（光学工程专业论文）高速齿轮噪声控制研究.pdf

study on noise control for high-speed gears a thesis submitted to chongqing university in partial fulfillment of the requirement for the degree of master of engineering by zhao bin supervisor: prof. deng zhaoxiang major: vehicle engineering college of mechanical engineering of chongqing university, chongqing, china april, 2008 中文摘要 i 摘 要 车辆是现代生活最常用的交通工具，也是影响最大的噪声污染源，因此必需 控制车辆噪声。齿轮在低速运转时，噪声并不大，但随着转速的提高，噪声急剧 增加，于是就变成车辆的主要噪声源之一。控制齿轮噪声，对降低车辆噪声具有 非常大的价值。本文以摩托车的初级齿轮为例，研究高速齿轮噪声的控制。采用 有限元、边界元相结合的方法，分析齿轮啮合动态特性，进而仿真出振动和声场 辐射情况；探讨各参数与啮合噪声关系并寻求最优参数，为车辆低噪声设计提供 依据；进行台架试验，验证参数与噪声的变化规律及仿真计算准确性。 主要研究结论如下： 高速齿轮噪声的主要产生机理在于交替啮合时的轮齿冲击，而产生轮齿冲击 的根源在于轮齿受力变形破坏了理论啮合关系。因此，控制高速齿轮噪声主要是 控制交替啮合时轮齿受力的平稳过渡。 考虑轮齿修形曲线和内燃机波动扭矩，建立齿轮和轴的有限元模型，采用 ls-dyna 进行动态分析，可计算出啮合力及四个轴承的冲击力，然后将其加载在 齿轮和箱体的有限元模型上，可计算出结构振动加速度及其辐射声场。台架试验 表明，试验结果与仿真结果的频率特征完全吻合、变化趋势一致。 在发动机变扭工况下，齿轮振动噪声随转速的增加而迅速增加；通过弹性变 形求得的一倍修形曲线具有最佳的降噪效果，其次是圆弧修形和直线修形，最差 是两倍修形，但也要好于不进行修形的齿轮副；各种因素对恒定和变扭矩齿轮副 振动噪声影响规律相同，可以用恒定扭矩齿轮副振动噪声变化规律预测变扭矩齿 轮副振动噪声变化规律。 不同变位系数的齿轮振动噪声试验表明， 变位系数选择为 0.82 减振降噪效果 最好，变位系数为 0.39 次之，变位系数为 0.54 最差。考虑小齿轮强度和齿顶尖度 等因素，选择变位系数 0.54 的齿轮，但必须通过修形使齿轮振动噪声达到理想的 效果。 最佳修形效果的变位系数为 0.54 的齿轮副与不修形的变位系数为 0.82 的齿 轮副相比，其加速度均方根值减小了 1020%，声功率级减小了 12db。最终确 定改进方案为保持原齿轮参数，对齿轮进行一倍修形。 关键词：齿轮，噪声，振动，齿廓修形，变位系数 重庆大学硕士学位论文 ii 英文摘要 iii abstract in modern life, vehicle on one side is the traffic tool that is absolutely necessary, on the other side it is a heavy noise source. it is very important to control the vehicle noise. the running gears noise enhances sharply and it becomes one of the engine noise sources as the speed increases. the gear noise control becomes very valuable. this paper is a research on high speed gear noise control while taking primary gear of motorbike as an example. the dynamic character of the gear meshing, the vibration and the noise radiation are simulated based on the fem and bem. the relationship between the gear parameter, the meshing noise and the parameter optimization are present in this paper, which is a reference for low noise design. finally, all the simulation conclusions are justified by the physical experiment. the mainly contents and conclusions are as follows: the mechanism of the gear mesh noise is analyzed. the impact, which is the main reason for the high speed gear noise, is caused by the wrong mesh relationship when the gear is meshing. the alternate force leads to a distortion of gear tooth and brings the wrong mesh relationship. so, the effective way for gear noise control is to reduce the impact force while joggling. based on the tooth profile modification and the fluctuant torque, the model of the gear and the axes is established in this paper. a dynamic analysis in ls-dyna for the gear and the axes model is simulated to gain the mesh force and the impact force of the bearing. the force are used to simulated the noise radiation and the output of the sound power for the block and gear model. the simulation conclusion is verified by a vibration and noise experiment. as the torque of the engine changes, the noise enhances with the speed; the influence of the tooth profile modification curve indicates that the one time tooth profile modification curve does the best for the decrease of noise, next come the tooth profile modification curve of line and arc, and the worst is the two times tooth profile modification, which is also better than the gear with no tooth profile modification. the noise and vibration of gear pair caused by varying torque has the same influencing trend with constant torque. so it is feasible to predict change law of gear pairs noise and vibration caused by varying torque using constant torque influence. for the gear with no tooth profile modification, a different modification 重庆大学硕士学位论文 iv coefficient brings different noise decrease. the noise test shows that, the modification coefficient 0.82 does best for the noise decrease, the 0.39 one takes second place and the 0.54 one is the worst. this paper chooses the modification coefficient 0.54 for the motorbike gear while considering the intensity of the small gear and avoiding sharpness of the gear. the gear after tooth profile modification must have a good performance of noise decrease. comparing the gear with the modification coefficient of 0.82 and the coefficient of 0.54, the 0.54 one has a 1020% decrease of the acceleration, and the sound power level decreased by 12db. and this paper chooses the one with one time tooth profile modification for the ultimate measure. keywords: gear, vibration, noise, tooth profile modification, modification coefficient 目 录 v 目 录 中文摘中文摘要要 . i 英文摘要英文摘要 . iii 1 绪绪 论论 . 1 1.1 引言引言 . 1 1.2 高速齿轮振动噪声研究的重要性及意义高速齿轮振动噪声研究的重要性及意义 . 2 1.3 齿轮振动噪声控制的发展与现状齿轮振动噪声控制的发展与现状 . 3 1.3.1 齿轮发展历史 . 3 1.3.2 国内外高速齿轮振动噪声控制现状 . 3 1.4 课题的提出课题的提出 . 5 2 高速齿轮副高速齿轮副的动态特性及降噪原理的动态特性及降噪原理 . 7 2.1 引言引言 . 7 2.2 齿轮振动噪声产生的原理齿轮振动噪声产生的原理. 7 2.2.1 齿轮振动噪声分析 . 7 2.2.2 齿轮传动系统的噪声分析 . 8 2.3 齿轮系统的动态特性齿轮系统的动态特性. 9 2.3.1 固有特性 . 9 2.3.2 动态响应 . 9 2.3.3 动力稳定性 . 10 2.3.4 系统参数对齿轮系统动态特性的影响 . 10 2.4 齿轮啮合动态激励机理齿轮啮合动态激励机理. 10 2.4.1 刚度激励 . 11 2.4.2 误差激励 . 12 2.4.3 啮合冲击激励 . 13 2.5 齿轮系统振动分析模型齿轮系统振动分析模型. 14 2.5.1 齿轮副扭转振动分析模型 . 14 2.5.2 齿轮-转子系统扭转振动分析 . 15 2.6 齿轮传动的减噪声设计齿轮传动的减噪声设计. 16 2.6.1.齿轮设计方面 . 16 2.6.2 齿轮加工方面 . 18 2.6.3 轮系及齿轮箱方面 . 18 3 高速高速齿轮副的动力学特性分析与实试验验证齿轮副的动力学特性分析与实试验验证 . 21 重庆大学硕士学位论文 vi 3.1 齿轮系统三齿轮系统三维几何实体模型的建立维几何实体模型的建立 . 21 3.2 齿轮副有限元模型的建立齿轮副有限元模型的建立 . 21 3.2.1 单位制和坐标系的选择 . 21 3.2.2 单元类型的选择 . 22 3.2.3 材料属性的设置 . 22 3.2.4 齿轮模型的导入与网格划分 . 22 3.3 主动齿轮扭矩负载的提取主动齿轮扭矩负载的提取 . 23 3.3.1 内燃机振动的产生机理 . 23 3.3.2 内燃机扭转振动的分析 . 24 3.4 ls-dyna 的接触及其定义的接触及其定义 . 29 3.5 约束、载荷和初始条件的施加约束、载荷和初始条件的施加 . 31 3.6 箱体有限元的建立箱体有限元的建立 . 33 3.6.1 箱体模型建立 . 33 3.6.2 材料属性的设置 . 33 3.6.3 齿轮模型的导入与网格划分 . 33 3.7 原始齿轮仿真与试验分析原始齿轮仿真与试验分析 . 34 3.7.1 加速度的仿真与试验分析 . 34 3.7.2 声强的仿真与试验分析 . 38 3.8 本章小结本章小结 . 40 4 高速齿轮副噪声的影响因素分析高速齿轮副噪声的影响因素分析 . 41 4.1 修形曲线设计修形曲线设计 . 41 4.1.1 齿轮的弹性变形 . 41 4.1.2 齿轮的弹性变形修形原理 . 41 4.1.3 变形量公式推导 . 42 4.1.4 修形计算公式的推导 . 44 4.2 初级齿轮改进设计初级齿轮改进设计 . 45 4.2.1 原始齿轮修形量计算 . 45 4.2.2 其它修形的选择 . 46 4.2.3 齿轮副变位系数的选择 . 47 4.3 振动加速度仿真试验振动加速度仿真试验 . 48 4.3.1 在恒定扭矩下的振动分析 . 48 4.3.2 在工况扭矩下的振动分析 . 53 4.4 声场辐射分析声场辐射分析 . 59 4.4.1 在恒定扭矩下的噪声分析 . 59 目 录 vii 4.4.2 在工况扭矩下的噪声分析 . 64 4.5 本章小结本章小结 . 70 5 高速高速齿轮振动噪声试验研究齿轮振动噪声试验研究 . 71 5.1 发动机试验台的简介发动机试验台的简介. 71 5.1.1 试验台的总体布置 . 71 5.1.2 发动机试验台工作原理 . 71 5.1.3 实验台架的各种设备 . 72 5.2 齿轮振动噪声试验齿轮振动噪声试验. 73 5.3 振动试验分析振动试验分析. 74 5.4 声强试验分析声强试验分析. 77 5.5 本章小结本章小结 . 80 6 结论结论 . 83 致致 谢谢 . 85 参考文献参考文献 . 87 附附 录录：作者在攻读硕士学位期间发表的论文作者在攻读硕士学位期间发表的论文 . 89 重庆大学硕士学位论文 viii 1 绪 论 1 1 绪 论 1.1 引言 在人类生活的环境中，充满着各种各样的声音，但不是所有的声音都是人们 所需要的。广义的讲，凡是人们不需要，有碍于人们正常工作和生活、有害于人 们身体健康的声音，统称为噪声1。从物理学观点讲，噪声主要是指声强和频率 变化无规律、杂乱无章的那些声音。 从 20 世纪 50 年代，汽车和摩托车的保有量迅速增加，致使城市的噪声污染 日益严重，已经成为影响人民生活水平重要因素之一。噪声是污染城市环境降 低工作效率危害人们身心健康的主要因素，因此噪声早已成为威胁人类生存的 三大公害之一。同时，噪声也是汽车质量的综合体现，反映了产品的设计制造水 平，并直接影响其经济价值。因此，研究和控制噪声，即是环境保护的迫切需要， 也是提高工业产品质量，增强产品竞争力所必须解决的问题23。 从广义的意义上说，如果表征一种运动的物理量时而增大时而减小的反复变 化，就可以称这种运动为振动。又若变化着的物理量是一些机械量或力学量，例 如物体的位移、速度、加速度、应力及应变等等，这种振动便称为机械振动4。 振动影响人们的睡眠、休息、读书和看电视等日常生活。值得注意的是，若 人们长期生活在振动干扰的环境里，由于长期心理上烦恼不堪，久而久之也会造 成身体健康的危害。在振动环境工作的工人精力难以集中，往往会造成操作速度 下降，生产效率降低，并且可能出现质量事故，甚至安全事故。如果振动强度足 够大，或者工人长期在相当强度下振动环境里工作。则工人可能会在神经系统、 消化系统、心血管系统、内分泌系统、呼吸系统等方面造成危害或影响。而且振 动降低了乘客乘坐舒适性，使驾驶员精神不能集中容易疲劳，从而对摩托车行驶 安全构成威胁。振动不仅影响精密仪器仪表的正常运行，还会直接影响仪器仪表 的使用寿命，甚至受到破坏。振动会使精密机床的加工精度下降，粗糙度上升， 使质量无法保证。当振动过大时，会直接造成精密机床的刀具、精密部件受到损 坏。振动不仅引起汽车某些部件的疲劳失效，降低整车的使用寿命，而且降低了 乘坐舒适性5。 齿轮传动是近代机器中最常见的一种机械传动，广泛应用于机械、电子、纺 织、冶金、采矿、汽车、航空、航天及船舶等领域。它与带、链、摩擦、液压等 机械传动相比，具有功率范围大、传动效率高、圆周速度高、传动比准确、使用 寿命长、结构尺寸小等一系列特点。因此，它已成为许多机械产品不可缺少的传 动部件，也是机器中所占比重最大的传动形式。齿轮的设计与制造水平将直接影 重庆大学硕士学位论文 2 响到机械产品的性能和质量。由于齿轮在工业发展中的突出地位，致使齿轮被公 认为工业化的一种象征6。 随着科学技术的飞速发展，齿轮系统正朝着高速、重载、轻型、高精度和自 动化方向发展，这就对其动态性能提出了更高的要求。在传统齿轮传动类产品(如 工业减速箱、汽车变速器等)的设计过程中，人们往往只注重功能的实现和工作的 可靠性，很少关心整个机械的运转振动噪声问题。但随着人们对工作和生活环境 舒适度要求的不断提高，振动噪声问题也随之愈发突显出来，其中高速齿轮的啮 合引起的振动噪声尤为突出。对齿轮系统振动噪声及其控制已成为当前科技界研 究的非常活跃的前沿课题之一。 1.2 高速齿轮振动噪声研究的重要性及意义 一般说来，齿轮系统振动随着转速的增加而增大，因此，齿轮系统噪声在机 械振动的比重也有所增加。 如能降低高速时齿轮振动， 从而也降低了低速时齿轮 振动。在摩托车发动机中，以初级齿轮为代表高速齿轮是发动机机械振动的重要 部分，因而，降低初级齿轮等高速齿轮振动是降低发动机齿轮振动的有效措施。 随着汽车速度越来越高，初级齿轮啮合振动的问题日益突出。因此为了使初级齿 轮啮合时传动平稳，减小振动，而且不发生强烈的冲击磨损，有必要对初级齿轮 啮合噪声进行分析和控制研究。同时噪声与振动是密不可分的，一切噪声都源自 振动，所以对初级齿轮啮合冲击进行分析和控制研究也关系到其噪声控制好坏。 同时也影响到摩托车的使用寿命和行驶安全，而且关系到乘坐舒适性。 齿轮系统包括由齿轮副、传动轴等组成的传动系统和由轴承、箱体等组成的 结构系统，是一个复杂的弹性机械系统。齿轮啮合时轮齿的弹性变形、时变啮合 刚度、啮入啮出冲击、齿侧间隙、制造误差等都对轮齿静动力接触特性、系统动 态性能、系统传动精度等有很大影响。齿轮系统同时承受由原动机和负载引入的 外部激励和由时变啮合刚度、齿轮传动误差和啮合冲击所引起的内部激励，其振 动受轴、齿轮、轴承、箱体等多种振动的影响。要综合考虑上述因素，对高速齿 轮的振动噪声控制，不能只考虑齿轮副，而且还要研究与齿轮相关的一个系统， 包括齿轮副、轴、轴承、箱体及负载等产生的振动噪声及其变化规律。 作为机械系统中的齿轮传动装置，随着齿轮传动向着优参数、优性能的不断 演变，对齿轮系统进行动力学分析、实现动态设计已经成为当今齿轮设计发展的 必然趋势。齿轮系统动力学方面的研究成果对于提高齿轮传动装置的承载能力、 减小振动和噪声、提高各种性能指标上都具有重要的影响。因此，齿轮传动装置 的动态特性直接关系到整体性能，对其进行动态特性分析，控制齿轮系统的振动 与噪声，实现高速齿轮系统的优化设计己成为重要的研究课题。 1 绪 论 3 总之，通过对摩托车初级齿轮噪声分析和控制，不仅有助于提高产品的传动 特性，降低对环境的噪声污染，提高摩托车乘坐舒适性，而且为其它发动机传动 系统的减振降噪研究提供指导意义。 由于我国齿轮振动噪声普遍比国外产品严重， 因此齿轮传动非线性动力学行为的研究更是工程中有待解决的重要课题之一。 1.3 齿轮振动噪声控制的发展与现状 1.3.1 齿轮发展历史 齿轮传动技术经历了长期的历史发展过程。公元前 400200 年，中国古代 就开始使用齿轮。但从 17 世纪末，人们才开始研究能正确传递运动的轮齿形状。 18 世纪，欧洲工业革命以后，齿轮传动应用日益广泛，先是发展摆线齿轮，而后 是渐开线齿轮。 早在 1694 年，法国学者 philippe de la hire，首先提出渐开线可作为齿形曲 线。1733 年，法国人 camus m，提出轮齿接触点的公法线必须通过中心连线上的 节点。 1765 年， 瑞士的 euler l 提出渐开线齿形解析研究的数学基础。 后来， savary 进一步完成这一方法，成为现在的 euler-savery 方程。对渐开线齿形应用做出贡 献的是 kobert willie，他提出中心距变化时，渐开线齿轮具有角速比不变的优点。 1873 年，德国工程师 hoppe 提出，对不同齿数的齿轮，在压力角改变时的渐开线 齿形，从而其定了现代变位齿轮的思想基础。 直至 19 世纪末，展成切齿法的原理及利用此原理切齿的专用机床与刀具的 相继出现，使齿轮加工具有较完善的手段，渐开线齿形才显示出巨大的优越性。 1908 年，瑞士 mag 公司研究并制造出展成法加工的插齿机。接着，英国 bss、 美国 a gma 德国的 din 等相继对变位齿轮提出了多种计算方法。 为提高动力传动齿轮的使用寿命并减小其尺寸，英国人 humphris 在 1907 年 最早发表了圆弧齿形的设想。1955 年，原苏联工程师 novikov 在完成实用性研究 后进人工业应用。与此同时，我国与原苏联，以及日本等国对双圆弧齿形，进行 了一系列开发研究并获得了普遍的应用成果6。 1.3.2 国内外高速齿轮振动噪声控制现状 在国内，许多研究人员经过多年研究，已经取得了一些成果。他们研究的领 域多集中在低速齿轮，在中高速齿轮很少研究。主要研究一些影响齿轮噪声的因 素及其规律和一些控制噪声的措施。 影响因素包括： 转速的影响。转速对噪声影响的试验结果表明：转速加倍，齿轮噪声的 线性声压级平均提高 5db，a 声级提高 8db 左右。 载荷的影响。作用在轮齿上的载荷用比载荷表示，即齿轮单位长度上承 重庆大学硕士学位论文 4 受的力(nmm)。比载荷大，齿面间的摩擦力增加，引起节线冲力增大，同时， 比载荷大到使齿轮变形以致影响啮合精度时会引起啮合冲力增加。 齿形重合系数的影响7。 增加重合系数意味着增加在任意时刻的平均啮合 齿数，把载荷分配给较多的轮齿，使轮齿产生较小的变形和啮合冲力，改善它们 进入和脱开啮合的状况，从而使噪声有所降低。 压力角的影响7。小的压力角可以得到较低的噪声级。工作压力角还受到 一对齿轮的实际中心距的影响，由于制造、安装及温度变化的影响。当然，增加 齿轮轴的刚度可以减小中心距的变化，从而降低由此而产生的齿轮噪声。 轮齿制造误差的影响8。 一对齿轮产生的噪声常常同主动齿轮恒速旋转而 被动齿轮不能恒速旋转直接有关。造成被动齿轮不能恒速旋转的一个重要原因是 轮齿制造中的尺寸误差，引起非渐开线啮合运转。 齿侧表面光洁度也影响着齿轮的噪声。表面光洁度高，齿面间的摩擦系 数小，齿轮噪声就低，在同一转速、同一负荷下，用不同加工方法，因齿侧光洁 度不同，噪声约有 4db 的变化。 齿轮振动噪声控制研究成果： 1）制造精度和降低表面粗糙度的研究9。周节误差会造成啮合冲击和角速度 变动，高速时会引起强烈振动和噪声；齿向误差造成轮齿边缘接触而增大噪声； 齿形误差对噪声的影响很大，呈中凹形，噪声更大。 2）齿轮传动啮合冲击产生的加速度噪声研究10。分析了加工误差和弹性变 形在齿轮啮合时所产生的冲击加速度。 3）齿轮修形研究11。分析齿廓修形的三个关键修形参数，即修形曲线修 形量和修形长度。 4）修正轮齿缘12。齿形修整；采用鼓形齿或两端减薄齿，可减小齿的干涉； 减小齿顶宽；采用逐渐啮合的正齿轮。 5）改用斜齿轮或人字齿轮。斜齿轮传动的噪声低于直齿圆柱齿轮传动；人 字齿轮的噪声更低。 6）改进齿轮参数。尽可能降低齿轮的线速度；尽可能缩小齿轮直径；采用 互为质数的非整数传动比；确定合适的齿侧间隙；模数选择；增大重叠系数；采 用变位齿轮；齿宽的选择。 7）齿轮的阻尼处理13。采用高阻尼合金材料或其它材料制造齿轮；采用加 阻尼环的措施也能提高降噪效果，尽量不淬火。 8）改变齿轮的结构。