100米鉆機變速箱設(shè)計【說明書+CAD】

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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)然箱體的輕微振動可以預(yù)防或根據(jù)改進設(shè)計參數(shù)。噪音的傳播可以通過開展對大功率傳動機構(gòu)結(jié)構(gòu)中的能量釋放過程和通過對外殼進行模態(tài)測試了解的機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，噪聲，模態(tài)測試 1、概述： 在齒輪傳動單元中，噪音是齒輪輪齒的嚙合和滾動軸承產(chǎn)生的。沖擊聲，滑動，滾動等等。安裝有彈性結(jié)構(gòu)的機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顯示了擾動結(jié)構(gòu)，阻尼和噪聲排放到齒輪傳動單元。這一進程的主要部分如下： ●初級聲波直接造成齒輪網(wǎng)進入齒輪單元的內(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的壁所抑制。 ●該傳動裝置的彈性結(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聲波。 ●干擾能量在機體積振動可激發(fā)創(chuàng)造聲波的自然能。 ●該外殼的任務(wù)是雙重的。它可以是初級和次級的絕緣體，同時也是高等聲波的放大器。貝爾格萊德機械工程學(xué)院。所有版權(quán)都認(rèn)為，噪音的產(chǎn)生機制在變速箱外殼方面的作用。這是文件[2]的一個延續(xù)，其中包含一個模式結(jié)構(gòu)的數(shù)值分析和自然振動。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。其他論文呈現(xiàn)數(shù)值預(yù)報的噪聲（參考文獻[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。變速箱聲音強度的服務(wù)情況的影響已被Oswald, James, Zakrajsek等在參考文獻 [6]證明了。由于工作速度的提升，影響聲音強度的加劇，Oswald, Choy等人開發(fā)出了一種為使用變速箱動態(tài)仿真的全球性動態(tài)模型[7]，然后一個計算聲強的程序[8]，他們所顯示的變速箱噪聲譜在一變形方殼一起振動。在那個例子中，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（傳動時的增長誤差）。這當(dāng)然導(dǎo)致擾動和噪聲分別地加劇。在參考文獻[12]中，通過使用FEM和BEM，為減少震動，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構(gòu)，軸和軸承（圖2）實現(xiàn)的。能源是通過這些部分的波動被分散的。一個部分能源很大大的損失是通過連接被傳送的（接觸面）。一個值得注意的問題是能源在通過齒輪到軸上時損失了大部分。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和擾動能量Wd之間的比例可以被定義作為擾動能源通過系統(tǒng)結(jié)構(gòu)的傳輸因子。 圖2 通過齒輪傳動結(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算得出。在這種情況下，總動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是總壁振動能量。 傳輸因子的第一部分是振動功率成比例的，ζT1= Wv Wd，另一個因素是ζT2聲音輻射和墻壁震動成正比。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14]（圖2） sT2=wswv=11+14p2cw2p1cw1+p1cw1p2cw22 (3) 通過使用這個公式和密度與鋼鐵的波動速度和空氣的關(guān)系，我們可以得到聲功率和壁振動功率之間的比值。這就意味著一個非常小的振動能量是以聲音能量被傳輸?shù)模绰暪β蕚鬏敗? 3、外殼壁振動的模態(tài) 外殼壁被擾動產(chǎn)生自激，這種擾動通過軸承和軸，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是復(fù)雜的。主體部分激勵振蕩的過程也是復(fù)雜的，以及對振動能量的級別決定的，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，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)會被激發(fā)： ●變形方向， ●如在激發(fā)行為的最大點發(fā)生變化并且， ●如果相應(yīng)模態(tài)形狀的激勵頻率等于自然頻率。 然而，振蕩模態(tài)形狀也可以被激勵當(dāng)激勵頻率與自然頻率不一樣時。某些方式的復(fù)雜機制激發(fā)，和數(shù)值模態(tài)分析和測試模態(tài)齒輪傳動外殼的結(jié)果一樣，在[2，13]有詳細(xì)的對待方式。 4、振動與噪音測量與分析 在圖1中提出的變速箱已被用作測試項目。振動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測量措施。一些選擇結(jié)果在圖4中。振動已經(jīng)在軸承領(lǐng)域被提出，通過使用壓電加速度計（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)齒輪機構(gòu)，通過軸和軸承各地，然后它激發(fā)外殼壁的自然振動。一個非常高的水平干擾耗能由于非常低的水平的自然振動引起的，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，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)動器已通過電動變速器從次門相室到其相鄰鏜孔室的旋轉(zhuǎn)速度的手段實現(xiàn)。目前已進行了測量使用激勵從缺陷齒輪（圖6A），并已達到目的。對于精確確定的外殼壁的影響，當(dāng)上部（覆蓋）的部分已被覆蓋時實現(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°下的兩個角缺陷對已由驅(qū)動齒輪彌補，擺脫哪一個是小，另一個是更大。一個強烈的沖擊在這些齒的入口處實現(xiàn)了，并成為加強在齒更大的缺陷。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大洞外側(cè)測量，并已通過一個錘模式獲得脈沖激勵，這在方式意味著影響軸承的支持點的影響，即點在實際操作軸承引入的干擾點。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，通信時令人滿意的，除了一定的偏差。數(shù)值和試驗?zāi)B(tài)響應(yīng)的對比并不是這篇文章的主題 - 在模態(tài)試驗的室反應(yīng)譜對在同一測點的振動光譜（圖7b中），在與齒輪嚙合的缺陷，在轉(zhuǎn)數(shù)n=500° /分。振動頻率和兩個頻譜基本相同。因此，它可以得出結(jié)論，變速箱室的震動是自然振蕩的結(jié)果，而振動響應(yīng)的強度（圖7B條）與模態(tài)測試強度大致相同（圖7A）。其中的差異目前仍然是其他主題，更廣泛的考慮。 圖7齒輪箱室的振動光譜：1）在模態(tài)測試，b）在齒輪嚙合與缺損 第三個結(jié)論，可在振動頻譜圖7的基礎(chǔ)上提出，是對指激勵頻率。在激勵頻率為為16Hz的旋轉(zhuǎn)500 ° /分鐘，及缺陷驅(qū)動齒輪。該振動頻率的強度是主要的，但不是最重要。進入彈性結(jié)構(gòu)取決于干擾能源的強度。 4.2齒輪箱振動和噪音之間的相關(guān)性 接下來的實驗應(yīng)確認(rèn)的論點是：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給出了兩個噪聲譜，1指出軸的瑕疵/損失，在500°/min（圖8A）及另一個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）。通過比較這些頻譜，及對比在圖7中振動的頻譜，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)出聲波進入周圍環(huán)境并進入自己室的內(nèi)部。該聲壓強表示成m Pa（圖8B號）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調(diào)在這個頻譜上。這證實了上述論斷，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)，有一個相當(dāng)大的開孔。外殼已充當(dāng)諧振器框。 該傳動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)射機噪聲結(jié)構(gòu)的識別方法論已經(jīng)研制成功。 最初的假說已被證實，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，軸承）的齒嚙合激勵震蕩中的干擾能源，以及外殼的自然振動。外殼壁作為基層聲音主要絕緣體，為次級和第三級聲波透射作為一個傳動裝置。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 [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. 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