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

外文文獻翻譯--使用靜壓軸承減輕齒輪嚙合頻率噪聲【中文4186字】 【PDF+中文WORD】,中文4186字,PDF+中文WORD,外文文獻翻譯,使用靜壓軸承減輕齒輪嚙合頻率噪聲【中文4186字】,【PDF+中文WORD】,外文,文獻,翻譯,使用,靜壓,軸承,減輕,齒輪,嚙合,頻率,噪聲,中文 【中文4186字】 使用靜壓軸承減輕齒輪嚙合頻率噪聲 Zamir A. Zulkefli1 馬來西亞普特拉大學機械和制造工程工程學部 43400 UPM，Serdang， 馬來西亞雪蘭莪州 電子郵件：zamirdin@upm.edu.my Maurice L. Adams.Jr. 克利夫蘭凱斯西儲大學機械和航空航天工程學院 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且承載的靜壓軸承。期望靜壓軸承利用其低通濾波效應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射。目前的調查研究了在施加的正弦負載下單個凹槽圓形靜壓軸承的頻率響應。結果表明，隨著驅動頻率的增加，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：低頻時的濾波效應可忽略不計，濾波效應在中頻范圍內從0％增加到90％，并且濾波效果保持在最大值，因為所施加的頻率信號繼續增加。這種觀察到的行為預計會在齒輪嚙合頻率減振系統中發揮核心作用。[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，大多數齒輪組產生的噪聲首先作為網狀頻率的振動，主要通過軸支撐軸承傳遞到殼體，然后發出振動能量作為噪聲[3]。齒輪組產生的噪音集中在網格頻率上，這通常在聲學上非常令人討厭，并且隨著節線速度增加而產生更劇烈的齒輪網格產生的振動。無論齒輪軸支撐軸承是滾動體還是流體動力學流體薄膜類型，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，從而實現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計包括與主軸支承軸承串聯且承載的靜壓軸承，其構造為確保齒輪組通常需要的高總體靜態剛度盡可能地保持。同時，靜壓軸承充當振動能量的低通濾波器。單獨使用靜壓軸承作為主軸承可以實現與所提出的衰減系統相同的噪聲衰減目標，但由于靜壓軸承的可靠性較低，可能會降低運行可靠性。此外，Zaretsky [4]指出，僅考慮靜載荷的滾動軸承壽命預測可以被認為是樂觀的，不包括振動引起的動態載荷的附加貢獻。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，網狀頻率噪聲的顯著衰減是期望的設計目標。然而，實際齒輪組設計中的折衷通常會阻止消除網狀頻率噪聲成為唯一的設計目標。在這種情況下，即使增加了支撐系統，所提出的減振系統也有助于將其納入當前的齒輪組設計中，同時對齒輪組的性能影響最小。因此，所提出的系統的優點：振動減輕和齒輪性能的保持，預計將超過將所提出的系統并入齒輪組設計的缺點。 以前關于靜壓軸承的工作主要集中在其動態特性上，特別是軸承滿足高剛度和高阻尼要求的能力[5-7]。 Rohde和Ezzat同時調查了潤滑劑可壓縮性對靜壓軸承動態特性的影響[8]。基于雷諾茲潤滑方程的全數值解的研究結果確定，在流體的可壓縮性的影響下，軸承的動態特性表現為“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，當工作流體通常被認為是不可壓縮的時候，現在被認為是弱可壓縮的。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。 低通濾波效應建模的控制體積法 本研究中模型的發展遵循了Zulkefli詳細介紹的關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，假設凹槽內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。在靜態負荷條件下，進入控制體積的體積流入量和流出量相等。在動態條件下，流入和流出不需要瞬時相等。假定只有粘性效應占優勢，忽略流體慣性。 流體靜力學軸承的三種公認的流量補償方法是孔口，毛細管和恒定流量[14]。為了分析，假設恒定流量補償。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，使用被困流體質量的增量變化，并且根據流體密度的表達式確定兩者之間的關系： =/ 。在這里，是標稱流體密度，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 瞬時質量流入速率，質量流出速率和質量變化的時間速率可以用體積流入量，體積流出系數，流出系數C和公稱流體壓力來表示， 為 靜態條件下的流出系數值為C = / 。積分Eq。（3）并采用公式中體積模量的表達式。 （2）產生以下等式： 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是設計因子并定義為BC/=/。方程的精確解。 （7）被發現 等式（8）被觀察為對流出中的階躍變化的理論壓力響應。為了確定對特定軸振動信號的時間響應，利用卷積積分來確定動態壓力的響應，并且因此確定在諧波輸入的作用下通過軸承傳遞的動態力。無量綱諧波軸振動和無量綱頻率選擇如下： 傳輸動態壓力的卷積積分，就是這樣 來自Ref。 [15]，方程（10）被納入以下內容： 穩定狀態部分是 在頻率處諧波變化的動態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力通過靜壓軸承傳遞。相反，當X增加時，將接近零，表明所有施加的動態力不會通過靜壓軸承傳遞。這種行為在低頻時不進行濾波，而在高頻時進行總濾波，這與低通濾波器的預期行為類似。目前的調查顯示在數據中觀察到類似的行為。 實驗結果 靜壓軸承的頻率響應使用參考文獻中詳細描述的設置來確定。 [13,16]。該裝置由施加動態載荷作用下的單凹槽圓形靜壓軸承組成，置于材料試驗機中。載荷施加在軸瓦上，傳遞的載荷在軸承轉輪上測量。實驗中使用的靜壓軸承使用?參考文獻中概述的方法確定尺寸。 [14]為恒定流量補償計劃。用于確定軸承大小的重要系統參數是： 驅動頻率范圍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額定負載范圍為300- 502 N.施加的負載由一個恒定頻率的正弦信號組成，其幅度為所應用標稱負載的10％（10％）。用于設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傳輸負載的頻率響應 圖2傳輸負載的歸一化頻率響應 圖1中顯示了不同的施加載荷值的傳輸載荷的頻率響應。從圖中可以看出，對于1Hz和40Hz之間的驅動頻率，傳輸的載荷沒有顯示從應用的輸入負載。對于40 Hz和70 Hz之間的驅動頻率，無論施加的負載的值如何，傳輸的負載都會穩定下降到50 N左右。對于70 Hz和100 Hz之間的驅動頻率，傳輸的負載保持相當穩定在50 N左右。從傳輸負載的標準化頻率響應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，在所有三種負載條件下，濾波都發生在相同的頻率范圍內。因此，從靜壓軸承的頻率響應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和頻率響應之間的關系。因此，通過選擇適當的V值，可以確定發生濾波的頻率范圍。相反，通過選擇預期發生濾波的頻率范圍，可以確定V，從而允許靜壓軸承根據感興趣的頻率范圍調整大小。對于目前的調查，實驗裝置的最大驅動頻率限于100Hz，主要是由于安全問題和機械限制。然而，預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動頻率值。類似地，預計在當前調查中預測和觀察到的相同行為將在施加負荷的值更高時被觀察到。最終，預計從目前的研究中觀察到的低通濾波行為將被成功地結合到提出的齒輪嚙合頻率振動緩解系統中，以破壞齒輪組的振動能量傳輸。 結論 目前的研究表明，靜壓軸承能夠防止在特定頻率范圍內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振動載荷的低通濾波器。預計當驅動頻率和系統參數改變為通常在實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。所提出的減振系統預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射的外殼。 參考文獻 [1] Smith，J. D.，1983，Gears and Their Vibration：A Basic Approach to Understanding Gear Noise，Macmillan Press，New York，pp.170。 [2] Litvin，F. L.和Fuentes，A.，2004，Gear Geometry and Applied Theory，2nd ed。，Cambridge University Press，New York，第800頁。 [3] Houser，D.R.，2007，“齒輪噪聲和振動預測和控制方法”，噪聲和振動控制手冊，M.J.Crocker編，Wiley，Hoboken，NJ，第847-856頁。 [4] Zaretsky，E.V。，1999，滾動軸承的STLE壽命因素，第二版，Society of Tribologists and Lubrication Engineers，Park Ridge，IL。 [5] Brown，G. M.，1961，“靜壓推力軸承的動態特性”，Int。 J.馬赫。工具Des。 Res。，1（1），第157-171頁。 [6] Adams，M. L.和Shapiro，W.，1969年，“在具有不可壓縮流動的平坦靜壓軸承中擠壓薄膜特性”，Tribology，12（3），第183-189頁。 [7] Bouzidane，A.和Thomas，M.，2007年，“等效剛度和阻尼研究的靜壓軸承，”Tribol。 Trans。，50（2），第257-267頁。 [8] Rohde，S.M。和Ezzat，H.A.，1976，“動態行為學雜志 - 軸承”，ASME J. Tribol。，98（1），pp.90-94。 [9] Ghosh，MK和Viswanath，NS，1987，“Recess Volume Fluid Compressibility Effect on the Dynamic Characteristics of Multirecess Hydrostatic Journal Bearings With Journal Rotation，”ASME J. Tribol。，109（3），第417-426頁。 [10] Ghosh，M.K。，Guha，S.K。，和Majumdar，B.C。，1989，“Rotordynamic Coefficients of Multirecess Hybrid Journal Bearings”，Wear，129（2），pp.245-259。 [11] Andres，L. A. S.，1991，“流體可壓縮性對靜壓軸承動態響應的影響”，Wear，146（2），第269-283頁。 [12] Pollmann，E.和Vermeulen，M.，1989年，“可壓縮性和慣性對凹槽靜壓軸承動態特性的影響”，Tribol。 Int。，22（3），第166-176頁。 [13] Zulkefli，Z. A.，2013年，“用靜壓軸承緩解齒輪嚙合頻率振動”，博士。畢業論文，凱斯西儲大學，克利夫蘭，俄亥俄州。 [14] Rippel，H. C.，1963年，“鑄造青銅靜壓軸承設計手冊”鑄造青銅軸承研究所，俄亥俄州克利夫蘭，第75頁。 [15] Thomas，G. B.，1957，Calculus，Addison-Wesley，Reading，MA，692頁。 [16] Zulkefli，Z。和Adams，M. L.，2014年，“流體靜壓軸承低通過濾效應的實驗研究”，SAE技術文件第2014-01-1758號。