Производственный шум является общебиологическим раздражителем, который снижает не только слух, но и влияет на сердечнососудистую и нервную системы человека.
Исследования воздействия шума на организм человека показали, что продолжительно и кратковременно действующие шумы, стабильные шумы с одинаковым общим уровнем, но разным спектральным составом, а также импульсные шумы с различным временем нарастания интенсивности до максимума по-разному воздействуют на организм человека.
Воздействие шума на человека может быть подразделено в зависимости от интенсивности и спектра шума на следующие группы:
Очень сильный шум с уровнями 120…140 дБ и выше независимо от спектра способен вызывать механические повреждения органов слуха и быть причиной тяжелых поражений организма;
Сильный шум с уровнями 100…120 дБ на низких частотах, выше 90 дБ на средних и выше, 75…85 дБ на высоких частотах вызывает необратимые изменения в органах слуха, а при длительном воздействии может быть причиной ряда заболеваний и в первую очередь - нервной системы;
Шум более низких уровней 60…75 дБ на средних и высоких частотах оказывает вредное действие на нервную систему человека, занятого работой, требующей сосредоточенного внимания.
Санитарные нормы подразделяют шумы на три класса и устанавливают для каждого из них допустимый уровень:
1 класс - низкочастотные шумы (наибольшие составляющие в спектре расположены ниже частоты 350 Гц, выше которой уровни понижаются) с допусти мым уровнем 90…100 дБ;
2 класс - среднечастотные шумы (наибольшие уровни в спектре расположены ниже частоты 800 Гц, выше которой уровни понижаются) с допустимым уровнем 85…90 дБ;
3 класс - высокочастотные шумы (наибольшие уровни в спектре расположены выше частоты 800 Гц) с допустимым уровнем 75…85 дБ.
Т.е. шум называют низкочастотным с частотой колебаний не более 400 Гц, среднечастотным - 400 …1000 Гц, высокочастотным - более 1000 Гц. По ширине спектра шум классифицируют как широкополосный, включающий почти все частоты звукового давления (уровень измеряется в дБА), и узкополосный (уровень измеряется в дБ). Кроме того, шум подразделяют на: воздушный, распространяющийся в воздушной среде от источника возникновения до места наблюдения, и структурный, передающийся по элементам конструкции и излучаемый их поверхностями.
Хотя частота акустических звуковых колебаний находится в пределах 20...20000 Гц, его нормирование в дБ осуществляется в октавных полосах с частотой 63…8000 Гц постоянного шума. Характеристикой же непостоянного и широкополосного шума является эквивалентный по энергии и восприятию ухом человека уровень звука в дБА. В таблице 4.1 приведены нормируемые параметры звука в кабинах тракторов и других самоходных машин в соответствии с ГОСТ 12.2.120-88 и ГОСТ 12.1.003-83. Отметим, что в соответствии с ГОСТ 12.2.019-86 внешний шум машины не должен превышать 85 дБА на расстоянии 7,5 м от её оси перпендикулярно направлению движения.
Таблица 5.1 - Нормируемые параметры звука в кабине тракторов
Следует заметить, что нормы шума установлены на рабочем месте оператора безотносительно к тому, имеется ли здесь один источник шума или их несколько. Очевидно, что если звуковая мощность, излучаемая одним источником, удовлетворяет предельно допустимому уровню звукового давления на рабочем месте, то при установке здесь нескольких таких же источников указанный предельно допустимый уровень будет превышен из-за их сложений.
Уровни шума, выраженные в децибелах, складывать арифметически нельзя, и здесь общий уровень шума определяется по закону энергетического суммирования.
Таблица 5.2 - Добавка в функции разности уровней источников
|
Разность уровней двух источников |
||||||
Как следует из приведенного, если уровень шума одного источника выше уровня другого источника на 8…10 дБ (дБА), то будет преобладать шум более интенсивного источника, т.е. добавка к суммарному уровню шума пренебрежимо мала.
Общий уровень шума различных по интенсивности источников определяется по формуле:
Разность между наибольшим уровнем и другими уровнями шума имеющихся источников их возникновения.
Расчет изменения уровня шума с изменением расстояния от источника ведется по формуле:
ДБ (дБА),
Где L u -уровень шума источника;r- расстояния от источника шума до объекта его восприятия, м.
Наряду с такими интенсивными источниками шума на тракторах, как двигатель и ходовая система, активным источником шума является трансмиссия.
Классификация средств и методов защиты от шума установлена ГОСТ 12.1.029-80, в соответствии с которым, в конструкции должны быть предусмотрены и учтены:
Средства снижения механического шума в источнике его возникновения;
средства снижения воздушного и структурного шума на пути его распространения;
акустические средства защиты от шума (ограждения, экраны, кабины).
Прежде всего, отметим, что шум зубчатых передач обусловлен работой находящихся в зацеплении зубчатых колес (шестерен) и подшипников.
Причиной шума подшипников является ударное воздействие шариков (роликов) на сепаратор и кольца. При этом шум подшипников возрастает с увеличением диаметра шариков (роликов) и частоты вращения. Уровень шума таких подшипников можно рассчитать по формуле:
ДБ (дБА),
n -частота вращения подшипника, мин;
L no - уровень шума подшипника без нагрузки, принимаемый равным 1…5 дБ.
Поскольку подшипники являются стандартными готовыми изделиями, то для снижения их шума в конструкции зубчатых передач они должны быть установлены без перекоса внутреннего кольца, и применена качественная их смазка, которая исключает сухое трение качения и является своеобразным амортизатором при взаимодействии шариков (роликов) с другими элементами подшипников. При этом применяется как жидкая, так и консистентная смазка, дающая несколько больший эффект по сравнению с первой.
Что касается шума, возникающего при взаимодействии зубьев шестерен друг с другом, то здесь необходимо иметь в виду следующее.
Отметим, что речь идет о зубьях с эвольвентным профилем, который, теоретически, при контакте шестерен должен обеспечить безударное и без скольжения обкатывание одного зуба по поверхности смежного. Для обеспечения крутящего момента и необходимой прочности зуба выбираются его модуль и ширина. При этом предполагается, что контакт происходит по всей ширине зуба, и теоретически ""пятно контакта"" должно занимать всю ширину зуба при его соответствующей высоте. Только при этом может быть обеспечен расчетный коэффициент полезного действия передачи.
В реальных условиях при изготовлении самих шестерен, валов для их крепления, стаканов и расточек для установки подшипников, а также корпусов передач невозможно обеспечить идеальную точность размеров этих элементов, поскольку имеется определенное технологическое поле допусков. Это обстоятельство приводит к следующему.
Реальное межцентровое расстояние делительных окружностей смежных шестерен получается больше номинального в пределах допуска. Вследствие этого идеальное зацепление шестерен нарушается, и возникает сначала удар при вхождение зубьев в контакт (сопровождается стуком), а затем проскальзывание одного зуба по поверхности зуба смежной шестерни. Поскольку чистота обработки зубьев не идеальна, это сопровождается ""скрежетом"".
Указанные явления усугубляются ещё и тем, что при изготовлении самих шестерен существуют допуски: на биение делительной окружности относительно оси вращения, колебание толщины зуба, колебание длины общей нормали шестерен, на размеры гладких и шлицевых посадочных отверстий шестерен и др. Если же учесть, что при расточке отверстий для установки подшипников или стаканов под подшипники обуславливается не параллельность валов шестерен, то вследствие возникших перекосов валов теоретическое ""пятно контакта"" на зубьях шестерен искажается, уменьшаясь по площади и смещаясь по поверхности зубьев. Это приводит к увеличению контактных напряжений на поверхности зубьев, вследствие чего шум усиливается.
Отмеченное явление ещё больше проявляет себя, если стенки корпуса передачи выполнены недостаточно жёсткими, и при работе под нагрузкой корпус деформируется. В результате искажений в зацеплении к тому же возникает пульсирующее схождение и расхождение смежных зубьев за один оборот шестерён, что служит причиной ""завывания"" передачи в процессе её работы под нагрузкой.
С позиции снижения шума зубчатых зацеплений очевидным является то, что необходимо повышать их точность и чистоту обработки поверхности зубьев. Повышение точности изготовления зубчатых колес приводит к снижению уровня шума передачи на 3…3,5 дБА во всем рабочем диапазоне нагрузок и скоростей. Учитывая высокую стоимость мероприятий по пассивной защите от шума рабочего места тракториста, повышение точности изготовления и монтажа зубчатых колес КП трактора является необходимым и экономически наиболее целесообразным.
Уровень шума зубчатых зацеплений открытых, сухих (без смазки) коробок передач рассчитывается по формуле:
где Lбн - уровень шума шестерен без нагрузки (принимается равным 75…80 дБА в зависимости от точности изготовления и чистоты обработки поверхности зубьев);
P - окружное усилие, кг.
Как видно из формулы, уменьшение окружной скорости должно снизить уровень шума шестерен. Для этого следует применить шестерни возможно меньшего диаметра путём изменения числа зубьев и модуля с одновременным увеличением их ширины для сохранения прочности зубьев.
Считается, что применение достаточной смазки шестерен снижает уровень шума зацеплений не менее чем на ДL ос =6 дБА. Изолирование же внутренней полости механизма при наличие крышки (с образованием своеобразного кожуха) дает дополнительное снижение шума на ДL н = 5…7 дБА.
Таким образом, уровень излучаемого корпусом коробки передач шума можно найти:
Расчёт зубчатого зацепления на шум
Оценка влияния шума, создаваемого коробкой передач на акустическую обстановку в кабине.
где - уровень шума шестерен без нагрузки (принимается равным 75…80 дБА в зависимости от точности изготовления и чистоты обработки поверхности зубьев);
V - окружная скорость шестерён, м/с;
P - окружное усилие, кH.
Шум зубчатой передачи:
Суммарный шум зубчатых зацеплений:
Расчёт подшипников на шум
где d - диаметр шариков (роликов), мм;
d р.ст = 10 мм - для роликоподшипника;
d р.с. = 16,5 мм - для шарикоподшипника;n - частота вращения подшипника, мин -1 ;
L по - уровень шума подшипника без нагрузки, принимаемый равным 1…5 дБ (дБА).
Для шарикоподшипника:
Для роликоподшипника:
Общий уровень шума различных по интенсивности источников определяем по формуле:
где - наибольший уровень одного из источников;
Разность между наибольшим уровнем и другими
Уровнями шума имеющихся источников их
возникновения.
Уровень излучаемого корпусом коробки передач шума можно найти:
Рассчитаем уровень шума, обусловленный его снижением вследствие удаления корпуса коробки передач от уха водителя на расстояние Y без учета кабины:
Современная шумоизолированная кабина снижает уровень шума на 20…30 дБА, определяем его величину на рабочем месте в кабине:
дБА<дБА на 17,6 дБА.
т.к.L к - существенно меньше нормируемой величиныL к.н = 80 дБА, то шум коробки передач не ухудшит акустическую обстановку в кабине.
Рассчитаю внешний шум машины на расстоянии 7,5 м. от ее оси перпендикулярно направлению движения:
L r = L u - 20lg r - 8 = 93,9 - 20 lg7,5 - 8 = 68,4 дБА
Вывод по разделу
Рассмотрены вопросы по охране труда: шум, воздействие на человека, нормирование, причины возникновения в трансмиссии, меры по снижению, оценка влияния шума трансмиссии (коробки передач) на акустическую обстановку в кабине и внешний шум машины.
Внешний шум машины не должен превышать 85 дБА, в нашем случае 68,4 дБА, следовательно, условие выполнено.
Рассмотренный раздел показывает, что данная конструкция удовлетворяет требованиям безопасности.
Почему же всё-таки гремят зубчатые колеса? Очевидный ответ: “потому что кривые”. Очевидный, но не достаточный. Зубчатое колесо - достаточно сложная деталь и его геометрия описывается множеством параметров и все они по разному влияют на шум передачи. В зависимости от обстоятельств, в каждом конкретном случае одни погрешности могут влиять больше на шум, другие - меньше.
Базовое понятие в этом вопросе - кинематическая погрешность передачи или зубчатого колеса. Согласно ГОСТ 1643-81 (Приложение 1 п.1) .
Кинематическая погрешность передачи F i - разность между действительным и номинальным (расчётным) углом поворота ведомого зубчатого колеса передачи.
Допустим, передача состоит из шестерни z 1 =20 и колеса z 2 =40, т.е. передаточное отношение u = 2. Если шестерни изготовлены с идеальной точностью, то при повороте шестерни на один угловой шаг 360° / 20 =18°, колесо повернётся на угол 18° / 2 = 9°. Если шестерню повернуть на два угловых шага 36°, то колесо повернётся на 18°, и так далее. Это и есть номинальные (расчётные) углы поворота и для идеальных зубчатых колёс они связаны передаточным отношением. При любом угле поворота шестерни, колесо повернётся на угол в 2 раза меньший.
угол поворота колеса = угол поворота шестерни / u
Но в реальности не бывает ничего идеального. Все детали имеют какие-то погрешности. Поэтому, на самом деле ведомое колесо будет поворачиваться на угол отличный от номинального (расчётного) и ошибку можно выразить так:
F i = угол поворота колеса - угол поворота шестерни / u
Т.е. в реальности передаточное отношение не постоянное, это означает что скорость вращения ведомого колеса будет колебаться. И в спектре этих колебаний могут найтись частоты с достаточно высокой амплитудой. Эти колебания могут быть причиной шума.
Изготовление особо точных зубчатых передач. Турецкий И.Ю., Любимков Л.Н., Чернов Б.В
Почему возникает кинематическая погрешность?
Причины могут быть самые разные:
- геометрия зацепления: возникновение интерференции или неоптимальное перекрытие. Эти ошибки могут возникать как на этапе расчёта передачи, так и при изготовлении (например, применение неподходящего инструмента).
- Погрешности изготовления колёс искажающие профиль зуба (эвольвенту) и равномерность расположения зубьев (погрешности шага)
- погрешности сборки и сопряжённых деталей (корпуса, валов, подшипников)
- тепловые деформации и деформации зуба под нагрузкой искажающие профиль зуба
вертикальная ось - кинематическая погрешность с учётом жёсткости зуба при разных нагрузках.
горизонтальная ось - угол поворота колеса
Измеряемый акустическими методами уровень шума будет зависеть от всей конструкции в целом - не только от зубчатых колёс, но и подшипников, корпуса, крепления корпуса редуктора, характера нагрузки и т.д.
Схематично физическую сущность явления можно выразить так:
геометрические погрешности колёс
кинематическая погрешность передачи
масса, момент инерции, жёсткость и демпфирование
Колебания в зацеплении
Силы действующие на подшипники
Масса, жёсткость и демпфирование корпусных деталей
Вибрации корпуса
Крепление корпуса редуктора
Колебание всей машины в целом
Единой общепринятой методики расчёт, которая учитывала бы влияние всех погрешностей на шум на данный момент не существует. Расчёты базируются либо на эмпирических зависимостях, либо на некоторых моделях с допущениями.
Почему прямозубое колесо шумит, а косозубое колесо не шумит?
Часто встречается принцип: “если передача шумит, значит её нужно заменить на косозубую” . Это связано, в первую очередь, с тем что угол перекрытия в косозубом зацеплении, больше чем в прямозубом.
Угол перекрытия - угол поворота зубчатого колеса передачи от положения входа зубьев в зацепление до выхода его из зацепления.
Перекрытие оценивается коэффициентом перекрытия - отношением угла перекрытия к угловому шагу колеса.
- Если коэффициент перекрытия =1, то каждый зуб выходит из зацепления точно в тот момент, когда следующий зуб входит в зацепление.
- Если коэффициент перекрытия < 1, то между выходом из зацепления одного зуба и входом в зацепления следующего зуба контакт между колёсам разрывается.
- Если коэффициент перекрытия > 1, то в каждый момент времени в зацеплении находится два или больше зубьев. Чем больше зубьев одновременно находится в зацеплении тем меньше напряжения в зацеплении и меньше деформации зубьев и влияние погрешностей профиля сглаживается и усредняется.
Замена прямозубых колёс на косозубые - не панацея. В реальных условиях, надо оценивать разные варианты. По совокупности, снижение шума за счёт повышения точности прямозубых колёс или какими-то другими мерами, может быть эффективнее, чем просто замена на косозубые колёса.
Как измерить кинематическую погрешность?
В таком виде как это описано в начале измерить кинематическую погрешность - довольно затратное дело. Для это нужна возможность установить на шестерне и колесе датчики угла соответствующей точности. Либо нужен специальный прибор и эталонная шестерня. Эти способы хороши при массовом или крупносерийном производстве. При этом само измерение кинематической погрешности даёт мало информации о её источнике. Кинематическая погрешность - комплексный показатель и складывается из разных погрешностей возникающих на разных операциях.
При малых сериях и единичном производстве часто целесообразно выполнять контроль по нескольким отдельным параметрам, которые в совокупности позволяют оценить кинематическую точность:
- Радиальное биение F r
- Колебание длины общей нормали F vw
- погрешность шага fpt и накопленная погрешность шага F p
- погрешность профиля f f
Лыков А.В., Лахин А.М. В работе рассмотрены вопросы снижения шума в работе зубчатых передач. Выполнен анализ причин возникновения шума и вибраций в работе зубчатых передач, определены основные конструкторские и технологические методы его уменьшения.
Ключевые слова:
зубчатая передача, шум, износ.
Введение
Одним из важнейших эксплуатационных показателей работы зубчатых передач является шум их работы. В наибольшей степени повышенная шумность зубчатых передач характерна для высокоскоростных и тяжелонагруженных передач, и данный показатель в большинстве случаев также характеризует надежность и долговечность механизма с зубчатыми колесами.
Основное содержание и результаты работы
Уровень шума зубчатых колес зависит от многих факторов, главными из которых являются точность зубчатого зацепления, а также инерционные и жесткостные параметры системы. Погрешности зацепления являются возбудителями вынужденных колебаний, а инерционные и жесткостные параметры определяют собственные колебания системы.
Вследствие разности фактических шагов ведущего и ведомого колес, возникают удары сопряженных зубьев в момент входа их в зацепление . Это вызывает колебательный процесс. Сила удара находится в прямой зависимости от разности шагов зацепления и окружной скорости. Поэтому при возрастании скорости вращения валов с зубчатыми колесами, возрастает и интенсивность шума.
Другой причиной вибраций и шума зубчатых передач является мгновенное изменение жесткости зубчатого зацепления при переходе от двухпарного зацепления зубьев к однопарному, а также мгновенное изменение силы трения, действующей между рабочими профилями зубьев в полюсе зацепления. Это вызывает распространение вибрации от зубчатых колес ко всем деталям механизма зубчатой передачи и возникновение звуковых волн.
При рассмотрении различных форм пятна контакта зубьев можно выделить следующие характерные случаи (рис.1).
Рисунок 1 - Формы пятна контакта пар зубьев
При форме пятна контакта, представленной на рис.1, а, зубчатая передача издает тихий шелест и низкое гудение, практически на увеличивающееся с ростом окружной скорости. В данном случае нагрузка распределяется равномерно по зубьям, и передача считается годной. При форме пятна контакта (рис. 1, б), без нагрузки слышен шелест, а код нагрузкой вой, увеличивающийся с ростом окружной скорости. Передачи с формой пятна контакта показанной на рис. 1,в, при работе без нагрузки издают мелкий стук, перерастающий в вой и частый перемежающийся стук. В случае (рис.1, г) передача издает частый перемежающийся стук, перерастающий с вой.
Как видно из форм пятна контакта, возникновению шума способствуют также погрешности обработки базовых отверстий корпуса зубчатой передачи, что вызывает перекосы валов и подшипников при монтаже зубчатой передачи. Это вызывает результаты, аналогичные погрешностям окружного шага и направления зуба .
Исходя из причин возникновения шума в работе зубчатых передач, можно определить основные способы его снижения, среди которых выделим конструктивные и технологические методы.
К конструктивным методам можно отнести методы связанные с совершенствованием конструкции зубчатых колес, которые позволяют устранить удары и вибрации при зацеплении пар зубьев.
Для повышения плавности в работе зубчатой передачи целесообразно использовать косозубые, шевронные и колеса с криволинейным зубом вместо прямозубых. Такие зубчатые передачи позволяют каждому зубу входить в зацепление не сразу по всей длине, как правило с ударом, а постепенно, плавно, вызывая упругие микродеформации участков зуба, компенсирующие погрешности окружного шага и направления зуба. Переход от прямозубой к косозубой или криволинейной форме зуба позволяет снизить уровень шума на 10-12 дБ.
Если конструкция зубчатой передачи по какой либо причине не позволяет применение косо- или криволинейной формы зуба, снижения шума можно достичь за счет модификации формы зуба. Здесь можно выделить два способа: продольная модификация и модификация формы профиля зуба. Продольная модификация заключается в плавном изменении размеров сечения зуба по его длине, и чаще всего сводится к применении зубьев бочкообразной формы. В таких зубчатых колесах ширина зуба уменьшается от середины к краям зубчатого венца. Это позволяет уменьшить влияние перекоса зубьев вследствие непараллельности осей валов и погрешностей направления зуба, при этом шум зубчатой передачи снижается на 3-4 дБ.
Модификация формы эвольвентного профиля зуба чаще всего сводится к фланкированию головки и ножки зуба - направленном удалении части профиля зуба для более равномерного расположении зубьев на колесе и уменьшения ошибок основного шага. Это позволяет упростить монтаж зубчатых колес в передаче и уменьшить влияние деформации зубьев при работе под нагрузкой. В результате фланкирования контакт зубьев вне линии зацепления заменяется на теоретически правильный контакт по линии зацепления, в результате чего увеличивается пятно контакта зубьев и снижается уровень шума зубчатой передачи.
Также известно, что одним из факторов определяющих способность зубчатой передачи гасить колебания является материал колеса. За счет замены хотя бы одного зубчатого колеса передачи на колесо из пластмассы можно значительно снизить уровень шума, что в наибольшей степени достигается для высокоскоростных передач, на резонансных режимах работы а также при повышенных нагрузках. Существенно снизить шумность несиловых передач можно за счет применения сталей с низкой поверхностной твердостью, металлических порошков и т. п. Хорошей комбинацией в зубчатой передаче является использование шестерни из стали повышенной твердости и шлифованными зубьями с колесом из более мягкой стали и шевингованными зубьями.
Для более бесшумной и плавной работы зубчатой передачи при постоянных условиях нагружения следует назначать минимальный модуль зубчатых колес . Это увеличивает торцовый и осевой коэффициенты перекрытия, повышая плавность работы и снижая вибрации в зацеплении. При этом, вследствие уменьшения сечения основания зуба, входящего в зацепление уменьшается уровень допускаемых нагрузок на зуб. Для компенсации этого недостатка следует увеличивать делительный диаметр, ширину зубчатого венца, использования многопарного зацепления и т. д.
Шум передачи также можно снизить за счет обеспечения коэффициента перекрытия зубьев равного целому числу. Испытания показали, что коэффициент перекрытия 2,0 обеспечивает наиболее бесшумную работу передачи.
На шумность зубчатой передачи влияет нагрузка на зубья. При увеличении коэффициента нагрузки, снижается динамическая нагрузка в зацеплении. При этом увеличиваются упругие деформации в зацеплении, компенсируя неизбежные погрешности шага зубьев, повышается плавность работы передачи и снижается уровень шума.
Кроме того на шумность влияет конструкция и материал корпуса зубчатой передачи, который должен препятствовать распространению звука в окружающую среду. Как правило, литые корпуса лучше демпфируют колебания чем сварные. Качество смазочного материала также определяется их способностью демпфировать колебания. Более вязки смазочные материалы обеспечивают более бесшумную работу, однако снижая при этом КПД зубчатой передачи. Тип подшипников валов зубчатых колес также влияет на шумность работы передачи. Подшипники качения, работая с масляной пленкой при высоких скоростях, обеспечивают более бесшумную работу зубчатой передачи, имея при этом, однако, значительно большие потери на трение по сравнению с подшипниками качения. Поэтому подшипники качения рекомендуется использовать в высокоскоростных передачах.
Среди технологических методов снижения шума в работе зубчатых передач рассмотрим основные технологические операции отделочной обработки зубьев. Как рассматривалось ранее, основное влияние на шум зубчатой передачи оказывает точность и качество поверхностей зубьев. Уменьшение шума зубчатой передачи для незакаленных зубчатых колес наиболее эффективно можно обеспечить шевингованием. При этом значительно уменьшаются погрешности окружного шага, направления зуба и отклонения профиля зуба. Для закаленных зубчатых колес наиболее эффективным и производительным методом борьбы с шумом является зубохонингование, обеспечивающее снижение шума передачи на 2-4 дБ. Зубошлифование обеспечивает наиболее высокую точность параметров зубчатого венца и наименьший уровень шума передачи. Однако данный метод наименее производителен.
Выводы
В целом в ходе исследовании установили что основным источником шума в работе зубчатой передачи являются удары и вибрации возникающие вследствие неточности элементов зубчатой передачи. Определили основные конструкторские и технологические методы уменьшения шума в работе зубчатой передачи.
Список использованной литературы
1. Кудрявцев В. Н. Зубчатые передачи. - М.: Машгис,1957. - 263 с.
2. Косарев О. И. Способы снижения возбуждения и вибраций в прямозубом зацеплении. / О. И. Косарев // Вестник машиностроения. - 2001. - №4. С. 8-14.
3. Рудницкий В. Н. Влияние геометрических параметров зубчатых колес на шум в зубчатых передачах / В. Н. Рудницкий. Сб. ст. Вклад ученых и специалистов в
национальную экономику / БГИТА - Брянск, 2001. - с.125-128.
