CC BY
2
Buriy Grigoriy Gennadjevich, candidate of technical sciences, docent, buryy1989@bk.ru, Russia, Omsk, Siberian State Automobile and Road University
УДК 621.952 +06
DOI: 10.24412/2071-6168-2022-12-698-702
СНИЖЕНИЕ УРОВНЕЙ ШУМА КОРОБОК СКОРОСТЕЙ ВЫСОКОСКОРОСТНЫХ ВЕРТИКАЛЬНО-СВЕРЛИЛЬНЫХ СТАНКОВ
И.Т. Хиникадзе, А.Н. Чукарин, Т.А. Финоченко
Сверлильные станки, оснащенные различными типами коробок скоростей, их технические и виброакустические характеристики. По данным различных исследований коробки скоростей являются причиной повышенного уровня звукового излучения, которое идет от корпусных деталей коробки. В статье приведена схема уравнений энергетического баланса для выполнения расчета уровня акустического дискомфорта при работе станков данного типа с 9-ти и 12-ти ступенчатыми коробками.
Ключевые слова: сверлильные станки, коробки скоростей, уровня звукового излучения, уравнений энергетического баланса
Сверлильные станки оснащены коробками скоростей, со ступенчатым регулированием, обеспечивающие в зависимости от модели станка, от 5 до 12 частот вращения до знаменателя ряда ф = 1,41, что и обеспечивает соответствующие диапазоны скоростей вращения шпинделя (табл. 1).
Таблица 1
Технические характеристики сверлильных станков__
" ^.Параметры d сверла, Высота шпинделя Частота вращения i Кол-во часто Кол-во подач Мощность квт
Модель — м мм об/мин вращения
2Н106П 6 125 1000-8000 7 ручн. 0,4
2М112 12 190 450-4500 5 ручн. 0,6
2Н118 18 200 180-2800 9 ручн. 1,5
2Н1251 25 250 90-1420 9 3 1,5
Экспериментальные исследования, проведенные для этих типов станков и выполненные на рабочих местах станочников, показали, что даже на холостом ходу, уровни звукового давления превышают санитарные нормы на 5 - 9 дБ в среднечастотной части спектра. Источником, создающим повышенные уровни звукового давления, является шпиндельная бабка. Звуковое излучение корпуса коробки скоростей возникает в следствие вибраций, передаваемых в корпус через подшипниковые узлы, от элементов кинематики привода главного движения. В отечественных сверлильных станках коробки скоростей обеспечивают от 5 до 12 скоростей вращения сверла.
В частности, у станка модели 2М106П обеспечивается 7 скоростей вращения; у станка 2М112 -5; у станка 2Н118 - 9; у станков 2М125, 2Н135, 2Н150, 2Г175 и 2175М - 12. Существующие способы снижения интенсивности звукового излучения корпусных деталей достигается путем применения сварных конструкций, с двойными стенками, между которыми засыпается сыпучий поглотитель [1,2], изменением толщины стенок корпуса [3], виброизоляцией подшипниковых узлов [4,5]. Применительно к корпусам шпиндельных бабок, рассматриваемых станков предлагается способ снижения интенсивности звукового излучения при использовании либо многоскоростных электродвигателей, либо при соответствующем регулировании количества частот вращения односкоростного электродвигателя.
В этом случае упрощается кинематика механической части привода, то есть, уменьшается количество зубчатых передач, количество валов и подшипниковых узлов, что в свою очередь существенно уменьшает вводимую в корпус вибрационную мощность и, следовательно, интенсивность звукового излучения. Для коробок скоростей вышеуказанных станков предлагаются следующие варианты:
для станка 2М112 предлагается шестиступенчатая коробка передач, с тремя скоростями электродвигателя. Картина скоростей и кинематические схемы которой приведены на рис. 1.
Вариант б является более предпочтительным, так как наличие электромагнитных муфт позволяет переключать скорости вращения на ходу станка, что позволяет при такой компоновке исключить механизм переключения зубчатых передач:
для станков 2 М 106 П, 2 Н 118 предлагается девятиступенчатая коробка передач. Картина скоростей и кинематические схемы которой приведены на рис. 2.
Не смотря на преимущества электромагнитных муфт, их наличие может привести к неоправданному увеличению вертикального габарита коробки скоростей. Поэтому вариант в является более предпочтительным, с точки зрения не только габарита корпуса, но и его металлоемкости.
Следует отметить, что варианты коробок скоростей, как шестиступенчатой, так и девятисту-пенчатой имеет два, а не три вала. Поэтому вибрационная мощность в корпус вводится от четырех, а не шести подшипников.
Для станков 2М125, 2М135, 2Н150, 2Г175 и 2175М предлагается использовать двухскоростной двигатель. Картина скоростей и. кинематическая схема приведены на рис. 3.
К 1г
Щ п,
Щ
пг щ
щ
А
а б в
Рис. 1. Кинематическая структура коробки скоростей станка 2М112: а - картина скоростей; б и в - кинематические схемы
Е
1 1 X
ч-
I
А -Ь
1 1 1 ?
1
] ^
а б в
Рис. 2. Кинематическая структура коробки скоростей станков 2М106П и 2Н118: а - картина скоростей; б и в - кинематическая схема
щ Ч. а
€ \
\\\\
\\\
\\
\
«12 Т1„
Ю
П9 Х^
™» га г,
п6 7
I 1
п3 п.
г,» 1 ■
Рис. 3. Картина скоростей (а) и кинематическая структура (б) коробки скоростей с двухскоростным электродвигателем
Предлагаемая коробка скоростей имеет 3 вала, а не 4 и, соответственно, 6 подшипников, а не 8, что также уменьшает вводимую в корпус вибрационную мощность. Расчет виброакустических характеристик рассмотрен на примере варианта, представленном на рис. 3 (б).
Корпус коробки скоростей представляет собой тонкостенную конструкцию из чугуна, состоящую из шести пластин прямоугольной формы. Расчет таких конструкций основан на системе уравнений энергетического баланса [5, 6]. Расчетная схема (рис. 4) и система уравнений для варианта (рис. 3 б) имеют следующий вид:
16 /91 а31l13q3 +а41l14q4 +а51l15q5 + 0611 1646 +Х
(82£2 +а23123 +а24124 + а25125 + а26126 )92 03212393 + 04212494 + 05212595 + 0621269<
((З +а31113 +а32123 +а35135 + а36136 )?3 01311391 + 02312392 + 05313595 + 06313696 ((£4 +а41114 +а42124 + а45145 + а46146 )(?4 01411491 + 02412492 + 05414595 + 06414696 ((( +а51115 +а52152 +а53153 + а54154 )(?5 = 01511591 + 02512592 + 03513593 + 04514594 ((6£6 +а61116 +а62126 +а63136 +а64146 )96 = 01611691 + 02612692 + аЗ61З69З + 04614696
8 = х-п-£ _, 1/м; для чугуна £ = 0,038-п £;
1
(1)
{ 2 2 да п
У +7
1 11 у
где 8 - коэффициент поглощения вибраций в соответствующем элементе корпуса фрезерной бабки, м 1; 9 - поток вибрационной мощности в соответствующем элементе корпуса, Вда; I- длина линии контакта между элементами корпуса, м; 0 . - коэффициент передачи вибрационной мощности между стенками корпуса; N 1 - вводимая вибрационная мощность от подшипников качения, Вт; ц- коэффициент потерь колебательной энергии; £ - собственные частоты колебаний стенки корпуса, Гц; И,- толщина стенки корпуса, м; М - масса стенки корпуса, кг; V - скорость колебаний стенки, м/с; да, п- коэффициенты,
определяющие собственные частоты колебаний стенки корпуса; £ - площадь элемента корпуса, м2; сп -скорость продольной волны, м/с; Е - модуль упругости, Па; р - плотность, кг/м3; ц - коэффициент Пуассона.
м1 = р-и -1,. - 11 = 7-103 - и - г9;
,„2 Л (,„„2 2 Л
а, =1 -х-ц-2,2-104 И ' 2
2
да п -г
I,2 I2
V
1 У
V =
7-103 - И -1 -11 -V2 = 2,4-108-ц-И2 -1, -1 7-103
2
дап -Г +-7
I,2 I2
V
-V2
1
И
ц-1 -1
\
а_
( 2 да п
^ + 11 у V ' 1 У
/ / /
'М ■ * .0 '
0
/
А/
" \ . /
/
Рис. 4. Расчетная схема корпуса коробки скоростей: 1 - 6 - стенки корпуса
1 2 а, = 2-х-п-1, ■М1 -у1
С учетом того, что
= а2и т.д., а также £ = £2 = Ц; £3 = £4 = /1/2 система (1)
примет вид: для удобства решения система уравнений (1) представлена в матричной форме
( 2 Л
X N,1 1
2
к1 0 -а 1 ^зЛз -а 1 41 14 -а 1 51 15 -а 1 Л ' 91
0 к2 -а 1 — а 1 42 24 — а 1 52 25 -а 1 62 26 92
а13113 -а 1 ^23*23 кз 0 -а 1 5^35 -а 1 ^ 6^36 X аз
а14114 -а 1 24 24 0 к4 — а 1 54 45 -а 1 64 46 94
а15115 -а 1 ^ 25*25 -а 1 35 35 -а 1 45 45 к5 0 95
а16116 -а 1 26 26 — а 1 -а 1 46 46 0 к6 ) V 96
X N,2 1
0 0 0
V 0 у
Решение системы уравнений относительно потоков вибрационной мощности в первом элементе корпуса определяются следующим образом:
( 2
X ^ 1 0 -а 1 31 13 -а 1 41 14 -а 1 51 15 -а 1 ^6Г16
X N 2 к2 — а 1 32 23 — а 1 42 24 — а 1 52 25 -а 1 ^ 62'26
0 -а 1 ^ 23123 к3 0 -а 1 53 35 -а 1 ^63'36
0 -а 1 24 24 0 к4 -а 1 54 45 -а 1 64 46
0 -а 1 25 25 -а 1 35 35 -а 1 45 45 к5 0
0 -а 1 26 26 -а 1 36 36 -а 1 ^ 46'46 0 К6
к1 0 -а 1 3113 -а 1 41 14 -а 1 5115 -а 1 Л
0 к2 — а 1 32 23 — а 1 42 24 — а 1 52 25 -а 1 62 26
-а 1 -а 1 23 23 к3 0 -а 1 53 35 -а 1 63 36
-а 1 14 14 -а 1 24 24 0 к4 -а 1 54 45 -а 1 64 46
— а 1 15 15 -а 1 25 25 -а 1 35 35 -а 1 45 45 к5 0
— а 1 -а 1 26 26 -а 1 36 36 -а 1 46 46 0 к6 ,
Аналогичным образом это решение проводится и по другим стенкам корпуса. Вводимая от подшипников качения вибрационная мощность определяется соотношением
N ^ ' ' аг
где к. - реакция в соответствующем подшипнике; Н; - деформация подшипника, м.
Поскольку $ = к, где - жесткость подшипникового узла (Н/м), то
' ji '
ы = к, ак(г) ' ji аг
Исходя из потоков вибрационной мощности, определяются уровни звуковой мощности (дБ)
г2
Т 101 Р° ' с0 '1' ' 1У 101 = Ю1е--= 1018-
10"
( 2 2 Л
т п
Ж + I2
- 201g И + 77.
V
Аналогичным образом выполняется расчет корпусов (рис. 1 и 2) с трехскоростным электродвигателем, за исключением того, что суммирование вводимой вибрационной мощности производится по двум подшипникам нижней и верхней пластин корпуса.
Заключение. 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 сверлильной 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. Перечень вибропоглощающих материалов и конструкций, рекомендованных к применению в народном хозяйстве / АКИН АН. М., 1978. 31 с.
2. Тартаковский Б.Д. Научные и практические вопросы создания и серийного производства вибропоглощающих материалов и покрытий и вибродемпфированных конструкций // Материалы Всесоюзного совещания по проблемам улучшения акустических характеристик машин. Звенигород - М., 1988. С. 36-47.
3. Панов С.Н. Акустическое проектирование корпусных конструкций станочных модулей // Материалы Всесоюзного совещания по проблемам улучшения акустических характеристик машин. Звенигород - М., 1998. С. 151-152.
4. Чукарин А.Н. Влияние отклонений дорожек качения колец на их вибрационные характеристики // Ростов. инс-т с.-х. машиностр. Ростов н/Д, 1982. Деп. в НИИАВТОПРОМ, 26.07.82, № 812.
5. Чукарин А.Н., Заверняев Б.Г., Медведев А.М. Расчет звукоизлучения корпуса планетарного редуктора // Материалы Всесоюзного совещания по проблемам улучшения акустических характеристик машин. Звенигород, 27-29 окт. М., 1988. С. 120-121.
6. Гричишин М.В., Разаков Ж.П., Финоченко Т.А., Чукарин А.Н. Виброакустическая динамика коробок скоростей сверлильно-фрезерных расточных станков с многоскоростными электродвигателями // Noise Theory and Practice. 2022. Том 8. №2. С. 56-62.
Хиникаде Илдар Тенгизович, аспирант, Россия, Ростов-на-Дону, Ростовский государственный университет путей сообщения,
Чукарин Александр Николаевич, д-р техн. наук, профессор, заведующий кафедрой, opm@rgups.ru, Россия, Ростов-на-Дону, Ростовский государственный университет путей сообщений,
Финоченко Татьяна Анатольевна, канд. техн. наук, доцент, заведующий кафедрой, fta09@bk.ru, Россия, Ростов-на-Дону, Ростовский государственный университет путей сообщений
REDUCING GEARBOX NOISE LEVELS HIGH SPEED VERTICAL DRILLING MACHINES I.T. Khinikadze, A.N. Chukarin, T.A. Finochenko
Drilling machines equipped with various types of gearboxes, their technical and vibroacoustic characteristics. According to various studies, gearboxes are the cause of an increased level of sound radiation that comes from the body parts of the gearbox. The article presents a scheme of energy balance equations for calculating the level of acoustic discomfort during the operation of machines of this type with 9 and 12-speed gearboxes.
Key words: drilling machines, gearboxes, sound radiation levels, energy balance equations
Khinikade Ildar Tengizovich, postgraduate, Russia, Rostov-on-Don, Rostov State Transport University,
Chukarin Alexander Nikolaevich, doctor of technical sciences, professor, head of chair, opm@rgups.ru, Russia, Rostov-on-Don, Rostov State Transport University,
Finochenko Tatyana Anatolyevna, candidate of technical sciences, docent, head of department, fta09@bk.ru, Russia, Rostov-on-Don, Rostov State Transport University
УДК 621.879.34(088.8)
DOI: 10.24412/2071-6168-2022-12-702-705
КОВШ АКТИВНОГО ДЕЙСТВИЯ ДЛЯ РАЗРАБОТКИ МЕРЗЛЫХ ГРУНТОВ НА БАЗЕ ГИДРАВЛИЧЕСКОГО ЭКСКАВАТОРА
С.Н. Орловский, А.И. Карнаухов, С.А. Войнаш, А.А. Иванов, В.А. Соколова
В статье описана конструкция ковша активного действия для разработки мёрзлых грунтов на базе гидравлического экскаватора IV размерной группы, а именно - ЭО 4121 или его современных аналогов. Приводятся сведения об испытаниях данного ковша в условиях реальной эксплуатации.
Ключевые слова: ковш, ударник, молоты, наковальни, гидросистема, зубья.
Повышение коэффициента использования гидравлических экскаваторов в зимний период следует искать в активизации их рабочих органов. Наиболее перспективным является создание ковшей активного действия [1, 2].
В Красноярском филиале ВНИИстройдормаш создан экспериментальный образец ковша активного действия к гидравлическому экскаватору ЭО-4121 для разработки трещиноватых горных пород и мерзлых грунтов (рис.1) [3].
Объекты и методы исследования. Привод молотов осуществляется от гидросистемы экскаватора через золотник управления напором рукояти трехсекционного распределителя. Ковш активного действия (см.рис.2) состоит из корпуса ковша 1, в котором в передней стенке встроены два гидромолота 2 [4, 5] с амортизаторами 3. Бойки молотов через наковальни 4 связаны подвижными зубьями 5, при поджатии которых происходит включение молотов в работу.
Зубья встроены в обойме ковша 6 и удерживаются от выпадения крышкой 7. Подвод жидкости и заправка воздухом молотов осуществляется через трубопроводы 10 и 11, смонтированные в задней стенке ковша через заправочные вентили. От попадания кусков породы хвостовики зубьев молотов закрыты металлическими листами 8, 9 [6-9].
