ОСОБЕННОСТИ ВИБРОАКУСТИЧЕСКОЙ ДИНАМИКИ ШПИНДЕЛЬНЫХ БАБОК ГАММЫ МНОГОШПИНДЕЛЬНЫХ И ФРЕЗЕРНО-ПАЗОВАЛЬНЫХ ДЕРЕВООБРАБАТЫВАЮЩИХ СТАНКОВ Текст научной статьи по специальности «Физика»

УДК 658.345+06

ОСОБЕННОСТИ ВИБРОАКУСТИЧЕСКОЙ ДИНАМИКИ ШПИНДЕЛЬНЫХ БАБОК ГАММЫ МНОГОШПИНДЕЛЬНЫХ И ФРЕЗЕРНО-ПАЗОВАЛЬНЫХ ДЕРЕВООБРАБАТЫВАЮЩИХ

СТАНКОВ

Д.В. Русляков, Д.В. Мотренко, А.Н. Чукарин

Шпиндельные бабки имеют цилиндрическую форму и поэтому их виброакустические характеристики представляющих собой совокупность прямоугольных пластин у станков. В данной статье рассматриваются теоретические зависимости, которые на этапе проектирования помогают определить октавные уровни звукового давления шпиндельных станков.

Ключевые слова: шпиндельные бабки, шум, деревообрабатывающие станки, древесина.

Введение. В отличие от подавляющего большинства корпусов шпиндельных и базовых деталей металлорежущих станков, виброакустические характеристики которых рассмотрены в работах [1-4] и представляют собой совокупность прямоугольных пластин у станков Св12, Св 8, СГВП, СвП-2 и СвГД-3М, шпиндельные бабки имеют цилиндрическую форму.

Рис. 1. Вертикальный 12-шпиндельный сверлильно-присадочный станок Св12:1 - реечная передача; 2 - стол; 3 - патрон для сверла; 4 - шпиндели; 5 - механизм подъема стола; 6 - реечное устройство для ручного перемещения суппорта при настройке шпинделя; 7 - реечное устройство для подъема стола

Рис. 2. Станок сверлильный многошпиндельный горизонтально-вертикальный СГВП

91

Рис. 3. Восъмишпинделъный сеерлильно-присадочный станок Се8: 1 - шпиндель; 2 - рейки; 3 - маховик ручной настройки суппортов; 4 - сверлильные патроны; 5 - электродвигатель

Поэтому в качестве источников шума корпусов принят цилиндрический излучатель конечной длины, звуковое давление которого по данным работ [5,6] определяется зависимостью

( 2 т,,+1 ^

Р =

42ь

/юр о

+ ¥ I

Бт^(к 81И Ь)еШ

тф

л/ккг тц=-¥ 008 рЯ1' (кя0со$ р)

• е

4

-к

(1)

где ю - круговая частота колебаний, с-1; р0 - плотность воздуха, кг/м3; к -волновое число, 1/м; г - расстояние от источника шума до рабочего места, м;

Бт =—Г51 у(х)ехр[-/(тф + кх вш р)]йХ

2к ' о

(2)

функция, зависящая от распределения скорости колебаний на поверхности источника шума; Я1 (кЯб сов р) - функция Ганкеля первого рода ш^-го

тт

порядка; Я0 - радиус корпуса, борштанги или оси колесной пары, м; в -угол излучения.

Зададим зависимость распределения скоростей колебаний следующим образом:

/тиФ

1 ^ при |х| £ ¿о

, (3)

0 при |х| > ¿о

где Ук - скорости колебаний источника, м/с.

Корпус бабки колеблется как твердое тело, то т^ = 1, тоже выражение звукового давления применяется в виде

'кг - 3к + кг]

. 4 )

у(х )=

Ук (х У

р=

1,35•Ю-2щ!0 еХР/

Я1т (кЯ0 008 р)

Ф(р),

(4)

г

где

Ы о • о 81П — 81П р

^-яп (3 2

При кЯо = 0,02;//- < 1 производную функции Ганкеля заменим асимптотическим представлением [1, 2]

Г ~ Л2

я1 (кяь)=-/-

кЯо собР

(6)

ж

Поскольку расчет спектров шума производится для расположения рабочего места относительно источника звука, то практически угол [> близок к 0. В этом случае для звукового давления получено следующее выражение:

, I 4-ю-2^/о(^ОА)2^ (7)

г

где /к - собственные частоты колебаний, Гц.

Уровни звукового давления в этом случае

Ь = 20\ёук + 201ё^ + 40\ёЯ0/к + 66. (8)

г

Для соотношения кЯо = 0,02^ > 1 асимптотическое представление функции Ганкеля задается как

Зтгл

ехр/

Я1 (кЯо) = -1

л и? —" ^"Т ' (9)

У 71кЩ у 4 )

В этом случае звуковое давление и уровни звукового давления определяются следующими выражениями:

и = 24УоУ%/^ (10)

г

Ь = 2Щук + 201ё^ + \0\ёЯ0 /к +122. (11)

г

Условия установки на несущей системе шпиндельных станков Св12, Св8, СГВП соответствуют консольному закреплению и их собственные частоты колебаний определяются по формуле

А = од (12)

для станков СвП-2 и СВГД-ЗМ условия установки шпиндельного узла соответствуют шарнирно-опертому закреплению, тогда

= (13)

где к - коэффициент, определяющий собственные частоты колебаний; Ь -длина корпуса бабки, м; £> и - наружный и внутренний диаметры корпуса (соответственно), м; Е и р - модуль упругости (Па) и плотность (кг/м3) материала корпуса.

Как видно из полученных выше зависимостей для расчета уровней звукового давления корпусов шпиндельных бабок необходимо определить скорости колебаний на собственных частотах. Конструктивные особенности шпиндельных бабок позволяют использовать две расчетные схемы, приведенные на рис. 5 и 6.

Рис. 4. Модель шпиндельного узла

Рис. 5. Расчетная схема шпиндельного узла: 1 - корпус; 2 - передний подшипниковый узел; 3 - задний подшипниковый узел

С использованием метода энергетического баланса получена следующая система уравнений:

^ к + 2ах) gl = а2+ gз); (62Н + а2) g2 = а1%1+

7гсгь'

+ = (14)

где 6 - коэффициент поглощения энергии в соответствующем элементе корпуса, 1/м; а± и а2 - коэффициенты передачи вибрационной мощности из элемента 1 в элемент 2 (%) и наоборот (а2); g1, g2, gз - потоки вибрационной мощности, Вт; Ы2 и Ы3 - вибрационная мощность, вводимая от подшипниковых узлов в корпус шпиндельного узла, Вт; И - толщина корпуса подшипникового узла, м.

Коэффициенты поглощения (&,_), коэффициенты передачи вибрационной мощности (а^) на основе данных работы (7) применительно к конструктивным особенностям шпиндельного узла приведены к виду

«и = V у, (15)

т

где - толщины элементов корпуса, м; - функция, учитывающая диф-фузность поля и зависящая от соотношения толщины элементов (рис. 6)

94

$ = 0,65 )"°'25 (16)

где ¿11 - коэффициент потерь колебательной энергии соответствующего элемента корпуса шпиндельного узла.

Рис. 6. Зависимость коэффициента Ч* от толщины элемента

Для корпуса собственные частоты колебаний определяются по формуле (13), а для подшипникового узла (как фактически кольца) как

_ к(к2-1>2 1е №+ЯЬ)2 п?х

Определения вводимой мощности от подшипниковых узлов основано на расчетной схеме, приведенной на рис.7.

N2= и Ы3= Я(18)

где Я (О - реакция в соответствующей опоре, Н; А - деформация подшипникового узла, м.

Рис. 7. Расчетная схема вводимой в корпус шпиндельного узла

вибрационной мощности

Согласно расчетной схеме (рис.7) реакции в подшипниковых узлах и их деформации определяются следующим образом:

ДзСО = (19)

° ]з

где — силы резания при сверлении и фрезеровании пазов, Н; ]2 и Уз -жесткость подшипниковых узлов, Н/м. Тогда

^ = "з = р'©Т (20)

где Р0 - амплитуда силы резания при сверлении, н; п частота вращения сверла, об/мин.

Для фрезерно-пазовальных станков

«2 = Рс2 (ст) «з = *(!)2*1Г' <21)

где ¿5* - число зубьев фрезы; п - число вращения фрезы, об/мин.

Из системы уравнений (20) определяются потоки вибрационной мощности в элементах шпиндельного узла

а2(Ы2 + Ы3)

^ тг[51Лн/к(51/1 + а2) + 252/1];

п[61Он1к(61к + а2) + 252/1](52/1 + а2) лс1ь(82}г + а2) ' _ _^2_ | ^З

и скорости колебаний каждого элемента

ук = 0,45*2, ?"5 ■ /к"0'5 ■ (£<7Г°-25 ■ (рР)-°'75 (22)

Для станка СГВП расчетная схема шпиндельного узла приведена на

рис. 8.

Рис. 8. Расчетная схема шпиндельного узла станка СГВП

В этом случае система уравнений примет вид

+ а12п(11)(11 = й^тк!-^^ + Ы2 + Ы3;

(61лс121 + а^л^)^ = (12\л:(11с{,1. (23)

Потоки вибрационной мощности и скорости колебаний элементов корпуса определяются аналогичным образом.

Полученные зависимости позволяют теоретически на этапе проектирования вышеуказанных станков определив октавные уровни звукового давления шпиндельных станков, учитывающие их компоновку, геометрические размеры всех элементов, их физико-механические параметры и технологические режимы резания. Сравнение расчетных уровней звукового давления с предельно-допустимыми величинами позволит выявить частотные диапазоны, в которых превышаются санитарные нормы, а также величины превышений в соответствующих октавах. Эти данные являются основной информацией для выбора способов снижения интенсивности звукового излучения до предельно-допустимых значений.

Для корпусов шпиндельных узлов деревообрабатывающих станков в случае отсутствия стружки высокой температуры целесообразно использование различных материалов с соответствующим значением коэффици-

ента потерь колебательной энергии (например, стеклопластиковых труб, винипласта и т.д.), что значительно снизит скорость колебаний vk и, следовательно, уровни звукового давления.

Список литературы

1.Чукарин А.Н., Заверняев Б.Г., Фуга Н.Н. Влияние вибраций встроенных подшипников качения на акустическую активность корпусных деталей металлорежущих станков // Оптимизация и интенсификация процессов отделочнозачистной и упрочняющей обработки: межвуз. сб. Ростов н/Д, 1987. С. 123-132.

2. Чукарин А.Н., Заверняев Б.Г., Медведев А.М. Расчет звукоизлу-чения корпуса планетарного редуктора // Материалы Всесоюзного совещания по проблемам улучшения акустических характеристик машин. М., 1988. С. 120-121.

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

4. Чукарин А.Н., Феденко А.А., Каганов B.C. Оптимизация конструкции корпусов шпиндельных узлов по критерию минимума акустической эмиссии // Типовые механизмы и технологическая оснастка станков-автоматов, станки с ЧПУ и ГПС. Киев, 1992. С. 22.

5. Шендеров E.JI. Волновые задачи гидроакустики. JI.: Судостроение, 1972. 352 с.

6. Чукарин А.Н. Теория и метода акустических расчетов и проектирования технологических машин для механической обработки. Ростов н/Д, Издательский центр ДГТУ, 2004. 152 с.

7. Никифоров А.С. Акустическое проектирование судовых конструкций: справочник. JI.: Судостроение, 200 с.

8. Финоченко Т.А., Морозов С.А., Чукарин А.Н. Экспериментальные исследования шума и вибрации при местном упрочнении деталей ша-рико-стержневым упрочнителем // Российский научно-технический журнал «Мониторинг. Наука и Технология». 2019. № 1. С. 56-62.

9. Yaitskov I.A., Chukarin A.N., Finotchenko T.A. Theoretical research of noise and vibration spectra in cabins of locomotive and diesel shunting locomotive // International journal of applied engineering research. 2017. V. 12. № 21. P. 10724- 10730.

Русляков Дмитрий Викторович, канд. техн. наук, доцент, ruslyakof(a)yandex. ru, Россия, Шахты, Филиал Донского государственного технического университета в г. Шахты,

Мотренко Дмитрий Владимирович, аспирант, ruslyakof(a)yandex. ru, Россия, Ростов-на-Дону, Ростовский государственный университет путей сообщения,

Чукарин Александр Николаевич, д-р техн. наук, профессор, ruslyakof@yandex.ru, Россия, Ростов-на-Дону, Ростовский государственный университет путей сообщения

SPECIFIC FEATURES OF VIBROACOUSTIC DYNAMICS OF SPINDLE BUTTERFLIES OF THE MULTI-SPINDLE AND MILLING-GROOVING WOODWORKING MACHINES

D.V. Ruslanov, D.V. Motrenko, A.N. Chukarin

The headstock has a cylindrical shape and therefore their vibro-acoustic characteristics are a combination of rectangular plates for machine tools. This article discusses theoretical relationships that at the design stage help determine octave sound pressure levels of spindle machines.

Key words: headstock, noise, woodworking machines, wood.

Ruslyakov Dmitry Viktorovich, candidate of technical sciences, docent, ruslyakof@yandex. ru, Russia, Shakhty, Branch of the Don State Technical University in Shakhty,

Motrenko Dmitry Vladimirovich, postgraduate, ruslyakof@yandex. ru, Russia, Rostov-on-Don, Rostov State Transport University,

Chukarin Alexander Nikolaevich, doctor of technical sciences, professor, ruslyakof@yandex. ru, Russia, Rostov-on-Don, Rostov State Transport University