в зубчатых системах передачи
Ошибка трансмиссии и изменение жесткости ячейки часто считается первичным возбуждением шума от зубчатых колес, а минимизация погрешности трансмиссии сводит его к минимуму. Также увеличение придаточного числа контактов уже давно известно, как важный метод снижения уровня помех от зубчатых колес.
В контакте с зубьями скольжение создает силы трения, которые действуют перпендикулярно направлению движения и характеризуются смешанным движением скольжения и качения. В точке продольного наклона происходит чисто качающееся движение, хотя за пределами точки продольного наклона всегда происходит скольжение. При перемещении контакта редуктора через точку продольного наклона изменяется направление скольжения, создавая тем самым изменяющиеся во времени силы.
Усилия затвора возникают в результате движения контактных линий по всей поверхности шестерни при их зацеплении. При перемещении контактных линий по зубцам создаваемое усилие не центрируется на зубце, а перемещается немного вперед-назад по ширине. Это приводит к временным колебаниям несущих сил, которые могут быть рассчитаны в квазистатическом анализе.
Передача энергии возмущений из зоны зацепления зубьев за стенки корпуса осуществляется через корпуса редукторов, валы и подшипники. Часть энергии передается через стыки (сопредельные поверхности) со значительными потерями. Значительная часть энергии теряется при прохождении энергии от шестерни к валу. Степень уменьшения аналогична при переходе от вала к подшипнику и от подшипника к корпусу. Значительно увеличивается при прохождении энергия возмущения над сопредельными поверхностями несущих стен. Таким образом, это относится к большому количеству контактов на пути передачи от зубчатой сетки к поверхности корпуса.
Одна часть шумовой мощности представляет собой часть внутренней звуковой энергии, проходящей через стены. Эта передача энергии осуществляется упругими волнами через толщину стенок. Снижение шума пропорционально частоте звука и толщине стенки.
Другая часть звукового излучения передается от контактов шестерен на поверхности стенок корпуса и в виде упругих волн передается в окружающую среду. Первые две части звуковой мощности создают вынужденные волны в упругой структуре стен, излучающие звук в окружающую среду. Третья часть звуковой мощности является результатом естественных свободных колебаний, т.е. упругих волн стенок корпуса.
Создаваемый шестернями шум
Шум редуктора обычно делится на две части. Писк редуктора описывается как частота зубчатой передачи и их гармоники. Легко нагруженные шестерни демонстрируют нелинейное поведение при ослабленном контакте поверхностей зубьев шестерен и их последующем столкновении.
А треск может быть вызван внешними колебаниями частоты вращения, например, в зубчатых передачах двигателей внутреннего сгорания, где неравномерная частота вращения коленвала может вызвать дребезжание шестеренок. Внутреннее возбуждение зубчатых колес также может быть источником дребезжания и часто моделируется как возбуждение ошибки передачи.
С другой стороны, скуление шестерни происходит от нагруженных передач. Кроме того, пищящий редуктор может иметь нелинейное поведение, например, из-за частичной потери контакта, вызванной повышенной жесткостью сетки при повышенных нагрузках. Шум зубчатой передачи часто описывается как проблема источника-приемника, когда возбуждение к корпусу коробки передач излучается как шум.
Дискретная приближенная модель
Моделирование акустического излучения имеет фундаментальное значение для понимания распространения акустических волн и, следовательно, разработки механизмов затухания акустических шумов. Для оценки уровней звукового давления необходимо знать уровни звуковой мощности соответствующих источников.
Распределение давления в жидкости, подверженной воздействию источника вибрации, определяется уравнением Гельмгольца. Выведение этого уравнения начинается с уравнений, управляющих жидкостью, с некоторыми ограничениями.
Во многих случаях математическое представление альтернативной эквивалентной задачи встречается в терминах граничных интегральных уравнений. Наиболее общим и эффективным числовым методом решения граничных интегральных уравнений является метод граничных элементов. Уравнение, которое управляет явлением акустического излучения, найдено из уравнений состояния, сохранения массы и сохранения импульса.
Прогнозирование излучения звука от вибрирующих конструкций становится важным в процессе проектирования и разработки. Виброакустический анализ состоит из динамического анализа структуры и звукового излучения от нее. В проектировании конструкции часто предполагается, что влияние жидкости на конструкцию пренебрежимо мало и поэтому может быть пропущено. Это предположение позволяет провести двухступенчатый анализ, в котором сначала рассматривается вибрация конструкции, а затем звуковое излучение второй степени. Таким образом, точность анализа сильно зависит от точности анализа структурных колебаний. Однако есть некоторая неопределенность, если анализ проводится вышеуказанным образом, то есть предпринимаются попытки проанализировать как вибрацию, так и излучение.
Если попытаться проанализировать динамическое поведение конструкции, то потребуется математическая модель. Это делается путем установки дифференциального уравнения движения. Далее следует рассмотреть распространение возмущений через конструкцию. Решение уравнения движения (МНВ) в сочетании с граничными условиями в целом не может быть найдено в закрытой аналитической форме. Поэтому ищется форма численного решения, в которой математическая модель трансформируется в дискретную приближенную модель.
Вывод
В этой статье были рассмотрены соответствующие численные методы для уравнений движения в редукторной системе передачи. Шум может быть снижен у источника или путем изменения пути передачи или на стороне приемника. Моделирование можно рассматривать как потенциальный инструмент для снижения уровня шума.