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

TÉMACSOPORT VEZETŐ: Prof. Dr. Döbröczöni Ádám egyetemi tanár

TÉMAVEZETŐ: Prof. Dr. Döbröczöni Ádám egyetemi tanár Dr. Kováts Attila egyetemi docens Miskolc, 2013.

Fogaskerekes hajtóművek környezetszempontú tervezése

Sarka Ferenc

FOGASKEREKS HAJTÓMŰVEK KÖRNYEZETSZEMPONTÚ TERVEZÉSE

Doktori (Ph.D.) értekezés

Miskolc, 2013.

2


TARTALOMJEGYZÉK

A TÉMAVEZETŐ AJÁNLÁSA .......................................................................................................... 6 ALKALMAZOTT JELÖLÉSEK ......................................................................................................... 7 BEVEZETÉS................................................................................................................................ 11 1.1. Célkitűzések....................................................................................................................................14 2.

MÉRNÖKI SEGÉDLET ALACSONY ZAJKIBOCSÁTÁSÚ GÉPEK TERVEZÉSÉHEZ 15 2.1. A feladat tisztázása .........................................................................................................................15 2.2. Elvi tervezés ...................................................................................................................................16 2.3. Tervezés és részletezés ...................................................................................................................16 2.4. Mintapéldány ..................................................................................................................................16 2.5. A környezetszempontú tervezés .....................................................................................................18

AZ MSZ EN ISO 11688 SZABVÁNY ALKALMAZÁSÁNAK BEMUTATÁSA EGY PÉLDÁN KERESZTÜL ................................................................................................................................ 19 3.

3.1. 4.

Gépek zajgerjesztésének alapmodellje ...........................................................................................19

FOGASKEREKES HAJTÓMŰVEK AKUSZTIKAI SZEMPONTBÓL JELENTŐS ELEMEI .................. 23 4.1. A fogaskerekek rezgését létrehozó hatások ...................................................................................23 4.1.1. 4.1.2. 4.1.3.

4.2.

A csapágyazásokban kialakuló rezgésjelenségek ..........................................................................27

4.2.1.

4.3.

5.

Csapágyak viselkedése a különböző frekvenciatartományokban .................................... 28

Passzív elemek szerepe a kibocsátott zajban .................................................................................35

4.3.1. 4.3.2. 4.3.3. 4.3.4. 4.3.5.

4.4. 4.5.

Kapcsolódási impulzus .................................................................................................... 23 Gördülőköri impulzus ...................................................................................................... 25 Hibaimpulzus ................................................................................................................... 26

MSZ EN ISO 11688-1,2 aktív és passzív elemek ............................................................. 35 Fogaskerekes hajtómű aktív és passzív elemei ................................................................ 35 Hajtóműházak elemei ...................................................................................................... 36 A hajtóműházak viselkedése akusztikai szempontból....................................................... 37 A fedél merevségének növelése ........................................................................................ 38

Kettősfalú ház kialakítás ................................................................................................................40 Tömítések viselkedése akusztikai szempontból .............................................................................40

FOGASKEREKEK ZAJA ÉS REZGÉSE..................................................................................... 42 5.1. Átviteli hiba ....................................................................................................................................42 5.2. AZ ÁTVITELI HIBA MÉRÉSE ....................................................................................................43 5.3. HAJTÓMŰ MODELLEK ..............................................................................................................45 5.4. KONCENTRÁLT PARAMÉTEREKEN ALAPULÓ HAJTÓMŰ MODELLEK .......................45 5.4.1. 5.4.2.

Egyszerű dinamikai modell .............................................................................................. 45 Fogkapcsolódásos modellek ............................................................................................ 45

3


5.4.3. 5.4.4. 5.4.5.

5.5. 5.6. 6.

Modellek fogaskerekek dinamikai viselkedésére ............................................................. 45 Modellek fogaskerékkel ellátott forgórészek dinamikai vizsgálatára .............................. 45 Modell torziós rezgések vizsgálatához............................................................................. 46

TELJES HAJTÓMŰVEK DINAMIKAI MODELLJEI ................................................................46 VÁRHATÓ ZAJ MEGHATÁROZÁSA ÖSSZEFÜGGÉSEK ALAPJÁN ..................................46

A FOGASKEREKEK ZAJÁT BEFOLYÁSOLÓ TÉNYEZŐK, PARAMÉTEREK, KÖRÜLMÉNYEK ...... 48 6.1. Modul ..............................................................................................................................................48 6.2. Fogszélesség ...................................................................................................................................49 6.3. Kapcsolószám és fogferdeség ........................................................................................................49 6.4. A fogkapcsolódás következtében kialakuló frekvenciák ...............................................................49 6.5. Átviteli hiba számítása ...................................................................................................................49 6.6. A csapágy típus, a csapágy előfeszítés és az axiális csapágyhézag hatása a kibocsátott zajra .....51 6.7. Az fogaskerék gyártási módjának és körülményeinek hatása a kibocsátott zajra .........................53 6.7.1. 6.7.2. 6.7.3. 6.7.4. 6.7.5. 6.7.6. 6.7.7. 6.7.8. 6.7.9. 6.7.10. 6.7.11. 6.7.12.

’A’ jelű kerékpár .............................................................................................................. 54 ’B’ jelű kerékpár .............................................................................................................. 55 ’C’ jelű kerékpár.............................................................................................................. 55 ’D’ jelű kerékpár ............................................................................................................. 55 ’E’ jelű kerékpár .............................................................................................................. 55 ’F’ jelű kerékpár .............................................................................................................. 55 ’G’ jelű kerékpár ............................................................................................................. 56 ’H’ jelű kerékpár ............................................................................................................. 56 ’I’ jelű kerékpár ............................................................................................................... 56 ’J’ jelű kerékpár .......................................................................................................... 56 ’K’ jelű kerékpár ......................................................................................................... 56 Következtetések a vizsgálat alapján ............................................................................ 56

7.

HAJTÓMŰVEK OSZTÁLYOZÁSA AKUSZTIKAI SZEMPONTBÓL .............................................. 58 7.1. A hajtóművek csoportosítása akusztikai szempontból ..................................................................58

8.

A KÖRNYEZETSZEMPONTÚ TERVEZÉS TOVÁBBI KÉRDÉSEI ................................................. 60 8.1. A forgácskeletkezés környezetszempontú megítélése ...................................................................61 8.2. A leválasztott térfogat és a fogaskerék modulja közti összefüggés ...............................................61 8.3. A fogaskerék modulja és a várhatóan kialakuló fogtőfeszültség értéke ........................................62 8.4. Fogaskeréktest környezetszempontú tervezésének konstrukciós kérdései ....................................64 8.5. A fémhabok típusainak és tulajdonságainak rövid ismertetése .....................................................65 8.6. A fogaskeréktest kialakítása ...........................................................................................................65 8.6.1.

8.7.

A mechanikai modell kialakítása ..................................................................................... 67

Konstrukciós javaslat a csapágycsészék/csapágyházak kialakítására ...........................................73

TERVEZÉSI SEGÉDLET FOGASKEREKES HAJTÓMŰVEK KÖRNYEZETSZEMPONTÚ TERVEZÉSÉHEZ .......................................................................................................................... 75 9.

9.1. 9.2.

A tervezési folyamat ismertetése ...................................................................................................75 Fogaskerekes hajtóművek környezetszempontú tervezési folyamata ...........................................78

10. ÖSSZEFOGLALÁS ............................................................................................................... 81 10.1. Az új tudományos eredmények összefoglalása ..............................................................................81 10.2. Továbbfejlesztési irányok, lehetőségek .........................................................................................82 10.3. Köszönetnyilvánítás .......................................................................................................................82 11. SUMMARY ......................................................................................................................... 83 12. TÁBLÁZATOK JEGYZÉKE ................................................................................................... 84 4


13. ÁBRAJEGYZÉK................................................................................................................... 85 FELHASZNÁLT IRODALOM ......................................................................................................... 87 PUBLIKÁCIÓK AZ ÉRTEKEZÉS TÉMÁJÁBAN ................................................................................ 90

5


A témavezető ajánlása Sarka Ferenc a ME Gép- és Terméktervezési Tanszék (korábban Gépelemek Tanszék) oktatója. E tanszék munkatársai több évtized alatt számos gépet terveztek a földgyalutól kábelsodró gépek sokaságán túl körollóig, kísérleti elektrolizáló berendezésig, legutóbbb a terméktervezés területén termékdíjas kombinált babakocsiig. Tudományos tevékenységünket a legtöbb esetben élő ipari probléma megoldása generálta (íveltfogú kúpfogaskerekek, siklócsapágyak elmélete, fogaskerék-bolygóművek kutatása, utóbb nemzetközi szabadalmi jogosultságot kapott új rendszerű kábelsodrógép megalkotása). Minden korábbi tudományos és ipari munkában a teljességre törekedtünk, vonatkozik ez a zajra és a műszaki akusztikára is, amely kutatásoknak kiváló vezetője és művelője néhai dr. Kováts Attila egyetemi docens – Sarka Ferenc korábbi témavezetője - volt. Dr. Kováts Attila számos fiatal kolléga kutatásait irányította, mind részproblémákra, mind összegező kutatásokra vonatkozóan. Sarka Ferenc munkája olyan korszerű megfogalmazása a környezettudatos tervezés összefüggő rendszerének, amely tartalmazza a tanszék múltbeli tapasztalatait, az idővel megjelenő új követelményeket és útmutatásokat a jövő gépeinek tervezésére vonatkozóan.

6


Alkalmazott jelölések A skalár mennyiségeket normál vastagságú latin, vagy görög betűk jelölik. A vektormennyiségeket aláhúzott, normál vastagságú latin betűk jelölik. A mátrixokat félkövér latin betűk jelölik. Alkalmazott matematikai jelölések

Latin, nagybetűvel jelölt mennyiségek Fn

normál fogerő

E

rugalmassági modulus

M1

a főpont előtti nyomaték

M2

a főpont utáni nyomaték

ΔM

nyomaték különbség

L

szint

W

továbbított teljesítmény

P

továbbított teljesítmény

TE

átviteli hiba (Transmission Error)

Ft

fogat terhelő tangenciális erő

Y

fogalak tényező

K

terhelési tényező

YF

a fog alakját figyelembe vevő tényező

YS

feszültség korrekciós tényező

Yβ

fogferdeséget figyelembe vevő tényező

YB

a fogaskerék öv vastagságát figyelembe vevő tényező

YDT

a kapcsoló vonal menti trapéz alakú terhelés eloszlást figyelembe vevő tényező

KA

a bemenő és kimenő nyomatékok változását figyelembe vevő tényező

7


KV

dinamikus tényező

KFβ

fogfelület terhelési tényezője

KFα

a nyíró erőt figyelembe vevő tényező

I

másodrendű nyomaték

F

hajlító erő

A

amplitúdó

K

csillapodási hányados

Latin, kisbetűvel jelölt mennyiségek b

fogszélesség (foghossz)

c

hajlítás karja

s

fogvastagság

fp

poligon frekvencia

nk

kosárfordulatszám

f2

csapágy belsőgyűrű frekvencia

fk

csapágy kosárfrekvencia

f3

csapágy görgőfrekvencia

f4

csapágy külső gyűrű frekvencia

nb

belső gyűrű fordulatszáma

dk

kosár jellemző átmérője

zg

gördülőelemek száma

dm

csapágy közepes átmérője

dg

gördülőelem átmérője

ft

tengelyfrekvencia

u

fogszámviszony

i

áttétel

fv

sebesség faktor

fv0

sebesség faktor

v

kapcsolóvonali sebesség

n

fordulatszám

fz

kapcsolódási frekvencia

rb

alapkör sugár

z

fogaskerék fogszáma

sy

egy tetszőleges sugárhoz tartozó fogvastagság

8


ry

tetszőlegesen megválasztott sugár a fogvastagság számításánál

x

profileltolási tényező

m

modul

mn

normál modul

k

szorzótényező fémhabok tulajdonságainak meghatározásakor

n

hatványkitevő fémhabok tulajdonságainak meghatározásakor

e

a természetes alapú logaritmus alapja

t

idő

f

frekvencia

c

terjedési sebesség

Görög betűvel jelölt mennyiségek εγ

profil kapcsolószám

δ

fogdeformáció nagysága

δ1

fogdeformáció a hajtó keréken

δ2

fogdeformáció a hajtott keréken

δH

fogdeformáció

αwt

működő kapcsolószög

ρred

fogfelület redukált görbületi sugara

α

csapágy hatásszöge

α

alapprofilszög

αy

tetszőleges sugárhoz tartozó profilszög

β

fogferdeségi szög

β

csillapítási tényező

εα

profil kapcsolószám

σF

fogtőfeszültség

ρ

fémhab sűrűsége

ρ

tömör fém sűrűsége

l

hajlított rúd hossza

α

kezdőfázis

ω

körfrekvencia

Λ

logaritmikus dekrementum

λ

hullámhossz

0

A dolgozatban kis kapitális betűvel szedett személynevek a hivatkozott kutatókat jelölik. 9


Az irodalmi hivatkozások [i]-ben szerepelnek a Felhasznált irodalom című fejezetben, a dolgozatban való megjelenésük szerinti rendben.

10


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 [1] 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.

11


1902. május 17-én szivacsvadász búvárok találtak rá az ókor talán legbonyolultabb fogaskerekekkel működtetett szerkezetére [2]. A szerkezet 40 méteres mélységben feküdt az elmúlt 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. Az antikytherai szerkezet). Az 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 [3] A mechanizmus modellezte a Nap, Föld, 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 12


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 követendő. 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 [4]. A hajtóművek fejlődése természetes nem állt le. A XX. század első felében jelentek meg a bolygóművek, majd 1955-ben a hullámhajtóművek. 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. 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 volt érvényben. A rabszolgák 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 visszatekintve 20-30 évet, a hajtás által kibocsátott zaj nem is szerepelt a tervezési paraméterek között. Napjainkban viszont már nagyon fontos tényező tervezéskor [29] 3. ábra. 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.

13


3.ábra. A fogaskerék tervezés tradicionális és az új megközelítése [29]

1.1. 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 környezet szempontú kezelése. Ennek során figyelembe kell venni mindazokat a tényezőket, amelyek számottevően hatással vannak a kialakuló viszonyokra. E tényező csoportok közül kiemelten kezelni a konstrukciós területet, ezen belül is a forrás – sugárzás kapcsolat lehetséges módosításait.

14


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 oldunk meg, négy fő részre bonthatjuk. Minden fő részben, más-más mértékben avatkozhatunk be a zajcsökkentés érdekében. [5]

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 hagyhatunk figyelmen kívül. 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 [6]. Meg kell határozni, hogy milyen műszaki színvonalat akarunk elérni 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. Megállapíthatjuk, 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 lépéseinket nagy biztonsággal tehessük meg. 15


2.2. ELVI TERVEZÉS Az elvi tervezés során megoldáselveket keresünk. 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 szempontnak tekintjük a kibocsátott zaj értékét. Gyakran fordulhatunk becsléshez, már meglévő konstrukciókkal való összehasonlítás alapján.

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 méretit, 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 milyenségét (léghang, testhang, folyadékhang). 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 elvégezzük a gép minden elemére, létre tudunk hozni egy listát, amiben a még rendelkezésre álló lehetőségeket soroljuk fel. Itt fontossági sorrendet kell felállítani az egyes lehetséges beavatkozási módok között, majd azokat mérlegelve dönthet a tervező a szükséges lépésekről. 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. 16


Az előző pontokban részletezett tervezési folyamatot szemléletesen mutatja a 4. ábra. 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 és 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 [5]

17


2.5. A KÖRNYEZETSZEMPONTÚ TERVEZÉS 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 65 dBA-t, és a zaj a 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 legfrissebb a 2002/49/EK irányelv, mely a környezeti zajok vonatkozásában határoz meg elérendő kívánalmakat a tagországok részére.

18


3. AZ MSZ EN ISO 11688 SZABVÁNY ALKALMAZÁSÁNAK BEMUTATÁSA EGY PÉLDÁN KERESZTÜL

3.1. 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.

5. ábra. Gépek zajgerjesztésének alapmodellje [5] Egy szerkezet akusztikai alapon történő vizsgálatakor első lépésünk hogy a feltérképezzük a szerkezetet felépítő elemeket. Ha rendelkezésre áll egy tételjegyzék, az nagy könnyebbséget jelent a vizsgálat megkezdésében. Ha e darabjegyzék nem elérhető, kénytelenek vagyunk magunk létrehozni egy listát, melyben felsoroljuk a szerkezet elemeit, jól azonosítható módon

19


jelölve (például számozás). A következő lépés, hogy azonosítsuk az aktív és passzív elemeket a rendszerben. Aktív elemen értjük azokat a részeket, 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 elemen értjük azokat a részeket, melyek az aktív elemek által keltett zajt továbbítják, és nem tartalmaznak maguk is zajforrást. Jellegzetesen az alapszerkezeti elemek (burkolat, borda, perem) tartoznak ide. Az 5. ábrán egy egylépcsős fogaskerekes hajtómű szolgál példa gyanánt az MSZ EN ISO11688-ban leírt folyamat bemutatására.

6.ábra. Egylépcsős fogaskerekes hajtómű vázlata, átviteli utak [7 ] Tételszám 1 2

1. táblázat. A hajtómű főbb elemeinek felsorolása Megnevezés Burkolat Hajtó tengely 20


3 4 5 6

Hajtott tengely Hajtó kerék Hajtott kerék Csapágy

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 házba. Ezeket a rezgéseket a ház sugározza a környezetbe. Ezt nevezzük primer átviteli útnak. 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 eredmények 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. [7] 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. A fenti leírás alapján megállapíthatjuk, 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). 2. táblázat. Hajtómű fő zajforrásai Megnevezés Forrás A S L Fogaskerekek Kapcsolódási impul- + zus Gördülőköri impulzus + Hiba impulzus + Csapágyak Gördülés (súrlódás) + Hiba + Tengelyek Kiegyensúlyozatlanság + … Jelmagyarázat: +: nagy befolyás, -: alacsony befolyás, A: léghang (Air noise), S: testhang (Solid noise), L: Folyadék hang (Liqiud noise) 21


Az előző táblázathoz hasonlóan összegyűjthetők az átviteli utakra vonatkozó adatok is. (3. táblázat.)

3. táblázat. A hajtómű átviteli útjai Megnevezés Átviteli út Fogaskerekek tengely - csapágy - burkolat Csapágyak csapágyház - burkolat Tengelyek csapágyak - burkolat …

A

S +

L

+ +

Végül a lesugárzó felületek is összegyűjthetők. Hasonló módon az előző két táblázathoz, ezek is összefoglalhatók táblázatban (4. táblázat). Megnevezés Burkolat

4. táblázat. A hajtómű sugárzó felületei Lesugárzó felület A S L Falak + Rögzítési pontok +

… Jól látható a 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 tudunk különböző módosításokat végezni. E módosítások hatásait külön-külön azonos működési körülmények mellett vizsgálva hozzájuthatunk 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 levonhatjuk a következőket: A legfőbb zajkeltő elem a fogaskerék és annak kapcsolódása. A fő átviteli út a keréktest - tengely - csapágy - burkolat útvonal. A fő lesugárzó elem a burkolat. Amennyiben lényeges eredményt akarunk elérni a zajcsökkentés terén a fogaskerekes hajtóműben, e három területen tudunk dolgozni.

22


4. FOGASKEREKES HAJTÓMŰVEK AKUSZTIKAI SZEMPONTBÓL JELENTŐS ELEMEI

4.1. A FOGASKEREKEK REZGÉSÉT LÉTREHOZÓ HATÁSOK 4.1.1. 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). 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 a kapcsolóvonal nevezetes pontjait jelölik, az elfogadott betűkkel.

23




Fogdeformáció







N1

A

C

E

N2

Kapcsolódási szakasz

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

1 

Fn cos2  wt  b E

(1) 2 C C   (c  y ) 2 dy c c 2 2  1,34 dy  1,521 0,294 tan  wt   5,1    1,37(1  0,294 tan  wt ) x3 dx s s   0 0 ahol: Fn a normál fogerő, c a hajlítás karja, αwt a működő kapcsolószög, b a fogszélesség, E a rugalmassági modulus, s a fogvastagság. A hajtott kerékre is alkalmazható az összefüggés, ha megfelelő adatokat helyettesítünk be. Az érintkezési deformáció a következő összefüggéssel számítható: (2) F 2(1   2 )  h1h 2 E b   H   ln  2 b E  2(1   ) Fn 1    A fogfelületek redukált görbületi sugarai számíthatók:   red  1 2 1   2

(3)

24


8. ábra. A terheletlen és a deformálódott fogalak [7] A teljes deformáció a fentiek alapján, a

  1   2   H

(4)

összefüggéssel számítható. Az (1)-(4) összefüggések természetesen elméleti, tökéletes fogazatra vonatkoznak. Nem veszik figyelembe a gyártási pontatlanságot és a terhelés következtében létrejövő, kapcsolószám változást. 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 fordulatszám-ingadozást eredményez a hajtó elem állandó fordulatszámához viszonyítva. 4.1.2. 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. 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 legna25


gyobb értékét, miközben a főpontban (C) zérus. A főpontban a súrlódó erő iránya megváltozik, és ekkor jön létre az a jelenség, melyet gördülőköri impulzusnak nevezünk. 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.

  r



9. ábra. A fognyomás eltérése a normálistól A két szakaszon - a főpont előtt és után - a nyomatékok a következő módon alakulnak: M 1  Fn  r  cos(   )

(5)

M 2  Fn  r  cos(   )

(6)

vagyis a súrlódó erő irányváltásakor kialakuló nyomatékkülönbség: M  M 1  M 2  Fn  r  cos(   )  cos(   )

(7)

M  2  Fn  r  sin  sin 

(8)

Egyszerűsítés után:

Ha súrlódási tényezőnek például 0,012-t választunk, mely általában a kapcsolódás közbeni körülményeknek és anyagpárosításnak megfelel, akkor felírható a nyomatékkülönbség egyszerűbb alakban is: M  0,01 Fn  r

(9)

Vagyis a gördülőköri impulzus az átvitt nyomaték körülbelül 1%-ának felel meg. 4.1.3. 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. [7]

26


4.2. A CSAPÁGYAZÁSOKBAN KIALAKULÓ REZGÉSJELENSÉGEK Az ipari körülmények között működő gépek és berendezések gördülőcsapágyaiban kialakuló 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 csapágyak rezgéseit mérni és dokumentálni. 1939-ben publikálta eredményeit „Vibration Tolerances” címmel a Power Plant Engineering folyóiratban, mely a gépek csapágyainak állapotfelméréséről szólt. 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 mehetünk el mellette.

mm]

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 [8] 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,

27


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).

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), mm

100

Vibration frequency [CPM]

3600

1200 1800

100

0,025

11. ábra. ENTEK IRD mérési eredményeit összefoglaló diagram [9] 1: Nagyon egyenetlen 2: Egyenetlen 3: Kissé egyenetlen 4: Elfogadható 5: Jó 6: Nagyon jó 7: Sima 8: Nagyon sima 9: Rendkívül sima 4.2.1. Csapágyak viselkedése a különböző frekvenciatartományokban A gördülőcsapágyak rezgéstani viselkedését a frekvencia függvényében több csoportra oszthatjuk. E felosztás látható a 12.ábrán. [4] 28


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 [10] 4.2.1.1. Nemlineáris rugó A gördülőcsapágyak a 100Hz alatti tartományban egy nem lineáris rugóval 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 (golyós csapágyak 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 csapágyakat. [10], [11] A Hertz-féle elmélet több feltételezéssel él, ezek betartásával végezhetjük vizsgálatainkat. 29


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. 4.2.1.2. Rezgéskeltő elem, bolygómű analógia, kialakuló frekvenciák A 12. ábra vízszintes frekvencia tengelyén tovább haladva átjutunk a következő „viselkedési” szakaszba. Ebben a 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.

14. ábra. A csapágyhézag következtében kialakuló egy, illetve két gördülőtesten történő felfekvés [10] 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. (10) n f p  k [ Hz ] 60 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 gördülőcsapágyakat jellemzi. A kinematikailag tiszta gördülést biztosító csapágyak esetében a további gördülési frekvenciák két csoportba sorolhatók, aszerint, hogy a külső vagy a belső gyűrű forog. [10] 30


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 g  d 3  

(13)

    n k  cos   f4  1 z dk  g 120   d 3  

(14)

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

(15)

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

(16)

- A kosárfrekvencia:

- A görgőfrekvencia:

Forgó külsőgyűrű esetén: - Külsőgyűrű frekvencia:

- A kosárfrekvencia:

- A görgőfrekvencia:

A (11)-(16) összefüggésekben szereplő mennyiségek a következők:  nb: belső gyűrű fordulatszáma,  dk: kosár (jellemző) átmérője,  zg: a gördülőelemek száma,  dm: csapágy közepes átmérője,

31


  

dg: gördülőelem átmérője, α: csapágy hatásszöge (mélyhornyú golyóscsapágy esetén α=0°), A 2, 3, 4 indexek rendre a belső gyűrű, gördülő elem, külső gyűrű.

A számítások elvégzéséhez szükség van a gördülőcsapágy egyes elemeinek fordulatszámaira. A gördülőcsapágyat tekinthetjük úgy is, mintha egy KB típusú dörzskerekes bolygóhajtómű lenne. Ezzel a bolygómű analógiával felhasználhatjuk a Kutzbach-féle szerkesztést a fordulatszámok meghatározására (lásd 15. ábra).

15. ábra. Gördülőcsapágy helyettesítése bolygóművel, a fordulatszámok meghatározásához [10] Az eddig felsorolt frekvenciákon kívül további frekvenciák is megjelennek a gördülőcsapágyak üzemelése során. Ilyenek a kiegyensúlyozatlanságból és a geometriai hibákból kialakulók. 4.2.1.3. A kiegyensúlyozatlanságból származó frekvenciák Minden forgó mozgást végző elem esetén találkozunk kiegyensúlyozatlanságból adódó rezgésekkel, hol kisebb, hol nagyobb mértékben. A legtökéletesebb megmunkálás esetén is marad némi kiegyensúlyozatlanság az elemekben. A kialakuló frekvenciák: - Erőgerjesztésű tengelyfrekvencia:

ft 

n2 60

(16)

fk 

nk 60

(17)

- Erőgerjesztésű kosárfrekvencia:

- Erőgerjesztésű házfrekvencia: n4 60 - Erőgerjesztésű gördülőtest frekvencia: f4 

(18)

32


Ez a frekvencia általában elhanyagolható jelentőségű. A görgők rendszerint kiegyenlítik egymás hatását. Ellenkező esetben a számítása (11), (12) összefüggésekkel történik. - Főmozgásból: n f g1  3 (19) 60 - Mellékmozgásból: n fg2  s (20) 60 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 [7] 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: r s  3 3 sin  (21) rk 4.2.1.4. A geometriai hibákból származó frekvenciák A valóságos csapágyak futófelületei és gördülőelemeinek felületei nem tiszta 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 hullámosság. Ez a gyártási folyamatból és a szerelési körülményekből következik. A keletkező frekvenciák a következő összefüggésekkel számíthatók: - Geometriai hiba hatása a belső gyűrűknél: n f 2  i2 k2 60 - Geometriai hiba hatása a külső gyűrűknél: n f4  i4 k 4 60

(22)

(23)

33


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: n f3  i3 3 (24) 30 Az összefüggésben szereplő n3 fordulatszám, a gördülőtest saját tengelyére vonatkoztatott fordulatszáma. 4.2.1.5. Sajátfrekvenciák (rezonancia frekvenciák) A forgó gépelemeket tartalmazó berendezések esetén figyelmet kell fordítani az egyes elemek sajátfrekvenciáira. Nem szabad olyan fordulatszámon (vagy közelében) tartósan üzemeltetni a berendezéseket, mely valamely 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.

17. ábra. Csapágy gyűrűk sajátrezgéseinek rezgésalakjai (első 4 alak) 4.2.1.6. 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. Ha a furatba a csapágyat szilárd illesztéssel helyezzük be. Abban az esetben, ha 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. [10] A rezgésdiagnosztika területén sok, a csapágyak állapotának megítélésére kifejlesztett mérési módszer létezik. A következő 18. ábra a frekvencia szerinti elhelyezkedésüket mutatja.

34


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 [4]

4.3. PASSZÍV ELEMEK SZEREPE A KIBOCSÁTOTT ZAJBAN 4.3.1. 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. [5]

4.3.2. 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.

35


4.3.3. 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 az 1-es ábrán látható kanalas kotrógép marótárcsa hajtóművének házán a fenti állítás. A hajtómű méreteit érzékeltetve: hossza 10 m, magassága 6 m, szélessége 1,6 m. A különböző színek a különböző házrészeket jelölik.

19. ábra. Kanalas kotrógép, marótárcsa hajtóműházának CAD modellje [12] A 19. és 20. ábrán egy egylépcsős fogaskerekes hajtómű CAD modellje látható. Az 5. táblázat segítségével az ábrákon jól azonosíthatók az egyes alkotó elemek, melyeknek szerepét a következő alfejezetek mutatják be.

20. ábra. Fogaskerekes hajtómű CAD modellje [12]

36


7 6

4

5

3

2 1

21. ábra. Fogaskerekes hajtómű CAD modellje, robbantott ábra [12]

1 2 3 4 5 6 7

5. táblázat: A hajtóműház elemei Talplemez Alsó ház rész Bordák Osztósík Osztógerenda (perem) Felső ház rész, vagy fedél Csapágycsésze

A fogaskerekes hajtóművekben kialakuló zaj terjedése primer és szekunder utakra bontható. A ház szerepe a primer átviteli utakon terjedő zajok lesugárzásában jelenik meg [7]. A ház azon részei melyek nagy merevséggel rendelkeznek, vagy a ház egészéhez képest kis méretekkel rendelkeznek – mint a bordák, peremek – kevéssé vesznek részt a lesugárzásban. A felsorolt elemekkel ellentétben, a kis merevségű, nagy kiterjedésű elemek esetén számottevő „sugárzással” kell számolni.

4.3.4. A hajtóműházak viselkedése akusztikai szempontból A hajtóműházak a szakirodalom és a gyakorlati tapasztalat alapján, két nagy csoportra oszthatók. Lehetnek öntött, vagy hegesztett kivitelűek. A nagyobb sorozatban készülők öntött, míg az egyedi darabok, nagy méretekkel rendelkező (például a több méteres bányaipari hajtóművek, 19. ábra), vagy néhány példányból álló sorozatok esetében inkább hegesztett kivitellel találkozunk.

37


Az elemzést kezdjük a leggyakrabban használt két részből álló osztott házakat alapul véve. Tanulmányozva kialakításukat megállapítható, hogy a hajtóművek alsó házrésze sokkal merevebb, tagoltabb kialakítású, mint a felső házrész, vagyis a fedél. 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 [7]. Ennek ismeretében kijelenthető az, hogy a ház akusztikai csillapításának, vagyis léghanggátlásának szerepe elhanyagolható. Amennyiben a kisugárzás mértékét szeretnénk csökkenteni a házon végzett beavatkozással, olyan lépéseket kell tennünk, melyekkel nem csak a sugárzó felületek merevségét növeljük, de a csillapítást is.

4.3.5. A fedél merevségének növelése A hajtóműházak fedelének merevsége több módon is növelhető, de nem mind azonos hatékonyságú. A következőkben ezek a lehetőségek kerülnek bemutatásra.

4.3.5.1. 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 38


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 falvastagság függvényében [7] 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.

4.3.5.2. Bordák beépítése Egy másik lehetőség a merevség növelésére, bordák elhelyezése a házon. A hajtóműházakon minden esetben alkalmazunk bordákat, a csapágyperselyek megtámasztására, deformációik csökkentésére (21. ábrán jelölve 3-as számmal). 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. Öntött esetben tömör bordákkal számolhatunk, míg hegesztett házak esetében akár üreges bordákkal is. 4.3.5.3. Falgörbületek alkalmazása Görbületek nagy sugárzó felületen történő alkalmazásával a falak merevsége növelhető. Természetesen a görbület rádiuszának nagysága befolyással van a merevségváltozásra. A rádiusznak 500mm alatti értékénél van számottevő hatása. A falgörbületek alkalmazásának egy végletes formája, ha a hajtómű ház alakját hengeresre tervezzük. 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

39


ellenáll a hajlító hatásnak, mint a sík oldalfallal határolt házkialakítás. Egy sík oldalfalról, hengeres kialakításra való áttérés esetén 6dB zajcsökkenés várható (24.ábra).

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

4.4. 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. [7]

4.5. 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 tudnunk juttatni a teljesítményt (behajtás) és ki is kell tudnunk venni belőle a teljesítményt (kihajtás). Továbbá összeszerelhetővé kell tenni a házakat, 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.

40


A behajtás és kihajtás létrehozásával, nyílásokat hozunk létre a házon, ahol a kenőanyag elszökhet, illetve szennyező anyagok juthatnak be a hajtóműbe. Mindkettő nemkívánatos jelenség, melynek megakadályozására tömítéseket alkalmazunk. A tömítések beépítési helyükön érintkeznek a házzal és a forgó tengelyekkel. A tengelyekkel súrlódva „teszik a dolgukat”. 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 [7] irodalom, vonatkozó fejezete is utal. A tömítések életútjuk során többféle viselkedést mutatnak. Frissen beépített tömítések estében nagyobb súrlódási ellenállással találkozhatunk, 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 tömítésben. 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 megállapíthatjuk, hogy az akadozva csúszás esetén kívül, a tömítéseknek, a hajtómű teljes zajkibocsátására nincsen jelentős hatása.

41


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

5.1. ÁTVITELI 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 lennének, 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. Ha azzal a további feltevéssel élünk, hogy nincsen súrlódás a fogak között, akkor kijelenthetjük azt, 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 [14]. 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. A deformációk lehetnek:  a fogkapcsolódás közbeni fog deformáció (Hertz),  fogak elhajlása,  nyers fogaskerék elhajlásai, eltérései,  tengelyek lehajlása,  csapágyazások és a hajtóműház rugalmasságai. Geometriai hibák:  evolvens beállítás eltérés,  evolvens alaktól való eltérés, 42


 menetemelkedés eltérés (csiga),  menetemelkedés alaki eltérés (csiga),  fogirány hiba,  osztáshiba,  élettartam,  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 Terhelés

alacsony

magas

Statikus, terhelés Statikus, terhelésnélküli sel

magas

Sebesség

alacsony

Dinamikus, terhe- Dinamikus, terheletlen léssel

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. 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.

5.2. 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 (24. ábra) [21]. 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 juthatunk az átviteli hibához. Kereskedelmi forgalomban kaphatók olyan berendezések, melyekkel a hajtóművek átviteli hibája mérhető. Ezek döntő többsége csak statikus, terheletlen állapotban való mérésekhez használható. 43


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, hogy milyen eredményt szűrhetünk le egy olyan dinamikus terhelt környezetben működő hajtóműről, mely nem a majdani beépítési körülményeknek megfelelő állapotban működik. Nagy valószínűséggel nem túl pontos képet kapnánk. 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 1500Hz körüli frekvenciája. [23] Természetesen az üzemi körülmények közötti átviteli hiba mérésére is készültek mérő rendszerek. HOUSER és WESLEY egy olyan rendszert állított fel, melyben a fogaskerekek az üzemi terhelésen és fordulatszámon működnek [24]. Az átviteli hiba mérése alkalmas fogaskerekek minősítésére is. Hengeres kerekek minősítése 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 kapcsolódnak, és mást ha, egymással kapcsolódnak. Adott esetben növekedést és csökkenést is tapasztalhatunk 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. A kapott eredmények jól használhatók lehetnek:  - a fogaskerekek moduljának, kapcsoló szögének, vagy kapcsolószámának meghatározásánál,  - fog módosítás meghatározásánál, mint például fogdomborítás, foglenyesés,  - különböző gyártási hibák által okozott fogaskerék zaj és rezgés keletkezésének vizsgálatánál 44




- bemenő adatot szolgáltassanak a hajtóművek dinamikai modelljeihez további számítások elvégzéséhez. [14]

5.3. 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. [14]

5.4. 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. 5.4.1. 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. 5.4.2. 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. 5.4.3. 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.

5.4.4. 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


5.4.5. 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.

5.5. 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 létrehozása az autóiparban és a vasúti közlekedésben használatos hajtóművek kísérleti vizsgálatai alapján jöttek létre.

5.6. VÁRHATÓ ZAJ MEGHATÁROZÁSA ÖSSZEFÜGGÉSEK ALAPJÁN Egy fogaskerekes hajtómű zajának várható értékére KATO [25] a következő egyenletet határozta meg (25): 20(1  tan(  / 2))  8 u (25) L  20  logW fv  4  ahol:      

L: A kialakuló zajszint a hajtóműtől 1 méterre, β: fogferdeségi szög, u: fogszámviszony, εα: kapcsolószám, W: továbbított teljesítmény LE-ben, fv: sebesség faktor (JIS-B1702 szerint).

MASUDA [26] ehhez képest egy módosított egyenletet javasol a keletkező zaj előjelzésére. A sebesség faktort javasolja megváltoztatni az AGMA ajánlására és ezzel figyelembe venni a dinamikai hatásokat. A változtatást a (2)-es összefüggés mutatja. f v 0  5,56 /(5,56  v)

(26)

Ennek felhasználásával az új egyenlet (27): L

20(1  tan(  / 2))  8 u 4



~ 5,56  v  20  logW  20 log X 5,56

(27)

46


ahol:       

L: A kialakuló zajszint a hajtóműtől 1 méterre, β: fogferdeségi szög, u: fogszámviszony, εα: kapcsolószám, W: továbbított teljesítmény kW-ban, v: kapcsolóvonali sebesség, m/s-ban, X: rezgés elmozdulás amplitúdója, statikus lehajlás alapján normalizálva egyszerű dinamikai modell használatával. Az (25), (27) összefüggések összehasonlításra kerültek kísérleti eredményekkel. Az összefüggés és a kísérleti eredmények jó egyezést mutatnak.

47


6. 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. Tekintsük akár a személyautókat, buszokat, teherautókat, vagy akár vonatokat. A hajtóművek zajának csökkentéséhez optimalizálni kell a fogaskerékpárok makro- és mikro geometriáját, illetve az ezeket befolyásoló tényezőket. 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.

6.1. MODUL A modul növelésével a kialakuló zajszint egyértelműen csökken [7]. 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.

48


6.2. 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.

6.3. 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.

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

6.5. 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 makro geometriai tényezők vannak hatással a fogaskerékpár fogtő hajlítási 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 49


típusú zajt a hajtómű átviteli hibájából keletkező rezgések okozzák. (Az átviteli hiba definiálása az 5.1 pontban található.) Számszerű értékének maghatározása a (29) összefüggés alapján számítható WELBOURN [27] szerint:  z   TE  rb1 1   2  2  (29)  z1    ahol,  rb1: a hajtó kerék alapköre  z1, z2: a hajtó és a hajtott kerekek fogszáma  θ1 és θ 2: pedig az egyes kerekek elfordulása Az átviteli hiba jelenléte a gyártás és az összeszerelés tűréseiből és pontatlanságaiból, az alkatrészek rugalmas deformációjából, mint a fogaskerekek, tengelyek, csapágyak, stb 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 [29] 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 [30] 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 [27] 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 nyomaték (140-400Nm) 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 tatozó 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 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. 50


6.6. 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 140Nm-es és 400Nm-es nyomaték mellett végezték, 0,15mm és 0mm axiális hézaggal és 0,15mm-es csapágy előterheléssel. 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-es értékéig az előfeszítés csökkenti a kibocsátott zajt, míg 2000 1/min fölött már növeli annak értékét. Vizsgálataikat végeselemes analízissel is alátámasztották, mely a kapott eredményeket megerősítette. Több kutató is foglalkozott a fogaskerekes hajtóművekbe beépített csapágyak típusának, a kialakuló zajra vonatkozó hatásának vizsgálatával. OPITZ publikációjában [31] leírja egy olyan vizsgálat eredményét, melyben ugyanazt a fogaskerékpárt építette be ugyanabba a hajtóműházba, de más-más típusú csapágyazásokkal ellátva. Megállapítja, hogy egy golyós csapágyat kúpgörgős csapágyakra cserélve 4-5dB hangnyomásszint csökkenés mérhető. 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, mert a csapágyak által kibocsátott zaj több mint 10dB-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=4,5mm, z1=22, z2=70, b=125mm, β0=10° paraméterekkel rendelkező hengeres külső ferdefogazatú fogaskerékpárra végezte el.

Lp, dB/0,2nbar 85

80

75

a

b

c

d

e

26. ábra. A csapágy típus hatása a zajra

51


7.táblázat. A 26. ábra jelöléseinek értelmezése ábra jel

a

b

c

d

e

csapágy típus

egysoros mélyhornyú

egysoros mélyhornyú

egysoros ferde hatásvonalú

kúpgörgős

kúpgörgős

axiális előfeszítés [N)]

-

588

2649

-

1766

LIN, YOUNG ÉS ROOK is vizsgálták a csapágyak tulajdonságainak hatását a hajtóműház zajkibocsátására vonatkozóan. Vizsgálatakból ők is arra következtetésre jutottak, hogy a csapágy típusa, tulajdonságai jelentős befolyással vannak a hajtómű zajkibocsátásra. Felhívták a figyelmet arra, hogy ez akkor igaz, ha teljes rendszerben gondolkodunk. LIN [32] 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. Vizsgálataiban több különböző típusú csapágyat használt, úgymint golyós csapágyakat, hengergörgős csapágyakat, kétsoros ferde hatásvonalú csapágyakat és hordógörgős csapágyakat. YOUNG [33] 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 [34] 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.  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. 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 értékét (körülbelül 3kNs/m) megnöveljük az átviteli hiba szempontjából ideális értékre (350kNs/m), akkor 16dB csökkenést realizálhatunk a hajtóművön. Ez a változtatás három nagyságrendet jelent. Így a kívánt értéket hagyományos gördülőcsapággyal nem tudjuk elérni. Helyette siklócsapágyakat kell alkalmazni, vagy különlegesen kialakított csapágyazást, melyben a folyadék csillapító hatását kombináljuk, egy gördülőcsapággyal (27. ábra) [35].

52


Elfordulást gátló szeg Tengely Gördülőtest Ház Kenőanyag (squeez film)

27. ábra. Folyadékfilmmel csillapított gördülőcsapágy elvi felépítése A csapágyak előfeszítése és az axiális csapágyhézag értékének, a kibocsátott zajra gyakorolt hatásával kapcsolatban megállapíthatjuk, hogy a gördülőcsapágyakban alkalmazott előfeszítés és axiális hézag nagysága egyértelműen hatással van a hajtómű zajkibocsátása. AKERBLOM és SELLGREN azt állapította meg, 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 tettek megállapításokat. Megállapították, hogy az előfeszítésnek és az axiális hézag értékének kisebb nyomatékoknál (a vizsgálatban 140Nm) nagyobb hatása van, míg nagyobb nyomatéknak (a vizsgálatban 400Nm) kisebb hatása van a kibocsátott zajban elérhető csökkenésre. Ennek valószínűsíthető oka az, hogy a csapágyak merevsége megnő a nagyobb terhelések esetében.

6.7. AZ 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. Napjainkban a leggyakrabban használt eljárások a lefejtő fogazó eljárás (Pfauter), fogvéső (FELLOWS) és a foggyaluló (MAAG) eljárások. A fogak kialakítása után további megmunkálásra van szükség a végleges kerék elkészítése érdekében. Hőkezelő és befejező megmunkálási eljárásokat alkalmazunk a készre munkáláshoz. 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, 53


 osztáshiba növelése,  csökkentett mértékű fogelcsavarodás Faktorok melyek növelik a kibocsátott zajt:  durvább, rosszabb felületminőség,  fogdomborítás mértékének növelése,  fogirány hiba. Többek között PARSSINEN és AKERBLOM [28] 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 kerék. Ezeket a normál gyártási sorból vették ki. A vizsgálatokat diszkrét nyomatékértékeknél végezték, melyek 140Nm, 500Nm, 1000Nm. 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. 8. táblázat. A fogaskerékpárok jellemzői Fogaskerékpár Különbség Befejező művelet A Referencia kerék Profil köszörülés (KAPP) B Hántolt Hántolás C Gleason köszörült Menetes köszörűvel (Gleason) D Érdesebb felület Profil köszörülés (B126) E Növelt foghossz Profil köszörülés F Osztáshibák Profil köszörülés G Növelt mértékű fogdomborítás Profil köszörülés H Csökkentett mértékű fogdomborítás Profil köszörülés I Profilhiba Profil köszörülés J Fogirány hiba Profil köszörülés Profil köszörülés, egyik fogolK Csökkentett fogcsavarodás dalon 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 vizsgálatok eredményei az egyes fogaskerékpárokra vonatkozóan egy-egy új pontban kerülnek rövid leírásra. 6.7.1. ’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 10-50Nm közötti számított átviteli hibát, mely a legalacsonyabb. A fentiekből következően a mért és számított átviteli hiba közti különbség tekintélyes.

54


6.7.2. ’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 500Nm-es nyomatéknál. Ez a tendencia megjelenik a zaj és rezgés mérés eredményeiben is. Míg a 140Nm-es szinten hasonló eredményeket kapunk, mint az A esetben, addig 500Nm-es nyomatéknál már jobb eredményeket kapunk A-hoz képest. A javulás a nagymértékű foglenyesésnek tudható be. 6.7.3. ’C’ jelű kerékpár A számított és mért átviteli hiba jó egyezést mutat. 500Nm és 1000Nm között kis emelkedést mutat az átviteli hiba értéke, de a 140Nm-es terhelésnél a legjobb kerékpárok között van. 6.7.4. ’D’ jelű kerékpár Ennél a kerékpárnál érdesebb fogfelület került kialakításra. A köszörüléshez használt kő átlagos szemcsemérete 126µm. 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. 6.7.5. ’E’ jelű kerékpár Kis nyomaték értékeknél (10Nm, 50Nm) 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 (500Nm, 1000Nm) 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 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. 6.7.6. ’F’ jelű kerékpár Az „A” jelű módosítatlan kerékpárhoz képest az F kerékpár méréskor kisebb átviteli hibát adott. A számított átviteli hiba a 140Nm - 1000Nm 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.

55


6.7.7. ’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. 6.7.8. ’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 140Nm-től 1000Nm-ig kisebb, mint a referencia keréknél. A zaj- és rezgésvizsgálatok alapján egyértelmű javulás állapítható meg a referencia kerékhez képest. 6.7.9. ’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 estén. A zaj és rezgésméréskor a referencia kerékhez nagyon hasonló értékeket mértek, kivéve az 500 és 1000Nm-es szintet, ahol az ’I’-jelű kerékpár jobban teljesített, mint a referencia. 6.7.10. ’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 140Nm és 500Nm-es terhelés értékeknél zajosabb viselkedést mutat a kerékpár, míg az 1000Nm-es értéknél a referencia kerékkel összemérhető értékek jelentek meg. 6.7.11. ’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’-jelü kerékpár jobb, mint a referencia kerékpár. 6.7.12. Következtetések a vizsgálat alapján A különböző megmunkálási és befejező eljárások, különböző felületminőségeket, felület struktúrákat és különböző geometriai változásokat eredményeznek a fogaskerekek fogfelületén. 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 profil köszörűvel készítettek. 56


       

Az érdesebb felület növeli a kibocsátott zajt 1-2dB értékkel. Hatása különösen kis nyomaték értékeknél jelentkezik. Szélesebb kerekek, melyek fedése εβ=1,8, csökkentik a kibocsátott zajt körülbelül 5dB-el. Az osztáshibák csökkentik a kapcsolódási frekvencia harmonikusainak amplitúdóját, és ezáltal a kibocsátott zajt is. A fogdomborítás növelése, 1-3dB-el növeli a zajt és vibrációt. A csökkentett fogdomborítás, csökkenti a zajt 1-3dB-el. A mérési sorozatban alkalmazott mértékű profilhiba nem befolyásolja a kibocsátott zajt. A fentebb leírt vizsgálatban 37μm értékű fogirány hiba növeli a kialakuló zajt 1-3dBel. A foghossz két szélén levő evolvens profil közti különbség értékének csökkenése, csökkenti a zaj és rezgésszintet 3-5dB-el.

57


7. 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 bemutatásra.

7.1. A HAJTÓMŰVEK CSOPORTOSÍTÁSA AKUSZTIKAI SZEMPONTBÓL Napjaink elvárása 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.  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 hangnyomás szint azon értékeit mely az egyes kategóriákat elválasztja. A 28. ábrában feltűntetésre került az egyes görbékhez tartozó akusztikai áttétel értéke is.

58


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

59


8. 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. Lehet akár a felhasznált nyersanyag, vagy a működés közben a környezetre gyakorolt hatás is, mint például a kibocsátott zaj. 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 mellet 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.

60


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.

8.1. A FORGÁCSKELETKEZÉS KÖRNYEZETSZEMPONTÚ MEGÍTÉLÉSE A fogaskerekes hajtóművek gyártása során a legköltségesebb alkatrészek közé tartoznak a fogaskerekek. 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 rá tapadó 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.

8.2. A LEVÁLASZTOTT TÉRFOGAT ÉS A FOGASKERÉK MODULJA KÖZTI ÖSSZEFÜGGÉS A két mennyiség közti összefüggés meghatározásához szükséges ismerni egy fogaskerék fogárkának térfogatát. A térfogat meghatározása során a fogárok keresztmetszete egy egyenlőszárú trapézzal közelíthető. A trapéz magassága a fogaskerék fejköre és lábköre közti különbsége fele. A trapéz két párhuzamos oldala közül a hosszabbik megegyezik a lábkörön mért fogvastagsággal. A lábkörön mért fogvastagság a [4] irodalom 6.32-es összefüggése alapján számítható (30), mely egy tetszőleges sugárhoz tartozó fogvastagságot adja. 1     s y  2ry    2 xmtg   inv y  inv   z  2 

(30)

ahol 61


     

ry: az a tetszőleges sugár, ahol a fogvastagságot keressük, z: fogszám, αy: a keresett sugárhoz tartozó profilszög, α: alapprofilszög, x: profileltolási tényező, m: modul [mm].

A (30) összefüggést felhasználva arra jutunk, hogy a leválasztott forgács mennyisége (térfogata) a modul növelésével egyenesen arányosan növekedik (30. ábra).

30. ábra. A fogárok térfogatának növekedése a modul függvényében FOGASKERÉK MODULJA FOGTŐFESZÜLTSÉG ÉRTÉKE

8.3. A

ÉS

A

VÁRHATÓAN

KIALAKULÓ

A fogaskerék moduljának megválasztása egy bonyolult több tényezős folyamat. A modul megválasztása mindig valamilyen szilárdsági szempont alapján történik. Ezek a szempontok a fogtő igénybevétel, a fogfelület nyomó igénybevétele és a fogfelület berágódási igénybevétele (nagy fordulatszámú hajtóművek esetén). 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 ISO6336-3 szabvány szerint a fogtő feszültség számítása (σF) a (31) összefüggés szerint történik.

F 

Ft Y K b  mn

(31) (32)

Y  YF YS Y YBYDT

(33) K  K A K V K F  K F

ahol:     

Ft: a fogat terhelő tangenciális erő, b: fogszélesség, mn: a normál modul, Y: fogalak tényező, mely további öt tényező szorzataként határozható meg (32), K: terhelési tényező, mely további négy tényező szorzatként határozható meg (33),

62


        

YF: a fog alakját figyelembe vevő tényező, abban az esetben, mikor 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: a bemenő és kimenő nyomatékok változását veszi figyelembe a külső hatások általi terhelésnövekedésből származóan, KV: dinamikus tényező, a belső dinamikai hatást veszi figyelembe, melyet a terhelésváltozás okoz, KFβ: fogfelület terhelési tényező, a terheléseloszlás fogszélesség menti, nem egyenletes eloszlást veszi figyelembe, KFα: a nyíró erőt figyelembe vevő tényező.

A következőben vegyük azt az esetet mikor egy adott fogaskeréken, változtatjuk a modul értékét miközben minden más paramétert változatlanul hagyunk. Ekkor a kialakuló fogtőfeszültségre a 31. ábra szerinti jelleget kapjuk.

31. ábra. A fogtő feszültség változása a modul változása közben, miközben minden más paraméter változatlan marad A 30. és 31. ábrákat megfigyelve azt láthatjuk, hogy a kisebb méretű modul esetében kisebb leválasztott forgácstérfogattal van dolgunk és ezzel egy időben nagy fogtőfeszültséggel (32. ábra). Ezzel ellentétben kis fogtőfeszültséget és nagy leválasztott forgácsmennyiséget kapunk, ha a nagyobb modul értékek közül választunk. Ha a két görbét egymásra helyezzük, metszéspontjuk megad egy olyan pontot, ahol mindkét szempont - mind a leválasztott forgács menynyiség, mind a fogtőfeszültség - a lehetőségek szerint figyelembe vehető.

63


32. ábra. A fogtőfeszültség és a leválasztott forgácstérfogat együttes ábrázolása Egy környezetszempontúan tervezett fogaskeréknél az előzőekben vázolt módszer ajánlás a modul megválasztásához, hogy minél kisebb mértékben terheljük a környezetet. A leválasztott forgács térfogattal egyenesen arányos a befektetett teljesítmény és azonos gyártási időt feltételezve a felhasznált energia is. Természetesen a fenti görbék csak jellegeket mutatnak be. Egy tervezési feladat esetén a 8.2 és 8.3 pontokban közölt összefüggések segítségével a konkrét esetre vonatkozóan a modul megválasztására az ajánlás megtehető. A mérnöki gyakorlatból tudjuk, hogy további tényezők is befolyásolhatják a modul megválasztását. Ilyen tényező lehet a rendelkezésre álló anyagminőség vagy a rendelkezésre álló fogazó szerszám.

8.4. FOGASKERÉKTEST KÖRNYEZETSZEMPONTÚ TERVEZÉSÉNEK KONSTRUKCIÓS 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 tudunk elérni. Ilyen típusú akadályok létrehozására több példát is találunk KOVÁTSnál [7], [38]. A [7]-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 felhasználást [36], [37]. A fémhabok előállításával és kutatásával több magyarországi intézmény foglalkozik, többek között Miskolcon a BayLogi Anyagfejlesztési Osztálya vagy Budapesten a Budapesti Műszaki és Gazdaságtudományi Egyetem Anyagtudomány és Technológia Tanszéke.

64


8.5. A FÉMHABOK TÍPUSAINAK ÉS TULAJDONSÁGAINAK RÖVID ISMERTETÉSE A fémhabok megjelölés alatt olyan szilárd fémes anyagokat értünk melyek porozitása 90% feletti. 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. Két nagy csoportba sorolhatjuk a fémhabokat: lehetnek zártcellás és nyitott cellásak. Fémhabok előállítására alapvetően alumínium ötvözetek kerülnek felhasználásra, de létezik más fémből (acél, réz, ezüst, titán) készült hab is. [36], [37] 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. A számítási összefüggés a következő:  P  k   0  0 P  

ahol,    

n

(34)

P valamely tulajdonság jelölése, ρ sűrűség, A 0 felső index a tömbfémre, míg az index nélküli jelölés a fémhabra vonatkozik, n és k a 9.táblázat szerint választható, mérési eredményekből származó paraméterek. Tulajdonság R (Ωm) λ (W/mK) E (GPa) σ (MPa)

9. táblázat. Az n és k tényezők megválasztásához k n 1 -1,6 … -1,85 1 1,6 … 1,85 0,1 … 4 1,8 … 2,2 0, … 1,0 1,5 … 2

8.6. A FOGASKERÉKTEST KIALAKÍTÁSA A 33. ábra egy általánosan alkalmazott fogaskerék test kialakítást szemléltet. Az ábrán megnevezésre kerültek a fogaskerék egyes részei, a későbbi hivatkozások egyértelműsítésére. 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 módosító tényező, mely a fogaskerék öv méretét veszi figyelembe. Külső fogazatú kerekekre a 34. ábra szerinti diagramból határozható meg YB nagysága.

65


fogszélesség tárcsavastagság öv vastagság

tengely átmérő

Agy átmérő

reteszhorony

Rezgéscsillapító hab

agyhosszúság

33. ábra. Egy fogaskeréktest általános kialakítása, megnevezésekkel YB 3

2

1

0 0,5 0,7

1 1,2

2

3

4

5 Sr/ht

34. 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 sze-

66


resénél nincsen befolyása a kialakuló fogtőfeszültség értékére, mert ekkor YB=1. 1,2-es viszonyszám alatt pedig már fogtőfeszültség csökkentő 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 fogaskerék esetében meg kell oldani az egyes elemek egymáshoz való rögzítését. Lehetőség van az elemeket egymáshoz ragasztani, valamilyen fémragasztó alkalmazásával. Fémragasztók alkalmazására vonatkozóan [39] irodalomban fellelhetők anyagjellemzők. Ha az adott feladat ellátásához nem áll rendelkezésre megfelelő ragasztó anyag vagy hőállósága, vagy szilárdsági jellemzője miatt, lehetőség van bordázott kapcsolat kialakítására. A bordázott 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. 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 rendelkezzen. A vastagságra vonatkozó ajánláshoz egy egyszerű mechanikai modell és számítás kerül bemutatásra. 8.6.1. 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 rúdként modellezhető a fog, melynek végén (fogcsúcs) hat a fogat hajlító tangenciális erő. y

F

y x

l

35.ábra. A fog lehajlásának (elhajlásának) számításához felhasznált modell

67


A fog elhajlásának mértéke meghatározható a 35. ábra jelöléseit felhasználva a (35) összefüggés alapján. (35) F  l3 y ( x  l)  3 I  E 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 (35)-ből 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 csillapítással találkozhatunk. 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 [40]. A fémhabokra vonatkozóan a [41] irodalom körülbelül tízszeres értéket ad a csillapítási tényezőre a tömör fémekhez képest. Alapul véve a [37] irodalomban közölt átszámítási összefüggést (34) és 9.táblázat értékeit egy közelítő értéket számíthatunk a fémhab csillapítási tényezőjére. Természetesen nem szabad elfeledni, hogy megbízható adatot csak mérésből lehet származtatni. A különböző anyagok 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 (36), mely leírja a rezgést [42]. A (36) összefüggés jelöléseihez a 36. ábra magyarázza x  A  et sin(  t  )

(36)

36. ábra. Csillapított rezgés képe K=1,23 csillapodási hányados esetén [42] 68


ahol:     

A: a kezdeti amplitúdó, β: csillapítási tényező, e: 2,718 a természetes logaritmus alapszáma, ω: körfrekvencia. ω=2·Π·f=(2·Π)/T, ahol, f a frekvencia, T a periódus idő, α: kezdőfázis.

Mivel (36) összefüggésben minden tényező ismert, kiszámítható tetszőleges t-hez tartozó amplitúdó. A csillapodás jellemzésére bevezetésre került a K-val (37) jelölt csillapodási hányados és K-nak természetes alapú logaritmusa is, a logaritmikus dekrementum Λ (38). K

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

(37)

  ln K  T

(38)

A logaritmikus dekrementum és a rezgés frekvenciájának ismeretében kiszámítható a csillapítási tényező, felhasználva a (38) összefüggést. 2 T

(39)

     f 1 T f

(40)

  2  f 



A (40) 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 (41) összefüggéssel számolható. (41) E c



Ahol:  E: az anyag rugalmassági modulusa,  ρ: sűrűség. A transzverzális hullámok esetére (40)-hez hasonló számítási összefüggés nem áll rendelkezésre. Ezért a fémhab anyagban való terjedési sebesség közelítő értéke a tömörfémek longitudinális és transzverzális rezgéseinek haladási sebessége alapján kerül megállapításra.

69


acél alumínium

10. táblázat. A rezgés terjedési sebessége különböző anyagokban Longitudinális hullám sebes- Transzverzális hullám sebessége m/s-ban sége m/s-ban 5100 3100 5200 3100

A [43] 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 fémhabban haladó hullám haladási sebességének becsléséhez szükség van még a fémhab anyag rugalmassági modulusára is. A [43] 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. Ezekből következik, hogy a fémhab anyagban a terjedési sebesség (longitudinális hullámra) (42) szerint alakul. (42) E 5600  106 Pa m cfémhab , long.    1427 kg  s 2750 3 m Feltételezve, hogy a longitudinális és a transzverzális hullámok haladási sebessége közti arány fémhaboknál azonos a tömör fémekével, a fémhabban haladó transzverzális hullám haladási sebessége a (42)-ben meghatározott érték 60%-a, 856 m/s. A haladás sebesség és frekvencia ismeretében meghatározható a kialakuló hullámhossz (43) szerint. c  f   

c f

(43)

A fémhab anyagok Λ értékét a (34) összefüggés és 9. táblázat „n” és „k” értékére [43] irodalom által közölt értékeinek felhasználásával lehet becslést tenni. A becsléskor k= 0,1-4 tartományból választható, n-re pedig 2-es értéket közöl a [43] irodalom. A Λ logaritimikus dekrementum és a T periódusidő ismeretében β meghatározható. Az előző néhány sorban leírt gondolatmenet akár helyes is lehetne, de sajnos a csillapítási tényezőre nézve nem az. Ugyanis kisebb érték adódik a fémhabra, mint a tömörfém csillapítási tényezője. Ez ellentmond a megszámlálhatatlan mennyiségű forrásnak, melyek a fémhabok kiváló rezgésszigetelő tulajdonságára hívják fel a figyelmet. A (34) összefüggést átalakítva kapjuk a (44), összefüggést, melynek jellege egy lineáris, monoton növekedő függvény (y=a·x+b). n

 hab

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

(44)

A jelleggörbénél a k szorzótényező 0,1 - 4 tartományban változik, míg a többi tényező állandó értékű. A (42) összefüggéssel a hab anyagra számított csillapítási tényező számításakor a

70


   k   hab    tömör 

n

(45)

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 (34) öszszefüggés. A szakirodalom acél habok csillapítási tényezőjére vonatkozóan igen szűkszavú. A logaritmikus dekrementum értékére egyetlen forrást [47] sikerült fellelni, mely tartományt (0,22 – 0,62) adott annak értékére. A 37. ábrán egy csillapodó rezgés képe látható, mely egy nagyszilárdságú acél esetén mutatja a rezgés amplitúdójának változását.

37. 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 ((42), 10. táblázat alapján). 4 hullámhosszt alapul véve körülbelül 40 m távolságon belül tapasztaljuk a rezgés amplitúdójának szinte teljes eltűnését. A 38. ábrán az rezgés egymás után következő pozitívnegatív amplitúdóinak csökkenése látható a félhullámhosz függvényében. Mely az előbb leírt amplitúdó csökkenést mutatja kicsit szemléletesebben.

38. ábra. Az amplitudók csökkenésének jellege a félhullámhosz függvényében

71


Acél fémhabok estében a [47] irodalom által megadott logaritmikus dekrementum tartományának közép értékét véve (0,4) a csillapított rezgés képe a 39. ábrán látható.

39. ábra. Acél fémhab esetén a csillapított rezgés képe A 38-es ábrán látható rezgés esetébe az állapítható meg, hogy 2 hullámhossz után már alig mérhető amplitúdó. A fémhab anyagban a terjedési sebesség becsült értéke a (41) összefüggés alapján számítható. Ebben az esetben már jóval kisebb hullámhossz jelenik meg. A hullámhossz a méteres tartományba esik. Ez már kedvezőbb állapot a rezgéscsökkentés szempontjából. Ha egy fogaskeréktestben lehetőségünk van a kialakuló csillapított rezgés hullámhosszának kétszeresét kitevő vastagságú acél fémhab csillapító anyagot alkalmazni, gyakorlatilag a rezgés amplitúdója megszűnik. Ez még mindig legalább 2 méteres tartományt jelent. A 40. ábrán látható az amplitúdók változása a félhullámhossz függvényében. A gyakorlatban a legtöbb esetben nincsen szükség ilyen drasztikus mértékű rezgéscsökkentésre egy fogaskerekes hajtómű esetében, csak néhány százalékos, maximum 10%-os rezgés amplitúdó csökkentésre. Ilyen mértékű csökkentéssel általában betarthatók az elvárások. Kiindulva a 40-es ábra jellegéből az látható, hogy egy hullámhossz alatt körülbelül 70%-os amplitúdó csökkenés következik be. Természetesen a fogaskerekes hajtóművek nagy kerekében az esetek döntő többségében nem áll rendelkezésre a hullámhossznak megfelelő hely hogy az előbb említett 70%-os amplitúdó csökkenést el tudjuk érni.

40. ábra. Az amplitúdó változása acél fémhabokban a félhullámhosz függvényében

72


Viszont ha a méteres tartományú hullámhossz egy tizede, vagyis 100mm csillapító anyag elhelyezésére van lehetőség, akkor a 70%-os csökkenés egy tizedével, vagyis 7%-os csökkenéssel számolhatunk a rezgés amplitúdó tekintetében. 100mm körüli hely már általában rendelkezésre áll egy fogaskerékhajtás nagykerekében. E pontban közölt összefüggések segítségével javaslat tehető az acél fémhab anyag betét rezgéscsillapító hatásara vonatkozóan, illetve, hogy adott amplitúdó csökkenés eléréséhez milyen anyagvastagság jöhet szóba. Természetesen nem szabad elfeledkezni arról, hogy az ebben a pontban leírtak tisztán elméleti összefüggésekből levont következtetések, melyek célja az volt, hogy van-e értelme ilyen anyag használatának a fogaskerék testen belül, a primer átviteli úton. Az eredmény egyértelmű, igen. A valódi folyamatok feltárása érdekében elengedhetetlen a rezgéscsillapítás értékének kísérleti úton történő meghatározása.

8.7. KONSTRUKCIÓS JAVASLAT

A CSAPÁGYCSÉSZÉK/CSAPÁGYHÁZAK KIALA-

KÍTÁSÁRA Az előző 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 [7], mely példák a csapágyfedél kialakítására koncentrálnak. A [7]-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 szinte minden esetben osztott kivitelben készülnek. Ebből kiindulva 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 41. ábra a) részén látható. A 41. ábra b) részén a metszeti képen jól látható a csapágycsésze csatlakozási módja a házhoz és a bordákhoz. Ez az a terület, ahol a rezgésterjedés útjába „akadályt” kellene állítani. A rezgésterjedés „akadálya” a fémhab anyag, a csapágycsészéktől sugárirányban távolabb kerül alkalmazásra. Ennek oka többes. Az egyik ok, hogy a csapágycsésze csapággyal érintkező felületének megmunkálása a kapcsolódó másik házfélben lévő csapágycsésze furatával egyidőben kerül kialakításra, és a felület tulajdonságaira (keménység, átlagos felületi érdesség, egytengelyűség, mérettűrés) vonatkozó előírások betartása csak így biztosítható. A következő ok, hogy távolodva a csapágycsészétől, egyre nagyobb méretű henger felület áll rendelkezésre, mely kedvező a teherviselés/terhelésátadás szempontjából. A csapágycsésze és a fémhab elem közti kapcsolódó felület – radiális irányban távolodva a tengelyvonaltól – egyre nagyobb. Ennek az a kedvező következménye, hogy a terhelés hatására egyre kisebb felületi nyomás alakul ki az érintkező felületeken.

73


a)

b)

41. ábra. a) A csapágycsésze hagyományos kialakítása, b) a csapágycsésze metszetei képe A beépítésre kerülő fémhab vastagságának tekintetében ugyanazok a megállapítások tehetők, mint az előző pontban a fogaskerék test esetében. Mivel a csapágycsésze és a ház között csavaró nyomaték átadásra nem kerül sor a fémhab elem és a hozzá kapcsolódó alkatrészek közötti kötés létrehozása 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 alatti alkalmazására mutat konstrukciós javaslatot a 42. ábra.

42. ábra. Javaslat fémhab alkalmazására a csapágycsészében Az acél fémhabok alkalmazása a felső házfél esetén is előnyös lehet a rezgés terjedés csökkentése érdekében. A fogaskerekes hajtóművek felső házfele általában kevésbé merev kialakítású, mint az alsó házfél, ezért a fogkapcsolódás következtében kialakuló regések könnyebben rezgésbe tudják hozni azt. A 41. ábra szerinti elrendezés alkalmazható a felső házfélen is. 74


9. TERVEZÉSI SEGÉDLET FOGASKEREKES HAJTÓMŰVEK KÖRNYEZETSZEMPONTÚ TERVEZÉSÉHEZ

9.1. A TERVEZÉSI FOLYAMAT ISMERTETÉSE Ebben a fejezetben egy fogaskerekes hajtómű tervezési fázisai kerülnek bemutatásra, minden fázisban környezetszempontúan megközelítve a meghozott döntéseket, számításokat. A tervezés megkezdése előtt szükséges néhány kiindulási adat rögzítése, melyek a következők: átviendő teljesítmény (P), bemenő fordulatszám (n1), áttétel (i), befoglaló méretek (Xh, Yh, Zh; 43.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

Xh

Zh

x

z

43. 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 meghatározására az X  0,85 (46) a h 2

75


összefüggéssel történhet. A 0,85-ös szorzó, az egyéb konstrukciós okból beépítésre kerülő elemek számára szükséges helyet illetve a szükséges hézagokat veszi figyelembe. A tengelytáv ismeretében meghatározhatjuk a kerekek (d1, d2) átmérőjét, figyelembe véve (47), (48) összefüggéseket és a kiindulási adatok közt szereplő Yh mennyiséget. a

d1 d 2  2 2

(47)

d2 (48) i A nagykerék maximális mérete Xh figyelembevételével: X  0,85 (49) d2  h 1 i i 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. 11. táblázat. d2 megválasztása a hajtómű befoglaló méreteinek függvényében X h  0,85 X h  0,85  Yh  0,85  Yh  0,85 ha ha 1 1 i i i i X  0,85 d2  h 1 Yh  0,85 d2 i i d1 

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 modul kiszámított értékét kerekíteni kell, a szabványos sorozatban található értékek egyikére. A fogaskerekeket ellenőrizni kell fogfelület nyomó igénybevételére is (ISO6336-2). Mindkét szempontnak meg kell felelniük ahhoz, hogy a hajtás biztonsággal tudjon működni. Magas fordulatszámon üzemelő hajtóműveknél a fogfelület berágódási igénybevételére is ellenőrizni kell a kerekeket. A 8.3 fejezet alapján megválasztott modul és a (47)-(49) összefüggések által meghatározott kerék átmérők segítségével a fogszámok kiszámíthatók (50).

76


z1 

d1 d ; z2  2 , m m

(50)

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 (51). f t1 

n1 n ; ft2  2 , 60 60

(51)

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 6.7 pontban leírt kísérletsorozat is, melyben a vizsgált módosítások között nem szerepel a profileltolás. A profileltolási tényező értékének pontos megválasztásához [51] irodalom 6.2.7 fejezete ad jól követhető iránymutatást, nem akusztikai vonatkozásban. 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 élettartamának tekintetében az általánosan használt üzemidő a 20000 h. Ezt az értéket a tervező mérnök az adott körülményeknek megfelelően változtathatja. Ha környezetszempontú elvek is figyelembevételre kerülnek a tervezési folyamatban, akkor a csapágy típus megválasztásakor olyat kell választani, melynek a belső csillapítása nagyobb. A megválasz77


tásra ad javaslatot a 26. ábra és a 7. táblázat. A hajtómű akusztikai viselkedésének vonatkozásában a csapágyazás kialakításakor 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 6.6 pontban került részletes ismertetésre. Meg kell jegyezni azt, hogy a csapágyak által kibocsátott zaj általában 10 dB-el kisebb, mint a fogkapcsolódásból származó zajok. Ezért a csapágyzaj csökkentése nem lesz befolyással a teljes hajtómű zajkibocsátása. 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 4.3 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 [52] [53]. Nem csak a fogkapcsolódásból származnak gerjesztő hatások egy hajtóműben, hanem a gördülőcsapágyak is lehetnek gerjesztő elemek. A csapágyakban keletkező rezgések frekvenciái a 4.2 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 8.7 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 6.7.12 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.

9.2. FOGASKEREKES

HAJTÓMŰVEK KÖRNYEZETSZEMPONTÚ TERVEZÉSI FO-

LYAMATA Az ebben a pontban bemutatásra kerülő folyamatábra (44. ábra) az előző pontban részletesen leírt folyamatot mutatja be olyan formában, mely egy később kidolgozásra kerülő számítógépes program algoritmusának alapját képezi.

78


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

79


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

44.ábra. Fogaskerekes hajtóművek környezetszempontú tervezésének folyamata

80


10. ÖSSZEFOGLALÁS A társadalmi és technológiai változások a fogaskerekes hajtóművek tervezésében a konvencionális tervezési folyamathoz képest változásokat hoztak. A korábban elsődlegesnek tartott teherviselő képesség mára már jóval hátrébb került a rangsorban. Helyét a hajtóművek akusztikai viselkedése, illetve alacsony zajkibocsátása foglalta el. Napjaink fejlett társadalmaiban szerencsére egyre nagyobb teret hódít a környezetvédelem. Ennek megfelelően egyre több helyen jelenik meg a környezetszempontú tervezés. A folyamatok ilyen módon történő átalakulása adott alapot arra, hogy a környezet-szempontúságot a fogaskerekes hajtóművekre is érdemes kiterjeszteni. A fogaskerekes hajtóművek és a benne található akusztikai szempontból jelentős elemek viselkedése került ismertetésre a dolgozat fejezeteiben. Az itt bemutatott és feltárt viselkedés és tulajdonságok alapján kerültek kidolgozásra azok a javaslatok, melyek az értekezés újdonságtartalmát adják. A dolgozat célja a fogaskerekes hajtóművekben kialakuló gerjesztő hatások, átviteli utak és sugárzási jellemzők felkutatása, az eddigi eredmények összefoglalása volt. További feladat volt a konstrukciós javaslatok megtétele a forrás-sugárzás kapcsolat tekintetében, mellyel a zajkibocsátás mérsékelhető. Ezen túlmenően a dolgozat legfőbb célja egy olyan, fogaskerekes hajtómű tervezése során alkalmazható folyamat bemutatása, melyben igen fontos a környezetszempontú megközelítés. A dolgozat fejezeti részletesen tárgyalják a célkitűzésben szereplő követelményeket.

10.1. AZ ÚJ TUDOMÁNYOS EREDMÉNYEK ÖSSZEFOGLALÁSA Az értekezés új tudományos eredményeit az alábbi tézisek foglalják össze: T1. Ajánlást fogalmaztam meg a fogaskerekes hajtóművek környezetszempontú tervezési folyamatának egy nagyon fontos lépéshez, a modul megválasztásához. A modul megválasztása a leválasztott forgács mennyiség és a fogtőfeszültség együttes figyelembevételével történik meg. Ezzel elérve azt, hogy a lehető legkisebb terhelést rójuk a környezetre a fogaskerék gyártása során, miközben a hajtás működésének biztonságát is megtartjuk. T2. A fémhab anyagok egy új felhasználási lehetőségét mutattam be, ahol jó rezgésszigetelő hatásuk a fogaskeréktestbe való beépítéskor hasznosul. Részletesen ismertettem a fémhab anyag mérete és a rezgéscsökkentő hatása közti kapcsolatot. T3. A fémhab anyagok további felhasználására mutattam új konstrukciós lehetőséget, a fogaskerekes hajtóművek házában történő alkalmazás esetében. 81


T4. Új tervezési folyamatot mutattam be a fogaskerekes hajtóművek tervezésére, ahol a tervezési lépések megtételekor mindig a környezet-szempontúság irányába történik a döntés. A tervezési folyamat lépéseit egy folyamatábrával foglaltam össze, mely alapja egy később kidolgozásra kerülő számítógépes program algoritmusának.

10.2. TOVÁBBFEJLESZTÉSI IRÁNYOK, LEHETŐSÉGEK Az értekezésben felvetett konstrukciós javaslatok esetén szükséges mérési sorozat elvégzése, annak érdekében, hogy valós képet lehessen kapni a fémhab anyagok fogaskeréktestbe és hajtóműházba való beépítésekor tapasztalható viselkedésről. 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 mérési sorozat további célja 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.

10.3. 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 Prof. 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 Tanszék volt és jelenlegi kollégáinak. Szeretném megköszönni Gergely Mihály barátom 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.

82


11. SUMMARY

83


12. 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 megválasztásához 10. táblázat. Rezgésterjedési sebessége különböző anyagokban 11. táblázat. d2 megválasztása a hajtómű befoglaló méreteinek függvényében

84


13. ÁBRAJEGYZÉK 3. ábra. Pálcafogazatú hajtómű [1] 4. ábra. Az antikytherai szerkezet [3] 3. ábra. A fogaskerék tervezés tradicionális és az új megközelítése [29] 4. ábra. A tervezési folyamat lépései, zajcsökkentési módszerekkel való alátámasztása [5] 5. ábra. Gépek zajgerjesztésének alapmodellje [5] 6. ábra. Egylépcsős fogaskerekes hajtómű vázlata, átviteli utak [7 ] 7. ábra. A fogdeformáció alakulása egy fogpár kapcsolódása esetén [7] 8. ábra. A terheletlen és a deformálódott fogalak [7] 9. ábra. A fognyomás eltérése a normálistól 10. ábra. Rathbone diagram [8] 11. ábra. ENTEK IRD mérési eredményeit összefoglaló diagram [9] 12. ábra. A gördülőcsapágyak rezgéstani jellemzői, a frekvencia függvényében [10] 13. ábra. A csapágy mechanikai modellje 14. ábra. A csapágyhézag következtében kialakuló egy, illetve két gördülőtesten történő felfekvés [10] 15. ábra. Gördülőcsapágy helyettesítése bolygóművel, a fordulatszámok meghatározásához [10] 16. ábra. Ferde hatásvonalú golyóscsapágy szerkezeti rajza [7] 17. ábra. Csapág gyűrűk sajátrezgéseinek rezgésalakjai (első 4 alak) 18. ábra. A mérési módszerek elhelyezkedése a frekvencia tartományban [4] 19. ábra. Kanalas kotrógép, marótárcsa hajtóműházának CAD modellje [12] 20. ábra. Fogaskerekes hajtómű CAD modellje [12] 21. ábra. Fogaskerekes hajtómű CAD modellje, robbantott ábra [12] 22 .ábra. Különböző kialakítású hajtóműházak [13] 23. ábra. A kibocsátott zaj alakulása a falvastagság függvényében [7] 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 fogárok térfogatának növekedése a modul függvényében 31. ábra. A fogtő feszültség változása a modul változása közben, miközben minden más paraméter változatlan marad 32. ábra. A fogtőfeszültség és a leválasztott forgácstérfogat együttes ábrázolása 33. ábra. Egy fogaskeréktest általános kialakítása, megnevezésekkel 34. ábra. Diagram az YB, övvastagság-tényező meghatározásához 85


35. ábra. A fog lehajlásának (elhajlásának) számításához felhasznált modell 36. ábra. Csillapított rezgés képe K=1,23 csillapodási hányados esetén [42] 37. ábra. Nagy szilárdságú acél esetén a csillapított rezgés képe 38. ábra. Az amplitúdók csökkenésének jellege a félhullámhosz függvényében 39. ábra. Acél fémhab esetén a csillapított rezgés képe 40. ábra Az amplitúdó változása acél fémhabokban a félhullámhosz függvényében 41. ábra. a) A csapágycsésze hagyományos kialakítása, b) a csapágycsésze metszetei képe 42. ábra. Javaslat fémhab alkalmazására a csapágycsészében 44. ábra. Fogaskerekes hajtóművek környezetszempontú tervezésének folyamata

86


FELHASZNÁLT IRODALOM

[1] [2] [3] [4] [5] [6] [7] [8] [9] [10] [11] [12]

[13] [14] [15] [16] [17] [18] [19] [20] [21] [22] [23]

Deutsches Museum, München 2005, Ralf Pfeifer. The Antikythera Mechanism Research Project, National Archaeological Museum, Athen. The National Geographic: The Antikytheria Mechanism: Ancient iPad?, 2011. Zsáry Á. Gépelemek II. Nemzeti Tankönyvkiadó, Budapest, 1990, ISBN 963 18 6443 X, pp274-276 MSZ EN ISO 11688-1:2009 Magyar Szabványügyi Testület honlapja Kováts A. – Gépszerkezettan (Műszaki akusztika), Budapest, Tankönyvkiadó. 1988. T. C. Rathbone: Vibration Tolerances, Power Plant Engineering, 1939 http://www.usedvibration.com/vibration_analysis_severity_charts.htm Dömötör F: Rezgésdiagnosztika I. kötet, Dunaújvárosi Főiskola Kiadói Hivatala, Dunaújváros, 2010, ISBN 978-963-9915-43-5 Baksa A: Érintkezési feladatok numerikus vizsgálata, PhD. Értekezés 2005, Miskolci Egyetem Sarka F.: Fogaskerekes hajtóművek passzív elemeinek hatása a kibocsátott zajra, GÉP 2012(12) pp175-178, Géptervezők és Termékfejlesztők XXVIII. Országos Szemináriuma. 2012 Kováts A.: Zaj és vibráció, 2001, Miskolci Egyetem, Műszaki Földtudományi Kar. M. Akerblom: Gear Noise and Vibration – A Literature Survey J. S. Mitchell: From Vibration Measurements to Condition Based Maintenance, Sound And Vibration, 2007 N. Tandon, A. Choundry: A review of vibration and acoustic measuremnt methods for the detection of defects in rolling element bearings, Tribology International, 1999 Péczely Gy.: Rezgésvizsgálat – Forgó gépek és kompresszorok csővezetékeinek rezgésvizsgálata Walz G.: Zaj- és rezgésvédelem, CompLex Kiadó Jogi és Üzleti Tartalomszolgáltató Kft. Budapest, 2008. ISBN 978 963 224 954 4 Dömötör F.: Rezgésdiagnosztika II. kötet, Dunaújvárosi Főiskola Kiadói Hivatala, Dunaújváros, 2010, ISBN 978-963-9915-43-5 Twin City Fans and Blowers, Rathbone Balancing Chart, 1998 május Sweeney P. J.: Transmission error measurement and analisys. 1995 H. Hodges: Technology in the Ancient World, Barnes & Noble, 1992, USA, ISBN088029-893-6 Smith J. D.: A Modular System for Transmission Measurement, 1988, 133/88 IMechE

87


[24] [25] [26]

[27] [28] [29] [30]

[31] [32] [33] [34] [35]

[36] [37] [38]

[39] [40] [41] [42] [43]

[44]

Houser D. R. – Wesley G.: Methods for Measuring Gear Transmission Error Under Load and at OPerating Speeds. SAE Technical Paper 852273 Kato S. – Yonekura K. – Omori T.: Analitical Procedure for Gear Tooth Contact on Automobile Transmission Gear Noise. 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. M. Åkerblom: Gear Geometry for Reduce and Robust Transmission Error and Gearbox Noise. Trita-MMK, ISSN 1400-1179; 2008:18 M. Åkerblom - Mikael Pärssinen: A Study of Gear Noise and Vibration. Trita-MMK, ISSN 1400-1179; 2002:8. M. MackAldener: Tooth Interior Fatigue Fracture & Robustness of Gears. Royal Intitut of Technology, Stockholm, Doctoral Thesis, ISSN 1400-1179. 2001. 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, pp882-909 Opitz H.: Noise Of Gears, Phil. Trans R. Soc., London Ser. A, Vol. 263, 1968-9, pp369-380. Lin S.J.: Experimental Analysis of Dynamic Force Transmissibility Through Bearings. M.S. Thesis Ohio State University, 1989 Young W. B.: Dynamic Modelling and Experimental Measurements of a Gear Shaft and Housing System. M.S. Thesis Ohio State University, 1988 Rook T.:Vibratory Power Flow Through Joints and Bearings with Application to Structural Elements and Gearboxes. Doctoral Thesis, Ohio State University, 1995 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. Orbulov I. N.: Szintaktikus fémhabok. PhD értékezés, 2009 Korposné Kelemen K. - Kaptay Gy. – Borsik Á.: Fémhabok – A géptervezés potenciális szerkezeti anyagai Mario J. Sosa - Stefan Björklund - Ulf Sellgren - Anders Flodin - Michael Andersson: Gear Web Design with Focus on Powder Metal, VDI Berichte Nr. 2199, 2013, pp1199-1208 Zsáry Á.: Gépelemek 1. Nemzeti Tankönyvkiadó, Budapest. 1999, ISBN 963 19 4585 5 Makhult M.: Gépágyazások rezgéstani méretezése, Akadémiai Kiadó, Bp.,ISBN963 05 0064 7. Michael F. Ashby - LU Tianjian: Metal foams: A survey. Science In China, Vol46. No6. 2003. Budó Á.: Kísérleti fizikia I., Nemeti Tankönyvkiadó, Bp. 1997, ISBN963 18 8296 9, ISBN 963 18 8295 0. B.H. Smith - S. Szyniszewski - J.F. Hajjar - B.W. Schafer - S.R. Arwade: Steel foam for structures: A review of applications, manufacturing and material properties. Journal of Constructional Steel Research, 2011. I.S. Golovin, H.-R.Sinning: Low-amplitude Mechanical Damping of Some Aluminium Foams. Institut für Werkstoffe, Techn. Universität Braunschweig, Germany.

88


[45]

[46] [47] [48] [49] [50]

[51] [52] [53]

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. M.F. Ashby, A.G. Evans, N.A. Fleck, L.J. Gibson, J.W. Hutchinson and H.N.G. Wadley: Metal Foams: A Design Guide Neugebauer – Leopold – Schmidt: Gerauschminderung an Werkzeugen für die Hochleistungbearbeitung. METAV2004. Sarka F.: A hajtóműház szerepe a csapágyak élettartamában, Műszaki Szemle (EMT) 11. pp367-360, 2008 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., 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. Zsáry Á.: Gépelemek II. Nemzeti Tankönyvkiadó, Bp, ISBN 963 18 6443 X Kováts A. - Sarka F.: A végeselem módszer a diagnosztikában, XV. Diagnosztikai Konferencia és Szakkiállítás, 2005, Lajosmizse. 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).

89


PUBLIKÁCIÓK AZ ÉRTEKEZÉS TÉMÁJÁBAN

90

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

Recommend Documents