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齒輪噪聲的結(jié)構(gòu)傳動(dòng)裝置和變速箱的作用
Sne?ana ?iri? Kosti?
Teaching Assistant
Faculty of Mechanical Engineering - KraljevoUniversity of Kragujevac
Milosav Ognjanovi?
Professor
Faculty of Mechanical Engineering University of Belgrade
該齒輪組（變速箱）的噪音取決于（齒輪嚙合，軸承運(yùn)轉(zhuǎn)等等）和箱體的絕熱性能和配合形式。當(dāng)然箱體的輕微振動(dòng)可以預(yù)防或根據(jù)改進(jìn)設(shè)計(jì)參數(shù)。噪音的傳播可以通過開展對大功率傳動(dòng)機(jī)構(gòu)結(jié)構(gòu)中的能量釋放過程和通過對外殼進(jìn)行模態(tài)測試了解的機(jī)械裝置這是令人興奮。在對模態(tài)測試結(jié)果和噪聲測試結(jié)果的對比中表明噪聲的識(shí)別可能性結(jié)構(gòu)來自變速箱的選擇。對結(jié)果的比較和分析獲得了導(dǎo)致齒輪傳動(dòng)單元全部光譜的創(chuàng)造性原因的精確測定。
關(guān)鍵詞：變速箱外殼，齒輪，振動(dòng)，噪聲，模態(tài)測試
1、概述：
在齒輪傳動(dòng)單元中，噪音是齒輪輪齒的嚙合和滾動(dòng)軸承產(chǎn)生的。沖擊聲，滑動(dòng)，滾動(dòng)等等。安裝有彈性結(jié)構(gòu)的機(jī)械零件可以通過它的整體結(jié)構(gòu)吸收干擾的能量和傳輸。內(nèi)表面這種能源的一部分以噪聲的形式排放到周圍環(huán)境中。另一部分經(jīng)過衰減轉(zhuǎn)化為熱能。圖1顯示了擾動(dòng)結(jié)構(gòu)，阻尼和噪聲排放到齒輪傳動(dòng)單元。這一進(jìn)程的主要部分如下：
●初級(jí)聲波直接造成齒輪網(wǎng)進(jìn)入齒輪單元的內(nèi)部。這些波穿透外殼壁的周圍環(huán)境。波能量的一部分被減速機(jī)的壁所抑制。
●該傳動(dòng)裝置的彈性結(jié)構(gòu)零件（齒輪，軸，外殼等）吸收能量的主要干擾。這種能量以波的形式移動(dòng)在這些裝置中并且它很大的衰減。這部分的外表面噴出的次級(jí)聲波。
●干擾能量在機(jī)體積振動(dòng)可激發(fā)創(chuàng)造聲波的自然能。
●該外殼的任務(wù)是雙重的。它可以是初級(jí)和次級(jí)的絕緣體，同時(shí)也是高等聲波的放大器。貝爾格萊德機(jī)械工程學(xué)院。所有版權(quán)都認(rèn)為，噪音的產(chǎn)生機(jī)制在變速箱外殼方面的作用。這是文件[2]的一個(gè)延續(xù)，其中包含一個(gè)模式結(jié)構(gòu)的數(shù)值分析和自然振動(dòng)。該模態(tài)方式激發(fā)的簡歷通過調(diào)查激發(fā)模態(tài)振動(dòng)。其他論文呈現(xiàn)數(shù)值預(yù)報(bào)的噪聲（參考文獻(xiàn)[1]和[3]）的可能性，以及通過幾何形狀的齒輪對經(jīng)過處理[10]和[9]優(yōu)化降低變速箱的噪音。變速箱聲音強(qiáng)度的服務(wù)情況的影響已被Oswald, James, Zakrajsek等在參考文獻(xiàn) [6]證明了。由于工作速度的提升，影響聲音強(qiáng)度的加劇，Oswald, Choy等人開發(fā)出了一種為使用變速箱動(dòng)態(tài)仿真的全球性動(dòng)態(tài)模型[7]，然后一個(gè)計(jì)算聲強(qiáng)的程序[8]，他們所顯示的變速箱噪聲譜在一變形方殼一起振動(dòng)。在那個(gè)例子中，然而，對一般噪音標(biāo)準(zhǔn)影響最大的是輪齒在嚙合時(shí)產(chǎn)生的頻率。此外，Sellgren和Akerblom的測試，為“沃爾沃”[9]和哈里斯等人的需要在[11]從事實(shí)出發(fā)觀察問題，該外殼是不是有足夠的剛性承載嚙合齒的影響（傳動(dòng)時(shí)的增長誤差）。這當(dāng)然導(dǎo)致擾動(dòng)和噪聲分別地加劇。在參考文獻(xiàn)[12]中，通過使用FEM和BEM，為減少震動(dòng)，通過對現(xiàn)有外殼簡單形狀的優(yōu)化，考慮到四舍五入對上部半徑的影響。 本文的目的是確定噪聲經(jīng)過外殼壁所的發(fā)出結(jié)構(gòu)，確立外殼壁和噪聲發(fā)出之間的關(guān)系。
圖1一般結(jié)構(gòu)中的干擾能量轉(zhuǎn)化過程
2、通過系統(tǒng)結(jié)構(gòu)的能量傳送
干擾能量的傳遞從齒嚙合地區(qū)到外殼壁是通過齒輪機(jī)構(gòu)，軸和軸承（圖2）實(shí)現(xiàn)的。能源是通過這些部分的波動(dòng)被分散的。一個(gè)部分能源很大大的損失是通過連接被傳送的（接觸面）。一個(gè)值得注意的問題是能源在通過齒輪到軸上時(shí)損失了大部分。這種程度的減輕類似于從軸到軸承或是從軸承到外殼壁。球軸承的接觸面這是相當(dāng)于增加了能源的損失。所以，這指的是從嚙合到外殼表面?zhèn)鬏數(shù)姆绞接邢喈?dāng)大的聯(lián)系。齒嚙合中聲的功率Ws和擾動(dòng)能量Wd之間的比例可以被定義作為擾動(dòng)能源通過系統(tǒng)結(jié)構(gòu)的傳輸因子。
圖2 通過齒輪傳動(dòng)結(jié)構(gòu)的能源傳輸
聲音的功率（Ws1）一部分代表的一部分穿過墻壁來的內(nèi)聲能。這種能量的傳輸通過彈性波穿過墻壁的厚度實(shí)現(xiàn)的。聲音的衰減是和聲音的頻率和墻的厚度成正比的。另一部分聲輻射的傳輸從齒輪到的外殼壁的表面閉并以彈性波的形式釋放到環(huán)境中（Ws2）。這兩個(gè)部分的聲功率造成輻射到周圍環(huán)境的外墻的彈性結(jié)構(gòu)中聲音的被迫波。聲音功率的第三部分是自然的自由振動(dòng)的結(jié)果，也就是外殼壁（Ws3）的彈性波。通過使用測量模態(tài)阻尼，活躍能模態(tài)可以通過有限元方法計(jì)算得出。在這種情況下，總動(dòng)能等于某些干擾的所有形式的總能Ekj。如果這種干擾是由齒輪嚙合引起的，振動(dòng)模態(tài)引起的能量是
wn=j=1qwnj=j=1qEkjfnj (1)
其中q - 對模態(tài)形狀的數(shù)量 。 fnj - 自然頻率?？梢詫⒖偣β蕚鬏斠蜃樱▊鬟f）分為兩部分：
st=wswd=wswdwvwv=wvwdwswv=sT1sT2 (2)
Wv是總壁振動(dòng)能量。
傳輸因子的第一部分是振動(dòng)功率成比例的，ζT1= Wv Wd，另一個(gè)因素是ζT2聲音輻射和墻壁震動(dòng)成正比。如果周圍環(huán)境的物質(zhì)密度ρ2比壁密度小，傳遞因子ζT2變小。
該外殼壁是用高密度ρ1的鑄鐵或鋼和高彈性波速cw1構(gòu)成。聲學(xué)空間提出了較小密度ρ2和波速度為空氣的cw2。
干擾功率從外殼傳輸?shù)街車h(huán)境的簡化的公式是 [參考文獻(xiàn)14]（圖2）
sT2=wswv=11+14p2cw2p1cw1+p1cw1p2cw22 (3)
通過使用這個(gè)公式和密度與鋼鐵的波動(dòng)速度和空氣的關(guān)系，我們可以得到聲功率和壁振動(dòng)功率之間的比值。這就意味著一個(gè)非常小的振動(dòng)能量是以聲音能量被傳輸?shù)?，即聲功率傳輸?
3、外殼壁振動(dòng)的模態(tài)
外殼壁被擾動(dòng)產(chǎn)生自激，這種擾動(dòng)通過軸承和軸，來自于齒嚙合區(qū)，以自然頻率振蕩的[2]。自然振蕩和彈性變形的波動(dòng)是復(fù)雜的。主體部分激勵(lì)振蕩的過程也是復(fù)雜的，以及對振動(dòng)能量的級(jí)別決定的，就是激發(fā)能量和釋放能源之間所產(chǎn)生的比。為這種原因準(zhǔn)確定義導(dǎo)致某些方式的震動(dòng)，可能的震蕩形式及自然振蕩頻率，通過FEM理論首先做出定義，，然后通過在變速箱外殼測試模態(tài)完成。結(jié)果表明，只有一小部分模型在觀察范圍可達(dá)3000赫茲下產(chǎn)生自激的方式。結(jié)果的分析，得到了振蕩模態(tài)和模態(tài)一致，則震蕩模態(tài)會(huì)被激發(fā)：
●變形方向，
●如在激發(fā)行為的最大點(diǎn)發(fā)生變化并且，
●如果相應(yīng)模態(tài)形狀的激勵(lì)頻率等于自然頻率。
然而，振蕩模態(tài)形狀也可以被激勵(lì)當(dāng)激勵(lì)頻率與自然頻率不一樣時(shí)。某些方式的復(fù)雜機(jī)制激發(fā)，和數(shù)值模態(tài)分析和測試模態(tài)齒輪傳動(dòng)外殼的結(jié)果一樣，在[2，13]有詳細(xì)的對待方式。
4、振動(dòng)與噪音測量與分析
在圖1中提出的變速箱已被用作測試項(xiàng)目。振動(dòng)和噪音的測量與分析已經(jīng)通過PULSE-system的應(yīng)用被執(zhí)行，B&K。傳輸單元壁的模態(tài)測試已通過脈沖激勵(lì)的手段被提出- 模態(tài)錘（圖3），并已通過FFT的頻譜分析儀分析振動(dòng)測量措施。一些選擇結(jié)果在圖4中。振動(dòng)已經(jīng)在軸承領(lǐng)域被提出，通過使用壓電加速度計(jì)（圖3）沖擊力（錘模態(tài)的沖擊）已應(yīng)用于外殼壁正交在壁上。
圖3變速箱住房模態(tài)測試
在圖4，列出相對振動(dòng)反應(yīng)在薄壁區(qū)域的沖擊所造成的影響（圖3）。這種反應(yīng)在約2.4千赫的高密集自然頻率時(shí)非常集中的。對于軸承領(lǐng)域的影響（薄壁區(qū)），該頻率響應(yīng)較低（反應(yīng) 圖 – 4b）。下一個(gè)響應(yīng)圖（c-圖4）通過在齒輪齒上的響應(yīng)獲得的。沖擊能（干擾能）必須傳播經(jīng)齒輪機(jī)構(gòu)，通過軸和軸承各地，然后它激發(fā)外殼壁的自然振動(dòng)。一個(gè)非常高的水平干擾耗能由于非常低的水平的自然振動(dòng)引起的，但它得到高數(shù)值的自然頻率的響應(yīng)。
圖4外殼模態(tài)測試的頻率響應(yīng)
1）影響了殼壁頂點(diǎn)，2）在軸承區(qū)域受到的影響，3）齒輪的影響.
能量傳送單元已被放入一鏜孔里（圖5），使聲壓可以用于分析。麥克風(fēng)已放在變速箱的上面，0.5米的距離。
圖5 現(xiàn)場檢測
變速箱驅(qū)動(dòng)器已通過電動(dòng)變速器從次門相室到其相鄰鏜孔室的旋轉(zhuǎn)速度的手段實(shí)現(xiàn)。目前已進(jìn)行了測量使用激勵(lì)從缺陷齒輪（圖6A），并已達(dá)到目的。對于精確確定的外殼壁的影響，當(dāng)上部（覆蓋）的部分已被覆蓋時(shí)實(shí)現(xiàn)測量，（圖6B）及它已被關(guān)閉的情況（圖6c中）。輸入軸轉(zhuǎn)速已被更改在每分鐘140到1100的范圍內(nèi)。 180°下的兩個(gè)角缺陷對已由驅(qū)動(dòng)齒輪彌補(bǔ)，擺脫哪一個(gè)是小，另一個(gè)是更大。一個(gè)強(qiáng)烈的沖擊在這些齒的入口處實(shí)現(xiàn)了，并成為加強(qiáng)在齒更大的缺陷。在這些變速箱測試狀態(tài)的照片。
圖6變速箱測試：1）齒輪的缺陷，b）無蓋室，三）封閉的室
4.1模態(tài)反應(yīng)和室振動(dòng)之間的相關(guān)性
該室模態(tài)響應(yīng)（圖7A）已被在變速箱下部軸承室的軸的兩個(gè)大洞外側(cè)測量，并已通過一個(gè)錘模式獲得脈沖激勵(lì)，這在方式意味著影響軸承的支持點(diǎn)的影響，即點(diǎn)在實(shí)際操作軸承引入的干擾點(diǎn)。通過此響應(yīng)結(jié)果與模態(tài)分析比較，通過FEM手段執(zhí)行，可以得出結(jié)論，通信時(shí)令人滿意的，除了一定的偏差。數(shù)值和試驗(yàn)?zāi)B(tài)響應(yīng)的對比并不是這篇文章的主題 - 在模態(tài)試驗(yàn)的室反應(yīng)譜對在同一測點(diǎn)的振動(dòng)光譜（圖7b中），在與齒輪嚙合的缺陷，在轉(zhuǎn)數(shù)n=500° /分。振動(dòng)頻率和兩個(gè)頻譜基本相同。因此，它可以得出結(jié)論，變速箱室的震動(dòng)是自然振蕩的結(jié)果，而振動(dòng)響應(yīng)的強(qiáng)度（圖7B條）與模態(tài)測試強(qiáng)度大致相同（圖7A）。其中的差異目前仍然是其他主題，更廣泛的考慮。
圖7齒輪箱室的振動(dòng)光譜：1）在模態(tài)測試，b）在齒輪嚙合與缺損
第三個(gè)結(jié)論，可在振動(dòng)頻譜圖7的基礎(chǔ)上提出，是對指激勵(lì)頻率。在激勵(lì)頻率為為16Hz的旋轉(zhuǎn)500 ° /分鐘，及缺陷驅(qū)動(dòng)齒輪。該振動(dòng)頻率的強(qiáng)度是主要的，但不是最重要。進(jìn)入彈性結(jié)構(gòu)取決于干擾能源的強(qiáng)度。
4.2齒輪箱振動(dòng)和噪音之間的相關(guān)性
接下來的實(shí)驗(yàn)應(yīng)確認(rèn)的論點(diǎn)是：噪音通過變速箱排放到周圍環(huán)境是室自然振蕩的結(jié)果。為此，圖8給出了兩個(gè)噪聲譜，1指出軸的瑕疵/損失，在500°/min（圖8A）及另一個(gè)指封閉齒輪變速箱具有相同齒輪和相同的旋轉(zhuǎn)速度（圖8B項(xiàng)）。通過比較這些頻譜，及對比在圖7中振動(dòng)的頻譜，可以得出結(jié)論如下：
*開放式齒輪已取得復(fù)雜噪音的頻譜。他們主要是初級(jí)聲音波和已出現(xiàn)較高的諧波由齒的缺陷所影響
*室壁以自然頻率振蕩并發(fā)出聲波進(jìn)入周圍環(huán)境并進(jìn)入自己室的內(nèi)部。該聲壓強(qiáng)表示成m Pa（圖8B號(hào)）已被測量在封閉變速箱0.5米的距離上。頻率水平等于室自然頻率強(qiáng)調(diào)在這個(gè)頻譜上。這證實(shí)了上述論斷，室的自然頻率占聲音頻譜的支配地位。
此外，其隔離室應(yīng)造成聲壓水平降低，與無室（圖8A）款齒輪相對比。然而，這并沒有發(fā)生。噪音水平得到了顯著提高。在室內(nèi)，有一個(gè)相當(dāng)大的開孔。外殼已充當(dāng)諧振器框。
該傳動(dòng)軸的角速度也速度顯著影響的噪聲排放水平。速度的改變導(dǎo)致激勵(lì)頻率，吸收干擾能量變化和噪音的水平對外殼的自然頻率的改變。
5、結(jié)論
對發(fā)射機(jī)噪聲結(jié)構(gòu)的識(shí)別方法論已經(jīng)研制成功。
最初的假說已被證實(shí)，能量傳輸室的自然振蕩模態(tài)結(jié)構(gòu)和噪聲發(fā)射頻譜的全面關(guān)系。
在輸電系統(tǒng)（齒輪，軸振動(dòng)，軸承）的齒嚙合激勵(lì)震蕩中的干擾能源，以及外殼的自然振動(dòng)。外殼壁作為基層聲音主要絕緣體，為次級(jí)和第三級(jí)聲波透射作為一個(gè)傳動(dòng)裝置。這些聲波可以詳細(xì)的分離通過對該頻譜結(jié)構(gòu)的深入分析。
圖8 傳輸單元噪聲頻譜 1）開啟變速箱 2）封閉變
參考文獻(xiàn)
[1]Sabot, J.: Integrated Vibroacoustic Approach to Compute and Reduce Gear Transmissions Noise,- Proceedings of the International Conference on Power Transmission,Paris,pp.2039-2050,1999.
[2]Ciric Kostic, S., Ognjanovic M.: Excitation of Modal Vibration in Gear Housing Walls, FME Transactions,Vol.34,No.1,pp.21-28,2006.
[3]Houser, D.R., Sorenson, J.D., Harianto, J., ect.: Comparison of Analytical Predictions with Dynamic Noise and Vibration Measurements for a Simple Gearbox, Proc. Intl. Conf. on gears, Munich pp.995-1002,2002.
[4] Kartik, V., Houser, D.R.: An Investigation of Shaft Dynamic Effects on Gear Vibration andNoise Excitation, SAE Transactions,Vol.112, pp.1737-1746,2003.
[5]Genechte, B.V., Pluymers,B., Vanmaele, C., ect.: On the coupling of Wave Based Models withModally Reduced Finite Element Models for Structural-Acoustic Analysis,Proceedings of ISMA Conf.,Leuven,pp.2383-2403,2006.
[6]Oswald,F.B,Zakrajsek J.J.,Atherton,W.,Lin H.: H.Effect of Operating Conditions on Gearbox Noise, ASME Publication DE-Vol.43-2,pp.669-674,1992.
[7]Choy,F.K.,Ruan,Y.F.,Zakrajsek J.J.,Oswald,F. B.:Modal Simulation of Gearbox Vibration with Experimental Correlation,Journal of Propulsion and Power,Vol.9,No.2,pp.301-306,1993.
[8]Oswald,F.B.,Seybert,A.F.,Wu,T.W.,Atherton, W.:Comparison of Analysis and Experiment for Gearbox Noise,Proceedings of the International Power Transmission and Gearing Conference,Phoenix,Vol.2,pp.675-679,1992.
[9]Sellgren,U.,Akerblom,M.:A Model-based Design Study of gearbox Induced Noise,Proceedings of the International Design Conference-Design2004, Dubrovnik,Croatia,pp.1337-1342,2004.
[10]Chung,C.H.,Steyer,G.ect.:Gear Noise Reduction through Transmission Error ControlandGearBlankDynamicTuning,SAETransactions,Vol.108(2),No.6,pp.2829-2837,1999.
[11]Harris,O.J.,James,B.M.,Woolley,A.M.: Predicting the Effects of Housing Flexibility and Bearing Stiffness on Gear Misalignment and Transmission Noise Using a Fully Coupled Non-Linear Hyperstatic Analysis,Romax Technology Preview Paper-Vehicle Noise&Vibration,88-NVH-AN-0299-1,2000.
[12]Inoue,K.:Shape Optimization of Gearbox Housing for Low Vibration,Proceedings of the International Conference on Power Transmission,Paris,pp2053-2064,1999.
[13]Ciric Kostic,S.,Ognjanovic M.:Gear Disturbance Energy Transmission through the Gear System and Frequency Spectrum,Proceedings of the International Conference Power Transmission, Novi Sad-Serbia,pp.167-172,2006.
[14]Ognjanovic M.:The noise generation in machine systems,Faculty of Mechanical Engineering, University of Belgrade,Monography,Belgrade,1995.(in Serbian)
[15]Ognjanovic M.,Ciric-Kostic S.:Effects of Gear Housing Modal Behaviour at the Noise Emission,- Proceedings of the International Conference on Gears,Munich VDI-Berichte 1904-02,pp.1767-1772,2005.