Шум, возникающий при дисбалансе вращающихся деталей

 

Любой механизм в процессе работы подвержен действию неуравнове-шенных сил инерции, вызывающих его вибрацию. В поршневых машинах эти силы возникают в связи с неравномерностью движения элементов поршневой группы и конструктивной неуравновешенностью кривошипно-шатунного ме-

 

ханизма. Во вращающихся деталях механизмов возникают возмущающие цен-тробежные силы, вызываемые неуравновешенными массами (дисбалансом).

 

Источниками и причинами дисбаланса могут являться: -неоднородности материалов вращающихся тел;

 

-несимметричность конструкции (неправильное распределение масс и отверстий, неравномерность полых деталей, неточность выбора допус-ков и посадок сочлененных деталей и т.п.);

-дефекты монтажа (несимметричное распределение болтовых соедине-

 

ний составных вращающихся тел, биение от натяга шпонками, изгиб ли-ниивала при жестком сочленении);

-деформация обработанных деталей (неравномерный нагрев и охлажде-ние при термической обработке деталей);

 

-внутренние термические напряжения (различные коэффициенты тепло-вого расширения материалов сочленяемых деталей); -погнутость валов; -радиальное биение шеек вала;

 

 

-перемещение деталей под действием электрических сил (обмоток в электрических машинах);.

 

-неравномерность коррозий или износа деталей.

 

 

Различают два вида дисбаланса – статический и динамический. При ста-тическом дисбалансе распределение плотности материала и технологических неточностей таково, что все неуравновешенные массы приводятся только к од-ной массе m_п, смещенной относительно геометрической оси вращения детали на величину r (рис.2.3)

 

 

 

Рис. 2.3. Колебания механизма, вызванные статической неуравновешенностью ротора

 

 

Частота вибрации, вызываемая динамическим дисбалансом, определяется угловой скоростью вращения ротора, т.е.

 

f = ω / 2π

(2.4)

 

 

В случае динамического дисбаланса все неуравновешенные массы ротора приводятся к двум массам веса т₁ и т₂, лежащим в различных поперечных плоскостях I и II (рис. .4).

 

Рис.2.4. Колебания механизма при динамическом дисбалансе

 

 

Частота вибрации, вызываемая динамическим дисбалансом определяется также по формуле (2.4)

 

Вследствие неодинаковых моментов инерции площади поперечного се-чения вала возникают вибрации с удвоенной частотой

 

f = ω / π

(2.5)

 

 

Такие валы отличаются неравной жесткостью в различных плоскостях, т.е. имеют двоякую жесткость (максимальную и минимальную). Это обусловлено конструктивными особенностями - шпоночными канавками, срезами и пазами в цельнокованых роторах электрических генераторов (рис.2.5).

 

 

Рис.2.5. Поперечное сечение валов двоякой жесткости

 

 

С такой же удвоенной частотой возникают вибрации, обусловленные овальностью шейки вала, поскольку в этом случае происходит периодическое перемещение центра тяжести и за один оборот он дважды перемещается из крайнего нижнего в крайнее верхнее положение (рис.2.6).

 

Рис.2.6. Колебания ротора, обусловленные зазором в подшипнике (а) и овальностью шейки вала (б)

 

При угловом и параллельном смещении валов (рис.2.7. а и б) возникают вибрации механизмов, амплитуда которых пропорциональна величине смеще-

 

ния валов, а частота равна частоте вращения f. Начальное искривление вала (рис.4, в) также порождает вибрацию.

 

 

Рис.2.7. Монтажные дефекты, вызывающие вибрацию механизма При расцентровке валов, соединенных пальцевой или кулачковой муф-

 

той, частота вибраций буде зависеть и от количества кулачков (пальцев) Zк

 

f = ω Zк / π

(2.6)

 

 

Шум зубчатых передач.

 

Основной причиной возникновения шума зубчатых передач является ша-говый импульс силы, возникающий в результате изменения направления скоро-сти относительного скольжения между двумя зубьями при касании двух дели-тельных окружностей ведущего и ведомого колеса. Величина и длительность этого импульса зависит от передаваемой мощности, коэффициента трения меж-ду зубьями и скорости относительного скольжения зубьев. Спектр возникаю-щих при этом колебаний будет образован гармониками

 

Вторым основным источником шума и вибраций зубчатых предач явля-ется импульс зацепления , возникающий в результате деформации. Он направ-лен по касательной к линии зацепления и возникает в результате неправильно-го зацепления зубьев.

 

Основными факторами, влияющими на величину этих импульсов, явля-

 

ются:

 

-тип зубчатой передачи;

-угол давления;

-коэффициент перекрытия;

 

 

-ширина зубьев;

-обработка поверхностей;

-шаг;

-точность профиля зуба;

 

-скорость зубчатой передачи; -передаваемая нагрузка.

 

Влияние типа передач

 

В прямозубой передаче линейный контакт происходит по всей ширине зуба, что приводит к увеличению импульса зацепления. Следовательно, этот тип передач достаточно шумен, особенно на высоких скоростях вращения.

 

В косозубых передачах контакт также линейный, однако, возникает он на поверхности зуба и распространяется вниз. Это приводит к уменьшению удар-ной нагрузки на зуб, поэтому косозубые цилиндрические передачи менее шум-ные по сравнению с прямозубыми. При эквивалентной нагрузке разница в уровнях шума составляет от 3 до 10 дБ.

 

Винтовые и конические передачи обладают теми же шумовыми и виб-рационными свойствами, что и косозубые.

 

Гипоидные и червячные передачи наиболее бесшумны. В гипоидных ра-бота зуба объединяет процессы качения и скольжения. Их широко применяют в автоматических дифференциальных передачах, в которых соединяющие валы могут быть уравновешены. (гипоидные применяются в тех случаях, когда валы не пересекаются и не параллельны, принцип их действия объединяет обкатку и скольжение вдоль линии контакта).