减少偏离齿轮传动装载和卸载时的噪音翻译

减少偏离齿轮传动装载和卸载时的噪音翻译 中文译文: 减少偏离齿轮传动装载和卸载时的噪音 芝加哥伊利诺州大学机械部门和工业工程齿轮研究中心， 842 W. IL 60607-7022, 泰勒圣，芝加哥， 美国 喀他赫纳工艺综合大学机械工程部博士，Murcia，30202，喀他赫纳，西班牙 山叶电动机股份有限公司齿轮半径研究发展中心，2500 Shingai, Iwata, 静冈 438-8501, 日本 2005 年二月 22 日定为 标准 excel标准偏差excel标准偏差函数exl标准差函数国标检验抽样标准表免费下载红头文件格式标准下载 ;2005 年五月 6 日校订了;2005 年五月 17 日被公认;2006 年一月 25 日可在线应用. 摘要 齿轮传动时产生震动和噪音的主要原因是传输误差。有关影响噪音传输误差的两个主要函数已被查明:(1)一个是线性的对应误差;(2)一个是初步设计使用传输误差以减少噪音而引起的。它显示了传输误差的线性关系，在一个周期内形成了混合的循环啮合:(1)如点对点接触;(2)当从表面以曲线形式移动到起始点时就产生啮合。使用初步设计传输误差能够减少因为线性对应函数而引起的传输误差，减少噪音和避免移动接触。引起传输误差的负载函数已被研究。齿牙的损坏能够使在装载的齿轮传动中减少最大的传输误差。用计算机处理的模拟齿轮啮合，且齿轮传动装载和卸货技术已发展相当水平。 关键字:齿轮传动;传输误差;齿牙啮合分析(YCA);限定的元素分析;噪音的减少。 文章概要 1. 绪论 2. 啮合的类型和基本功能的传输误差 3. 装载齿轮驱动的传动误差 4. 数字例证 5. 噪音的两个传输误差函数的有力对比 5.1. 应用方式概念上的考虑 5.2. 线性函数的分段插补 6.结论 正文: 1. 绪论 模拟的齿轮传动啮合执行应用齿牙接触分析(TCA)和测试齿轮传动已被证实传输误差的主要原因是齿轮箱的震动，这样的震动引起齿轮传动的噪音[1]，[2]，[3]，[4]，[5]，[6]，[7]，[10]和[11]。传输误差函数的类型依赖对应错误的类型且齿轮齿牙表面为了进一步的传动在进行改善。(见第二节) 为减少噪音而依下列的 计划 项目进度计划表范例计划下载计划下载计划下载课程教学计划下载 进行: (1) 牙齿接触表面被局部化 (2) 提供一个传输误差的函数。这种传输错误是由未对准的一次函数所引起的 [7]。 (3) 对双层表面之一进行最高倍数的修正。[见第2节]这通常是避免表面摩 擦。[见第5节] 2.啮合的类型和传动误差的基本函数 它假定齿牙表面任何点相切是正当的局限定位。此后，我们考虑两种啮合:(1)面与面，(2)面与曲线。面与面相切是平等观察表面的位置向量和表面单位提供[7]。面与曲线啮合是曲线边缘实在接触的结果[7]。 面与面相切的TCA运算法则是以下列的矢量为基础的方程[7]: (1) (2) 在固定的同等系统S位置矢量和表面常态中表现。这里，(u, fiθ)是表面的参数而且(, )决定表面的角位置。 i12 面与曲线的运算法则是用S方程来表现的[7]: f (3) (4) 在这里描述表面的啮合曲线是边缘曲线的切线。 TCA的允许应用而发现两种啮合的类型，面与面和面与曲线。计算机处理的啮合模拟是以一个反复的程序为基础的非线性方程的数字解决 方案 气瓶 现场处置方案 .pdf气瓶 现场处置方案 .doc见习基地管理方案.doc关于群访事件的化解方案建筑工地扬尘治理专项方案下载 [8] 应用最高的相交表面之一，它可能变成:(1)避免边缘接触，(2)获得一个初步设计的抛物线函数[7](图1)。初步设计的抛物线函数功能的应用是减少噪音的先决条件。 图1例证:(a)齿轮驱动的一个不成直线的传动函数1和没有欠对准的理想的线 性函数2;(b)周期函数抛物线形成的传动误差Δ()。 21应用最高的允许向前分配传动的误差函数的是一个抛物线，而且允许分配同样最大误差值的6-8 ″。初步设计预期大小的传动误差抛物线函数和投入大量生产的工具是有关联的。图2表示在何处由于欠对准的误差的大小，传动误差函数形成两个支流:面对面接触和面与曲线接触。 图2一个螺旋状齿轮的最大TCA误差结果Δγ = 10′:(a)传动误差函数在何处符合面与面相切和何处符合面与曲线相切;(b)在小齿轮 齿面上相切的路径:(c)在齿轮表面的接触路径。 3.装载齿轮传动的传动误差 这一部分内容覆盖了一般用途FEM电脑程序应用装载齿轮驱动的传动误差果断程序[3]。TCA决定直接应用卸载齿轮驱动的传动误差。描述比较装载和卸载时齿轮驱动的传动误差在第5节。 初步的考虑 (1)由于载入齿轮驱动的结果，最大的传动误差被减少，而且接触比增加了。 (2)创造者的方式允许在有限机械要素模型的自动生产之前的时候减少模型的准备[对于应用结构组的每个结构1]。 (3)图3举例 说明 关于失联党员情况说明岗位说明总经理岗位说明书会计岗位说明书行政主管岗位说明书 在负载之下被调查的一个结构。TAC允许确定齿面Σ 1 和Σ 2 的接触的点 M,在负载被应用(图3(a))之前，N2 和 N1 是表面的法线。(图3(b)和(c))获得小齿轮和传动机构的齿面的柔性变形应用扭距到传动机构的结果。图3(b)的例证和(c)以接触表面的不连续介绍为基础的。 )和(c)描述了不连续的接触表面及表面法线N图3说明了:(a)一个单一接触结构(b1 和N2 (1) 图4概要的表示了2D空间的结构组。TCA决定了每个结构(将应用于柔 性变形之前)的位置。 图4说明了装载齿轮驱动啮合组的模拟模型。 4.数字例证 表1是设计一个螺旋齿轮传动的设计参数。考虑下列啮合状态和传动接触: (1) 对于生产传动机构和小齿轮齿条，它们分别地有如横断面的一个直线和抛 物线轮廓。所谓的高的配合误差是由生产齿条刀轮廓产生的。 (2) 齿轮驱动的欠对准是由轴角Δγ? 0的误差引起的。 (3) 给由Δγ? 0所引起的传动误差提供了一个初步设计的抛物线函数。 (4) TCA(齿接触分析)决心应用由Δγ引起的卸货和装载齿轮驱动的传动误 差。这种调查能够影响传动误差大小方面的负载。 (5) 电脑程式的应用能分析有限的机械要素而决定装载的齿轮驱动的应力。 (6) 调查轴向接触的成型。 表1 设计参数 小齿轮的齿牙数目，N1 21 传动机构的齿牙数目， N2 77 2 常态组件，mn 5.08 mm 正压力角, α n 25? n 小齿轮螺旋线的方向 左手方 螺旋角, β 30? 齿面宽, b 70 mm ?1a小齿轮齿条刀抛物线系数, a 0.002 mm c a圆柱蜗杆的定位半径, r 98 mm w 2b滚动小齿轮的修正系数, a 0.00008 rad/mm mr c小齿轮的应用扭距 250 N m 用下列的一个例子来描述: 例1:考虑一个排列的齿轮驱动(Δγ =0)卸下齿轮驱动。抛物线功能提供一个最大值的传动误差Δ 2(1)=8 ″(图6(a))。循环啮合.把小齿轮和轮齿方面的轴向接触定位纵向(图(b)和(c))。 图6一个欠对准卸货齿轮传动的计算结果:(a)传动误差函数(b)和(c)在 小齿轮和轮齿表面上的接触路径。 5. 噪音的两个传输误差函数的有力对比 5.1 应用方式概念上的考虑 噪音信号的源动力是以假定为基础的，声波发生的摆动的速度与传动机构的速度瞬时值成比例的变动。这一假定(即使大体上不是很正确)是很好的第一个猜测，因为它避免了齿轮驱动的一个复杂动模型的应用。 我们提议并强调应用下列的状态方式: (a)目标信号的动力是不同的，但并不是肯定的绝对值信号。 (b)不同的信号动力大体上引出一个不同结果为两个不同的光滑传动误差函数。 提议应用的传动误差函数引起的功能信号是以基部平均数角尺比较为基础的[9]。定义如此的比较信号模拟强度 (7) 这里描述了传动机构的角速度偏差的平均值，而且ω rms描述了rms需要的值ω 2(1)。传动误差回收功率定义为2= m 211+ Δ 2(1), m 21 是齿数比。 区别考虑计时，我们获得传动机构的角速度 (8) 其中假定为常数。在第二个术语的右边，(8)表现了对于速度的变动 (9) 上面的定义假设传输错误函数是连续可微的。在用有限元方法模拟负载齿轮启动器计算的情况下，这个函数是用有限个给定的点((φ1)i，(?φ2)i(i=1,2……)来定义的。为了Eq的使用，各点的给定值必须用连续函数进行插值计算。 5.2. 分段函数的插补 在这种情况下(图7)，用一条直线将两个连续的数据点连接起来。在i和i-1点之间的速度是不变的，并且由下式确定: (10) 图7插补函数传输误差分段的应用于线性函数 数据点的选择如下:(i)增量() ? ()在每个区间i 内被认为是不变的。1i1i?1 基于这种假设，两个功率量的比值式如下所示: (11) 6. 结论 通过先前的讨论，计算和数字的例子能够得到下列的结论: (1)齿轮驱动(如果没有提供充足的表面修正)的对准误差可能引起混合啮合:(a)面与面和(b)边缘接触(如表面与曲线)边缘接触可通过初步设计的抛物线函数(PPF)来避免。 (2)调查发现传动误差抛物线函数的应用可减少齿轮驱动的噪音和震动。应用PPF最少要修正生产齿轮驱动的一个构件，通常为小齿轮。(或者是蜗杆驱动的蜗杆) (3)负荷齿轮启动器的传输错误的确定需要运用一个一般用途的有限元电脑程序。负荷齿轮启动器配有弹性可变的轮齿，这样接触率增加，由于启动器的未对准而产生的传输错误将减少。由于使用了作者设计的有限元模块的自动产生方法使得模块的准备时间大大的缩短了。这种方法是专门为确定负荷齿轮传输错误而设计的。 参考文献 [1] J. Argyris, A. Fuentes and F.L. Litvin, Computerized integrated approach for design and stress analysis of spiral bevel gears, Comput. 191 (2002), pp. 1057–1095. SummaryPlus | Full Methods Appl. Mech. Engrg. Text + Links | PDF (1983 K) [2] Gleason Works, Understanding Tooth Contact Analysis, Rochester, New York, 1970. [3] Hibbit, Karlsson & Sirensen, Inc., ABAQUS/Standard User’s Manual, 1800 Main Street, Pawtucket, RI 20860-4847, 1998. [4] Klingelnberg und Söhne, Ettlingen, Kimos: Zahnkontakt-Analyse für Kegelräder, 1996. [5] F.L. Litvin et al., Helical and spur gear drive with double crowned pinion tooth surfaces and conjugated gear tooth surfaces, USA Patent 6,205,879, 2001. [6] F.L. Litvin, A. Fuentes and K. Hayasaka, Design, manufacture, stress analysis, and experimental tests of low-noise high endurance spiral bevel gears, Mech. Mach. Theory 41 (2006), pp. 83–118. SummaryPlus | Full Text + Links | PDF (1234 K) [7] F.L. Litvin and A. Fuentes, Gear Geometry and Applied Theory (second ed.), Cambridge University Press, New York (2004). [8] J.J. Moré, B.S. Garbow, K.E. Hillstrom, User Guide for MINPACK-1, Argonne National Laboratory Report ANL-80-74, Argonne, Illinois, 1980. [9] A.D. Pierce, Acoustics. An Introduction to Its Physical Principles and Applications, Acoustical Society of America (1994). [10] J.D. Smith, Gears and Their Vibration, Marcel Dekker, New York (1983). [11] H.J. Stadtfeld, Gleason Bevel Gear Technology—Manufacturing, Inspection and Optimization, Collected Publications, The Gleason Works, Rochester, New York (1995). [12] O.C. Zienkiewicz and