传动噪声（通用7篇）
传动噪声 篇1
0 引 言
齿轮传动噪声是机械噪声的重要组成部分[1], 为了降低噪声应从设计、工艺等方面提出要求, 这些工作都与噪声测量分不开, 只有通过噪声测量才能评价噪声的高低, 分析噪声产生的原因, 因此齿轮噪声测量成为分析齿轮工艺的一种重要手段[2,3]。目前测量噪声的主要手段是声级计[4], 特别在齿轮噪声测量领域主要采用声学测量分析站[5], 声级计主要针对噪声声压级测量, 仅仅测量了噪声的分贝数, 缺乏对噪声的处理分析, 声学测量分析站是虚拟仪器, 依赖于PC机的软件分析, 不能做到便携式和嵌入式。
因此, 本研究设计了基于DSP与FPGA的便携式齿轮传动噪声测量系统, 它能实现齿轮传动噪声信号的采集、实时数据处理及结果显示功能。可以通过测量齿轮传动噪声, 分析齿轮的加工工艺。
1 齿轮噪声分析方法
在齿轮传动噪声测量中采集到的声音信号不仅包括齿轮啮合噪声, 还含有大量电机运转及周围环境等背景噪声。针对这样复杂的噪声系统, 时域分析和FFT分析已不能满足要求。本研究所设计的系统采用了FFT分析和细化谱分析相结合的方法。FFT分析能得到噪声信号中所包含的频率成分[6,7], 但分辨率不够高。为了准确获取齿轮啮合频率成分, 需提高频率分辨率。因此, 本研究采用细化谱分析, 即基于复解析带通滤波器的复调制细化选带频谱分析方法[8]。
复调制细化选带频谱分析方法, 即ZFFT方法, 只需输入样本的一部分进行FFT变换, 这样可使信号频谱局部 (即感兴趣的频率带) 频率分辨率得到极大提高。
下面以低通滤波器宽度为fs/ (2D) 、间隔D点选抽一点作N点谱分析, N条谱线反映 (f1～f2) 频带频谱的方法为例, 说明ZFFT的原理。
设原信号的采样频率为fs, N为一段FFT分析点数, D为细化倍数, M为滤波器半阶数, 采样序列为x (n) 。首先确定欲细化频段的中心频率fe及细化倍数D, 在频带 (f1～f2) 范围内进行频率细化分析;然后构造一个实低通滤波器hL (n) , 进行复调制移频, 得到一个复解析带通滤波器h0 (n) ;再用复解析带通滤波器h0 (n) 对样本信号x (n) 作选抽滤波, 选抽比为D, 选抽出N点, 得到选抽后的复信号y (Dn) ;接下来对y (Dn) 进行复调制移频, 将细化的起始频率移到零频点, 移频信号为s (n) , 得到复调制后信号为y2 (n) =y (Dn) s (n) ;最后对y2 (n) 作N点FFT分析, 即可以得到具有N条独立谱线的细化频谱。
通过细化谱分析方法可以在含有背景噪声的情况下提取出齿轮传动噪声的特征频率, 如齿轮啮合频率等。
2 系统总体设计
系统采用差分输入方式, 同步采集两路噪声信号, 由DSP与FPGA构成的混合结构协同处理[9], 并将信号传输到上位机进行对比分析与显示。系统采用模块化设计思想, 首先由两路传声器同步采集噪声信号, 经前置放大和抗混频低通滤波后由A/D转换器进行同步转换, 再由DSP模块对数据进行分析, 送液晶模块实时显示分析结果。为了进一步分析与保存噪声信号, 本研究将数据通过USB通讯模块传输到上位机进行多种算法比较分析, 以便彻底搞清楚信号特征。这样, 系统既具便携式分析特点, 又具扩展综合分析特点, 系统总体方案如图1所示。
3 系统硬件设计
硬件系统由低通滤波器、A/D转换器、FPGA时序控制器、DSP处理器、键盘控制、串口与USB通讯模块以及液晶显示模块等构成, 它们构成了集信号采集、数据处理、人机交互及通讯功能于一体的便携式测量系统。
低通滤波器采用了MAXIM公司的MAX274有源滤波设计芯片[10], 其具有频带宽、外围设计简单等特点, 只需匹配好其外围的几个电阻阻值就能设计出各种阶数及类型的滤波器, 可以大大提高设计效率。齿轮噪声大致频带在5 kHz以内, 该系统设计了上限频率为5 kHz的8阶切比雪夫低通滤波器, 滤波特性如图2所示 (其中, 图2 (a) 为滤波器的时域特性, 图2 (b) 为滤波器的幅频特性与相频特性) 。
A/D转换器采用的是ADI公司的AD7656芯片, 它是一款具有6通道、同步采样、16位精度、采样速率高达250 ksps的模/数转换器[11], 该系统用了其中两个通道。A/D与LCD的工作时序分别由FPGA控制, 采用了Altera公司的Cyclone系列器件EP1C3T144C8, 它是一款片上资源丰富、性能优良、高性价比的可编程门阵列。DSP采用了TI公司的TMS320F2812芯片, 它是一款主频为150 MHz, 数据处理位数高达32位且具有丰富外设结构的高性能处理器[12], 能轻松控制噪声信号的采集, 并快速对数据做算法分析。USB通讯模块采用了SL811HS嵌入式主/从设备控制器, 它可以全速或低速与PC设备通信。LCD显示模块选用了图形点阵式液晶显示器JM240128A, 内置t6963c控制器, 便于开发应用。
4 系统软件设计
系统软件包括DSP下位机软件和上位机信号处理软件。其中DSP软件实现两路A/D同步采样、信号FFT分析、键盘控制、LCD界面显示、USB及串口通讯功能;上位机信号处理软件包括数据通讯、数据显示、数据保存、算法分析、图形显示等功能。
4.1 DSP软件设计
DSP程序包括A/D采样程序、LCD显示程序、FFT算法程序、USB及串口通讯程序, 流程图如图3所示。首先进行系统初始化, 设置DSP系统时钟, 关看门狗, 初始化外设时钟等;然后初始化A/D转换时序, 等待转换中断的到来;USB初始化, 设置USB通讯功能;LCD初始化, 设置控制模式及显示模式;接下来进行LCD清屏, 进入开机LOGO显示界面, 按启动键进入菜单界面, 包括信号采集、信号分析、USB通讯3个功能模块。移动光标到信号采集模块, 按确定键, 启动A/D转换, 进入A/D转换子程序, 当完成N点数据采样, 自动返回菜单界面;当选择信号分析模块, 按下“确定”键时, 将A/D采集的N点数据进行FFT分析, 频谱图由LCD显示出来;当选择USB通讯模块时, 按“确定”键将A/D采集的N点数据发送到上位机, 用上位机软件对信号做进一步处理, N点数据发送完, 自动返回功能菜单界面。
4.2 上位机软件设计
上位机数据处理软件由VC++6.0编程, 实现了齿轮噪声信号多种算法对比分析、图像化显示及数据备案保存作用。本研究采用模块化设计结构, 界面包括通讯设置、算法分析、图形显示3个模块, 如图4所示。
通讯设置模块包括串口设置、数据接收、数据发送及数据保存功能, 实现上位机与下位机便携式仪器之间的数据通讯。算法分析模块有信号FFT分析和细化谱分析功能, 首先对采集的噪声信号进行FFT分析, 大致分析出齿轮噪声频谱及其边频带, 然后通过查找主动轮与被动轮齿数及转速等参数计算出齿轮的理论啮合频率, 并以此作为细化谱分析的中心频率, 进行细化分析, 细化谱算法流程图如图5所示。首先构造复解析带通滤波器进行带通数字选抽滤波, 重抽样;然后进行复调制移频, 将要分析的频带的频率起点移到零频率处;最后进行FFT分析。图形显示模块包括原始噪声信号显示、FFT分析结果显示和细化谱分析结果显示, 通过图形显示更直观地看到噪声信号实时变化和其数据处理的对比结果。软件测试界面如图6所示, 它既能实现在线测量结果的实时分析, 又能对历史数据进行分析, 通过窗口输入, 可以设置显示的数据长度、做谱变换点数以及做细化谱分析的参数等, 同时变换结果通过窗口显示出来。
5 实 验
本研究对型号为KAF37-Y4-6.37-M4-270的变速箱进行了噪声测量试验, 变速箱用ALPHA5000-300GB型变频器进行调速, 设置变频器的输出频率f=15.00 Hz, 变速箱工作参数如下:额定转速为2 890 r/min, 一级斜齿轮副主从动轮齿数分别为z1=23、z2=31, 传动比为1.348, 啮合频率f1=332.35 Hz;锥齿轮副主从动轮齿数分别为z3=15、z4=25, 传动比为1.667, 啮合频率f2=160.81 Hz;二级斜齿轮副主从动轮齿数分别为z5=15、z6=43, 传动比为2.867, 啮合频率为f3=96.48 Hz。所测变速箱噪声时域图及频域图如图7所示。
变速箱齿轮啮合噪声时域图如图7 (a) 所示, 呈周期变化;对噪声信号进行1 024点FFT变换, 可分析出一级斜齿频谱, 其对应第34点谱, 如图7 (b) 所示。而锥齿及二级斜齿由于背景噪声较大无法直接通过FFT变换分析出来, 需要用细化谱算法进行分析, 对锥齿轮副进行细化谱分析, 结果为166.65 Hz, 对二级斜齿轮副细化谱分析, 结果为99.99 Hz, 如图8所示。
经过细化谱分析, 齿轮啮合频谱很容易被分离出来, 通过啮合频谱的能量情况可以定性判断齿轮轮齿的啮合状况。
6 结束语
本研究设计了一种基于DSP与FPGA混合结构的便携式齿轮传动噪声测量系统, 它能现场采集和实时处理齿轮噪声信号, 并通过人机交互界面实时显示信号分析结果;系统还可以通过上位机信号处理软件对比分析现场与历史噪声信号, 并保存信号处理的结果。
测试实验结果表明:该系统采集精度高, 实时处理能力强, 界面显示直观;在包含背景噪声的情况下, 能有效分析出齿轮传动噪声信号中的特征频率, 具有一定的工程应用价值。
摘要：为实现通过测量齿轮传动噪声来分析齿轮加工工艺的目标, 开发了一套齿轮传动噪声测量系统。利用硬件系统现场采集与分析处理齿轮噪声, 并实时显示噪声信号的处理结果;为了对噪声信号做进一步对比分析, 利用硬件系统的USB模块与上位机进行数据通讯, 通过上位机信号处理软件对齿轮传动噪声信号做FFT分析和细化谱分析, 并对处理结果进行实时显示及保存。实验结果表明, 该系统能准确采集与处理齿轮传动噪声信号, 并能有效分析噪声信号的特征频率, 可用于齿轮加工工艺的分析。
关键词：传动噪声,USB通讯,细化谱分析,特征频率
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机械传动齿轮噪声产生原因及控制 篇2
轮齿啮合时, 由于冲击而使齿轮产生很大的加速度并会引起周围介质扰动, 由这种扰动产生的声辐射称为齿轮的加速度噪声。在齿轮动态啮合力作用下, 系统各零部件会产生振动, 这些振动所产生的声辐射称自鸣噪声。
2 影响噪声产生的因素
2.1 齿轮啮合对噪声的影响
从渐开线直齿圆柱齿轮的啮合原理上讲, 齿轮传动中, 两个共轭齿面间的摩擦应该是纯滚动运动摩擦, 但实际应用中, 理论上的纯滚动啮合是不存在的, 渐开线直齿圆柱齿轮啮合轨迹是滚动和相对滑动共存的复杂运动, 这是难以避免和克服的。在加工齿轮齿面过程中, 如果没有经过最后的齿面研磨, 实际的齿面就类似于不同直线连接起来的曲线, 在滚动加滑动摩擦过程中, 摩擦和撞击是在所难免的, 噪声和振动也就随之而来。
2.2 齿轮参数对噪声的影响
(1) 齿宽。齿宽与轮齿的弯曲变形成反比, 齿宽增加, 轮齿的强度加大, 齿轮噪声降低[1]。所以, 从降低齿轮噪声的观点出发, 较理想的设计是选择合适的材料与热处理方法以提高轮齿强度, 尽量减小齿轮直径, 同时加大齿宽, 以弥补所造成的齿轮强度的降低。
(2) 模数。齿轮啮合时, 轮齿的弹性变形是产生啮合脉动的主要原因。齿轮模数m是齿轮设计中的基本参数, 模数大即齿轮尺寸大, 承载能力也大。轮齿的弯曲和模数成反比, 增大模数也就提高了轮齿的刚度, 啮合传动时轮齿弹性变形就小, 轮齿产生的冲击力也就小, 从而降低了噪声。从这个意义上讲, 模数值宜取大。但齿轮的加工误差也和模数有很大关系, 模数越大, 齿距误差与齿形误差也将越大, 啮合噪声也相应增大。因此, 要根据具体条件来选择模数。
(3) 压力角。压力角增大可使齿轮传动的弯曲强度和接触强度增加, 但不是压力角越大越好。对于重合度接近2的高速齿轮传动, 通常采用的压力角为16°~18°, 可增加齿轮柔性, 减轻啮合冲击, 降低噪声, 这样, 基本上兼顾了强度和噪声两方面要求。另外, 对于存在压力角偏差的齿轮噪声在任何情况下都是较高的, 适当更换齿轮的主、从动地位, 可以减小噪声。对存在正压力角偏差的齿轮, 作从动轮较好, 而存在负压力角偏差的齿轮作主动轮时噪声会得到改善[2]。
(4) 齿形。齿形误差对振动的影响不仅与误差大小有关, 而且与形状也有关。研究表明, 中凹齿形误差对振动的影响比中凸齿形误差大, 中凸形误差在主共振区和二、三次共振区的振动小。因此, 为了降低齿轮振动, 加工时, 在节点处尽量不产生齿面中凹现象。
采用齿轮修形, 能有效减小齿轮传动中的撞击, 从而控制齿轮传动噪声, 使变速器噪声降低。齿轮修形有齿廓修形和齿向修形两大类。前者是微量修整齿廓, 使其偏离理论齿廓, 可减轻轮齿的冲击、振动和噪声。后者是沿齿线方向微量修整齿面, 可以改善载荷沿齿线分布不均匀状况, 提高齿轮承载能力, 也可降低噪声。
2.3 加工精度对噪声的影响
(1) 基节误差。齿轮有了基节误差, 就会产生振动引起噪声。即使齿形是正确的, 如果齿轮上一个基节有误差, 在低速时, 基本上不影响下一个齿的啮合, 但速度高时, 就会影响后面的许多齿的啮合。有周期误差的齿轮, 误差即使很小, 也会引起周期性振动。但对于具有非周期性误差的齿轮, 一般情况下与前者相比, 齿轮振动要小一些。因此, 在一对齿轮中, 至少应有一个齿轮是具有非周期性误差的, 这样引起的振动可小一些。从上述分析可知, 提高齿轮加工精度, 减小齿轮误差, 尽量不产生齿面中凹齿形和周期性基节误差等, 均可降低齿轮的噪声。
(2) 接触精度。检查接触精度是从根本上寻找齿轮噪声产生原因的最好方法。影响接触精度的主要因素为齿轮齿形及齿向误差、齿面伤痕、箱体孔加工误差、轴及轴承刚性不足和精度低等。
2.4 参数及润滑条件对噪声的影响
(1) 啮合系数 (重合系数) 。啮合系数愈大, 噪声愈低。因为啮合系数愈大, 齿的弹性变形越小。当齿轮啮合系数在1~2之间时, 噪声变化不大, 若大于2, 噪声可明显减少。增大啮合系数的办法是增大齿轮的变位系数、选用较小模数的齿轮及采用斜齿轮等。
(2) 侧隙。规范侧隙可避免产生轮齿间的干涉。侧隙过小, 将导致齿间太紧, 噪声急剧增大。侧隙过大, 齿间产生撞击, 也使噪声变大。
(3) 转速。在保证工作性能的前提下, 降低齿轮转速可降低噪声。因为齿轮啮合冲击的能量随齿轮圆周速度的增加而增加, 特别是当线速度超过10 m/s时更是如此, 齿轮线速度每增加1倍, 齿轮噪声增加约6 dB。所以, 齿轮的转速对噪声大小有直接关系。
(4) 润滑。润滑油在润滑和冷却的同时, 还起到一定的阻尼作用, 若能在齿面上维持一定的油膜厚度, 就能防止啮合面的直接接触, 降低噪声。
3 控制措施
3.1 选择合理的加工及装配精度
渐开线直齿圆柱齿轮传动振动与噪声是一个相对的物理量, 并不是一味地追求理想上的无噪声或无振动传动。在充分考虑成本、使用安全和噪声等综合指标的同时, 选择适合的加工精度与装配精度, 用合理的加工与装配精度来保障机构的总体合理性。如果加工精度与装配精度都能满足设计要求, 就等同把齿轮传动的振动和噪声控制在合理的范围内了。
3.2 选择齿轮参数
(1) 渐开线直齿圆柱齿轮重合度ε。渐开线齿轮设计要求其重合度ε≥1, 在有较高加工及装配能力, 且理论上不产生传动干涉的情况下, 尽可能提高齿轮传动的重合度, 有利于平稳传动和减少传动噪声。
(2) 齿轮模数m、齿宽b和齿轮幅板厚度h。当传递较大载荷时, 由于轮齿啮合“动态激励”主要是轮齿的弯曲变形引起的, 而轮齿的弯曲刚度又与模数成正比, 因此, 增大模数可减小轮齿的“动态激励”, 降低噪声。但是, 在传递载荷较小或空载时, 轮齿误差的影响会远大于轮齿变形, 这就应从齿轮加工误差的角度来考虑模数大小对噪声的影响。齿距误差Δp可按下式求得。
式中, d0为齿轮节圆直径;m为模数;C1, C2, C3为常数。
齿形误差:
式中, C4, C5为常数
由 (1) 、 (2) 两式可看出, 上述两项误差直接与模数有关, 并且模数大, 齿形误差也大, 噪声也越大。因此, 在传递较小载荷或空载时, 在齿轮强度允许的情况下, 应尽可能取小模数。增大模数m, 能提高齿轮的抗弯强度, 改善齿轮单齿的刚性, 使单齿的弯曲变形减小, 并能减小瞬时角速度变化, 减少齿轮噪声及振动。但在齿数一定的条件下, 模数m加大后, 齿轮节圆直径就会随之加大, 结构及体积也必然会增大, 单位制造成本也会增大。另外, 根据声学原理, 齿轮轮盘直径越大, 其发声强度也越大。所以, 在充分考虑强度、结构条件和避免根切的条件下。模数m应尽可能降低, 这样, 一方面可以减少齿轮辐射噪声的面积, 另一方面, 中心距确定后, 当齿轮的分度圆直径d=mz时, 模数m越小, 齿数z越大, 重合度增大, 能有效降低齿轮传动噪声。
(3) 转速n和传动比i的选择。渐开线直齿圆柱齿轮旋转速度越高, 噪声也越大。各轴的转速是根据动力、工作机构和传动比要求而确定的, 每种传动系统都有自己的固有振动频率, 应避免齿轮的转速与其“合拍”, 产生共振。一般要求增速传动时, i≤2;减速传动时i≥1/4, 超过此范围时单级传动应改为双级传动。单级传动的噪声比双级传动的噪声大, 增速传动的噪声比减速传动的噪声大。
3.3 箱体设计及增加吸收噪声材料
在渐开线直齿圆柱齿轮传动中, 开放式传动方式大多数是低转速的低噪声传动。而高转速的传动方式, 可采取箱体结构。设计中, 增加隔声结构或外部增加隔声材料, 使大部分噪声被隔声结构和吸声材料吸收。
3.4 润滑脂的选择
恰当的润滑脂既能保护齿面不受磨损, 提高齿轮的使用寿命, 又能改善齿轮的传动精度。润滑脂油膜可保护共轭齿面的滚动加滑动摩擦, 油膜又有克服传动冲击和减振作用。
参考文献
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治理摩托车齿轮传动噪声的措施 篇3
1 对离合器齿轮要求
a) 材料:试验所用m=2.25, z=30,β=24°齿轮,文献[1]指出,20CrMo钢中小模数的齿轮,钢材的淬透性能J9(距淬火端9mm)控制在(30～36)HRC范围内,能获得满意的热处理变形效果,因此选用控制淬透性好的H钢,即20CrMoH(日本材料牌号:SCM420H),其化学成分列于表1。
b) 热处理要求:碳氮共渗淬火:表面硬度:(520～480)HV/30/20,碳氮共渗层深度:0.3mm～0.8mm。
c) 齿轮精度要求:齿圈径向跳动误差ΔFr≤44μm,齿距累计误差ΔFp≤62μm,齿向误差ΔFβ≤14μm,齿形误差Δff≤13μm。
2 存在问题
齿轮在原热处理时变形过大,达不到精度要求,原始数据列于表2。
从上表可看出:1)齿圈径向跳动误差和齿距累计误差与要求值较接近;2)齿向误差与要求值相比,变化较大;3)齿形误差变化大。
根据上述分析,应该把攻关的重点放在减小齿向误差和齿形误差两个方面。
3 采取的措施
a) 重新制定工艺流程,用等温正火代替普通正火:齿轮加工的原工艺流程为:精锻毛坯—正火—机加工—精度测量—渗碳淬火—低温回火—吹砂(清洗)—精度测量—磨内孔—精度测量。渗碳齿轮锻造毛坯均要经过预备热处理,以改善晶粒度,获得合适的切削硬度,同时为碳氮共渗作组织准备,以减少畸变,通常都采用正火处理。但普通正火处理齿坯的硬度不均匀。当硬度过高时,切削阻力变大,刀具的磨损变快,而且常常出现崩刃现象。同时,由于组织不均匀及切削加工时造成的不均匀塑性变形,致使渗碳齿轮淬火后变形增大[2],所以以等温正火代替普通正火(表3)。其工艺、硬度及组织要求如下:
b) 齿轮切削加工:一般热处理的变形随加工变形量的增大而增大,由于切削加工工艺不当,如切削速度过快、刀具磨损切削时所造成的残余应力、切削过程中基准面不平、存在铁屑等异物、齿轮拉花键孔时出口方向不当等都可使热处理变形量增大。通过改进切削加工工艺,加工变形量可得到有效控制[3]。齿轮经过机加工后,其齿形齿向的精度必须达到JIS标准0～3级,再进行碳氮共渗后淬火,以期达到经淬火变形后,齿轮的精度能达到设计要求。
工艺能力指数Cp>1,以保证齿轮切削加工能力的稳定性。
c) 软氮化代替碳氮共渗淬火工艺试验:热处理工艺方案见表4,渗碳参数设置后由微机控制,用氧探头做氧电势(炉气碳势)的传感元件。用电磁阀和可控硅做碳势和温度的执行机构。渗碳介质:甲醇+煤油。通过调节滴入量控制齿轮表面的碳浓度。其软氮化工艺采用通氨滴醇法,通过实验和分析可知,最适宜的通氨滴醇法温度为570℃,最佳的氨、醇滴量:氨气(0.7～0.8)m2/h,乙醇(70～80)滴/min[4]。淬火选用等温分级淬火油冷却。回火工艺为200℃～220℃保温60min。
4 实验结果
a) 变形检测结果:变形检测结果见表5。热处理后齿轮总的变形趋势及大小如表6所示。
从表中可以看出,热处理前后齿轮的变化趋势和大小有一些规律:检测结果表明,齿顶有变尖的趋势,而齿向两侧有较严重的塌边现象,这是降低齿轮精度的直接原因。
b) 热处理技术参数检测:正火后齿轮其硬度为(168～230)HBS,金相组织为粒状贝氏体、铁素体和珠光体(B粒+F+P)。等温正火齿轮其硬度为(160～180)HBS,金相组织为F+S。
渗碳层深度为(0.35～0.40)mm,表面硬度为(513～483)HV/30/20,渗碳后心部金相组织为回火马氏体,有时出现少量铁素体。软氮化后齿轮,表面最外层是化合物层,它是由ε相、γ′相和含氮的渗碳体Fe3(C,N)所组成,次层是扩散层,它主要是由γ′相和ε相所组成。
5 实验结果分析
a) 预备热处理对齿轮变形的影响:从表5可知,等温正火比普通正火作为预备热处理渗碳淬火后的齿轮的变形明显减小,这是因为普通正火冷却过程中,受零件的分散程度、所处位置、季节变化和空气流动等诸多因素的影响,即使是同一炉正火零件,零件的硬度值分散大(168HBS～230HBS),显微组织不稳定(B粒+F+P),性能也不一致。另外,在正火空冷条件下,存在着带状组织,组织中出现了大量粒状贝氏体,,则切削后的残余应力较大,随之变形增大。而等温正火工艺可实现相变过程的有效控制。齿坯奥氏体化后迅速冷却到AC1温度以下的珠光体相变温度等温,由于相变在恒温下进行的。因此经等温正火处理后的钢件硬度为170HBS,金相组织为F+P,组织均匀,硬度适中,避免了带状组织及非平衡组织(贝氏体、马氏体和α-Fe魏氏体等)具有较好的切削性能,切削后的残余应力较小,相应变形减小;此外,由于等温正火是在恒温下实现相变,与在一定温度范围内实现相变的普通正火相比,残余应力较小,有利于减少淬火变形。改善切削加工性能及渗碳淬火组织[5]。
b) 最终热处理对齿轮变形的影响:从表3可知,采用(560～570)℃, 150min软氮化处理的齿轮的变形最小。这是因为软氮化与渗碳相比处理温度低,时间短,工件变形小。
c) 吹沙对齿轮变形的影响:轻吹砂对齿轮精度的影响较小,而重吹则加重了齿向塌边的倾向,并使齿轮波度增大,降低了齿轮精度。热处理后只能进行液体吹砂,吹砂压力(2～3)Pa为宜。
d) 渗碳淬火时的摆放位置及方式对变形的影响:从试验结果看,齿轮在炉膛内的位置对变形没有明显的影响,而放置方式则有影响,如垂直摆放时齿向易产生倾斜。分析可能原因之一是内孔变形影响了齿向,因为磨内孔后齿向倾斜得到了纠正。而水平放置的齿轮则齿向不易产生倾斜。水平摆放可有效改善齿轮大平面的冷却均匀性,而齿轮径向的变形又以均匀的收缩为主,最终减少了变形。
6 分析及讨论
热处理变形是工件在热应力和组织应力综合作用下的结果,这个作用过程是十分复杂的。对齿轮而言,内孔的收缩、倾斜,侧面的变形,单齿的变形都直接影响到齿轮的精度,对单齿而言,在热应力作用下,齿顶变尖和两侧塌边,齿根则因基体的牵扯作用而变形不大。组织应力的结果则正好相反,但热应力是在整个热处理过程中都存在的,并且往往是大于材料的弹性极限的,对淬火而言,组织应力则发生在奥氏体向马氏体转变的瞬间,其冲击作用非常大,但因发生在比较低的温度范围,这对渗碳件来说,材料的塑性已不大了,所以,组织应力对齿轮变形的作用也就不及热应力的作用大。热应力往往是造成零件变形的主要原因。因此,单齿的变形表现为齿顶变尖和两侧塌边。
7 热处理变形对齿轮精度的影响及预防
a) 对齿形的影响及预防:由于齿顶有变尖的趋势,而齿向两侧有较严重的塌边现象,即齿顶部的齿厚变薄而齿根部的齿厚变厚(压力角增大)。此时应对热处理前的齿形反变形修形,修磨剃齿刀,使齿轮齿顶渐凸,即减少压力角。如对该齿轮,热处理前(剃齿后)使齿顶渐凸(0.003～0.005)mm,热处理后齿形达到要求。
b) 对齿向的影响及预防:由于该齿轮热处理后齿向有朝螺旋角减小变形的趋势,所以剃齿时齿向应予以加大。可对该齿轮在热处理前齿向加大(0.004～0.01)mm(螺旋角加大0°1′～0°3′)热处理后达到预先要求。
c) 对孔的影响及预防:1)渗碳后齿轮孔均缩小,但基本上不影响后序加工。对于花键孔不但缩小,而且有一定的椭圆度,这将影响齿轮的精度。应选择正火+调质或等温正火作为预先热处理,并尽量减少机械加工时的内应力,还可在热处理后用推刀(挤刀)光整内花键予以修整。这对后续为磨齿的齿轮尤其重要。另外,热处理后齿轮的公法线尺寸略有变大,在热处理前的加工中应予以减小尺寸,减少齿轮的齿数、模数等;2)合适的热处理工件摆放方式使渗碳时渗透气氛能够竖直、自由地通过内孔,并使冷却介质合理循环流动,这样内孔的淬火变形比较均匀,可以解决内孔喇叭口变形的问题,热处理时装料方式也有影响,如齿轮采取水平摆放,可减少变形。
8 结论
a) 等温正火比普通正火作为预先热处理渗碳淬火后的齿轮的变形小;
b) (560～570)℃, 150min软氮化作为最终热处理齿轮的变形最小;
c) 重吹砂会加大齿轮的变形,热处理后只能进行液体吹砂,吹砂压力(2～3)Pa为宜;
d) 齿轮在炉膛内的位置对变形没有明显的影响,而放置方式则有影响,而水平放置的齿轮则齿向不易产生倾斜。
参考文献
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传动噪声 篇4
一、机械传动中齿轮噪音的产生原理
1、齿轮设备噪音的产生原理
一个简单物体的弹簧系统只有一个固有振动频率, 这在实际生活中是容易理解的, 但是, 作为机械传动的一个完整的齿轮箱是一个复杂的系统, 因为具有多种力与力的转化与传动往往具有高达50种固有频率。任何一个系统产生振动的基本原因是因为它被激励。就一个齿轮系统而言, 激励是由齿轮的误差引起的, 这就是众所周知的机械传动误差, 传动误差的定义是一个齿轮箱从输入端到输出端转角的实际变化与理论变化之间的差值。
2、齿轮设备噪音与齿轮传动误差
在实际生产与生活中齿轮传动误差与齿轮设备的噪音关系是非常密切的。如图所示, 图1显示了一个简单的齿轮副的传动误差曲线, 由波形可知齿轮副的传动误差曲线是一条非常复杂的曲线。利用傅立叶基数, 这个波形就能用一系列的正弦波来表示。关于传动误差非常重要的一点就是它也包含着幅度和频率之间的调整。幅度与频率的调整将产生更为复杂的传动误差频谱的响应, 这两种调整的基本原理是齿到齿的传动误差随着齿轮副每一次传动进而出现的累计误差的调整, 并在传动误差的整个频谱上产生谐和函数。
机械传动中齿轮的噪音主要是由渐开线误差或齿轮间相邻齿距误差而产生的。由上面论述我们可以得出这样一个结论, 就是幅度和频率调整的影响在齿轮噪音中起着更为重要的作用。用频率表示轴的转速一般情况下都是不会太高, 并且由于人耳的听觉对低频音的感觉不是太敏感, 因此我们可以认为在总的噪音里由于轴的转速带来的影响非常小。然而齿轮设备的机械响应是非常复杂的, 所以调整效应能够激励固有频率, 这些固有频率比每一转频率要高得多。总的噪音问题可总结为, 传动误差是作用在齿轮和齿轮箱上的扰动因素并使之响应, 进而产生了噪音并向外界传播。
二、机械传动中齿轮噪声的产生原因
1、设计影响
(1) 齿轮精度等级。在进行齿轮传动系统设计时, 设计者往往率先从经济的角度考虑, 在满足基本强度要求下尽可能选用经济效果更强地齿轮精度等级, 往往忽略了精度等级是齿轮产生噪声等级与侧隙的标记这一重要特征。美国齿轮制造协会曾经专门进行过大量关于齿轮精度的研究, 研究表明在产生噪音大小方面高精度等级齿轮远比低精度等级齿轮产生的噪声低。因此, 在满足经济条件的前提下, 应尽可能提高齿轮的精度等级, 由此减小齿轮噪声, 进而减少传动误差。
(2) 齿轮宽度。在齿轮传动系统允许时, 适当增大被动齿轮齿面宽, 有利于增大接触比, 从而提高齿轮的承载能力, 降低轮齿挠曲, 减少噪声激励, 达到降低传动噪声的目的。
(3) 齿距和压力角。小齿距可以保证有较多的轮齿在同一时间啮合, 减少单个齿轮挠曲, 齿轮重叠增多, 降低传动噪声的产生, 提高传动精度。较小的压力角由于齿轮接触角和横向重叠比都比较大, 因此运转时产生的噪声小、传动精度高。
2、加工影响
(1) 工作平稳性精度的影响。齿轮的工作平稳性精度就是对齿轮瞬时速比的变化进行限制, 其产生的误差即为齿轮运转一周多次出现的转角误差, 它使齿轮在啮合过程中由于瞬时传动比的变化产生撞击与振动从而使齿轮在运转过程中出现噪声。
(2) 齿轮的接触精度的影响。接触斑点是评定齿轮接触精度高低的综合指标, 接触不好的齿轮其产生噪声必然会很大。造成齿轮接触不好的原因主要是齿向误差影响齿长方向接触, 基节偏差与齿形误差影响齿高方向的接触。
(3) 齿轮的运动精度的影响。齿轮的运动精度代表传递运动的准确性, 即齿轮每运转一周的转角误差最大误差值不能超过一个限定值。齿轮运动精度是表示齿轮运转一周所造成的大周期性误差, 而由齿轮齿圈径向跳动在齿轮旋转一周内的周节累计误差产生的噪声是低频噪声, 但当周节累计误差不断增加时, 将造成齿轮啮合冲击并伴有角速度的变动, 此时噪声将明显增大。
3、装配影响
一方面是齿轮轴向装配间隙过小, 齿轮端面与前后端盖之间的滑动接合面由于齿轮在装配前所带有的毛刺没有及时清除, 从而运转时造成接合面的损坏, 使内泄漏大, 导致输出流量减少, 减低齿轮传动效率;另一方面由于污物进入泵内并楔入齿轮端面与前后端盖之间的间隙内造成配合面磨损, 导致高低压腔因出现径向拉伤的沟槽而连通, 使输出流量减小, 降低齿轮传动效率。对上述两种情况可以分别采用以下方法进行修复。将齿轮泵进行拆解, 适当地增大轴向间隙即研磨齿轮的端面;用平面磨床磨平前后盖端面和齿轮端面, 清除轮齿上的毛刺, 切记不能倒角;经平面磨削后的前后端盖其端面上卸荷槽的深度尺寸会发生一定的变化, 可以通过适当增加宽度来减小磨损。
三、降低机械传动中齿轮产生噪声的方法
1、合理优化齿轮的参数
首先, 增大主动齿轮的螺旋角。随着螺旋角的不断增大, 重合度也随之增大, 噪声降低。但是, 当螺旋角较大时, 其降噪效果反而比螺旋角较小时要差, 这是因为螺旋角大时, 加工和安装都困难, 影响了实际的重合度。其次, 增加被动齿轮齿面宽。齿宽变化引起噪声改变的原因在于能量衰减的不同。因此。齿轮的齿宽越大其衰减性能越好, 对噪声的降低程度越好。最后, 提高齿轮精度。如果将齿轮的传动等级由8级改为6级, 将能减少齿轮表面粗糙度, 提高齿轮的运转精度, 对降低噪声将起到和大作用。
2、正确控制齿轮的侧隙, 合理选择齿面硬度
没有侧隙或侧隙过小将增大齿轮副的噪声。实验表明一般情况下模数齿轮侧隙在0.04毫米以内, 噪声较低。因此在一定范围内适当增加侧隙可以降低噪声, 另一方面, 在材料与精度相同的条件下, 软齿面比硬齿面噪声小1.5~6dB (A) , 采用主动齿轮硬度比被动齿轮硬度高 (2~3) HRC, 可降低噪声。
3、改变齿轮的材料, 对齿面进行涂层处理
在齿轮强度允许的范围内, 尽可能采用高阻尼材料铸铁和非金属材料作为加工齿轮材料, 或者对齿面进行涂镀非金属材料处理, 因为这些材料具有良好塑性和韧性, 可以减少齿轮运行过程中的啮合冲力和节线冲力, 减少振动与冲力, 可以起到很好的降低噪声的效果。
4、改善齿轮润滑
根据齿轮的圆周速度, 选择齿轮传动的合适的润滑方式和理想的润滑油, 可以很好的降低噪声。对不同的减速器应根据实际情况选择合适的润滑方式。同时润滑油的使用不宜过多或过少, 减速器油池的容积可按每kw约需0.4~0.8L润滑油进行计算。对于工作平均温度在90℃以上的减速器, 纯粹的油池润滑将不再适用, 这时需采用循环油润滑或者油池润滑加风扇或其他冷却方法进行润滑。
5、改善减速箱箱体结构
在齿轮箱箱体设计过程中, 提高齿轮传动箱的密闭性可以很好的降低噪声, 设计时尽量不要将高速齿轮暴露在外;安装减振装置, 在薄壁构件的板材上加消声垫片;尽可能将机器安装在恰当的支撑或基础上, 这些方法都可以很好的降低噪声。在对噪声有严格要求的情况下, 可采用在箱体表面增设阻尼材料层如泡沫塑料, 然后在外层包扎约束板的方法来降低减速箱噪声。
参考文献
[1]李俊华:《工程机械齿轮传动噪声的产生及其控制》, 《科学技术与工程》, 2006 (6) 。
[2]池雯:《机械传动中齿轮产生振动与噪声的治理措施》, 《中国高新技术企业》, 2008 (10) 。
传动噪声 篇5
随着人们对生活质量和舒适性要求的提高,噪声已成为高质量家用电器(如按摩椅)的重要评价指标。噪声污染是环境污染的一个重要组成部分,对齿轮机构噪声的研究,早就引起了人们的关注。在国内外,对齿轮噪音产生机理以及影响因素都有过相当深入的研究。但对塑料斜齿轮和蜗杆传动噪音的研究,所见不多。
本文对塑料斜齿轮和蜗杆传动噪声和振动,以试验为手段,作了初步探讨。斜齿轮和蜗杆许多设计参数对其振动和噪声都有影响,而尤以重合度[1]影响最为显著。本试验的装置采用齿轮与蜗杆中心距可以调节变化的设计来改变重合度,从而改变噪声的大小,从而找到最恰当的中心距。
2 实现低噪声蜗杆与斜齿轮机构的设计特点
低噪声齿轮机构设计的关键是合理选择设计参数,据资料介绍国外按摩椅塑料齿轮设计中,为了提高性能,降低噪声,本实例中的设计采用参数值见表1,其总的目标是提高齿轮的重合度,以达到高性能、低噪声。
普通斜齿轮与蜗杆设计,都是采用零变位原理;并采用标准齿高。由于设计理论和方法限制,工业上用的普通圆柱蜗杆传动同时啮合齿数为2以下[2]。
由于斜齿轮与蜗杆传动是“局部共轭”齿轮副,因此重合度不是定值而是随负荷变化而变化,只有在满载条件下才能达到设计重合度,笔者在不同负荷条件下,对斜齿轮与蜗杆齿轮重合度测定证明了上述变化。因此普通斜齿轮与蜗杆实际重合度不大于2,不具有双齿对啮合性能,因此噪声振动较大。
新设计试验装置的特点,根据重合度εa计算公式:
式(1)中,α'为啮合角;z1、z2及αa1、αa2分别为1、2的齿数及齿顶圆压力角。由式(1)可见,重合度εa与模数m无关,而随齿数z的增多而加大,还随啮合角α的减小和齿顶高系数ha觹的增大而增大[3]。
通过改变中心距的大小从而变化啮合角α'来影响重合度。本试验就是基于这种思路来设计的,以求达到最适合参数,有助于降低噪声。
3 试验用斜齿轮和蜗杆的设计参数
为了方便试验研究,作为实例,选用了一东莞按摩器产家生产的某型号的蜗轮蜗杆减速机构产品。该产品主传动采用一个蜗杆带动两个普通斜齿轮传动,作为对照,笔者设计的新试验装置与原传动装置分别准备了一台(如图1所示),用来测试实验结果。设计图的建模是通过Pro/E Wildfire软件来完成的[4]。两组传动装置的参数对照见表2。
被试齿轮技术要求相同,齿轮材料、齿面加工和原设计要求相同。为同一批次的零部件,但是试验平台不同。
4 试验结果及其分析
表2中所列两种齿轮在实验室作了噪声和振动的对比试验。同时测量了背景噪声并对实测进行了修正。测量噪声的距离d为1m[5]。自由搁置落地工器具的矩形六面体测量表面上的测点位置如图2所示。
根据噪声测量结果绘制的曲线如图3,振动测量结果见图4。
由试验结果可得出以下结论。
(1)新设计的装置噪声随中心距的变化出现显著的变化,在117.20mm附近处噪声值最小;而在115.40mm处噪声值最大。而原装置的噪声变化不明显。
(2)新设计的装置振动量随中心距的变化出现规律的变化,在115.40~115.8mm处振动量最大,达到0.05mm;在116.80~117.8mm处振动量最小,达到0.02mm。从图4也能看出:重合度过大,其降噪效果并非想象中的理想。其原因是由于加工精度和轮齿变形的影响,齿轮啮合过程中不能发挥重合度大的优势,传动中产生更多的碰撞和冲击,反而增大噪声。这种情况下要求较高的加工精度和安装精度,增加传动刚性。
5 结论
一种通过螺旋微调改变斜齿轮与蜗杆传动中心距的办法,测试机构噪声的分贝数和振动量,来寻找最适合的中心距值,通过对比试验,最终找到所需要的值为116.5±0.03mm。
摘要：介绍了一种通过改变斜齿轮与蜗杆传动中心距的办法,测试机构噪声的分贝数振动量,来寻找最适合的中心距值,可以直接用于实际生产,使产品的性能更为稳定。
关键词：振动与噪声,斜齿轮和蜗杆,中心距可变
参考文献
[1]霍肇波.以降低噪声为目标的渐开线斜齿圆柱齿轮修形优化设计的研究[D].哈尔滨:哈尔滨工程大学,1996.
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传动噪声 篇6
随着现代机械工业的发展,高速轻量化设计在机械传动系统中已被广泛应用。随之所产生的机械振动与噪声,不仅会干扰自控系统、降低仪表测量精度,而且还会引起构件的疲劳损伤甚至疲劳破坏,机械的振动和噪声,其中大部分来源于齿轮传动工作时产生的振动。
近年来,随着纤维增强塑料齿轮的进一步发展,人们开始试探着在中等功率传动系统中采用塑料齿轮替换一部分金属齿轮,以达到降低产品重量、噪声、振动及成本的目的。尽管塑料增强型材料得到了非常迅速地发展,然而,其还远落后于钢的强度。为此,在传递动力系统设计中,采用多路径传动的行星齿轮结构来替代平行轴齿轮传动,即在钢质行星齿轮传动中,引入塑料齿轮来替换部分钢齿轮,以期达到降低重量、振动和噪声的目的。就最简单的单级2K-H型行星齿轮传动而言,其包含三种类型齿轮(太阳轮、行星轮、内齿圈),共有8种钢塑齿轮组合方式。组合方式究竟对系统传动强度、振动与噪声有何种影响,其规律如何?为了了解组合方式、转速以及负载等对钢-塑齿轮组合行星传动的振动与噪声特性的影响,本文搭建了钢-塑齿轮组合行星传动振动试验台,对8种组合系统的振动与噪声特性进行了一系列实验研究。
1实验系统组成
实验系统组成如图1所示。系统中包括调速装置、加载装置、钢/塑齿轮组合行星减速器、测试装置以及数据采集和处理系统。
8种钢/塑齿轮组合行星传动为SSS、SSN、SNS、NSS、SNN、NNS、NSN、NNN。其中S表示45钢,N表示玻纤维增强尼龙6。以SSN为例,其表示太阳轮和行星轮采用45钢制造、内齿圈采用尼龙6制造。
2 实验过程说明
本文采用齿轮动力学研究中常用的加速传感器来测量钢/塑齿轮组合行星传动系统的振动情况。为了最大限度地降低由输入、输出端与外部联接时轴心不对中而产生偏心载荷的影响,在行星齿轮减速器的输入轴与电动机之间、输出轴与磁粉制动器之间均采用柔性联接。在正式采集振动信号之前,通过对行星齿轮减速器的结构特点分析,预先在箱体表面选择了20个测点进行数据采集。通过分析和对比测量结果,去除测量结果相近的点以及不能很好反映振动细节的点,选定太阳轮与系杆支承轴承切向测点、内齿圈测点和支座水平方向测点。另外,分别在输入、输出轴端安装电涡流传感器来测量运转速度。确定一套钢齿轮和一套塑料齿轮,并分别给予编号,然后按不同的组合方案将钢/塑齿轮组合行星传动装置安装于同一台减速器上,注入相同牌号的润滑油,在1 500 r/min和12 N·m的工况下运转30 min。然后,在同一工况下分别对8种组合方案的行星齿轮减速器进行振动与噪声测试,选取10 000 Hz作为采样频率。
3 实验结果分析
3.1 振动强度分析
目前,工业上常采用振动加速度信号的有效值、噪声强度和频谱幅值对机械振动强度进行评判。本节研究的目的是:通过对输入/输出轴支承轴承、支座以及内齿圈上的振动强度分析,探讨塑料齿轮的引入及组合方式对传动系统振动强度的影响规律。
从图3可以看出,塑料齿轮的引入在很大程度上降低了太阳轮支承轴承上的振动强度。另外,组合方式对降低轴承上的振动强度影响显著,例如引入塑料行星轮替换钢行星轮后,轴承上的振动强度降为后者的1/3～1/5。在8种组合行星传动中,除SNS组合和SNN组合传动外,其它6种组合传动系统太阳轮支承轴承上的振动强度受转速影响较大,随着转速的升高其振动强度迅速增大。在(600～3 100) r/mim范围内太阳轮支承轴承上的振动强度按照从大到小的顺序将各种组合传动可近似排列为:
SSS>NSS>SSN>NNN>NNS>NSN>SNS>SNN。
从图4可以看出,塑料齿轮的引入显著降低了系杆支承轴承上的振动强度。组合方式对系杆支承轴承上的振动强度影响显著,例如引入塑料行星轮或内齿圈在很大程度上降低了系杆支承轴承上的振动强度。在8种组合行星传动中,SSS组合和NSS组合传动系统系杆支承轴承上的振动强度受转速影响显著,随着转速的升高其振动强度迅速增大。在(600～3 100) r/min范围内各组合传动系统的振动强度可近似排列为:
SSS>NSS>SSN>NNS>NSN>NNN>SNS>SNN。
从上述分析中可以看出,组合方式对太阳轮(输入轴)和系杆(输出轴)支承轴承动载荷影响显著。在钢-塑齿轮组合行星传动系统中,可以发现:塑料齿轮的引入显著地降低了传动系统输入轴和输出轴支承轴承上的动载荷;采用塑料行星轮能有效地降低传动系统支承轴承上的动载荷;除SNS和SNN组合传动外,其它6种组合传动系统的支承轴承动载荷受转速影响显著。
从图5可以看出,塑料齿轮的引入在很大程度上降低了行星传动系统支座上的振动强度。在8种组合行星传动中,SSS和NSS组合传动支座上的振动强度受转速影响较大,随着转速的升高而增大。在600～3 100 r/min范围内按照振动强度从大到小的顺序将各种组合传动排列为:
SSS>NSS>SSN>NSN>NNN>SNS>SNN>NNS。
从图6可以看出,在行星齿轮传动系统中内齿圈上的振动最强烈,塑料齿轮的引入极大地降低了该处的振动强度,例如引入塑料行星轮后该处的振动强度降低为全钢行星齿轮传动的1/2～1/6。在8种组合传动中,SSS组合和NSS组合传动内齿圈上的振动强度受转速影响较大,随着转速的升高而增大。在(600～3 100) r/min范围内按照振动强度从大到小的顺序将各种组合传动排列为:
SSS>NSS>SSN>NSN>SNS>NNN>SNN>NNS。
从上述各组合的振动强度排列顺序可以看出,采用钢行星轮的传动系统其振动强度要高于采用塑料行星轮的传动系统。
3.2 噪声强度分析
为了了解组合方式及运行条件对钢/塑齿轮组合行星传动系统噪声强度的影响,采用多点测量取平均法对8种组合传动系统进行噪声测试,其中测点距离减速器表面为60 mm,背景噪声52 dB(A)。在12 N·m负载下,对不同转速下的噪声强度进行了测试,测试结果如图7所示。从图7可以看出,各种组合传动系统的噪声强度均随转速的升高而增加;按噪声强度从大到小各组合可近似排列为:
SSS>NSS>SSN>NNS>NSN>NNN>SNN>SNS;在中低速时,塑料太阳轮的引入可在一定程度上降低传动系统的噪声强度,然而当进入较高速阶段时,降噪效果不大;同样,塑料内齿圈的引入在中低速阶段可降低6 dB左右,而进入到高速阶段后降低4 dB左右,其降噪效果要好于塑料太阳轮的引入;塑料行星轮的引入显著降低了传动系统的噪声强度,其降幅达11 dB。
4 结论
本文针对钢/塑齿轮组合行星传动系统进行了一系列的实验研究,主要研究了组合方式、转速以及负载对钢/塑齿轮组合行星传动系统振动与噪声特性的影响。另外,就实验中发现的非线性振动现象进行了分析与探讨。主要结论如下:
1) 组合方式对行星传动系统输入轴和输出轴支承轴承上的动载荷影响显著。塑料齿轮的引入显著地降低了支承轴承上的动载荷;采用SNS组合或SNN组合可显著降低传动系统支承轴承上的动载荷。
2) 各种组合传动系统的噪声强度均随转速的升高而增大。组合方式对降噪效果影响显著,例如塑料行星轮的引入显著降低了传动系统的噪声,其降幅达11 dB左右。按噪声强度从大到小各组合可排列为:
SSS>NSS>SSN>NNS>NSN>NNN>SNN>SNS。
摘要：通过搭建钢-塑齿轮组合行星传动振动试验台,对8种组合系统进行了一系列实验研究。主要研究了组合方式、转速以及负载等对钢-塑齿轮组合行星传动的振动与噪声特性的影响。实验结果分析表明:组合方式对行星传动系统输入轴和输出轴支承轴承上的动载荷影响显著。塑料齿轮的引入显著地降低了支承轴承上的动载荷;采用SNS组合或SNN组合可显著降低传动系统支承轴承上的动载荷;各种组合传动系统的噪声强度均随转速的升高而增大,组合方式对降噪效果影响显著。
关键词：塑料齿轮,行星齿轮,振动与噪声,实验研究
参考文献
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传动噪声 篇7
近年来,为了降低由驱动装置产生的振动噪声,全封闭牵引电机已经投入运用并正在推进其低噪声化。 但相对而言,由齿轮装置产生噪声的影响程度仍呈增大趋势。齿轮装置产生噪声的机理之一是,认为小齿轮与大齿轮旋转时其啮合状态的变化,导致齿轮轴的转矩变化,以及伴随该转矩变化产生的轴向力(推力) 的变动(以下记作啮合变动力),和由于牵引电机的转矩脉动(波动)等导致的扭转振动(扭振)从而产生变动力,并通过各轴承由齿轮轴传递到齿轮箱,产生齿轮箱振动,由其表面向外部形成声辐射。
本文以最为广泛应用的平行万向联轴节式齿轮装置为研究对象,进行齿轮啮合分析及齿轮箱结构/声场分析,在说明上述机理的过程中,阐述已经取得的关于评价齿轮装置的基本振动、声学特性的结果。
2电动车组地板下的噪声特性
图1给出了安装全封闭牵引电机的电动车组在牵引运行时,根据声源分离预测方法[1]获得的运行速度与地板下 噪声的关 系。 由图1可知,在速度达90 km/h以上的高速区域,齿轮噪声所占的比例超过滚动噪声的比例;速度达120km/h时,牵引电机与滚动噪声的噪声级大致相等,而齿轮装置的噪声级比牵引电机的噪声级高2dB左右。图2给出了以100km/h速度牵引运行中,装用全封闭牵引电机的电动车组的驱动系统的振动与转向架附近地板下噪声的频率特性。就其峰值频域(1.5kHz~2kHz)而言,与牵引电机相比,由齿轮装置产生的振动成分在频谱方面与转向架附近的地板下噪声的频谱更为一致,即转向架附近的地板下噪声主要来自于齿轮箱的振动引起的辐射噪声。
3齿轮装置的试验模态分析
为了说明实体齿轮箱的振动模态,以及为了获取后述的结构/声场分析中必要的衰减参数(阻尼比),利用图3所示的电动式激振器,施加20N(峰-峰值)左右的激振力,在频率达1kHz左右范围内,进行了试验模态分析。拆掉牵引电机及联轴节,为激振齿轮箱的固有振型,利用激振器沿大齿轮上部及小齿轮上部施加横向激振力。除了小齿轮轴、车轴及棱边部位外, 利用加速度计测量了齿轮箱表面的振动加速度。测量位置共计4处:图3中所示小齿轮附近2处,大齿轮附近2处。
图4及图5为齿轮箱表面的主要振动模态与变形方向(箭头处)。在激振频率232Hz下,齿轮箱整体面向车轴方向形成刚体的振动模态,而在500 Hz以上, 则形成局部的弹性振动模态。例如在561Hz处,小齿轮轴与车轴的中间附近形成振动;频率为578 Hz时, 车轴的后部附近形成振动;频率为818 Hz时,以齿轮箱底部为中心形成振动。
表1给出了在各激振频率下齿轮箱的主要振动模态对应的阻尼比。在激振频率达到1.1kHz左右范围,阻尼比介于0.49×10-2~3.14×10-2。如果频率增高,则阻尼比大致呈降低的趋势。阻尼比平均值约为1.4×10-2。
图5 齿轮箱表面的主要振动模态 (561Hz~818Hz)
4由齿轮装置产生的振动辐射噪声分析
齿轮装置振动的主要原因认为是源于齿轮啮合引起的振动、齿轮箱的共振以及来自牵引电机的转矩波动等。可以推断,上述振动通过轴承传递到齿轮箱,进而产生辐射。本节将讨论齿轮的啮合振动分析,在单位转矩条件下由齿轮箱产生的噪声辐射特性,以及在改变齿轮装置材料情况下所进行的降低声功率预测的仿真实例。
4.1齿轮啮合分析
对小齿轮轴给予来自牵引电机的旋转运动,求出了齿轮的转速变动、在齿轮及轴承等部位产生的载荷, 以及轴转矩等。其中将描述与源于齿轮振动引起辐射噪声关系密切的转速变动,以及在轴承上产生的推力 (轴向力)。
4.1.1齿轮啮合分析模型及计算条件
图6为齿轮啮合分析模型。按照六面体实体单元与五面体 实体单元,建立了车 轴及齿轮 的模型。 小齿轮及大齿轮 以齿轮的 法向基本 截面形状 为基础,要求在齿轮分度 圆上形成 扭转角20°,进而建立 了模型,能够描述 实际车辆 用斜齿轮 形状。模型的节点数约为71万个,单元数约为66万个,计算质量为1 087kg。从齿顶部的网格尺寸看,啮合接触部位网格尺寸为1.5mm,十分紧密,其他部位为5mm~ 10mm,已被简化。小齿轮及小齿轮轴材质为镍铬钼钢(SNCM420),大齿轮材 质为碳素 结构钢 (S40C), 车轴材质则为碳素结构钢(S38C)。假定齿轮的接触面摩擦系数为0.16,将表2所示相当于车 轮的惯性 矩定义在车轮压装部位的轴承中心节点上。从小齿轮轴及车轴 的约束条 件看,车轮及齿 轮箱的轴 承中心节点只有旋 转方向的 自由度,其他平移 方向和旋转方向被 固定。从表3给出的运 行条件看,利用VPS(Virtual Performance Solution:虚拟性能求解法) 中的显示求解器PAMMEDYSA,进行了时间历程分析。设定最小时间步长为0.15×10-6s。此外,进行机构分析时,齿轮的转 速越快,计算所需 时间越少。 本文考虑到求解器的计算负荷,在车辆运行速度300 km/h(稳定运行时)的条件下进行了分析。在上述条件下,从开始旋转到0.1s时刻的分析需要约45h。 关于小齿轮轴端的 输入转矩 值,在待分析 的牵引电 机的技术参数值(额定旋转 转矩)基础上,将速度与 转矩的特性已换算 为相当于300km/h运行条件 下的值。 另外,实际车辆 的齿轮传 递效率为0.92~ 0.995左右,在这里简化为1.0。
4.1.2达到再现稳定旋转的计算过程
由于模型中车轮的惯性矩大,在旋转初期 (加速时)的瞬态振动影响大,达到正常的稳定旋转的计算时间较长,有可能造成计算存储器不足、不能计算的问题。因此,精心考虑表4给出的条件,及图7~ 图11所示各时刻的计算过程,在尽可能消除初期干扰的前提下,很快就再现了稳定的旋转状态。
(1)设定初期转矩(t=0~10ms)。
在t=0(开始旋转)~t=10ms,对于小齿轮轴的轴中心设定图7及图8所示初期转矩(输入转矩),再现了齿轮间的啮合状态。
(2)设定强迫旋转条件(加速旋转:t=10ms~15 ms,稳定旋转:t=15ms~20ms)。
再现啮合接触之后,对小齿轮轴及车轴施加强迫旋转,以加速到图7及图9所示的运行速度300km/h(小齿轮轴转速5 471r/min,车轴转速达1 851r/min),在达到规定转速时(t=15ms)去掉车轴侧的强迫旋转,只对小齿轮轴继续设定稳定旋转条件。另外,为消除加速时产生的齿轮瞬态弹性振动的影响,所设定的条件是, 在t=0~20ms,将小齿轮及大齿轮的齿顶以外的幅板中心部(见图7中涂成红色部分)定义为刚体,t=20ms以后,去掉刚体的定义(即呈弹性化)。
(3)设定负荷转矩(t=20ms~100ms)。
达到规定转速后,对车轮压装部位的车轴中心部, 设定按照与车轴上发生的旋转转矩相同的值,并且与旋转方向相反负荷转矩,再现了稳定旋转负荷状态下的齿轮及轴的动态响应(见图7、图10)。
(4)设定衰减扭矩(t=0~100ms)。
为了消除从加速到稳定旋转时产生的瞬态低频旋转弯曲振动,根据各轴的旋转角速度(速度变化),对小齿轮轴即车轴设定了衰减转矩特性(见图11)。
4.1.3齿轮啮合分析结果
在消除了自旋转开始的初期干扰的t=30 ms~ 100ms时间段,能再现正常的齿轮稳定旋转时的啮合动态。图12是小齿轮及大齿轮的转速变化历程。图12(a)是小齿轮、图12(b)是大齿轮的稳定旋转区域的放大图。由图12可知,小齿轮转速在5 468r/min~ 5 476r/min、大齿轮转速在1 849r/min~1 853r/min范围内产生旋转变化。图13及图14是由于齿轮旋转导致在小齿轮轴承部位及大齿轮轴承部位的作用力的时间历程分析结果。图15是小齿轮轴承部位的频域分析结果,图16则是大齿轮轴承部位的频域分析结果。从频率峰值看,小齿轮轴 在啮合频 率附近 (2.2 kHz附近),大齿轮轴 在1.2kHz附近,其作用力 最大,图15、图16中还可看到2倍频的有关结果。这些频率成分进一步向齿轮箱传播,可形成齿轮箱表面的声辐射。此外,由分析可知,小齿轮、大齿轮都是面向推力方向(X轴方向)的力大。大齿轮推力方向的力大于小齿轮,是因为从动侧的大齿轮由于受到包含车轮惯性及反力(负荷扭矩)载荷的影响而容易承受扭转。本文所进行的分析过程中,以驱动力输入侧(主动侧)的小齿轮轴的前端的旋转为恒定条件进行了简化, 故不受转矩变化的影响,作用于小齿轮轴承部位的力有可能变得很小。此外,在运行试验中,齿轮箱小齿轮附近的振动测试结果与大齿轮在多数情形下都是一样的,即面向推力方向的加速度值大于垂向加速度值[2], 把握由牵引电机侧产生的转矩变化成分及齿轮联轴节的动态变化,同时,进行综合的说明是很有必要的。
4.2齿轮箱的结构/声场分析
对结构(振动)和声场进行综合分析,具体来说,结构分析是针对图17所示的由齿轮装置及车轴、车轮构成的驱动系统建立模型并进行分析,后者则是将来自结构分析所得出的齿轮箱表面的振动作为边界条件, 进行结构/声场分析。
对小齿轮轴设定假定的牵引电机的转矩波动的扭转振动输入后,进行了齿轮箱的声辐射特性分析。另外,作为低噪声化的一项对策,在大齿轮、小齿轮及齿轮箱材质都 采用高强 度球墨铸 铁 (FCD900)的情况下进行了降 低噪声的 预测。上述计算 都采用NX IDEAS系统完成。
4.2.1分析模型及条件
将小齿轮、大齿轮、车轴及各 轴承设为 实体单元,齿轮箱设为壳 单元。此外,从轴承模 型看,由轴表面及齿轮箱的轴承内圈向轴中心分别设为刚体单元,在轴中心重复的2个节点间 定义并模 拟了轴承 刚度的弹簧单元,且描述了 结合状态。因为考虑 到约束轴弯曲方向 旋转的旋 转刚度影 响很小,故省略了滚子 轴承,简化为只 与轴垂直 方向的平 动弹簧。 此外,本模型没有考虑4.1节中所述的齿轮啮合,齿轮接触部位的表达是以轮齿接触法线方向的弹性模型做简化 处理,其刚度值 足够大(1.0×1010N/m)。 对小齿轮轴中心转矩予以变化。根据进行大规模计算可获得较 稳定解的Lanczos法进行特 征值分析。 关于阻尼比,以前述齿 轮装置的 激振试验 结果为目 标,传统钢材取0.015,FCD900则用另外 方法进行 材料试样试验[3],发现与传 统钢材相 比,FCD900衰减阻尼比比传统钢材衰减阻尼比大25%,即FCD900的阻尼比为0.018 75。
声场分析时不含小齿轮轴、车轴及各轴的端盖等辐射部位。除了齿轮箱整个表面外,还对前部、后部、 上部(盖)、底部、侧面部(内轨侧)及侧面部(外轨侧)共6个面进行评价,求出了各面的辐射比例。对小齿轮轴的输入设定为单位转矩(1N·m)。考虑到齿轮噪声的主要频带,设定频率为100 Hz~2kHz。声功率级及声压级的计算,除了按10Hz的步长计算外,也按各振动模态频率进行计算。
4.2.2结构/声场分析的分析结果
图18是既有齿轮6个面的声功率分析结果。由齿轮箱侧面(内轨侧、外轨侧)产生声辐射所占的比例最大,而在1.4kHz附近,上部(箱盖)的噪声辐射比例增大。此外,在1.6kHz以上的频域,底部的噪声辐射比例也显示出增大趋势。2kHz范围内,侧面整体的声辐射比例约占45%,上部占30%,其他部位占25%。
图19是齿轮装置的小齿轮、大齿轮及齿轮箱采用FCD900材质时的齿轮箱整体声功率与既有齿轮箱的对比情况。小齿轮及大齿轮采用FCD900材质时,在1.75kHz附近声功率稍有降低,其降噪效果小,但齿轮箱采用FCD900材质时,在1.33kHz及1.72kHz附近的主要峰值频率下,声功率有所降低。在2kHz时,采用FCD900材质与采用传统钢材相比,声功率平均值降低了1.9dB。图20是在既有齿轮装置中,在声功率最大值相对应的1 327 Hz频率下周围声压的计算结果。由图20可知,这时由侧面下方产生的声辐射大。
5小结
本文以平行万向联轴节式齿轮装置为研究对象, 以在实际试件的试验模态分析、齿轮啮合分析、结构分析中得到的齿轮箱的振动成分为边界条件,进行了声场分析,取得了以下成果:
(1)探明了实体齿轮箱的振动模态;
(2)运用仿真技术,求出了源于齿轮啮合引起的齿轮轴的转速变化,以及轴承部位的作用力;
(3)在假设小齿轮轴恒定旋转的条件下,大齿轮轴承部位的推力方向的力比小齿轮大;
(4)在小齿轮轴的单位转矩(1N·m)激振下,当齿轮箱采用FCD900材质时,与既有齿轮箱相比,其声功率降低1.9dB。
6今后的研究工作