится новая координата (3, отсчитываемая от одного определенного положения статического равновесия:

= + (1.18)

С0

Силы, входящие в правую часть уравнения, является возмущающими силами. Повторяя указанную процедуру, эти силы можно определить (во времени) за любое число периодов зацепления. Однако автором работы не конкретизирована величина

Кроме того, предположение об отсутствие отклонений формы и размеров, исключает из рассмотрения возбуждение корпуса динамическими процессами в зоне зацепления. Хотелось бы также отметить, что в известных работах по расчету зубчатых колес не выхода на величину звукового излучения с учетов погрешностей изготовления и монтажа зубчатых колес.

1.4. Выбор объекта исследования. Как уже отмечалось выше, наиболее неблагоприятными с точки зрения шума являются цеха и участки токарно-револьверных станков и автоматов /87,86,54,109/, уровни шума которых значительно превышают допустимые нормы (таблица 1). Для

Уровни шума на рабочих местах. Таблица 1

Оборудование Средние частоты октавных полос , Гц

63 | 125 1 250 | 500 1000 1 2000 I 4000 I 8000

Уровни звукового давления , дБ

Токарные станки 78±4 80±3 84±4 85±5 85±6 84±5 80±5 80±5

Токарные автоматы 82±3 88±3 85±3 87±3 87±3 86±3 86±3 84±4

Станки:

Строгальные 74±3 80±3 82±3 80±3 79±3 82±3 78±3 78±3

Долбежные 75+3 78+2 79±2 80+2 79±2 77±2 72±3 63±3

Заточные 78±4 85±2 85+2 84±3 85±3 81+1 81±3 80±3

Сверлильные 81±3 82±3 83+7 86±3 85±4 84±3 90+3 84±3

Координатно-расточные 66+1 66+2 71±2 75±2 74±3 71±2 64+2 57+2

этих станков особенно четко прослеживается тенденция увеличения скоростей перемещения исполнительных органов, возрастание мощностей приводов в сочетании со снижением металлоемкости станочного оборудования, что приводит к повышению уровней шума и вибрации. Токарно-револьверные станки обладают следующими особенностями: эти станки высокоскоростные (верхние значения чисел оборотов шпинделя у них достигает 4000 об/мин); эти станки легкие, что в сочетании с большими частотами вращения , а следовательно и высокими окружными скоростями, приводит к повышенному шуму при небольшой звукоизоляции ;эти станки имеют двигатели небольшой мощности, в связи с чем, допуск на уровень шума, согласно ГОСТ 1643-81, низкий.

На основании выше перечисленных особенностей, можно сделать вывод о том, что эти станки находятся в самых жестких условиях по шуму и проблема его снижения стоит особенно остро.

Проведенные в последнее время мероприятия /50,51,53,55,115,116/ позволили несколько снизить уровни шума отдельных узлов автоматов, полуавтоматов и токарно-

S

«о g

I g

i i i

v:

револьверных станков, однако шум коробок передач обычно не укладывается в допустимые нормы. Поэтому в качестве объекта исследования в данной работе были использованы коробки передач токарно-револьверных станков 1Н318 и 1Д325П.

В токарно-револьверном станке мод. 1НЗ18 (рис. 1.1) используется вынесенный привод главного движения. Коробка скоростей устанавливается в левой нижней части основания станка и вращение шпинделю с его выходного вала передается через трех-ручьевую клиноременную передачу.

Коробка скоростей включает в себя три вала, восемь постоянно зацепленных зубчатых колес и две электромагнитные муфты. В приводе используется 2-х скоростной электродвигатель мощностью 2,6/3,0 квт с числом оборотов 1420/2800 об/мин. Изменения числа оборотов выходного вала коробки IV в диапазоне 63-2500 об/мин осуществляется изменением числа оборотов ротора двухскоростного двигателя , установкой на валах II и IV парносменных зубчатых колес и включением электромагнитных муфт М1 или М2 .

Токарно-револьверный станок 1Д325П (рис. 1.2) характеризуется раздельным приводом . Привод главного движения представляет собой однорядный планетарный редуктор, установленный в тумбе станка в левой нижней части .Коробка скоростей включает два вала с зубчатыми колесами, три сателлита и две электромагнитные муфты. Входной вал коробки скоростей получает вращение от электродвигателя, мощностью 1.9/3 кВт с числом оборотов 750/1500, через клиновые ременные передачи.

д' /з4(/)3д)

Изменение числа оборотов выходного вала коробки скоростей осуществляется при помощи асинхронного двухскоростного двигателя ,планетарного редуктора и сменных шкивов .Максимальное число оборотов шпинделя обеспечивается при максимальном числе оборотов двигателя п=1500 об/мин и выключенном переборе по кинематической цепи:

1500^. •

с>2 А

¿9

JEL ^

4-

' -

ff/p ¿tf&tt/YX?,

r~>

a a

*

X

гз

J

jfiV

mà'rt

ùaôKor Cyûûopm ¿>Ы

Z—lL Ф >У У

JáL'- • ^

iL

Q

en

ig: l>ÍS¡/n*2

/Л :

те

m

ï<42;/n~Z.

SS ...

Л7Н

á

í>

/и tí

Í Л ■ ■ '

JUL ¿H p&snWA? " ' 'WesfceM/s

//1

\\j

iÜÍÜlÚ __ ' *2 Vntf-

p o "И—СГЧ.

хЖ

M

а o s

к

¿elLJ^H+^TÏ / \

u j? м-—« ' f w / / rt \ ,

Заключение диссертации по теме «Технологии и оборудование механической и физико-технической обработки», Тишина, Анджела Викторовна

11) Основные выводы данной работы могут быть использованы при исследовании и проектировании подобных приводных зубчатых механизмов других моделей станков.

За счет внедрения этих мероприятий снижение шума коробки подач и скоростей станка 1Д325П составило 3-5 дБ.

Внедрение результатов исследования , изложенных в диссертации, на Новочеркасском станкостроительном заводе ( приложение ) позволило получить экономический эффект в размере 1575 тыс. руб. на один станок (в ценах 1995).

Список литературы диссертационного исследования кандидат технических наук Тишина, Анджела Викторовна, 1999 год

Литература :

1. Типовые методики и программы испытаний металлорежущих станков. Методические рекомендации . - М: НИИмаш, 1984, 172 с.

2. Козочкин М.П. Нормирование шума отдельных станочных узлов // Металлорежущие станки и автоматические линии : ЭИ / НИИМАШ - 1980 - №4 - С. 11-14.

3. Борьба с шумом на производстве : Справочник / Под ред. Е.Я. Юдина. - М.: Машиностроение, 1985. - 400 с.

4. Берестенев О.В. Зубчатые колеса пониженной виброактивности. - Минск : Наука и техника, 1978,- 120 с.

5. Климов Б.И. Современные тенденции развития вибро- и звукозащитных систем полиграфических машин,- М.: Книга, 1983,- 48 с.

6. Справочник по контролю промышленных шумов. / Под ред. В.В. Клюева. - М.: Машиностроение , 1979. - 447 с.

7. Николаев В.Т., Поджаров Е.И. Снижение шума станка с ЧПУ.//Станки и инструменты- 1985 -№5-С.32.

8. Поджаров Е.И. Влияние сил трения в зацеплении на поперечные колебания зубчатых колес // Известия вузов ( Машиностроение), 1982,- №10 - С.27-30.

9. Поджаров Е.И. Колебания зубчатых передач при действии переменных сил трения между зубьями // Известия вузов ( Машиностроение), 1988,- №8 - С.20-22.

10. Шариков Т.А. Прямая цилиндрическая передача с пониженным уровнем шума // Расчет и проектирования процессов и оборудования металлообработки .- Алма-Ата ,1989,-С.74-79.

11. Хаймович М.Е. Снижение шума гидроприводов металлорежущих станков.// Станки и инструменты - 1979 - №10- С.21-24.

12. Кудинов В.А. Динамика станков . - М.: Машиностроение , 1967. - с.360

13. Козочкин М.П. Снижение шума металлорежущих станков ./ В кн.: Борьба с шумом и звуковой вибрации. . - М.: МДИТП им. Дзержинского , 1984. - С. 17- 42.

14. Кудрявцев В.Н. Планетарные передачи: Справочник. - М.: Машиностроение , 1977. - 280 с.

15. Сухоруков Ю.Н. Модификация эвольвентных цилиндрических зубчатых колес: Справочник. - К,- Техшка, 1992 - 197 с.

16. Абрамов Б.М. Колебания прямозубых зубчатых колес. - М.: Машиностроение , 1978.

17. Булгаков Э.Д. Зубчатые передачи с улучшенными свойствами. - М. : Машиностроение , 1974. - 264 с.

18. Милынтейн М.З. Чистовая обработка зубчатых колес. - К,- Техшка, 1972 - 168 с.

19. Васильев В. А. Выявление основных возбудителей шума коробок приводов металлорежущих станков. -М.: ЭНИМС, 1962.

20. Юрузуме М.А. Погрешности зубчатых передач и шум цилиндрических прямозубых колес, имеющих погрешность профиля зуба.// Конструирование и технология машиностроения .-1979-№2 - С12-13.

21. Врагов Ю.Д. Анализ компоновок металлорежущих станков. - М.: Машиностроение , 1987. - 207 с.

22. Явленскийй К.Н., Явленский А.К. Вибродиагностика и прогнозирования качества механических систем. . - Д.: Машиностроение , 1983. - 239 с.

23. Авиационная акустика./ Под ред. А.Г. Мунина и В.Е. Квитки. - М.: Машиностроение , 1973. - 448 с.

24. Артоболевский И.И. Введение в акустическую диагностику машиностроения. . -М.: Наука, 1979.-296 с.

25. Биргер И.А. Борьба с шумами и вибрациями. - М.: Машиностроение , 1985. -256 с.

26. Генкин М.Д., Рыжов М. А. Повышение надежности тяжелонагруженных зубчатых передач. - М.: Машиностроение , 1981. - 94 с.

27. Булгаков Э.Б. Высоконапряженные зубчатые передачи. . - М.: Машиностроение , 1969. - 104 с.

28. Брагин В.В., Маурин H.H. Выбор параметров продольной модификации зубьев цилиндрических зубчатых колес .// Известие ВУЗов. Машиностроение. - 1983-№6- с. 41-45.

29. Заблонский К.И. Зубчатые передачи. . - М.: Машиностроение , 1977. - 235 с.

30. Заблонский К.И. Основы проектирования машин . - М.: Машиностроение , 1981. -280 с.

31. Приводы машин: Справочник /Под ред. Тайц Б. А,- 1975

32. Зубчатые передачи : Справочник / Под ред. Е.Г. Гинзбурга -1980-280 с.

33. Oy Зонгинг. Анализ кромочного зацепления и удара в эвольвентных зубчатых передачах // Известие ВУЗов. Машиностроение. - 1990- №7- с. 43-47

34. Li Zhengxiony. Исследование параметров звукопоглощающего кольца для зубчатого колеса./ZNoise Contr Eng J.- 1989- №1-33 .

35. Шариков Т.А. Прямая цилиндрическая передача с пониженным уровнем шума.// Расчет и проектирование процессов и оборудования металлообработки - Алма-Ата- 1989- с.74-79.

36. Акопян Э.А. Влияние жесткости валов и опор на передаточное отношение плоских зубчатых механизмов .// Известия ВУЗов. Машиностроение.- 1988-№9-С.17-20.

37. Поджаров Е.И. Колебания зубчатых передач при действии переменных сил трения между зубьями .// Известия ВУЗов. Машиностроение,- 1988-№8-С.44-49.

38. Корниенко Л.Н., Мамин В.Л. Оценка ударных импульсов в опорах зубчатых колес - Л.: Ленинградский технологический институт .- 1988- 5с.(Рукопись депонирована в ВНИИТЭМР № 225 мш 88).

39. Хаотическое движение в зубчатых передачах .//Chaos im Getriebe. Pfeiffer F.. Z.angtw. math. UndMech.- 1988-№4-68.-100-102 c.

40. Нерубенко Г.П.,Жеребицкий Н.Ю. Прогнозирование уровней шума зубчатых пе-редач.//Надежность судовых машин - 1987- С.53-61

41. Шаталов Б.И. Оценка кинематической точности зубчатой передачи .- М.: - Московский авиационный институт, 1987- С. 115-118.

42. Использование обобщенной погрешности зубчатых передач при выводе уравнения движения . // Use of the generalized transmisión error in the quationsjf motion jf gear systems. Mark W.D. Trfns ASME: J. Mech., Transmis., and Autom. Des. - 1987 -№2- с.283-291.

43. Пановко Я.Г. Основы прикладной теории колебаний и удара. -Л.: Политехника -1990-272 с.

44. Тимошенко С.П. Колебания в инженерном деле . - М.: Машиностроение - 1985

45. Басневв В.Г. Шум и отклонения мгновенного передаточного отношения - интегральные показатели качества изготовления зубчатых колес. В кн. : Борьба с шумом и вибрацией в полиграфических машинах. М., 1979- С. 27-36

46. Болотов Б.Е., Панов С.Н. Метод снижения шума металлорежущих станков // Станки и инструмент. - 1978. - №11.- С. 19-20.

47. Заверняев Б.Г., Теперкичиев В.Г. Влияние конструктивных факторов на уровень шума направляющих труб механизма поддержки прутка.// Станки и инструмент. -1965. - №3,- С.6-9.

48. Трембач В.Г. Исследование шума редукторов быстроходных токарно-револьверных станков: Автограф . дис. ... канд. техн. наук, - Ростов н/ДД975-22с.

49. Звукоизлучение зубчатой передачи ,/Б.Г. Заверняев, А.Н. Чукарин ,В.Г. Трембач,-В кн.: Металлорежущие станки и прогрессивные методы обработки металлов резанием. .- Ростов н/Д, РИСХМ, 1977-С. 48-51.

50. Исследование шума серийных токарно-револьверных станков и разработка мероприятий по его снижению: Отчет о НИР. Тема 491.02.00 /Ростов, ин-т с.-х. маши-ностр.: Руководитель А.Н. Чукарин,- № ГР01.85.0050940; Инв № 2.8.90046394,-Ростов н/Д, 1987,- 60 с.

51. Чукарин А.Н., Заверняев Б.Г., Фуга Н.Г. Влияние вибраций встроенных подшипников качения на виброакустическую активность корпусных деталей металлорежущих станков // Оптимизация и интенсификация процессов отделочно-зачистной и упрочняющей обработки : Межвуз. Сб.- Ростов н/Д, 1987,- С. 123-132.

52. Чукарин А.Н., Заверняев Б.Г.,Медаедев A.M. Расчет звукоизлучения корпуса планетарного редуктора // Материалы всесоюзного совещания по проблемам улучшения акустических характеристик машин, Звенигород, 27-29 окт. - М., 1988,- С. 120-121.

53. Чукарин А.Н. Влияние внутренних источников на уровни и спектры шума внутри и снаружи корпусных деталей металлорежущих станков / Ростов, ин-т е.- х. Ма-шиностр,- Ростов н/Д, 1982. Деп. В НИИМАШ 28.07.82 , № 198.

54. Заверняев Б.Г. Методы исследования шума металлорежущих станков: Конспект лекций. - Ростов н/Д: РИСХМ, 1980 -55 с.

55. Чукарин А.Н., Феденко A.A. О расчете корпусного шума шпиндельных бабок станков токарной группы. //Надежность и эффективность станочных и инструментальных систем. - Ростов н/Д ,1993,- С. 74-78.

56. Айрапетов Э.А. Динамические процессы в механизмах с зубчатыми передачами. -М.: Наука, 1976. - 143 с.

57. Панов С.Н. Виброакустика корпусных конструкций станков // Динамика станков : Тез. Всесоюз. конф. - Куйбышев, 1984. - С. 140-141.

58. Гурович Ю.А. О коэффициенте потерь энергии вследствие элементов составных конструкций / / Акустический журнал,- 1980 - №3 .- С. 17-21.

59. Справочник по контролю промышленных шумов : Пер. с англ. / Пер. Л.Б. Скрябина , Н.И. Шабанова; под ред. В.В. Клюева. - М.: Машиностроение, 1979,- 447 с.

60. Павлов Б.В. Акустическая диагностика механизмов. - М.: Машиностроение, 1971.-223 с.

61. Кельзон A.C. и др. Динамика роторов в упругих опорах . - М.: Наука, 1982,- 280 с.

62. Вибрация и шум электрических машин малой мощности / Л.К. Волков, Р.Н. Ковалев, Н. Г. Никифоров и др. - Л.: Энергия, 1979, - 205 с.

63. Гольдсмит B.C. Удар. Теория и физические свойства соударяемых тел. - М.: Стройиздат, 1965,- 448 с.

64. Расчет на прочность в машиностроении / Под ред. С. Д. Пономарева. - М. : Маш-гиз, 1959,- 884 с.

65. Бубнов И.Г. Труды по теории пластин. - М.: ГИТТЛ, 1953.-424 с.

66. Климов Б.И. О методах расчета излучения шума плоскими элементами кожухов // Борьба с шумом и вибрацией в полиграфических машинах: Тр. ВНИИПолиграф-маша . - М., 1979,- С.49- 53 с.

67. Спиридонов В.П. Применение энергетического метода для расчета уровней звуковой вибрации // Борьба с шумом на судах .- Л., 1965.- С. 108

68. Введение в акустическую динамику машин / И.И. Артоболевский, Ю. И. Бобро-вицкий, М. Д. Генкин. - М.: Наука, 1979. -296 с.

69. Харкевич A.A. Спектры и анализ. - М.: Физматгиз, 1962,- 236 с.

70. Тимошенко С.П. Пластины и оболочки .- М.: JL: ГТТИ, 1948,- 460 с.

71. Вибрации в технике:Справочник в 6-ти томах . Т.2. Колебания нелинейных механических систем / Под ред. И.Л. Блехмана. — М.: Машиностроение, 1979,- 328 с.

72. Айрапетов Э.Л. Распределение нагрузки между сателлитами планетарных механизмов// Сб. Статика и динамика механизмов с зубчатыми передачами .- М.: Наука, 1974. - 140 с.

73. Планетарные передачи : Справочник/ Под ред. В.Н. Кудрявцева . — М.: Машиностроение, 1977,- 328 с.

74. Русанов A.C. Оценка уровня шума шпиндельного узла станка с помощью численного моделирования .// Известия ВУЗов. Машиностроение,- 1985-№7-С.133.

75. Беляев М.С. Эффективная точность зубчатого зацепления // Детали машин, 1990-№51.

76. Оптимальная коррекция зуба косозубых зубчатых колес.//New Technol. Power Transmiss 90s : Proc. Int, Power Transmiss and Gear comf. Chicago, III., Apr 1989, vol 2- New York [1989].- C. 197-202.

77. Тарасов И.Н. Вероятностный метод оценки точности и виброустойчивости металлорежущих станков / Тез. Докл. Всесоюз. конф. 1989, Горький- С.273-274.

78. Авраменко A.A. Математическое моделирование колебаний в зубчатых передачах.// Инж.-физ. пробл. новых технологий : Всесоюз. совещ.-семин., Звенигород,23-29 сентября, 1990. Тез. докл.- МД990,- С.28-29.

79. Виброакустическая активность механизмов с зубчатыми передачами // Сб. тр. — М.: Наука, 1971,- 87 с.

80. Динамические процессы в механизмах с зубчатыми передачами// Сб. тр. — М.: Наука, 1976.

81. Методы снижения шума металлорежущих станков и их узлов // Метод, рекомендации , М.: ЭНИМС - 1986.

82. Попков В.И., Мышинский Э.Л., Попков О.И. Виброакустическая диагностика в судостроении,- Л.: Судостроение , 1989,- 256 с.

83. Генкин М.Д. Соколова А.Г. Виброакустическая диагностика машин и механизмов,- М.: Машиностроение , 1987. - 288 с.

84. Аршанский М.М, Щербаков В.П. Вибродиагностика и упраление точностью обработки на металлорежущих станках. . - М.: Машиностроение , 1988. - 136 с.

85. Динамика машин и управление машинами: Справочник/ В.К. Асташев, В.И. Бабицкий, И.И. Вульфсон и др.; Под ред Крейнина. - М.: Машиностроение , 1988. -240 с.

86. Колесников А.Е. Шум и вибрация: Учебник,- Л.: Судостроение , 1988,- 248 с.

87. Лагунов Л.Ф., Г.Л. Осипов . Борьба с шумом в машиностроении . . - М.: Машиностроение , 1980. - 150 с.

88. Борисов Л.П. Гужас Д.Р. Звукоизоляция в машиностроении. . - М.: Машиностроение , 1990. - 256 с.

89.Янг С., Эллисон С. Измерение шума машин.: Пер. с англ. . - М.: Энергоатомиздат, 1988. - 144 с.

90. Исакович М.А. Общая акустика,-. - М.: Наука, 1973. - 495 с.

91. Допуски и посадки , Справочник. В 2-х ч. 4.2 / Под ред. В.Д. Мягкова. - Л.: Машиностроение , 1978. - С. 545-1032 .

92. Гольдсмит B.C. Удар. Теория и физические свойства соударяемых тел. - М.: Стройиздат,1965- 448 с.

93. Удар // Физический энцеклопедический словарь,- М.: Сов. энциклопедия, 1983928 с.

94. Зубчатые передачи : Справочник / Под ред. Е.Г. Гинзбурга,- Л.: Машиностроение. Ленингр. отд-ние,- 1980.-416 с.

95. Муравьев В.А., Утепов Е.Б. Влияние конструкционных материалов на акустических характеристики машин.// Материалы всесоюзного совещания по проблемам улучшения акустических машин, Звенигород, 27-29 окт.-М.,1988.- С. 147.

96. Морз Ф. Колебание и звук- М.:ГИТТЛ, 1949,-496с.

97. Еремин A.B. Влияние компановки на динамические характеристики токарных станков. // Станки и инструмент-1991-№3-с. 18-19.

98. Осипов Г.Л., Лопашов Д.З. Измерение шума машин и оборудования. Издательство комитетов стандартов, мер и измерительных приборов при Совете министров СССР, 1968

99. Марков А.Л. Измерение зубчатых колес,- Л.: Машиностроение.Ленингр. отд-ние, 1968.

100 Ружичка В. Контроль зубчатых колес.- М.: Машиностроение, 1968.

101 Михайлов A.M. Сопротивление материалов,- М.: Стройиздат, 1989,- 352 с.

102 Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструкция узлов и деталей машин,- М.,-Высш.шк.,1985- 416 с.

103 Лифшиц Г.А.Вибрации и шум зубчатых передач. Труды ЦНИИТМАШ, 1961, №21.

104 Лифшиц Г.А. Динамика зубчатой передачи в связи с точностью зацепления. . Труды ЦНИИТМАШ, 1964, №49.

105 Шум зубчатых передач. /Caracterusation reduction of esalation du bruit dans les systèmes de transmission a engrenages /Koffid.,Agbebovi J.// J. Phys.-1990-51.

106 Вибрации в идеализированной зубчатой передачи. Vibrationl Power transmission of an idealized dearbox / Leund R.C. and Pinningtion R.J.// J. Sound and vibr.-1989-№2.

107 Оптимальная коррекция зуба косозубого зубчатого колеса./Week M. Mauer G.// New Technol. Power Transmiss 90s: Chicago, III, Apr 1989.

108 Динамическая нагрузка цилиндрических прямозубых колес с линейной и параболической модификацией / Lin H.H. Power Transmiss 90s: Chicago, III, Apr 1989.

109 Заверняев Б.Г. Методы исследования шума металлорежущих станков./Конспект лекций/, Ростовский-на-Дону институт сельхозмашиностроения, 1980, 55с.

110 Тайц Б.А. Точность и контроль зубчатых колес,- М.: Машиностроение, 1972.

111 Поболь О.Н., Фирсов Г.Н. Моделирование виброакустических процессов в машинах с помощью аппарата систематологии // Решение задач прикладной механики на ЭВМ. - М.,: Наука, 1978,- С.95-105.

112 Генкин М.Д. Изготовление бесшумных зубчатых колес.// «Станки и инструмент».- 1951-№2.

113 Генкин М.Д., Трофимова Е.И. Снижение шума зубчатых колес станков. ЦБТИ Министерства Станкостроительной промышленности СССР, 1954.

114 Заверняев Б.Г. Направляющая труба к токарно-револьверным станкам и автоматам. Авторское свидетельство №76155.-« Открытия, изобретения , промышленные образцы, товарные знаки», 1965,№21, Авторское свидетельство №172590 ,1965,№13.

115 Заверняев Б.Г. Исследование шума направляющих труб с пружинами переменного диаметра к легким токарно-револьверным станкам и автоматам (диссертация на соискание ученой степени к.т.н.). РИСХМД966.

116 Трембач В.Г. Исследование шума редукторов быстроходных токарно-револьверных станков (диссертация на соискание ученой степени к.т.н.). РИСХМД975.