CN104455345B - 微穿孔腹板面齿轮降噪结构及其降噪结构参数设计方法 - Google Patents

Abstract

一种微穿孔腹板面齿轮降噪结构及其降噪结构参数设计方法，属于齿轮传动***降噪技术领域。该结构包括一种带有微穿孔的面齿轮腹板结构和带有共振空腔的特殊箱体结构，上述两者之间可形成亥姆霍兹共振器吸声结构，从而达到吸声降噪的目的。在确定的工况下，得到面齿轮传动***的主要噪声频率，即箱体的辐射噪声频率，再以微穿孔板理论为基础即得到微穿孔腹板的结构参数。

Description

微穿孔腹板面齿轮降噪结构及其降噪结构参数设计方法

技术领域

本发明涉及一种微穿孔腹板面齿轮降噪结构及其降噪结构参数设计方法，属于齿轮传动***降噪技术领域。

背景技术

齿轮是机械传动领域重要的传动零件，具有效率高、结构紧凑和传动比稳定等优点。然而，齿轮传动过程中不可避免会由于***机械振动而产生噪声。随着工业的发展，噪声污染问题日趋严重，噪声不仅影响齿轮的运转，而且有损于人的身心健康。

其中与圆柱齿轮啮合，实现空间正交传动的齿轮称为面齿轮，如图1。与锥齿轮传动相比，面齿轮传动具有如下优点：面齿轮传动比锥齿轮传动具有较大的重合度；空载条件下可以达到1.6-1.8；小齿轮为直齿圆柱齿轮时，小齿轮上无轴向力作用；这样可以简化支撑，减小***的结构重量；小齿轮为渐开线齿轮时，不同的瞬间的啮合公法线不改变方向，对动力传动极为有利；面齿轮传动为定比传动，而点接触锥齿轮传动的传动比则是在一定范围内波动，因此面齿轮传动的振动和噪声均小于锥齿轮传动；面齿轮啮合的齿轮为渐开线圆柱齿轮，其轴向移动误差对传动性能没有影响，其它方向的影响也极小，无需防错设计，而在锥齿轮传动中，其轴向误差将引起严重偏载，因此重要的锥齿轮传动，必须进行防错设计。面齿轮在机械传动领域具有广泛应用价值，如应用在直升机主传动***中，可使直升机主减速器重量减轻40％，噪声降低10％，从而大大改善直升机传动***性能。

面齿轮传动主要应用于直升机主减速器的第一级，属于大功率、高转速齿轮传动，其噪声问题尤为严重，噪声抑制方法研究是面齿轮传动***研究的重要内容。在普通齿轮传动降噪领域，周调彪发明了一种齿轮啮合机构(专利号：CN 203285952 U)，通过在轴孔上设置至少两个键槽使传动更平稳，设置非金属材料层以及不同形状的孔、槽，使其结构不对称以改变振动状态，从而降低齿轮噪声辐射效率，但针对的是普通齿轮传动。沙宾宾等发明了变速器壳体降噪结构(专利号：CN 201651249 U)，通过在变速器壳体上布置多道加强筋改善其整机振动特性，减小了齿轮噪声的传递，从而降低了传动***噪声、改善整机振动，但是增加了箱体质量。

由于现有的齿轮传动***降噪技术都是通过抑制振动来达到降低噪声的目的，并且面齿轮传动方式特别，应用于面齿轮传动***的噪声抑制方法尚未全面形成，因此迫切需要发明一种针对面齿轮传动的降噪方法和实现方法，从而抑制面齿轮传动***的噪声。

发明内容

本发明的目的在于提供一种基于声学原理并具有降噪功能的面齿轮传动***结构及其设计方法，主要解决面齿轮传动***的噪声抑制问题。

一种具有降噪功能的面齿轮传动***结构，包括面齿轮传动箱体、通过第一输出轴轴承座和第二输出轴轴承座安装于面齿轮传动箱体内的输出轴、安装于输出轴上的面齿轮、通过输入轴轴承座安装于面齿轮传动箱体中的输入轴、安装于输入轴上并与面齿轮实现啮合传动的圆柱齿轮；其特征在于：上述面齿轮为微穿孔腹板面齿轮结构，在其腹板上布有若干微穿孔，微穿孔直径为毫米级；同时与面齿轮背面相对应的齿轮箱内壁面上具有圆环状结构，该圆环状结构使得面齿轮背面与齿轮箱之间形成亥姆霍兹共振腔结构，面齿轮背面与箱体内壁的距离即为共振腔深度；从而由微穿孔腹板面齿轮和带有亥姆霍兹共振腔的齿轮箱体形成亥姆霍兹共振器吸声结构，达到吸声降噪的目的。

上述的具有降噪功能的面齿轮传动***，其特征在于：上述微穿孔腹板面齿轮结构具体为以下两种方式之一：方式一：直接在普通面齿轮的腹板上打微小通孔，小孔深度t即等于面齿轮腹板厚度；方式二：由两层结构组成，第一层结构上均匀地分布n个同样形状的扇形槽，使之形成轮辐式面齿轮结构；第二层结构在与上述扇形槽对应处具有微穿孔，小孔深度t即为第二层结构的厚度，二者之间通过螺栓连接。

上述的具有降噪功能的面齿轮传动***，其特征在于：上述齿轮箱内壁面上的圆环状结构具体为以下两种方式之一：方式一：所述圆环状结构为箱体内壁上的一圆环状的凸台结构，其与箱体为同一构件；方式二：所述圆环状结构为单独部件，通过磁铁或螺栓与箱体内壁固连在一起。

上述的具有降噪功能的面齿轮传动***的降噪结构参数设计方法，其特征在于包括以下过程：

步骤1、参考锥齿轮减速器的规范和要求设计单级面齿轮传动的基本参数；步骤2、根据特定工况(即面齿轮传动副工作时的输入转速和输入功率)，利用面齿轮传动***动力学的分析方法求解出面齿轮传动***的轴承动载荷F(t)，即箱体所受到的激励力；步骤3、将F(t)施加到齿轮箱轴承座的中心位置上，利用有限元软件，分析得到箱体表面节点的时域振动响应速度v(t)，并通过傅里叶变换得到频域的速度响应v(f)；步骤4、建立面齿轮传动箱体的边界元模型，并导入边界元软件，以上一步的频域速度响应v(f)为边界条件，通过仿真分析得到箱体内部辐射噪声频谱，从而根据频谱图得到箱体辐射噪声的主要频段，以其中心频率作为共振吸声结构的共振频率f_r；步骤5、设定吸声结构共振时预期的最大吸声系数为α_r，代入式(2)计算得到微穿孔板结构的相对声阻抗r；步骤6、根据共振频率f_r和相对声阻抗r，再由式(3)和式(7)联立得到吸声结构的低频和高频极限频率f₁、f₂，代入式(6)计算得到微穿孔板的相对声质量m；步骤7、由式(10)、(11)和(13)，并且代入穿孔板厚度t、面齿轮背面与箱体内壁之间的距离D、相对声阻抗r和相对声质量m以及吸声结构的共振频率f_r，求解得到微穿孔板常数Λ，进而由式(12)计算得到微穿孔板的穿孔直径d；步骤8、由式(9)，代入相对声质量m、微穿孔板常数Λ、穿孔直径d以及面齿轮腹板厚度t，计算得到穿孔率σ；步骤9、根据上述步骤求得的参数相对声阻率r和相对声质量m，以及已知空腔深度D代入式(1)，以频率f为变量计算得到吸声系数α的变化曲线，即结构的理论吸声效果；由以上步骤，从而确定微穿孔腹板面齿轮的降噪结构参数：穿孔直径d、穿孔率σ以及理论吸声系数α；

上述步骤所用公式如下：

微穿孔板吸声结构的吸声系数由下式给出

$\mathrm{\α}=\frac{4r}{{(1+r)}^2+[2\mathrm{\πfm}-\cot (2\mathrm{\πfD}/c_0){]}^2}---\left(1\right)$

式中，c₀为空气中的声速，D为共振腔深度，即为穿孔板与后壁的距离，m为相对声质量，r为相对声阻率，f为声音频率；微穿孔板吸声结构共振频率f_r处的吸声系数可表示为

${\mathrm{\α}}_r=\frac{4r}{{(1+r)}^2}---\left(2\right)$

吸声系数为α_r/2时的极限截止频率分别用f₁、f₂表示；将α_r/2代入式(1)并结合式(3)，通过对其中的余切函数进行近似得到

f_r ²＝f₁·f₂ (3)

$f_r=\frac{c_0}{2\mathrm{\π}\sqrt{\mathrm{mD}{c}_0+0.356D^2}}---\left(4\right)$

$f_1=\frac{-(1+r)+\sqrt{{(1+r)}^{2}4{\mathrm{mc}}_0/D+1.424}}{4\mathrm{\πm}+1.42\mathrm{\πD}/c_0}---\left(5\right)$

$f_2=\frac{(1+r)+\sqrt{{(1+r)}^{2}4{\mathrm{mc}}_0/D+1.424}}{4\mathrm{\πm}+1.42\mathrm{\πD}/c_0}---\left(6\right)$

$f_2-f_1=\frac{2\mathrm{\π}{\mathrm{Df}}_r^2(1+r)}{c_0}---\left(7\right)$

式中，对于金属微穿孔板，相对声阻率r和相对声质量m可分别表示为

$r=\frac{3.270\×{10}^{-3}}{d^2}\frac{t}{\mathrm{\σ}}{k}_r---\left(8\right)$

$m=(0.939\×{10}^{-6})\frac{t}{\mathrm{\σ}}{k}_m---\left(9\right)$

式中，d为微穿孔直径，t为微穿孔板厚度，σ为穿孔率，k_r和k_m分别为声阻系数和声质量系数，可表示为

$k_r=\sqrt{1+\frac{{\mathrm{\Λ}}^2}{32}}+\frac{\sqrt{2}\mathrm{\Λ}}{8}\frac{d}{t}---\left(10\right)$

$k_m=1+\sqrt{\frac{2}{18+{\mathrm{\Λ}}^2}}+0.85\frac{d}{t}---\left(11\right)$

其中，Λ为微穿孔板常数，可通过式(9)计算

$\mathrm{\Λ}=0.213d\sqrt{f}---\left(12\right)$

微穿孔板的相对声阻率与相对声质量的比值满足下式关系

$\frac{r}{m}=\frac{50.48f}{{\mathrm{\Λ}}^2}\frac{k_r}{k_m}---\left(13\right)$

本发明主要用来降低箱体内部辐射噪声，有以下2点原因：1)微穿孔腹板面齿轮传动位于箱体内部；2)齿轮箱内部辐射噪声会激励箱体形成二次噪声。

亥姆霍兹共振器吸声降噪原理：当声波传到亥姆霍兹共振器小孔附近时，小孔中的空气柱可看作质量体，在声波压力下像活塞一样往返运动，空腔内的空气因此而做膨胀压缩变化，类似于弹簧的作用，形成质量弹簧***；由于振动***存在阻尼而使得一部分声能转化为热能耗散掉；当声波频率与共振器的固有频率相同时，***发生共振，此时空气柱在小孔中往返运动、摩擦而使声能耗散，从而达到降低噪声的目的。

本发明的优点在于：

本发明中的微穿孔腹板面齿轮能够利用噪声本身的特性，在不改变面齿轮传动性能的前提下，对面齿轮腹板的结构进行细微改造。

(1)该面齿轮传动降噪结构在基本不增加箱体重量的前提下，利用面齿轮传动本身的结构特点降低噪声；

(2)微穿孔腹板面齿轮吸声结构可以有针对性地吸收某特定频率范围内的噪声，从而对给定工况下的面齿轮传动***噪声进行抑制；

附图说明

图1为面齿轮传动示意图；

图2为微穿孔腹板面齿轮结构示意图一；

图3为微穿孔腹板面齿轮结构示意图二；

图4为共振腔设计结构示意图一；

图5为磁铁连接的共振腔设计结构示意图二；

图6为螺栓连接的共振腔设计结构示意图二；

图7为圆环结构示意图；

图8为微穿孔金属薄板示意图；

图9实施例中降噪结构的理论吸声系数；

图中的标号名称：1.圆柱齿轮、2.微穿孔腹板面齿轮、3.第一输出轴轴承座、4.输出轴、5.面齿轮传动箱体、6.箱体凸台与面齿轮腹板之间形成的微小缝隙、7-1.磁铁、7-2.螺栓、8.第二输出轴轴承座、9-1.箱体内壁凸台、9-2.圆环、10.输入轴轴承座、11.输入轴、12.普通面齿轮、13.辐板式面齿轮、14.微穿孔薄金属板、15.螺栓。

具体实施方式

下面结合附图对本发明进一步说明。

如附图所示，具有降噪功能的面齿轮传动***结构，包括面齿轮传动箱体5、通过第一输出轴轴承座3和第二输出轴轴承座8安装于面齿轮传动箱体5内的输出轴4、安装于输出轴4上的面齿轮、通过输入轴轴承座10安装于面齿轮传动箱体5中的输入轴11、安装于输入轴11上并与面齿轮实现啮合传动的圆柱齿轮1；上述面齿轮为微穿孔腹板面齿轮结构，在其腹板上布有若干微穿孔，微穿孔直径为毫米级；同时与面齿轮相对应的齿轮箱内壁面上具有圆环状结构，该圆环状结构使得面齿轮背面与齿轮箱之间形成亥姆霍兹共振腔结构；从而由微穿孔腹板面齿轮2和带有亥姆霍兹共振腔的齿轮箱体形成亥姆霍兹共振器吸声结构，达到吸声降噪的目的。

微穿孔腹板面齿轮结构实现方法有两种，分别如附图2和图3所示。其中图2所示为直接在普通面齿轮12的腹板上打微小通孔，小孔深度t即等于面齿轮腹板厚度；图3所示为在面齿轮12的腹板上均匀地分布n个同样形状的扇形槽，使之形成轮辐式面齿轮13结构，然后在面齿轮背面联接有一薄微穿孔金属板14，小孔深度t即为薄金属板14的厚度。

亥姆霍兹共振腔结构实现方法有两种，分别如附图4和附图5所示。其中图4所示为特殊的箱体结构，即箱体内壁设计成一凸台结构9-1，即与箱体为同一构件；图5所示共振腔结构由圆环9-2和面齿轮传动箱体5两部分组成，圆环9-2可通过磁铁7-1或螺栓7-2与箱体内壁固连在一起，分别如图5和图6所示，在连接缝隙处可加密封物质使圆环与箱体内壁紧密连接。

如图1-图6所示，微穿孔腹板面齿轮降噪结构由微穿孔腹板面齿轮和其与箱体内壁形成的共振腔组成，为了便于表达图4至图6中未画出上箱体。

降噪结构设计方法实施示例：

针对如下参数的面齿轮传动***进行微穿孔腹板面齿轮降噪结构设计。齿轮模数：4，圆柱齿轮齿数：24，面齿轮齿数：96，压力角α：20°，输入转速：800r/min，输入功率：25kW，面齿轮背面到箱体内壁的距离D：80mm，采用图3所示结构，薄板厚度t：0.5mm。

1)由齿轮***动力学方法求解得到面齿轮传动***的轴承动载荷F(t)，即箱体所受到的激励力；

2)将F(t)施加到齿轮箱轴承座的中心点出处，建立箱体的有限元模型并利用有限元软件，计算得到箱体表面的节点振动速度响应，取靠近输入轴和输出轴附近的一些节点的速度响应曲线并通过傅里叶变换得到频域速度响应v(f)；

3)建立面齿轮传动箱体的边界元模型，导入边界元软件，以上一步的频域速度响应v(f)为边界条件，分析得到箱体内部辐射噪声频谱，从而根据频谱图得到箱体辐射噪声的主要频率频段为320Hz～1600Hz，取其几何平均值作为中心频率，即715Hz，以此作为共振吸声结构的共振频率f_r；

4)设定吸声结构共振时预期的最大吸声系数为α_r＝0.96，代入式(2)计算得到微穿孔板结构的相对声阻抗r＝1.5，此处取求解得到的两个解中的较大值；

5)根据共振频率f_r和相对声阻抗r，再由式(3)和式(7)联立得到吸声结构的低限和高限截止频率分别为f₁＝240Hz、f₂＝2128Hz，根据步骤3)所得主要噪声频段选取f₂＝2000Hz，并代入式(6)计算得到微穿孔板的相对声质量m＝1.42×10^-4；

6)由式(10)、(11)和(13)，并且代入穿孔板厚度t＝0.5mm、面齿轮与箱体内壁之间预定的距离D＝80mm、相对声阻抗r＝1.5和相对声质量m＝1.42×10^-4以及吸声结构的共振频率f_r＝715Hz，求解得到微穿孔板常数Λ＝1.71，进而由式(12)计算得到微穿孔板的穿孔直径d＝0.3mm；

7)由式(9)，代入相对声质量m、微穿孔板常数Λ、穿孔直径d以及面齿轮腹板厚度t，计算得到穿孔率σ＝1.49％；

8)根据上述步骤求得的参数相对声阻率r和相对声质量m，以及已知空腔深度D代入式(1)，以频率f为变量计算得到吸声系数α的变化曲线如图9所示，即结构的理论吸声效果。

Claims (4)

1.一种具有降噪功能的面齿轮传动***结构，包括面齿轮传动箱体(5)、通过第一输出轴轴承座(3)和第二输出轴轴承座(8)安装于面齿轮传动箱体(5)内的输出轴(4)、安装于输出轴(4)上的面齿轮、通过输入轴轴承座(10)安装于面齿轮传动箱体(5)中的输入轴(11)、安装于输入轴(11)上并与面齿轮实现啮合传动的圆柱齿轮(1)；其特征在于：

上述面齿轮为微穿孔腹板面齿轮结构，在其腹板上布有若干微穿孔，微穿孔直径为毫米级；同时与面齿轮背面相对应的齿轮箱内壁面上具有圆环状结构，该圆环状结构使得面齿轮背面与齿轮箱之间形成近似封闭的亥姆霍兹共振腔结构，面齿轮背面与箱体内壁的距离即为共振腔深度；从而由微穿孔腹板面齿轮(2)和带有亥姆霍兹共振腔的齿轮箱体(5)形成亥姆霍兹共振器吸声结构，达到吸声降噪的目的。

2.根据权利要求1所述的具有降噪功能的面齿轮传动***结构，其特征在于：

上述微穿孔腹板面齿轮结构具体为以下两种方式之一：

方式一：直接在普通面齿轮(12)的腹板上打微小通孔，小孔深度t即等于面齿轮腹板厚度；

方式二：由两层结构组成，第一层结构上均匀地分布n个同样形状的扇形槽，形成轮辐式面齿轮(13)结构；第二层结构为薄金属板，并在与上述扇形槽对应处具有微穿孔，小孔深度t即为此微穿孔薄金属板的厚度，二者之间通过螺栓连接。

3.根据权利要求1所述的具有降噪功能的面齿轮传动***结构，其特征在于：

上述齿轮箱内壁面上的圆环状结构具体为以下两种方式之一：

方式一：所述圆环状结构为箱体内壁上的一圆环状的凸台结构，其与箱体为同一构件；

方式二：所述圆环状结构为单独部件，通过磁铁(7-1)或螺栓(7-2)与箱体内壁固连在一起。

4.根据权利要求1所述的具有降噪功能的面齿轮传动***结构的降噪结构 参数设计方法，其特征在于包括以下过程：

步骤1、参考锥齿轮减速器的规范和要求设计单级面齿轮传动的基本参数；

步骤2、根据特定工况，即面齿轮传动副工作时的输入转速和输入功率，利用面齿轮传动***的动力学分析方法求解出面齿轮传动***的轴承动载荷F(t)，即箱体所受到的激励力；

步骤3、将F(t)施加到齿轮箱轴承座的中心位置上，利用有限元软件，分析得到箱体表面节点的时域振动响应速度v(t)，并通过傅里叶变换得到频域的速度响应v(f)；

步骤4、建立面齿轮传动箱体的边界元模型，并导入边界元软件，以上一步的频域速度响应v(f)为边界条件，通过仿真分析得到箱体内部辐射噪声频谱，从而根据频谱图得到箱体辐射噪声的主要频段，以其中心频率作为共振吸声结构的共振频率f_r；

步骤5、设定吸声结构共振时预期的最大吸声系数为α_r，代入式(2)计算得到微穿孔板结构的相对声阻抗r；

步骤6、根据共振频率f_r和相对声阻抗r，再由式(3)和式(7)联立得到吸声结构的低频和高频极限频率f₁、f₂，代入式(6)计算得到微穿孔板的相对声质量m；

步骤7、由式(10)、(11)和(13)，并且代入穿孔板厚度t、面齿轮背面与箱体内壁之间的距离D、相对声阻抗r和相对声质量m以及吸声结构的共振频率f_r，求解得到微穿孔板常数Λ，进而由式(12)计算得到微穿孔板的穿孔直径d；

步骤8、由式(9)，代入相对声质量m、微穿孔板常数Λ、穿孔直径d以及面齿轮腹板厚度t，计算得到穿孔率σ；

步骤9、根据上述步骤求得的参数相对声阻率r和相对声质量m，以及已知空腔深度D代入式(1)，以频率f为变量计算得到吸声系数α的变化曲线，即结构的理论吸声效果；

由以上步骤，从而确定微穿孔腹板面齿轮的降噪结构参数：穿孔直径d、穿孔率σ以及理论吸声系数α；

上述步骤所用公式如下：

微穿孔板吸声结构的吸声系数由下式给出

式中，c₀为空气中的声速，D为共振腔深度，即为穿孔板与后壁的距离，m为相对声质量，r为相对声阻率，f为声音频率；微穿孔板吸声结构的共振频率f_r处的吸声系数可表示为

吸声系数为α_r/2时的极限截止频率分别用f₁、f₂表示；将α_r/2代入式(1)并结合式(3)，通过对其中的余切函数进行近似得到

f_r ²＝f₁·f₂ (3)

式中，对于金属微穿孔板，相对声阻率r和相对声质量m可分别表示为

式中，d为微穿孔直径，t为微穿孔板厚度，σ为穿孔率，k_r和k_m分别为声阻系数和声质量系数，可表示为

其中，Λ为微穿孔板常数，可通过式(9)计算

微穿孔板的相对声阻率与相对声质量的比值满足下式关系

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