Miskolci Egyetem. Ph.D. értekezés. KÉSZÍTETTE: Sarka Ferenc okleveles gépészmérnök. DOKTORI ISKOLA VEZETŐ: Dr. habil Tisza Miklós egyetemi tanár

Miskolci Egyetem

GÉPÉSZMÉRNÖKI- ÉS INFORMATIKAI KAR

FOGASKEREKES HAJTÓMŰVEK KÖRNYEZETSZEMPONTÚ TERVEZÉSE Ph.D. értekezés

KÉSZÍTETTE: Sarka Ferenc okleveles gépészmérnök

SÁLYI ISTVÁN GÉPÉSZETI TUDOMÁNYOK DOKTORI ISKOLA GÉPEK ÉS SZERKEZETEK TERVEZÉSE TÉMATERÜLET TERMÉKFEJLESZTÉS ÉS TERVEZÉS TÉMACSOPORT

DOKTORI ISKOLA VEZETŐ: Dr. habil Tisza Miklós egyetemi tanár

TÉMACSOPORT VEZETŐ: Dr. habil Döbröczöni Ádám professor emeritus

TÉMAVEZETŐ: Dr. Kováts Attila egyetemi docens Dr. habil Döbröczöni Ádám professor emeritus Miskolc, 2014.

Fogaskerekes hajtóművek környezetszempontú tervezése

Sarka Ferenc

FOGASKEREKES HAJTÓMŰVEK KÖRNYEZETSZEMPONTÚ TERVEZÉSE

Doktori (Ph.D.) értekezés

Miskolc, 2014.

2


TARTALOMJEGYZÉK

ALKALMAZOTT JELÖLÉSEK ......................................................................................................... 5 1.

BEVEZETÉS ................................................................................................................... 9

2.

MÉRNÖKI SEGÉDLET ALACSONY ZAJKIBOCSÁTÁSÚ GÉPEK TERVEZÉSÉHEZ ................. 13

2.1.

A feladat tisztázása ............................................................................................................................. 13

2.2.

Elvi tervezés ........................................................................................................................................ 14

2.3.

Tervezés és részletezés ....................................................................................................................... 14

2.4.

Mintapéldány ...................................................................................................................................... 14

2.5.

Az Európai Unió irányelvei ................................................................................................................ 16

2.6.

Az MSZ EN ISO 11688 szabvány alkalmazásának bemutatása egy példán keresztül ................... 16

3.

FOGASKEREKES HAJTÓMŰVEK AKUSZTIKAI SZEMPONTBÓL JELENTŐS ELEMEI ............ 20

3.1.

A fogaskerekek rezgésforrásai ........................................................................................................... 20

3.1.1.

Kapcsolódási impulzus........................................................................................................... 20

3.1.2.

Gördülőköri impulzus ............................................................................................................ 22

3.1.3.

Hibaimpulzus ......................................................................................................................... 23

3.2.

A csapágyazásokban kialakuló rezgésjelenségek ............................................................................. 23

3.2.1.

Csapágyak viselkedése a különböző frekvenciatartományokban ........................................... 25

3.3.

Passzív elemek szerepe a kibocsátott zajban ..................................................................................... 33

3.4.

Kettősfalú ház kialakítás..................................................................................................................... 37

3.5.

Tömítések viselkedése akusztikai szempontból ................................................................................ 37

4.

FOGASKEREKEK ZAJA ÉS REZGÉSE .............................................................................. 39

4.1.

Átviteli hiba (Legördülési hiba) ......................................................................................................... 39

4.2.

Az átviteli hiba mérése ....................................................................................................................... 40

4.3.

Hajtómű modellek............................................................................................................................... 42

4.4.

Koncentrált paramétereken alapuló hajtómű modellek .................................................................... 42

4.5.

Várható zaj meghatározása összefüggések alapján ........................................................................... 43

5.

A FOGASKEREKEK ZAJÁT BEFOLYÁSOLÓ TÉNYEZŐK, PARAMÉTEREK, KÖRÜLMÉNYEK 45

5.1.

Modul .................................................................................................................................................. 45

5.2.

Fogszélesség ........................................................................................................................................ 46

5.3.

Kapcsolószám és fogferdeség ............................................................................................................ 46

5.4.

A fogkapcsolódás következtében kialakuló frekvenciák .................................................................. 46

5.5.

Átviteli hiba számítása........................................................................................................................ 46

5.6.

A csapágy típus, a csapágy előfeszítés és az axiális csapágyhézag hatása a kibocsátott zajra....... 48

5.7.

A fogaskerék gyártási módjának és körülményeinek hatása a kibocsátott zajra ............................. 50

3


5.8.

Hajtóművek osztályozása akusztikai szempontból ........................................................................... 54

6.

A KÖRNYEZETSZEMPONTÚ TERVEZÉS TOVÁBBI KÉRDÉSEI .......................................... 56

6.1.

A forgácskeletkezés környezetszempontú megítélése ...................................................................... 57

6.2.

A leválasztott térfogat és a fogaskerék modulja közti összefüggés ................................................. 57

6.3.

A fogaskerék modulja és a kialakuló fogtőfeszültség értéke közti kapcsolat ................................. 59

6.4.

Fogaskerekes hajtóművek elemzése és módosítási lehetőségek keresése gráfok segítségével ...... 60

6.5.

Fogaskeréktest környezetszempontú tervezésének konstrukciós kérdései ...................................... 66

6.6.

A fémhabok típusainak és tulajdonságainak rövid ismertetése ........................................................ 66

6.7.

A fogaskeréktest kialakítása, mechanikai modell létrehozása ......................................................... 67

6.8.

A keréktestbe épített fémhab anyaggal ellátott fogaskerék szilárdsági vizsgálata .......................... 74

6.9.

Konstrukciós javaslat a csapágycsészék/csapágyházak kialakítására .............................................. 77

6.10.

fémhab anyagok rezgéscsillapító képességének vizsgálata .............................................................. 79

7.

TERVEZÉSI

8.

ÖSSZEFOGLALÁS ......................................................................................................... 93

8.1.

Az új tudományos eredmények összefoglalása ................................................................................. 94

8.2.

Továbbfejlesztési irányok, lehetőségek ............................................................................................. 94

8.3.

Köszönetnyilvánítás ............................................................................................................................ 95

9.

SUMMARY ................................................................................................................... 96

10.

TÁBLÁZATOK JEGYZÉKE ............................................................................................. 98

11.

ÁBRAJEGYZÉK ............................................................................................................ 99

AJÁNLÁS FOGASKEREKES HAJTÓMŰVEK KÖRNYEZETSZEMPONTÚ TERVEZÉSÉHEZ ............................................................................................................ 87

FELHASZNÁLT IRODALOM ....................................................................................................... 101 PUBLIKÁCIÓK AZ ÉRTEKEZÉS TÉMÁJÁBAN .............................................................................. 105

4


Alkalmazott jelölések

Latin, nagybetűvel jelölt mennyiségek A

amplitúdó [m]

A

fogaskerék fogainak kapcsolódásba lépési pontja

A

akusztikus kapcsolati mátrix

A’

módosított akusztikus kapcsolati mátrix

C

főpont

Cj,k

csapágy jele a hajtómű gráfjában, (j-edik tegely, k-adik csapágya)

Dagy

fogaskerék agyrészének nagyobbik átmérője [mm]

Dhab

fogaskerék testbe beépítésre kerülő fémhab külső átmérője [mm]

E

rugalmassági modulus [MPa]

E

fogaskerék fogainak kapcsolódásból való kilépése

F

hajlító erő [N]

F1

hajtó fogaskerék jele a hajtómű gráfjában

F2

hajott fogaskerék jele a hajtómű gráfjában

Fn

normál fogerő [N]

Ft

fogat terhelő tangenciális erő [N]

H

Hajtóműház a jele a hajtómű gráfjában

I

másodrendű nyomaték [mm4]

K

terhelési tényező

K

csillapodási hányados

KA

üzemtényező

KFα

homlok-terhelés eloszlási tényező

KFβ

fogszélesség menti terheléseloszlás tényezője

KP

poláris keresztmetszeti tényező [mm3]

KV

dinamikus tényező

L

szint [dB]

Lp

hangnyomásszint [dB]

LAeq

egyenértékű A-hangnyomásszint [dBA]

5

Fogaskerekes hajtóművek környezetszempontú tervezése M1

a főpont előtti nyomaték [Nm]

M2

a főpont utáni nyomaték [Nm]

ΔM

nyomaték különbség [Nm]

Mcs

Csavaró nyomaték [Nm]

N

mechanikai teljesítmény akusztikai számításoknál [W]

N1

kapcsolóvonal alapköri érintőpontja a kiskeréken

N2

kapcsolóvonal alapköri érintőpontja a nagykeréken

P

teljesítmény [W]

Si

hajtómű akusztikus kapcsolati gráfjának bővítésére használt elem

T1

hajtó tengely a hajtómű gráfjában

T2

hajtott tengely a hajtómű gráfjában

TE

átviteli hiba (Transmission Error) [mm]

W

teljesítmény [LE]

Y

fogalaktényező

YB

a fogaskerék koszorú vastagságát figyelembe vevő tényező

YDT

a kapcsolóvonal menti trapéz alakú terheléseloszlást figyelembe vevő tényező

YF

a fog alakját figyelembe vevő tényező

YS

feszültség korrekciós tényező

Yβ

fogferdeséget figyelembe vevő tényező

Latin, kisbetűvel jelölt mennyiségek a

tengelytávolság [mm]

b

fogszélesség [mm]

c

hajlítás karja [mm]

c

terjedési sebesség [m/s]

dagy

fogaskerék agyrészének belő átmérője [mm]

dg

gördülőelem átmérője [mm]

d1

fogaskerék testbe beépítésre kerülő fémhab anyag külső átmérője [mm]

d2

fogaskerék testbe beépítésre kerülő fémhab anyag belső átmérője [mm]

dk

kosár jellemző átmérője [mm]

dm

csapágy közepes átmérője [mm]

e

a természetes alapú logaritmus alapja

f

frekvencia [Hz]

fk

csapágy kosárfrekvencia [Hz]

fp

poligon frekvencia [Hz]

ft

tengelyfrekvencia [Hz]

6

Fogaskerekes hajtóművek környezetszempontú tervezése fv

sebesség faktor

fv0

sebesség faktor

fz

kapcsolódási frekvencia [Hz]

f2

csapágy belsőgyűrű frekvencia [Hz]

f3

csapágy görgőfrekvencia [Hz]

f4

csapágy külső gyűrű frekvencia [Hz]

i

áttétel

i2

gördülőcsapágy belső gyűrűjének hibaszáma

i4

gördülőcsapágy külső gyűrűjének hibaszáma

k

szorzótényező fémhabok tulajdonságainak meghatározásakor

l

hajlított rúd hossza [m]

m

modul [mm]

mn

normálmodul [mm]

n

fordulatszám [min-1]

n

hatványkitevő fémhabok tulajdonságainak meghatározásakor

nb

belső gyűrű fordulatszáma [min-1]

nk

kosárfordulatszám [min-1]

nk2

kosár fordulatszáma a belső gyűrűhöz képest [min-1]

nk4

kosár fordulatszáma a külső gyűrűhöz képest [min-1]

rb

alapkörsugár [mm]

t

idő [s]

u

fogszámviszony

v

kapcsolóvonali sebesség [m/s]

v

fogaskerék testbe épített fémhab anyag vastagsága [m/s]

x

profileltolás tényező

z

fogaskerék fogszáma

zg

gördülőelemek száma

Görög betűvel jelölt mennyiségek α

alapprofilszög

α

csapágy hatásszöge

α

kezdőfázis

αwt

kapcsolószög [°]

αy

tetszőleges sugárhoz tartozó profilszög [°]

β

csillapítási tényező

β

foghajlásszög [°]

7

Fogaskerekes hajtóművek környezetszempontú tervezése δ

fogdeformáció nagysága

δH

fogdeformáció [mm]

δ1

fogdeformáció a hajtó keréken [mm]

δ2

fogdeformáció a hajtott keréken [mm]

εα

profilkapcsolószám

εγ

ferde fogazat összkapcsolószáma

Λ

logaritmikus dekrementum

λ

hullámhossz [m]

ρ

fémhab sűrűsége [kg/m3]

ρ0

tömör fém sűrűsége [kg/m3]

ρred

fogfelület redukált görbületi sugara [mm]

σF

fogtőfeszültség [MPa]

τk1

fémhab betét nagyobbik átmérője mentén kialakuló csúsztató feszültség [MPa]

τk2

fémhab betét kisebbik átmérője mentén kialakuló csúsztató feszültség [MPa]

ω

körfrekvencia [Hz]

A dolgozatban kis kapitális betűvel szedett személynevek a hivatkozott kutatókat jelölik. Az irodalmi hivatkozásokat [i] számok jelölik, melyek pontos megadása a Felhasznált irodalom című fejezetben szerepel.

8


1. BEVEZETÉS A fogaskerekes hajtómű, talán az egyik legelső olyan szerkezet, mely az ember találékonyságának és műszaki tudásának példája. A történelem folyamán egy fából készített lassú mozgást továbbító szerkezetből, egy igen precíz, nagy teljesítmények továbbítására képes kifinomult szerkezetté vált. Az első hajtóművek, melyek a mai fogaskerekes hajtóművek előfutárai, az ókorból származnak. Az ókori Görögországban, Egyiptomban a legfontosabb energiahordozó a víz volt. Az ókor mérnökei a víz energiáját hosszú távra, nagy biztonsággal voltak képesek eljuttatni. Ennek a ténynek a Földközi-tenger partvidékén és a Római Birodalom egykori területén sok bizonyítéka látható. A víz mozgási energiáját vízkerekek segítségével alakították forgó mozgássá. Az így létrehozott forgó mozgást használták fel a továbbiakban. A forgó mozgást szabályozni kellett. Szükség esetén annak fordulatszámát, térbeli irányát kellett módosítani. Erre a feladatra az ókor mérnökei pálcafogazatú kerekeket alkalmaztak (1. ábra).

1. ábra. Pálcafogazatú hajtómű [12] A pálcafogazatú kerekek szivattyúkat, emelőket, szökőkutakat, órákat működtettek. Az 1. ábra jól mutatja az ilyen típusú hajtóművek legnagyobb hátrányait, vagyis a fokozott mértékű kopást, elhasználódást, a környezeti hatásokra való érzékenységét. További hátránya a fából készített fogaskerekeknek, hogy nem lehet kis méretben pontosan gyártani őket. Ez a hajtástípus a kúpkerekes hajtás elődjének tekinthető. 1902. május 17-én szivacsvadász búvárok találtak rá az ókor talán legbonyolultabb fogaskerekekkel működtetett szerkezetére [69]. A szerkezet 40 méteres mélységben feküdt az elmúlt 9


több mint 2000 évben. A leletet a Kythera és Kréta között elhelyezkedő Antikythera szigete mellett találták. A sziget nevéből adódik a szerkezet elnevezése: Az antikytherai szerkezet (2. ábra). A Kr.e. I. századból származó eszköz funkcióját először DEREK PRICE brit történész kezdte kutatni még az 1960-as években. Az antikytherai mechanizmus több mint 30 darab, bronzból kézzel készített fogaskerékből és tárcsából áll. A szerkezetet egy fából és bronzból készített házba építette be készítője. Egy 2006-ban indult vizsgálatsorozat derített fényt a szerkezet valódi céljára. Komputertomográfos vizsgálat segítségével 37 fogaskereket és több differenciálművet különítettek el a tudósok. Az így kapott adatok alapján sikerült működő rekonstrukciót létrehozni.

2. ábra. Az antikytherai szerkezet [70] A mechanizmus modellezte a Nap a Föld a Hold és az akkor ismert további öt bolygó mozgását. Az antikytherai mechanizmus bonyolultságához és pontosságához fogható mechanizmus több mint 1000 évig nem készült. A fogaskerék elmélet és a mechanikus órák előfutára volt ez a szerkezet. A fogaskerék, mint gépelem megjelenésének idejéről a történészek még nem tudtak pontos dátumot meghatározni, de körülbelül Kr. e. 450-230 körülire datálható, az Alexandria városában tevékenykedő KTÉSZIBIOSZ (Ctesibius) által szerkesztett vízórák ezt támasztják alá. Sajnos nem maradt ránk belőle példány, csak hivatkozásokból tudunk ilyen irányú munkásságáról. A történészek egy része ARKHIMÉDÉSZnek tulajdonítja a fogaskerék feltalálást, amit a „Barulkon”-ról ránk maradt adatokra alapoznak. Az antikytherai szerkezethez hasonló fémből készült, nem pálcafogazatú kerekekkel egészen a XV. századig nem találkozunk. LEONARDO DA VINCI rajzai és kéziratai között több fogaskerék is megtalálható, melyek már fogprofillal rendelkeznek. De mint LEONARDO annyi más tanulmánya, ez sem jutott el a megvalósításig. A fogaskerékhajtások terén továbbra is pálcafogazatú kerekeket használtak. GERARD DESARGUES francia hadmérnök volt, aki elsőként megállapította, hogy a fogaskerekeknek szabályos profillal kell rendelkeznie. A profil, amit ő javasolt az epiciklois profil volt. Igen jó gördülési és teherviselő tulajdonságokkal rendelkezik, de gyártása költséges és igen érzékeny a tengelytáv változására. PHILIPS DE LA HIRE 1694-ben tesz elsőként említést az evolvens görbe lehetséges alkalmazásáról fogprofilként, ám 50 évig nem fogadták el ajánlását. LEONHARD EULER 1765-ben megjelent kutatási eredményei már sok fogaskerékkel foglalkozó szakembert meggyőztek, hogy az evolvens profil az, ami a fogaskerék esetében a kö10


vetendő. Az evolvens profil általános elfogadásáig azonban 1841-ig kellett várni, mikor ROBERT WILLIS minden kétséget kizáróan bizonyította az evolvens profil előnyeit. A ciklois és pálcás fogazatok nem tűntek el teljesen a fogaskerék gyártás területéről. Az óragyártásban napjainkban is használatban vannak. A ciklois fogazatok alkalmazása esetén a hajtó kerék állandó fordulatszáma, a hajtott keréken is állandó fordulatszámot biztosít (jó közelítéssel), továbbá kis fogszámok alkalmazása is lehetséges. E tények okán maradt meg a ciklois profil, mint egy speciális területen alkalmazott fogprofil az óragyártásban [76]. A hajtóművek fejlődése természetes nem állt le. A XX. század első felében jelentek meg a bolygóművek, majd 1955-ben a hullámhajtóművek. A fogaskerekekhez és fogaskerekes hajtóművekhez kötődően hazánkban is jelentős kutatások folytak a közelmúltban és jelenleg is. Két jelentősebb kutató műhelyről kell szólni, ha hazai fogaskerék kutatásról van szó. Az egyik, Budapesthez köthetően a Ganz-MÁVAG és a Budapesti Műszaki Egyetem, melyek kapcsán olyan neveket kell megemlíteni, mint SZENICZEI LAJOS, BOTKA IMRE, ERNEY GYÖRGY, VÖRÖS IMRE, MAGYAR JÓZSEF, BERCSEY TIBOR, akik nagy hatással voltak a magyarországi fogaskerék gyártásra és kutatásra. A Budapesti Műszaki Egyetemmel párhuzamosan a Miskolci Egyetemen is folytak fogaskerékkel, fogazással, fogaskerék hajtóművekkel foglalkozó kutatások, melyek olyan nevekhez köthetők, mint TERPLÁN ZÉNÓ, LÉVAI IMRE, DROBNI JÓZSEF, APRÓ FERENC, DÖBRÖCZÖNI ÁDÁM, DUDÁS ILLÉS, DUDÁS LÁSZLÓ. Az említett példákból is látható, hogy a fogaskerekek és az általuk működtetett szerkezetek nagy jelentőséggel bírnak a műszaki területeken, és hatásuk az élet nagyon sok területén érezhető. Napjainkban a munkagép – erőgép kapcsolatot biztosító szerkezetek meghatározó hányada fogaskerék hajtómű. A három alapgép (munkagép, erőgép, hajtómű) zárt egységnek tekinthető, így bármelyik magatartása meghatározó a kialakuló környezetterhelések vonatkozásában, alapvetően a zaj és rezgés területén. Napjainkban egyre nagyobb figyelmet kell fordítani a gépek, gépegységek környezetre gyakorolt hatásaira. A törvényi szabályozás egyre szigorúbb követelményeket szab meg a tervezők számára. A fogaskerekek kapcsolódásuk során létrehozott zaja már az 1720-as években is problémát okozott az üzemekben. A zajcsökkentés első alkalmazása ekkor jelent meg a compound fogazattal. A fogak profil oldalát fából készült betétekkel látták el, így téve halkabbá a hajtóművek járását. Az eljárást mind evolvens, mind ciklois fogazat esetére alkalmazták.

Szilárdság Kopás

Optimalitás

Hatásfok

Zaj

Térfogat

Minőség

Áttétel

3. ábra. A fogaskerék tervezés tradicionális és új megközelítése [30] Az első fellelhető nyoma a kibocsátott zajokra vonatkozó előírásoknak, csendrendeletek formájában jelent meg. A Kr.e. 4. évezredből, az ókori Egyiptomból származik a legrégebbi bizonyíték létezésükre. A város meghatározott részein, mint a templomok közelében, csendrendelet volt érvényben. A Kr. e. IV. századi Rómában is csendrendelet alkalmaztak. A rabszol-

11


gák sötétedés után már nem járhattak az utcán fapapucsban. Azokban az utcákban, amelyekben tudós lakott, nem lehetett kovács, vagy rézműves műhelye. GAIUS JULIUS CAESAR nem engedélyezte az útburkolaton dübörgő vasalt kerekű szekerek közlekedését a nap első 10 órájában. A középkori Lipcse, Jéna és Torino városában hasonló rendelkezések voltak érvényben. A felsorolt példák is alátámasztják, hogy a zaj és az arra vonatkozó előírások nagy fontossággal bírtak békeidőben. A fogaskerekek tervezésében viszszatekintve 20-30 évet, a hajtás által kibocsátott zaj nem is szerepelt a tervezési paraméterek között. Napjainkban viszont már nagyon fontos tényező tervezéskor [30] (3. ábra). Természetesen a szilárdsági megfelelés továbbra is fontos. Éppen ezért szükséges egy olyan módszer kidolgozása, mely már a tervezési fázisban figyelembe veszi, előre jelzi a kész gép, vagy gépegység várható akusztikai jellemzőit és segíti a tervezőt napjaink elvárásainak megfelelően dolgozni. Célkitűzések A kutatás célja a gerjesztő hatások, átviteli utak és a sugárzási jellemzők alapján egy olyan számítási rendszer/módszer kidolgozása, amellyel lehetővé válik már a tervezési stádiumban a teljes rendszer környezetszempontú kezelése. Ennek során figyelembe kell venni mindazokat a tényezőket, amelyek számottevően hatással vannak a kialakuló zaj és rezgés viszonyokra. E tényező csoportok közül kiemelten kell kezelni a konstrukciós területet, ezen belül is a forrás – sugárzás kapcsolat lehetséges módosításait. A dolgozat hengeres külső fogazatú fogaskerekekkel üzemelő ipari hajtóművek környezetszempontú tervezési kérdéseivel és konstrukciós módosításaival foglalkozik. Azon technológiai folyamatokban működő hajtóművek vizsgálata a cél, melyekben a hajtóművek zaja fontos összetevő lehet. Kizárásra kerülnek olyan típusok, melyeknél a technológiából származó zaj mellett a hajtóművek zaja elhanyagolható. Ide sorolhatók a nehézipari alkalmazások (kohászat, bányaiparban), vagy a textilipar. Szintén nem célja a dolgozatnak a szinterelt vagy műanyagból készült fogaskerekekkel üzemelő hajtóművek környezetszempontú megközelítéssel végzett elemzése. A disszertációban új tudományos eredményként bemutatásra kerülő konstrukciós területen tett ajánlásokat elméleti számítással és modellkísérlettel kell alátámasztani. Az új konstrukciós javaslat esetében a fogaskoszorú és a fogaskerék test anyaga továbbra is hagyományos formájában felhasznált acél.

12


2. MÉRNÖKI SEGÉDLET ALACSONY ZAJKIBOCSÁTÁSÚ GÉPEK TERVEZÉSÉHEZ A Német Mérnökök Szövetségének (VDI - Verein Deutscher Ingenieure), mint sok más területen élenjáró szerepe van a mérnöki segédletek, direktívák készítésében is. Úgy, ahogy a gépészet sok területen, a gépek módszeres tervezési folyamatában is. Az ajánlásukat a VDI 2221-ben foglalták össze. Ezt az alapot felhasználva született meg az ISO/TR 11688-1:1995ös és az ISO/TR 11688-2:1998-as nemzetközi műszaki jelentés. Ez a jelentés a tervezési folyamatot alapul véve tesz ajánlást arra nézve, hogy hol van a tervező mérnöknek lehetősége a zajcsökkentés eszközével élni. Ezt a műszaki jelentést Magyarország is átvette, mint alkalmazásra javasolt szabványt (MSZ EN ISO 11688-1:2009, MSZ EN ISO 11688-2:2001). A tervezési folyamatot, mely során egy tervezési feladatot kerül megoldásra, négy fő részre bontható. Minden fő részben, más-más mértékben van lehetőség a beavatkozásra a zajcsökkentés érdekében. [40].

2.1. A FELADAT TISZTÁZÁSA A feladat tisztázása nagy jelentőségű a tervezési folyamatban. Itt kell minden olyan kiindulási adatot rögzíteni, melyet a tervezés során nem lehet figyelmen kívül hagyni. Össze kell gyűjteni a megtervezendő gépre vagy berendezésre vonatkozó törvényeket, rendeleteket, szabványokat, irányelveket. Igen sok jogszabály és szabvány foglalkozik a különböző területekre vonatkozó megengedett zajkibocsátási értékekkel, így nincsen könnyű helyzetben a tervező. A jelenleg Magyarországon hatályos jogszabályok száma több mint 40. A vonatkozó szabványok tekintetében még szélesebb a skála. A Magyar Szabványügyi Testület 505 db (2013. februári adat, 15%-a visszavonva) olyan szabványt tart nyilván, mely valamilyen módon kapcsolódik az akusztika és zaj témaköréhez [31]. Meg kell határozni, hogy milyen műszaki színvonalat elérése a cél, a tervezési folyamat során. Már az első lépéseknél lehetősége adódik a tervező mérnöknek, hogy beavatkozzon a zajcsökkentés érdekében. Egyrészt fel tudja használni saját tapasztalatait, melynek talán a legnagyobb jelentősége van. Természetesen, csak ha már szerzett tapasztalatot ilyen téren. Jelenleg igen kevés gépészmérnök mondhatja el magáról, hogy rendelkezik efféle tapasztalattal. Meg kell nézni a versenytársak által alkalmazott eljárásokat és technikákat. Figyelembe kell venni a vevők igényeit és a termék zajkibocsátási értékének fontosságát az eladási érvek között. Megállapítható, hogy egy követelményjegyzéket kell létrehozni, mely a további tervezési folyamat meghatározó dokumentuma lesz. Ezt a dokumentumot a teljes tervezési folyamat során szem előtt kell tartani és visszanyúlni hozzá, hogy a lépéseket nagy biztonsággal lehessen megtenni. [40].

13


2.2. ELVI TERVEZÉS Az elvi tervezés során megoldáselvek keresése a cél. A különböző megoldásokat össze kell hasonlítani, majd választani közülük. A tervezés e szakaszában még kevés információ áll rendelkezésre a végleges gyártmányról, de már itt is lehetőség van a zajcsökkentésre. A megoldásváltozatok közül úgy kell választani, hogy egyik fontos szempont legyen a kibocsátott zaj értéke. Gyakran van lehetőség becsléshez fordulni, már meglévő konstrukciókkal való összehasonlítás alapján. [40].

2.3. TERVEZÉS ÉS RÉSZLETEZÉS A tervezés és részletezés során a klasszikus értelemben vett tervezési lépéseket a mérnöknek kell megtenni, vagyis meg kell határozni a termék geometriai méreteit, a felhasznált anyagok minőségét. Mindezeket mechanikai modellek alapján végzett számításokkal kell alátámasztani. Itt van a legnagyobb mozgástere a mérnöknek alacsony zajkibocsátású gép megalkotásában. Fel tud használni vizsgálati eredményeket, tapasztalati példákat, irodalmi hivatkozásokat. A modern technológiák létezésével, mint például a végeselemes módszer (VEM), további eszközök kerültek a mérnökök kezébe. Ebben a tervezési fázisban van először lehetőség a zajforrások azonosítására. Itt van lehetőség meghatározni a források jellegét (léghang, testhang, folyadékhang). [40]. Mivel a tervezés a fizikai működési elv megválasztására és a működési rendszer kidolgozására épül, a tervezési célkitűzésekre a következő általános megállapítások érvényesek: - Nagy valószínűséggel a legkisebb sebességű és gyorsulású működési mód nyújtja a legjobb akusztikai megoldást (kivéve rezonancia esetek). Ennek oka, hogy az alacsony sebességgel és gyorsulással mozgó gépelemek rezgés gerjesztő hatása kicsi. - A gépből kisugárzott zaj, adott működési elv esetén, csökkenthető a szerkezet tömegének, a merevségének és csillapításának módosításával. - A tervezési paraméterek, mint az anyag, méret, alak, elemszám, kapcsolódási jelleg, nagy hatással van a kibocsátott zajra. Ezeken a területeken alkalmazott módosítások jelentős befolyással bírhatnak a végeredményre. - Gázok, folyadékok egyenletes áramlása kedvezőbb, mit a változó áramlás.

2.4. MINTAPÉLDÁNY A tervezési feladat utolsó lépése a prototípus létrehozása. Ezen a példányon kell az előírásoknak megfelelő módon méréseket végezni. Ebből kell a kibocsátott zaj szintjét meghatározni, majd összehasonlítani a kívánalmakkal. A zajforrások és átviteli utak felkutatása után számszerűsíteni kell azok hatásait az egész gépre nézve. Az átviteli utak esetében be kell azonosítani a gerjesztést (forrás), az átvitelt (hangátvitel), majd a légsugárzást (sugárzó felület). Ha ezt az azonosítást megtörtént a gép minden elemére, létre lehet hozni egy listát, amiben a még rendelkezésre álló lehetőségeket felsorolása történik. Itt fontossági sorrendet kell felállítani az egyes lehetséges beavatkozási módok között, majd azokat mérlegelve dönthet a tervező a szükséges lépésekről. [40] A tervezési folyamat minden szakasza visszacsatolással rendelkezik. Egy-egy szakasz végén el kell dönteni, hogy tovább lehet-e lépni, vagy meg kell ismételni a lépést. Az előző pontokban részletezett tervezési folyamatot szemléletesen mutatja a 4. ábra.

14


Tervezési folyamat

Tervezési feladat

1. A feladat tisztázása - követelmények, - szabványok, - műszaki színvonal tisztázása, - előírások felsorolása.

2. Elvi tervezés - megoldáselvek keresése, - a különböző elképzelések összehasonlítása, - válogatás az elképzelések között.

3. Tervezés és részletezés - méretek megválasztása, - anyagok kiválasztása, - összehasonlítás (számítás és modellezés), - tervezési részletek megválasztása.

4. Mintapéldány - mérések a mintapéldányon, - a zajosság meghatározása, - a kívánt eredménnyel való összehasonlítás.

Zajcsökkentés

A zajosságra vonatkozó követelmények a következők szerint: - szabványok, - hatósági előírások, - a vevők igénye, - a műszaki színvonal, - a piaci verseny, - az eladhatóság, - saját tapasztalat.

- Az akusztikai tapasztalat és tudás a különböző megoldások összehasonlításához. - akusztikai szabályok, előírások, - vizsgálati eredmények, - tapasztalatok, példák, - irodalomi hivatkozások, rajzok, - akusztikai modellezés, VEM, - akusztikai eszközök, - a részforrások zajkibocsátásai (léghang, testhang, folyadékhang).

-Zajmérés és zajcsökkentés a mintapéldányon. - Vizsgálat és módosítás. - Akusztikai diagnózis. - Végellenőrzés. - A követelményekkel való összehasonlítás.

Engedély a sorozatgyártásra

4. ábra. A tervezési folyamat lépései, zajcsökkentési módszerekkel való alátámasztása [40]

15


2.5. AZ EURÓPAI UNIÓ IRÁNYELVEI A lakosságot érő környezeti ártalmak – köztük a zajterhelés – ügyében történő lépések 1972ben indultak meg, mikor a Párizsi Csúcskonferencián felvetődött egy Európára érvényes közös környezetvédelmi irányelv igénye. Az Európai Unió első lépését az 5. Környezetvédelmi Cselekvési Programmal tette meg. Ebben meghatározta a 2000-ig elérendő célokat. 1996-ban, az úgynevezett „Green Pages” kiadásával megpróbálta értékelni a helyzetet az előző 20 év áttekintésével. Az 5. Környezetvédelmi Cselekvési Program legfőbb célkitűzései a zajterhelés területén a következők: -

Elsődleges szempont, hogy az Unió lakosai ne legyenek kitéve olyan zajterhelésnek, amely károsíthatja az egészséget, vagy ronthatja életminőséget. A lakosság zajterhelése sehol ne lépje túl az egyenértékű LAeq=65 dBA-t, és a zaj a Lp=85 dBA-t. Az éjszakai egyenértékű LAeq=55–65 dBA-s zajban élő lakosság helyzete ne romoljon tovább. Az 55 dBA-s határ alatti zajjal terhelt lakosság terhelése ne emelkedjen e határ fölé. Szabványokat kell kidolgozni a zaj elleni védekezés tekintetében. Tervezési segítséget nyújtani a mérnökök számára alacsonyabb zajkibocsátású gépek és berendezések előállításához. Egységesíteni a gépek és berendezések zajkibocsátásának mérési folyamatait.

Jól látható, hogy az Unió az élet minden szintjén megpróbálja korlátozni a zajkibocsátást. Az Európai Unió nem hoz törvényeket, csak irányelveket fogadhat el, melyekhez a tagországoknak harmonizálni kell saját törvényeiket és rendeleteiket. Ajánlásokat tehet bizonyos szabványok használatára. Az Unió irányelvei közül a 2002/49/EK irányelv a legfrissebb, mely a környezeti zajok vonatkozásában határoz meg elérendő kívánalmakat a tagországok részére. [52].

2.6. AZ MSZ EN ISO 11688 SZABVÁNY

ALKALMAZÁSÁNAK BEMUTATÁSA EGY

PÉLDÁN KERESZTÜL Ebben a fejezetben az alacsony zajkibocsátású gépek tervezésére vonatkozó MSZ EN ISO 11688 szabványban leírtak alapján egy elméleti egylépcsős fogaskerekes hajtómű esetében kerül bemutatásra annak zajmagatartása. Az alpontban az átviteli utak, az aktív és passzív elemek, illetve az akusztikai szempontból sugárzó elemek kerülnek rendszerezésre, ami alapján a későbbi fejezetek tartalmazzák az elemek akusztikai viselkedésének leírását. Gépek zajgerjesztésének alapmodellje A különböző zajmechanizmusok kapcsolódásának módjait szemlélteti az 5. ábra. A zajcsökkentési feladat során a legfontosabb a zajforrások azonosítása, milyenségük meghatározása (belülről haladva az első és második gyűrű). Ezután következő lépés az átvitel tisztázása, amely a harmadik gyűrűben látható. A számunkra hallható, érzékelhető hang végül lesugárzódik a berendezésről, melynek milyenségét a legkülső, negyedik körgyűrű tartalmazza.

16


5. ábra. Gépek zajgerjesztésének alapmodellje [40] Egy szerkezet akusztikai alapon történő vizsgálatakor első lépés, hogy feltérképezésre kerüljenek a szerkezetet felépítő elemeket. Ha rendelkezésre áll egy tételjegyzék, az nagy könynyebbséget jelent a vizsgálat megkezdésében. Ha a darabjegyzék nem elérhető, a mérnök kénytelen saját maga létrehozni egy listát, melyben felsorolja a szerkezet elemeit, jól azonosítható módon jelölve (például számozás) 1. táblázat. A következő lépés, hogy a rendszerben lévő aktív és passzív elemek azonosításra kerüljenek.

6. ábra. Egylépcsős fogaskerekes hajtómű vázlata, átviteli utak [26] 17


Aktív elemek azok a részek, melyek zajt keltenek a működésük során. Ilyen elemek általában a különféle energia átalakító elemek. Például amelyek a villamos energiát mechanikai munkává alakítják (villamos motorok). További zajforrások lehetnek a nem állandó áramlás, vagy a mozgó részek súrlódó felületei. Passzív elemek azok a részek, melyek az aktív elemek által keltett zajt továbbítják, és nem tartalmaznak maguk is zajforrást. Jellegzetesen az alapszerkezeti elemek (burkolat, borda, perem) tartoznak ide. Az 6. ábrán egy egylépcsős fogaskerekes hajtómű szolgál példa gyanánt az MSZ EN ISO11688-ban leírt folyamat bemutatására. 1. táblázat. A hajtómű főbb elemeinek felsorolása Tételszám 1 2 3 4 5 6

Megnevezés Hajtóműház Hajtott kerék Hajtott tengely Hajtó tengely Csapágy Hajtó kerék

A mérnöknek meg kell vizsgálnia, hogy a zaj milyen módon terjedhet a szerkezetben. Figyelembe kell venni az átviteli utakat (testhang, léghang, folyadékhang) és az egyes aktív elemek közvetlen léghang sugárzását is. Az átviteli utak feltérképezéséhez elengedhetetlen ismerni egy fogaskerekes hajtómű felépítését. A gerjesztő hatások között elsődleges szerepe van a fogaskerekek kapcsolódásának. A kapcsolódás helyéről kiinduló rezgés testhangként adódik át a tengelyekre. A tengelyekről pedig a csapágyazáson keresztül a házra. Ezeket a rezgéseket a ház sugározza a környezetbe. Ez a primer átviteli út. A kapcsolódástól a keréktestek is rezgésbe jönnek, amelyek közvetlenül sugároznak a házra és onnan a környezetbe. Ez a szekunder átviteli út. A szekunder út hatása a gyakorlati tapasztalat alapján elenyésző. A primer testhangok a hajtóműházon belül is gerjesztenek léghangokat. Ezek a falakban indukált testhang áttétellel a környezetbe sugárzódnak, léghangként. Ez a primer léghang intenzitása mellett elhanyagolható. A primer és szekunder testhangokból származó intenzitások arányára, a mérési eredmények 96%-4% arányt adnak. Ez az arány könnyű kivitelű házak esetében 99,9%-0,1%. Ebből megállapítható, hogy a primer testhang az, ami a hajtóművek zajának szempontjából vizsgálatra érdemes. [26]. Természetesen a kapcsolt elemeknek – mint tengelyeknek, csapágyaknak, tömítéseknek – saját zajuk is van. A szerelési vagy tervezési hibák miatt kialakuló réseken át közvetlenül is juthat a környezetbe zaj. Ez utóbbi két hatás megmutatkozik a kisugárzásban. 2. táblázat. Hajtómű fő zajforrásai Megnevezés Fogaskerekek

Csapágyak Tengelyek …

Forrás Kapcsolódási impulzus Gördülőköri impulzus Hiba impulzus Kiegyensúlyozatlanság Gördülés (súrlódás) Hiba Kiegyensúlyozatlanság

A -

S + + + + + + +

L

18


Jelmagyarázat: +: nagy befolyás, -: alacsony befolyás, A: léghang (Air noise), S: testhang (Solid noise), L: Folyadék hang (Liqiud noise) A fenti leírás alapján megállapítható, hogy aktív elemek a hajtóműben a fogaskerekek, a tengelyek, csapágyak, tömítések. Passzív elemeknek tekinthetők a burkolat részei. Táblázat segítségével összefoglalhatók a zajforrások, a zaj oka, tulajdonsága, jellege (2. táblázat). Az előző táblázathoz hasonlóan összegyűjthetők az átviteli utakra vonatkozó adatok is (3. táblázat.). 3. táblázat. A hajtómű átviteli útjai Megnevezés Fogaskerekek Csapágyak Tengelyek …

Átviteli út tengely - csapágy - burkolat csapágyház - burkolat csapágyak - burkolat

A

S + + +

L

Végül a lesugárzó felületek is összegyűjthetők. Hasonló módon az előző két táblázathoz, ezek is összefoglalhatók táblázatban (4. táblázat). 4. táblázat. A hajtómű sugárzó felületei Megnevezés Hajtóműház

Lesugárzó felület Falak Rögzítési pontok

A + -

S +

L

… Jól látható a 2. táblázatból, hogy a zajforrások testhangot bocsátanak ki. Az átviteli utakon ez a testhang továbbra is testhangként halad tovább, majd nagyrészt léghangként sugárzódik a környezetbe. A tervezési folyamat végén létrehozott prototípuson a táblázatok alapján lehet különböző módosításokat végezni. E módosítások hatásait külön-külön azonos működési körülmények mellett vizsgálva lehet hozzájárulni az egyes módosítások által okozott zajcsökkenés értékéhez. Ezeket az eredményeket felhasználva adódik lehetőség a végtermékre nézve zajcsökkentést elérni. A fenti táblázatokból és a tervezési tapasztalatokból levonhatók a következők: - A legfőbb zajkeltő elem a fogaskerék és annak kapcsolódása. - A fő átviteli út a keréktest - tengely - csapágy - hajtóműház útvonal. - A fő lesugárzó elem a hajtóműház. Amennyiben lényeges eredményt kell elérni a zajcsökkentés terén a fogaskerekes hajtóműben, e három területen van lehetőség dolgozni.

19


3. FOGASKEREKES HAJTÓMŰVEK AKUSZTIKAI SZEMPONTBÓL JELENTŐS ELEMEI A 3. fejezetben feltártak alapján, ez a fejezet a fogaskerekes hajtóművek akusztikai szempontból jelentős elemeinek részletes bemutatását tartalmazza.

3.1. A FOGASKEREKEK REZGÉSFORRÁSAI A fogaskerekes hajtóművek akusztikai szempontból jelentős elemei közül a legfontosabb elem a fogaskerék. A fogaskerekek kapcsolódásából létrejövő gerjesztő hatás több egyszerre jelen lévő jelenségből tevődik össze. Ezeket a jelenségeket mutatják be a következő alpontok. 3.1.1. Kapcsolódási impulzus A kapcsolódási impulzus a fogaskerekek kapcsolódásba kerülésekor jelentkezik. A jelenség a következőképpen írható le. Tételezzünk fel egy általános esetet, melynél a kapcsolószám  > 1 (a fogazathatárok kikötik az 1,15-nél nagyobb kapcsolószámot).



Fogdeformáció







N1

B

C

D

N2

Kapcsolódási szakasz

7. ábra. A fogdeformáció alakulása egy fogpár kapcsolódása esetén [14]

20


A kapcsolódásba újonnan belépő fogpár, a már kapcsolódásban lévő fogpárról a terhelés egy részét leveszi. Ennek következtében a kisebb terhelést kapó fogak a terheletlen helyzetük felé mozdulnak. Ez az elmozdulás a forgásiránnyal ellentétes gyorsulást ad a keréktestnek. Ennek a jelenségnek a következménye az, hogy az újonnan kapcsolódó fogpár nem tud simán kapcsolódni, hanem egymásnak ütődnek. Ez az ütközés impulzust jelent mindkét kapcsolódó kerékre nézve. További jelenség az 1 < εγ < 2 esetében, amikor az egyik fogpár kilép a kapcsolódásból és a másik fogpár egyedül veszi fel a teljes terhelést. A 7. ábra a fogdeformáció alakulását szemlélteti egy fogpár kapcsolódása esetén. Az ábrán jól látható a két leírt jelenség közbeni fogdeformáció alakulása. Az ábra jelölései (N1, A, C, E, N2) a kapcsolóvonal nevezetes pontjait jelölik, az elfogadott betűkkel. Az ábrán a δ1 a hajtó, δ2 a hajtott, δH az érintkezésre a δ pedig a teljes rendszerre adódó deformációt mutatja. Ezen értékek számítással meghatározhatóak. Az 8. ábra jelöléseivel NIEMANN szerint a fogprofil elhajlása [26]: Fn cos 2  wt 1   b E 2 c c   (c  y ) 2 dy c c 2 2  1,34 dy  1 , 521  0 , 294 tan   5 , 1   1 , 37 ( 1  0 , 294 tan  )    wt wt 0 dx  s  s x3 0  

(1)

ahol: - Fn: normál fogerő, - c: a hajlítás karja, - αwt: a működő kapcsolószög, - b: fogszélesség, - E: a rugalmassági modulus, - s: a fogvastagság. A hajtott kerékre is alkalmazható az (1) összefüggés, a hajtott kerékre vonatkozó adatok behelyettesítésével. Az érintkezési deformáció a következő összefüggéssel számítható:

H 

Fn 2(1   2 )  h1h 2 E b    ln . 2 b E  2(1   ) red Fn 1   

(2)

A fogfelületek redukált görbületi sugarai számíthatók:

1  2 . 1   2

(3)

  1   2   H

(4)

 red  A teljes deformáció a fentiek alapján, a

összefüggéssel számítható. Az (1)-(4) összefüggések természetesen elméleti, tökéletes fogazatra vonatkoznak, nem veszik figyelembe a gyártási pontatlanságot és a terhelés következtében létrejövő, kapcsolószám változást.

21


8. ábra. A terheletlen és a deformálódott fogalak [26] Kettős kapcsolódás esetében is meghatározhatók a deformációk. Mivel a két fogpár kapcsolatakor a terhelés összesen négy fogon oszlik meg, ilyenkor más mértékű deformációval kell számolni. Az egy- és két fogpár kapcsolódása közötti deformáció-különbség fordulatszámingadozást eredményez a hajtó elem állandó fordulatszámához viszonyítva. 3.1.2. Gördülőköri impulzus A gördülőköri impulzust a fogaskerekek között fellépő súrlódás okozza. A legördülés során a főpontban a fogak egymáshoz viszonyított relatív sebességének iránya megváltozik, és ezzel a súrlódó erő iránya is megváltozik.

  r



9. ábra. A fognyomás eltérése a normálistól

22


A fogak közötti érintkezés a kapcsolódási szakasz alatt, a hajtó elemnél a foglábról a fogfejre vándorol, míg a hajtott elemnél a fogfejről a foglábra. A folyamat során a fogak gördülés közben csúsznak is egymáson. A csúszás mértéke a kapcsolódás elején és végén éri el legnagyobb értékét, miközben a főpontban (C) zérus. A főpontban a súrlódó erő iránya megváltozik, és ekkor jön létre a gördülőköri impulzusnak nevezett jelenség. Az impulzus hatására a keréktest gerjesztést kap, melynek frekvenciája megegyezik a fogfrekvenciával. Az impulzus iránya merőleges a kapcsolóvonalra, nagysága pedig számítható a 9. ábra jelölései és az (5)(9) összefüggések alapján. A két szakaszon - a főpont előtt és után - a nyomatékok a következő módon alakulnak:

M1  Fn  r  cos(   )

(5)

M 2  Fn  r  cos(   )

(6)

vagyis a súrlódó erő irányváltásakor kialakuló nyomatékkülönbség:

M  M1  M 2  Fn  r  cos(   )  cos(   ) .

(7)

M  2  Fn  r  sin   sin  .

(8)

Egyszerűsítés után:

Az általános viszonyok közti kapcsolódási körülményeknek és anyagpárosításnak megfelelően 0,05 értékű súrlódási tényezőt figyelembe véve felírható a nyomatékkülönbség egyszerűbb alakban is:

M  0,04  Fn  r .

(9)

3.1.3. Hibaimpulzus A fogaskerék gördülőköre mentén alakul ki és periodikusan jelentkezik. Több oka van keletkezésének. Közülük legjellemzőbb az osztáshiba. A hiba helyén a kapcsolódásban egy ugrásszerű változás jelenik meg, ez rezgést és ezáltal zajt gerjeszt. [26].

3.2. A CSAPÁGYAZÁSOKBAN KIALAKULÓ REZGÉSJELENSÉGEK Az ipari körülmények között működő gépek és berendezések kiegyensúlyozatlanságából adódó rezgések mérésével és hatásuk mikéntjével elsőként T. C. RATHBONE foglalkozott. RATHBONE a FIDELITY AND CASUALITY COMPANY turbinákkal foglalkozó részlegének vezető tervezője volt. Az 1930-as évek elején kezdte el a csapágyazásokban megjelenő rezgést mérni és dokumentálni. 1939-ben publikálta eredményeit „Vibration Tolerances” címmel a Power Plant Engineering folyóiratban, mely a gépek csapágyainak állapotfelméréséről szólt [47]. Módszert dolgozott ki a gépek rezgésmérés alapján történő élettartam becslésére. Eredményeit végül egy diagramban (10. ábra) foglalta össze. Természetesen napjaink előírásai (MSZ EN ISO 1683: 2009, ISO 10816) már más értékeket adnak meg a gépek rezgésszint alapján történő megítélésére, de említés nélkül nem lehet elmenni T. C. RATHBONE úttörő munkája mellett.

23


A, m

500

6

7

4

5

200 100 50

3

2 20 10

1

5 2 2 3

120

5

10

300

500

20

50

100

1200 3000 6000

f, Hz

n, min-1

10. ábra. Rathbone diagram [47] A diagram rezgésamplitúdó alapján hét osztályba sorolja a gépeket: 1. Érzékelhetőség határa. 2. A gép nagyon nyugodtan jár. 3. A gép járása nyugodt. 4. A rezgések megengedhetők. 5. Kis rezgések - kiegyensúlyozás kívánatos. 6. Közepes rezgések - kiegyensúlyozás szükséges. 7. Erős rezgések - azonnali beavatkozás szükséges. E diagram alapul szolgált a gördülőcsapágyak megengedhető rezgésszintjeinek meghatározásában, melyet az ENTEK IRD mérnökeinek mérési eredményei tettek a mai napig használatossá. E diagramot Európában éveken át a RATHBONE diagram eredetijeként kezelték (11. ábra). A 11. ábra 1-9 jelölései a vizsgált gép járásának egyenetlenségéhez kapcsolódnak.

24


100000

30000 40000

20000

10000

3000 4000

2000

1000

300 400

200

250 200 150 100 75 50 1 25 20 15 10 7,5

2 3

5,0

4

2,5 2,0 1,5 1,0 0,75

5 6

0,50

7

0,25 0,20 0,15 0,10 0,075

8 9

0,05

Vibration velocity mm/s PEAK

Vibration displacement, measured on bearing housing (Peak to Peak), m

100

Vibration frequency, CPM

3600

1200 1800

100

0,025

11. ábra. ENTEK IRD mérési eredményeit összefoglaló diagram [77] 1: Nagyon egyenetlen 2: Egyenetlen 3: Kissé egyenetlen 4: Elfogadható 5: Jó 6: Nagyon jó 7: Sima 8: Nagyon sima 9: Rendkívül sima 3.2.1. Csapágyak viselkedése a különböző frekvenciatartományokban A gördülőcsapágyak rezgéstani viselkedése a frekvencia függvényében több csoportra osztható. E felosztás látható a 12. ábrán. [13].

25


100

Szerkezeti rezonanciák

Károsodás előrejelzés (SEE-technológia)

Nemlineáris rugó Rezgéskeltő elem

v, mm/s

f, Hz

100kHz 103 kHz

1k

12. ábra. A gördülőcsapágyak rezgéstani jellemzői, a frekvencia függvényében [13] Nemlineáris rugó A gördülőcsapágyak a 100Hz alatti tartományban nem lineáris rendszerként modellezhetők. A modell 3 tömegből áll. A tömegek között egy-egy rugó és egy-egy csillapítás hozza létre a kapcsolatot. A mechanikai modell a 13. ábrán látható. m1

r12

Rezgés

k12 m2

r23

k23 m3

13. ábra. A csapágy mechanikai modellje A 13. ábra jelöléseivel: - m1 : külső gyűrű, - m2 : gördülő testek, - m3 : belső gyűrű, - k: a kapcsolat rugó merevsége, - r: a kapcsolat csillapítása. A gördülőcsapágyakban az egymással érintkező felületek igen kis kiterjedésűek. Mechanikai értelemben pontszerű (golyóscsapágyak esetében), vagy vonalszerű (görgőscsapágyak) érintkezés alakul ki. A csapágyak ebben az esetben a Hertz-féle érintkezési feszültség elmélete alapján vizsgálhatóak. Ennek segítségével az érintkezési pont, vagy vonal közvetlen közelében meghatározhatók az alakváltozások. Az elmélet természetesen egyszerűsítésekkel él, de ezek nem jelentenek olyan nagy eltérést, mintha a Hertz-féle elmélet nélkül, tisztán merev testként vizsgálnánk a gördülőcsapágyakat. [13], [8]. A Hertz-féle elmélet több feltételezéssel él, ezek betartásával végezhetők vizsgálatok.

26


Feltételezések: - Az érintkező felületek nagysága jóval kisebb, mint az érintkező testek kiterjedése. - A terhelés az érintkező testek közös érintősíkjára merőleges. - Az érintkező testek anyaga homogén és izotróp. - A elemek közötti súrlódást elhanyagoljuk.

14. ábra. A csapágyhézag következtében kialakuló egy, illetve két gördülőtesten történő felfekvés [13] Rezgéskeltő elem, bolygómű analógia, kialakuló frekvenciák A 12. ábra vízszintes frekvencia tengelyén haladva a következő körülbelül 1kHz-ig terjedő tartományban a csapágyak rezgéskeltő viselkedése a meghatározó. Ez a viselkedés a csapágyak felépítésének következménye. A rezgéskeltő hatásuk a csapágyak működési elvéből következik. Ismert, hogy a csapágyak csapágyhézaggal kerülnek beépítésre. Ez azt jelenti, hogy a belsőgyűrű és a külsőgyűrű közötti távolság nagyobb, mint a gördülőtest jellemző mérete. Ilyen esetben a csapágy működése közben előfordulnak olyan pillanatok, mikor két gördülőelem támasztja meg a belsőgyűrűt és előfordulnak olyan pillanatok is, amikor egyetlen gördülőelemen történik a belsőgyűrű támasztása (14. ábra). Ez a jelenség a belső gyűrű  nagyságú radiális irányú mozgását, vagyis kinematikai gerjesztést eredményez. Ennek a mozgásnak következtében alakul ki a poligonfrekvenciának nevezett csapágyfrekvencia. Számítása az (10) összefüggés szerint történik:

fp 

nk [ Hz] . 60

(10)

Az összefüggésben szereplő nk mennyiség az úgynevezett kosárfordulatszám min-1 mértékegységben. Amennyiben a csapágyhézag megszüntetésre kerülne, úgy a kinematikai gerjesztés megszűnne és kvázi merev testként viselkedne a csapágy. Ilyen körülmények között azonban nem lehetne működtetni a csapágyakat, a melegedés következtében történő hőtágulás hatása miatt. Természetesen nem csak a poligonfrekvencia az egyetlen frekvencia mely a gör27


dülőcsapágyakat jellemzi. A kinematikailag tiszta gördülést biztosító csapágyak esetében a további gördülési frekvenciák két csoportba sorolhatók, aszerint, hogy a külső vagy a belső gyűrű forog. [13]. Forgó belső gyűrű esetén: - A belsőgyűrű frekvenciája:     n b  cos   f2  1 z . dk  g 120   d 2  

(11)

    n b  cos   . fk  1 dk  120   d 3  

(12)

    2 n b  d m cos   . f3   dk  120  d 3  d 3  

(13)

- A kosárfrekvencia:

- A görgőfrekvencia:

Forgó külsőgyűrű esetén: - Külsőgyűrű frekvencia:     n k  cos   f4  1 z . dk  g 120   d 3  

(14)

    n k  cos   fk  1 . dk  120   d 3  

(15)

- A kosárfrekvencia:

- A görgőfrekvencia:

28


    2 n k  d m cos   . f3   dk  120  d 3  d 3  

(16)

A (11)-(16) összefüggésekben szereplő mennyiségek a következők: - nb: belső gyűrű fordulatszáma, - dk: kosár (jellemző) átmérője, - zg: a gördülőelemek száma, - dm: csapágy közepes átmérője, - α: csapágy hatásszöge (mélyhornyú golyóscsapágy esetén α=0°), - A 2, 3, 4 indexek rendre a belsőgyűrű, gördülőelem, külsőgyűrű. A számítások elvégzéséhez szükség van a gördülőcsapágy egyes elemeinek fordulatszámaira. A gördülőcsapágy tekinthető úgy is, mintha egy KB típusú dörzskerekes bolygóhajtómű lenne. Ezzel a bolygómű analógiával felhasználható a Kutzbach-féle szerkesztés a fordulatszámok meghatározására (15. ábra). Az eddig felsorolt frekvenciákon kívül további frekvenciák is megjelennek a gördülőcsapágyak üzemelése során. Ilyenek a kiegyensúlyozatlanságból és a geometriai hibákból kialakulók.

15. ábra. Gördülőcsapágy helyettesítése bolygóművel, a fordulatszámok meghatározásához [13] A kiegyensúlyozatlanságból származó frekvenciák Minden forgó mozgást végző elem esetén kialakulnak kiegyensúlyozatlanságból adódó rezgések, hol kisebb, hol nagyobb mértékben. A legtökéletesebb megmunkálás esetén is marad némi kiegyensúlyozatlanság az elemekben. A kialakuló frekvenciák: - Erőgerjesztésű tengelyfrekvencia:

29


n2 . 60

(16)

fk 

nk . 60

(17)

f4 

n4 . 60

(18)

ft  - Erőgerjesztésű kosárfrekvencia:

- Erőgerjesztésű házfrekvencia:

- Erőgerjesztésű gördülőtest frekvencia: a. Főmozgásból:

f g1 

n3 . 60

(19)

fg2 

ns . 60

(20)

b. Mellékmozgásból:

Ez a frekvencia általában elhanyagolható jelentőségű. A görgők rendszerint kiegyenlítik egymás hatását. A mellékmozgások a kinematikailag tiszta gördülést nem biztosító csapágyakban alakulnak ki. 3

B S

3

B 0

A

r2 r3 r4

2

S 

2r 3

A

A*

0*

B*

16. ábra. Ferde hatásvonalú golyóscsapágy szerkezeti rajza [26] Ilyen csapágyak például a ferde hatásvonalú egysoros golyós csapágyak, vagy az axiális erővel is terhelt mélyhornyú golyóscsapágyak. Az s mennyiség, mely a görgő AB tengely körüli forgását írja le, számítható a 16. ábrát felhasználva, a következő összefüggéssel:

30


s  3

r3 sin  . rk

(21)

A geometriai hibákból származó frekvenciák A valóságos csapágyak futófelületei és gördülőelemeinek felületei nem szabályos geometriai felületek, hanem attól mindig eltérnek. Ennek következtében a nem tökéletes elemek egymáson való legördülés közben különböző mértékű egyenetlenségeken haladnak át. A futófelületek hibája általában a hullámosság [58], [13]. Ez a gyártási folyamatból és a szerelési körülményekből következik. A keletkező frekvenciák a következő összefüggésekkel számíthatók: - Geometriai hiba hatása a belsőgyűrűknél:

f2  i2

n k2 . 60

(22)

- Geometriai hiba hatása a külsőgyűrűknél:

f4  i4

nk4 . 60

(23)

A (22) és (23) összefüggésekben szereplő i2 és i4 mennyiségek az adott elemen jelenlévő hibák száma, hullámosság esetén a hullámok száma. Az nk2 és nk4 mennyiségek pedig a kosár fordulatszámai a belső gyűrűhöz és a külső gyűrűhöz viszonyítva. A gördülőtesten megjelenő hibák döntő többsége sokszögűség hiba. Az ebből keletkező frekvencia számítása a (24) összefüggéssel történhet:

f3  i3

n3 . 30

(24)

A képletben szereplő n3 fordulatszám, a gördülőtest saját tengelyére vonatkoztatott fordulatszáma. [13]. Sajátfrekvenciák (rezonancia frekvenciák) A forgó gépelemeket tartalmazó berendezések esetén figyelmet kell fordítani az egyes elemek sajátfrekvenciáira. Nem szabad olyan fordulatszámon (vagy annak közelében) tartósan üzemeltetni a berendezéseket, mely egy elem valamelyik sajátfrekvenciájának megfelelő gerjesztést eredményezne. A sajátfrekvenciák számítása kézi módszerekkel csak nagyon egyszerű geometriával rendelkező elemek esetére végezhető el. A számítástechnika fejlődésével a végeselemes programok gyakorlatilag tetszőleges geometria esetére képesek a sajátfrekvenciákat meghatározni. A sajátfrekvencia az alkatrész anyagától és geometriai méreteitől függ. Csapágyak esetében a külső és belső gyűrű sajátfrekvenciái fontosak. A sajátfrekvenciák rezgésképei a 17. ábrán láthatók. A sajátalakok meghatározása VEM program segítségével történt.

31


17. ábra. Csapágy gyűrűk sajátrezgéseinek rezgésalakjai (első 4 alak) [54] Károsodás előrejelzés Az előző fejezetekben tárgyalt frekvenciákon túl meghibásodás esetében újabb frekvenciák jelennek meg. A megjelenő frekvenciák nem csak a csapágy károsodásából származhatnak, hanem helytelen szerelés, vagy a kapcsolódó elemek (ház, tengely) nem megfelelő kialakításából is.

1k

10k

20k

Károsodás előrejelzés (SEE-technológia)

Envelope

f, Hz

3 30k 100kHz 10 kHz

32k

100

Szerkezeti rezonanciák

SPM

Nemlineáris rugó Rezgéskeltő elem

v, mm/s

18. ábra. A mérési módszerek elhelyezkedése a frekvencia tartományban [13] Abban az esetben, ha a furatba a csapágyat szilárd illesztéssel került be, és a furat hullámosra készül el, a szilárd illesztés miatt a csapágy külső gyűrűje felveszi ugyanezt a hullámos alakot, így a gördülőelemek futópályája már hullámos lesz. A szakirodalom temérdek mérés és vizsgálat útján előállított spektrumképekkel segíti a mérnököket az egyes csapágyhibák felismerésében, függetlenül a keletkezési októl. [13]. A rezgésdiagnosztika területén sok, a csapágyak állapotának megítélésére kifejlesztett mérési módszer létezik. A 18. ábra a frekvencia szerinti elhelyezkedésüket mutatja.

32


3.3. PASSZÍV ELEMEK SZEREPE A KIBOCSÁTOTT ZAJBAN MSZ EN ISO 11688-1,2 aktív és passzív elemek A jelenleg érvényben lévő - alacsony zajkibocsátású gépek tervezésére vonatkozó - tervezési segédletben a gépeket alkotó elemek, gépelemek két csoportba sorolhatók. A két fő csoport az aktív elemek és a passzív elemek. Röviden megfogalmazva, az aktív elemek azok, melyek tartalmazzák az akusztikai szempontból forrásnak tekinthető részeket, mint például egy fogaskerék, vagy egy csapágy. A passzív elemek azok, melyekben nem találhatóak akusztikai szempontból források, mint például a házak és burkolatok. [40]. Fogaskerekes hajtómű aktív és passzív elemei Egy fogaskerekes hajtóműben található aktív elemek: - fogaskerekek, - csapágyak, - tengelyek, - forgó tengelyek tömítései (elhanyagolható a hatásuk, de a felállított logika miatt itt kell megemlíteni). Passzív elemeknek tekintjük a hajtóművek házát és az ahhoz tartozó egyéb kisegítő részeket. Hajtóműházak elemei A fogaskerekes hajtóművek házai az esetek döntő többségében osztott kivitelben készülnek. Erre elsősorban a szerelhetőség és a gyárthatóság miatt van szükség. Attól függően, hogy a hajtómű hány sor tengellyel rendelkezik, mekkorák a méretei, a házrészek darabszáma változik. Jól érzékelhető a 19. ábrán látható hajtómű házon a fenti állítás. A különböző színek a különböző házrészeket jelölik.

19. ábra. Osztott kivitelű hajtóműház CAD modellje

33


20. ábra. Fogaskerekes hajtómű CAD modellje [50] A 20. és 21. ábrán egy egylépcsős fogaskerekes hajtómű CAD modellje látható. Az 5. táblázat segítségével az ábrákon jól azonosíthatók az egyes felépítő elemek, melyeknek szerepét a következő alfejezetek mutatják be.

7 6

4

5

3

2 1

21. ábra. Fogaskerekes hajtómű CAD modellje, robbantott ábra [50] 5. táblázat. A hajtóműház részei 1 2 3 4 5 6 7

Talplemez Alsó ház rész Bordák Osztósík Osztógerenda (perem) Felső ház rész, vagy fedél Csapágycsésze/csapágyszem

34


A fogaskerekes hajtóművekben kialakuló zaj terjedése primer és szekunder (elhanyagolható jelentőségű) utakra bontható. A ház szerepe a primer átviteli utakon terjedő zajok lesugárzásában jelenik meg. A ház azon részei melyek nagy merevséggel rendelkeznek, vagy a ház egészéhez képest kis méretekkel bírnak – mint a bordák, peremek – kevéssé vesznek részt a lesugárzásban. A felsorolt elemekkel ellentétben, a kis merevségű, nagy kiterjedésű elemek esetén számottevő „sugárzással” kell számolni. [26]. A hajtóműházak viselkedése akusztikai szempontból Az öntött és hegesztett házak a gyakorlatban legtöbbet alkalmazott megoldások, de más technológia is elképzelhető (sajtolt lemez, fröccsöntött, nyomásos öntött, illetve ezek kombinációja). A nagyobb sorozatban készülők öntött, míg az egyedi darabok, nagy méretekkel rendelkező (például a több méteres bányaipari hajtóművek), vagy néhány példányból álló sorozatok esetében inkább hegesztett kivitel a jellemző. A leggyakrabban használt két részből álló osztott házak kialakítását tanulmányozva megállapítható, hogy a hajtóművek alsó házrésze sokkal merevebb, tagoltabb kialakítású, mint a felső házrész. Ez jól látható a 20. ábrán is. Gyakorlatilag itt történik a házak rögzítése és a terhelés nagy részét is ez viseli, természetesen fekvő házkialakítás esetén. Más kialakítású házak vonatkozásában a helyettesítés és a megfeleltetés egyértelműen meghatározható a 22. ábra alapján.

22. ábra. Különböző kialakítású hajtóműházak [13] A fogaskerekes hajtóművek szekunder átviteli úton megjelenő zajhatásai elhanyagolható jelentőségűek [26]. Ennek ismeretében kijelenthető az, hogy a ház akusztikai csillapításának, vagyis léghang-gátlásának szerepe elhanyagolható. A házon olyan beavatkozásokat kell végezni a kisugárzás csökkentésének érdekében, melyekkel nem csak a sugárzó felületek merevsége növekszik, de a csillapításuk is. A fedél merevségének növelése A hajtóműházak fedelének merevsége több módon is növelhető, de nem mind azonos hatékonyságú. A következőkben ezek a lehetőségek kerülnek bemutatásra.

35


Falvastagság növelése A falvastagság növelésével, a nagyobb anyagmennyiség bevitele révén a fedelek merevsége természetesen növekszik, de ezzel együtt a gyártási költségek és a saját tömeg is, mely utóbbi kettő nem kívánatos hatás. A falvastagság növelése és a kibocsátott zaj közötti összefüggés jellegét a 23. ábra mutatja. Lp, dB

2

4

6

8

10

12

14

s, mm

23. ábra. A kibocsátott zaj alakulása a bordázattal merevített fedelek falvastagságának függvényében [26] Az ábrából jól látható, hogy a 2-3mm közötti falvastagság az, ahol a legkisebb zajkibocsátással számolhatunk. A falvastagság további növelése nem jár előnyös hatással egészen 10mm feletti tartományig. Itt viszont a tömegnövekedés már igen nagyarányú, ezért alkalmazása nem célszerű. Bordák beépítése Egy másik lehetőség a merevség növelésére, bordák elhelyezése a házon. A hajtóműházakon minden esetben alkalmazunk bordákat, a csapágycsészék/szemek megtámasztására, deformációik csökkentésére (21. ábrán 7-as számmal jelölve). A nagy kiterjedésű, de kis merevséggel rendelkező részeken is alkalmazhatunk bordákat, melyeknek egyetlen célja a rezgésbe jövő felületek rezgés amplitúdójának csökkentése. Magára a szerkezetre igazán nagy merevítő hatást nem fejtenek ki. Alakjukat tekintve az egyenes kivitel a jellemző, hiszen saját merevségük nem lényeges. Az így beépített bordák a nagyméretű mezőket megbontják kisebb részekre. A bordák kialakításukat tekintve lehetnek öntött, hegesztett vagy besajtolt kivitelűek, a háznál alkalmazott technológiai kialakítással megegyezően. Öntött esetben tömör bordákkal számolhatunk, míg hegesztett házak esetében akár üreges bordákkal is. Falgörbületek alkalmazása Görbületek nagy sugárzó felületen történő alkalmazásával a falak merevsége növelhető. Természetesen a görbület rádiuszának nagysága befolyással van a merevségváltozásra. A rádiusznak 500 mm alatti értékénél van számottevő hatása. A falgörbületek alkalmazásának egy végletes formája, ha a hajtómű ház alakját tekintve hengeresre készül. A hajtóműház falának sugárzása attól függ, hogy milyen csillapító tulajdonsággal bír a fal. A sugárzás okozója főként a fal transzverzális rezgése. Ezért nagyon fontos, hogy a fal kialakítása a hajlítással szemben ellenálló legyen. A hengeres kialakítás sokkal jobban ellenáll a hajlító hatásnak, mint a sík oldalfallal határolt házkialakítás. Egy sík oldalfalról, hengeres kialakításra való áttérés esetén 6 dB zajcsökkenés várható (24. ábra). [43]. 36


24. ábra. A ház formájának kialakítása a transzverzális rezgések csillapítására (szögletes, hengeres) [43]

3.4. KETTŐSFALÚ HÁZ KIALAKÍTÁS A hajtóművek beépítésénél lehetőség van egy költségesebb, de hatásos módszer használatára. Ez a módszer a kettősfalú vagy szendvicsszerkezetű házak alkalmazása, amit tokozásnak is neveznek. Ez olyan esetekben alkalmazandó, amelyeknél a zajcsökkentés kívánt értéke eléri a 20 dB-t. A külső burkolat, vagy tokozás anyagának kiválasztása fontos szempont. A burkolatnak hangelnyelőnek és nem hangvisszaverőnek kell lennie. Tokozások tervezésénél nagyon fontos a tokozáson elhelyezendő nyílások méretének részletes átgondolása. A tapasztalatok azt mutatják, hogy ha a burkolt felület 10 %-a nyitva marad, a zajcsökkenés elmarad. A burkolatokhoz kapcsolódva, egy hasonló technika a zajcsökkentésre, a hangelnyelő bevonatok alkalmazása a hajtóműházak falán. [26], [43].

3.5. TÖMÍTÉSEK VISELKEDÉSE AKUSZTIKAI SZEMPONTBÓL Fogaskerekes hajtóművekben az egymással kapcsolódó forgó fogaskerekek működés közben nem csak legördülnek egymáson, hanem csúszás is történik a fogak felületén. A fogaskerekek élettartamának és teherbíró képességének megőrzése érdekében a kapcsolódó fogakat folyamatosan kenni kell. A használt kenőanyagot, ami a legtöbb esetben olaj, bent kell tartani a hajtóműházban. Természetesen a külvilágtól hermetikusan lezárt tokozásban ez nem lenne probléma. Ám a működéshez a hajtóműbe be kell juttatni a teljesítményt (behajtás) és ki is kell vinni belőle a teljesítményt (kihajtás). Továbbá összeszerelhetővé kell tenni a házakat, sok esetben több házrészt kialakítva. Fontos megjegyezni azt is, hogy a működés közben lejátszódó hőmérsékletnövekedés, a belső térre nézve nyomásnövekedéssel jár. Az így keletkező túlnyomást is el kell vezetni a hajtóműházból a külső térbe. A behajtás és kihajtás révén nyílások keletkeznek a házon, ahol a kenőanyag elszökhet, illetve szennyező anyagok juthatnak be a hajtóműbe. Mindkettő nemkívánatos jelenség, melynek megakadályozására tömítéseket kerülnek beépítésre. A súrlódó tömítések beépítési helyükön érintkeznek a házzal és a forgó tengelyekkel. Ahol súrlódás lép fel, ott valamilyen zaj is keletkezik. A különböző súrlódási állapotokra (száraz, határréteg, vegyes és folyadék) legjellemzőbb frekvenciák meghatározása matematikai összefüggésekkel történhet, ahogyan, arra a [26] irodalom vonatkozó fejezete is utal.

37


A tömítések életútjuk során többféle viselkedést mutatnak. Frissen beépített tömítések estében nagyobb súrlódási ellenállás jelentkezik, mely az üzemórák számának növekedésével csökken, egészen addig, mígnem már a tömítés nem lesz képes ellátni feladatát, vagyis a szennyezők kívül tartását és a kenőanyag házban tartását. A két szélsőséges eset közötti szakaszon megjelenhetnek olyan esetek, amikor az úgynevezett akadozva csúszás állapota jelentkezik (stick-slip) a tömítés nem fémes eleme és a tengely között. Ez a viselkedés akár az egész hajtóműházat rezgésbe hozhatja, és hallható tartományban lévő zajokat okozhat. Ez az akadozva csúszás, az idő függvényében, a kopás növekedésével – esetenként a tömítő hatással együtt – megszűnik. A fent leírtakból megállapítható, hogy az akadozva csúszás esetén kívül, a tömítéseknek, a hajtómű teljes zajkibocsátására nincsen jelentős hatása.

38


4. FOGASKEREKEK ZAJA ÉS REZGÉSE Ebben a fejezetben a fogaskerekek zajával és rezgésével kapcsolatos jelentősebb vizsgálatok és fogalmak kerülnek bemutatásra. Említésre kerül az átviteli hiba fogalma, mérésének módja és számításának összefüggése.

4.1. ÁTVITELI HIBA (LEGÖRDÜLÉSI HIBA) A fogaskerekek gyártása során használt legelterjedtebb fogprofil az evolvens profil. Elterjedtségének oka leginkább a könnyűnek mondható gyárthatósága és jó szerelhetőségi tulajdonsága. Alapvető evolvens profil tulajdonság, hogy a forgómozgás átvitele független a tengelytáv kisebb változásától. Az érintkezési erők eredője állandó és mindig ugyanabba az irányba mutat, továbbá ugyanaz a kerék több különböző fogszámú kerékkel is képes kapcsolódni. Ha a használt fogaskerekek tökéletesen merevek volnának, nem lennének jelen geometriai hibák, sem geometriai módosítások, akkor a kerekek a forgó mozgást tökéletesen továbbítanák. A tökéletes továbbítás eredménye állandó fordulatszám megjelenése a hajtó és a hajtott tengelyeken. Azzal a további feltevéssel élve, hogy nincsen súrlódás a fogak között, akkor kijelenthető az, hogy az egyes tengelyeken a forgatónyomaték nagysága is állandó. Ha nincsen erőmódosítás a fogaskerekeken, akkor nincsen sem rezgés, sem zaj. Természetesen a valóságban mind súrlódás, mind geometriai hiba, mind pedig módosítások jelen vannak a fogaskerekeken. Ennek következményeként zajt és rezgést hoznak létre a fogaskerekek. Egy hajtómű akusztikai szempontból nézett „jóságának” egyik mérőszáma lehet az átviteli hiba [2]. Az átviteli hiba fontos gerjesztő mechanizmus a fogaskerekes hajtások esetében. WELBOURN szerinti definíciója a következő: a hajtott kerék aktuális pozíciója és a hajtott kerék azon pozíciója közti különbség, melyet akkor foglalna el a hajtott kerék, ha a hajtó és a hajtott kerekek tökéletesen kapcsolódnának. A hiba kifejezhető úgy, mint szögelfordulás, vagy lineáris elmozdulás a főpontban. Az átviteli hiba okozói a deformációk (lehajlások), a geometriai hibák és a geometriai módosítások. [2]. A deformációk lehetnek: - a fogkapcsolódás közbeni fog deformáció (Hertz), - hajlító igénybevételből származó deformáció, - keréktest elhajlásai, eltérései, - tengelyek lehajlása, - csapágyazások és a hajtóműház rugalmas alakváltozása. Geometriai hibák: - evolvens profil hibái, eltérései - menetemelkedés eltérés (csiga), - menetemelkedés alaki eltérés (csiga), - fogirány hiba,

39


- osztáshiba, - ütéshiba, - csapágy pozíciójának hibája a házban. Geometriai módosítások: - fogdomborítás, - fogferdeségi szög módosítása, - foglenyesés, - fogfej és fogláb módosítás. A hajtóművek vizsgálata több terhelési állapotban is végezhető. Kis, vagy nagy fordulatszámon, terheléssel, vagy terhelés nélkül (6. táblázat). 6. táblázat. Terhelési és sebességi állapotok hajtóműhiba meghatározásánál

alacsony

magas

alacsony

Statikus, terhelés nélküli

Statikus, terheléssel

magas

Sebesség

Terhelés

Dinamikus, terheletlen

Dinamikus, terheléssel

Az átviteli hiba mérését általában terheletlen statikus állapotban érdemes mérni. Ekkor ugyanis a terhelés nem fedi el a gyártási hibákat és azok jól mérhetők. Az ilyen vizsgálati állapotot fogaskerékpárok minősítésére is alkalmazzák. Statikus átviteli hiba mérésekor a terhelő csavaró nyomaték értékét úgy kell megválasztani, hogy a hajtás foghézaga még fennálljon, a fordulatszámot pedig úgy, hogy a dinamikus hatások még elhanyagolhatók legyenek. Dinamikus átviteli hiba vizsgálatakor a fogaskerekeknek a hajtóműházba beépítve kell lenniük. Ez a fajta vizsgálat adja a legátfogóbb képet egy adott hajtómű zaj és rezgés terén mutatott viselkedésének.

4.2. AZ ÁTVITELI HIBA MÉRÉSE A fogaskerekes hajtóművek átviteli hibájának mérése gyakran optikai jeladók felhasználásával történik. A használt optikai érzékelők néhány ezer impulzust képesek adni a fogaskerék egy-egy körülfordulása alatt. Mindkét tengelyen elhelyezésre kerül egy-egy jeladó. A hajtóműre (fogaskerékpárra) vonatkozó átviteli hibát a két jeladó által szolgáltatott jel összevetéséből lehet meghatározni (25. ábra). [64]. További lehetőség az átviteli hiba mérésére a torziós gyorsulások meghatározása mindkét tengelyen. A két tengelyen mért gyorsulások különbségét felhasználva és korrigálva az áttétellel, kétszeres integrálás után adódik az átviteli hiba.

40


Kereskedelmi forgalomban kaphatók olyan berendezések, melyekkel a hajtóművek átviteli hibája mérhető. Ezek döntő többsége csak statikus, terheletlen állapotban való mérésekhez használható.

z1

Frekvencia sokszorozó × z1

Optikai jeladók

z2

Fázis komparátor

hibajel

Frekvencia sokszorozó × z2

25. ábra. Átviteli hiba mérésére alkalmas berendezés tipikus felépítése Ennek oka lehet az, hogy milyen eredmény szűrhető le egy olyan dinamikus terhelt környezetben működő hajtóműről, mely nem a majdani beépítési körülményeknek megfelelő állapotban működik. Nagy valószínűséggel nem túl pontos képet szolgáltat. SMITH egy átviteli hiba mérésére alkalmas moduláris rendszer felépítését írta le 1988-as publikációjában (25. ábra) [23]. Az általa leírt rendszer optikai jeladókból, frekvencia szorzóból, frekvencia osztóból, fázis komparátorból és szűrő elemekből állt. Leírása szerint a fázis sokszorozót, vagy a fázis osztót úgy kell megválasztani, hogy azok ugyanannyi impulzust adjanak minden körülfordulásra, mindkét jeladóból valamelyik kereket kiválasztva. Az így módosított jeleket a fázis komparátor hasonlítja össze. A hibajel szűréssel állítható elő. Az ilyen módon felépített rendszer előnye, hogy széles fordulatszám tartományban használható. A tartomány 1-es percenkénti fordulatszámtól 1000-es percenkénti fordulatszámig terjed. A felső határt a jeladók mechanikai korlátja adja és a fellépő torziós rezgések 1500 Hz körüli frekvenciája. [60]. Természetesen az üzemi körülmények közötti átviteli hiba mérésére is készültek mérőrendszerek. HOUSER és WESLEY egy olyan rendszert állított fel, melyben a fogaskerekek az üzemi terhelésen és fordulatszámon működnek [22]. Az átviteli hiba mérése alkalmas fogaskerekek minősítésére is. Hengeres kerekek minősítésére ritkábban, míg kúpkerékpárok esetén gyakran használt eljárás. Ennek oka, hogy a kúpkerekeket párosítva gyártják, míg a hengeres kerekeket nem, ott az elemek szabadon cserélhetők. Van lehetőség egyedülálló kerék átviteli hibájának mérésére is. Ilyenkor a fogaskerék kapcsolat másik elemét egy mesterkerék biztosítja. A fogaskerekeken jelenlévő hibák más-más átviteli hibát eredményeznek, ha a mesterkerékkel, és mást, ha egymással kapcsolódnak. Adott esetben növekedés és csökkenés is tapasztalható az átviteli hiba mértékében. Ennek oka, hogy a hibák adott esetben egymás ellen is hathatnak, így csökkentve az átviteli hiba nagyságát. Az átviteli hiba számítással történő meghatározására is vannak törekvések. A kialakult elméletek figyelembe veszik a fogak rugalmasságát, módosításait, vagy adott esetben a jelen lévő hibákat. A számítási módszerek számítógépes programok segítségével szolgáltatnak eredményeket. 41


A kapott eredmények jól használhatók lehetnek: - a fogaskerekek moduljának, kapcsolószögének, vagy kapcsolószámának meghatározásánál, - fog módosítás meghatározásánál, mint például fogdomborítás, foglenyesés, - különböző gyártási hibák által okozott fogaskerék zaj és rezgés keletkezésének vizsgálatánál, - bemenő adatot szolgáltassanak a hajtóművek dinamikai modelljeihez további számítások elvégzéséhez. [2]

4.3. HAJTÓMŰ MODELLEK Az 1920-as években jelent meg az első nagyon egyszerű hajtómű modell. Ez a modell csak a fogaskerék kapcsolódás dinamikai vizsgálatát szolgálta. Az első koncentrált mennyiségeket – mint tömeg, rugóállandó, csillapítás – használó modell megjelenése az 1950-es évekre tehető. Az összetett, sok paramétert vizsgáló modellek bonyolult végeselemes módszer felhasználásához vezetnek. [2].

4.4. KONCENTRÁLT PARAMÉTEREKEN ALAPULÓ HAJTÓMŰ MODELLEK 1988-ban ÖZGUVEN és HOUSER szerzőpáros által a fogaskerék dinamikában használt matematikai modellekről szóló publikációjukban öt fő csoportba sorolták az addig létrehozott modelleket. [45]. Egyszerű dinamikai modell A kezdeti tanulmányok eredményei kerülnek besorolásra ebben a csoportban. A dinamikus összetevő – melyet az ide sorolt modellek használnak – a fogtő feszültség számítási formulái által meghatározott. A tanulmányokban empirikus és félempirikus megközelítésekkel találkozhatunk. [45]. Fogkapcsolódásos modellek Sok tanulmány foglalkozik olyan hajtómű modellel, melyben az egyetlen energiatároló elem a fogak merevségéből származik, a tengelyek, csapágyak rugalmas viselkedését elhanyagolják a szerzők. Ezek a rendszerek egyszabadságfokú rendszerek, tömegből és rugóból felépítve. Ezen modellek kialakításuk tekintetében átfedést mutatnak az első csoporttal. Sok esetben használatuk egyetlen célja a fogaskerékre jellemző dinamikai faktor meghatározása. [45]. Modellek fogaskerekek dinamikai viselkedésére Az ide sorolható modellekben már több szerkezeti elem kerül megjelenítésre. A modell már tartalmazza a tengelyek torziós rugalmasságát, a tengelyek és csapágyak kapcsolóvonal mentén értelmezett járulékos, vagy mellék rugalmasságát is. [45]. A mellékrugalmasság, a tengelyek torziós rugalmasságán kívül tengely rugalmasságot és a csapágyak rugalmasságát jelenti. Modellek fogaskerékkel ellátott forgórészek dinamikai vizsgálatára Ezekben a modellekben figyelembevételre kerülnek a fogaskereket hordozó tengelyek transzverzális rezgései. A transzverzális rezgéseket két egymásra merőleges irányban vesszik figyelembe. [45]. 42


Modell torziós rezgések vizsgálatához Az előző két csoport figyelembe vette a fogak merevségét, rugalmasságát. Vannak azonban olyan modellek is melyek a fogak fent említett tulajdonságait teljesen elhanyagolják. Az ilyen módon kialakított modellek teljesen merev fogaskerekekkel dolgoznak és az őket hordozó tengelyen értelmezik a torziós jelenségeket. [45]. Teljes hajtóművek dinamikai modelljei Teljes hajtóművek modelljének létrehozására több elmélet is létezik. A modellek célja, hogy felhasználásukkal meghatározzuk a várható fogaskerék zajt. Az elméletek végeselemes módszert és számítógépes algoritmusokat alkalmaznak. A modellek az autóiparban és a vasúti közlekedésben használatos hajtóművek kísérleti vizsgálatai alapján jöttek létre. [45].

4.5. VÁRHATÓ ZAJ MEGHATÁROZÁSA ÖSSZEFÜGGÉSEK ALAPJÁN Egy fogaskerekes hajtómű zajának várható értékére KATO [23] a következő (25) egyenletet határozta meg: L

ahol: -

L: β: u: εα: W: fv:

20(1  tan( / 2))  8 u  20  log W fv  4 

(25)

a kialakuló zajszint a hajtóműtől 1 méterre, foghajlásszög, fogszámviszony, profilkapcsolószám, továbbított teljesítmény LE-ben, sebesség faktor (JIS-B1702 szerint, dinamikus tényező).

MASUDA [36] ehhez képest egy módosított egyenletet javasol a keletkező zaj előrejelzésére. A sebesség faktort javasolja megváltoztatni az AGMA (American Gear Manufacturers Association) ajánlására és ezzel figyelembe venni a dinamikai hatásokat. A változtatást a (26) összefüggés mutatja: f v 0  5,56 /(5,56  v)

.

(26)

Ennek felhasználásával az új egyenlet (27): L

ahol: -

L: β: u: εα: W:

20(1  tan( / 2))  8 u 4



~ 5,56  v  20  log W  20 log X . 5,56

(27)

a kialakuló zajszint a hajtóműtől 1 méterre, fohajlásszög, fogszámviszony, profilkapcsolószám, továbbított teljesítmény kW-ban, 43


v: kapcsolóvonali sebesség, m/s-ban, X: rezgés elmozdulás amplitúdója, statikus lehajlás alapján normalizálva egyszerű dinamikai modell használatával. A (25), (27) összefüggések összehasonlításra kerültek kísérleti eredményekkel. Az összefüggés és a KATO és MASUDA által elvégzett kísérletek eredményei jó egyezést mutatnak. -

44


5. A FOGASKEREKEK ZAJÁT BEFOLYÁSOLÓ TÉNYEZŐK, PARAMÉTEREK, KÖRÜLMÉNYEK Mindennapi életünk során számtalan helyen találkozunk olyan gépekkel, berendezésekkel melyekben fogaskerekes hajtóművek üzemelnek. Ezen hajtóművek sok esetben az ember számára kellemetlen zajokat bocsátanak ki. Legyen az akár személyautó, busz, teherautó, vagy akár vonat. A hajtóművek zajcsökkentésének egyik lehetősége, a fogaskerékpárok makro- és mikro geometriájának optimalizálása, illetve az ezeket befolyásoló tényezők optimalizálása. Ezek a mikro- és makro geometriai tényezők együttes hatása határozza meg a forrás jellemzőit. Jellegük szerint csoportosíthatóak: - fogazatgeometriai, - fogazatgeometriai módosítások, - technológiai (megmunkálási) hiba, - üzemi, konstrukciós tényezők. A fogazatgeometriai tényezők közül nem minden mennyiség jelenik meg, mint befolyásoló mennyiség. A modul, a fogszélesség, a kapcsolószám, a fogferdeség vannak befolyással a kialakuló zajra. A fogazatgeometriai módosítások közül a profillenyesés, a fogdomborítás, a profileltolás és a foghézag azok a mennyiségek, melyek a kialakuló akusztikai viszonyokra hatnak. [3].

5.1. MODUL Első közelítésben megfogalmazható, hogy a modul növelésével a kialakuló zajszint csökken. Ez nyilvánvaló, hiszen a modul növelése a fogak növekedését eredményezi. A nagyobb fogak időegység alatt kevesebbszer kerülnek kapcsolódásba és a merevebb kialakítás miatt a fogak elhajlása is kisebb mértékű. Ha a modul értéke kétszeresére növekszik, miközben minden más paraméter változatlan marad, a kialakuló zajszint 3 dB-el csökken. A fogaskerekek tervezési és gyártási gyakorlata viszont a kisebb modult részesíti előnyben. Ennek oka kettős: az egyik ok, hogy kisebb modullal készülő fogaskerék pontosabban gyártható, mint a nagyobb modulú kerék. Ezzel kisebb hibaimpulzus jelenik meg. A másik ok az, hogy a kisebb modulú kerék gyártása gazdaságosabb, mert kevesebb anyagot kell forgácsolni a gyártás során. [3], [13], [14], [26]. A modul és a fogaskerekes hajtóművek által kibocsátott zaj közti összefüggést részletesebben megvizsgálva a következő megállapítások tehetők. A modul értéke csak DIN 7 pontossági fokozatnál pontosabb kerekek esetében jelent változást a kibocsátott zaj tekintetében. A kevésbé pontosan készített kerekek esetében a fogazati hibákból származó zajkeltő hatás nagyobb, mint a modul nagyságából származó. Kis modul választása esetén a közepes hangnyomásszint értéke kisebb, mint nagy modul választásakor. Ennek oka, hogy kis modulnál nagyobb kapcsolószám jelentkezik. A jelenség a terhelés növekedésével tovább erősödik. Nagy modul esetén a fordulatszám növekedésével a fogak rezonanciája erős befolyást gyako45


rol a kialakuló zajszintre. A modul növelésével csökkentett zajszint, csak kis fordulatszám tartományban lehetséges. [42].

5.2. FOGSZÉLESSÉG A fogszélesség növelése szintén csökkenti a zajszintet, ám a csökkenés mindössze 1 dB, kétszeres fogszélesség esetén. Az elméletileg várható csökkenés 3 dB lenne, ám az egyenlőtlen terheléseloszlás miatt a teljes foghossz nem lesz teherviselő. [3], [13], [14], [26].

5.3. KAPCSOLÓSZÁM ÉS FOGFERDESÉG A kapcsolószám a kapcsolódási impulzus nagyságán keresztül fejti ki hatását. A kisebb kapcsolószámok irányában nő a zajszint. Ez a gyakorlat szempontjából nem érdekes, mert a fogazathatárok kikötik az 1,15-nél nagyobb kapcsolószámot. Az egyenes és ferde fogazatok esetére más-más tartományok bizonyultak zajszint szempontjából kedvezőnek. Egyenes fogazat esetében a 2-es kapcsolószám esetén mutatkozik erős zajszint csökkenés. Ez annak köszönhető, hogy mindig két fogpár vesz részt a kapcsolódásban. Fogpáronként az erő és ennek következtében a kapcsolódási impulzus is kisebb. Egy további hatás, hogy a főpontban a súrlódási erők változása is kiegyenlítődik. [3], [13], [14], [26].

5.4. A FOGKAPCSOLÓDÁS KÖVETKEZTÉBEN KIALAKULÓ FREKVENCIÁK A fogkapcsolódás következtében kialakuló rezgésfrekvenciák legjelentősebb eleme az úgynevezett kapcsolódási frekvencia. Számítása az

fz 

zn [Hz] 60

(28)

összefüggéssel történik, ahol: - z: a kapcsolódó fogaskerék fogszáma, - n: a kapcsolódó fogaskereket tartalmazó tengely fordulatszáma min-1 mértékegységben. A tengelyfrekvencia a hajtóművekről készült spektrumokban jól azonosítható. A spektrumban megjelennek a kapcsolódási frekvencia felharmonikusai is.

5.5. ÁTVITELI HIBA SZÁMÍTÁSA Egy fogaskerékpár tervezésekor a mérnöknek kompromisszumot kell kötni a zajt befolyásoló tényezők megválasztásakor. Ennek oka az, hogy egyes tényezők adott esetben egymás ellen is hathatnak. Különböző makrogeometriai tényezők vannak hatással a fogaskerékpár fogtőhajlítási szilárdságára, méretére, hatásfokára, tömegére, költségére, stb. és más tényezők befolyásolják a szükséges kenőolaj viszkozitást, működési hőmérsékletet, vagy adott esetben a tengelyek, csapágyak, ház elemek elmozdulásait. A fogaskerékhajtásoknak tulajdonítunk egy jellegzetes zajt (sírás, visítás), melyet egy több zajforrás által létrehozott hangtérben is hallunk. Sok esetben ez az összetevő szintjét tekintve nem is a legerősebb, mégis sok esetben ezt találjuk leginkább bántónak, rossznak. Az ilyen 46


típusú zajt a hajtómű átviteli hibájából keletkező rezgések okozzák. (Az átviteli hiba definiálása az 5.1 pontban található.) Számszerű értékének meghatározása WELBOURN [1] szerint a következő összefüggéssel lehetséges:

 z   TE  rb1 1   2 2  ,  z1   

(29)

ahol - rb1: a hajtó kerék alapkör sugara, - z1, z2: a hajtó és a hajtott kerekek fogszáma, - θ1 és θ 2: az egyes kerekek elfordulása. Az átviteli hiba jelenléte a gyártás és az összeszerelés tűréseiből és pontatlanságaiból, az alkatrészek, mint a fogaskerekek, tengelyek, csapágyak, stb rugalmas deformációjából származik. Ebből következően az átviteli hiba függ a nyomatéktól. A dinamikus átviteli hiba pedig a terheléstől és a fordulatszámtól is függ. Az átviteli hiba (statikus/dinamikus, számított/mért) és a kialakult zaj közti összefüggést több kutató is vizsgálta. HENRIKSSON [30] a dinamikus átviteli hiba és a kialakult zaj közti összefüggéseket vizsgálta méréssel. Az elvégzett kísérletek után arra a megállapításra jutott, hogy a mért dinamikus átviteli hiba jó összefüggésben van a kialakuló zajjal, míg a számított statikus átviteli hiba nem. A vizsgálat egyik nagy feladata az volt, hogy kimutassa vajon a dinamikus terhelésből származó átviteli hiba, vagy a statikus terhelésből származó átviteli hiba az, mely jobb kapcsolatot mutat a kialakuló zajjal. Az eredmények egyértelműen a dinamikus átviteli hiba használatát mutatják, mint követendő módszert. Bár a dinamikus átviteli hiba mérése bonyolultabb, körültekintőbb munkát kíván, mint a statikus átviteli hiba mérése, a kísérlet eredményei szerint megéri a fáradozást. VELEX és AJMI [72] analitikus módszerekkel vizsgálták a fogaskerekek rezgéseit. Vizsgálatuk eredményeként azzal a feltevéssel élnek, hogy a fogaskerék fő gerjesztő hatása a terhelt dinamikus átviteli hiba és a terheletlen statikus átviteli hiba különbsége. Ha a feltevésük igaz, akkor úgy járunk el helyesen, hogyha a fogaskerékhajtásunk ugyanakkora átviteli hibát produkál mindkét fentebb említett esetben. Ekkor különbségük zérus lesz. AKERBLOM kísérlete [1] nem mutatta ki ennek igazságát, legalábbis az adott körülmények között. Mérési sorozatának eredményeként megállapítható, hogy a fogazat makro és mikro geometriájában történő mérsékelt nagyságú változtatások számottevően csökkentik az átviteli hiba nagyságát a vizsgált (140-400 Nm) nyomaték tartományban. AKERBLOM azt a következtetést vonta le vizsgálatából, hogy a statikus terhelt állapothoz tartozó átviteli hiba jó mérőszáma lehet a hajtómű azon képességének, hogy gerjessze a teljes dinamikus rendszert. A fogaskerekes hajtóművek komplex dinamikus rendszerek, nagyszámú szabadságfokkal. Az átviteli hiba ezek közül egyeseket gerjeszt, míg másokat nem. A torziós szabadságfokok nagy értékű átviteli hibákhoz vezethetnek, ha a fogkapcsolódási frekvencia közelít valamelyik szabadságfokhoz tartozó sajátfrekvenciához. Ez a jelenség nem szükségképpen vezet a ház nagymértékű rezgéséhez és nagy kibocsátott zajhoz, mert a sugárzás a ház szabadságfokain végzett rezgésekből származik, melyek amplitúdója nem feltétlenül lesz nagy. A ház nagymértékű rezgései akkor jelentkeznek, mikor a kapcsolódási frekvencia közelít a ház valamely szabadságfokon értelmezett sajátfrekvenciájához. Ilyen esetben nem szükségszerű nagy dinamikus átviteli hiba megjelenése. Egy olyan rendszerben mely fogaskerekekből, tengelyekből, csapágyakból és házból álló dinamikus rendszer, különböző szabadságfokokon értelmezett sajátfrekvenciák jelennek meg, a dinamikus átviteli hiba és a kibocsátott zaj között nincsen korreláció. [1].

47


5.6. A CSAPÁGY TÍPUS, A CSAPÁGY ELŐFESZÍTÉS ÉS AZ AXIÁLIS CSAPÁGYHÉZAG HATÁSA A KIBOCSÁTOTT ZAJRA AKERBLOM és SELLGREN kísérleti vizsgálatokat végeztek azért, hogy megállapítsák, vajon a csapágyak előfeszítésének és az axiális csapágyhézagnak milyen hatása van a hajtómű által kibocsátott zajra. Vizsgálataikat egy kísérleti berendezéssel végezték. Méréseiket 140 Nm-es és 400 Nm-es nyomaték mellett végezték, 0,15 mm és 0 mm axiális hézaggal és 0,15 mm-es csapágy előfeszítéssel. Az eredményekből azt a következtetést vonták le, hogy mind az axiális csapágyhézag, mind a csapágy előfeszítés hatással van a kibocsátott zajra. A hajtómű zajmagatartására vonatkozóan azt állapították meg, hogy a bemenő fordulatszám 2000 1/min értékéig az előfeszítés csökkenti a kibocsátott zajt, míg 2000 1/min fölött már növeli annak értékét. Vizsgálataikat végeselemes analízissel is ellenőrizték, mely a kapott eredményeket megerősítette. [4]. Több kutató is foglalkozott a fogaskerekes hajtóművekbe beépített csapágyak típusának, a kialakuló zajra vonatkozó hatásának vizsgálatával. OPITZ publikációjában [43] leírja egy olyan vizsgálat eredményét, melyben ugyanazt a fogaskerékpárt építette be ugyanabba a hajtóműházba, de más-más típusú csapágyazásokkal ellátva. Megállapítja, hogy a golyós csapágyat kúpgörgős csapágyakra cserélve 4-5 dB hangnyomásszint csökkenés mérhető.

Lp, dB/0,2nbar 85

80

75

a

b

d

c

e

26. ábra. A csapágy típus hatása a zajra [43] 7. táblázat. A 26. ábra jelöléseinek értelmezése ábra jel

a

b

c

csapágy típus

egysoros mélyhornyú

egysoros mélyhornyú

egysoros ferde kúpgörgős hatásvonalú

kúpgörgős

588

2649

1766

axiális előfeszítés [N)]

d

-

e

Axiális irányú előfeszítés alkalmazása mind golyós-, mind görgőscsapágy (ahol lehetséges) esetében 1dB csökkenést ad a kialakuló zajszintben. Fontos megjegyezni, hogy nem a csapágyak által kibocsátott kisebb zaj az, ami csökkenti a hajtómű egészének a zajkibocsátását, 48


mert a csapágyak által kibocsátott zaj több mint 10 dB-el kisebb, mint az hajtómű egészének eredő értéke. A zajcsökkenés a csapágyak kialakításából, azok csillapításából és az egész hajtóműre, mint dinamikus rendszerre kifejtett hatásukból származik. A 26. ábrán látható a csapágy típusok hatása a kialakuló zajra. OPITZ a vizsgálatokat mn=4,5 mm, z1=22, z2=70, b=125 mm, β=10° paraméterekkel rendelkező hengeres külső ferdefogazatú fogaskerékpárra végezte el. LIN, YOUNG ÉS ROOK is vizsgálták a csapágyak tulajdonságainak hatását a hajtóműház zajkibocsátására vonatkozóan. Vizsgálataikból ők is arra a következtetésre jutottak, hogy a csapágy típusa, tulajdonságai jelentős befolyással vannak a hajtómű zajkibocsátására. Felhívták a figyelmet arra, hogy ez akkor igaz, ha teljes rendszerben gondolkodunk. [29], [74], [48]. LIN [29] vizsgálatában a csapágyakon keresztül az azokat megtámasztó házba jutó dinamikus hatásokat vizsgálta. Vizsgálatait szimulációval végezte, melyben a hajtóművet egy síklappal, egy csapággyal és egy tengellyel helyettesítve modellezte. Több különböző típusú csapágyat használt, úgymint golyóscsapágyakat, hengergörgős csapágyakat, kétsoros ferde hatásvonalú csapágyakat és hordógörgős csapágyakat. YOUNG [74] golyóscsapágyakat vizsgált disszertációjában. Eredményül egy 3x3-as merevségi mátrixot kapott a csapágyra nézve. A mátrix tartalmazta a radiális, axiális, hajlító és csatolt merevségeket. Csillapítást nem alkalmazott elméletében. ROOK [48] is egy három elemből álló rendszert vizsgált, melyben tengely, csapágy és egy lemez voltak az elemek. A rendszert úgy kezelte, mint egy forrás – útvonal – vevő rendszer. A tengely volt a forrás, a csapágy volt a közvetítő elem, vagyis az útvonal, míg a lemez volt a vevő elem, vagyis a ház. Vizsgálataiból három kritériumot határozott meg a hajtóművek kialakításával kapcsolatban: - Minimalizálni kell a vevő elem mobilitását (A mobilitás egy alkatrész azon tulajdonsága, hogy gerjesztés hatására elmozdul, deformálódik. Elmozdulékonyság). - Maximalizálni kell a vevő elem és forrás közötti közvetítő elem mobilitását (csapágy). - Amennyire csak lehetséges, fokozni kell a forrás mobilitását. Végiggondolva a tervező mérnök lehetőségeit, továbbá figyelembe véve a gyártást és szerelést is, az egyetlen megvalósítható a három előbbi pontból az első, vagyis minimalizálni a vevő elem mobilitását. Ami azt jelenti, hogy maximalizálni kell a ház merevségét.

49


Elfordulást gátló szeg Tengely Gördülőtest Ház Kenőanyag (squeez film)

27. ábra. Folyadékfilmmel csillapított gördülőcsapágy elvi felépítése FLEMING is egy három elemből álló vizsgálatot végzett, de nála már fogaskerék, tengely, csapágy alkotta a rendszer három elemét. A csapágyak merevségének és csillapításának hatását vizsgálta a dinamikus átviteli hibára. Eredményében arra jutott, hogy ha egy csapágyazásnál megszokott csillapítás értéke (körülbelül 3 kNs/m) növelésre kerül az átviteli hiba szempontjából ideális értékre (350 kNs/m), akkor 16 dB csökkenést realizálható a hajtóművön. A csillapítás értékének változtatás három nagyságrendet jelent. Így a kívánt értéket hagyományos gördülőcsapággyal nem lehet elérni. Helyette siklócsapágyakat kell alkalmazni, vagy különlegesen kialakított csapágyazást, melyben a folyadék csillapítóhatását van kombinálva egy gördülőcsapággyal (27. ábra). [38]. A csapágyak előfeszítése és az axiális csapágyhézag értékének a kibocsátott zajra gyakorolt hatásával kapcsolatban megállapítható, hogy a gördülőcsapágyakban alkalmazott előfeszítés és axiális hézag nagysága egyértelműen hatással van a hajtómű zajkibocsátása. [38] AKERBLOM és SELLGREN azt állapította meg, hogy jobb egy kismértékű axiális hézagot alkalmazni, mint egy kismértékű előfeszítést, ugyanis az előfeszítésre érzékenyebben reagálnak a hajtóművek. Így nagyobb mértékű zajcsökkenés realizálható. Az alkalmazott terhelés kapcsolatában megállapították, hogy az előfeszítésnek és az axiális hézag értékének kisebb nyomatékoknál (a vizsgálatban 140 Nm) nagyobb hatása van, míg nagyobb nyomatéknak (a vizsgálatban 400 Nm) kisebb hatása van a kibocsátott zajban elérhető csökkenésre. Ennek valószínűsíthető oka az, hogy a csapágyak merevsége megnő a nagyobb terhelések esetében. [4].

5.7. A FOGASKERÉK GYÁRTÁSI MÓDJÁNAK ÉS KÖRÜLMÉNYEINEK HATÁSA A KIBOCSÁTOTT ZAJRA Az evolvens fogazatú fogaskerekek tömeggyártásának elterjedéséhez, megfelelő gyártási módok kifejlesztésére volt szükség. A technológia fejlődésével újabb és újabb eljárások alakultak ki. Körülbelül 40 évvel ezelőtt a leggyakrabban használt eljárások a lefejtő fogazó eljárás (Pfauter), fogvéső (FELLOWS) és a foggyaluló (MAAG) eljárások voltak. Napjainkban a 50


járműipar a legnagyobb megrendelője a tömeggyártású forgácsolt hengeres kerekeknek, melyeket üregeléssel készítenek. A fogak kialakítása után további megmunkálásra van szükség a végleges kerék elkészítése érdekében. Hőkezelő és befejező megmunkálási eljárásokkal lesz készre munkált a fogaskerék. A tömeggyártásban készülő fém fogaskerekek esetében a szinterelés, míg műanyagból készülő fogaskerekek esetében a fröccsöntés az alkalmazott eljárás. A szintereléssel és fröccsöntéssel készített fém és műanyag fogaskerekek akusztikai szempontból történő elemzésére a dolgozat nem tér ki. A megmunkálási eljárások különbözősége és az eljárások során kialakuló különböző gyártási hibák mind-mind hatással vannak a hajtóművek zajkibocsátására. A gyártás során megjelenő faktorok két csoportba sorolhatók. A kibocsátott zajt csökkentő faktorok: - csökkentett mértékű fogdomborítás, - növelt fogszélesség, - csökkentett mértékű fogelcsavarodás. Faktorok melyek növelik a kibocsátott zajt: - durvább, rosszabb felületminőség, - fogdomborítás mértékének növelése, - fogirány hiba. Többek között PARSSINEN és AKERBLOM [3] végeztek kísérleti vizsgálatokat, hogy megpróbálják meghatározni a fogaskerekek megmunkálási módjai és a kibocsátott zaj közötti összefüggést. Kísérletükben 11 pár fogaskereket vizsgáltak, melyek mind különböztek valamiben egymástól. A 11 pár közül egy volt a referencia. A referencia kerékpárt a normál gyártási sorból vették ki. 8. táblázat. A fogaskerékpárok jellemzői Fogaskerékpár A B C D E F G H I J K

Különbség Referencia kerék Hántolt Gleason köszörült Érdesebb felület Növelt foghossz Osztáshibák Növelt mértékű fogdomborítás Csökkentett mértékű fogdomborítás Profilhiba Fogirány hiba Csökkentett fogcsavarodás

Fogszám Modul [mm] Kapcsolószög [°] Foghajlásszög [°] Fogszélesség [mm] Profileltolás tényező Fejkör átmérő [mm] Tengelytávolság [mm] Profil kapcsolószám εα Fedés εβ

Befejező művelet Profil köszörülés (KAPP) Hántolás Menetes köszörűvel (Gleason) Profil köszörülés (B126) Profil köszörülés Profil köszörülés Profil köszörülés Profil köszörülés Profil köszörülés Profil köszörülés Profil köszörülés, egyik fogoldalon

hajtó kerék 49 3,5 20 -20 35 +0,038 191

hajtott kerék 55 3,5 20 20 33 -0,529 209 191,91 1,78 1,03 51


A vizsgálatokat diszkrét nyomatékértékeknél végezték, melyek 140 Nm, 500 Nm, 1000 Nm. Három diszkrét fordulatszámon (1000, 1500, 2000 min-1) és egy lineárisan növekedő függvény szerint 500-tól 2550 min-1 fordulatszámig. A 11 kerékpár különbségei a 8. táblázatban kerülnek bemutatásra. A számításokat pedig 10Nm, 50Nm, 140Nm, 500Nm, 1000Nm értékekre. Az egyes kerékpárokra számítást végeztek, hogy meghatározzák az átviteli hiba értékét. A számításokat az Ohiói Állami Egyetemen kifejlesztett LDP szoftverrel végezték. Mérésre került az átviteli hiba, zaj és rezgés is. A rezgést gyorsulásérzékelőkkel mérték. A PARSSINEN és AKERBLOM [3] által végzett vizsgálatok eredményei az egyes fogaskerékpárokra vonatkozóan egy-egy új bekezdésben kerülnek röviden leírásra. ’A’ jelű kerékpár Az ’A’ kerékpár a referencia kerékpár. A vizsgálati hajtóműbe kerül beépítésre. A keletkező zaj és rezgés értékei relatíve magasak, de nem a legmagasabbak a vizsgálati sorban. A fogaskerékpárra számított és mért átviteli hiba a magas értékek közé esik, kivéve a 10-50 Nm közötti számított átviteli hibát, mely a legalacsonyabb. A fentiekből következően a mért és számított átviteli hiba közti különbség tekintélyes. ’B’ jelű kerékpár A legjellemzőbb eltérés a többi kerékpárhoz képest az átviteli hiba nagy értéke, mind számított, mind mért esetben, kis nyomaték esetén. Mindemellett a számított átviteli hiba konzekvensen csökken a nyomaték növelésével. Értéke a legkisebb az 500 Nm-es nyomatéknál. Ez a tendencia megjelenik a zaj- és rezgésmérés eredményeiben is. Míg a 140 Nm-es szinten hasonló eredmények adódnak, mint az A esetben, addig 500 Nm-es nyomatéknál már jobb eredmények jelennek meg A-hoz képest. A javulás a nagymértékű foglenyesésnek tudható be. ’C’ jelű kerékpár A számított és mért átviteli hiba jó egyezést mutat. 500 Nm és 1000 Nm között kis emelkedést mutat az átviteli hiba értéke, de a 140 Nm-es terhelésnél a legjobb kerékpárok között van. ’D’ jelű kerékpár Ennél a kerékpárnál érdesebb fogfelület került kialakításra. A köszörüléshez használt kő átlagos szemcsemérete 126 µm (eredeti: 91 µm). A számított és mért átviteli hiba hasonlóképp alakul, mint az A esetben. Az értékek közel vannak egymáshoz, de a D jelű kerékpár hangosabb, mint az A jelű „etalon”. A hangosabb működés főként kisebb nyomatékoknál jelent meg. A jelenségre magyarázatot adhat a fogak érintkezési ellipszisének nagysága. ’E’ jelű kerékpár Kis nyomaték értékeknél (10 Nm, 50 Nm) a számított átviteli hiba egyenértékű az ’A’ jelű kerékpár esetén számított átviteli hibával. A mérések kicsit eltérő képet mutatnak. Az ’E’ kerékpár mért átviteli hibája kisebb, mint az ’A’ kerékpár esetén, de nem a legkisebb. A nagyobb nyomaték értékeknél (500 Nm, 1000 Nm) a mért zaj és rezgés a legkisebb az összes vizsgált fogaskerékpár közül. Ennek egyik oka a növelt fogszélesség következtében megnövekedett kapcsolószám értéke. További tényezők is szerepet játszanak a csökkent zajszintben. Ilyen további tényező a fogszélesség növekedése miatti kisebb fogdeformáció. A kisebb fogdeformáció miatt az alkalmazott fogdomborítás nagyobb mértékben képes hatását kifejteni. A növelt fogszélesség miatt nagyobb rádiusz alkalmazható a fogdomborítás létrehozásához 52


és kisebb evolvens profiltól való eltérést eredményez a foghossz két végén. A nagyobb tömegű és nagyobb merevségű kerekek jó hatást fejtettek ki a hajtóműházra is. Természetesen gazdasági szempontból a növelt fogszélességű kerék nem előnyös a több anyagfelhasználás miatt és a drágább megmunkálás miatt. ’F’ jelű kerékpár Az A-jelű módosítatlan kerékpárhoz képest az ’F’ kerékpár méréskor kisebb átviteli hibát adott. A számított átviteli hiba a 140 Nm – 1000 Nm tartományban ugyanolyan képet mutat a referencia kerékhez képest, vagyis kisebb átviteli hiba adódik ’F’ kerékpár esetére. A zaj és rezgésmérés terén a módosított kerekek kisebb értékeket szolgáltattak, mint a referencia kerék. Ennek oka, hogy a jelenlévő osztáshiba a kapcsolódási frekvencia harmonikusainak kisebb amplitúdóit hozza létre úgy, hogy több oldalsáv jelenik meg a spektrumban. ’G’ jelű kerékpár Az átviteli hiba mért értéke kicsivel kisebb, mint a referencia kerék esetében, de a számított átviteli hiba némileg magasabb értéket ad. A zaj- és rezgésmérés mérsékelten nagyobb értékeket mutat, mint az ’A’ jelű referencia kerék esetében, ennek oka a nagyobb mértékű fogdomborítás jelenléte. Igazán jelentős eltérés nem állapítható meg a két kerékpár között. ’H’ jelű kerékpár A csökkentett fogdomborítással készült ’H’ jelű kerékpár mérésekor kisebb átviteli hiba volt tapasztalható, mint a referencia kerék esetén. A számított átviteli hiba 140 Nm-től 1000 Nmig kisebb, mint a referencia keréknél. A zaj- és rezgésvizsgálatok alapján egyértelmű javulás állapítható meg a referencia kerékhez képest. ’I’ jelű kerékpár Ennél a módosított kerékpárnál a mért átviteli hiba egyenértékű az ’A’ referencia keréknél mértnél. A számított átviteli hiba értéke alacsonyabb, mint a referencia kerék esetén. A zaj és rezgésméréskor a referencia kerékhez nagyon hasonló értékeket mértek, kivéve az 500 és 1000 Nm-es szintet, ahol az ’I’ jelű kerékpár jobban teljesített, mint a referencia. ’J’ jelű kerékpár A mért átviteli hiba értéke némileg kisebb, mint az ’A’ kerékpár esetében. A számított átviteli hiba közelítőleg ugyanazt a jelleget mutatja. A zaj és rezgésméréskor 140 Nm és 500 Nm-es terhelés értékeknél zajosabb viselkedést mutat a kerékpár, míg az 1000 Nm-es értéknél a referencia kerékkel összemérhető értékek jelentek meg. ’K’ jelű kerékpár A mért átviteli hiba kisebb értékei jelentek meg a ’K’ jelű kerékpárnál, míg a számított átviteli hiba hasonló értékeket mutatott a referencia kerékpárral. A zaj- és rezgésvizsgálatok alapján a ’K’ jelű a legjobban teljesítő kerékpár (E-vel együtt). Megfogalmazható, hogy a ’K’ jelű kerékpár jobb, mint a referencia kerékpár. PARSSINEN és AKERBLOM következtetései a vizsgálat alapján A különböző megmunkálási és befejező eljárások, különböző felületminőségeket, felület struktúrákat és különböző geometriai változásokat eredményeznek a fogaskerekek fogfelüle53


tén. Ezek a különbözőségek és változások hatással vannak az átviteli hibára és ebből kifolyólag a kibocsátott zajra és rezgésre is. Az elvégzett mérésekből és számításokból egy adott paraméter és a kibocsátott zaj közti egyértelmű összefüggés meghatározása nem volt lehetséges, de több következtetés levonható belőlük, melyek a következők: - A hántolással készített kerekek nem zajosabbak, mint a köszörült kerekek, még akkor sem, ha jelentős profil eltérést is mutatnak. - A menetes köszörűvel előállított kerekek halkabb járásúak, mint a profilköszörűvel készítettek. - Az érdesebb felület növeli a kibocsátott zajt 1-2 dB értékkel. Hatása különösen kis nyomaték értékeknél jelentkezik. - Szélesebb kerekek, melyek átfedése εβ=1,8, csökkentik a kibocsátott zajt körülbelül 5 dB-el. - Az osztáshibák csökkentik a kapcsolódási frekvencia harmonikusainak amplitúdóját, és ezáltal a kibocsátott zajt is. - A fogdomborítás növelése, 1-3 dB-el növeli a zajt és vibrációt. - A csökkentett fogdomborítás, csökkenti a zajt 1-3 dB-el. - A mérési sorozatban alkalmazott mértékű profilhiba nem befolyásolja a kibocsátott zajt. - A fentebb leírt vizsgálatban 37 μm értékű fogirány hiba növeli a kialakuló zajt 1-3 dBel. - A foghossz két szélén levő evolvens profil közti különbség értékének csökkenése, csökkenti a zaj és rezgésszintet 3-5 dB-el. [3]

5.8. HAJTÓMŰVEK OSZTÁLYOZÁSA AKUSZTIKAI SZEMPONTBÓL A fogaskerekes hajtóművek osztályozása hagyományos értelemben tengelyelrendezésük szerint, a hajtóműben alkalmazott lépcsők száma szerint, vagy a hajtóműben megvalósítható fokozatok száma szerint történik. Azonban egyre fontosabb szerepet foglal el a hajtóművek tervezése, gyártása, minősítése terén a hajtóművek által kibocsátott zaj nagysága. A következőkben a hajtóművek akusztikai szempontból történő osztályozása kerül leírásra. Az elvárás a halkan működő berendezések iránt, a fogaskerekes hajtóművek területén is megjelent. Ezen igénynek megfelelően a hajtóműveket akusztikai minősítésének érdekében alakult ki egy elfogadott osztályozás. Ebben az osztályozásban öt csoportba sorolják a hajtóműveket. Az osztályba soroláshoz természetesen mérést kell végezni az adott hajtóművön. A méréskor figyelembe kell venni, hogy a hajtóművek a térnek nem minden irányába sugároznak azonos módon. A hangteljesítmény meghatározásakor úgy kell eljárni, hogy mind az alapozás hatását, mind pedig a környező tér (helyiség) hatását ki kell kerülni. A hajtómű körül képzeletben elhelyezett hengeres felület mentén kell a mérést elvégezni (burkolófelületes eljárás egy változata). A minősítéskor figyelembe kell venni a hajtómű mechanikai teljesítményét is. A mechanikai és az akusztikai teljesítmény ismeretében meghatározható a hajtómű akusztikai hatásfoka, vagy pontosabban akusztikai áttétele. Akusztikai hatásfokról olyan esetekben beszélünk mikor a berendezés feladata a zajkeltés. Fogaskerekes hajtóműveknél így inkább az akusztikai áttétel a jó megfogalmazás. A hajtóművek minősítésének öt csoportja A-tól E-ig kap jelölést. - A csoport: A hajtóművek ’A’ kategóriába sorolt viselkedése nem teremthető elő nagy biztonsággal. Nem elegendő a csúcsminőség biztosítása a gyártás során, további zajelnyelő elemek alkalmazása is szükséges.

54


B csoport: Extrém pontos megmunkálás eredményeként állítható elő az ebbe a csoportba sorolt hajtómű. - C csoport: Pontos megmunkálás esetén jutunk C kategóriájú hajtóműhöz. - D csoport: Normál megmunkálási körülmények melletti gyártás eredménye. - E csoport: Nagy kibocsátott zajszinttel rendelkező hajtóművek. A nagy zajszint könynyen elkerülhető a gyártási pontosság kismértékű növelésével. A 28. ábra a mechanikai teljesítmény függvényében adja meg a hangnyomásszint azon értékeit mely az egyes kategóriákat elválasztják. A 28. ábrában feltűntetésre került az egyes görbékhez tartozó akusztikai áttétel értéke is. [26], [43]. -

Lp,dB/0,2mbar η=2,5x10-6

120

η=3,2x10-7

E 110

η=5,7x10-8

D 100

η=10-8

C 90

B

80

A

70 60

Zavaró zajszint 10

102

103

104

105

N,kW

28. ábra. Hajtóművek zajszintjei a mechanikai teljesítmény függvényében. Az ábrában jelölt η mennyiség az akusztikai hatásfok [43]

55


6. A KÖRNYEZETSZEMPONTÚ TERVEZÉS TOVÁBBI KÉRDÉSEI A környezetszempontú, vagy sok esetben környezettudatos tervezésként említett tervezési irányvonal egy olyan irányvonal melyben nagy hangsúlyt fektet a tervező mérnök a tervezés tárgyát képező gép vagy termék környezetre gyakorolt hatására. A környezetszempontú tervezés egyik alap filozófiája a 3R filozófia. A filozófia alapja három elv, melyek a következők: - reduce (csökkentés), - reuse (újra használat), - recycle (újra hasznosítás). Amennyiben egy termék tervezésekor nagy gonddal kerülnek figyelembe vételre a fenti szempontok, akkor a tervezési folyamat környezetszempontúnak/környezettudatosnak mondható. Egy termék esetében a környezetre gyakorolt hatás nagyon sokrétű lehet. A hatás felléphet akár a felhasznált nyersanyag, vagy a működés közben kibocsátott zaj területén is. A 3R filozófia egy új megközelítésében már 4R filozófiáról lehet beszélni, ugyanis egy negyedik szemponttal is kiegészül a 3R, a reform (megreformálni) szemponttal [11]. A tervezési technikák azon csoportjait melyek valamilyen szempontot előnyben részesítenek, Dfx technikának nevezik (például a DFE=Design for Environment, vagy a DFMA=Design for Manufacture and Assembly). Léteznek olyan irányelvek, melyeket azért fogalmaztak meg, hogy az ipari szereplők megértsék és foglalkozzanak a termelés környezetre gyakorolt hatásával. Ilyen irányelvek például a Valdez irányelvek vagy a CERES irányelvek (CERES=Coalition for Environmentally Responsible Economies). Az irányelvek segítséget nyújtanak az ipari szereplőknek, hogy tevékenységüket minél kisebb környezeti ártalom mellett folytassák. Az irányelvek: - A bioszféra védelme. - A készletek fenntartható használata. - A hulladék csökkentése, és ártalmatlanítása. - Az energia bölcs felhasználása. - Kockázat csökkentése. - Biztonságos termékek és szolgáltatások marketingje. - Kár kiegyenlítése. - Közzététel. - Környezetvédelmi rendeletek. - Éves audit. Egy termék igen sok tulajdonsága a tervezési folyamat során befolyásolható a legnagyobb mértékben. A környezetszempontú tervezés egy olyan technika mellyel a környezeti hatások még tervezési fázisban mérsékelhetők. A környezetszempontú tervezés (DFE) elemei láthatók a 29. ábrán.

56


újragyárthatóság újrahasznosítás

szétszerelés

Környezetszempontú tervezés

minimális anyagfelhasználás

minimális veszélyes anyag felhasználás energia hatékonyság szabályok és szabványok

29. ábra. A DFE elemei A környezetszempontú tervezés egyes elemeinek felhasználása a fogaskerekes hajtóművek tervezése során is lehetséges. Erre mutat lehetőségeket a disszertáció további része.

6.1. A FORGÁCSKELETKEZÉS KÖRNYEZETSZEMPONTÚ MEGÍTÉLÉSE A fogaskerekes hajtóművek gyártása során a legköltségesebb alkatrészek közé tartoznak a fogaskerekek. Forgácsolással történő gyártásuk során nagy mennyiségű forgács keletkezik. A megfelelő minőségű gyártáshoz, kellő mennyiségben (igen nagy mennyiségben) hűtő-kenő folyadékot kell adagolni. A használatban lévő hűtő-kenő folyadékok veszélyes hulladéknak számítanak (annak ellenére is, hogy már léteznek biológiailag lebomló típusok is), így használatuk nagy körültekintést igényel, a környezetre káros hatással vannak. A gyártás során keletkezett forgács szintén veszélyes hulladéknak minősül, a rátapadó hűtő kenő folyadék miatt. E gondolatmeneten tovább haladva egy fogaskerekes hajtómű tervezésekor nem csak gazdaságossági szempontból, hanem a gyártás környezetre gyakorolt hatásából adódóan is számolni kell a keletkező forgács mennyiségével. A forgácsolási művelet természetesen együtt jár a fogazó szerszámok kopásával, a fogazó gépek elhasználódásával és természetesen jelentős mértékű energiafelhasználással is. Az említett tényezők mind a leválasztásra (forgácsolásra) kerülő térfogat nagyságától függnek. LEVÁLASZTOTT TÉRFOGAT ÉS A FOGASKERÉK MODULJA KÖZTI ÖSSZEFÜGGÉS

6.2. A

A két mennyiség közti összefüggés meghatározásához szükséges ismerni egy fogaskerék fogárkának térfogatát. Egy elemi egyenes fogazatú hengeres kerék esetére a [65] irodalom a (30) összefüggést adja meg a leválasztott forgácstérfogatra vonatkozóan.

Vf  ahol -

Vf: z: f1:

m2  f1  z  b [cm3 ] 1000

(30)

a leválasztott anyag térfogata, fogszám, forgácsteljesítmény tényező,

57


- b: fogszélesség, - m: modul. Az f1 tényező a 30. ábra alapján választható meg a fogszám ismeretében elemi külső fogazatú hengeres fogaskerék esetén.

30. ábra. A forgácsteljesítmény f1 tényezője a fogszám függvényében [65] Képezve a leválasztott forgács térfogatának és a teljes fogaskeréktest térfogatának (Vk) a hányadosát (%), majd ábrázolva azt a modul függvényében adódik a 31. ábrán bemutatott jelleg. A 31. ábrán a jelleg lineárisnak látszik, de a megadott összefüggések alapján belátható, hogy nem lesz az.

31. ábra. A leválasztott forgács térfogatának a keréktest térfogatához viszonyított változása (%), a modul függvényében

58


FOGASKERÉK MODULJA ÉS A KIALAKULÓ FOGTŐFESZÜLTSÉG ÉRTÉKE KÖZTI KAPCSOLAT

6.3. A

A fogaskerék moduljának megválasztása egy bonyolult több tényezős folyamat. A modul megválasztása mindig valamilyen szilárdsági szempont alapján történik. A fogaskereke geometriai méreteinek megválasztása a fogtő igénybevétel, a fogfelület nyomó igénybevétele és a fogfelület berágódási igénybevétele (nagy fordulatszámú hajtóművek esetén) alapján történik. A modul megválasztása a fogtő igénybevételre van jelentős hatással. A mechanikai modellek a fogaskerék fogát egy változó keresztmetszetű, egyik végén befogott tartónak tekintik, melynek végén hat a fogat terhelő erő. A jelenleg érvényben lévő ISO 6336-3 szabvány szerint a fogtő feszültség számítása (σF) a (31) összefüggés szerint történik. Ft Y K b  mn

(31)

Y  YF YSY YBYDT

(32)

K  K A KV K F K F

(33)

F 

ahol: -

a fogat terhelő tangenciális erő, fogszélesség, a normál modul, fogalaktényező, mely további öt tényező szorzataként határozható meg (32), terhelési tényező, további négy tényező szorzataként határozható meg (33), a fog alakját figyelembe vevő tényező, ha egy fogpár kapcsolódás történik, a fogat terhelő erő a fog legkülső pontjában terheli a fogat, - YS: feszültség korrekciós tényező, - Yβ: a fogferdeségi szöget figyelembe vevő tényező, - YB: a fogkoszorú övvastagságát figyelembe vevő tényező, - YDT: 4-es minőségi osztályú vagy annál pontosabb kerekek esetében a kapcsoló vonal mentén trapéz alakú terhelés eloszlást figyelembe vevő tényező, - KA: üzemtényező, - KV: dinamikus tényező, a belső dinamikai hatást veszi figyelembe, melyet a terhelésváltozás okoz, - KFβ: fogszélesség menti terheléseloszlás tényezője, - KFα: homlok-terheléseloszlási tényező. Egy adott térfogatú fogaskerék tervezésekor, vagy anyagának megválasztásakor a modul értékének változtatásával a kialakuló fogtőfeszültség értéke változik (31) szerint. A kialakuló fogtőfeszültségre a 32. ábra szerinti jelleg adódik. A 32. ábra görbéjét elmetszve az felhasználni kívánt anyagra jellemző megengedhető feszültség értékének megfelelő vízszintes egyenessel adódik a még megengedhető legkisebb modul, mely a leválasztott forgácstérfogat tekintetében a környezet szempontjából az optimális érték. Ft: b: mn : Y: K: YF:

59


F, MPa

m, mm 32. ábra. A fogtőfeszültség változása a modul függvényében, a használható legkisebb modul A 31. és 32. ábrákat megfigyelve azt látható, hogy a kisebb méretű modul esetében kisebb leválasztott forgácstérfogat adódik és ezzel egy időben nagy fogtőfeszültség. Ezzel ellentétben kis fogtőfeszültség és nagy leválasztott forgácsmennyiség adódik, ha a nagyobb modul érték kerül megválasztásra. Egy környezetszempontúan tervezett fogaskeréknél törekedni kell a minél kevesebb forgács leválasztásra, hogy minél kisebb mértékben terheljük a környezetet. A leválasztott forgács térfogattal egyenesen arányos a befektetett teljesítmény és a felhasznált energia is. A mérnöki gyakorlatból ismert, hogy további tényezők is befolyásolhatják a modul megválasztását. Ilyen tényező lehet a rendelkezésre álló anyagminőség vagy a rendelkezésre álló fogazó szerszám mérete.

6.4. FOGASKEREKES

HAJTÓMŰVEK ELEMZÉSE ÉS MÓDOSÍTÁSI LEHETŐSÉGEK KERESÉSE GRÁFOK SEGÍTSÉGÉVEL

A 3-as fejezet 6. ábráján bemutatott egylépcsős, hengeres kerekeket tartalmazó fogaskerekes hajtómű ábrázolására lehetőség nyílik a matematika egyik fontos ága, a gráfelméletnek segítségével is, kicsit eltávolodva a hagyományos mérnöki szemlélettől. A fogaskerekes hajtómű gráfként való kezelése segítséget nyújthat, új konstrukciós javaslatok, illetve új szemléletmódú vagy módosított tulajdonságokkal bíró alkatrészek létrehozásához, a környezet szempontú tervezés irányelveit szem előtt tartva. A hajtóműben található alkatrészeket a gráf csomópontjainak, az alkatrészek közti - az akusztikai jelenségek terjedését ábrázoló - kapcsolatot pedig a gráf éleinek megfeleltetve létrehozható a fogaskerekes hajtómű akusztikai kapcsolatait leíró gráfja.

60


33. ábra. Egylépcsős, fogaskerekes hajtómű akusztikus kapcsolati gráfja A 33. ábrán alkalmazott jelölések jelentése: - F1: hajtó fogaskerék, - F2: hajtott fogaskerék - T1: hajtó tengely, - T2: hajtott tengely, - C1,1; C1,2: hajtó tengely csapágyai, - C2,1; C2,2: hajtott tengely csapágyai, - H: ház, - G: a gerjesztés helye. A 33. ábra szaggatott vonala a hajtóművek szekunder átviteli útjait szemlélteti. A szekunder átviteli út a gyakorlati tapasztalatok alapján elhanyagolható jelentőségű [14], ezért a további tárgyalásban sem szerepel. A létrehozott gráf viselje az akusztikus kapcsolati gráf megnevezést. A gráfok leírása mátrixok segítségével is történhet. A hajtómű akusztikus tulajdonságait leíró mátrixban az egyes alkatrészek között lévő akusztikus kapcsolatot lehet bemutatni a kapcsolatot leíró logikai függvények megfelelő értékének beírásával. A kapcsolati függvény (fi,i) két értéket vehet fel. Létező kapcsolat esetében 1, ha nincs kapcsolat 0 a függvény értéke. F1 A=

F1 F2 … Fn-1 Fn

F2 f1,2

f2,1 .. … fn-1,1 fn-1,2 fn,1 fn,2

… … … … …

Fn-1 f1,n-1 f2,n-1 …

Fn f1,n f2,n … fn-1,n

fn,n-1

34. ábra. Hajtómű akusztikus kapcsolati mátrix általános alakban A mátrix létrehozásának alapjául a 34. ábra szolgál, mely általánosan mutatja az egyes alkatrészeket és a közöttük lévő funkciókat. Az ábrában az Fn tekinthető a hajtómű alkatrészeinek, melyek mindegyike megtestesít valamilyen funkciót is. A mátrix megfelelő helyeire bírható hogy van-e kapcsolat a pozíciót meghatározó elemek között vagy nincsen. Az így definiált mátrix legyen az akusztikus kapcsolati mátrix (A). 61


A=

H F1 T1 C1,1 C1,2 F2 T2 C2,1 C2,2

H 0 0 0 1 1 0 0 1 1

F1 0 0 1 0 0 1 0 0 0

T1 0 1 0 1 1 0 0 0 0

C1,1 1 0 1 0 0 0 0 0 0

C1,2 1 0 1 0 0 0 0 0 0

F2 0 1 0 0 0 0 1 0 0

T2 0 0 0 0 0 1 0 1 1

C2,1 1 0 0 0 0 0 1 0 0

C2,2 1 0 0 0 0 0 1 0 0

35. ábra. Egylépcsős hengeres külső fogazatú fogaskerekeket tartalmazó hajtómű akusztikus kapcsolati mátrixa A hajtóművek leírására az akusztikus kapcsolati gráf alapján egy új jelölésrendszer bevezetésével, képlettel történő megadás is létrehozható. A képlet alfanumerikus karakterek és kapcsolati jelek segítségével kerül létrehozásra. A létrehozást úgy kell elvégezni, hogy az konformis legyen, mind az akusztikus kapcsolati gráffal, mind az akusztikus kapcsolati mátrixszal. Az akusztikus kapcsolati gráfot megfigyelve látható, hogy a gráf tartalmaz olyan részeket, melyek egymással párhuzamos viszonyban vannak és olyan részeket, melyek egy sorba kapcsolt részt képeznek. A párhuzamosság megadása legyen a :// jel. A sorban való elrendeződés jele pedig a: -. Az egy részgráfot képező elemek csoportosítást jelölje: ( ). A jelölésrendszer és a képlet felépítési elvének megadása után a hajtóművet jellemző akusztikai terjedési képlet előállítható (34). [(H-C2,2)//(H-C2,1)]-T2-F2-F1-T1-[(C1,1-H)//(C1,2-H)]

(34)

Az irodalomkutatás alapján az a megállapítás tehető, hogy a fogaskerekes hajtóművek alacsonyabb zajkibocsátása érdekében a leghatásosabb beavatkozási terület az átviteli úton, a forrássugárzás kapcsolat konstrukciós módosításába rejlik. A fenti kijelentés beépíthető a 35. ábrán bemutatott, hajtóműre felírt akusztikus kapcsolati mátrixba is. Az alacsonyabb zajkibocsátás érdekében olyan kapcsolatot kell létrehozni az egyes elemek között, melyek akadályozzák a rezgésterjedést és jó rezgéscsillapító hatásuk van. Az akusztikus kapcsolati mátrixra nézve ez azt jelenti, hogy ki kell egészíteni olyan új oszlopokkal, amelyek a hajtóművet felépítő alkatrészeket jelképező elemek közé bekerülő, új elemeket tartalmazzák. A beépített új elem a rezgésterjedés akadályát jelképezi. Jelölje ezeket az elemeket Si. Ekkor a hajtómű akusztikus kapcsolati gráfja a 36. ábra szerint alakul. A gráfban jelölt elemek egyesítésével, a funkció összevonás elvét alkalmazva új, akusztikai szempontból jobb gépelemek hozhatók létre, melyek új képességgel bírnak, ami ebben az esetben rezgésszigetelő hatásuk. Az új képesség természetesen más is lehet a rezgésszigetelésen kívül. A 36. ábrán alkalmazott kék színű jelölés mutat példákat az összevonásra (funkció összevonás).

62


36. ábra. A hajtómű szigetelő elemekkel kibővített akusztikus kapcsolati gráfja A 35. ábra A mátrixának kialakítása úgy is történhet, hogy a hajtómű alkatrészei csoportosítva kerülnek felsorolásra. A fogaskerekek, tengelyek, csapágyak egymás mellett. Ezzel a gondolatmenettel élve, adódik a 37. ábrán látható A akusztikus kapcsolati mátrix.

A=

H F1 F2 T1 T2 C1,1 C1,2 C2,1 C2,2

H 0 0 0 0 0 1 1 1 1

F1 0 0 1 1 0 0 0 0 0

F2 0 1 0 0 1 0 0 0 0

T1 0 1 0 0 0 1 1 0 0

T2 0 0 1 0 0 0 0 1 1

C1,1 1 0 0 1 0 0 0 0 0

C1,2 1 0 0 1 0 0 0 0 0

C2,1 1 0 0 0 1 0 0 0 0

C2,2 1 0 0 0 1 0 0 0 0

37. ábra. Egylépcsős hengeres külső fogazatú fogaskerekeket tartalmazó hajtómű akusztikus kapcsolati mátrixa az alkatrészek csoportosításával A 37. ábra mátrixát kiegészítve a 36. ábrán megadott módon új elemekkel a 38. ábrán látható módosított akusztikus kapcsolati mátrix adódik. Ebben sárga háttérrel van jelölve a 37. ábra kiindulási mátrixa, zöld és szürke háttérrel az alapmátrix bővítményei. Ahogyan eddig, ebben az esetben is ahol az elemek között kapcsolat van ott 1-es, ahol nincsen, ott 0 jelenik meg a mátrixban. A bővített akusztikus terjedési képlet is megadható a módosító elemekkel ellátott hajtóműre, mely (35) szerint alakul. {[(H-S5)-(C2,2-S3)]//[(H-S4)-(C2,1-S2)]}-T2-(S1-F2)(F1-S6)-T1-{[(S7-C1,1)-(S9-H)]//[(S8-C1,2)-(S10-H)]}

(35)

A mátrix egyik zöld háttérrel jelölt részét megvizsgálva kijelenthető, hogy az ott található 1esek - a funkció összevonás alkalmazásával - mind egy-egy új típusú, új képességgel rendelkező gépelemet jelölnek. A kibővített akusztikai kapcsolati mátrixhoz hasonlóan a 38. ábra kibővített akusztikus kapcsolati mátrixa alapján kerültek kiválasztásara olyan elemek, melyekkel kapcsolatban új konstrukciós javaslat kerül megadásra a dolgozat következő pontjaiban. A dolgozat nem vizsgálja meg a kibővített akusztikus kapcsolati mátrix minden lehető63


séget (ahol a zöld mezőben 1-es található). Ez nem jelenti azt, hogy ott nincsen lehetőség beavatkozásra a hajtómű alacsonyabb zajkibocsátása és ezáltal alacsonyabb környezeti terhelésére. A’= H F1 F2 T1 T2 C1,1 C1,2 C2,1 C2,2 S1 S2 S3 S4 S5 S6 S7 S8 S9 S10 H 0 0 0 0 0 1 1 1 1 0 0 0 1 1 0 0 0 1 1 F1 0 0 1 1 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 1 0 0 0 0 F2 0 1 0 0 1 0 0 0 0 1 0 0 0 0 0 0 0 0 0 T1 0 1 0 0 0 1 1 0 0 0 0 0 0 0 1 1 1 0 0 T2 0 0 1 0 0 0 0 1 1 1 1 1 0 0 0 0 0 0 0 C1,1 1 0 0 1 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 1 0 1 0 C1,2 1 0 0 1 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 1 0 1 C2,1 1 0 0 0 1 0 0 0 0 0 1 0 1 0 0 0 0 0 0 C2,2 1 0 0 0 1 0 0 0 0 0 0 1 0 1 0 0 0 0 0 S1 0 0 1 0 1 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 S2 0 0 0 0 1 0 0 1 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 S3 0 0 0 0 1 0 0 0 1 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 S4 1 0 0 0 0 0 0 1 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 S5 1 0 0 0 0 0 0 0 1 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 S6 0 1 0 1 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 S7 0 0 0 1 0 1 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 S8 0 0 0 1 0 0 1 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 S9 1 0 0 0 0 1 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 S10 1 0 0 0 0 0 1 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 38. ábra. Egyfokozatú fogaskerekes hajtómű kiegészített akusztikus kapcsolati mátrixa A 6. ábra egylépcsős fogaskerekes hajtóművének a 33. és 34. ábrákon látható akusztikus kapcsolati gráfjának izomorf változatát képezve, úgy hogy az új gráf kiinduló pontja a gerjesztés helye legyen, végpontja pedig a sugárzó elem (ház), adódik a 39. ábra gráfja [5]. Az így kialakított gráf egy irányított, körmentes gráf, melynek elnevezése legyen izomorf akusztikus kapcsolati gráf. Ezt a gráfot is lehet módosítani a 36. ábrán már bemutatott módon, vagyis a gráf éleibe újabb csomópontok helyezhetők el (40. ábra), melyek új tulajdonságokat/funkciókat adnak a gráf által leírt hajtóműhöz. Ahogyan a 36. ábra gráfjába, úgy a 39. ábra izomorf módon létrehozott gráfjába sem kizárólag rezgéscsökkentő hatású elem kerülhet be. A beépített elemeket jelölje szintén Si. Az ilyen típusú gráfok esetén lehetőség nyílik az élek súlyozására, vagyis fontosságuk meghatározott mértékben történő figyelembe vételére is. A 39. ábra gráfja kiegészítésre került egy kezdő elemmel mely a G jelölést viseli. Ez szemlélteti a gerjesztés helyét, vagyis a két fogaskerék kapcsolódási helyét. A gráfban több bejárási út határozható meg, mely a 39. ábra esetében 4 különböző utat jelent. A gráfban található bejárási utak száma megegyezik a hajtóműben lévő primer átviteli utak számával. A gráfban több szint különíthető el. Minél magasabb szint kerül vizsgálat alá, annál közelebb van a gráf kiinduló pontja, vagyis a gerjesztés helye. A teljes hajtóműre nézve a beavatkozás segítségével (Si elemek hozzáadása) akkor lehet eredményt elérni, ha az izomorf gráf egy szintjéhez tartozó minden élt érint. Abban az esetben, ha a beavatkozás csak a 39. ábra 2-es szintjének jobb oldali bejárási útján történne az elvárások nagy része nem valósul meg, mert a bal oldali bejárási úton a módosítani kívánt jellemző képes tovább haladni, hatását kifejteni. Az is kijelenthető, hogy ha a beavatkozás a gráf minél több szintjét érinti, annál nagyobb hatást lehet elérni a teljes hajtómű esetére.

64


39. ábra. Az egylépcsős fogaskerekes hajtómű átrendezett akusztikus kapcsolati gráfja

40. ábra. Egylépcsős fogaskerekes hajtómű bővített átrendezett akusztikus kapcsolati gráfja A (35) képletben használt zárójelek pozíciója módosítható, annak függvényében, hogy a gráf adott szintjére elhelyezett Si elem, melyik még módosítatlan alkatrészhez rendelődik hozzá (36).

65


{[H-(S5-C2,2)-S3]ǁ[(H-S4)-(C2,1-S2)]}-T2-(S1-F2)(F1-S6)-T1-{[(S7-C1,1)-(S9-H)ǁ(S8--C1,2)-(S10-H)]}

(36)

Az akusztikus kapcsolati gráffal leírt vizsgálati módot - mely új tulajdonságú alkatrészek kialakítását célozta - ki lehet terjeszteni az egylépcsős hengeres kerekekkel üzemelő hajtóműveken kívül más típusú és többfokozatú fogaskerekes hajtóművekre is.

6.5. FOGASKERÉKTEST

KÖRNYEZETSZEMPONTÚ TERVEZÉSÉNEK KONSTRUKCI-

ÓS KÉRDÉSEI A dolgozat első hét fejezetében részletesen ismertetésre került a fogaskerekes hajtóművek akusztikai viselkedése. A fogaskerekek testére vonatkozó akusztikai szempontból jelentős kialakításokról viszont még nem esett szó. Egy fogaskerék akusztikai viselkedését nem csak a fogazatprofil valamilyen módosításával lehet befolyásolni, hanem az olyan, a keréktestet érintő módosítások révén, melyek számottevő hatással lehetnek a kibocsátott zajra. A fogaskerék kapcsolódáskor keletkező rezgések primer átviteli úton jutnak el a ház faláig, ahonnan léghangként vagy testhangként sugárzódnak a környezetbe. Ha ezen a primer átviteli úton sikerül „akadályokat” állítani a rezgésterjedés útjába, akkor a környezet szempontjából eredményt lehet elérni. Ilyen típusú akadályok létrehozására több példát is találunk KOVÁTS-nál [26], illetve [33] és [20] irodalmakban. A [26]-ben felvázolt megoldások továbbgondolása és az azóta elért technológiai fejlődés felhasználásával egy újszerű konstrukciós megoldást mutat be a következő fejezet. A technológia fejlődése napjainkra már elérhető közelségbe hozta a különböző fémhabok ipari célú, tömeggyártásban történő felhasználását [44], [25]. A fémhabok előállításával és kutatásával több magyarországi intézmény foglalkozik, többek között Miskolcon a Bay-Logi Anyagfejlesztési Osztálya vagy Budapesten a Budapesti Műszaki és Gazdaságtudományi Egyetem Anyagtudomány és Technológia Tanszéke.

6.6. A FÉMHABOK TÍPUSAINAK ÉS TULAJDONSÁGAINAK RÖVID ISMERTETÉSE A fémhabok megnevezés olyan szilárd fémes anyagokat jelöl melyek porozitása 90% feletti (egyes gyártóknál ennél tömörebb szerkezetű kialakítások is fémhabként kerülnek forgalomba). Az ilyen anyagok sűrűsége a tömbfém sűrűségéhez képest egy nagyságrenddel kisebb. A fémhabok több olyan tulajdonsággal is bírnak, melyek vonzóvá tehetik használatukat a gépészet számára. Ilyenek az energiaelnyelő, hővezetési, csillapító, hangszigetelő és szűrési képességei. A fémhabok két nagy csoportba sorolhatók: lehetnek zártcellásak és nyitott cellásak. Fémhabok előállítására leggyakrabban alumínium ötvözetek kerülnek felhasználásra, de létezik más fémből (acél, réz, ezüst, titán) készült hab is. [44], [25]. A fémhabok különböző fizikai, kémiai, mechanikai mérőszámainak meghatározására sok kísérlet történt. Azonos minőségű fémből készült fémhabok tulajdonságait elsősorban a cellák mérete és alakja, illetve a cellák közti hidak vastagsága határozza meg. A fémhabok különböző tulajdonságainak közelítő meghatározására felhasználható a tömbfém és a fémhab sűrűsége közti arány, kis módosítással [44], [52]. A számítási összefüggés a következő [25] alapján:

66


 P  k   0  0 P   ahol,    

P: ρ: 0: n, k:

(37)

n

valamely tulajdonság jelölése, sűrűség, felső index a tömbfémre, míg az index nélküli jelölés a fémhabra vonatkozik, a 9. táblázat szerint választható, mérési eredményekből származó paraméterek. 9. táblázat. Az n és k tényezők megválasztása [25]

Tulajdonság R (Ωm) λ (W/mK) E (GPa) σ (MPa)

k 1 1 0,1 … 4 0, … 1,0

n -1,6 … -1,85 1,6 … 1,85 1,8 … 2,2 1,5 … 2

6.7. A FOGASKERÉKTEST KIALAKÍTÁSA, MECHANIKAI MODELL LÉTREHOZÁSA A 41. ábra egy általánosan alkalmazott fogaskerék test kialakítást szemléltet. Az ábrán megnevezésre kerültek a fogaskerék egyes részei, a későbbi hivatkozások egyértelműsítésére. fogszélesség tárcsavastagság öv vastagság

tengely átmérő

Agy átmérő

reteszhorony

Rezgéscsillapító hab

agyhosszúság

41. ábra. Egy fogaskeréktest általános kialakítása, megnevezésekkel A fogaskerék testben elhelyezhető csillapító anyag sugár irányú helyzetét két tényező befolyásolja. A fogaskerék koszorújától haladva a tengelyvonal felé az első tényező a fogaskerék övének nagysága. A fogaskerekek szilárdsági számítása kapcsán megjelent egy YB-vel jelölt 67


módosító tényező, mely a fogaskerék koszorú méretét veszi figyelembe. Külső fogazatú kerekekre a 42. ábra szerinti diagramból határozható meg YB nagysága. YB 3

2

1

0 0,5 0,7

1 1,2

2

3

4

5 Sr/ht

42. ábra. Diagram az YB, övvastagság-tényező meghatározásához A meghatározáshoz szükséges a fogvastagság és az övméret közti viszonyszám, melynek függvényében kiválasztható YB értéke. A diagramból jól látható, hogy a fogmagasság 1,2 szeresénél nincsen befolyása a kialakuló fogtőfeszültség értékére, mert ekkor YB=1. 1,2-es viszonyszám alatt pedig már fogtőfeszültség növelő hatása van. A hajtó (kiskerék) fogaskeréken elhelyezett csillapító betét nagyságának tekintetében megállapítható, hogy a rendelkezésre álló hely erősen korlátozott, így lehetőség szerint az öv és az agyrész közötti teret akár teljes egészében érdemes kitölteni. A különböző anyagokból készített fogaskerekek esetében meg kell oldani az egyes elemek egymáshoz való rögzítését. Lehetőség van az elemeket egymáshoz ragasztani, valamilyen fémragasztó alkalmazásával. Fémragasztók alkalmazására vonatkozóan [75] irodalomban fellelhetők anyagjellemzők. Ha az adott feladat ellátásához nem áll rendelkezésre megfelelő ragasztó anyag vagy hőállósága, vagy szilárdsági jellemzője miatt, lehetőség van alakzáró kötés kialakítására, mely lehet akár poligon vagy bordázott kapcsolat is. Az alakzáró kapcsolat előnye, hogy a kapcsolódó felületeken nyírás helyett felületi nyomás lesz az igénybevétel, mely általában kedvezőbb körülménynek tekinthető. A rezgéscsillapító anyag keréktesttel és agyrésszel való összeszerelésekor körültekintően kell eljárni, hogy az elemek egytengelyűek legyenek. Szükséges erre a célra gyártott készülék használata. Ezzel elkerülve a kerék kiegyensúlyozatlanságát, excentricitását, meggondolva azt a lehetőséget, hogy a fémhab közvetlenül a két elem közé kerül növesztésre. A fogaskerekes hajtóművek kenése az esetek döntő többségében olajkenéssel kerül megvalósításra. Mivel a rezgésszigetelő anyag, szerkezét tekintve porózus, figyelni kell arra, hogy az olaj ne juthasson be a fémhab celláiba. Zárt cellás szerkezet esetében ez nem jelent problémát, mivel csak a felszínen lévő cellák nyitottak a megmunkálás következtében. Nyitott cellás fémhab esetében pedig a külső, látszó felületeket tömíteni kell, hogy elkerülhető legyen a kenőanyag fogaskeréktestbe történő szivárgása, bejutása. A hajtó kerék tárgyalásáról áttérve a hajtott kerékre kicsit más képpel találkozunk. A hajtott kerék kialakítását tekintve általában hasonló a kiskerékhez, annyi különbséggel, hogy radiális méretei a kiskerékénél nagyobbak. A nagykerék esetében a mérnöknek már van mérlegelési lehetősége, hogy a rezgéselnyelő fémhab anyag radiális irányban milyen mérettel rendelkez-

68


zen. A vastagságra vonatkozó ajánláshoz egy egyszerű mechanikai modell és számítás kerül bemutatásra. A mechanikai modell kialakítása A rezgéselnyelő anyag legfontosabb feladata a fogaskerék fogkapcsolódásakor létrejövő rezgés továbbterjedésének akadályozása. A rezgés keletkezése a fogaskerék fogának terhelés alatti elhajlásából, majd a kapcsolódásból való kilépéskor a terheletlen állapotba való visszahajlás jelenségének következménye. Ahogyan a fogaskerekek szilárdsági méretezésénél, ebben az esetben is egy, az egyik végén befalazott állandó keresztmetszetű rúdként modellezhető a fog, melynek végén (fogcsúcs) hat a fogat hajlító, a fogaskerékre jellemzőkerületi erő. (43. ábra) y

F

y x

l

43. ábra. A fog lehajlásának (elhajlásának) számításához felhasznált modell A fog elhajlásának mértéke meghatározható a 43. ábra jelöléseit felhasználva a (38) összefüggés alapján. y( x  l) 

F  l3 3 I  E ,

(38)

ahol: - F: a rúd végén működő hajlító erő, - l: a rúd hossza, - I: a rúd másodrendű nyomatéka, - E: a rúd anyagának rugalmassági modulusa. A kapcsolódáskor keletkező rezgés egy csillapított rezgés lesz, melynek amplitúdójaként használható a (38) összefüggésből számított kitérés. A keletkező rezgés frekvenciája a kapcsolódási frekvencia, mely (28) összefüggés alapján meghatározható adott fogszám és fordulatszám ismeretében. A fogkapcsolódáskor keletkező rezgés a keréktesten továbbhaladva csillapodik, amplitúdója kis mértékben csökken. A tömör anyagban haladva az amplitúdó csökkenés nem számottevő az általánosan használt acél anyag kicsinek mondható csillapítási tényezője miatt. A fogaskerék agyrésze és az övrész közé kerülő fémhab elem csillapítási tényezője már sokkal nagyobb a tömörfém csillapítási tényezőjénél, ezért ezen a szakaszon már jelentősebb csillapításalakul ki. Sajnos a szakirodalom az anyagok csillapítási tényezője tekintetében szűkszavúnak mondható. A hagyományosan használt szerkezeti anyagokra LEHR-féle csillapítási tényező és logaritmikus dekrementum értékeket közöl MAKHULT [32]. A fémhabokra vonatkozóan a [37] irodalom körülbelül tízszeres értéket ad a csillapítási tényezőre a tömör fémekhez képest. Alapul véve a [25] irodalomban közölt átszámítási összefüggést (34) és 9. táblázat értékeit egy közelítő értéket számítható a fémhab csillapítási tényezőjére. Természetesen nem szabad elfeledni, hogy megbízható adatot csak mérésből lehet származtatni. A különböző anyagok 69


csillapítási tényezőjének mérése bonyolult és drága mérési folyamat. Valószínűleg ez az oka annak, hogy szűkös adatok állnak rendelkezésre a fémhabok csillapítási tényezője tekintetében. Ha sikerült a csillapított rezgés szükséges adatait összegyűjteni, felírható és kiszámítható az az összefüggés (39), mely leírja a rezgést [10]. A (39) összefüggés jelöléseit a 44. ábra magyarázza.

x  A  et sin(  t  ) ,

(39)

44. ábra. Csillapított rezgés képe K=1,23 csillapodási hányados esetén [10] ahol:     

A: β: e: ω: α:

a kezdeti amplitúdó, csillapítási tényező, 2,718 a természetes logaritmus alapszáma, körfrekvencia. ω=2·π·f=(2·π)/T, ahol, f a frekvencia, T a periódus idő, kezdőfázis.

Mivel (39) összefüggésben minden tényező ismert, kiszámítható tetszőleges t-hez tartozó amplitúdó. A csillapodás jellemzésére bevezetésre került a K-val (40) jelölt csillapodási hányados és K-nak természetes alapú logaritmusa is, a logaritmikus dekrementum Λ (41).

x1 e  t 1 K  t1  T   eT , x3 e

(40)

  ln K  T .

(41)

A logaritmikus dekrementum és a rezgés frekvenciájának ismeretében kiszámítható a csillapítási tényező, felhasználva a (41) összefüggést:

70


2 , T

(42)

     f . 1 T f

(43)

  2 f 



A (43) összefüggés után már ismert a csillapított rezgés frekvenciája, kezdeti amplitúdója és a csillapodás mértéke is. Ezek után azt kellene meghatározni, hogy az alkalmazásra kerülő fémhab vastagsága milyen hatással lehet a rezgés amplitúdójára. Az egyszerűbb eredményre jutás érdekében a tömör anyagban történő csillapítás és a két közeg határán történő visszaverődés nem kerül figyelembevételre, csak a csillapító fémhabban történő amplitúdó csökkenés. Tömör fémekben a longitudinális és a transzverzális hullámok terjedési sebessége (c) különböző. A 10. táblázatban az acél és alumínium tömör anyagra vonatkozó hullám terjedési sebességek láthatók m/s-ban. A longitudinális hullám szilárd testbeli terjedési sebessége a (44) összefüggéssel számolható: c

ahol: -

E



(44) ,

E: az anyag rugalmassági modulusa, ρ: sűrűség.

A transzverzális hullámok esetére (43) összefüggéshez hasonló számítási képlet nem áll rendelkezésre. 10. táblázat. A rezgés terjedési sebessége különböző anyagokban

acél alumínium

Longitudinális hullám sebes- Transzverzális hullám sebessége m/s-ban sége m/s-ban 5100 3100 5200 3100

A [59] irodalom az acél fémhabok sűrűségére vonatkozóan 0,04-0,65 relatív sűrűség tartományt ad meg, mely 315-5100 kg/m3-es „valódi” sűrűségnek felel meg. A közölt táblázat alapján a 0,3-0,4 relatív sűrűség tartomány a leggyakoribb, így ennek közép értéke (0,35) kerül a továbbiakban felhasználásra. A számításokban az acél fémhab sűrűsége 2750 kg/m3. A [59] irodalom a rugalmassági modulusra is közöl adatokat. Hasonlóan tág határokkal, mint a sűrűség esetében. Az előzőekben kiválasztott 0,35-ös relatív sűrűség esetében, E= 5600 MPa rugalmassági modulussal lehet számolni. A fémhab anyagok Λ értékét a (34) összefüggés és 9. táblázat „n” és „k” értékére [59] irodalom által közölt értékeinek felhasználásával lehet közelítő értéket meghatározni. A számításnál k= 0,1-4 tartományból választható, n-re pedig 2-es értéket közöl a [59] irodalom. A Λ logaritimikus dekrementum és a T periódusidő ismeretében β meghatározható. Az előző néhány sorban leírt gondolatmenet akár helyes is lehetne a csillapítási tényezőre nézve, de sajnos nem az. Ugyanis kisebb csillapítási tényező érték adódik a fémhabra, mint a tömörfém csillapítási tényezőjére. Ez ellentmond a megszámlálhatatlan mennyiségű forrásnak, melyek a 71


fémhabok kiváló rezgésszigetelő tulajdonságára hívják fel a figyelmet. A (37) összefüggést átalakítva kapjuk a (45) összefüggést. n

    hab  k   hab   tömör .  tömör 

(45)

Az összefüggésben a k szorzótényező 0,1 - 4 tartományban változik, míg a többi tényező állandó értékű. A (45) összefüggéssel a hab anyagra számított csillapítási tényező számításakor a

   k   hab    tömör 

n

(46)

szorzó még k legnagyobb 4-es értékénél is csak 0,5. Tehát növekedés nem érhető el. Levonható az a következtetés, hogy a fémhabok csillapítási tényezőjére nem alkalmazható a (37) öszszefüggés. A szakirodalom acél habok csillapítási tényezőjére vonatkozóan igen szűkszavú. A logaritmikus dekrementum értékére egyetlen forrást [41] sikerült fellelni, mely tartományt (0,22 – 0,62) adott annak értékére. A 45. ábrán egy csillapodó rezgés képe látható, mely egy nagyszilárdságú acél esetén mutatja a rezgés amplitúdójának változását.

45. ábra. Nagy szilárdságú acél esetén a csillapított rezgés képe Jól látszik, hogy 4 hullámhossz után már szinte alig van amplitúdó. Tömör acélok esetében - a rezgés frekvenciájától függően - a hullámhossz a 10 m-es tartományba esik (a (44) összefüggés és 10. táblázat alapján). 4 hullámhosszt alapul véve körülbelül 40 m távolságon belül tapasztaljuk a rezgés amplitúdójának szinte teljes eltűnését. A 46. ábrán a rezgés egymás után következő pozitív-negatív amplitúdóinak csökkenése látható a félhullámhossz függvényében, mely az előbb leírt amplitúdó csökkenést mutatja kicsit szemléletesebben.

72


46. ábra. Az amplitudók csökkenésének jellege a félhullámhosz függvényében Acél fémhabok esetében a [41] irodalom által megadott logaritmikus dekrementum tartományának középértékét véve (0,4) a csillapított rezgés képe a 47. ábrán látható.

47. ábra. Acél fémhab esetén a csillapított rezgés képe A 47. ábrán látható rezgés esetében az állapítható meg, hogy 2 hullámhossz után már alig mérhető amplitúdó. Ez kedvezőbb állapot a rezgéscsökkentés szempontjából. Ha egy fogaskeréktestben lehetőség van a kialakuló csillapított rezgés hullámhosszának kétszeresét kitevő vastagságú acél fémhab csillapító anyag alkalmazására, gyakorlatilag a rezgés amplitúdója megszűnik. A 48. ábrán látható az amplitúdók változása a félhullámhossz függvényében. A gyakorlatban a legtöbb esetben nincsen szükség ilyen drasztikus mértékű rezgéscsökkentésre egy fogaskerekes hajtómű esetében. Általában kisebb mértékű csökkentéssel is betarthatók az elvárások. Kiindulva a 48. ábra jellegéből az látható, hogy egy hullámhossz alatt körülbelül 70%-os amplitúdó csökkenés következik be. Természetesen a fogaskerekes hajtóművek nagykerekében az esetek döntő többségében nem áll rendelkezésre a hullámhossznak megfelelő hely hogy az előbb említett 70%-os amplitúdó csökkenést el lehessen érni.

73


48. ábra. Az amplitúdó változása acél fémhabokban a félhullámhosz függvényében Az ebben a pontban leírtak tisztán elméleti összefüggésekből levont következtetések, melyek célja az volt, hogy van-e értelme ilyen anyag használatának a fogaskeréktesten belül, a primer átviteli úton. Az eredmény egyértelmű, igen. A valódi folyamatok feltárása érdekében elengedhetetlen a rezgéscsillapítás mértékének kísérleti úton történő meghatározása (6.10. fejezet). KERÉKTESTBE ÉPÍTETT FÉMHAB ANYAGGAL ELLÁTOTT FOGASKERÉK SZILÁRDSÁGI VIZSGÁLATA

6.8. A

A fogaskerék test és a beépített fémhab anyag szilárdsági vizsgálatához elengedhetetlen ismerni az azt érő igénybevételeket és a beépítésre kerülő anyagra érvényes szilárdsági mérőszámokat. A fogaskerék test alapvető igénybevétele csavarás, mely a fogaskerék tengelyén jelen lévő forgatónyomatékból származik. A 49. ábra jelöléseivel az agy átmérő és a fogaskoszorú övrésze közti térfogat vagy annak egy része kerül helyettesítésre fémhab anyaggal. Ez a térfogat egy körgyűrű keresztmetszetű henger (cső). A méretezés/ellenőrzés elvégzése a következő 49. ábra alapján történik.

74


Fémhab

Fn

k2 R

 k1

cs

Mcs Mcs

dt 2r1=d1 2r2=d2 d=2R

49. ábra. A szendvics kialakítású fogaskerék vázlata A 49. ábrán a dt a tengelyátmérő, d a fogaskerék osztókörátmérője, d2 a fémhab anyag külső (nagyobbik) átmérője, d1 a fémhab anyag belső (kisebbik átmérője), Mcs a terhelő csavarónyomaték, Fn a fogat terhelő normál fogerő, v a fogaskeréknek a rajz síkjára merőleges kiterjedése, R a fogaskerék osztókörének sugara. A τcs a csavarásból származó csúsztató feszültség, A1 és A2 a fémhab anyag külső és belső átmérőjéhez tartozó hengerfelület területe. Az Mcs nyomaték a d1 és d2 átmérőjű hengerpaláston ébredő τk1 és τk2 csúsztató feszültségek forgástengelyre számított nyomatéka. Ennek megfelelően: 𝜏𝑘1 ∙ 𝑑1 ∙ 𝜋 ∙ 𝑣 ∙ 𝜏𝑘1 ∙ 𝑑1 𝜋 ∙ 𝑣 ∙ ahonnan:

𝑑1 2

= 𝑀𝑐𝑠 ,

𝑑1 = 𝑀𝑐𝑠 , 2

𝜏𝑘1 =

2 ∙ 𝑀𝑐𝑠 , 𝑑12 ∙ 𝜋 ∙ 𝑣

𝜏𝑘2 =

2 ∙ 𝑀𝑐𝑠 . 𝑑22 ∙ 𝜋 ∙ 𝑣

(47) (48)

(49) (50)

A τk1 és a τk2 mennyiségek a fogaskerék részei között ébredő csúsztató feszültség értékeit adják, melyeket ragasztott kötés esetén a ragasztónak el kell bírnia. Ezzel egy időben természetesen a fémhab anyagnak is el kell viselnie az így meghatározott feszültségeket. Egy fémhab anyagra jellemző megengedhető csúsztató feszültség ismeretében meghatározható az a d1 átmérő, melynél már képes az adott csavaró nyomatékból származó terhelés továbbítására. A fémhab anyag külső átmérője az övvastagság tényező segítségével határozható meg, melyből

75


a fémhab anyag d2 átmérője adódik. Az itt kialakuló feszültséget is el kell viselnie mind a kötésnek, mind a fémhabnak. A fémhab anyag fogaskerék testbe történő beépítésekor a csavarásból származó igénybevételnek való megfelelésen kívül egy másik feltételnek is teljesülni kell a működőképesség biztosításához. A fémhab anyag és a tömör fém anyag határán létre kell hozni egy olyan kapcsolatot, mely képes továbbítani a hajtást. Erről a 8.6 pont alatt már röviden esett szó. A keréktestet felépítő elemek egymáshoz kapcsolása fontos szilárdsági szempont. Kézenfekvőnek tűnik valamilyen nyomatékátvitelre alkalmas tengely-agy kötést alkalmazni. A tengelyagy kötések számtalan verziója alakult ki. Az alkalmazott típus megválasztásához elemezni kell, hogy melyik típusnak milyen jellemzői vannak és milyen hatása, mind a tömör anyagra, mind a fémhab anyagra. Az erőzárás elvén működő kötések esetében a felületek között keletkező súrlódási erő viszi át a nyomatékot egyik elemről a másikra. A súrlódó erőt az agy és a tengely erre a feladatra kialakított felületeinek valamilyen módon történő összeszorítása adja. A szükséges súrlódó erő létrehozásához általában nagy összeszorító erőt kell alkalmazni, mely olyan szilárdsági követelményeket kíván meg a résztvevő elemektől, mely egy fémhab anyag esetében sokszor nem teljesíthető. A hab anyag és a tömör fém részek összekapcsolására másik lehetőség alakzáró kötés létrehozása. Az alakzáró tengely-agy kötések széles körben elterjedt megoldások. A létező megoldások közül olyat kell választani, mely nem ró teljesíthetetlen követelményeket az acél fémhab szilárdsági mérőszámaival szemben. E szempont szem előtt tartásával két lehetőség az mely szóba jöhet a feladat megoldásában. Az egyik a széles körben elterjed bordás tengelykötés a másik pedig az érdemtelenül mellőzött poligon tengelykötés. Mindkét típus használata mellett szólnak érvek és ellenérvek. A bordás tengelykötés széles körben alkalmazott ezért a gyártói képesség jól kiépített, ennek megfelelően mérsékelt költségvonzata van. A kialakított bordák kapcsolódó felületeinek méretét a fémhab anyag megengedett felületi terhelhetőségének figyelembe vételével lehet meghatározni, egyszerűnek mondható összefüggés segítségével. Szimmetrikus kialakítása nem okoz kiegyensúlyozatlanságot. Hátránya a kötés típusnak, hogy a kialakított bordák élei feszültséggyűjtő helyként jelennek meg. A poligon tengelykötés használata az előbb említett bordás tengelykötéshez képest ritkán fordul elő a gépészeti alkalmazásokban. Ennek oka egyértelműen a költséges gyártás. Előnyös tulajdonsága, hogy a bordás tengelykötéssel szemben nem tartalmaz éles bemetszéseket, így nem is jelenik meg feszültséggyűjtő hely a poligon kötéseknél. Kis mérete ellenére nagy nyomatékok továbbítására képes. A fémragasztás használata a már említett két példa mellett egy harmadik talán legjobb lehetőség lehet a fogaskeréktest alkatrészeinek egymáshoz rögzítésére. A jelenleg elérhető fémragasztók nyíró szilárdsága eléri akár a 175MPa-t miközben hőállósága a 80°C-t [75]. Léteznek ennél magasabb hőmérsékleten is stabil ragasztók, de azok nyírószilárdsága már akár egy nagyságrenddel kisebb. A ragasztás előnyös tulajdonsága, hogy a készülékbe rögzített ragasztandó elemek közé könnyen felvihető, nem igényel drága berendezéseket. A ragasztó anyagok beszerzési ára a legtöbb esetben mérsékelt. Hátrányuk, hogy sok esetben valamilyen járulékos műveletet kell végezni a ragasztás során, például az elemeket egymáshoz kell szorítani, vagy melegítést kell alkalmazni. A kikeményítés ideje a ragasztó típusa és alkalmazott hőmérséklet függvényében változik, mellyel a technológiai folyamat kialakításakor számolni kell. A fogaskerék elemeinek összekapcsolására felvázolt három lehetőség kombinációja is alkalmazásra kerülhet. Például a fogaskerék agy külső felülete és a fémhab anyag belső átmérője között, alakzáró kötést alkalmazni, míg a fémhab anyag külső átmérője és fogaskoszorú között pedig ragasztott kötést. A felvázolt összekapcsolási lehetőség közül a tervező mérnök feladata, hogy a lehetőségek széleskörű figyelembevételével hozza meg a döntését. 76


6.9. KONSTRUKCIÓS

JAVASLAT A CSAPÁGYCSÉSZÉK/CSAPÁGYHÁZAK KIALAKÍ-

TÁSÁRA A 8.6 pontban bemutatottak alapján a fémhabok jó rezgéscsillapító képességét egy fogaskerekes hajtóművön belül máshol is ki lehet aknázni. A primer átviteli úton terjedő rezgések a csapágyakból a csapágycsészéken keresztül jutnak el a hajtóműházba és onnan a környezetbe. A terjedő rezgés útjába újabb „akadályt” lehet helyezni, mégpedig a csapágy és a ház közé, vagyis az imént említett csapágycsészékbe. Jó rezgéscsillapító tulajdonsággal rendelkező anyagok használatára mutat példákat KOVÁTS [26], mely példák a csapágyfedél kialakítására koncentrálnak. A [26]-ben látott megoldások és a Gép- és Terméktervezési Tanszéken végzett munka során merült fel a fémhabok ezen újnak mondható alkalmazási lehetősége. A házak akusztikai viselkedése a 4.3.4, 4.3.5 pontokban részletesen ismertetésre került. A hajtóműházak az esetek többségében osztott kivitelben készülnek. Ebből következően a csapágycsészék is osztottan készülnek és épülnek be a hajtóműházba. A fémhabok alkalmazásának mindkét házfél esetén van létjogosultsága. Az alsó házfél általában merevebb kialakítású, mint a felső fedél. Az esetek többségében itt kerül rögzítésre a hajtómű. Ez hordozza a hajtómű minden elemének tömegéből származó súlyt és a hajtásból származó erők egy részét. A csapágycsészék és a peremek megtámasztására bordák kerülnek beépítésre, melyek növelik az alsó házfél merevségét. A csapágycsészék általánosan használt alakja a 50. ábra a) részén látható. A 50. ábra b) részén a metszeti képen jól látható a csapágycsésze csatlakozási módja a házhoz és a bordákhoz. Csapágycsésze

Borda

Fal

a)

b)

50. ábra. a) A csapágycsésze hagyományos kialakítása, b) a csapágycsésze metszeti képe Ez az a terület, ahol a rezgésterjedés útjába „akadályt” kellene állítani. Osztott házkialakítás esetén a rezgésterjedés „akadálya”, a fémhab anyag, a csapágycsésze és a csapágy közé, mint egy persely, kerülhet alkalmazásra (51. ábra, zöld színű alkatrész).

77


51. ábra. Osztott házkialakítás esetén a fémhab anyag alkalmazásának lehetősége Osztott kivitelű házak esetén biztosítani kell a házfelek egymáshoz rögzítését, hogy a fogaskerekek kapcsolódásából származó erőket képes legyen felvenni. Ezt a feladatot egyrészt a csapágycsészéken alkalmazott fedél másrészt a házfeleken kialakított peremek biztosítják. A ház anyaga mellett a fémhab anyagnak is olyan szilárdsági tulajdonságúnak kell lennie, hogy a megtámasztásnál ébredő erőket (támasztó erők) képes legyen elviselni. A csapágyaknak a megfelelő működéshez előírt tűréssel rendelkező furatba kell kerülni. Egy olyan struktúrájú anyag esetében, mint a fémhab, ezt a tűrést szinte lehetetlen előállítani. Szerencsére napjainkra az anyagtudomány és a kohászat olyan szintre jutott, hogy képes a fémhab anyagok külső felületén tömör részt kialakítani, mintha egy fémből készült bőr lenne a darabon. Az ilyen kialakítású szerkezeti anyagok esetében, már lehetőség van tűrésezett méretek kialakítására, nem feledkezve meg az alkatrész belső részének szerkezetéről a megmunkálási paraméterek megválasztásakor. A hajtóműházak kialakításakor - nem túl gyakran - lehetőség nyílik nem osztott fallal rendelkező házak létrehozására is, ritkán pedig úgynevezett nyitott hajtóművek kialakítására. Ezekben a hajtóművekben a csapágycsészék már egy darabból készülhetnek és lehetőség nyílik a rezgésterjedés útjába egy újabb helyen, a csapágycsészék és a ház között, akadályt képezni. Az ilyen pozícióban elhelyezett fémhab anyag esetében kedvezőbb szilárdsági követelmények adódnak. Ahogy a forgástengelytől távolabb kerül felhasználásra a rezgéscsökkentő elem, úgy egyre nagyobb felület áll rendelkezésre a hab anyag elhelyezésére. A hajtóműházba beépítésre kerülő fémhab vastagságának tekintetében ugyanazok a megállapítások tehetők, mint a 8.6 pontban a fogaskerék test esetében. Csavarónyomaték átadásra nem kerül sor a fémhab elem és a hozzá kapcsolódó alkatrészek között sem olyan esetben, ha persely kerül alkalmazásra a csapágy és a csapágycsésze között vagy rezgéscsökkentő betét a csapágycsésze és a ház között. Ilyen esetekben az elemek pozíciójának működés közbeni megtartása sokkal egyszerűbb, mint a fogaskeréktest esetében. A kapcsolódó felületeknek jó terhelésátadást és szivárgásmentes kapcsolatot kell biztosítani, a kenőanyag hajtóműházon belül tartása miatt. A fémhab anyag csapágycsészék körüli alkalmazására mutat konstrukciós javaslatot a 52. ábra.

78


52. ábra. Javaslat fémhab alkalmazására a csapágycsészén kívül, nem osztott házkivitel esetében A 8.8 pontban leírtak jó alapot adnak egy vizsgáló hajtómű létrehozásához, melyben a valós körülményekhez közelítő állapotban lehet kiértékelni a fémhab anyagoknak a zaj- és rezgéskibocsátására gyakorolt hatását. A vizsgáló hajtómű megalkotásánál nagyon fontos szempont, hogy a rajta végzett mérések körülményei könnyen és pontosan beállíthatók legyenek a reprodukálhatóság biztosítása véget. Egy ilyen filozófia szerint megalkotott hajtóműre kézenfekvő megoldásként jelenik meg egy nyitott hajtómű létrehozása. Ezzel lehetőség adódik arra, hogy a csapágyak és a hajtóműház megbontása nélkül a különböző módosításoknak alávetett fogaskerekeket cserélni lehessen. A fogaskerék test esetében olyan kialakítással kell számolni, ahol a fémhab anyaggal ellátott és a hagyományos tömör kialakítás is vizsgálható. Ezzel biztosítva, hogy mindig ugyanaz a fogazat érintkezik ugyanazzal. Melyre megoldás egy úgy kialakított fogaskoszorú, melybe tömör fém tárcsa agyrésszel és fémhabból készített tárcsa szintén agyrésszel együtt beépíthető. Az alkalmazásra kerülő fogazat esetében célszerű olyan paraméterekkel rendelkezőt kialakítani, melynek hibái pontosan ismertek, vagy adott esetben szándékosan kerültek bele. Ezzel nagyobb kontraszt adható a különböző megoldásokkal szerelt kerék mérési eredményei között. A fémhab anyag jellemzőinek (porozitás mértéke, cellák mérete, hidak mérete), illetve az alkalmazott nyomatékátvivő kötés típusának szisztematikus változtatásával létrehozható egy olyan adatbázis mely konkrét működési viszonyok közé tervezett, vagy tervezésre kerülő hajtómű esetére ad útmutatást a konstruktőr számára. Az előző gondolatmenet mentén haladva a hajtóműházba beépítésre kerülő akusztikai viszonyokat javító fémhab anyag esetében is hasonlóan lehet eljárni. A három beavatkozási hely külön-külön vizsgálata után lehetőség nyílik akár az együttes hatásuk tanulmányozására is.

6.10. FÉMHAB ANYAGOK REZGÉSCSILLAPÍTÓ KÉPESSÉGÉNEK VIZSGÁLATA A fémhab anyagok fogaskeréktestbe történő beépítésekori rezgéscsökkentő hatásáról mérések elvégzésével lehet valós képet kapni. Ennek érdekében egy mérőpadot terveztem meg és állítottam össze (53. ábra). Egy tömör acél alaplapra került két tengely felépítésre, két-két csap79


ágyház alkalmazásával (YAR-205). A csapágyházakban egysoros mélyhornyú golyóscsapágyak kerültek beépítésre.

53. ábra. Mérőpad kialakítása A mérések elvégzéséhez különböző keréktest kialakítású fogaskerekek készültek 54. ábra. A fogaskoszorú minden esetben ugyanaz az elem volt. A fogaskerekek elemei kúpos kötéssel kerültek összeszerelésre. Ragasztó anyag nem került alkalmazásra az elemek között, hogy a méréskor kizárólag a fémhab anyag rezgéscsillapító hatását mérjük. Az 54. ábrán a négy különböző fogaskerék kialakítás látható.

a)

b)

c)

d)

54. ábra. A mérésnél használt fogaskerék kialakítások Az 54. ábra a) részén egy tömör acél betéttel szerelt kerék látható. A betét szélessége állandó, a fogaskerék fogszélességével azonos. Az 54. ábra b) részén egy könnyített tömör acél betéttel szerelt kerék látható, mely az elfogadott fogaskeréktest kialakítás elvei szerint készült. Az 54. ábra c) és d) része egy-egy fémhab betéttel ellátott kialakítást mutat. A c) esetben a fémhab betét sugár irányú mérete 35mm, míg a d) esetben 70mm. A fogaskerék koszorúja a Diósgyőri Fogaskerékgyártó Kft.-nél készült. A fogazat adatai:  modul: m=3 mm,  fogszám: z=83,  osztókör átmérő: d=249 mm, 80


    

alapprofilszög: α=20°, foghajlásszög: β=0°, profileltolás tényező: x=0, fogszélesség: b=30 mm anyaga: C45.

rezgésgyorsulás (g, m/s2)

A fogaskoszorú furata 1:10 arányú kúppal rendelkezik, legkisebb átmérője 208mm (tűrése H7). Ez a fogaskoszorú mind a négy kialakítású kerék esetében ugyanaz az alkatrész volt. A fogaskoszorú kúpos furatába négy különböző kialakítás került beépítésre. Az 54. ábra a) részén a tömör betéttel szerelt kerék látható. A betét anyaga ugyanaz a C45, mint a fogaskoszorúé, szélessége megegyezik a fogszélességgel, furata 47 mm átmérőjű, külső felülete a fogaskoszorúhoz illeszkedő kúp. Az 54. ábra b) részén a tömör fémből készült, de könnyített betéttel szerelt kerék látható. Paraméterei megegyeznek az 54. ábra a) részén látható tömör betét paramétereivel. A különbség a tárcsa vastagságban van, mely értéke 15 mm. Az 54. ábra c) és d) részén a fémhab anyaggal szerelt kerekek láthatók. A c) képen látható esetben a fémhab betét sugár irányú mérete 35 mm, d) esetben 70mm. A fémhab betét furata és a külső palástja 1:10 mértékű kúpossággal rendelkezik. A fémhab betéteket Roland MDX 650 típusú prototípus marógépen készíttetem. Az fémhab anyagok furatához kapcsolódó tömör acél agyrészek anyaga C45. Külső felületük 1:10 arányú kúpsággal rendelkezik a kapcsolódó fémhab betéthez illeszkedően. Furatuk 42 mm átmérőjű, hengeres. Az összeszerelt kerekeket KLGG020 típusú szorítógyűrűvel rögzítettük a mérőpad tengelyére. A mérés elvégzéséhez a tengelyeket megfékeztük. Az egyik tengelyre került fel az adott kialakítású fogaskerék, míg a másik tengely egy megfelelően kialakított felületre a rezgésgyorsulás érzékelő (B&K 8632 C50). A fogaskoszorú gerjesztését egy fog megütésével végeztük. Az ütést egy mindig azonos magasságból lebillenő kalapács hozta létre. A létrejövő rezgésnek, az érzékelőt tartalmazó tengelyre átjutó nagyságát mértük. A mért mennyiség a rezgésgyorsulás értéke volt, melyet g-ben (m/s2) rögzítettünk. Az adatok rögzítéshez Hottinger Spider8 univerzális adatgyűjtő egységet, Kistler5134 típusú csatolót és egy PC-n futtatott Catman 4.0 szoftvert használtunk. A kapott eredmények kiértékelés után a következő négy ábrán láthatók. A kiértékeléskor a kiugróan magas és kiugróan alacsony értékeket nem vettük figyelembe. A fennmaradó értékek számtani középértékét képezve kaptuk az 55-58. ábrákon látható görbéket. Tömör kerék 1,5 0,5 -0,5 0

10

20

30

40

50

60

70

80

90

idő, ms

-1,5 -2,5

55. ábra. Tömör kerék esetén mért rezgésgyorsulás értékének változása az idő függvényében

81



Könnyített kerék 2 1,5 1 0,5 0 -0,5 0 -1 -1,5 -2 -2,5

10

20

30

40

50

60

70

80

90

idő, ms

56. ábra. Könnyített kerék esetén mért rezgésgyorsulás értékének változása az idő függvényében


35mm-es hab betét 1,5 0,5 -0,5 0

10

20

30

40

50

60

70

80

90

idő, ms

-1,5 -2,5


57. ábra. 35 mm-es fémhab betéttel készült kerék esetén mért rezgésgyorsulás értékének változása az idő függvényében

70mm-es hab betét 1,5 0,5 -0,5 0

10

20

30

40

50

60

70

80

90

idő, ms

-1,5 -2,5

58. ábra. 70 mm-es fémhab betéttel készült kerék esetén mért rezgésgyorsulás értékének változása az idő függvényében Az előző négy ábra legnagyobb kitéréseit egy táblázatban összegyűjtve értékelhető a használt fémhab anyag rezgéscsillapító képessége. 82


11. táblázat. A mért rezgésgyorsulás értékek és változásuk a tömör illetve könnyített kerékhez viszonyítva

Tömör kerék Könnyített kerék 35mm-es hab betét 70mm-es hab betét

Rezgésgyorsulás (g, Csökkenés %-ban, Tömör kerékhez ké[m/s2]) pest 2,02 1,74 13,9 1,66 17,8 1,35 33,2

Csökkenés %-ban Könnyített kerékhez képest 4,6 22,4

A táblázat adataiból megállapítható, hogy a fogaskeréktestbe épített fémhab anyagok jelentős rezgéscsillapítási hatással bírnak. A rezgéscsillapítás mértékét jelentősen befolyásolja a fémhab anyag csillapítási tényezője és sugár irányú kiterjedése. A fémhab anyagok rezgéscsillapítási viselkedésével kapcsolatban további vizsgálat is történt. Az elvégzett vizsgálat a fémhab anyagok rezgéscsillapodási jellegét volt hivatott részletesebben felderíteni. A mérés elrendezése az 59. ábrán látható. Fémhab rúd

L m0

m

59. ábra. A fémhab anyag rezgéscsillapodási jellegének vizsgálatához összeállított mérés elrendezése A mérés elvégzéséhez téglalap keresztmetszetű rudak készültek fémhab anyagból. A rudakat egy fémhab tömbből marógépen készítettük azonos méretűre. A fémhab rúd mérete: 35,5mm x 27mm x 300mm, tömege 92 g. A rúd egyik végére egy tömeget rögzítettünk csavarkötés segítségével (m0-al jelölve az 59. ábrán), így létrehozva a próbatestet (60. ábra)

60. ábra. Az összeszerelt próbatest Az összeszerelt próbatest szabad végét befalazásnak tekinthető megfogással rögzítettük (61. ábra).

83


61. ábra. A próbatest befogása A próbatestet súlyterheléssel terheltük (m-el jelölve az 59. ábrán). A rúd szabad végének elmozdulását mérve, a mérés elindítása után a terhelő súly kötelét elvágtuk. A kialakuló elmozdulást lézeres elmozdulás mérővel (típusa: SunX HL-C1C, SunX HL-C108 BBK) rögzítettük (59. ábra). A súlyterhelést tartó kötelet átvezettük az m0 tömeg rögzítésére használt csavar tengelyvonalában lévő furaton. Ezzel elősegítve azt, hogy a kötél elvágása után csak függőleges síkban történjen a rezgés, amennyire az elérhető. A méréseket 1kg, 2kg, 3kg súlyterhelésekkel végeztük el. A súlyterhelésen kívül koppintásos gerjesztési vizsgálatot is végeztünk, hogy összehasonlíthassuk a hab viselkedését a két különböző gerjesztés esetében.

62. ábra. A mérőszoftver által szolgáltatott kitérés idő függvény A fémhab rúd szabad végének elmozdulását, az érzékelő által adott jelek feldolgozása után, a rendszerhez kapcsolt számítógép képernyőjén grafikusan láthattuk. A feldolgozó szoftver (Catman 4.0) által szolgáltatott görbe látható a 62. ábrán. Az ábra az egyik koppintásos vizsgálatot mutatja. A mérő szoftver, a mért elmozdulás értékeket Excel formátumba is képes exportálni, így az eredmények további feldolgozását Microsoft Excel szoftverben végeztük. Az Excel fájl egy oszlopban tartalmazza a mintavételezési sebességnek megfelelő időközökkel érzékelt elmozdulás értékeket. Az 1-3 kg terhelések esetén kapott elmozdulás értékeket kiértékelés előtt módosítani kellett.

84

Fogaskerekes hajtóművek környezetszempontú tervezése 0,5 0 -0,5

y, mm 0

t, sec 20

40

60

-1 -1,5 -2 -2,5

63. ábra. A rúd végének kitérése, a feszítő kötél elvágása után (1kg terhelés esetén) A módosítások a következők voltak:  A kötél elvágása előtti adatok törlése.  A rezgés lecsengése utáni adatok törlése.  A görbe szimmetrikus elhelyezése a vízszintes tengelyhez képest. A módosítások után egy olyan rezgésképhez juthatunk melyből az anyagra jellemző logaritmikus dekrementum értéke meghatározható. Az egymást követő azonos értelmű hullámcsúcsokhoz tartozó amplitúdó értékek hányadosának természetes alapú logaritmusát képezve számítható a logaritmikus dekrementum értéke. A számítások elvégzését követően azt tapasztaltuk, hogy a logaritmikus dekrementum értéke nagy jóindulattal sem mondható állandónak a teljes mérési folyamat során. Ez a jelenség arra engedett következtetni, hogy nem egy klasszikus sebességgel arányos csillapítási esettel van dolgunk.

64. ábra. A pozitív amplitúdókat mutató ponthalmaz Viszont nem is felelt meg egy súrlódással arányos csillapítási esetnek, ahol a rezgésidő növekedésével, a csillapítási tényező növekszik. Ez a jelleg a mért eredmények további analizálást tette szükségessé. A vizsgálat során további módosítást végeztünk a mérési eredményeken. A sok kitérés érték közül kiszűrtük a hullámcsúcsokhoz tartozó értékeket, majd ezután csak az azonos értelmű (pozitív) kitérés értékeket hagytuk meg. Az így kapott pontsorozat látható a 64. ábrán. A kapott ponthalmazt diagramban megjelenítve, majd a ponthalmazra trendvonalat illesztve, a 64-es ábrán látható hatod fokú polinomot kaptuk eredményül. Az ábrában látható az R2 determinációs együttható is, mely értéke majdnem 1, vagyis jó közelítést ad. Ez alapján még mindig nem volt lehetséges egyértelműen megadni, hogy milyen csillapítási modell érvényes a vizsgált fémhab típusra. A trendvonal egyenletéből a harmad, negyed, ötöd és hatod fokú tagok elhagyható, mert együtthatójuk kicsi (10-16, 10-13, 10-10, 10-7). Az így megmaradt függvény egy másod fokú függvény. A 64-es ábrát megfigyelve az látható, hogy körülbelül a 85


70-edik amplitúdó csúcs környékén hírtelen vált irányt a görbe. E megfigyelés után a kapott pontsereget a 70-edik. amplitúdónál két részre bontottuk és külön-külön vizsgáltuk a részeket. Az első 70 amplitúdóhoz tartozó pontsereg látható a 65. ábrán. A pontseregre szintén egy trendvonalat illesztettünk, melynek egyenlete és determinációs együtthatója is látható a 65. ábrán.

65. ábra. Az első 70 pozitív amplutudó jellege és trendvonala Megnézve a 65. ábrát, egy lineárisan csökkenő görbét megadó pontsorozattal van dolgunk, mely a súrlódással arányos csillapítási modell által szolgáltatott rezgéskép burkológörbéjének feleltethető meg. Áttérve a 70-edik amplitúdó utáni pontokra, ott is egy új trendvonal felvétele történt meg. A pontsorozat, trendvonal, a trendvonal egyenlete és a determinációs együttható szintén bemutatásra került ebben az esetben is. Megfigyelve a trendvonal alakját és egyenletét ez a részlet a sebességgel arányos csillapítási modellhez igazodik. (66. ábra).

66. ábra. Az első 70 amplitúdó utáni kitérések jellege és trendvonala A mérési eredményekből az vonható le következtetésként, hogy a vizsgálatban szereplő alumínium fémhab anyag esetében a rezgés csillapodása hozzávetőlegesen az első 70 amplitúdóig súrlódással arányos jellegű, vagyis a hullámcsúcsok burkoló görbéje egyenes. Az utána következő jelleg viszont már sebességgel arányos csillapítás, mely estében a burkoló görbe már egy exponenciális görbe. Az 1, 2, illetve 3 kg-os terheléssel végzett mérések esetében ugyanaz a jelleg adódott.

86


7. TERVEZÉSI AJÁNLÁS FOGASKEREKES HAJTÓMŰVEK KÖRNYEZETSZEMPONTÚ TERVEZÉSÉHEZ Ebben a fejezetben egy fogaskerekes hajtómű tervezési fázisai kerülnek bemutatásra, a lehetőségekhez mérten minden fázisban környezetszempontúan megközelítve a meghozott döntéseket, számításokat. A tervezés megkezdése előtt szükséges néhány kiindulási adat rögzítése, melyek legyenek a következők: átviendő teljesítmény (P), bemenő fordulatszám (n1), áttétel (i), befoglaló méretek (Xh, Yh, Zh; 67. ábra), tengelyelrendezés (kihajtás és behajtás azonos, vagy különböző oldalon történik e). Az itt felsoroltakon kívül továbbiak is megjelenhetnek, mint kiinduló adat, az adott tervezési és gyártási körülményeknek megfelelően.

y

Yh

Zh

Xh

x

z 67. ábra. A hajtómű befoglaló méreteinek értelmezése A hajtóműbe beépülő elemek fő méreteinek meghatározása első közelítésben a rendelkezésre álló hely alapján történhet. Azzal a feltevéssel élve, hogy a hajtómű fogaskerekei az x tengellyel párhuzamosan helyezkednek el (a hajtómű tengelyei pedig z-vel), az a-val jelölt tengelytáv meghatározása az

a

X h  0,85 2

(51)

összefüggéssel történhet. A 0,85-ös szorzó, az egyéb konstrukciós okból beépítésre kerülő elemek számára szükséges helyet, illetve a szükséges hézagokat veszi figyelembe.

87


A tengelytáv ismeretében meghatározhatók a kerekek (d1, d2) átmérői, figyelembe véve az (52), (53) összefüggéseket és a kiindulási adatok közt szereplő Yh mennyiséget.

a

d1 d 2  , 2 2

(52)

d2 i

(53)

d1 

A nagykerék maximális mérete Xh figyelembevételével:

d2 

X h  0,85 1 1 i

(54)

Természetesen nem szabad elfelejtkezni, arról sem, hogy a nagykeréknek y irányban is el kell férnie a befoglaló téglatestben (hajtóműházban). Vagyis kisebbnek kell lennie, mint az Yh 85%-a. A 85%-os érték a konstrukciós szempontból szükséges további elemek miatt jelenik meg. 12. táblázat. d2 megválasztása a hajtómű befoglaló méreteinek függvényében

d2

X h  0,85  Yh  0,85 1 1 i ha X  0,85 d2  h 1 1 i

ha

X h  0,85  Yh  0,85 1 1 i

Yh  0,85

A nagykerék átmérőjének és a tengelytáv ismeretében a kiskerék mérete is meghatározható. A továbblépéshez szükséges a fogaskerék b-vel jelölt fogszélességének meghatározása is. A szakirodalom a fogszélesség megválasztására a b/a viszonyszámot adja meg. A b/a=0,2÷0,5 közötti tartománya az elfogadott. A 6.7.5 pontban leírtaknak megfelelően a nagyobb fogszélesség jótékony hatással van a fogaskerékhajtások akusztikai viselkedésére, ezért a b/a=0,2÷0,5 tartományból úgy kell választani, hogy a nagyobb fogszélességet eredményező érték kerüljön alkalmazásra (b/a nagyobb értékei). A fogszélesség meghatározásakor figyelemmel kell lenni a befoglaló méretek közül a Zh értékre is. A fogszélesség ne legyen nagyobb Zh felénél. A hajtómű következő adata, melyet meg kell határozni, az alkalmazott fogaskerék modulja. A modul meghatározása környezetszempontú tervezés esetén történhet a 8.3 pontban leírtaknak megfelelően, figyelembe véve a fogtőfeszültséget és a leválasztott forgács mennyiségét. A fogaskerék anyag kiválasztása után a legkisebb használható modul adódik a 32. ábra alapján dolgozva. A modul értékét kerekíteni kell (felfelé), a szabványos sorozatban található legközelebbi értékre. A fogaskerekeket ellenőrizni kell fogfelület nyomó igénybevételére is (ISO6336-2). Mindkét szempontnak meg kell felelniük ahhoz, hogy a hajtás biztonsággal tudjon működni. Nagy fordulatszámon üzemelő hajtóműveknél a fogfelület berágódási igénybevételére is ellenőrizni kell a kerekeket. A 6.3 fejezet alapján megválasztott modul és a (52)-(56) összefüggések által meghatározott kerék átmérők segítségével a fogszámok kiszámíthatók (55). 88


z1 

d1 d ; z2  2 m m

(55)

A fogszámokat természetesen egész értékekre kell kerekíteni. A kerekítésnél törekedni kell arra, hogy a megadott áttétel értéke minél pontosabban legyen közelítve. Ha sikerült az alapadatokból kiindulva meghatározni az a, b, z1, z2, d1, d2, m értékeket, akkor az elemi fogazatú kerék adatai ismertek. A fogaskerék anyaga a kialakuló fogtőfeszültség alapján megválasztható. A hajtómű tengelyeinek fordulatszáma és a fogaskerék fogszámának ismeretében meghatározható a kapcsolódási frekvencia a (28) összefüggés alapján. Továbbá meghatározhatók a tengelyfrekvenciák is (56).

f t1 

n1 n ; ft2  2 60 60

(56)

Elemi fogazat igen ritkán kerül alkalmazásra hajtóművekben. Az esetek döntő többségében általános fogazattal üzemelő hajtóművek készülnek. Általános fogazat esetén, a két keréken alkalmazott profileltolási tényező értékei különbözőek és összegük nem nulla. A profileltolási tényező megválasztása különböző szempontok szerint történhet. Az egyik gyakran alkalmazott megoldás a relatív csúszáskiegyenlítés, mely a fogfelületek berágódása ellen tett lépés. Ha a hajtómű és a fogaskerékpár tervezése környezetszempontú megközelítéssel történik, a profileltolási tényező értékének megválasztása más módon is történhet. A profileltolási tényezővel a fogak alakját lehet befolyásolni. Pozitív profileltolás alkalmazásával a fogvastagság a lábkörnél megnő, míg a fejkörnél csökken. Ezzel merevebb fogak kialakítása érhető el. A merevebb fogak pedig kisebb gördülőköri impulzust eredményeznek. A profileltolási tényező mindkét keréken történő alkalmazása – értéküket párosítva kezelve – ad jó eredményt a fogaskerék hajtás akusztikai viselkedésére. Az alkalmazott profileltolás mértékét kísérleti úton lehet meghatározni. A profileltolás szokásos tartományban történő alkalmazása nincsen jelentős hatással a kibocsátott zajra. Ezt támasztja alá a 5.7 pontban leírt kísérletsorozat is, melyben a vizsgált módosítások között nem szerepel a profileltolás. A profileltolási tényező értékének pontos megválasztásához [76] irodalom 6.2.7 fejezete ad jól követhető iránymutatást, nem akusztikai vonatkozásban, illetve a [17] irodalom alapján a Hofer-féle Bfogazat típus jó választás. A hajtóműbe bevitt teljesítmény, a fordulatszám és a fogazat méreteinek ismeretében a szükséges tengelyátmérők meghatározhatók. A tengelyátmérők ismeretében meghatározhatók a kiskerék és a nagykerék agyrészének átmérője és annak hossza. Ezek után kerülhet sor a 8.6 pontban leírtaknak megfelelően rezgéscsillapító anyag alkalmazására a keréktestekben, szem előtt tartva a környezetszempontú tervezés elveit. A tengely-agy kötések megválasztása és méretezése elvégezhető az eddig ismert adatok alapján. A következő lépés a hajtómű tervezése során a csapágyak megválasztása. A megválasztásuk általában a terhelés és az élettartam alapján történik. A terheléseket a fogkapcsolódásból származó erők által, a megtámasztási helyeken létrejövő támasztó erők eredményezik. A támasztóerők kiszámítása nyomatéki egyensúlyi egyenletek segítségével könnyen elvégezhető. A csapágyak élettartamára megválasztott üzemidő értéket a tervező mérnök az adott körülményeknek megfelelően választhatja meg. Ha környezetszempontú elvek is figyelembevételre kerülnek a tervezési folyamatban, akkor a csapágy típus megválasztásakor olyat kell választani, melynek a belső csillapítása nagyobb. A megválasztásra ad javaslatot a 26. ábra és a 7. táblázat. A hajtómű akusztikai viselkedésének vonatkozásában a csapágyazás kialakításakor 89


további befolyásoló tényezők jelennek meg. Ezek a tényezők a csapágyhézag és a csapágy előfeszítés/előterhelés. A csapágyhézag és a csapágy előterhelés hatása a hajtómű által kibocsátott zajra, a 5.6 pontban került részletes ismertetésre. Meg kell jegyezni azt is, hogy a csapágyak által kibocsátott zaj általában 10 dB-lel kisebb, mint a fogkapcsolódásból származó zajok. Ezért a csapágyzaj csökkentése nem lesz befolyással a teljes hajtómű zajkibocsátására. A csapágyak hatása a hajtómű által kibocsátott zajra a primer átviteli úton betöltött szerepükben van. A hajtómű tervezése során belülről kifelé haladva a csapágyak után a primer átviteli úton a következő elem a hajtóműház. Ahogyan a korábbi fejezetekben már ismertetésre került, a ház az az elem, mely a fogkapcsolódás következtében létrejövő rezgéseket kisugározza a környezetbe. A hajtóműház akusztikai viselkedése a 3.3 pontban részletesen bemutatásra került, ebből kiindulva, továbbá a környezetszempontú tervezési elveket figyelembe véve, lehet javaslatot tenni az alkalmazott megoldások tekintetében. Nagymértékű zajkibocsátással akkor találkozhatunk, ha a ház valamely sajátfrekvenciája egybeesik (közelébe esik) valamely gerjesztő frekvenciával. A hajtóművekben (normál üzem közben) a legjelentősebb gerjesztő tényező a fogkapcsolódásból származó gerjesztés. A megtervezett ház sajátfrekvenciái nagy pontossággal meghatározhatók végeselemes módszer segítségével [28] [9]. Nem csak a fogkapcsolódásból származnak gerjesztő hatások egy hajtóműben, hanem a gördülőcsapágyak is lehetnek gerjesztő elemek. A csapágyakban keletkező rezgések frekvenciái a 3.2 pontban kerültek ismertetésre. A hajtóműház kialakításakor e gerjesztő frekvenciákra is figyelemmel kell lenni. A ház, illetve a csapágyazási helyek esetében lehetőség van további módosítások megtételére, melyre a 6.7 pont mutat példát. Ajánlott görbült felületek alkalmazása a házfalon, ezzel is növelve a ház merevségét, szélsőséges esetben henger alakú ház kialakítása is szóba jöhet, ha a tervezési körülmények lehetőséget adnak rá. A fogaskerekek tervezésekor a profileltolási tényező értékén kívül más módosításokat is lehet alkalmazni a fogaskeréken. Lehetőség van a fogaskerék által kibocsátott zajt befolyásolni a megmunkálási módszer megválasztásával. Ezek a paraméterek a 5.7 fejezetben kerültek ismertetésre. A ház kialakítás, tengely kialakítás ismeretében az alkalmazandó tömítések megválaszthatók. A ház, a keréktestek és a tengelyek kialakítása után nem szabad megfeledkezni egyéb, a hajtóművek működésében fontos kiegészítő elemről. Ilyen elemek közé tartozik az olajszint ellenőrző, a kémlelő nyílás, az olajbetöltő-lélegző, az olaj leeresztő, a fémkopadék gyűjtő mágnes, a hajtómű mozgatását biztosító emelési pont, stb. Az ismertetésre kerülő folyamatábra (68. ábra) az előző pontban részletesen leírt folyamatot mutatja be.

90


Kiindulási adatok: P, n1, i, Xh, Yh, Zh

Feladattól függő további paraméterek

Tengelytáv meghatározása a=(Xh·0,85)/2

igen

nem

b fogszélesség megválasztása b/a alapján

Modul megválasztása Vforg és σF figyelembevételével

σH megfelel?

Befoglaló méretek megváltoztatása

nem

igen Modul véglegesítése szabvány szerint

1

91


1

d1, d2, m ismeretében z1, z2 meghatározása

Kapcsolódási frekvencia, tengelyfrekvencia meghatározása

Profileltolási tényező meghatározása (x1, x2)

Tengelyátmérők meghatározása

Tengely-agy kötések megválasztása

Keréktestek kialakítása. Rezgéselnyelő anyagok alkalmazása

További profil módosítások meghatározása: -kis fogdomborítás -foglenyesés -megmunkálás megválasztása -felületi érdesség megválasztása

Hajtóműház kialakítása. Ívelt felületek előnyben részesítése. Rezgéselnyelő anyag alkalmazása. Segédelemek beépítése: Tömítések Olajbetöltő-lélelegző Olajszint ellenőrző Kémlelő nyílás Olaj leeresztő Fékopadék gyűjtő mágnes

STOP

68. ábra. Fogaskerekes hajtóművek környezetszempontú tervezésének folyamata

92


8. ÖSSZEFOGLALÁS A társadalmi és technológiai változások a fogaskerekes hajtóművek tervezésében a konvencionális tervezési folyamathoz képest új elvárásokat hoztak. A korábban elsődlegesnek tartott teherviselő képesség mára már jóval hátrébb került a rangsorban. A fogaskerekes hajtóművek tervezésekor az akusztikai viselkedés és az alacsony zajkibocsátás előtérbe került. A szilárdsági megfelelés jelentőségét nem csökkentve, azt magától értetődő feltételnek tekintve. Napjaink haladó szellemiségű társadalmaiban szerencsére egyre nagyobb teret hódít a környezetvédelem. Ennek megfelelően egyre több helyen jelenik meg a környezetszempontú tervezés, mely sok esetben a nyersanyagok ésszerű használatával pénzügyi hasznot is hajthat. A folyamatok ilyen módon történő átalakulása adott alapot arra, hogy a környezetszempontúságot a fogaskerekes hajtóművekre is érdemes kiterjeszteni. A dolgozat első felében a fogaskerekes hajtóművek és a bennük található akusztikai szempontból jelentős elemek viselkedése került elemzésre. Az itt részletesen leírt viselkedés és tulajdonságok alapján kerültek kidolgozásra a dolgozat második felében található javaslatok, melyek az értekezés újdonságtartalmát adják. A dolgozat célja volt, hogy a fogaskerekes hajtóművek primer átviteli útján alkalmazásra kerülő konstrukciós javaslatokat tegyen a kisebb zajkibocsátás és így a kisebb környezetterhelés irányába. A beavatkozási lehetőség feltárása érdekében megtörtént egy egylépcsős fogaskerekes hajtómű leírása gráfok segítségével. A gráf éleit a hajtómű primer átviteli útja adja, míg a gráf csomópontjai a hajtómű elemei. A hajtómű gráfját új csomópontokkal bővítve egy második, kibővített gráf alakult ki. A kibővített gráf csomópontjait funkciónak tekintve, a funkciók összevonásával új jellemzőkkel bíró alkatrészek létrehozására nyílik lehetőség. A gráfokban történt funkció összevonás által meghatározott új tulajdonsággal bíró alkatrészek közül kettőre adnak konstrukciós megoldást a dolgozat további fejezetei. A megfogalmazott új konstrukciós javaslatokat a primer átviteli út két helyén teszi meg a dolgozat. Az egyik hely maga a fogaskeréktest, ahol a rezgéskeletkezés helye (fogazat) és a fogaskerekeket hordozó tengely között történik a módosítás. A primer átviteli útba történő beavatkozás másik helye a csapágyak és a hajtóműház közötti terület. A konstrukciós módosítások, a fémhab anyagok új felhasználási lehetőségére mutatnak példákat. A konstrukciós javaslatok esetében számítással igazolásra került, hogy a fémhab anyagok kiváló rezgésszigetelő hatása a fogaskerekes hajtóművek esetében is felhasználható, bemutatva, hogy a fémhab anyag mérete és rezgéscsökkentő hatása milyen kapcsolatban van egymással. A beépítésre kerülő fémhab anyag számítással elvégzett szilárdsági vizsgálata és a fémhab anyag és a tömör fém elemek nyomatékátvitelre alkalmas módon történő egymáshoz kapcsolásának lehetőségei is ismertetésre kerültek a dolgozatban. A már említetteken kívül a dolgozat további célja volt egy olyan, fogaskerekes hajtómű tervezése során alkalmazható folyamat bemutatása, melyben igen fontos a környezetszempontú megközelítés, de nem feledkezik meg a fogaskerekek teherviselő képességének fontosságáról sem. A dolgozat 9. fejezete a környezet szempontúan megközelített tervezési folyamatot mutatja be lépésről lépésre haladva. A bemutatott folyamat kiinduló adatai között szerepel a hajtómű befoglaló mérete, ezzel is szem előtt tartva a környezetszempontú megközelítést. Fo93


lyamatábra segítségével, a részletesen ismertetett folyamatot tömörebb formában, számítógépes program algoritmusának alapjaként is felhasználhatóan bemutatja a dolgozat.

8.1. AZ ÚJ TUDOMÁNYOS EREDMÉNYEK ÖSSZEFOGLALÁSA Az értekezés új tudományos eredményeit az alábbi tézisek foglalják össze: T1. Fogaskerekes hajtóművekre vonatkozóan létrehoztam egy -a hajtómű akusztikus viselkedését leíró- gráfot, az akusztikus kapcsolati gráfot. Az akusztikus kapcsolati gráf csomópontjai a hajtómű alkatrészeit, a gráf élei pedig a hajtómű primer átviteli útján az elemek közti kapcsolatot helyettesítik. Meghatároztam a gráfot leíró egy, az akusztikus kapcsolati gráffal egyenértékű mátrixot, mely a hajtóművet leíró akusztikus kapcsolati mátrix. Jelölésrendszert bevezetve meghatároztam a hajtóművek akusztikus viselkedésének képlettel történő megadási módját, akusztikus terjedési képlet létrehozásával. Az akusztikus kapcsolati gráf bővítésével olyan újabb módosított akusztikus kapcsolati gráfot állítottam elő, melyben a bővítésre használt elemek valamilyen új tulajdonságot visznek a rendszerbe. Az új gráf alapján meghatároztam a hajtómű bővített akusztikus kapcsolati mátrixát. Az akusztikus kapcsolati alapmátrix bővítményében található nem nulla elemek alapján elvégzett funkció összevonással egy-egy új tulajdonsággal bíró gépelemet állítottam elő [SF10]. T2. Külső fogazatú hengeres fogaskerekekkel üzemelő hajtóművek esetére vonatkozóan előállítottam az akusztikus kapcsolati gráf egy izomorf változatát, melynek kiinduló pontja a gerjesztés helye, végpontja pedig a sugárzó felület. Az izomorf átalakítással létrehozott akusztikus kapcsolati gráf egy irányított körmentes gráf, melynek felírásával rámutattam arra, hogy a hajtóműben meglévő primer átviteli utak száma megegyezik az átalakított akusztikus kapcsolati gráf bejárási útjainak számával. A hajtómű átalakított akusztikus kapcsolati gráfjának szintekre való felosztása révén kimondtam azt, hogy a hajtóműbe történő beavatkozás csak akkor jár jó eredménnyel, ha az egyes szinteket keresztező minden bejárási út esetén a beavatkozás megtörténik. Az átalakított akusztikus kapcsolati gráf minél több szintjén történik beavatkozás, annál nagyobb hatás érhető el a teljes rendszerre nézve [SF10]. T3.: Egyenes külső fogazatú hengeres kerekekkel üzemelő fogaskerekes hajtóművek esetében a fémhab anyagok egy új felhasználási lehetőségét határoztam meg, ahol a fémhabok jó rezgésszigetelő hatása hasznosul. Rámutattam arra, hogy a beépítésre kerülő fémhab anyagok rezgésszigetelő hatásának mértékét befolyásolja az adott fémhab anyag csillapítási tényezője és a beépítésre kerülő fémhab anyag sugár irányú geometriai mérete. Első közelítésben, egyszerű mechanikai modell segítségével írtam le a fémhab anyagok rezgéscsökkentő hatása és geometriai mérete közti viszonyt. Új konstrukciós javaslatot adtam meg a fémhab anyagok fogaskeréktestbe történő beépítésére. Továbbá új konstrukciós javaslatot mutattam be a fémhab anyagok fogaskerekes hajtóművek házába történő beépítésére mind osztott, mind osztatlan házkialakítás esetén. [SF9].

8.2. TOVÁBBFEJLESZTÉSI IRÁNYOK, LEHETŐSÉGEK Az értekezésben felvetett konstrukciós javaslatok esetére szükséges további mérési sorozat elvégzése, annak érdekében, hogy még pontosabb képet lehessen kapni a fémhab anyagok fogaskeréktestbe és hajtóműházba való beépítésekor tapasztalható viselkedésről.

94


A kísérletsorozatban szükséges a fémhab anyagának, cellaméretének és a cellák közti hidak vastagságának változtatása, ezzel meghatározva a különböző paraméterek hatását a rezgésjelenségekre. Szükséges megvizsgálni, hogy a fogaskereket érő terhelések milyen hatással vannak a fémhab anyag kifáradással szemben mutatott ellenálló képességére. Technológiát kell kidolgozni a fémhab anyagok és a tömörfém koszorú valamint agyrész pontos, teherviselő képességgel rendelkező összekapcsolására, mely ipari körülmények között kivitelezhető és költségvonzata elfogadható. A további mérési sorozat célja kell, hogy legyen egy olyan tervezéshez használható segédlet (táblázat, diagram, tapasztalati összefüggés), mely a fogkapcsolódáskor keletkező rezgés tulajdonságainak figyelembevételével határozza meg a beépítésre kerülő fémhab anyag szükséges tulajdonságait. A dolgozatban vázolt új tervezési folyamat, valamint a később elvégzendő mérések eredményeiből készült adatbázis alapján egy olyan számítógépes szoftver elkészítése, mely 3D-s modellező szoftverekbe integrálható.

8.3. KÖSZÖNETNYILVÁNÍTÁS A fogaskerekes hajtóművek akusztikai viselkedésével végzős egyetemista koromban találkoztam, Dr. Kováts Attila tanár úr óráján. Az egyetem elvégzése után PhD hallgatóként folytattam az ismerkedést a fogaskerekes hajtóművekkel és azok akusztikai viselkedésével. Témavezetőm Dr. Kováts Attila lett, aki több közös ipari munka kapcsán vezetett be a fogaskerekes hajtóművek akusztikai viselkedésének rejtelmeibe. Sajnos halála miatt már személyesen nem köszönhetem meg neki azt az iránymutatást, melyet számomra nyújtott, ezt itt e sorokkal szeretném megtenni. Továbbá szeretném megköszönni új témavezetőm Dr. Döbröczöni Ádám tanár úr segítőkész munkáját is, mellyel lehetőségem nyílt a disszertációm befejezésére. A kutatás során több olyan ipari munkában vettem részt, melyek mind hozzájárultak tudásom bővítéséhez a fogaskerekes hajtóművek tervezésének terén, azok akusztikai viselkedésének terén. Ezért szeretném megköszönni a segítséget és az együttdolgozás lehetőségét a Gép- és Terméktervezési Intézet volt és jelenlegi kollégáinak. Szeretném megköszönni Gergely Mihály barátom odaadó munkáját, mellyel a publikációk írása közben segített. Legfőképp pedig családomnak szeretném megköszönni a kitartást és a segítséget, melyet a dolgozat megírásában nyújtottak. Nélkülük nem készült volna el ez a disszertáció.

95


9. SUMMARY Social and technological changes in the designing process of gear-drives have brought new expectations as compared to the conventional designing process. Load-bearing ability, which used to be considered as a primary aspect, has been overshadowed by the acoustic attitude and the low emission of noise in the designing process of gear-drivess. The significance of strength as an inevitable condition has still not been reduced. Environment protection is playing a more and more significant role in progressive societies nowadays. According to this, environment-oriented design is getting more popular, which can often be financially rewarding together with the sensible usage of raw materials. This kind of transition in the processes supported the possibility of extension of environment-focused aspects onto wheel-gears. In the first half of my dissertation I analysed gear-drives and the behaviour of elements that are important as related to acoustic properties. Relying on this detailed description of behaviour and properties I elaborated proposals in the second part, which provide novelty in the dissertation. The aim of the paper was offering constructional proposals in the field of gear-drivess to achieve less noise emission as well as less environmental load. Due to mapping the possibilities of intervention a single-speed gear-drive was written down by graphs. Edges of the graph are the primer transmission ways of the gear-drive, nodes are the elements of the gear-drive. Extending the graph of the gear-drive with new nodes another graph sets. Regarding the nodes of the extended graph functions and closing them up it is possible to determine assemblies with new characteristics. There are two constructional possibilities introduced in the next chapters of the dissertation for closing up the functions in the graphs determining assemblies with new characteristics. The new constructional proposals are presented in two stages of primary transition. One stage is the wheel-gear body itself where modification takes place between the place of vibration (indentation) and the shaft with gears. The other stage of intervention in the primary transition is the area between the bearings and the drive-box. Constructional modifications give examples of new possibilities in using metal foam materials. In the case of constructional proposals calculations proved that the excellent property of vibration insulation of metal foam materials in gear-drives can be used, showing what the relation between the size and vibration reducing effect of the metal foam is like. The calculated strength test of the metal foam material as well as the possible connection of the metal foam and solid metal elements for torque transmission are also described in the dissertation. Besides the mentioned above things another objective of the paper was to introduce a process within the design of wheel-gears in which environmental approach is important, however, load-bearing ability is not neglected, either. Chapter 9 presents the environment-oriented designing process from step to step. Among the initial data of the introduced process the size of gear is given, showing the importance of the environment-based approach. The process is

96


presented in the dissertation in a concise form with the help of a flowchart, which is also applicable as the basis of a software algorithm.

97


10. TÁBLÁZATOK JEGYZÉKE 1. táblázat. A hajtómű főbb elemeinek felsorolása 2. táblázat. Hajtómű fő zajforrásai 3. táblázat. A hajtómű átviteli útjai 4. táblázat. A hajtómű sugárzó felületei 5. táblázat. A hajtóműház elemei 6. táblázat. Terhelési és sebességi állapotok hajtóműhiba meghatározásánál 7. táblázat. A 25. ábra jelöléseinek értelmezése 8. táblázat. A fogaskerékpárok jellemzői 9. táblázat. Az n és k tényezők megválasztása 10. táblázat. Rezgés terjedési sebessége különböző anyagokban 11. táblázat. A mért rezgésgyorsulás értékek és változásuk a tömör illetve könnyített kerékhez viszonyítva 12. táblázat. d2 megválasztása a hajtómű befoglaló méreteinek függvényében

98


11. ÁBRAJEGYZÉK 1. ábra. Pálcafogazatú hajtómű 2. ábra. Az antikytherai szerkezet 3. ábra. A fogaskerék tervezés tradicionális és az új megközelítése 4. ábra. A tervezési folyamat lépései, zajcsökkentési módszerekkel való alátámasztása 5. ábra. Gépek zajgerjesztésének alapmodellje 6. ábra. Egylépcsős fogaskerekes hajtómű vázlata, átviteli utak 7. ábra. A fogdeformáció alakulása egy fogpár kapcsolódása esetén 8. ábra. A terheletlen és a deformálódott fogalak 9. ábra. A fognyomás eltérése a normálistól 10. ábra. Rathbone diagram 11. ábra. ENTEK IRD mérési eredményeit összefoglaló diagram 12. ábra. A gördülőcsapágyak rezgéstani jellemzői, a frekvencia függvényében 13. ábra. A csapágy mechanikai modellje 14. ábra. A csapágyhézag következtében kialakuló egy, illetve két gördülőtesten történő felfekvés 15. ábra. Gördülőcsapágy helyettesítése bolygóművel, a fordulatszámok meghatározásához 16. ábra. Ferde hatásvonalú golyóscsapágy szerkezeti rajza 17. ábra. Csapággyűrűk sajátrezgéseinek rezgésalakjai (első 4 alak) 18. ábra. A mérési módszerek elhelyezkedése a frekvencia tartományban 19. ábra. Kanalas kotrógép marótárcsa hajtóműházának CAD modellje 20. ábra. Fogaskerekes hajtómű CAD modellje 21. ábra. Fogaskerekes hajtómű CAD modellje, robbantott ábra 22. ábra. Különböző kialakítású hajtóműházak 23. ábra. A kibocsátott zaj alakulása a falvastagság függvényében 24. ábra. A ház formájának kialakítása a transzverzális rezgések csillapítására 25. ábra. Átviteli hiba mérésére alkalmas berendezés tipikus felépítése 26. ábra. A csapágy típus hatása a zajra 27. ábra. Folyadékfilmmel csillapított gördülőcsapágy elvi felépítése 28. ábra. Hajtóművek zajszintjei a mechanikai teljesítmény függvényében 29. ábra. A DFE elemei 30. ábra. A forgácsteljesítmény f1 tényezője a fogszám függvényében 31. ábra. A leválasztott forgács térfogatának a keréktest térfogatához viszonyított változása (%), a modul függvényében 32. ábra. A fogtőfeszültség változása a modul függvényében, a használható legkisebb modul 33. ábra. Egylépcsős, fogaskerekes hajtómű akusztikus kapcsolati gráfja 34. ábra. Hajtómű akusztikus kapcsolati mátrix általános alakban 35. ábra. Egylépcsős hengeres külső fogazatú fogaskerekeket tartalmazó hajtómű akusztikus kapcsolati mátrixa 36. ábra. A hajtómű szigetelő elemekkel kibővített akusztikus kapcsolati gráfja 99


37. ábra. Egylépcsős hengeres külső fogazatú fogaskerekeket tartalmazó hajtómű akusztikus kapcsolati mátrixa az alkatrészek csoportosításával 38. ábra. Egyfokozatú fogaskerekes hajtómű kiegészített akusztikus kapcsolati mátrixa 39. ábra. Az egylépcsős fogaskerekes hajtómű átrendezett akusztikus kapcsolati gráfja 40. ábra. Egylépcsős fogaskerekes hajtómű bővített átrendezett akusztikus kapcsolati gráfja 41. ábra. Egy fogaskeréktest általános kialakítása, megnevezésekkel 42. ábra. Diagram az YB, övvastagság-tényező meghatározásához 43. ábra. A fog lehajlásának (elhajlásának) számításához felhasznált modell 44. ábra. Csillapított rezgés képe K=1,23 csillapodási hányados esetén 45. ábra. Nagy szilárdságú acél esetén a csillapított rezgés képe 46. ábra. Az amplitúdók csökkenésének jellege a félhullámhossz függvényében 47. ábra. Acél fémhab esetén a csillapított rezgés képe 48. ábra. Az amplitúdó változása acél fémhabokban a félhullámhossz függvényében 49. ábra A szendvics kialakítású fogaskerék vázlata 50. ábra. a) A csapágycsésze hagyományos kialakítása, b) a csapágycsésze metszeti képe 51. ábra. Osztott házkialakítás esetén a fémhab anyag alkalmazásának lehetősége 52. ábra. Javaslat fémhab alkalmazására a csapágycsészén kívül, nem osztott házkivitel esetében 53. ábra. Mérőpad kialakítása 54. ábra. A mérésnél használt fogaskerék kialakítások 55. ábra Tömör kerék esetén mért rezgésgyorsulás értékének változása az idő függvényében 56. ábra. Könnyített kerék esetén mért rezgésgyorsulás értékének változása az idő függvényében 57. ábra. 35 mm-es fémhab betéttel készült kerék esetén mért rezgésgyorsulás értékének változása az idő függvényében 58. ábra. 70 mm-es fémhab betéttel készült kerék esetén mért rezgésgyorsulás értékének változása az idő függvényében 59. ábra. A fémhab anyag rezgéscsillapodási jellegének vizsgálatához összeállított mérés elrendezése 60. ábra. Az összeszerelt próbatest 61. ábra. A próbatest befogása 62. ábra. A mérőszoftver által szolgáltatott kitérés idő függvény 63. ábra. A rúd végének kitérése, a feszítő kötél elvágása után (1kg terhelés esetén) 64. ábra. A pozitív amplitúdókat mutató ponthalmaz 65. ábra. Az első 70 pozitív amplutudó jellege és trendvonala 66. ábra. Az első 70 amplitúdó utáni kitérések jellege és trendvonala 67. ábra. A hajtómű befoglaló méreteinek értelmezése 68. ábra. Fogaskerekes hajtóművek környezetszempontú tervezésének folyamata

100


FELHASZNÁLT IRODALOM

[1] [2] [3] [4] [5] [6]

[7] [8] [9]

[10] [11] [12] [13] [14] [15]

[16]

[17] [18]

Åkerblom M.: Gear Geometry for Reduce and Robust Transmission Error and Gearbox Noise. Trita-MMK, ISSN 1400-1179; 2008:18. Åkerblom M.: Gear Noise and Vibration – A Literature Survey. Trita-MMK, ISSN 1400-1179; 2001:11. Åkerblom M. – Pärssinen M.: A Study of Gear Noise and Vibration. Trita-MMK, ISSN 1400-1179; 2002:8. Åkerblom M.– Sellgren U.: Gearbox Noise and Vibration – Influence of Bearing Preload. 2008. Trita-MMK, ISSN 1400-1179; 2008:17. Andrásfai B.: Ismerkedés a gráfelmélettel. Tankönyvkiadó, Bp., 1985. ISBN 963 17 8663 3. Arwade – Hajjar – Schafer – Moradi – Smith – Szyniszewski: Steel Foam Material Processing, Properties and Potential Structural Applications, Structural Materials and Mechanics. NSF Engineering Research and Innovation Conference, Atlanta, Georgia, 2011. Ashby M. F. - Evans A. G. - Fleck N. A. - Gibson L. J. - Hutchinson J. W. and Wadley H. N. G.: Metal Foams: A Design Guide. Baksa A: Érintkezési feladatok numerikus vizsgálata, PhD. Értekezés 2005, Miskolci Egyetem. Bihari Z. - Sarka F. - Szabó J. F. - Tóbis Zs.: Sebességváltó elemek sajátfrekvencia vizsgálata, Első Magyarországi Pulse Tapasztalatcsere, Spectris Components Kft., Brüel&Kjaer Sound and Vibration A/S, Budapest (2007). Budó Á.: Kísérleti fizika I., Nemzeti Tankönyvkiadó, Bp. 1997, ISBN963 18 8296 9, ISBN 963 18 8295 0. Curtin J.: Veena Sahajwalla: A hulladékügy elkötelezettje, Evolution, #1 2014. Deutsches Museum, München 2005, Ralf Pfeifer. Dömötör F: Rezgésdiagnosztika I. kötet, Dunaújvárosi Főiskola Kiadói Hivatala, Dunaújváros, 2010, ISBN 978-963-9915-43-5. Dömötör F.: Rezgésdiagnosztika II. kötet, Dunaújvárosi Főiskola Kiadói Hivatala, Dunaújváros, 2010, ISBN 978-963-9915-43-5. Dudás I. – Lierath F. – Varga Gy.: Környezetbarát technológiák a gépgyártásban. Forgácsolás szárazon, minimális hűtéssel-kenéssel, Műszaki Könyvkiadó Kft. Bp., 2010, ISBN 987 963 16 6500 0. Dudás I. : Gépgyártás-technológia III. Megmunkáló eljárások és szerszámaik, Fogazott alkatrészek gyártása és szerszámaik. Műszaki Könyvkiadó Kft. Bp. 2011. ISBN 978 963 16 6531 4. Erney Gy.: Fogaskerekek. Műszaki Könyvkiadó, Bp. 1983. ISBN:963 105089 0. Golovin I. S. - Sinning H. R.: Low-amplitude Mechanical Damping of Some Aluminium Foams. Institut für Werkstoffe, Techn. Universität Braunschweig, Germany. 101


[19] [20]

[21] [22]

[23] [24] [25] [26] [27] [28] [29] [30] [31] [32] [33]

[34]

[35]

[36]

[37] [38]

[39]

Gubicza L.: Sokszögprofilok, mint nyomatéktovábbító gépelemek méretezésének néhány kérdése. 1977. Handschuh R. F. –Roberts G. D., and Sinnamon R. R. –Stringer D. B. – Dykas B. D. – Kohlman L. W.: Hybrid Gear Preliminary Result - Application of Composites. 2012. Hodges H.: Technology in the Ancient World, Barnes & Noble, 1992, USA, ISBN 0-88029-893-6. Houser D. R. – Wesley G.: Methods for Measuring Gear Transmission Error Under Load and at Operating Speeds. SAE Technical Paper 852273.Zsáry Á. Gépelemek II. Nemzeti Tankönyvkiadó, Budapest, 1990, ISBN 963 18 6443 X, pp.274-276. Kato S. – Yonekura K. – Omori T.: Analitical Procedure for Gear Tooth Contact on Automobile Transmission Gear Noise. Knoll Imre: Kötő gépelemek zsebkönyve. Műszaki Könyvkiadó, Budapest, 1983.ISBN 963 10 5091 2. ETO 677.055/035/. Korposné Kelemen K. - Kaptay Gy. – Borsik Á.: Fémhabok – A géptervezés potenciális szerkezeti anyagai. Kováts A.: Gépszerkezettan (Műszaki akusztika), Budapest, Tankönyvkiadó. 1988. Kováts A.: Zaj és vibráció, 2001, Miskolci Egyetem, Műszaki Földtudományi Kar. Kováts A. - Sarka F.: A végeselem módszer a diagnosztikában, XV. Diagnosztikai Konferencia és Szakkiállítás, 2005, Lajosmizse. Lin S. J.: Experimental Analysis of Dynamic Force Transmissibility Through Bearings. M.S. Thesis Ohio State University, 1989. MackAldener M.: Tooth Interior Fatigue Fracture & Robustness of Gears. Royal Intitut of Technology, Stockholm, Doctoral Thesis, ISSN 1400-1179. 2001. Magyar Szabványügyi Testület honlapja. Makhult M.: Gépágyazások rezgéstani méretezése, Akadémiai Kiadó, Budapest., ISBN963 05 0064 7. Mario J. Sosa - Stefan Björklund - Ulf Sellgren - Anders Flodin - Michael Andersson: Gear Web Design with Focus on Powder Metal, VDI Berichte Nr. 2199, 2013, pp.1199-1208. Mark W. D.: The Generalized Transmission Error of Spiral Bevel Gears. Journal of Mechanisms, Transmissions, and Automation in Design, 1987, vol. 109, pp. 275-282. Mark W. D.: Use of the Generalized Transmission Error int he Equations of Motion of Gear Systems. Journal of Mechanisms, Transmissions, and Automation in Design, 1987, vol. 109, pp. 283-291. Masuda T. – Abe T. – Hattori K.: Prediction of Gear Noise Considering the Influence The Tooth Flank Finishing Method. Journal of Vibration, Acoustics, Stress and Reliability in Design. Vol. 108. Jan 1986. pp.95-100. Michael F. Ashby - LU Tianjian: Metal foams: A survey. Science In China, Vol46. No6. 2003. Milind Nandkumar Khandare: Numerical Simulation of Flow Field Inside a Squeeze Film Damper and the Study of the Effect of Cavitation on the Pressure Distribution, Thesis, Texas A&M University, 2010. Mitchell J. S.: From Vibration Measurements to Condition Based Maintenance, Sound And Vibration, 2007. 102


[40] [41] [42] [43] [44] [45] [46] [47] [48] [49] [50]

[51] [52] [53] [54]

[55]

[56] [57] [58] [59]

[60] [61] [62]

[63] [64]

MSZ EN ISO 11688-1:2009. Neugebauer – Leopold – Schmidt: Gerauschminderung an Werkzeugen für die Hochleistungbearbeitung. METAV2004. Niemann G.– Winter H. – Machinenelemente Band II, Springer-Verlag 1983. ISBN 3-540-11149-2 2. Opitz H.: Noise Of Gears, Phil. Trans R. Soc., London Ser. A, Vol. 263, 1968-9, pp.369-380. Orbulov I. N.: Szintaktikus fémhabok. PhD értékezés, 2009. Özguven H. N. – Houser D. R.: Mathematical Models Used in Gear Dynamics – A Review. Journal of Sound and Vibration (1988) 121 (3), pp.: 383-411. Péczely Gy.: Rezgésvizsgálat – Forgó gépek és kompresszorok csővezetékeinek rezgésvizsgálata. Rathbone T. C.: Vibration Tolerances, Power Plant Engineering, 1939. Rook T.: Vibratory Power Flow Through Joints and Bearings with Application to Structural Elements and Gearboxes. Doctoral Thesis, Ohio State University, 1995. Sarka F.: A hajtóműház szerepe a csapágyak élettartamában, Műszaki Szemle (EMT) 11. pp.367-360, 2008. Sarka F.: Fogaskerekes hajtóművek passzív elemeinek hatása a kibocsátott zajra, GÉP 2012(12) pp.175-178, Géptervezők és Termékfejlesztők XXVIII. Országos Szemináriuma. 2012. Sarka F.: The Role of The Gear Housing in the Life of the Bearings, 2nd Fatigue Symposium, Leoben, Ausztria, 2008, pp. 214-220 (ISBN:978-3-902544-0). Sarka F. – Döbröczöni Á.: Alacsony zajkibocsátású gépek tervezésének irányelvei, 2011, Gép 2011/9-10, pp.: 20-23. Sarka F. – Döbröczöni Á.: Directives of Designing Machines With Low Noise Emission. Advanced Engineering 5 (2011) No2. ISSN1846-5900 Sarka F. – Döbröczöni Á.: On computations of vibration and frequencies of rolling bearings. Design of Machines and Structures. Vol.2, No. 1, 2012. pp53-62. ISSN: 1785-6892. Sarka F. - Szabó J. F.: Examination of a housing of a mining industrial gear-drive to increase the life of the bearings, PhD 2007: 5th international PhD conference on mechanical engineering. Plzen, Csehország, 2007. Sarka F. - Tóbis F. – Döbröczöni Á.: Fogaskerekes hajtóművek átviteli hibája és dinamikai modelljei akusztikai vizsgálatokhoz, Gép, 2013/7. pp. 28-31. SKF Bearing Maintenance Handbook, 2011. ISBN 978-91-978966-4-1. SKF Főkatalógus. 2006. Smith B. H. - Szyniszewski S. - Hajjar J. F. - Schafer B. W. - Arwade S. R.: Steel Foam for Structures: A review of applications, manufacturing and material properties. Journal of Constructional Steel Research, 2011. Smith J. D.: A Modular System for Transmission Measurement, 1988, 133/88 IMechE Smith R. E.: Solving Gear Noise Problem with Single Flank Inspection. Power Transmission Design. 1988. Smith R. E.: The Relationship of Measured Gear Noise To Measured Gear Transmission Errors. American Gear Manufacturers Association. Technical Paper. 87 FTM 6. 1987. ISBN155589-482-8. Smith R. E.: What Single Flank Measurement Can Do For You. American Gear Manufacturers Association. Technical Paper. 84 FTM 2. Sweeney P. J.: Transmission error measurement and analisys. 1995. 103


[65] [66]

[67] [68]

[69] [70] [71] [72]

[73] [74] [75] [76] [77]

Szeniczei L. – Erney Gy.: A fogaskerékgyártás zsebkönyve, Műszaki Könyvkiadó, 1965. ETO 621.833.002.2(024). Szyniszewski S. T. –Smith B. H. –Hajjar J.F. –Schafer B. W. –Arwade S. R.: The Mechanical Properties and Modelling of Sintered Hollow Sphere Steel Foam. Materials and Design, 2013. Takács Á.: Számítógéppel segített koncepcionális tervezési módszer. Ph.D. értekezés, 2009. ME. Tandon N.- A. Choundry: A review of vibration and acoustic measuremnt methods for the detection of defects in rolling element bearings, Tribology International, 1999. The Antikythera Mechanism Research Project, National Archaeological Museum, Athen. The National Geographic: The Antikytheria Mechanism: Ancient iPad?, 2011. Twin City Fans and Blowers, Rathbone Balancing Chart, 1998 május. Velex P. – Ajmi M.: On the Modelling of Excitations in Geared Systems by Transmission Errors. Journal of Sound and Vibration Vol. 290, Issues 3-5. 2006, pp.882-909. Walz G.: Zaj- és rezgésvédelem, CompLex Kiadó Jogi és Üzleti Tartalomszolgáltató Kft. Budapest, 2008. ISBN 978 963 224 954 4. Young W. B.: Dynamic Modelling and Experimental Measurements of a Gear Shaft and Housing System. M.S. Thesis Ohio State University, 1988. Zsáry Á.: Gépelemek 1. Nemzeti Tankönyvkiadó, Budapest. 1999, ISBN 963 19 4585 5. Zsáry Á.: Gépelemek II. Nemzeti Tankönyvkiadó, Budapest. 1999, ISBN 963 18 6443 X. http://www.usedvibration.com/vibration_analysis_severity_charts.htm. (2011.08.)

104


PUBLIKÁCIÓK AZ ÉRTEKEZÉS TÉMÁJÁBAN

[SF1] Sarka F. - Szabó J. F.: Examination of a housing of a mining industrial gear-drive to increase the life of the bearings, PhD 2007: 5th international PhD conference on mechanical engineering. Plzen, Csehország, 2007. [SF2] Bihari Z. - Sarka F. - Szabó J. F. - Tóbis Zs.: Sebességváltó elemek sajátfrekvencia vizsgálata, Első Magyarországi Pulse Tapasztalatcsere, Spectris Components Kft., Brüel & Kjaer Sound and Vibration A/S, Budapest (2007). [SF3] Sarka F.: A hajtóműház szerepe a csapágyak élettartamában, Műszaki Szemle (EMT) 11. pp.367-360, 2008. [SF4] Sarka F.: The Role of The Gear Housing in the Life of the Bearings, 2nd Fatigue Symposium, Leoben, Ausztria, 2008, pp. 214-220 (ISBN:978-3-902544-0). [SF5] Sarka F. – Döbröczöni Á.: Alacsony zajkibocsátású gépek tervezésének irányelvei, 2011, Gép 2011/9-10, pp.: 20-23. ISSN 0016-8572. [SF6] Sarka F. – Döbröczöni Á.: Directives of Designing Machines With Low Noise Emission. Advanced Engineering 5 (2011) No2. ISSN1846-5900 [SF7] Sarka F.: Fogaskerekes hajtóművek passzív elemeinek hatása a kibocsátott zajra, Gép 2012(12) pp.175-178. 2012. ISSN 0016-8572. [SF8] Sarka F. - Tóbis Zs. – Döbröczöni Á.: Fogaskerekes hajtóművek átviteli hibája és dinamikai modelljei akusztikai vizsgálatokhoz, Gép, 2013/7. pp. 28-31. ISSN 0016-8572. [SF9] Sarka F. – Döbröczöni Á. : Using metal foams in gear-drives to reduce the emitted noise, DESIGN OF MACHINES AND STRUCTURES 4:(1) pp. 65-76., 2014. [SF10] Sarka F. - Döbröczöni Á.: Analysis of gear-drives and searching of noise reduction possibilities with the help of graphs, DESIGN OF MACHINES AND STRUCTURES 4:(1) pp. 57-64. (2014) [SF11] Sarka F. – Döbröczöni Á. – Szilágyi A.: Mérési módszer bemutatása fémhab anyagok rezgéscsillapító tulajdonságának meghatározásához. Gép, 2014/6.-7. pp85-88, ISSN 0016-8572.

105

Miskolci Egyetem. Ph.D. értekezés. KÉSZÍTETTE: Sarka Ferenc okleveles gépészmérnök. DOKTORI ISKOLA VEZETŐ: Dr. habil Tisza Miklós egyetemi tanár

Recommend Documents