腹板式斜齿轮传动的啮合刚度计算及其压电减振分析
发布时间：2021-10-18 10:59
腹板式斜齿圆柱齿轮可以有效减轻传动结构质量,避免高速大型传动结构中出现较大的冲击载荷,但是由于较薄的腹板和轮缘会引起轮齿和齿轮体较大的变形,从而使得轮齿接触线与理论位置不一致,导致斜齿轮传动中存在较大啮合刚度波动,造成传动系统出现较大的振动和噪声问题。因此本文提出一种在斜齿轮轮缘增设压电层的振动调控结构,通过对压电层施加控制激励电压实时改变轮缘形变,实现对啮合区轮齿接触线长度的控制,保证齿轮传动中具有合理的啮合刚度变化,从而提高腹板式斜齿轮传动的可靠性和稳定性。论文的主要研究内容归纳如下:（1）针对斜齿圆柱齿轮传动的特点,建立一种考虑时变啮合刚度和齿侧间隙的七自由度动力学模型,为了详细分析齿轮传动周向动态啮合误差波动特性,将斜齿轮系统简化成为一个单自由度系统,并且利用三次多项式拟合齿轮间隙函数对系统方程光滑化,利用多尺度法研究了斜齿轮传动系统的主共振和次共振稳态幅频变化曲线和稳定区域,揭示了斜齿轮传动系统出现振动和噪声的机理;进一步利用四阶Runge-Kutta法对系统方程进行数值求解,获得的斜齿轮传动系统二维分岔图表明在一定的激励频率范围内,特定的啮合刚度波动、载荷波动和静载荷作用下...
【文章来源】：兰州交通大学甘肃省
【文章页数】：138 页
【学位级别】：博士
【部分图文】：
斜齿轮啮合传动模型
2.2.2.2 啮合刚度波动对传动的影响（a） （b）图 2.3 k 对主共振的影响曲线在图 2.3（a）中，分别比较了不同啮合刚度波动时主共振稳态幅值的变化关系，图中显示，随着啮合刚度波动 k 的增加，主共振的最大稳态幅值逐渐减小，不稳定分支也不断缩聚，因此齿轮系统中一定啮合刚度波动的存在可以缩减主共振稳态幅值，提高主共振的稳定性，但是可以看出 k 对主共振稳态幅值的影响比较小。图 2.3（b）中表明在
- 17 -在图 2.3（a）中，分别比较了不同啮合刚度波动时主共振稳态幅值的变化关系，图中显示，随着啮合刚度波动 k 的增加，主共振的最大稳态幅值逐渐减小，不稳定分支也不断缩聚，因此齿轮系统中一定啮合刚度波动的存在可以缩减主共振稳态幅值，提高主共振的稳定性，但是可以看出 k 对主共振稳态幅值的影响比较小。图 2.3（b）中表明在齿轮系统工作在低于主共振临界频率的工况下，k 的改变不会触发主共振的不稳定，稳态幅值随 k 的增加而减小；当激励频率 ω 大于临界频率后，k 在一定范围内变化会导致齿轮系统主共振的失稳，而且 ω 越大，触发主共振不稳定的最小 k 越小，由图可以看出，较小的 k 亦可诱发系统高速传动的大幅振动，导致主共振稳态幅值的多值性，引起主共振的不稳定。实际传动中啮合刚度波动始终存在，对于工作频率小于主共振临界频率的
【参考文献】：
期刊论文
[1]基于Kriging模型和遗传算法的齿轮修形减振优化[J]. 杨丽,佟操,陈闯,郭秋萍. 航空动力学报. 2017(06)
[2]齿轮-箱体-基础耦合系统的振动分析[J]. 任亚峰,常山,刘更,吴立言,赵晨晴,常乐浩. 华南理工大学学报(自然科学版). 2017(05)
[3]一种确定斜齿轮传递误差和啮合刚度的快速有效方法[J]. 常乐浩,贺朝霞,刘岚,刘清涛. 振动与冲击. 2017(06)
[4]基于非线性自适应滤波算法的齿轮传动系统振动主动控制[J]. 李自强,李以农,钟银辉,杜明刚,杨阳. 振动与冲击. 2017(06)
[5]计入基础结构导纳特性的船舶齿轮传动装置振动噪声分析方法研究[J]. 王晋鹏,常山,王鑫,刘更,刘岚,赵松涛,吴立言. 西北工业大学学报. 2017(01)
[6]间隙对齿轮-转子-轴承系统弯扭耦合振动的影响分析[J]. 向玲,贾轶,高雪媛,邸薇薇,李媛媛. 振动与冲击. 2016(21)
[7]多间隙高重合度齿轮传动系统动力学分岔与稳定性分析[J]. 李发家,朱如鹏,靳广虎,鲍和云,叶福民. 华南理工大学学报(自然科学版). 2015(06)
[8]多间隙弯扭耦合齿轮非线性振动的分岔特性研究[J]. 盛冬平,朱如鹏,陆凤霞,靳广虎. 振动与冲击. 2014(19)
[9]斜齿圆柱齿轮啮合刚度波动的变化规律研究[J]. 丁云飞,刘岚,吴立言,常乐浩. 机械传动. 2014(05)
[10]降低斜齿轮噪声的对角修形优化设计[J]. 蒋进科,方宗德,王峰. 振动与冲击. 2014(07)
博士论文
[1]基于改进代理模型的齿轮可靠性算法与减振策略研究[D]. 佟操.东北大学 2015
[2]高速大功率密度齿轮传动系统动态特性及阻尼环减振研究[D]. 冯海生.哈尔滨工业大学 2015
[3]误差齿廓齿轮系统动力学特性研究及疲劳可靠性分析[D]. 王奇斌.东北大学 2015
[4]齿轮振动可靠性与修形减振策略研究[D]. 袁哲.东北大学 2010
[5]车辆悬架系统中新减振元件设计和减振控制算法研究[D]. 赵亮.湖南大学 2008
[6]汽车动力总成振动主动控制关键技术研究[D]. 孙国春.吉林大学 2007
[7]车内低频噪声多次级声源有源消声系统研究[D]. 刘学广.吉林大学 2004
本文编号：3442684
【文章来源】：兰州交通大学甘肃省
【文章页数】：138 页
【学位级别】：博士
【部分图文】：
斜齿轮啮合传动模型
2.2.2.2 啮合刚度波动对传动的影响（a） （b）图 2.3 k 对主共振的影响曲线在图 2.3（a）中，分别比较了不同啮合刚度波动时主共振稳态幅值的变化关系，图中显示，随着啮合刚度波动 k 的增加，主共振的最大稳态幅值逐渐减小，不稳定分支也不断缩聚，因此齿轮系统中一定啮合刚度波动的存在可以缩减主共振稳态幅值，提高主共振的稳定性，但是可以看出 k 对主共振稳态幅值的影响比较小。图 2.3（b）中表明在
- 17 -在图 2.3（a）中，分别比较了不同啮合刚度波动时主共振稳态幅值的变化关系，图中显示，随着啮合刚度波动 k 的增加，主共振的最大稳态幅值逐渐减小，不稳定分支也不断缩聚，因此齿轮系统中一定啮合刚度波动的存在可以缩减主共振稳态幅值，提高主共振的稳定性，但是可以看出 k 对主共振稳态幅值的影响比较小。图 2.3（b）中表明在齿轮系统工作在低于主共振临界频率的工况下，k 的改变不会触发主共振的不稳定，稳态幅值随 k 的增加而减小；当激励频率 ω 大于临界频率后，k 在一定范围内变化会导致齿轮系统主共振的失稳，而且 ω 越大，触发主共振不稳定的最小 k 越小，由图可以看出，较小的 k 亦可诱发系统高速传动的大幅振动，导致主共振稳态幅值的多值性，引起主共振的不稳定。实际传动中啮合刚度波动始终存在，对于工作频率小于主共振临界频率的
【参考文献】：
期刊论文
[1]基于Kriging模型和遗传算法的齿轮修形减振优化[J]. 杨丽,佟操,陈闯,郭秋萍. 航空动力学报. 2017(06)
[2]齿轮-箱体-基础耦合系统的振动分析[J]. 任亚峰,常山,刘更,吴立言,赵晨晴,常乐浩. 华南理工大学学报(自然科学版). 2017(05)
[3]一种确定斜齿轮传递误差和啮合刚度的快速有效方法[J]. 常乐浩,贺朝霞,刘岚,刘清涛. 振动与冲击. 2017(06)
[4]基于非线性自适应滤波算法的齿轮传动系统振动主动控制[J]. 李自强,李以农,钟银辉,杜明刚,杨阳. 振动与冲击. 2017(06)
[5]计入基础结构导纳特性的船舶齿轮传动装置振动噪声分析方法研究[J]. 王晋鹏,常山,王鑫,刘更,刘岚,赵松涛,吴立言. 西北工业大学学报. 2017(01)
[6]间隙对齿轮-转子-轴承系统弯扭耦合振动的影响分析[J]. 向玲,贾轶,高雪媛,邸薇薇,李媛媛. 振动与冲击. 2016(21)
[7]多间隙高重合度齿轮传动系统动力学分岔与稳定性分析[J]. 李发家,朱如鹏,靳广虎,鲍和云,叶福民. 华南理工大学学报(自然科学版). 2015(06)
[8]多间隙弯扭耦合齿轮非线性振动的分岔特性研究[J]. 盛冬平,朱如鹏,陆凤霞,靳广虎. 振动与冲击. 2014(19)
[9]斜齿圆柱齿轮啮合刚度波动的变化规律研究[J]. 丁云飞,刘岚,吴立言,常乐浩. 机械传动. 2014(05)
[10]降低斜齿轮噪声的对角修形优化设计[J]. 蒋进科,方宗德,王峰. 振动与冲击. 2014(07)
博士论文
[1]基于改进代理模型的齿轮可靠性算法与减振策略研究[D]. 佟操.东北大学 2015
[2]高速大功率密度齿轮传动系统动态特性及阻尼环减振研究[D]. 冯海生.哈尔滨工业大学 2015
[3]误差齿廓齿轮系统动力学特性研究及疲劳可靠性分析[D]. 王奇斌.东北大学 2015
[4]齿轮振动可靠性与修形减振策略研究[D]. 袁哲.东北大学 2010
[5]车辆悬架系统中新减振元件设计和减振控制算法研究[D]. 赵亮.湖南大学 2008
[6]汽车动力总成振动主动控制关键技术研究[D]. 孙国春.吉林大学 2007
[7]车内低频噪声多次级声源有源消声系统研究[D]. 刘学广.吉林大学 2004
本文编号：3442684
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