降低齿轮泵噪声的方法

降低齿轮泵噪声的方法（精选4篇）

降低齿轮泵噪声的方法 篇1

1 引言

要降低压力机齿轮传动的噪声,通常的做法是通过提高齿轮的加工精度,以降低影响齿轮传动平稳性的诸多误差(主要是齿形误差和各相邻齿的周节差),比如采用先进设备等。但提高加工精度的同时,也就同时提高了加工成本和降低了工作效率,而且国内许多企业受加工设备的限制,无法更大程度地提高加工精度。因此,从以下几方面考虑,可以较为有效地降低齿轮传动的噪声。

2 设计方面

2.1 齿轮的齿数选择

选择合适的齿轮齿数有利于降低齿轮传动的噪声,齿轮齿数的选择应以多齿为好。根据齿轮重合度的计算公式可知,齿数越大,重合度也就越大。在设计齿轮时,应尽量提高重合度,也就是说,在满足弯曲疲劳强度的条件下,要选用较小的模数,在传动比和中心距不变的情况下,模数减小,齿数增多,从而提高重合度。

2.2 采用斜齿轮

这样可以增加重迭系数。根据斜齿轮重合度的计算公式可知,螺旋角越大,轴向重合度越大。同时斜齿轮能够提高轮齿的承载力和传动的平稳性,但太大的螺旋角会带来较大的轴向分力,对轴端的轴承产生影响。尤其是冲压时,会对轴承及端盖等零件产生较强的冲击,因此,在设计时应将轴向力考虑进去。在轴承可承受范围内,应尽量选择较大的螺旋角。一般的设计资料介绍螺旋角应小于16°为宜,根据多年的实践经验和现场使用情况来看,建议螺旋角选为10°～12°更为合适。

为了加大螺旋角,降低齿轮噪声,也可以采用人字齿轮。人字齿轮上方向相反的螺旋角可相互抵消约95%以上的轴向力。人字齿轮的螺旋角可设为20°左右。如果整体的人字齿轮加工难度大或成本较高的话,可用两个斜齿轮组合在一起,中间用销和螺栓连接。

2.3 采用中心距可调节结构

齿轮副的中心距也是影响噪声的一个主要因素,在开式压力机中,大齿轮和齿轮轴的中心距较大,尤其2000kN以上的压力机,中心距一般都大于0.5m。加工时容易出现超差,产生啮合异响。若把其中一个齿轮作为可调整的(图1),则可解决中心距加工难度较大的问题。

大齿轮一般都安装在曲轴上,因其受力较大,是不能作为调整用的。但齿轮轴和离合器连接在一起,且受力较小,可设计为可调整形式。比如齿轮轴上增加偏心套端盖,转动偏心套,即可调节大小齿轮的中心距,或采用其他的可调节结构。因压力机的冲击振动较大,设计成可调结构时,紧固方法必须牢靠。闭式压力机由于其结构复杂,不适于此方法。

2.4 采用研磨工艺

在设计时可将中心距有意减小0.03mm～0.05mm,装配后在轮齿上涂抹研磨砂,模拟运行工况进行研磨,一般1～2h即可。研磨时两端轴承需用胶带封好,以免研磨砂进入,造成损坏。研磨后应将研磨砂清理干净。

2.5 改进结构

在设计大齿轮时,老结构(图2)由于尺寸较大,有些可能还会作成悬臂式结构,产生的振动会比小齿轮大的多,因此,避免大齿轮共振,对降低噪声也会起到较好的作用。设计时应尽量采用薄壁结构(图3),只要能满足强度要求,齿轮应尽量减轻重量,这样可降低齿轮的固有频率,不易和齿轮啮合的频率发生重合,避免产生共振,从而降低啮合噪声。

3 装配方面

3.1 装配质量

装配质量对齿轮传动的噪声也影响较大,装配时,尽量选用同一台机床加工出的左、右旋齿轮,这样有利与降低啮合噪声,齿轮装配前,应去除毛刺,但是如能从源头上控制的话,更能有效地降低传动噪声。(1)滚齿后齿部立即涂抹防锈油,套上专用的塑料或其他材料的保护套,然后入库和转序。(2)进行珩齿工艺,改善齿面粗糙度,去除毛刺,并防止磕碰伤。

3.2 充分润滑

机床运转时,对啮合齿轮的充分润滑,可在一定程度上减小齿轮噪声。粘度越高的润滑油降低噪声的效果越好,但其流动性越差。建议非浸油式润滑采用0号锂基润滑脂;浸油式润滑采用CKC150齿轮油。

4 判断声源和解决方法

当压力机噪声超标时,首先要判断发生的原因,多数情况下是因为齿侧间隙太大引起,但有时当齿侧间隙为零或负值时,也会因轮齿相互干涉而发生紧响。可用以下方法解决。

4.1 塞尺测量

将齿轮轴向一个方向缓慢转动,带动大齿轮转动一定角度后停止,然后用塞尺测量齿侧间隙。将测量结果和标准值比较,若超差则说明齿侧间隙太大,若为零,则可能为负值,发生紧响。在中心距不可调的情况下,齿侧间隙正超差,只能通过更换大齿轮来解决。齿侧间隙为零,则可以通过重新磨齿或用研磨砂研磨来解决。

4.2 压铅丝测量

向一个方向转动齿轮轴时,将一小段铅丝放在轮齿之间,当铅丝经过啮合的轮齿转出来后,测量铅丝的厚度,即为齿侧间隙,测量三次,取平均值。有时转出来的铅丝被压断,或薄到无法测量,则说明齿侧间隙为零,或为负值。

5 结束语

上述降噪措施,经过生产现场验证,已经证明对降低压力机齿轮噪声,均有较好的效果。

参考文献

[1]杭州机械1997年第4期.

[2]朱孝录,主编.机械设计大典第四卷.南昌:江西出版社,2002.

降低齿轮泵噪声的方法 篇2

齿轮泵是一种常用的液压泵。它具有结构简单、体积小、重量轻、制造方便、成本低、工作可靠、抗污染能力强等优点, 因此被广泛地应用在各类设备中。但在实际工作中, 不可避免地出现了各种各样的问题, 比如, 该泵就存在着噪声大的问题。笔者分析了齿轮泵的噪声产生的原因, 并阐述了相应的一些解决措施。

二、机理分析

(一) 固有脉动。

齿轮泵是一种容积式泵, 它是通过密封容积变化来实现吸油和压油的, 其排油流量具有周期性波动的特点, 如果油液在泵的出口遇到阻抗, 就会形成压力波, 作用在液压泵的壳体、转轴及连接件等部件上, 就会引起机械振动, 进一步产生噪声。因此, 液压泵噪声的主要成分为周期性噪声, 即泵的噪声就是随着液压力、力矩、瞬时流量的周期性变化而变化的。可以断言, 液压泵固有的流量及压力脉动是激发噪声的主要根源。

(二) 气穴。

液压泵中的气穴噪声主要是溶解于液压油中的气体分离成气泡或液压油直接汽化成气穴后, 又被高压击破而产生的爆炸声。液压泵在吸油过程中, 由于吸油腔压力过低而使溶解于液压油中的气体分离或直接汽化, 产生气泡或气穴, 到高压区后, 气泡和气穴破灭, 激发噪声。而产生气穴的原因主要有液压泵吸油阻力过大、油箱油量不足、回油管离液面太高以及液压泵困油现象严重等。

(三) 回转件振动。

液压泵的回转件不平衡、轴承精度差、齿轮的制造及传动轴安装误差过大、联轴节偏斜、运动副之间的摩擦等, 都会产生振动, 激发噪声。

三、对策

针对液压泵噪声产生的原因, 可以通过改进液压泵的结构设计、减小液压泵的流量脉动、防止液压泵气穴的产生、提高液压泵零部件的加工及安装精度等方法来降低液压泵的噪声。下面介绍几种降低噪声的方法。

(一) 开卸荷槽。

CB-B型齿轮泵属于一种外啮合齿轮泵, 有着较严重的困油现象, 因此降低噪声的方法之一就是通过在齿轮泵的侧板或齿轮轮齿表面上开设能够消除齿轮泵困油现象的卸荷槽, 从而消除由于困油现象而产生的气穴噪声。为提高其降低噪声的效果, 通常是非对称布置, 偏向吸油腔一侧。该方法目前得到较普遍的应用, 只是不同的厂家所采用的卸荷槽的结构形式不同而已。

(二) 添加辅助装置。

可在液压泵的排油口处添加辅助装置的方法来消除齿轮泵的压力脉动, 即减小齿轮泵输入到液压系统中的流量及压力脉动, 从而减小齿轮泵在液压系统中产生的脉动噪声。在使用该方法时, 必须先对齿轮泵的流量脉动了解清楚, 否则非但不能减小脉动, 还有可能使流量脉动增加。

(三) 优化齿轮的结构参数

我们知道齿轮泵的实际输出流量为

式中的q是齿轮泵的平均流量。实际上, 由于齿轮啮合过程中压油腔的容积变化是不均匀的, 因此齿轮泵的瞬时流量是脉动的, 齿数越少, 脉动率越大。流量脉动引起压力脉动, 随之产生振动和噪音。从上式可以看出, 设计中如果尽量减小齿轮的模数, 增多齿数, 可以起到一定的减小流量脉动的效果, 但是要根据实际情况来调整。

现在的研究表明, 齿轮泵的流量脉动与齿轮的轮廓和齿数等结构参数有很大的关系, 因此目前可通过优化设计方法对齿轮泵的结构参数进行优化选择, 以达到减小齿轮泵流量及压力脉动的目的, 从而减小齿轮泵躁声。

这种泵和普通的齿轮泵相比, 流量脉动可降低75%, 因此对出口处元件的扰动也大大减小, 从而降低了齿轮泵的躁声。

(四) 减少泄漏。

从式 (1) 中看到输出的流量和齿轮泵的容积效率还有一定的关系, 因为容积效率随泄漏的增加而降低, 因此在齿轮泵中采取一些防漏措施可以使齿轮泵的容积效率保持相对稳定, 也即输出流量也稳定下来, 间接达到降低噪声的目的。常见的措施有在结构上采用对轴向间隙进行自动补偿。通常采用的轴向间隙自动补偿装置有浮动轴套式和浮动侧板式两种。

(五) 改善泵的使用条件。

为防止泵产生气穴和气蚀现象, 改善泵的使用条件也是非常必要的, 措施主要有保证进口处的油液压力和防止泵的吸空现象。

1、保证进口处的油液压力。

(1) 增加吸油管道直径, 减少或避免吸油管道的弯曲, 以降低吸油速度与减少管道阻力。

(2) 选用适当的吸油滤清器, 并经常检查, 避免阻塞。

(3) 油泵的吸入高度要尽量降低, 在条件允许时, 最好低于油箱油面。

(4) 避免由于油的粘度过高而产生吸油不足的现象。油温下降则粘度增大, 会引起吸油不足。在寒冷环境下对液压装置要进行预运转, 使油预热到适宜温度再加负荷。

2、防止泵的吸空现象。

(1) 油泵的吸油管道连接处要严格密封, 防止吸入空气, 油泵本身有关部分 (如出油端) 也要严格密封, 防止泵内有短时间低压而吸入空气。

(2) 合理设计油箱。油箱应设计得足够大, 一般油箱的容积应等于系统在最大流量下两分钟所需油液的容积。

(3) 采用消泡性好的工作油液, 或在油液内加入消泡添加剂。这样油液中有了气泡就能很快上浮与消失。

四、结束语

总之, 齿轮泵产生躁声的原因很多, 上述措施并不能彻底根除躁声, 我们只有继续在实践中多总结经验, 不断更新我们的设计方法, 才能逐步降低躁声, 满足用户的要求。

摘要：本文通过对齿轮泵产生躁声的机理进行分析, 包括固有脉动、气穴、回转件振动等, 并提出相应的解决措施。

关键词：齿轮泵,躁声,机理,措施

参考文献

[1]李松晶, 阮健, 弓永军.先进液压传动技术概论.哈尔滨工业出版社, 2008.2。

[2]李岚, 马云.齿轮泵噪声的机理分析与控制.组合机床与自动化加工技术, 2002第11期.

[3]关光森, 程国珩.渐开线齿轮泵噪声的控制技术.洛阳工学院学报, 1990.6, 第11卷第2期。

一种低噪声齿轮室盖板的设计方法 篇3

柴油机振动与噪声问题一直是一个研究难点。而如何减少振动噪声辐射使其满足法规要求及乘客需求也成为了研究热点之一。尤其对乘用车柴油机而言,在实际使用中表现出噪声辐射较大的主要原因在于柴油机的怠速噪声比汽油机高约10dB(A)[1],因此减少柴油机怠速工况噪声辐射是降低柴油动力乘用车噪声污染的关键。柴油机噪声辐射除进、排气噪声以外主要还是结构噪声[2]。发动机结构噪声辐射往往表现为表面辐射,因此面积大、质量小、刚度低的薄壁件是结构噪声辐射的主要部件。

目前,针对发动机薄壁件噪声辐射有了相关研究,如:对齿轮室罩、缸盖罩、油底壳附加自由阻尼与复合阻尼对噪声辐射的研究[3];通过对发动机薄壁件增加加强筋进行低噪声优化设计[4,5,6,7];不同材料缸盖罩声学性能的研究[8];以低噪声辐射为目的的油底壳厚度的参数化设计[9]。本文中经综合考虑结构刚度及阻尼采用了一种开孔与更换材料的方式对某柴油发动机齿轮室盖板进行低噪声优化设计。

1 噪声测试与分析

按照GB/T 1859—2000标准,采用工程九点法对某柴油发动机怠速工况(800r/min),进行了1m噪声测试。测试系统采用丹麦B&K公司Pulse Labshop系统,测试环境为半消声室,背景噪声为30dB(A)。

表1为工程九点法1m噪声声压数据。其中,P1~P5分别为发动机后端面、排气侧面、前端面、进气侧面及顶面的1m位置噪声声压级dB(A)值。从表1中可以看出前端面(P3)噪声辐射最大,达到67.53dB(A),而其他面噪声辐射相对较小。由此可知,改善前端噪声辐射对控制整台发动机噪声辐射具有重要意义。图1为1/3倍频程噪声频谱图。前端面最大噪声贡献频带为2kHz(1/3倍频程,1 780~2 240Hz),其最大声压级值为61.57dB(A),因此该频带为主要关注频带。而改善前端面噪声辐射主要是减少关注频带噪声值。

为了对关注频带噪声定位,对发动机前端面进行声源识别(声强法)试验。发动机运行工况和测试环境与工程九点法噪声测试一致。测试系统为B&K PULSE中的Intensity Mapping测试模块。图2为2kHz带宽声强云图。其中右侧为声强级动态显示范围标尺。从图2可以看出,2kHz噪声辐射位置在3dB(A)的动态显示范围内为盖板上端正时齿轮所对的位置。由发动机前端面噪声频谱可知,2kHz频带噪声对发动机前端面的噪声贡献最大。由此可以判定,盖板上端正时齿轮所对部分为前端面辐射噪声最大的部位,该部位为降低噪声辐射的关键位置。减少该位置噪声辐射一般有两条路径:(1)从振源角度找出产生噪声的根源,根据噪声产生的机理优化噪声;(2)从传递路径角度,优化齿轮室盖板结构、加隔声罩及涂抹高阻尼涂料等。本文从传递路径角度,通过优化盖板结构来改善前端噪声辐射。

2 齿轮室盖板模态分析

2.1 自由模态

本文运用模态分析的方法研究齿轮室盖板结构响应的固有特性。通过结合试验与计算两种方法研究该结构的响应。

利用三维制图软件UG建立齿轮室盖板的几何模型,通过Hypermesh软件划分网格建立有限元模型。齿轮室盖板的材料为ZL112,弹性模量(E)为78 000MPa,泊松比(μ)为0.32,密度(ρ)为2.7×103kg/m3。选用的网格单元为10节点四面体单元solid92。运用Ansys对该有限元模型进行了求解得到前10阶非刚性模态固有频率及振型。

模态试验采用锤击法,把齿轮室盖板用弹性绳悬挂模拟自由状态边界条件,测试系统采用B&K PULSE中的MTC hammer模态测试板块。通过模态试验得到前10阶模态固有频率、振型及阻尼。

表2列出了试验与计算固有频率值及其相对误差。从表2可以看出,前10阶模态固有频率试验值与计算值最大相对误差为8.0%,满足工程精度要求。事实上由于齿轮室盖板铸件的材料非均匀性、几何模型的简化及悬挂盖板的边界条件非绝对自由,试验值与计算值在10%的范围内就可以满足精度要求。

图3为固有频率试验值及计算值相关性图。从图3可以看出,两者构成的坐标点分布在斜率为1的理想线附近,说明试验值与计算值具有很好的相关性。

图4~图9为齿轮室盖板试验与计算自由模态前六阶对比情况。对比结果表明:各阶振型的试验值与计算值基本一致。通过比较试验模态与计算模态固有频率及振型,充分说明了齿轮室盖板有限元模型的有效性。由于齿轮室盖板属于质量轻的板面结构,自由状态与安装状态的结构响应不同,而本文主要考虑对噪声的辐射,因此自由模态只为验证有限元模型的有效性,自由状态的振型不能反映对辐射噪声的影响。

2.2 安装模态

通过悬挂整台发动机,对齿轮室盖板安装状态进行模态试验,得到齿轮室盖板对噪声贡献较大的模态参数。由于整台发动机质量较大,故用激振器激励,激励点如图10所示。测试系统采用B&K Pulse Labshop中的MTC Shaker模态测试板块。图11为齿轮室盖板安装状态下某阶固有频率振型图。该阶模态振型的位置为齿轮室盖板上端正时齿轮所对应的位置,固有频率为1 829Hz。

为了模拟安装状态边界条件,通过更改齿轮室盖板几何模型来预测模态参数,实现低噪声辐射设计。齿轮室盖板通过螺栓固定于机体与缸盖上。由于这种安装使齿轮室盖板边缘刚度较大,因此可以通过约束盖板有限元模型边缘来简单模拟安装状态边界条件。

准确模拟安装状态边界条件是计算安装状态模态参数是满足精度的关键。科研人员通过约束齿轮室盖板与螺栓顶部接触的六个自由度及与机体接触的单向自由度来模拟边界条件[4],或通过约束齿轮室盖板与机体接触的螺栓孔的所有自由度或约束齿轮室盖板与机体接触的所有自由度[10]。本文按照文献[4]的方式进行约束,得到的模态振型如图12所示。固有频率为2 200Hz时比模态试验得到的结果高了371Hz,相对误差为20.3%,精度较差。按文献[10]的约束方法所得结果与文献[4]结果相差不大。因此,这些方法不适合本文约束边界条件。

本文在齿轮室盖板安装面螺栓孔中心创建质量点,在质量点与螺孔内侧节点创建刚性连接,再约束质量点三个平动自由度,通过这种方式创建预边界条件,然后求解关注模态参数。对比试验模态振型调整约束节点位置。对应的固有频率与试验值比较,若计算值大于试验值则约束刚度大于安装刚度,可减少约束节点来减少约束刚度;反之,则增加约束节点。通过反复计算,最终确定的边界条件如图13所示。计算的固有频率为1 818Hz,振型如图14所示。对比图11试验模态振型中的固有频率,可得出两者的固有频率相对误差仅为0.60%,故该约束边界条件满足要求。

3 噪声优化方案及结果分析

3.1 优化方案

通过对比齿轮室盖板安装状态所关注的模态振型与声源识别噪声辐射云图(图2),两者位于同一位置,而该阶振型固有频率1 830Hz位于1/3倍频程中心频率2 000Hz频带(1 780~2 240Hz)范围内,说明齿轮室盖板的结构会因为共振而放大前端噪声辐射。所以可以改变齿轮室盖板结构来避开这一峰值频带。改变结构常用的方法有改变质量分布、刚度分布及阻尼。本文设想把齿轮室盖板噪声辐射较大部分去除,换上阻尼更大的塑料。具体优化方案如图15所示。在盖板正时齿轮所对部位开有半径为45mm的孔,去除该部分材料,嵌入塑料盖,其材料为PA6+GF30,弹性模量(E)为9 400MPa,泊松比(μ)为0.4,密度(ρ)为1.3×103kg/m3。再涂上胶水密封。

采用该方案主要考虑三方面的原因:(1)开孔破坏了齿轮室盖板上端结构,使上部刚度减少,固有频率下降,若降低到1 780Hz以下,则可以避开共振峰值;(2)塑料盖与盖板之间的连接是嵌入式配合,而且中间涂有胶水,因此当振动从盖板传递到塑料盖的过程中,会在接触面上得到一定的衰减;(3)塑料盖的阻尼大于原盖板的阻尼,由此可以衰减振动辐值,降低噪声辐射。

3.2 结果分析

按照图13所示约束边界条件,对优化后的齿轮室盖板有限元模型进行模态计算,计算结果模态振型如图16所示。计算得到的固有频率为1 734Hz。通过模态试验对计算模态进行了验证,其模态振型如图17所示。试验得到的固有频率为1 621Hz。由于在计算模态时把塑料与铝接触部分简单定义为等效共用节点,这种处理方式会使刚度大于实际刚度,因此固有频率计算值会大于试验值,但两者的相对误差仅为6.97%,满足工程精度要求。优化后的模型使关注的固有频率降至1 780Hz以下,避开了共振峰值频带。

表3为齿轮室盖板优化前后前端噪声声压级值。噪声声压级值从67.53 dB(A)降低到66.57dB(A),下降了0.96dB(A)。优化前后前端1/3倍频程频谱图如图18所示。从图18可以看出,优化后关注频带(2kHz)噪声值从61.57dB(A)降至59.62dB(A),下降了1.95dB(A);同时可以看出,主要衰减频带是2kHz频带,与优化关注频带一致。这说明优化方案能通过避开共振峰值频带及增加阻尼改善关注频带噪声辐射。

4 结论

(1)提出一种通过试验与仿真对比反求边界条件的思想:对盖板有限元模型进行约束,模拟安装状态边界条件,通过对比约束模态计算值与试验值反求边界条件。

(2)在反求得到的边界条件下对优化后的齿轮室盖板进行模态计算,并通过模态试验验证计算结果的有效性。研究表明了通过给齿轮室盖板开孔和更换材料的优化方案能使关注模态固有频率避开共振峰值频带,降低噪声辐射。

(3)结合噪声频谱、声源识别及约束模态参数提出一种优化结构噪声的思路:噪声频谱得到对噪声贡献最大的频带,而声源识别则得到该频带辐射噪声的具体位置,约束模态分析判断其噪声辐射位置是否存在某阶模态振型及其固有频率是否在最大噪声辐射频带范围内。若固有频率在其频带范围内,而固有频率对应的振型与该频带对应的辐射噪声位置相同,则说明该结构会放大辐射噪声,可以通过结构优化降低噪声辐射。

(4)通过局部开孔破坏整体刚度耦合,可以降低结构固有频率,避开峰值噪声频带,因此对结构开孔同时用高阻尼材料替换开孔部分材料的方法时,可以针对性地优化某一频带的结构噪声。

摘要：采用仿真预测与试验测量相结合的方法对某款直列四缸柴油机前端齿轮室盖板结构响应及噪声辐射进行研究。结合噪声测试、声源识别及模态分析提出一种板面结构低噪声优化思路:噪声测试得到关注频带,声源识别得出关注频带辐射具体位置,模态分析判断辐射噪声位置与模态振型是否重合,若重合则进行结构优化。同时,提出一种通过开孔破坏整体刚度耦合与更换高阻尼材料相结合的低结构噪声优化方法。通过这种方法,使关注频带噪声降低了1.95dB(A),发动机前端整体噪声降低了0.96dB(A)。提出一种简单模拟齿轮室盖板安装状态边界条件的方法:对比齿轮室盖板计算与试验模态振型来调整约束节点位置,对比其固有频率来调整约束节点数。并通过对比优化后齿轮室盖板的试验模态与计算模态,固有频率相对误差为6.97%,验证了边界条件的可行性。

关键词：内燃机,柴油机,结构噪声,模态试验,模态计算,声强法

参考文献

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降低LG自动扶梯运行噪声的方法 篇4

一、引起噪声的原因

LG自动扶梯梯路的导轨系统如图1所示, 按照扶梯驱动的工作原理, 梯级在梯级链的拖动下运行, 梯级链除承受正常的设计载荷外, 应不受与运动无关方向外力的作用, 才能保证扶梯按原设计要求运行。除导轨的平滑性、梯级轮与导轨间隙、侧隙等问题, 梯级运行是否平稳, 运行噪声是否过大, 还与下列因素有关。

1. 梯路跑偏。

2. 相邻两梯级梳齿与踢板相擦。

3. 梯级运行至上R段有拱动现象。

4. 梯级在转向时翻转噪声过大。

二、采用的调整方法

1. 梯路跑偏。

自动扶梯为链轮传动, 运行距离较长, 梯级在运行过程中有一定的轴向游动量, 正常范围内可通过调整防偏轮或下部前沿板的左右位置来保证梯级上的梳齿顺利进入扶梯下部梳齿板。当超过调节范围, 梯级与前沿板的梳齿之间会发生撞击, 损坏梳齿, 扶梯亦要产生振动与噪声, 这时就需对主轴的位置进行重新调整。如图2所示:实线为上、下主轴上四个梯级链轮的理论设计位置;双点划线为四个梯级链轮的实际位置, 此时四链轮呈平行四边形状。现假定右侧的防偏轮敲击梯级, 梯级运行至下部水平段, 由于受防偏轮的作用, 有一个明显的水平移动, 梯级轮受到了附加的轴向载荷。因此造成了: (1) 梯级撞击防偏轮产生的撞击声; (2) 梯级的轴向运动影响梯级轮的使用寿命; (3) 撞击力过大, 会使用于梯级轮轴向固定的卡簧跳掉, 梯级轮脱落, 产生安全问题。

由于驱动主轴是固定的, 而从动轴是游动的, 故只能通过调整驱动主轴水平位置才能达到目的。具体方法如下: (1) 估计梯级进入水平段的轴向移动距离为Smm; (2) 扶梯的斜边长度为Lmm; (3) 主轴的延防偏轮撞击方向的轴向调整量Δ=S/Lmm。

2. 相邻两梯级梳齿与踢板相擦。

自动扶梯运行时, 在梯路的下部会发生相邻两梯级梳齿与踢板部分相擦, 运动部件的摩擦会发出很刺耳的噪声。作为链传动, 自动扶梯上行时, 对梯级链来说是紧边带松边, 此时它的机械运行性能较好。下行时是松边带紧边, 传动性质本身所决定的扶梯下行性能要劣于上行状态, 再加下行时驱动力、载荷、梯级自重几个力都是同向叠加, 造成梯级与梯级之间的间隙变小, 因此下行时发生问题的可能性要大, 当然情况严重时上、下行都会发出噪声, 只不过下行时的噪声会大于上行。

通过对梯路的检查, 正常运行时相邻两梯级梳齿于踢板间隙为图3上;发出噪声时梯级梳齿的一侧没有相擦, 另一侧侧面相擦, 见图3下。其原因是上下两驱动链轮的轴线不平行, 这时, 就需按摩擦的部位方向对主轴进行重新回正。前一个梯级的梳齿回正的水平尺寸约0.75mm (齿侧间隙/2) , 左右两驱动链轮的距离为Bmm, 一端主轴的轴向调整量Δ=0.75/Bmm。

3. 梯级运行至上R段有拱动现象。

梯级运行至上R段, 如果梯级轮上分支导轨的圆弧和切线衔接得很好, 梯级还有拱动现象, 那就是几个导轨的相干关系发生了问题。LG自动扶梯在设计中上R段有一段尼龙的梯级链导轨, 引导梯级链从R段进入链齿。如图4所示, 当扶梯由于安装原因或尼龙导轨的过度磨损造成梯级主轮与其导轨额外无规则接触受力, 也就是前文提及的从运动干涉了主运动, 这样一来相邻两梯级间的链节就会有松动的机会, 造成梯级拱动, 影响舒适感。因此处理好链条导轨、主轮导轨及辅轮导轨的相干关系, 也就解决了问题。

调整尼龙导轨高度, 保证梯级轮与导轨有一定的间隙, 但间隙亦不可过大, 梯级链抬得太高, 当超过了链轮中心高度, 梯级承载后, 会产生一个微小的垂直运动, 舒适感同样不好, 反相运行时还会造成梯级主轮撞击导轨, 产生振动与噪声。通常调整R段的梯级链导轨的位置, 在R段中心使梯级主轮与上分支主导轨的间隙控制在δ=15mm左右, 梯级主轮进入梯级链导轨阶段就不会与上分支主导轨接触, 主、从运动不相干涉, 梯级也不会产生拱动现象了。另外, 当梯级主轮进入链轮位置时, 梯级主轮与导轨的间隙应控制在编δ=0～0.05mm。

梯级在转向时翻转噪声过大。自动扶梯运行时, 当梯级在转向过程中, 由于运动的惯性, 再加梯级的自重, 回转时梯级轮与导轨的间隙不当, 将会产生很大的噪声。 (上、下机房原理相同) 如图5所示。

上行时:梯级进入驱动链轮后, 梯级主轮已与主导轨脱离, 梯级辅轮进入转向壁。处Ⅰ位置应保证梯级辅轮底部与转向壁的内圈接触;链轮转过一定的角度过后, 处Ⅱ位置时梯级辅轮开始要挂到转向壁的外圈上, 此时就需检查两辅轮与转向壁的接触情况, 左右是否同步, 调整转向壁位置, 使梯级受力均匀, 尽可能完成辅轮由内圈到外圈无冲击顺利过渡;处Ⅲ位置时, 梯级倒挂在下分支辅轮导轨上, 这时梯级主轮应与下分支的主导轨保证间隙经验数据δ=15～20mm。若主轮受力, 辅轮在转向壁中的位置就变得不确定, 这时候梯级在自重、运动中产生的惯性力的作用下, 会造成梯级轮对导轨的冲击, 梯级在回转中形成很大翻转噪声。

下行时:处Ⅰ位置, 梯级主轮由链轮进入上分支导轨, 第3问题中提及的梯级主轮与导轨的垂直间隙δ=0～0.05mm, 倘若δ过大, 梯级主轮垂直游动范围就大, 运动惯性将会使梯级主轮撞击导轨, 产生噪声。

三、工作实例

204#自动扶梯是所有扶梯中运行状况最差的一台。

维修前: (1) 上盖板实测噪声75dB; (2) 下盖板实测噪声56dB; (3) 梯路下部R段相邻两梯级梳齿与踢板相擦, 发出异声。

噪声原因。 (1) 上机箱, 梯级辅轮在转向壁从内圈向外圈释放间隙过大, 由梯级自重的作用产生撞击; (2) 下分支主导轨与梯级主轮间隙过大δ=21mm, 梯级运动惯性使梯级主轮撞击导轨, 产生噪声; (3) 上、下链轮轴不平行引起相邻两梯级梳齿与踢板相擦。

采取措施。 (1) 调整转向壁, 控制梯级辅轮从内圈到外圈的起讫位置, 减小撞击声; (2) 调整下分支主导轨与梯级主轮间隙, 当δ=18mm, 梯级正、反运动时梯级主轮撞击导轨声较小; (3) 由于运行时间长了, 主轴在外力的作用下走位, 引起上、下链轮轴不平行, 按摩擦的部位方向对主轴进行重新回正, 并加装定位块。

维修后。 (1) 上盖板实测噪声55dB; (2) 下盖板实测噪声50dB; (3) 梯路下部R段相邻两梯级梳齿与踢板间无异声。

以上是对LG自动扶梯减少噪声方法的探讨, 在实际工作中, 采取这些措施后取得了一定的效果。然同样的设备由于其在制造、零件、安装上的差异, 会呈现不同的个性, 仍需不断地探索。

摘要：对自动扶梯运行时产生噪声原因进行分析, 探讨根据不同原因所采取的解决措施。

关键词：自动扶梯,噪声,措施

参考文献