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)的振動能量來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)載下單個凹槽圓形靜壓軸承的頻率響應(yīng)。結(jié)果表明，隨著驅(qū)動頻率的增加，靜壓軸承的過濾效果增加。所顯示的行為與低通濾波器的行為類似：低頻時的濾波效應(yīng)可忽略不計，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率信號繼續(xù)增加。這種觀察到的行為預(yù)計會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，主要通過軸支撐軸承傳遞到殼體，然后發(fā)出振動能量作為噪聲[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。無論齒輪軸支撐軸承是滾動體還是流體動力學(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)齒輪組精度等級化在演出期間。但是，高的軸承剛度有利于傳動齒輪嚙合頻率的振動。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，同時保持較高的軸承剛度，有利于傳遞齒輪嚙合頻率的振動。 提出的用于解決齒輪嚙合頻率振動的設(shè)計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，靜壓軸承充當(dāng)振動能量的低通濾波器。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，可能會降低運(yùn)行可靠性。此外，Zaretsky [4]指出，僅考慮靜載荷的滾動軸承壽命預(yù)測可以被認(rèn)為是樂觀的，不包括振動引起的動態(tài)載荷的附加貢獻(xiàn)。因此，還建議從靜液壓支撐延長滾動軸承疲勞壽命的可能性。 而且，對于齒輪組而言，網(wǎng)狀頻率噪聲的顯著衰減是期望的設(shè)計目標(biāo)。然而，實(shí)際齒輪組設(shè)計中的折衷通常會阻止消除網(wǎng)狀頻率噪聲成為唯一的設(shè)計目標(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)計中，同時對齒輪組的性能影響最小。因此，所提出的系統(tǒng)的優(yōu)點(diǎn)：振動減輕和齒輪性能的保持，預(yù)計將超過將所提出的系統(tǒng)并入齒輪組設(shè)計的缺點(diǎn)。 以前關(guān)于靜壓軸承的工作主要集中在其動態(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同時調(diào)查了潤滑劑可壓縮性對靜壓軸承動態(tài)特性的影響[8]。基于雷諾茲潤滑方程的全數(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其有限的體積模量來量化的，而不是真正的不可壓縮流體的無限大。 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)于簡單單槽靜壓軸承的工作[13]。靜壓軸承由兩個主要部分組成：軸瓦和軸承滑道，前者由軸承凹槽和相對較薄的軸承座組成，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，假設(shè)凹槽內(nèi)截留的流體體積中的流體壓力V雖然在時間上不恒定，但始終在整個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。在動態(tài)條件下，流入和流出不需要瞬時相等。假定只有粘性效應(yīng)占優(yōu)勢，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 瞬時質(zhì)量流入速率，質(zhì)量流出速率和質(zhì)量變化的時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： 通過靜壓軸承膜傳遞的瞬時載荷瞬時與靜壓軸承壓力成比例，因此傳遞的動載荷成正比。積分Eq。（4）并將其重寫為一階線性常微分方程給出 無量綱壓力和時間選擇為 方程的無量綱形式（5）然后被重寫為 其中B是設(shè)計因子并定義為BC/=/。方程的精確解。 （7）被發(fā)現(xiàn) 等式（8）被觀察為對流出中的階躍變化的理論壓力響應(yīng)。為了確定對特定軸振動信號的時間響應(yīng)，利用卷積積分來確定動態(tài)壓力的響應(yīng)，并且因此確定在諧波輸入的作用下通過軸承傳遞的動態(tài)力。無量綱諧波軸振動和無量綱頻率選擇如下： 傳輸動態(tài)壓力的卷積積分，就是這樣 來自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，表明所有施加的動態(tài)力通過靜壓軸承傳遞。相反，當(dāng)X增加時，將接近零，表明所有施加的動態(tài)力不會通過靜壓軸承傳遞。這種行為在低頻時不進(jìn)行濾波，而在高頻時進(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)置來確定。 [13,16]。該裝置由施加動態(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)償計劃。用于確定軸承大小的重要系統(tǒng)參數(shù)是： 驅(qū)動頻率范圍1-100Hz，潤滑油流量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)載由一個恒定頻率的正弦信號組成，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，對于1Hz和40Hz之間的驅(qū)動頻率，傳輸?shù)妮d荷沒有顯示從應(yīng)用的輸入負(fù)載。對于40 Hz和70 Hz之間的驅(qū)動頻率，無論施加的負(fù)載的值如何，傳輸?shù)呢?fù)載都會穩(wěn)定下降到50 N左右。對于70 Hz和100 Hz之間的驅(qū)動頻率，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，對于所有額定載荷值，靜壓軸承能夠過濾掉幾乎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。對于目前的調(diào)查，實(shí)驗(yàn)裝置的最大驅(qū)動頻率限于100Hz，主要是由于安全問題和機(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)動頻率值。類似地，預(yù)計在當(dāng)前調(diào)查中預(yù)測和觀察到的相同行為將在施加負(fù)荷的值更高時被觀察到。最終，預(yù)計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緩解系統(tǒng)中，以破壞齒輪組的振動能量傳輸。 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)振動載荷的低通濾波器。預(yù)計當(dāng)驅(qū)動頻率和系統(tǒng)參數(shù)改變?yōu)橥ǔＴ趯?shí)際齒輪組中遇到的值時，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)計將利用這種觀測到的靜壓軸承的低通濾波特性來防止齒輪嚙合頻率的振動通過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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