齿轮与齿轮箱振动噪声机理分析及控制Ξ何韫如　宋福堂(华东船舶工业学院二系　镇江,212003)摘要　在振动噪声特性分析的基础上,揭示了振动与噪声发生的机理,并以试验为基础,指出了轴转频对啮合频率的调制影响,同时提出了噪声的控制措施。

关键词　振动噪声　振动控制　传动齿轮　齿轮箱　调制　隔振中图分类号　U 661.4引　言发动机传递动力通常使用齿轮装置,特别是在使动力组件增速或减速情况下,使用齿轮系统。

由于齿轮、齿轮轴承、轴系及其齿轮在啮合过程中产生振动,对于船用齿轮系统来说能量大部分由齿轮箱传递到隔板和壳体上,再由壳体振动辐射到水中,而且伴随着螺旋桨产生的轴承力的激励,从而对自身仪器设备,如制导系统产生很大影响。

较大的振动和噪声有可能导致制导系统某些环节的失灵或损坏,有时也会导致齿轮系统本身的破坏和故障,因此对水中兵器的战斗性能有较大影响。

所以,研究与控制齿轮的振动与噪声是很有必要的。

本文以实际观测数据为依据,进一步研究了齿轮振动噪声产生的机理。

1　齿轮振动的实例1.1　齿轮轮毂的振动 齿轮传递扭矩首先从轴传至轮毂,由轮毂传递到轮齿,再由主动轮轮齿传递到被动轮轮毂和轴系。

在传递过程中,由于受到轴向激励力的作用,齿轮轮毂产生轴向振动。

另外,由于啮合力的作用,轮毂也会产生横向和沿周向的振动。

1.2　轴承及轴承座的振动齿轮系统通过轴系安置于轴承及其轴承座上,由于齿轮本体的轴向和周向振动必引起轴承支承系统的振动,相反,外界干扰力(如螺旋桨的轴承力)也可能通过轴承传递给齿轮系统。

第18卷第3期1998年9月 振动、测试与诊断Jou rnal of V ib rati on,M easu rem en t &D iagno sis V o l .18N o.3Sep.1998Ξ1.3　齿轮箱的振动齿轮的振动由轴系传到齿轮箱,激励箱体振动,从而辐射出噪声。

另外,齿轮在箱内振动的图1　齿轮啮合振动及噪声传播辐射声激励箱体,使箱体形成二次辐射噪声,这类噪声大部在中低频范围内。

齿轮箱体本身的振动也直接产生辐射声。

1.4　齿轮的振动在啮合过程中,轮齿先由一点接触而扩展到线接触,或一次实现线接触,使得接触力大小、方向改变,产生机械冲击振动,从而辐射出噪声。

这类噪声呈现高频冲击的形式,其典型的齿轮振动时程曲线示于图2。

轮齿啮合时不断变化的啮合力,既激发齿轮的强烈振动,即各个轮齿的响应很大,也激发了齿轮箱箱体较弱的振图2　齿轮振动时程曲线动。

通常认为齿轮产生噪声的主要原因是轮齿之间的相对位移。

这类噪声源产生的噪声可以用付氏变换法把噪声表示为稳定频率的分量的集合。

2　齿轮振动噪声产生的机理2.1　齿轮啮合激励产生的噪声齿轮的轮齿在啮合时因传动误差产生交变力,在交变力作用下产生线性及扭转响应,使齿轮产生振动辐射出噪声。

这是一种主要的噪声源,接触力变化越大,则齿轮相应的振动响应越大。

另外,齿轮的周节差产生的由复杂的或调制频率及其倍频组成的噪声,含有重复的基频(轴频),频率很低。

由于周节差产生了不规则的脉冲序列。

这种脉冲序列包括了众多的频率成份,但还不能认为是宽带随机噪声。

在众多频率成份中,由于脱啮后轮齿重新啮合时的冲击,所产生的噪声是明显的。

在一般情况下,啮合振动能够产生轴频的任何一个倍频上的激励,这种激励传递到齿轮箱引发箱体共振时产生明显的噪声,尤其当箱体的固有频率较低,而啮合频率很高时,很可能在某倍频下产生箱体共振。

键槽或花键槽在啮合力作用下,使得齿轮和花键之间间隙产生无规则的变化,从而产生与周节差引发的相似的噪声。

2.2　滑油喷注产生的噪声一种齿宽较大的直齿齿轮,在啮入端吸入过多的滑油,这些滑油滞留于齿根间隙中而无法迅速从端部排出形成“困油现象”。

困油现象发生在两个啮合齿的接触部位形成的一个封闭容积内。

这种封闭容积在齿轮转动时会产生容积变化。

由于滑油是不可压缩液体(压缩性极小,体积模量为114×109),即使很小的容积变化都会使齿轮轴上的附加载荷发生周期性的剧烈变化,使齿轮激励振动而产生噪声。

另外,在容积增大时,压力即迅速减少,从而使得轮齿间迅速222振　动、测　试　与　诊　断 第18卷减压造成“空蚀”,使齿轮激发出强烈的高频振动,同时辐射出噪声。

与此同时,高压油从齿端部高速喷射,射流冲击齿轮箱箱体也会引发啮合频率激励而产生齿频噪声及其倍频噪声。

2.3　轴承力激励如果齿轮传递扭矩为船用螺旋桨推力(作用在推力轴承上)与扭矩,则螺旋桨在不均匀流场中产生的非定常轴向力或扭矩通过轴系传递到轴承,由轴承传递给齿轮,对齿轮产生不稳定的激励,此即为轴承力激励。

由此种激励使齿轮产生振动辐射出噪声,这种噪声与轴承力的激励密切相关。

另外,由于齿轮轮齿的弹性原因,齿轮在传递动力时,后两对轮齿啮合时的齿对数只有一对齿啮合的1 2～2 3。

因此,当主动轴旋转时,对应于齿对数的变化,从动齿轮发生与旋转转速变化相同的振动,从而辐射出噪声,这也是主要噪声源之一。

2.4　高次谐波的产生齿轮在稳定旋转过程中受到重合系数等许多因素影响,在轮齿上所传递的力是随时间变化的周期性函数。

由于机械加工或磨损引起轮齿偏离实际情况的偏差,如均匀分布的磨损产生啮合振动及其高阶啮合频率,但不引起边带。

但非均匀分布的缺陷,在周期性脉冲力作用下产生低阶谐波频率,并由于调幅或调频作用而产生边带。

节圆相对于旋转中心存在偏差,产生调幅。

不均匀齿距或转速变化产生调频,即引起啮合频率的变化。

若以f s 表示轴频,f N 表示啮合频率,则实际频率f =nf N ±m f s (H z ),其中n ,m 为任意整数。

n 表示啮合频率的高阶谐波频率;m 表示以轴频f s 为调制频率的边带簇数。

3　齿轮振动噪声特性3.1　调制特性 调制特性在齿轮振动噪声中广泛存在。

当齿轮存在局部缺陷时,或在轮齿上产生疤痕、蚀坑等缺陷,此时会在频谱图上给出一个由周期性脉冲激励引起的调幅,出现众多的低频边带。

由故障与缺陷而引起振动能量增大,大多数反映在边带分量上。

如果缺陷向领近轮齿扩展会引起更大的、更密集的以啮合频率为中心频率的边带(见图3)。

调频是由某一个纯单频激励对以啮合频率为中心频率的调制,这将会产生具有等时距(在频域上某频率)的边带族。

令齿合激励的振动信号为X N C ,受到轴转频激励信号为X r 1和X r 2的调制,若其振动形式以简谐周期形式描述,则X N C (t )=A sin (ΞN C +P ); X r 1(t )=B 1co s Ξ1t ; X r 2(t )=B 2co s Ξt其中:ΞN C 为啮合振动频率,可作载波频率;Ξ1和Ξ2为调制频率,因调制特性存在振幅调制与频率调制。

3.1.1　振幅调制令m 1,m 2为调制因子,它的大小取决于缺陷的状态,振幅调制y (t )为322第1期 何韫如等:齿轮与齿轮箱振动噪声机理分析及控制图3　轴频对齿轮啮合频率的调制y (t )=A [1+m 1co s (Ξ1t )+m 2co s (Ξ2t )]sin (ΞN C t +Υ)其中:A 为振幅矢量;Ξ1,Ξ2为调制频率;ΞN C 为载波频率;Υ为初相位。

上述的调制作用可以表示为对原啮合频率A sin (ΞN C t +Υ)分量,叠加上两对振幅015m 1A 和0.5m 2A ,其频率相应为ΞN C ±Ξ1和ΞN C ±Ξ2。

它是由于调制作用而多出的频率分量,相当于以啮合频率ΞN C 为频率的量,被称之为“边带簇”。

经振幅调制后,调制后的信号总能量增加了015(m 1A )2与015(m 2A )2之和,从而是可以反应出齿轮缺陷的状态特性。

3.1.2　频率调制令调制信号中的频率偏差为∃Ξ,则信号的频率调制y (t )为y (t )=A sin [ΞN C t +∃Ξ1Ξ1sin Ξ1t +∃Ξ2Ξ2sin Ξ2t +Υ] 上式表示了信号的频率调制,调制波的大小从未调制的一个单位下降为A (∃Ξ Ξ),并产生了无穷多个边带,边带频率f m (Ξ 2Π)与啮合频率f N C 之间的间隔是调制频率的整数倍。

边带能量与(∃Ξ Ξ)2正比。

因全部啮合振动的能量正好等于载波啮合频率的分量与边带能量之和,与未调制时的总能量是相同的,边带的产生使啮合振动的能量有一部分分散到边带上,有利于减振。

图3为齿轮啮合频率的调制谱。

由图3可以看出,在啮合频率为中心频率的两侧出现了明显的边带簇,调制频率的频距为轴频f s ,其边带宽度为2m f s (+m f s -m f s )。

由于以频谱为依据很难区分调制与调频,为此只研究调频就足够了。

轴转频对啮轮啮合频率的调制,使得啮合频率处的振动能量向两侧较宽的边带内扩展,从而降低了齿轮振动的量级。

图3a 所示为1#齿轮的振动谱,它的一阶啮合频率为4150H z ,两侧的边带频率为轴频对啮合频率的调制频率。

图3b 为轴转频对啮合频率调制的另一例。

图中1265H z 为2#齿轮系统48齿齿轮的啮合频率,其调制频率的边带为m (25±3)H z 。

2#齿轮的边带振动级较高,说明调制频率的边带能量相对大一些。

从图3c 齿轮噪声谱也可以看出轴频对齿轮啮合频率的调制现象,分别表示了1114H z 和16H z 轴频对齿轮啮合频率741H z 和448H z 的调制影响。

在741H z 中心频率处的边带簇较宽,在448H z 中心频率处边带族较窄,表明啮合422振　动、测　试　与　诊　断 第18卷频率高时,调制频率边带分布的能量较多;而在较低啮合频率处,调制频率的边带族较窄,因而分布的能量较少。

但啮合频率的振动级很高是主要的振动噪声能量携带区域。

齿轮轴频对啮合频率的影响列于表1中。

表1　4种传动齿轮轴频对啮合频率调制型号轴频啮合副啮合频率基频一阶下边带一阶上边带二阶倍频二阶下边带二阶上边带备注1#齿轮25±3Z 45 Z 21265124012902530250525552#齿轮33±5Z 25 Z 104150411741813830082678333二倍频为计算值3#齿轮1114Z 15 Z4124004248248128364#齿轮1610Z 18 Z 4484324648968809123.2　总声级随转速的变化根据众多试验观测表明,转速与总声级存在明显关系。

表2　三类齿轮测试总声级与转速的关系dB (A )序号转速(r m in )主机水泵侧燃料泵侧测点距离(m )11440(冷车)90107189801122000(冷车) 10819101110.133380(热车)1201101120011由表2可以看出,转速从1440升到3380时,各个测点上所测齿轮振动的总声级大多数呈明显上升趋势。