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四环板摆线齿轮减速器降噪分析
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  • 更新时间:2014-09-14
  • 发 布 人忘川秋水
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    中图分类号:TH142.4 文献标识码:A DOI编码:10.3969/j.issn.1006-1335.2013.03.022Noise Reduction of Gearboxes with Cycloid GearsLIU Shuang 1,2 WEI Wei ,LI Li-xing ,HE Wei-dong(1.Key Laboratory ofAdvanced Technology of Transportation Vehicles,Dalian Jiaotong University,Dalian 1 1 6028,Liaoning China; 2.Department of M echanical Engineering,Dalian Institute of Scienceand Techn ology,Dalian 1 1 6052,Liaoning China; 。

    3.Colege of Mechanical Engineering,Dalian Jiaotong University,Dalian 1 1 6028,Liaoning China)Abstract:In order to reduce the noise of a new-type transmission gearbox with cycloid gears,optimization design ofthe key component parts was done.The noise and modals of the gearbox were tested.It was found that the intrinsicfrequency of the gearboxS shell and the internal component parts is concentrated in low an d medium frequency range.Thenoise increases greatly when the meshing frequency ofthe cycloid gear and the pin wheel exceeds 500Hz.And thethree-gear transmission has large contribution to the noise when the load reaches 50% of the rated load.Finally,somemeasures for vibration and noise reduction were proposed,such as avoiding from the intrinsic frequency,optimizing thestructure and improving the design of transmission parts。

    Key words:acoustics;noise reduction;experiment;reducer轻量化、低噪声、高承载已成为现代减速器设?#39057;?#21457;展方向。其中,应用摆线齿轮理论技术研制开发的双曲柄环板式针摆行星传动减速器是极其具有实用价?#26723;?#26032;型摆线针轮行星传动。双曲柄环板式针摆行星传动其结构型式主要有以下7种:同步带联动双曲柄双环板和四环板针摆行星传动、双电机驱动双曲柄四环板针摆行星传动、输入轴与输出轴收稿 日期:2012-10.25;修改日期:2012.12.18项目基金:国家自然科学基金资助(505750301作者简介:刘 爽(1979-),男,辽宁岫岩县人,博士,目前从事振动噪声测试及车辆?#20302;?#21160;力学研究。

    E-mail:Liushuang 79 1 1###qq.corn同轴线的三齿轮联动双曲柄双环板和四环板针摆行星传动、输入轴与输出轴不同轴线的三齿轮联动双曲柄双环板和四环板针摆行星传动。

    三齿轮四环板针摆行星传动是-种新型传动形式(如图1所示),减速器的输入端由三齿轮传动,为实现动平衡?#31185;?#24515;机构带动四块环板作周向运动,环板上装?#26800;?#38024;齿又与摆线齿轮啮合。在图l中1、2、4为环板,3为针轮,5、6、7为三直齿轮,轴 1、轴3为曲轴,轴4为输出轴、轴2为输入轴。这种减速器较以往减速器的优点不但体积孝传动比范围大、传动效率高、传动平稳,而且输出轴刚度大、传递的转矩和功?#22763;?#20197;更大。由于上述特点使得环板上的摆线轮与针轮进行多齿啮合,内部激励相对比较复杂,98 四环板摆线齿轮减速器降噪分析 2013年6月通过测试其最高噪声值达到92.5 dB。如何减汹线齿轮减速器的噪声,降低其关键部件的振动,优化设计,亟需通过测试手?#20301;?#24471;相关数据信息 [1-6]。

    2 噪声测试分析噪声是机电产品验收标准?#26800;?#37325;要指标之-,1234图 I四环板式针摆行星传动简图Fig.1 Four ring-plate-type planetary transmission diagram试验手?#38382;?#23547;找减振降噪的-种?#34892;?#36884;径。因此,噪声测试的主要目的是通过频谱分析技术获得对噪声能量贡献较大的噪声激励源,其?#20301;?#24471;噪声声压级,对减振降噪提供量化标准。噪声数据的采集主要采用红声ND 2型声级计,其模拟输出接口与美国NI公司产品SCB-100接线端子连接。并应用NI公司高效可靠的PXI总线、MXI-3总线技术和Lab VIEW快速图形软件开发环境,建立起多功能摆线齿轮减速器测试软硬件平台。试验操作过程及数据分析处理主要参照《GB 3238-1982声学量的级及其基准值》、《GB 3240--1982声学测量?#26800;?#24120;用频率》、《GB 3241-1982声和振动分析用的1/1和 1/3倍频程滤波器》、《GB 6882-1986声学 噪声源声功率级的测定》等国家标准。

    如图2所示,(a)、(b)、(c)中列出了三种不同工况的1/3倍频程分析结果(纵坐标为声压级,单位:dB(A),横坐标为频率,单位:Hz)。经过A计权之后,噪声能量在低频部分很小,可以暂不考虑;通过不同转速的比对,发现在以800 Hz为中心频率的带宽范围内噪声能量最高,其次是以630 Hz为中心频率的带宽范围内噪声能量较高。当满载输入转速1 467 r/min(图2-c)2况下,以中心频率为2.0 kHz处噪声能量上升较大,声压级达到了92.5 dB。

    2.2 对噪声数据的频谱分析l/3倍频程主要?#20174;?#20102;噪声能量的分布,而为进- 步弄清噪声来源则需要对噪声数据进行频谱分析♂合齿轮传动中啮合频?#24335;?#34892;分析,寻找幅值相对较大频?#23454;恪?#26681;据摆线齿与针轮的啮合原理及啮合频率公式:,nz/60(其中,,表示齿轮啮合频率,17表示转速,z表示轮齿数1,摆线齿轮与针轮啮合频率及渐开线三齿轮啮合频?#35797;?#22122;声频谱图中可以找到对应的噪声幅值。例如在满载时、转速 1 467 r/min时,其摆线齿轮与针轮理论啮合频率为 针 1 46735/60856 Hz,渐开线齿轮理论啮合频率 ,渐☆理 1 467×78/601 907.1 Hz。在图 4中(纵坐标 为矗言蛊矗言n ∞ 0O。

    10.0 100.0 1 000.0 10 000.0Frequency/Hz(a)转速1 302 r/min 载荷50%00.O80.O60.O40.020.01Frequency/Hz(b)转速 1 290 r/min 载荷 100%[0.0 l00.0 l 000.0 10 000.0Frequency/Hz(C)转速 1 467 r/min 载荷 100%图 2 1/3倍频程分析(A计权)Fig.2 1/3 octave analysis(A weight)电压,单位mV,横坐标为频率,单位Hz)可以找到与理论值相近的实验值 ,,渐齿 1 906.7 Hz,, 针女855.6 Hz。?#24471;?#19977;齿轮啮合传动是导?#36718;行?#39057;率2.0 kHz处噪声能量较大的原因。通过图3也可以发现在708.8 Hz处,及其两旁的该频?#23454;?#24133;值相对较大。由于轴?#26800;?#25391;动频?#35782;?#22312;低频区,所以可以排除轴?#26800;?#24433;响。且减速器经多次装配后噪声测试结果基本-致,由装配问题引起的影响可以排除。在图3中,初步怀疑幅值比较高的频?#23454;?#20026;?#20302;?#30340;固有频?#35797;?#25104;的,可以通过模态测试的方法?#33539;ā?/p>

    3 模态测试结果应用INV 306智能信号采集处理分析仪、电荷放大器、力锤、振动传感器等仪器设备,采用单点激O O 0 0 O ∞ 舯 ∞ 柏 加.Io r0Q勺嚣 ∞第33卷 第3期 噪 声 与 振 动 控 制 99励多点响应的测试方法对减速器进行模态测试。为了克服实验测量给出的结构仅仅在试验状态下的信息。首先对去除箱体的组装体进行?#22235;?#24577;测试,以?#20174;?#37096;件间耦合固有频?#26159;?#20917;,观察在约束时受到激励的响应(图5所示);之后对单个部件进行模态测试,获得单件模态信息。

    去除箱体的组装体,固定在以特制支座上,并在输入端加载固定转矩,该组装体固有频?#35797;謚械?#39057;4003O0量200lOOOO 2 4 6 8 1O 12 l4 l6 l8 2O×10noise Frequency/Hz图3满载、1467 r/min工况噪声频谱分析Fig.3 Full load,1 497 r/min noise spectrum analysis比较丰富(如表 1所示)。之后对环板、摆线轮、箱体等关键部件采用悬吊法进行?#22235;?#24577;测试。在环板周向上2、3、4阶振动的固有频?#39318;?#23612;比较低(如表2所示);摆线轮在轴向上振动的固有频率为 1 017.4 Hz,?#24471;?#22270;3中1 026.7 Hz频率为摆线轮固有频率;在箱体上端面 1、2、3、5阶振动的固有频率,以及平行于轴向的两侧面上2、3、4、5、6阶的固有频?#39318;?#23612;比较低(如表3所示)。

    显然,组装体上的固有频率779.3 Hz,833.5 Hz、箱体上部738.0 Hz以及箱体侧面617.7 Hz、681.2 Hz均分布在中频段。

    4 噪声与模态测试综合分析随着转速的变化齿轮啮合频率及其调制频率与激起的?#20302;?#22266;有频率重合或接近产生共振,会辐射出比较大的噪声。如当输入轴转速在 1 000 r/min1 500 r/min范围内运行时,摆线齿轮啮合频率刚好落在583 Hz875 Hz之间的范围内,而该范围内减速器的固有频率分布有比较密集。而摆线齿轮的啮合特点为多齿啮合共同承载,受其啮合频率和调制频率的影响,极易激起?#20302;?#22266;有频率。在载荷超过5O%以后,转速达到1 400 r/min以上,渐开线三齿轮对噪声贡献显现的比突出。

    经倍频程分析、FFT频谱分析、空载工况噪声分布情况不难发现,对噪声贡献较大的频率成分主要有三部分,-个是摆线齿轮与针轮的啮合频率高于500 Hz,激起?#20302;?#30340;固有频率形成共振,另-个是渐开线齿轮在达到50%载荷情况下激起的噪声,还有就是主要来自于?#20302;?#22266;有频?#26102;?#28608;起导致较大的振动噪声。

    5 噪声与载荷、转速的关?#36947;?#29992;声级计(A计权)将不同载荷、不同转速的声压级直接测量读数记录下来,然后绘制成关于噪声、载荷及转速关系图(数据 曲线拟合处理,如图6)。载?#19978;?#21516;的情况下,噪声随着转速的提高而增图4模态测试Fig.4 Modal test表 1组装体模态测试结果Tab.1 Modal test result of assemblyF(Hz) M K C组装体231.8335.4779.3833.5l l71.41 397.41 642.41.00E-061.00E-061.00E-061.O0E-061.00E-061.00E-061.00E-061.01.01.01.01.01.O1.02.1 E064.4E062.4E072.7E075.4E077.7E071.1 E080.0030.0040.0100.0100.0l50.0180.021瑜 -1 2 3 4 5 6 7100 四环板摆线齿轮减速器降噪分析 2013年6月加。随转速从300 r/min附近提高到 1 400 r/min附近,噪声相应变化了18个dB左右;转速相同的情况下,噪声随载荷从空载到满载,在5~7个dB幅度内变化。

    6 结 语通过对上述实验数据的分析研究,并借鉴齿轮及减速器在降噪减振方面采取的措施,根据三齿轮传动鲁书乱·曼2 4 6 8 l0 2 14 l6×lOXAxiS转速/(r/min)图6噪声、载荷及转速关系图Fig.6 Noise,load and speed diagram四环板摆线齿轮减速器的特点,提出以下5个方面的降噪减振措施:(1)固有频率改变箱体及内部部件的固有频率分布。设计时需要考虑避开固有频率之间的重合,及固有频率与转频、啮合频率的重合。如降低摆线齿轮与针轮的传动比等措施,改变输入轴端三渐开线齿轮传动比;(2)齿轮齿形进-步优化,改变加工和装配精度。通过齿形的进-步优化,缓解齿轮啮合的冲击力,也是减振降噪的重要途径。优化输入轴端三齿轮传动设计;(3)箱体在箱体结构设计中,应注意使轴承支承座与箱体支点间的结构联系具有足够的刚度,以减少?#20302;?#30340;振动。对于较大面积的薄壁,应设置加强筋,以减少振动噪声的幅度。如箱体侧面5004900 Hz范围内固有频率,可以通过增强筋的方式,增大刚度,改变固有频率分布。在保证散热较好的情况下,增?#31185;?#23494;封性,如盖板厚度及其与箱体的密封程度;(4)环板环板的固有频率也主要分布在低频及中频区。

    作为力矩传递的关键部件,应增大刚?#28982;?#38459;尼的方式进行优化设计;(5)载荷与转速单纯从降噪的角度来?#30679;?#20063;可以考虑降低啮合频率或载荷,达到减振降噪的 目的也最为直接?#34892;А?#22914;果将输入轴的转速降低至 100 dB,那么减速器的噪声?#19981;?#30456;应降低至89 dB附近。

    (下转第202页)g窨 ∞ 加202 机械?#25910;?#35786;断技术?#26800;男?#21495;处理方法:时频分析 2013年6月号这类特殊信号重要工具,这为信号中由机械?#25910;?#25152;激励的瞬态成分的?#34892;?#29305;征提取提供了解决方案。本文总结了多种时频分析信号处理方法的优缺点,以?#36947;得?#20854;在机械设备?#25910;?#35786;断过程?#26800;?#20998;析原理,介绍了各种时频分析方法的应用范围及在应用过程?#26800;?#27880;意事项。

    工程技术人员和现场工程师在对具体的机械设备关键构件进行?#25910;?#35786;断过程中,容易掌握各?#20013;?#21495;处理方法的原理与特点,将理论与工程实际密?#26800;?#32467;合,使得选取不同信号处理方法对振动信号进行分析变得简单可行,为各行业进行机械设备?#25910;?#35786;断带来方便。

    时域分析、频域分析和时频分析三类信号处理方法在工程实际中具有广泛的应用,对于各类机械设备?#25910;?#29305;征及最优信号处理方法选取的总结,对工程技术人员和现场工程师而言具有很大的指?#23478;?#20041;和参?#25216;?#20540;。

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