CC BY
1
12. Vardhan, A. Comparison of the steady-state performance of hydrostatic drives used in the rotary head of the drill machine/ A. Vardhan, K. Dasgupta, N. Kumar // J Braz Soc Mech Sci Eng 39:4403-4419
13. Sirotenko, A.N. Research of pneumodrive with energy recovery into additional volume/ A.N. Sirotenko, S.A. Partko, S.A. Voinash// In: Proceedings of the 5th international conference on industrial engineering (ICIE 2019) (Lecture notes in mechanical engineering), vol II, pp 1325-1333. https://doi.org/10.1007/978-3-030-22063-1_140
14. Finochenko, V.A. Multi-drive water supply system control based on the improved method of multiple criteria decision-making (mcdm) / V.A. Finochenko, R.B. Lobov, P.G. Kolpakhchyan // В сборнике: 2019 International Multi-Conference on Industrial Engineering and Modern Technologies, FarEastCon 2019, 2019 г. С. 8933927.
Ракуленко Станислав Вадимович, канд. техн. наук, доцент, [email protected], Россия, Ростов-на-Дону, Ростовский государственный университет путей сообщения,
Дергачева Людмила Владимировна, канд. техн. наук, доцент, [email protected], Россия, Ростов-на-Дону, Ростовский государственный университет путей сообщения,
Грищенко Вячеслав Игоревич, канд. техн. наук, доцент, заведующий кафедрой, [email protected], Россия, Ростов-на-Дону, Донской государственный технический университет
УДК 629.4.02+06
DOI: 10.24412/2071-6168-2024-1-435-436
РАСЧЕТ КОРОБКИ СКОРОСТЕЙ ПОЛУАВТОМАТИЧЕСКОГО РЕЗЬБОНАРЕЗНОГО СТАНКА С УЛУЧШЕННЫМИ ВИБРОАКУСТИЧЕСКИМИ ХАРАКТЕРИСТИКАМИ
А.Е. Набоков
Одной из технических характеристик станочного оборудования является наличие зубчатых передач в приводе главного движения, которые создают повышенные уровни звукового давления даже при холостом режиме работы. Причем согласно проведенным исследованиям уровни шума генерируются в основном излучением корпуса коробки скоростей станка. Модернизация серийной конструкции коробки скоростей резьбонарезного станка заключается в уменьшении количества зубчатых передач и подшипниковых узлов, динамика которых и приводит к вибрации корпусных деталей станка. Результаты проведенных исследований показали, что при работе коробки скоростей с улучшенными виброакустическими характеристиками в сравнении с базовой, уровни шума снижаются, что фактически исключает влияние звукового излучения фрезерной бабки на формирование звукового поля.
Ключевые слова: коробка передач, шпиндель, картина скоростей, уровни звукового давления, уравнение колебаний.
Наличие зубчатых передач в приводе главного движения станка создает повышенные уровни звукового давления на рабочих местах станочников даже при холостом режиме работы станка. Измерения виброакустических характеристик показали, что при отключенном двигателе насоса охлаждения уровни шума превышают санитарные
435
нормы в интервале частот 250-1000 Гц на 3-4 дБ, что фактически определяется звуковым излучением корпуса коробки скоростей станка. Модернизация серийной конструкции резьбонарезного станка заключается в уменьшении количества зубчатых передач и подшипниковых узлов, динамика которых и приводит к вибрации корпусных деталей станка. В модернизируемой конструкции коробки передач резьбонарезного станка предлагается использовать двухскоростной электродвигатель (п = 1420/710 об/мин). В отличии от структурной формулы базового варианта коробки передач пшп = 31 • 23 при односкоростном электродвигателе в предлагаемой конструкции резьбонарезного станка структурная формула коробки передач может быть определена как пшп = 23 • 31, что позволяет ограничиться тремя передачами в механической части привода резьбонарезного станка.
Объект и методы исследования. Картина скоростей предлагаемой конструкции коробки передач приведена на рис. 1 (при сохранении знаменателя ряда частот вращения шпинделя ф = 1,41).
355 об/мин |Ч*7
1
250 об/мин
180 об/мин
125 об/мин
90 об/мин
Рис. 1. Картина скоростей предлагаемой коробки передач станка
г
z
2
8
г
3
7
4
7
5
г
6
г
5
г
6
[\ЛЛ/1
а б
Рис. 2. Предлагаемые варианты конструкции коробки скоростей: а — трехваловый;
б — двухваловый
Следует отметить, что предлагаемая конструкция обеспечивает пять значений частот вращения шпинделя, так как частота вращения п = 180 об/мин дублируется как при п = 1420 об/мин, так и при п = 710 об/мин. Фактически нижнее значение частоты вращения составляет 90 об/мин, а не 63 об/мин как в базовом варианте.
Предлагаемая конструкция может быть реализована в двух вариантах, представленных на рис. 2 а, б.
В варианте конструкции коробки скоростей (рис. 2, а) количество валов уменьшено на 1, а подшипников качения на 2. В варианте, представленном на рис. 2, б, оставлены только входной вал и шпиндель, то есть 2 вала и 4 подшипника качения.
Расчет виброакустических характеристик рассмотрим на примере варианта, представленном на рис. 2, а.
Корпус коробки скоростей представляет собой тонкостенную конструкцию из чугуна, состоящую из шести пластин прямоугольной формы. Расчет таких конструкций основан на системе уравнений энергетического баланса. Расчетная схема (рис. 3) и система уравнений для варианта (рис. 2, а).
2-
/
/4
/ ✓ •
/ / • / / / '"5
Т.
/
/1
Рис. 3. Расчетная схема корпуса коробки скоростей: 1,2,3,4 — правая, левая, передняя и задняя стенки; 5 — низ; 6 — верх
2
+ °!3113 + а14^14 + °!5115 + °!6116 =^зАз#3 +^41^14^4 +^51^15^5 N
А
(2^2 + <^23123 + ^24^24 + ^25^25 + <^26126 )ч/2 = <^32123/3 + ^42^24^4 + &52^25Ч5 + <^62126/6 + ^
1
(3 + ^31^13 +°32^23 + ^35^35 +а36^36 )ч/3 _ ^13^13^1 + ^23123/2 +^53^35^5 + ^63136/6
+ ^41^14 + ^42^24 + ^45^45 + ^46^46 ^ = ^14114/1 + ^24^24^2 + &54145</5 + ^64^46^6 (С>5^5 + ^5/15 + ^52^52 + ^53^53 + ^54^54^ = <^15115/1 + &25125/2 + &35135/3 + &45145/4 + ^61^16 + а62126 + а63^36 + ^64^46 )/6 = ^16116/1 + а26126/2 + а36136/3 + °Ч6146/Г6
1 2 ч, =1 ^-у;- 2, Вт. $ =
у;
2
, 1/м; для чугуна ^ = 0,038
у
п
У =т
е-И2
2 \ 12р(1 -^2)
,2 Л
^ да2 п
-г + -т 12 I ,
V 1 2 у
для чугуна
У = 2,2-104
Г 2 2^ да п
—т + I2 I
V ; 1 У
2
(1)
I
где 8- коэффициент поглощения вибраций в соответствующем элементе корпуса коробки скоростей, м —1; q - поток вибрационной мощности в соответствующем элементе корпуса, Вт; I - длина линии контакта между элементами корпуса, м; а- - коэффициент передачи вибрационной мощности между стенками корпуса; - вводимая вибрационная мощность, Вт; г- коэффициент потерь колебательной энергии; £- собственные частоты колебаний стенки корпуса, Гц; к - толщина стенки корпуса, м; М - масса стенки корпуса, кг ; Vi - скорость колебаний стенки, м/с ; т,п - коэффициенты, определяющие собственные частоты колебаний стенок корпуса
М г = р ■ к ■ ¡г ■ ¡1 = 7 • 10 3 • к ■ I .
1
ql = _ .^■г^ 2,2 404 к
2
,2
Л
т п ~Т + -Т
I2 12
V г 1 У
7■Ю3 ■ к■ ¡г ■ ¡1 V2 = 2,4-108 ■)■ к2 ■ ¡г ■ I
22 тп
—Г + -Т
I2 12
V г 1 У
■V.2
V =
7 -103 к
qг
I ■ ¡1-
2
Л
Г 2 т п
—т + Т
I2 12
V г 1 У
С учетом того, что а15 = а16 = а25 = а26 = а2 и т.д., а также ^ = £2 = !2!3; £3 = £4 = система (1) примет вид:
Для удобства решения система уравнений (1) представлена в матричной форме
Г 2 Л
Е N. 1
Е N 2 1
0 0 0 0
ч у
Решение системы уравнений относительно потоков вибрационной мощности определяются следующим образом:
Г к1 0 а3l¡l3 а4l¡l4 а5l¡l5 -а I Л Г *
0 к2 - а32¡23 -а I 42 24 -а I 52 25 -а I "6Г26 q2
- а13^3 — а23¡23 к3 0 -а I 53 35 -а I "6Г36 X q3
- аl4¡l4 -а I 24 24 0 к4 -а I 54 45 -а I "64М6 q4
- аl5¡l5 -а I 25 25 -а I 35 35 -а I 45 45 к5 0 q5
V- аl6¡l6 а26¡26 а36136 - а46¡46 0 кб .У V q6
( 2 Е N
0
-а I
3113
— а I
41 14
— а I
5115
— а I
"61*16
ql =■
^ 2 к2 а32¡23 -а I 42 24 -а I 52 25 -а I 62 26
1 0 - а23¡23 к3 0 -а I 53 35 — а I "63*36
0 -а I 24 24 0 к4 -а I 54 45 -а I 64 46
0 -а I 25 25 -а I 35 35 -а I 45 45 к5 0
0 -а I 26 26 -а I 36 36 -а I 46 46 0 к6 ,
к1 0 — а3l¡l3 а41I14 — а51I15 -а I Л
0 к2 — аз2¡23 -а I 42 24 -а I 52 25 -а I 62 26
аl3¡l3 - а23¡23 к3 0 -а I 53 35 — а I 63 36
аl4¡l4 - а24¡24 0 к4 — а54I45 — а64I46
аl5¡l5 -а I 25 25 -а I 35 35 -а I 45 45 к5 0
аl6¡l6 -а I 26 26 -а I 36 36 -а I 46 46 0 к6 ,
Вводимая от подшипников качения вибрационная мощность определяется соотношением
N = ЯА
' ' Ж
где Я. - реакция в соответствующем подшипнике, Н; Si - деформация подшипника, м.
Я
Поскольку 5 = —^, где ji - жесткость подшипникового узла (Н/м),то
; 1
н = я м^)
' 1 Ж
Исходя из потоков вибрационной мощности, определяются уровни звуковой мощности (дБ)
о • с 'I 'I 'V. q
Ln = 10/g 0 °10-12J ' = 10lg , JJ 2 ^ -20Igh + 77
V'
m n
~r + T
/ / 2 y
V ' j y
Аналогичным образом рассчитывается акустические характеристики варианта
б, с учетом того, что вводимая вибрационная мощность в стенках создается двумя под-
2
шипниками, т.е. N. = " Ы„; .
" ; ^^^ п;
1
Выводы. Результаты расчетов показали, что у варианта на рис. 2, а в сравнении с базовой конструкцией уровни звукового давления снижаются на 3 - 4 дБ, а у варианта на рис. 2, б - на 5 - 6 дБ, что фактически исключает влияние звукового излучения фрезерной бабки на формирование звукового поля на рабочих местах станочников. Следует отметить, что вариант рис. 2, б является более предпочтительным, вследствие существенного улучшения динамических явлений в механической части привода главного движения и уменьшения металлоемкости корпуса коробки скоростей.
Список литературы
1. Безопасность жизнедеятельности: учеб. пособие / И.Г. Переверзев, Т.А. Фи-ноченко, И.А. Яицков [и др.]; ФГБОУ ВО РГУПС. -2-е изд., перераб. и доп. Ростов н/Д, 2019. 308 с.
2. Theoretical research of noise and vibration spectra in cabins of locomotive and diesel shunting locomotive Yaitskov I.A., Chukarin A.N., Finochenko T.A. International Journal of Applied Engineering Research. 2017. Т. 12. № 21. С. 10724-10730.
3. Металлорежущие станки / под ред. проф. В.К. Тепинкичиева. М., «Машиностроение», 1973. 472 с.
4. Станки с ЧПУ: устройство, программирование, инструментальное обеспечение и оснастка: учеб. пособие / А.А. Жолобов, Ж.А. Мрочек, А.В. Аверченков, М.В. Терехов, В.А. Шкаберин. - 2-е изд., стер. - М. : ФЛИНТА, 2014. - 355 с.
5. Иванов, Н.И. Основы виброакустики / Н.И. Иванов, А.С Никифоров // -Спб.: Политехника, 2000. - 482с.
6. Чукарин, А.Н. Теория и методы акустических расчетов и проектирования технологических машин для механической обработки // Ростов н/Д: Издательский центр ДГТУ, 2004. 152 с.
7. Методика проведения экспериментальных исследований шума прутковых токарных автоматов / Т.А. Финоченко, А.Н. Чукарин // Инновационные технологии в машиностроении и металлургии: матер. IV Междунар. науч.-практ. конф. / Мин-во промышленности и энергетики. Ростов-на-Дону: Изд. центр ДГТУ, 2012. С. 263268.
Набоков Александр Евгеньевич, старший преподаватель, [email protected], Россия, Ростов-на-Дону, Ростовский государственный университет путей сообщения
CALCULATION OF SEMI-AUTOMATIC SPEED BOX THREADING MACHINE WITH IMPROVED VIBROACOUSTIC CHARACTERISTICS
One of the technical characteristics of machine tools is the presence of gears in the main movement drive, which create increased sound pressure levels even during idle operation. Moreover, according to studies, noise levels are generated mainly by the radiation of the machine gearbox housing. Modernization of the serial design of the gearbox of a thread-cutting machine involves reducing the number of gears and bearing units, the dynamics of which lead to vibration of the body parts of the machine. The results of the studies showed that when the gearbox operates with improved vibroacoustic characteristics compared to the base one, noise levels are reduced, which virtually eliminates the influence of sound radiation from the milling head on the formation of the sound field.
Key words: gearbox, spindle, speed pattern, sound pressure levels, vibration equation.
Nabokov Alexander Evgenievich, senior lecturer, mr. nae@yandex. ru, Russia, Rostov-on-Don, Rostov State Transport University
УДК 621.86
DOI: 10.24412/2071-6168-2024-1-440-441
АНАЛИЗ ВАРИАНТОВ ПОВЫШЕНИЯ НЕСУЩЕЙ СПОСОБНОСТИ ПРОЛЕТНОГО СТРОЕНИЯ КОЗЛОВОГО КРАНА
П.В. Витчук, Н.А. Витчук, Е.В. Славкина, К.А. Баранов, А.Н. Шафорост
Повышение грузоподъемности освоенных в серийном производстве моделей грузоподъемных кранов является экономически эффективным решением, которое может быть реализовано на основе повышения несущей способности пролетного строения крана. На примере козлового крана грузоподъемностью 8 тонн с использованием метода экспертных оценок был проведен анализ вариантов повышения несущей способности пролетного строения, из которых выбран приоритетный. Был выполнен расчет предлагаемого способа. С целью проверки адекватности полученных данных было выполнено сопоставление результатов расчета с результатами моделирования в среде SolidWorks Simulation. В рассмотренном примере удалось достигнуть увеличения грузоподъемности козлового крана примерно в 2,2 раза на основе применения канатной оттяжки, работающей на растяжение.
Ключевые слова: грузоподъемность, грузоподъемный кран, металлическая конструкция, пролетное строение.
Разработка конструкций грузоподъемных кранов с более высокими грузоподъемными характеристиками на базе освоенных в серийном производстве моделей является эффективным решением с экономической точки зрения, поскольку снижаются затраты на проведение НИОКР по разработке новой модели крана и на существенную переналадку производства. При повышении грузоподъемной характеристики крана основной является задача повышения несущей способности его металлической
440
