机械毕业设计343英文翻译外文文献翻译341
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机械毕业设计343英文翻译外文文献翻译341,机械毕业设计英文翻译
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- 1 - 基于齿轮箱最优几何设计参 数 经验模型的汽车变速箱降噪研究 摘要 在 一个 汽车自动变速箱中， 根据经验 对 汽车 变速箱传动 模型 来 进行了研究。 通过改变 变速 箱 的几何设计参数 和齿轮的参数 来 减少 变速 箱 的 噪音。根据一个汽车五档变速箱的设计参数及 主动 齿轮 的参数 ， 从动 齿轮 的参数 ，可以模拟和计算出这种杂音的大小。 这些 设计参数对这种杂噪音的影响是可以分析的。这种 检测 到的杂噪音是可以根据设计参数来描述的。 在优化的过程中，根据 经验 得到噪音的平均大小 水平 是我们研究的目的。 这个噪音水平被定义为 变速箱的目标函 数 和设计参数的优化主要改变的 因素包括 齿根 弯曲压力 齿面 接触应力 两个齿轮恒定的中心距。因此 通过优化减速器中齿轮的几何设计参数， 如 模 数 齿数 轴向间隙 齿侧间隙 就可以获得 轻质量的变速箱的结构尺寸 来减小这种格格的杂噪音。结果表明 经过优化过的变速箱的噪音比没有优化过的噪音可减少 14%， 所有优化过的几何设计参数也 满足其他要求 。 简介 在 一个 汽车自动变速箱中，对 汽车 变速箱传动 模型 来 进行了研究。 通过改变 变速 箱 的几何设计参数 和齿轮的参数 来 减少 变速 箱 的 噪音 在汽车工业 中， 齿轮 传 动 会 引起震动和噪音 ， 噪声 的大小是影响 一个 汽 车 舒适 度 的 重要 因素 。 因此，对汽车舒适度的设计，在汽车自动传动的装置中，减小齿轮传动 和齿轮 震动和噪音是非常重要的。 齿轮传动被广泛应用于汽车自动变速箱中，他可以把机械扭矩从一个轴传向另一个轴。用齿轮连接两个在一起的轴的目的就是使输出轴被驱动或转动，另一个功能就是使输入轴被驱动或转动 。 汽车变速器的杂音和嘎嘎的声音是由震动引起的，从发动机的内部传向输出轴，这种噪音是在变速器在空档时高速旋转，或者在超过极限功率nts- 2 - 产生的。 汽车变速器的杂音和嘎嘎的声音是由震动引起的。 这些部件就是 惰轮 同步环和滑行套筒，他们并 没有承受载荷，和 在他们内部的有用参数 齿轮嘎嘎的声音是行业面临的主要问题，特别是汽车行业，因为汽车在大多数情况下，是只有很小的载荷或者没有载荷。 对这种咔咔和震动的影响可以分为几何设计参数影响和 操作参数 的影响。几何设计参数主要包括齿轮到的模数 m 齿数 z 螺旋角 轴向间隙 Sa 齿侧间隙 Sv 如图 3 所示 ，而操作参数主要包括角加速度 和齿轮的固有频率 an。 在变速器的噪音和咔咔哒哒的声音方面，液体的流动对几何设计参数的影响也是相当重要的。这些重要因素包括润滑油的类型 ，添加剂的粘度 ，在变速箱中润滑油的 标准，在传动装置中一对齿轮的扭矩的变化，会严重影响这种噪音或哒哒 咔咔 的声音 尤其 在低速运动或温度比较低时。 有种分析的结果表明，可以提高润滑油的 质量 来减少变速器中齿轮的噪音和减少机械力传动引起的震动，这样将会保证在齿轮啮合的间隙有适量的润滑油来减少输送装置的噪音。 在齿轮变速箱的传动中，啮合齿面间的滑动摩擦力对噪音和咔咔哒哒声音的影响也是重要的。不同类型的斜齿轮传动系统中，例如齿侧间隙 空间的变化 和滑动摩擦力，人们对滑动摩擦力引起的影响了解最少。齿轮齿数是一种特别的变化将会是决定性因素，例如 在齿轮传动 中逆向旋转会引起噪音 较大的摩擦力也会引起的噪音，在响应系统中，将会有更高的噪音。此外 这对大转矩和低速传动，有着重要的意义，滑动摩擦力的特性和大扭矩的传动在噪音方面有着重要的意义。 对齿轮宏观几何的优化就是用大啮合度的齿轮，可以减少传递的噪音，也可以提高传输的效率。对齿轮微观几何的优化就是调整 齿根 弯曲应力和齿数以及侧面轮廓，那样可以导致传输装置中噪音的减少。对于整个工作过程，这并不是一个好的解决办法，因此 形状的改变必须是他们在制造时nts- 3 - 的所统计出来的偏差所在的范围内。 1.1 变速箱的传动装置 它主要包括 主动 齿 轮 、 从动 齿轮、输入轴、输出轴 支撑轴承和同步环。 如图 1 所示 1.1.1 主动 齿轮、 从动 齿轮 所有的 主动 齿轮、 从动 齿轮 都是斜齿轮，他们是由 16 MnCr5 这种材料制成的。 1.1.2 输入 轴 恒速 的 主动 齿轮 和 倒档 的 从动 齿轮 被固定在输入轴上。在输入轴上还有滚针轴承和 倒档的从动 齿轮 ，倒档从动 齿轮 的倒档 同步环也被装在输入轴上。 1.1.3 输出轴 一档 二档 三档的 主动 齿轮 和四档的 从动 齿轮 被装在输出轴上， 一档 二档 三档的 从动 齿轮 没有直接装在轴上，而是通过滚针轴承装在输出轴上，一 档 二档 三的 从 动 齿轮 的 同步环也装在输出轴上。 1.1.4 支撑 轴 一档 二档 三档的 主动 齿轮 及 倒档 的 主动 齿轮 和四档的 从动 齿轮 被装在 支撑 轴上。四档的 从动 齿轮是惰轮，它是通过滚针轴承装在平轴上的。三档和四档 主动 齿轮的同步环也装在横轴上。 1.1.5 同步环 所有的同步环都是装在滚针轴承上， 滚针轴承 来保证最大程度的平滑。nts- 4 - 图 1 变速箱的传动装置 2 噪声的计算 根据一个五档齿轮变速箱的几何设计参数来计算和模拟出他的噪声 。变速箱的 具体 结构 如图 1 和图 2 所示。 一个自动变速箱噪音完整的计算公式如下 响噪声的计算方式如下 Lp 是计算 相关的 噪声值和测量噪声 的 水平来确定的。 校正因子是 k 没有单位。 Im 是平均强度的冲击力 单位是 N 平均强度冲击力的计算如下 m2 是零件的质量 单位为 kg 为角加速度， 单位为 弧度每平方nts- 5 - 秒 rb1 为节圆半径 单位为 mm Cim 和平均强度的冲击力有关，没有单位。 Cim 的计算如下。 Csv 是圆周 的齿侧间隙 是没有单位的，它的相关计算如下 Sv 是 齿侧 间隙 单位为 mm，是震荡频率，单位是 rad/s Csa 是无单位的轴向间隙， 单位为 mm Csa 的计算公式如下 Csa 是轴向间隙 单位是 mm 。 是 斜齿轮 螺旋角单位是 度 Cfa是轴向摩擦力的相 关系数 ， Lbasic 是噪声的大小 单位为 dB 。 图 2 五档变速器的视图 nts- 6 - 图 3 齿轮参数的设计 3 齿轮参数对噪音的影响 根据齿轮变速箱的设计参数计算出噪音的大小和模拟设计参数对噪音的影响。因此 ，设计参数对噪音的影响如图 4 到图 10，齿轮的设计参数如图 3，噪音的模 拟参数表 1 所示。 3.1 模数 模数增加，噪音也会增加。其关系如图 4 3.2 齿轮的 齿 数 齿 数增加，噪音也会增加。其关系如图 5 3.3 螺旋角 螺旋角的改变会导致噪音不同程度的变化，其关系如图 6 3.4 轴向间隙 轴向间隙的增加会导致噪音的增加，直到轴向间隙增加到最大值，然后会减小 他们关系如图 7 3.5 齿侧间隙 齿侧间隙 的增加会导致噪音的增加，直到它增加到最大值，然后噪音会减小。它们关系如图 8 3.6角加速度 角加速度的增加会导致噪音的增加，其关系如图 9 3.7震荡频率 nts- 7 - 振荡频率的增加会导致噪音的增加， 其关系如图 10 表 1 噪音的模拟参数 图 4 一档时 噪音 与模数的关系 图 5 一档时 噪音 与齿数的关系 图 6 一档时 噪音 与螺旋角的关系 nts- 8 - 图 7 一档时 噪音 与轴向间隙的关系 图 8 一档时 噪音 与齿侧间隙的关系 图 9 一档时 噪音 角加速度的关系 图 10 一档时 噪音 与 震荡频率 的关系 nts- 9 - 图 11 齿根的弯曲应力 4 计算斜 齿圆柱齿轮承载能力 对于齿轮的制造，最重要的是齿轮的寿命 和 齿轮的强度。齿轮的强度主要指齿 根 弯曲强度和 齿面 接触强度。 4.1齿 根 的弯曲应力 齿 根 的弯曲应力计算公式如下。根据 ISO 6336，齿轮在不承受载荷的情况下，侧向剪应力是无法计算的。齿 根 的弯曲疲劳强度通常取齿牙的 tan 30度。 F是齿 根 的弯曲应力计算如下 Ft是 齿轮 名义载荷的 tan30 单位是 N b是齿轮宽度 单位是 mm nts- 10 - Mn是斜齿轮的法面模数，单位是 mm， Yf是斜齿轮的齿 轮式 形系数，没有单位。 Ys是 载荷作于单对啮合区上界点时 应力 修 正系数。没有单位。 Y 是啮合度系数 ，是没有 单位。 Ka是 使用 系数，没有单位。 Kv是动载 荷 系数，没有单位。 Kf是 齿 向载荷分布系数， Kf是 齿间 载荷分布系数。 Fp 齿根的 弯曲应力计算如下 Flim是 齿根 的 允许 弯曲应力， Yst是试验齿轮 的应力 修 正系数 ， Yn是齿根弯曲强度计算的寿命因数， Y 齿根 相对敏感系数 。 Yr是齿根相对系数，Yx是齿根强度的大小的因数。 齿根弯曲应力的安全系数计算如下 4.2齿 面 接触应力 齿面接触应力的计算方式如下 ,.齿面接触应力 分析如 图 12 nts- 11 - 图 12 齿根的 接触应力 实际 的接触应力计算如 下 在 这里 ， u是齿轮传动比、 Zh是 节点 区域因 系数 ,Ze是弹性 系数 ， Z重合度 因数， Z螺旋角系数 Ka是 接触强度计算的使用 系数，没有单位 Kv是动 荷 系数，没有单位 KH 是齿 向载荷 分布系数， KH是 齿间载荷 分布系数 端面分度圆压力角 分度圆螺旋角 齿面允许接触应力 Hp计算如下 Hlim是 齿面 允许接触应力系数， Zn是 齿面 接触 强度计算 的寿命系数 Zl是 润滑油 系 数 Zv速度系数 ZR是粗糙度系数 Zw齿 面 材料的淬火系数 Zxnts- 12 - 齿面 接触应力大小系数 齿面接触应力的安全系数 SH的计算如下 5优化变速箱的设计参数 约束优化是一种非常有用的工具，对于机械元件的设计约束来得到一个轻质量的变速箱，例如 应力 变形 震动。 在优化过程中，目标是最大程度的减少成本，并且满足结构设计，通过优化主要参数，尽可能的获得一个噪音最小的轻质量的变速箱。 让 F(X)表示该目标函数是最小值， x是决定性的设计参数，来找到 F（ X）的最小值，下面是解决问题的方法 。 F(X)是目标函数 的最小值 X的约束条件 ; LB X UB 和 G（ x） 0 LB和 UB是定义域，分别是设计参数变化的范围，这里设计参数的初始值是 X0 X是使目标函数 F（ X）为最小值的数，还有一个约束条件是非线性变量 G（ x） 0。 6 数值算例 约束优化方法应用与一个五档汽车变速器，所有的计算过程都有MATLAB计算器来算，在所有的优化研究中，采用序列二次规划方法。找到最合适的设计参数、初始设计参数关于一个 5档汽车齿轮变速箱，如 m Z b Sa Sv 有 几 个因数是可以同时优化的用先进的计算器的。在优化不同的初始值来使目标函数达到最小值。 L（ m z b Sa Sv） 6.1目标函数 噪音的平均水平被当为齿轮传动系统的目标函数优化的设计参数，例如考虑 齿根 弯曲应力、 齿面 接触应力和 两个 齿轮中心之间的距离的 变化 ，工艺流程的设计参数优化程序。如图 13 采用下列目标函数。 nts- 13 - 平均噪音水平 Lpaverage的定义如下 : 噪音的平均水平 Lpaverage(m,z, ,b,Sa,Sv)被认为是目标函数 是最小值 ,模数 m 齿数 z、螺旋角、轴向游隙 Sa和 齿侧间隙 sv 都是可变形的设计参数。然后 ,找到 噪音的平均水平 Lpaverage(m,z, ,b,Sa,Sv)的最小值，下面是优化的方法。 F(X)目标函数 的最小值 X的约束条件 ; LB m,z, ,vb,Sa,Sv UB 和 G（ x） 0 LB和 UB是定义域，分别是设计参数变化的范围，这里设计参数的初始值是 m0, z0, 0, b0, sa0 sv0 ， m,z, ,vb,Sa,Sv 是使目标函数Lpaverage(m,z, ,b,Sa,Sv)为最小值的数， 还有一个约束条件是非线性变量 G（ x） 0。 6.2约束函数 齿轮的弯曲应力、齿面接触应力和两齿轮中心距在优化过程中是约束条件，齿 根 的弯曲应力、齿面接触应力的参数在表 2 和表 3 中分别给出。 下面是约束函数的描述 f是计算的 齿根 弯曲应力 Fp是 齿根的许用 弯曲应力 2 H计算的 齿面 接触应力 Hp是 齿面的 许用接触应力 3 a1是一档两个齿轮的中心距， a2是二档两个齿轮的中心距， a3是三档两个齿轮的中心距， a4是四档两个齿轮的中心距， a5是五档两个齿轮的中心距， ar是倒档两个齿轮的中心距。 条件最佳化 nts- 14 - 设计几何参数 操作参数 几何参数 设计参数 最初的限制条件 计算约束 齿根弯曲应力 设计没有完成 齿面接触应力 设计完成 中心距 计算目标函数 目标函数值不是最小值 和噪音水平 目标函数值是最小值 图 13 齿轮设计参数的流程图 表 2 齿根的弯曲应力 参数 nts- 15 - 6.3 优化的结果 利用函数 F优化的结果，在表 4中显示出来。由于空间有限只给出一些重要的参数。 对方 法 1 的研究，可以得到模数最适宜的范围是 3.2895 mm 到 4.3290 mm。齿数最适宜的范围 14到 19.螺旋角最适宜的范围 24.89290和 26.52950 ，齿面宽度 最适宜的范围 27、 28(毫米 ) 轴向间隙最适宜的范围 0.2000 到 0.5000(mm) ， 齿侧间隙 最适宜的范围 0.2000(毫米 )和0.4952(毫米 ) Sf最适宜的范围 1.000 到 2.2651， Sh最适宜的范围 1.1627 到 1.8533. 变速箱优化后噪音的变化范围 72 dB 到 78 dB. 对方法 2 的研究 可以得到模数最适宜的范围是 3.1063mm到 4.3290mm。齿数最适宜的范围 14到 19.螺旋角最适宜的范围 30.1647 0 到 31.9655 0 ，齿面宽度 最适宜的范围 30 mm 到 32 mm 轴向间隙最适宜的范围 0.2085 mm and 0.6000 mm ， 齿侧间隙 最适宜的范围 0.2000 mm 到 0.3583 mm Sf最适宜的范围， 1.000到 2.6888.Sh最适宜的范围 1.1542 到 1.9563 变速箱优化后噪音的变化范围 73 dB 到 78 dB. 虽然上面的数据代表了最优解 ,用标准齿轮设计参数值制造时未必就是这些结果 ,因为有些解决方案是不能付诸实现。优化后噪音的范围在72dB 到 78 dB.经过优化齿轮变速箱的噪音可降到 72dB，与没有优化的齿轮变速箱相比，噪音下降了 10%到 14%. 在考虑安全系数情况下， SF的变化范围是 1.00 到 2.68 ， Sh的变化nts- 16 - 范围是 1.15 到 1.95，因此所有的设计参数都满足约束条件。经过目标函数优化后的变速器处 理时间在 9到 13秒。 表 3 齿面接触应力参数 表 4 目标函数优化的结果 7响噪音的比较 一般变速箱的噪音水平，和经过目标函数优化后的变速箱一档 二档 nts- 17 - 三档 四档 五档噪声的比较如下。 经过优化的变速箱和没有优化的变速箱一档时噪音水平比较如图 14.没有优化的变速箱一档时的噪音为 88.1524 dB，而优化后的变速箱一档时的噪音为 78.0791 dB. 经过优化的变速箱和没有优化的变速箱二档时噪音水平比较如图 15.没有优化的变速箱二档时的噪 音为 88.1893 dB，而优化后的变速箱二档时的噪音为 .78.0791 dB 经过优化的变速箱和没有优化的变速箱三档时噪音水平比较如图 16.没有优化的变速箱三档时的噪音为 86.3327 dB，而优化后的变速箱三档时的噪音为 78.0791 dB. 经过优化的变速箱和没有优化的变速箱四档时噪音水平比较如图 17.没有优化的变速箱四档时的噪音为 86.3327 dB，而优化后的变速箱四档时的噪音为 76.7788 dB. 经过优化的变速箱和没有优化的变速箱五档时 噪音水平比较如图 18.没有优化的变速箱五档时的噪音为 88.4915(dB)，而优化后的变速箱五档时的噪音为 .78.0791 dB 经过优化的变速箱和没有优化的变速箱倒档的噪音水平比较如图 19.没有优化的变速箱倒档 88.4915 dB，而优化后的变速箱五时的噪音为 .78.0791 dB nts- 18 - 图 14 经过优化后的变速箱在一档时噪音的对比结果 图 15 经过优化后的变速箱在二档时噪音的对比结果 nts- 19 - 图 16 经过优化后的变速箱在三档时噪 音的对比结果 图 17 经过优化后的变速箱在四档时噪音的对比结果 nts- 20 - 图 18 经过优化后的变速
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