外文文獻(xiàn)翻譯--使用靜壓軸承減輕齒輪嚙合頻率噪聲【中文4186字】 【PDF+中文WORD】

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Adams.Jr. 克利夫蘭凱斯西儲(chǔ)大學(xué)機(jī)械和航空航天工程學(xué)院 OH 44106-71222 電子郵件：maurice.adams@case.edu 提出的減少齒輪組中的齒輪嚙合頻率振動(dòng)的解決方案涉及利用與主支承軸承串聯(lián)且承載的靜壓軸承。期望靜壓軸承利用其低通濾波效應(yīng)的振動(dòng)能量來(lái)防止其從軸傳遞到齒輪殼體，在那里它將作為噪聲發(fā)射。目前的調(diào)查研究了在施加的正弦負(fù)載下單個(gè)凹槽圓形靜壓軸承的頻率響應(yīng)。結(jié)果表明，隨著驅(qū)動(dòng)頻率的增加，靜壓軸承的過(guò)濾效果增加。所顯示的行為與低通濾波器的行為類似：低頻時(shí)的濾波效應(yīng)可忽略不計(jì)，濾波效應(yīng)在中頻范圍內(nèi)從0％增加到90％，并且濾波效果保持在最大值，因?yàn)樗┘拥念l率信號(hào)繼續(xù)增加。這種觀察到的行為預(yù)計(jì)會(huì)在齒輪嚙合頻率減振系統(tǒng)中發(fā)揮核心作用。[DOI：10.1115 / 1.4029613] 介紹 齒輪嚙合頻率噪聲的起源被認(rèn)為是永久存在的制造缺陷，牙齒彈性和滑動(dòng)摩擦，它們排除了齒輪之間的完美共軛作用[1,2]。眾所周知，大多數(shù)齒輪組產(chǎn)生的噪聲首先作為網(wǎng)狀頻率的振動(dòng)，主要通過(guò)軸支撐軸承傳遞到殼體，然后發(fā)出振動(dòng)能量作為噪聲[3]。齒輪組產(chǎn)生的噪音集中在網(wǎng)格頻率上，這通常在聲學(xué)上非常令人討厭，并且隨著節(jié)線速度增加而產(chǎn)生更劇烈的齒輪網(wǎng)格產(chǎn)生的振動(dòng)。無(wú)論齒輪軸支撐軸承是滾動(dòng)體還是流體動(dòng)力學(xué)流體薄膜類型，高軸承剛度都是保持所需齒輪中心線定位精度的明顯要求，從而實(shí)現(xiàn)齒輪組精度等級(jí)化在演出期間。但是，高的軸承剛度有利于傳動(dòng)齒輪嚙合頻率的振動(dòng)。這就是齒輪噪聲衰減措施的難題，軸承剛度的降低損害了所需的齒輪中心線定位精度，同時(shí)保持較高的軸承剛度，有利于傳遞齒輪嚙合頻率的振動(dòng)。 提出的用于解決齒輪嚙合頻率振動(dòng)的設(shè)計(jì)包括與主軸支承軸承串聯(lián)且承載的靜壓軸承，其構(gòu)造為確保齒輪組通常需要的高總體靜態(tài)剛度盡可能地保持。同時(shí)，靜壓軸承充當(dāng)振動(dòng)能量的低通濾波器。單獨(dú)使用靜壓軸承作為主軸承可以實(shí)現(xiàn)與所提出的衰減系統(tǒng)相同的噪聲衰減目標(biāo)，但由于靜壓軸承的可靠性較低，可能會(huì)降低運(yùn)行可靠性。此外，Zaretsky [4]指出，僅考慮靜載荷的滾動(dòng)軸承壽命預(yù)測(cè)可以被認(rèn)為是樂觀的，不包括振動(dòng)引起的動(dòng)態(tài)載荷的附加貢獻(xiàn)。因此，還建議從靜液壓支撐延長(zhǎng)滾動(dòng)軸承疲勞壽命的可能性。 而且，對(duì)于齒輪組而言，網(wǎng)狀頻率噪聲的顯著衰減是期望的設(shè)計(jì)目標(biāo)。然而，實(shí)際齒輪組設(shè)計(jì)中的折衷通常會(huì)阻止消除網(wǎng)狀頻率噪聲成為唯一的設(shè)計(jì)目標(biāo)。在這種情況下，即使增加了支撐系統(tǒng)，所提出的減振系統(tǒng)也有助于將其納入當(dāng)前的齒輪組設(shè)計(jì)中，同時(shí)對(duì)齒輪組的性能影響最小。因此，所提出的系統(tǒng)的優(yōu)點(diǎn)：振動(dòng)減輕和齒輪性能的保持，預(yù)計(jì)將超過(guò)將所提出的系統(tǒng)并入齒輪組設(shè)計(jì)的缺點(diǎn)。 以前關(guān)于靜壓軸承的工作主要集中在其動(dòng)態(tài)特性上，特別是軸承滿足高剛度和高阻尼要求的能力[5-7]。 Rohde和Ezzat同時(shí)調(diào)查了潤(rùn)滑劑可壓縮性對(duì)靜壓軸承動(dòng)態(tài)特性的影響[8]。基于雷諾茲潤(rùn)滑方程的全數(shù)值解的研究結(jié)果確定，在流體的可壓縮性的影響下，軸承的動(dòng)態(tài)特性表現(xiàn)為“斷裂頻率”，在該頻率以上，軸承剛度急劇增加，軸承阻尼急劇下降。其他研究人員報(bào)告了類似的結(jié)果[9-12]。然而，這些工程通常將高度可壓縮流體假定為工作流體。目前的研究反而研究了靜壓軸承的頻率響應(yīng)，當(dāng)工作流體通常被認(rèn)為是不可壓縮的時(shí)候，現(xiàn)在被認(rèn)為是弱可壓縮的。這種工作流體的可壓縮性是通過(guò)其有限的體積模量來(lái)量化的，而不是真正的不可壓縮流體的無(wú)限大。 低通濾波效應(yīng)建模的控制體積法 本研究中模型的發(fā)展遵循了Zulkefli詳細(xì)介紹的關(guān)于簡(jiǎn)單單槽靜壓軸承的工作[13]。靜壓軸承由兩個(gè)主要部分組成：軸瓦和軸承滑道，前者由軸承凹槽和相對(duì)較薄的軸承座組成，而后者由完全包圍軸承凹槽的平坦表面組成。在軸承運(yùn)行期間，外部加壓的流體被泵入凹槽，填充可用空間。隨著流體繼續(xù)被泵入凹槽，流體壓力增加，直到壓力足夠高以將軸承墊與軸承流道分開，允許流體流出軸承座。 在制定低通行為時(shí)，假設(shè)凹槽內(nèi)截留的流體體積中的流體壓力V雖然在時(shí)間上不恒定，但始終在整個(gè)V內(nèi)均勻。此外，V被選定為由封閉的軸承凹部限定的恒定體積控制體積。在靜態(tài)負(fù)荷條件下，進(jìn)入控制體積的體積流入量和流出量相等。在動(dòng)態(tài)條件下，流入和流出不需要瞬時(shí)相等。假定只有粘性效應(yīng)占優(yōu)勢(shì)，忽略流體慣性。 流體靜力學(xué)軸承的三種公認(rèn)的流量補(bǔ)償方法是孔口，毛細(xì)管和恒定流量[14]。為了分析，假設(shè)恒定流量補(bǔ)償。流體的體積模量可以用增量V來(lái)定義 流體體積的變化，以及流體壓力的增量變化 由于控制量定義為常量，因此控制量的增量變化為零。相反，使用被困流體質(zhì)量的增量變化，并且根據(jù)流體密度的表達(dá)式確定兩者之間的關(guān)系： =/ 。在這里，是標(biāo)稱流體密度，并且假定比流體密度的增量變化大得多。那么體積模量就是 瞬時(shí)質(zhì)量流入速率，質(zhì)量流出速率和質(zhì)量變化的時(shí)間速率可以用體積流入量，體積流出系數(shù)，流出系數(shù)C和公稱流體壓力來(lái)表示， 為 靜態(tài)條件下的流出系數(shù)值為C = / 。積分Eq。（3）并采用公式中體積模量的表達(dá)式。 （2）產(chǎn)生以下等式： 通過(guò)靜壓軸承膜傳遞的瞬時(shí)載荷瞬時(shí)與靜壓軸承壓力成比例，因此傳遞的動(dòng)載荷成正比。積分Eq。（4）并將其重寫為一階線性常微分方程給出 無(wú)量綱壓力和時(shí)間選擇為 方程的無(wú)量綱形式（5）然后被重寫為 其中B是設(shè)計(jì)因子并定義為BC/=/。方程的精確解。 （7）被發(fā)現(xiàn) 等式（8）被觀察為對(duì)流出中的階躍變化的理論壓力響應(yīng)。為了確定對(duì)特定軸振動(dòng)信號(hào)的時(shí)間響應(yīng)，利用卷積積分來(lái)確定動(dòng)態(tài)壓力的響應(yīng)，并且因此確定在諧波輸入的作用下通過(guò)軸承傳遞的動(dòng)態(tài)力。無(wú)量綱諧波軸振動(dòng)和無(wú)量綱頻率選擇如下： 傳輸動(dòng)態(tài)壓力的卷積積分，就是這樣 來(lái)自Ref。 [15]，方程（10）被納入以下內(nèi)容： 穩(wěn)定狀態(tài)部分是 在頻率處諧波變化的動(dòng)態(tài)壓力的單峰幅度因此可表示為 考試方程式（13）表明隨著頻率的增加，值變小，幅值將接近1的值，表明所有施加的動(dòng)態(tài)力通過(guò)靜壓軸承傳遞。相反，當(dāng)X增加時(shí)，將接近零，表明所有施加的動(dòng)態(tài)力不會(huì)通過(guò)靜壓軸承傳遞。這種行為在低頻時(shí)不進(jìn)行濾波，而在高頻時(shí)進(jìn)行總濾波，這與低通濾波器的預(yù)期行為類似。目前的調(diào)查顯示在數(shù)據(jù)中觀察到類似的行為。 實(shí)驗(yàn)結(jié)果 靜壓軸承的頻率響應(yīng)使用參考文獻(xiàn)中詳細(xì)描述的設(shè)置來(lái)確定。 [13,16]。該裝置由施加動(dòng)態(tài)載荷作用下的單凹槽圓形靜壓軸承組成，置于材料試驗(yàn)機(jī)中。載荷施加在軸瓦上，傳遞的載荷在軸承轉(zhuǎn)輪上測(cè)量。實(shí)驗(yàn)中使用的靜壓軸承使用?參考文獻(xiàn)中概述的方法確定尺寸。 [14]為恒定流量補(bǔ)償計(jì)劃。用于確定軸承大小的重要系統(tǒng)參數(shù)是： 驅(qū)動(dòng)頻率范圍1-100Hz，潤(rùn)滑油流量0.95 ×10 -50.16×10 -5m3 s-1（0.150.025 gpm），供給壓力為2.76×10 50.03×10 5pa(400.5 psi），和a額定負(fù)載范圍為300- 502 N.施加的負(fù)載由一個(gè)恒定頻率的正弦信號(hào)組成，其幅度為所應(yīng)用標(biāo)稱負(fù)載的10％（10％）。用于設(shè)置的靜壓軸承的尺寸為： 凹槽直徑為0.07620.0025米（3.000.01英寸），凹槽深度為0.007620.0025米（3.000.01英寸），底板厚度為0.00320.0025米（（3.000.01英寸）。使用的工作流體是殼油錠油十。 圖1傳輸負(fù)載的頻率響應(yīng) 圖2傳輸負(fù)載的歸一化頻率響應(yīng) 圖1中顯示了不同的施加載荷值的傳輸載荷的頻率響應(yīng)。從圖中可以看出，對(duì)于1Hz和40Hz之間的驅(qū)動(dòng)頻率，傳輸?shù)妮d荷沒有顯示從應(yīng)用的輸入負(fù)載。對(duì)于40 Hz和70 Hz之間的驅(qū)動(dòng)頻率，無(wú)論施加的負(fù)載的值如何，傳輸?shù)呢?fù)載都會(huì)穩(wěn)定下降到50 N左右。對(duì)于70 Hz和100 Hz之間的驅(qū)動(dòng)頻率，傳輸?shù)呢?fù)載保持相當(dāng)穩(wěn)定在50 N左右。從傳輸負(fù)載的標(biāo)準(zhǔn)化頻率響應(yīng)觀察到類似的濾波行為，如圖2所示。它清晰可見從圖中可以看出，對(duì)于所有額定載荷值，靜壓軸承能夠過(guò)濾掉幾乎90％的載荷。此外，該圖顯示，在所有三種負(fù)載條件下，濾波都發(fā)生在相同的頻率范圍內(nèi)。因此，從靜壓軸承的頻率響應(yīng)觀察到的低通濾波行為類似于由方程（13）。 此外，審查方程式。（13）表明該方程提供了靜壓軸承的V和頻率響應(yīng)之間的關(guān)系。因此，通過(guò)選擇適當(dāng)?shù)腣值，可以確定發(fā)生濾波的頻率范圍。相反，通過(guò)選擇預(yù)期發(fā)生濾波的頻率范圍，可以確定V，從而允許靜壓軸承根據(jù)感興趣的頻率范圍調(diào)整大小。對(duì)于目前的調(diào)查，實(shí)驗(yàn)裝置的最大驅(qū)動(dòng)頻率限于100Hz，主要是由于安全問(wèn)題和機(jī)械限制。然而，預(yù)期同樣的一般低通濾波行為可以用公式（13）并在圖1和2中觀察到。1和2將被觀察到更高的驅(qū)動(dòng)頻率值。類似地，預(yù)計(jì)在當(dāng)前調(diào)查中預(yù)測(cè)和觀察到的相同行為將在施加負(fù)荷的值更高時(shí)被觀察到。最終，預(yù)計(jì)從目前的研究中觀察到的低通濾波行為將被成功地結(jié)合到提出的齒輪嚙合頻率振動(dòng)緩解系統(tǒng)中，以破壞齒輪組的振動(dòng)能量傳輸。 結(jié)論 目前的研究表明，靜壓軸承能夠防止在特定頻率范圍內(nèi)施加的振動(dòng)載荷的傳遞。這種觀察到的行為表明靜壓軸承部分能夠充當(dāng)振動(dòng)載荷的低通濾波器。預(yù)計(jì)當(dāng)驅(qū)動(dòng)頻率和系統(tǒng)參數(shù)改變?yōu)橥ǔＴ趯?shí)際齒輪組中遇到的值時(shí)，將觀察到相同的一般低通濾波特性。所提出的減振系統(tǒng)預(yù)計(jì)將利用這種觀測(cè)到的靜壓軸承的低通濾波特性來(lái)防止齒輪嚙合頻率的振動(dòng)通過(guò)齒輪組傳遞到它將作為噪聲發(fā)射的外殼。 參考文獻(xiàn) [1] Smith，J. 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