孟金鳳
摘 要:電驅(qū)減速箱為達(dá)到更高的功率密度,其工作轉(zhuǎn)速以及承受的扭矩也不斷提高,從而使電驅(qū)減速箱的振動(dòng)問題越來越復(fù)雜。齒輪作為電驅(qū)減速箱的核心部件同樣面臨著復(fù)雜的振動(dòng)問題。本文通過對(duì)某型電驅(qū)減速箱振動(dòng)問題進(jìn)行分析,得到了齒輪行波振動(dòng)對(duì)減速箱振動(dòng)噪聲水平的影響情況,同時(shí)給出了可行的減振方法。結(jié)果顯示,通過修改齒輪輻板結(jié)構(gòu),可以有效避免由于齒輪行波振動(dòng)給減速箱帶來的振動(dòng)和噪聲。
關(guān)鍵詞:電驅(qū) 減速箱 行波振動(dòng)
1 背景
某多模減速箱由發(fā)動(dòng)機(jī)、電動(dòng)機(jī)作為輸入,發(fā)電機(jī)、差速器作為輸出。使用過程中,具有發(fā)動(dòng)機(jī)單獨(dú)驅(qū)動(dòng)發(fā)電機(jī)(發(fā)電模式)、電動(dòng)機(jī)單獨(dú)驅(qū)動(dòng)差速器(電驅(qū)模式)、發(fā)動(dòng)機(jī)和電動(dòng)機(jī)共同驅(qū)動(dòng)差速器等工況(混動(dòng)模式)。當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)單獨(dú)驅(qū)動(dòng)發(fā)電機(jī)時(shí),在發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速達(dá)到3300~3400rpm附近,減速箱產(chǎn)生類似于齒輪嘯叫的高頻噪聲。圖1為該減速箱噪聲測(cè)量結(jié)果,在2700~3000Hz范圍內(nèi)具有非常高的噪聲水平,且噪聲峰值出現(xiàn)在減速箱的第52階上。
2 原因分析
2.1 頻譜分析
根據(jù)噪聲測(cè)試結(jié)果,第52階正好是發(fā)動(dòng)機(jī)端的輸入齒輪齒數(shù),可以初步認(rèn)為在輸入齒輪的嚙合激勵(lì)下引起了較為明顯的結(jié)構(gòu)振動(dòng)。因此,可以認(rèn)為這2700~3000Hz頻段為主要的噪聲來源。
對(duì)減速箱開展振動(dòng)掃描試驗(yàn),考察其在0~3850rpm范圍內(nèi)的振動(dòng)情況,結(jié)果如圖2所示。減速箱在輸入轉(zhuǎn)速2100~2400rpm、3000~3400rpm、3800rpm附近存在明顯的振動(dòng)峰值,且這些振動(dòng)峰值均由第52階激勵(lì)引起。此外,減速箱在2000Hz、2600~2800Hz以及3100~3300Hz附近存在較明顯的共振帶。圖3為減速箱第52階階次切片,可以看出,在2100~2400rpm以及3000~3400rpm轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)各出現(xiàn)兩處振動(dòng)峰值,可以認(rèn)為與2000Hz、2600~2800Hz附近的共振帶有關(guān)。
2.2 噪聲來源
為明確噪聲來源,使用聲學(xué)包將減速箱包裹起來,測(cè)量其振動(dòng)水平。結(jié)果如圖4所示,在52階的階次切片上,除3000~3400rpm范圍內(nèi)的振動(dòng)峰值外,其余轉(zhuǎn)速下的振動(dòng)水平均有不同程度的下降,特別是2100~2400rpm范圍內(nèi)的振動(dòng),降幅超過15%,不再顯示出明顯的峰值。
考慮到加裝聲學(xué)包后改變了減速箱殼體的約束狀態(tài),同時(shí)還帶來了額外的附加質(zhì)量,使減速箱殼體的模態(tài)發(fā)生改變,從而導(dǎo)致2100~2400rpm范圍內(nèi)的振動(dòng)峰值消失。同時(shí),3000~3400rpm范圍內(nèi)的振動(dòng)峰值出現(xiàn)的頻率和幅值均未發(fā)生明顯改變,因此可以認(rèn)為該振動(dòng)與齒輪嚙合相關(guān),與減速箱殼體振動(dòng)無關(guān)。
2.3 齒輪振動(dòng)
齒輪嚙合振動(dòng)由傳遞誤差、齒輪變形、扭矩波動(dòng)等造成。通過系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)仿真可以方便地排除傳遞誤差和扭矩波動(dòng)的影響。因此齒輪變形是可能的主要因素。根據(jù)旋轉(zhuǎn)圓盤理論,在周期的軸向激勵(lì)作用下,圓盤將發(fā)生軸向振動(dòng),并形成1個(gè)、2個(gè)或者更多的節(jié)徑。由于圓盤處于旋轉(zhuǎn)狀態(tài),在地面的觀測(cè)者能夠看到節(jié)徑處于旋轉(zhuǎn)狀態(tài),即在盤面形成了向前或者向后傳遞的波,因此稱之為行波,而此時(shí)的圓盤發(fā)生了行波振動(dòng)。
行波振動(dòng)是旋轉(zhuǎn)圓盤在周期性的軸向激勵(lì)下產(chǎn)生的,高速旋轉(zhuǎn)的齒輪由于軸向力的存在,同樣會(huì)產(chǎn)生行波振動(dòng)。當(dāng)公式(1)成立,且激勵(lì)的諧波數(shù)等于節(jié)徑數(shù)時(shí),齒輪將發(fā)生行波振動(dòng),從而使齒輪的嚙合狀態(tài)發(fā)生改變,形成較大振動(dòng)。
式中:f為齒輪頻率,m為節(jié)徑數(shù),n為齒輪轉(zhuǎn)速,z為齒輪齒數(shù),k為諧波數(shù),“+”表示前行波,“-”表示后行波。
由于行波振動(dòng)分為前、后兩個(gè)方向,根據(jù)公式(1)可知發(fā)生前、后行波振動(dòng)的轉(zhuǎn)速為:
當(dāng)齒輪發(fā)生行波振動(dòng)時(shí),齒輪盤上等半徑的各點(diǎn)作等幅、等頻率的振動(dòng),只是相位不同。在各階模態(tài)中節(jié)圓振形不易被激起,復(fù)合振形(節(jié)圓+節(jié)徑)的頻率相對(duì)較高,因此,節(jié)徑振型是主要的振動(dòng)形式,其中二、三節(jié)徑振動(dòng)最為明顯。
2.4 理論分析
輸入齒輪的結(jié)構(gòu)如圖5所示,為整體式齒輪軸結(jié)構(gòu),齒寬20mm、輻板厚8mm,輻板與齒輪軸交界處為R3倒圓。對(duì)其開展模態(tài)計(jì)算,得到前3階模態(tài)的振形及頻率,如圖6所示。同時(shí)對(duì)輸入齒輪開展模態(tài)試驗(yàn),并與計(jì)算結(jié)果進(jìn)行對(duì)比,兩者誤差不超過5%,在可接受的范圍內(nèi)。
利用模態(tài)計(jì)算得到的結(jié)果,繪制的共振轉(zhuǎn)速圖如圖7所示。一節(jié)徑、二節(jié)徑振形為行波振動(dòng),將產(chǎn)生前、后兩個(gè)不同的振動(dòng)頻率,因此在共振轉(zhuǎn)速圖上體現(xiàn)為分叉的射線;由于傘形振形實(shí)際為一種特殊的節(jié)圓振形,雖然與節(jié)徑振形同為軸向振動(dòng),但是由于不存在節(jié)徑,因此不表現(xiàn)出行波振動(dòng)的特征,在共振轉(zhuǎn)速圖上為一條射線。圖中,表示齒輪各階振形頻率的射線與表示齒輪嚙合激勵(lì)的52階射線的交點(diǎn)為可能發(fā)生共振的轉(zhuǎn)速。由此,齒輪將在2600~2700rpm、3100~3400rpm、3500rpm附近分別出現(xiàn)一節(jié)徑、二節(jié)徑行波振動(dòng)以及傘形振動(dòng)。由于前、后行波的頻率較為接近,在圖3所示的階次切片上顯示為多個(gè)連續(xù)的振動(dòng)峰值。
3 改進(jìn)措施
3.1 影響分析
為解決齒輪行波振動(dòng)引起的減速箱噪聲問題,對(duì)齒輪行波振動(dòng)的影響因素進(jìn)行分析??紤]到節(jié)徑振形是齒輪盤的軸向彎曲變形,增加倒圓半徑或者增加輻板厚度都可以提高齒輪盤的彎曲剛度,從而提高節(jié)徑振形的頻率。
將倒圓由R3改為R5,重新計(jì)算齒輪前三階模態(tài),結(jié)果如表1所示。因此,通過增加倒圓可以提高齒輪節(jié)徑振形的頻率。
改變齒輪輻板厚度同樣可以得到不同的節(jié)徑振形頻率,保持倒圓R5不變,逐漸增加輻板厚度,得到齒輪各階頻率隨輻板厚度的變化情況結(jié)果如表2所示。通過增加輻板厚度可以顯著增加齒輪節(jié)徑振形的頻率。
通過影響因素分析可知,輻板厚度將顯著影響齒輪的節(jié)徑振形頻率,改變倒圓大小能夠?qū)X輪節(jié)徑振形的頻率進(jìn)行微調(diào)。
3.2 改進(jìn)措施
根據(jù)影響因素分析結(jié)果,試制倒圓為R5的齒輪,并開展試驗(yàn)。結(jié)果顯示,在第52階階次切片上,振動(dòng)峰值所對(duì)應(yīng)的轉(zhuǎn)速由倒圓R3時(shí)的3100rpm、3350rpm提高至3350rpm、3620rpm。因此,可以通過提高節(jié)徑振形的頻率,使之高于減速箱常用工作轉(zhuǎn)速即可避免在常用工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)發(fā)生齒輪行波振動(dòng)。
通過增加輻板厚度、倒圓尺寸得到全新輸入齒輪結(jié)構(gòu),該齒輪第一階模態(tài)(一節(jié)徑振形)頻率3849Hz,大于常用工作轉(zhuǎn)速(4400rpm)對(duì)應(yīng)的激勵(lì)頻率(3813Hz)。因此將不會(huì)發(fā)生行波振動(dòng)。
3.3 試驗(yàn)驗(yàn)證
將改進(jìn)后的齒輪裝入減速箱并在全轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)開展振動(dòng)掃描,結(jié)果如圖8所示。由于結(jié)構(gòu)調(diào)整,齒輪第一階模態(tài)頻率高于輸入軸軸的常用工作轉(zhuǎn)速(4400rpm),因此在4400rpm以下轉(zhuǎn)速區(qū)間沒有明顯的振動(dòng)峰值。但是,在4400rpm以上轉(zhuǎn)速能夠觀察到明顯的振動(dòng)峰值,且4450~4850rpm范圍內(nèi)的振動(dòng)水平最高。在這個(gè)轉(zhuǎn)速范圍內(nèi),齒輪發(fā)生了一節(jié)徑振動(dòng)和二節(jié)徑振動(dòng)。
由此可知,經(jīng)過結(jié)構(gòu)調(diào)整,將齒輪的第一階模態(tài)頻率調(diào)高至最大工作轉(zhuǎn)速以上,可以有效緩解工作轉(zhuǎn)速范圍的振動(dòng)噪聲。改進(jìn)措施有效。
4 結(jié)論
本文對(duì)某型電驅(qū)減速箱在3300~3400rpm轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)的噪聲問題進(jìn)行了分析,確定噪聲主要來自于輸入軸齒輪的節(jié)徑振動(dòng),并通過結(jié)構(gòu)尺寸調(diào)整研究了齒輪節(jié)徑振動(dòng)的變化特征,以此指導(dǎo)開展結(jié)構(gòu)改進(jìn)設(shè)計(jì)。通過前述研究和驗(yàn)證得到如下結(jié)論:
1)高速旋轉(zhuǎn)的齒輪在周期變化的軸向激勵(lì)下將產(chǎn)生行波振動(dòng)
2)齒輪節(jié)徑振動(dòng)是高功率密度電驅(qū)減速箱振動(dòng)噪聲的主要來源
3)通過調(diào)整齒輪輻板厚度、形狀能夠有效改變齒輪節(jié)徑振形的頻率
4)將齒輪節(jié)徑振形的頻率調(diào)高至常用工作轉(zhuǎn)速以上可以改善齒輪箱的噪聲問題。
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