外文文献翻译--使用静压轴承减轻齿轮啮合频率噪声【中文4186字】 【PDF+中文WORD】

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Adams.Jr. 克利夫兰凯斯西储大学机械和航空航天工程学院 OH 44106-71222 电子邮件：maurice.adams@case.edu 提出的减少齿轮组中的齿轮啮合频率振动的解决方案涉及利用与主支承轴承串联且承载的静压轴承。期望静压轴承利用其低通滤波效应的振动能量来防止其从轴传递到齿轮壳体，在那里它将作为噪声发射。目前的调查研究了在施加的正弦负载下单个凹槽圆形静压轴承的频率响应。结果表明，随着驱动频率的增加，静压轴承的过滤效果增加。所显示的行为与低通滤波器的行为类似：低频时的滤波效应可忽略不计，滤波效应在中频范围内从0％增加到90％，并且滤波效果保持在最大值，因为所施加的频率信号继续增加。这种观察到的行为预计会在齿轮啮合频率减振系统中发挥核心作用。[DOI：10.1115 / 1.4029613] 介绍 齿轮啮合频率噪声的起源被认为是永久存在的制造缺陷，牙齿弹性和滑动摩擦，它们排除了齿轮之间的完美共轭作用[1,2]。众所周知，大多数齿轮组产生的噪声首先作为网状频率的振动，主要通过轴支撑轴承传递到壳体，然后发出振动能量作为噪声[3]。齿轮组产生的噪音集中在网格频率上，这通常在声学上非常令人讨厌，并且随着节线速度增加而产生更剧烈的齿轮网格产生的振动。无论齿轮轴支撑轴承是滚动体还是流体动力学流体薄膜类型，高轴承刚度都是保持所需齿轮中心线定位精度的明显要求，从而实现齿轮组精度等级化在演出期间。但是，高的轴承刚度有利于传动齿轮啮合频率的振动。这就是齿轮噪声衰减措施的难题，轴承刚度的降低损害了所需的齿轮中心线定位精度，同时保持较高的轴承刚度，有利于传递齿轮啮合频率的振动。 提出的用于解决齿轮啮合频率振动的设计包括与主轴支承轴承串联且承载的静压轴承，其构造为确保齿轮组通常需要的高总体静态刚度尽可能地保持。同时，静压轴承充当振动能量的低通滤波器。单独使用静压轴承作为主轴承可以实现与所提出的衰减系统相同的噪声衰减目标，但由于静压轴承的可靠性较低，可能会降低运行可靠性。此外，Zaretsky [4]指出，仅考虑静载荷的滚动轴承寿命预测可以被认为是乐观的，不包括振动引起的动态载荷的附加贡献。因此，还建议从静液压支撑延长滚动轴承疲劳寿命的可能性。 而且，对于齿轮组而言，网状频率噪声的显着衰减是期望的设计目标。然而，实际齿轮组设计中的折衷通常会阻止消除网状频率噪声成为唯一的设计目标。在这种情况下，即使增加了支撑系统，所提出的减振系统也有助于将其纳入当前的齿轮组设计中，同时对齿轮组的性能影响最小。因此，所提出的系统的优点：振动减轻和齿轮性能的保持，预计将超过将所提出的系统并入齿轮组设计的缺点。 以前关于静压轴承的工作主要集中在其动态特性上，特别是轴承满足高刚度和高阻尼要求的能力[5-7]。 Rohde和Ezzat同时调查了润滑剂可压缩性对静压轴承动态特性的影响[8]。基于雷诺兹润滑方程的全数值解的研究结果确定，在流体的可压缩性的影响下，轴承的动态特性表现为“断裂频率”，在该频率以上，轴承刚度急剧增加，轴承阻尼急剧下降。其他研究人员报告了类似的结果[9-12]。然而，这些工程通常将高度可压缩流体假定为工作流体。目前的研究反而研究了静压轴承的频率响应，当工作流体通常被认为是不可压缩的时候，现在被认为是弱可压缩的。这种工作流体的可压缩性是通过其有限的体积模量来量化的，而不是真正的不可压缩流体的无限大。 低通滤波效应建模的控制体积法 本研究中模型的发展遵循了Zulkefli详细介绍的关于简单单槽静压轴承的工作[13]。静压轴承由两个主要部分组成：轴瓦和轴承滑道，前者由轴承凹槽和相对较薄的轴承座组成，而后者由完全包围轴承凹槽的平坦表面组成。在轴承运行期间，外部加压的流体被泵入凹槽，填充可用空间。随着流体继续被泵入凹槽，流体压力增加，直到压力足够高以将轴承垫与轴承流道分开，允许流体流出轴承座。 在制定低通行为时，假设凹槽内截留的流体体积中的流体压力V虽然在时间上不恒定，但始终在整个V内均匀。此外，V被选定为由封闭的轴承凹部限定的恒定体积控制体积。在静态负荷条件下，进入控制体积的体积流入量和流出量相等。在动态条件下，流入和流出不需要瞬时相等。假定只有粘性效应占优势，忽略流体惯性。 流体静力学轴承的三种公认的流量补偿方法是孔口，毛细管和恒定流量[14]。为了分析，假设恒定流量补偿。流体的体积模量可以用增量V来定义 流体体积的变化，以及流体压力的增量变化 由于控制量定义为常量，因此控制量的增量变化为零。相反，使用被困流体质量的增量变化，并且根据流体密度的表达式确定两者之间的关系： =/ 。在这里，是标称流体密度，并且假定比流体密度的增量变化大得多。那么体积模量就是 瞬时质量流入速率，质量流出速率和质量变化的时间速率可以用体积流入量，体积流出系数，流出系数C和公称流体压力来表示， 为 静态条件下的流出系数值为C = / 。积分Eq。（3）并采用公式中体积模量的表达式。 （2）产生以下等式： 通过静压轴承膜传递的瞬时载荷瞬时与静压轴承压力成比例，因此传递的动载荷成正比。积分Eq。（4）并将其重写为一阶线性常微分方程给出 无量纲压力和时间选择为 方程的无量纲形式（5）然后被重写为 其中B是设计因子并定义为BC/=/。方程的精确解。 （7）被发现 等式（8）被观察为对流出中的阶跃变化的理论压力响应。为了确定对特定轴振动信号的时间响应，利用卷积积分来确定动态压力的响应，并且因此确定在谐波输入的作用下通过轴承传递的动态力。无量纲谐波轴振动和无量纲频率选择如下： 传输动态压力的卷积积分，就是这样 来自Ref。 [15]，方程（10）被纳入以下内容： 稳定状态部分是 在频率处谐波变化的动态压力的单峰幅度因此可表示为 考试方程式（13）表明随着频率的增加，值变小，幅值将接近1的值，表明所有施加的动态力通过静压轴承传递。相反，当X增加时，将接近零，表明所有施加的动态力不会通过静压轴承传递。这种行为在低频时不进行滤波，而在高频时进行总滤波，这与低通滤波器的预期行为类似。目前的调查显示在数据中观察到类似的行为。 实验结果 静压轴承的频率响应使用参考文献中详细描述的设置来确定。 [13,16]。该装置由施加动态载荷作用下的单凹槽圆形静压轴承组成，置于材料试验机中。载荷施加在轴瓦上，传递的载荷在轴承转轮上测量。实验中使用的静压轴承使用​参考文献中概述的方法确定尺寸。 [14]为恒定流量补偿计划。用于确定轴承大小的重要系统参数是： 驱动频率范围1-100Hz，润滑油流量0.95 ×10 -50.16×10 -5m3 s-1（0.150.025 gpm），供给压力为2.76×10 50.03×10 5pa(400.5 psi），和a额定负载范围为300- 502 N.施加的负载由一个恒定频率的正弦信号组成，其幅度为所应用标称负载的10％（10％）。用于设置的静压轴承的尺寸为： 凹槽直径为0.07620.0025米（3.000.01英寸），凹槽深度为0.007620.0025米（3.000.01英寸），底板厚度为0.00320.0025米（（3.000.01英寸）。使用的工作流体是壳油锭油十。 图1传输负载的频率响应 图2传输负载的归一化频率响应 图1中显示了不同的施加载荷值的传输载荷的频率响应。从图中可以看出，对于1Hz和40Hz之间的驱动频率，传输的载荷没有显示从应用的输入负载。对于40 Hz和70 Hz之间的驱动频率，无论施加的负载的值如何，传输的负载都会稳定下降到50 N左右。对于70 Hz和100 Hz之间的驱动频率，传输的负载保持相当稳定在50 N左右。从传输负载的标准化频率响应观察到类似的滤波行为，如图2所示。它清晰可见从图中可以看出，对于所有额定载荷值，静压轴承能够过滤掉几乎90％的载荷。此外，该图显示，在所有三种负载条件下，滤波都发生在相同的频率范围内。因此，从静压轴承的频率响应观察到的低通滤波行为类似于由方程（13）。 此外，审查方程式。（13）表明该方程提供了静压轴承的V和频率响应之间的关系。因此，通过选择适当的V值，可以确定发生滤波的频率范围。相反，通过选择预期发生滤波的频率范围，可以确定V，从而允许静压轴承根据感兴趣的频率范围调整大小。对于目前的调查，实验装置的最大驱动频率限于100Hz，主要是由于安全问题和机械限制。然而，预期同样的一般低通滤波行为可以用公式（13）并在图1和2中观察到。1和2将被观察到更高的驱动频率值。类似地，预计在当前调查中预测和观察到的相同行为将在施加负荷的值更高时被观察到。最终，预计从目前的研究中观察到的低通滤波行为将被成功地结合到提出的齿轮啮合频率振动缓解系统中，以破坏齿轮组的振动能量传输。 结论 目前的研究表明，静压轴承能够防止在特定频率范围内施加的振动载荷的传递。这种观察到的行为表明静压轴承部分能够充当振动载荷的低通滤波器。预计当驱动频率和系统参数改变为通常在实际齿轮组中遇到的值时，将观察到相同的一般低通滤波特性。所提出的减振系统预计将利用这种观测到的静压轴承的低通滤波特性来防止齿轮啮合频率的振动通过齿轮组传递到它将作为噪声发射的外壳。 参考文献 [1] Smith，J. 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