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減少偏離齒輪傳動裝載和卸載時的噪音
Faydor L. Litvina, Daniele Vecchiatoa, Kenji Yukishimaa, Alfonso Fuentesb, Ignacio Gonzalez-Perezb and Kenichi Hayasakac
芝加哥伊利諾州大學(xué)機械部門和工業(yè)工程齒輪研究中心，
842 W. IL 60607-7022, 泰勒圣，芝加哥， 美國
喀他赫納工藝綜合大學(xué)機械工程部博士，Murcia，30202，喀他赫納，西班牙
山葉電動機股份有限公司齒輪半徑研究發(fā)展中心，2500 Shingai, Iwata, 靜岡 438-8501, 日本
2005 年二月 22 日定為標(biāo)準(zhǔn)；2005 年五月 6 日校訂了；2005 年五月 17 日被公認；2006 年一月 25 日可在線應(yīng)用.
摘要
齒輪傳動時產(chǎn)生震動和噪音的主要原因是傳輸誤差。有關(guān)影響噪音傳輸誤差的兩個主要函數(shù)已被查明：（1）一個是線性的對應(yīng)誤差；（2）一個是初步設(shè)計使用傳輸誤差以減少噪音而引起的。它顯示了傳輸誤差的線性關(guān)系，在一個周期內(nèi)形成了混合的循環(huán)嚙合：（1）如點對點接觸；（2）當(dāng)從表面以曲線形式移動到起始點時就產(chǎn)生嚙合。使用初步設(shè)計傳輸誤差能夠減少因為線性對應(yīng)函數(shù)而引起的傳輸誤差，減少噪音和避免移動接觸。引起傳輸誤差的負載函數(shù)已被研究。齒牙的損壞能夠使在裝載的齒輪傳動中減少最大的傳輸誤差。用計算機處理的模擬齒輪嚙合，且齒輪傳動裝載和卸貨技術(shù)已發(fā)展相當(dāng)水平。
關(guān)鍵詞：齒輪傳動；傳輸誤差；齒牙嚙合分析（YCA）；限定的元素分析；噪音的減少。
文章概要
1. 緒論
2. 齒牙表面的修正
2.1. 螺旋狀的齒輪傳動
2.2. 螺旋狀的斜齒輪
2.3. 圓柱形的蝸桿齒輪傳動
3. 嚙合的類型和基本功能的傳輸誤差
4. 裝載齒輪驅(qū)動的傳動誤差
4.1. 初步的考慮
4.2. 裝載的齒輪傳動果斷的運行應(yīng)用限定的元素分析是為了傳輸誤差的函數(shù)
5. 數(shù)字例證
6. 噪音的兩個傳輸誤差函數(shù)的有力對比
6.1. 應(yīng)用方式概念上的考慮
6.2. 線性函數(shù)的分段插補
7.結(jié)論
參考文獻
1. 緒論
模擬的齒輪傳動嚙合執(zhí)行應(yīng)用齒牙接觸分析（TCA）和測試齒輪傳動已被證實傳輸誤差的主要原因是齒輪箱的震動，這樣的震動引起齒輪傳動的噪音[1]，[2]，[3]，[4]，[5]，[6]，[7]，[10]和[11]。傳輸誤差函數(shù)的類型依賴對應(yīng)錯誤的類型且齒輪齒牙表面為了進一步的傳動在進行改善。（見第二節(jié)）
為減少噪音而依下列的計劃進行：
（1） 齒牙接觸表面被局部化
（2） 提供一個傳輸誤差的函數(shù)。這種傳輸錯誤是由未對準(zhǔn)的一次函數(shù)所引起的[7]。
（3） 對雙層表面之一進行最高倍數(shù)的修正。[見第2節(jié)]這通常是避免表面摩擦。[見第5節(jié)]
已經(jīng)對裝載和卸載齒輪傳動應(yīng)用TCA進行了比較，它顯示裝載的齒輪傳動的傳輸誤差較少。其發(fā)展的方式與數(shù)字進行一起舉例。[見第5節(jié)]
2. 齒牙表面的修正
減少齒輪傳動的噪音需要修正接觸的雙表面之一。要修正齒輪傳動接觸表面有三種類型：
螺旋狀的齒輪，螺旋狀的斜齒輪，蝸桿齒輪。
2.1 螺旋狀的齒輪傳動
螺旋狀的齒輪最高剖面可能相交而表面產(chǎn)生兩個齒條刀形成錯誤的輪廓[5]和[7]。
完美輪廓允許接觸方向的局部化。最完美的輪廓比較是允許的：（1）避免邊緣接觸（交叉角和不同形狀角的相交齒輪）（2）提供一個傳輸誤差的拋物線函數(shù)。雙倍完美的執(zhí)行突進的圓盤而產(chǎn)生小齒輪（見REF的第15章資料。[7]）。
2.2 螺旋狀的斜齒輪
應(yīng)用提供兩個有誤差的刀尖Σp 和Σg 而有局部接觸會產(chǎn)生螺旋狀的斜齒輪：Σp和Σg二者是分別用來產(chǎn)生小齒輪和齒輪的[7]。倆個刀尖Σp和Σg再齒呀的表面產(chǎn)生一個共同線C。（當(dāng)提供外層輪廓的情況下）再加倍的情況下產(chǎn)生配合誤差表面Σp和Σg刀尖只有接觸的通常單一點，但不是一條接觸的線。加倍可能產(chǎn)生齒輪而形成有斜齒的刀尖，或者是刀尖特有的部分。她是近代科技生產(chǎn)的齒輪當(dāng)中教授歡迎的齒輪之一，通常小齒輪都被改良為滾動的[7]。
2.3 圓柱型蝸桿齒輪傳動
通常蝸輪制造工藝是以下列的方式為基礎(chǔ)。蝸輪的生產(chǎn)和蝸桿齒輪傳動一樣都是由一個滾刀運行的。應(yīng)用的機床設(shè)置模擬蝸桿和蝸輪嚙合而形成齒輪傳動。然而，觀察發(fā)現(xiàn)在這些條件下的制造引起不宜的軸接觸，和高度傳動誤差。為把這些誤差減少到最低限度可用以下不同的方法完成：
（1） 長期在齒輪箱中研磨加工而使齒輪傳動畸形；
（2） 齒輪傳動在長期的運轉(zhuǎn)下產(chǎn)生負載，近而達到最大負載；
（3） 蝸輪在蝸輪箱中被刨且傳動裝置利用刨削蝸桿部分背離減少到最小化，等等。
制造者的方法是應(yīng)用接觸局限為基礎(chǔ)的：（a）一個特大號的滾齒刀，和（b）幾何學(xué)的修正。（見下面）。
有蝸輪傳動幾何學(xué)的各種不同類型[7]，但是一個較好的是有Klingelnberg類型的蝸桿。這種蝸桿是由圓盤輪廓和錐形圓作成的[7]。有關(guān)蝸桿傳動要考慮圓盤的一個螺紋的產(chǎn)生（在生產(chǎn)的方法中）。
通常，在蝸輪傳動局限接觸中以達成應(yīng)用滾刀且是比較特大號的蝸輪傳動。
3. 嚙合的類型和傳動誤差的基本函數(shù)
它假定齒牙表面任何點相切是正當(dāng)?shù)木窒薅ㄎ弧４撕?，我們考慮兩種嚙合：（1）面與面，（2）面與曲線。面與面相切是平等觀察表面的位置向量和表面單位提供[7]。面與曲線嚙合是曲線邊緣實在接觸的結(jié)果[7]。
面與面相切的TCA運算法則是以下列的矢量為基礎(chǔ)的方程[7]：
(1)
(2)
在固定的同等系統(tǒng)Sf位置矢量和表面常態(tài)中表現(xiàn)。這里，(ui, θi)是表面的參數(shù)而且(1,?2)決定表面的角位置。
面與曲線的運算法則是用Sf方程來表現(xiàn)的[7]：
(3)
(4)
在這里描述表面的嚙合曲線是邊緣曲線的切線。
TCA的允許應(yīng)用而發(fā)現(xiàn)兩種嚙合的類型，面與面和面與曲線。計算機處理的嚙合模擬是以一個反復(fù)的程序為基礎(chǔ)的非線性方程的數(shù)字解決方案[8]
應(yīng)用最高的相交表面之一，它可能變成：（1）避免邊緣接觸，（2）獲得一個初步設(shè)計的拋物線函數(shù)[7]（圖1）。初步設(shè)計的拋物線函數(shù)功能的應(yīng)用是減少噪音的先決條件。
圖1例證：（a）齒輪驅(qū)動的一個不成直線的傳動函數(shù)1和沒有欠對準(zhǔn)的理的線性函數(shù)2；（b）周期函數(shù)拋物線形成的傳動誤差Δ2(1)。
應(yīng)用最高的允許向前分配傳動的誤差函數(shù)的是一個拋物線，而且允許分配同樣最大誤差值的6-8 ″。初步設(shè)計預(yù)期大小的傳動誤差拋物線函數(shù)和投入大量生產(chǎn)的工具是有關(guān)聯(lián)的。圖2表示在何處由于欠對準(zhǔn)的誤差的大小，傳動誤差函數(shù)形成兩個支流：面對面接觸和面與曲線接觸。
圖2一個螺旋狀齒輪的最大TCA誤差結(jié)果Δγ?=?10′:（a）傳動誤差函數(shù)在何處符合面與面相切和何處符合面與曲線相切；（b）在小齒輪齒面上相切的路徑：（c）在齒輪表面的接觸路徑。
4.裝載齒輪傳動的傳動誤差
這一部分內(nèi)容覆蓋了一般用途FEM電腦程序應(yīng)用裝載齒輪驅(qū)動的傳動誤差果斷程序[3]。TCA決定直接應(yīng)用卸載齒輪驅(qū)動的傳動誤差。描述比較裝載和卸載時齒輪驅(qū)動的傳動誤差在第5節(jié)。
4.1 初步的考慮
（1）由于載入齒輪驅(qū)動的結(jié)果，最大的傳動誤差被減少，而且接觸比增加了。
（2）創(chuàng)造者的方式允許在有限機械要素模型的自動生產(chǎn)之前的時候減少模型的準(zhǔn)備[對于應(yīng)用結(jié)構(gòu)組的每個結(jié)構(gòu)1]。
（3）圖3舉例說明在負載之下被調(diào)查的一個結(jié)構(gòu)。TAC允許確定齒面Σ 1 和Σ 2 的接觸的點 M,在負載被應(yīng)用（圖3（a））之前，N2 和 N1 是表面的法線。（圖3（b）和（c））獲得小齒輪和傳動機構(gòu)的齒面的柔性變形應(yīng)用扭距到傳動機構(gòu)的結(jié)果。圖3(b)的例證和（c）以接觸表面的不連續(xù)介紹為基礎(chǔ)的。
圖3說明了：（a）一個單一接觸結(jié)構(gòu)（b）和（c）描述了不連續(xù)的接觸表面及表面法線N1和N2
（4）圖4概要的表示了2D空間的結(jié)構(gòu)組。TCA決定了每個結(jié)構(gòu)（將應(yīng)用于柔性變形之前）的位置。
圖4說明了裝載齒輪驅(qū)動嚙合組的模擬模型。
4.2 裝載的齒輪驅(qū)動果斷的運行應(yīng)用限定的元素分析是為了傳輸誤差的函數(shù)
描述的程序是可適用于任何型的齒輪驅(qū)動。下列各項描述的是必須的階段：
（1）因為工作機的設(shè)定應(yīng)用而決定分析并生產(chǎn)新的小齒輪和齒輪表面（包括內(nèi)圓）。
（2）TCA決定了相關(guān)角位置對NF結(jié)構(gòu)（a）（Nf=8-16）和（b）的觀察關(guān)系。
(5)
（3）一個預(yù)處理程序應(yīng)用于生產(chǎn)NF結(jié)構(gòu)的模型：（a）小齒輪完全被強制放置，且(b)傳動機構(gòu)有開關(guān)而使形成一個旋轉(zhuǎn)的表面。且規(guī)定扭距被應(yīng)用于這個表面。（圖5）
圖5不成型結(jié)構(gòu)和彈性變形的度量
(4)從個方面獲得一個裝載齒輪驅(qū)動的傳動誤差的總功能：（1）誤差引起受熱面的配合誤差，（2）有彈性的誤差。
(6)
5.數(shù)字例證
表1是設(shè)計一個螺旋齒輪傳動的設(shè)計參數(shù)?？紤]下列嚙合狀態(tài)和傳動接觸：
（1） 對于生產(chǎn)傳動機構(gòu)和小齒輪齒條，它們分別地有如橫斷面的一個直線和拋物線輪廓。所謂的高的配合誤差是由生產(chǎn)齒條刀輪廓產(chǎn)生的。
（2） 齒輪驅(qū)動的欠對準(zhǔn)是由軸角Δγ≠ 0的誤差引起的。
（3） 給由Δγ≠ 0所引起的傳動誤差提供了一個初步設(shè)計的拋物線函數(shù)。
（4） TCA（齒接觸分析）決心應(yīng)用由Δγ引起的卸貨和裝載齒輪驅(qū)動的傳動誤差。這種調(diào)查能夠影響傳動誤差大小方面的負載。
（5） 電腦程式的應(yīng)用能分析有限的機械要素而決定裝載的齒輪驅(qū)動的應(yīng)力。
（6） 調(diào)查軸向接觸的成型。
表1
設(shè)計參數(shù)
小齒輪的齒牙數(shù)目，N1
21
傳動機構(gòu)的齒牙數(shù)目， N22
77
常態(tài)組件，mn
5.08?mm
正壓力角, α nn
25°
小齒輪螺旋線的方向
左手方
螺旋角, β
30°
齒面寬, b
70?mm
小齒輪齒條刀拋物線系數(shù), aca
0.002?mm?1
圓柱蝸桿的定位半徑, rwa
98?mm
滾動小齒輪的修正系數(shù), amrb
0.00008?rad/mm2
小齒輪的應(yīng)用扭距c
250?N?m
用下列的一個例子來描述：
例1：考慮一個排列的齒輪驅(qū)動（Δγ =0）卸下齒輪驅(qū)動。拋物線功能提供一個最大值的傳動誤差Δ 2(1)=8 ″（圖6（a））。循環(huán)嚙合.把小齒輪和輪齒方面的軸向接觸定位縱向（圖（b）和（c））。
圖6一個欠對準(zhǔn)卸貨齒輪傳動的計算結(jié)果：（a）傳動誤差函數(shù)（b）和（c）在小齒輪和輪齒表面上的接觸路徑。
6. 噪音的兩個傳輸誤差函數(shù)的有力對比
6.1 應(yīng)用方式概念上的考慮
噪音信號的源動力是以假定為基礎(chǔ)的，聲波發(fā)生的擺動的速度與傳動機構(gòu)的速度瞬時值成比例的變動。這一假定（即使大體上不是很正確）是很好的第一個猜測，因為它避免了齒輪驅(qū)動的一個復(fù)雜動模型的應(yīng)用。
我們提議并強調(diào)應(yīng)用下列的狀態(tài)方式：
（a）目標(biāo)信號的動力是不同的，但并不是肯定的絕對值信號。
（b）不同的信號動力大體上引出一個不同結(jié)果為兩個不同的光滑傳動誤差函數(shù)。
提議應(yīng)用的傳動誤差函數(shù)引起的功能信號是以基部平均數(shù)角尺比較為基礎(chǔ)的[9]。定義如此的比較信號模擬強度
(7)
這里描述了傳動機構(gòu)的角速度偏差的平均值，而且ω rms描述了rms需要的值ω 2(1)。傳動誤差回收功率定義為2= m 211+ Δ 2(1), m 21 是齒數(shù)比。
區(qū)別考慮計時，我們獲得傳動機構(gòu)的角速度
(8)
其中假定為常數(shù)。在第二個術(shù)語的右邊，（8）表現(xiàn)了對于速度的變動
(9)
上面的定義假設(shè)傳輸錯誤函數(shù)是連續(xù)可微的。在用有限元方法模擬負載齒輪啟動器計算的情況下，這個函數(shù)是用有限個給定的點（（φ1）i，（△φ2）i（i=1,2……）來定義的。為了Eq的使用，各點的給定值必須用連續(xù)函數(shù)進行插值計算。
6.2. 分段函數(shù)的插補
在這種情況下（圖7），用一條直線將兩個連續(xù)的數(shù)據(jù)點連接起來。在i和i-1點之間的速度是不變的，并且由下式確定：
(10)
圖7插補函數(shù)傳輸誤差分段的應(yīng)用于線性函數(shù)
數(shù)據(jù)點的選擇如下：（i）增量(1)i???(1)i?1在每個區(qū)間i 內(nèi)被認為是不變的?；谶@種假設(shè)，兩個功率量的比值式如下所示：
(11)
7. 結(jié)論
通過先前的討論，計算和數(shù)字的例子能夠得到下列的結(jié)論：
（1）齒輪驅(qū)動（如果沒有提供充足的表面修正）的對準(zhǔn)誤差可能引起混合嚙合：（a）面與面和（b）邊緣接觸（如表面與曲線）邊緣接觸可通過初步設(shè)計的拋物線函數(shù)（PPF）來避免。
（2）調(diào)查發(fā)現(xiàn)傳動誤差拋物線函數(shù)的應(yīng)用可減少齒輪驅(qū)動的噪音和震動。應(yīng)用PPF最少要修正生產(chǎn)齒輪驅(qū)動的一個構(gòu)件，通常為小齒輪。（或者是蝸桿驅(qū)動的蝸桿）
（3）負荷齒輪啟動器的傳輸錯誤的確定需要運用一個一般用途的有限元電腦程序。負荷齒輪啟動器配有彈性可變的輪齒，這樣接觸率增加，由于啟動器的未對準(zhǔn)而產(chǎn)生的傳輸錯誤將減少。由于使用了作者設(shè)計的有限元模塊的自動產(chǎn)生方法使得模塊的準(zhǔn)備時間大大的縮短了。這種方法是專門為確定負荷齒輪傳輸錯誤而設(shè)計的。
致謝
作者對格林森基金會和日本雅馬哈公司在財政上的支持表示深切地感謝。
參考文獻
[1] J. Argyris, A. Fuentes and F.L. Litvin, Computerized integrated approach for design and stress analysis of spiral bevel gears, Comput. Methods Appl. Mech. Engrg. 191 (2002), pp. 1057–1095. SummaryPlus | Full Text + Links | PDF (1983 K)
[2] Gleason Works, Understanding Tooth Contact Analysis, Rochester, New York, 1970.
[3] Hibbit, Karlsson & Sirensen, Inc., ABAQUS/Standard User’s Manual, 1800 Main Street, Pawtucket, RI 20860-4847, 1998.
[4] Klingelnberg und S?hne, Ettlingen, Kimos: Zahnkontakt-Analyse für Kegelr?der, 1996.
[5] F.L. Litvin et al., Helical and spur gear drive with double crowned pinion tooth surfaces and conjugated gear tooth surfaces, USA Patent 6,205,879, 2001.
[6] F.L. Litvin, A. Fuentes and K. Hayasaka, Design, manufacture, stress analysis, and experimental tests of low-noise high endurance spiral bevel gears, Mech. Mach. Theory 41 (2006), pp. 83–118. SummaryPlus | Full Text + Links | PDF (1234 K)
[7] F.L. Litvin and A. Fuentes, Gear Geometry and Applied Theory (second ed.), Cambridge University Press, New York (2004).
[8] J.J. Moré, B.S. Garbow, K.E. Hillstrom, User Guide for MINPACK-1, Argonne National Laboratory Report ANL-80-74, Argonne, Illinois, 1980.
[9] A.D. Pierce, Acoustics. An Introduction to Its Physical Principles and Applications, Acoustical Society of America (1994).
[10] J.D. Smith, Gears and Their Vibration, Marcel Dekker, New York (1983).
[11] H.J. Stadtfeld, Gleason Bevel Gear Technology—Manufacturing, Inspection and Optimization, Collected Publications, The Gleason Works, Rochester, New York (1995).
[12] O.C. Zienkiewicz and