英语原文共 16 页，剩余内容已隐藏，支付完成后下载完整资料
1. 绪论基于优化扭转振动模型的齿轮箱几何设计参数以降低汽车变速器的噪声
玉勒图兹技术大学, 机械工程学院,机械设计部门,34349,玉勒图兹, 伊斯坦布尔, 土耳其。
摘要
本文对一种基于扭振模型的汽车变速器的几何设计参数进行了优化，以降低汽车变速器的振动噪声。在所有的齿轮和齿轮螺旋中，本文做出了噪声的计算和基于5速变速箱的设计参数的模拟。分析了设计参数对噪声的影响。根据设计参数来观察噪声简况。在优化过程中，得到了小齿轮传动系统的一四自由度扭振模型，并将传递矩阵的最小奇异值作为目标函数，对设计参数进行了优化，其中包括弯曲应力、接触应力和齿轮中心之间的恒定距离等设计参数。因此，通过优化变速箱设计参数如几何参数模块、齿数、齿侧间隙和轴向间隙，可以获得重量较轻的变速箱结构和减少噪音。得出的结论是，与优化的几何设计参数较低的噪音相比，计算出的噪音的样本齿轮箱要低于10%。所有优化的几何设计参数也满足所有约束。
本文利用对变速箱几何设计参数的优化来减少汽车变速器噪音，基于扭转振动模型进行了研究。
齿轮运动引起震动和噪音,并且噪音水平被认为是汽车行业的一个舒适因素。因此,减少变速箱的震动和噪音，是汽车传动系统中重要的一个让人舒适的汽车设计。
齿轮广泛用于汽车变速器，将机械能从一个轴传递到另一个轴上。齿轮的目的是为了把两根轴连接在一起。
在汽车变速器里的震动和噪音是由内燃机向变速器输入轴传递扭振而引起的。这种噪声被称为当变速器处于空挡的时候,根据功率或者在超限结合时齿轮晃动的响声。
晃动和晃动响声所引起的扭转振动松散的部分,即部件,如空转齿轮、同步器环和滑动套筒,这是在不受负载的情况下,因此在其功能的许可下可以移动。
齿轮冲击所造成的噪声是行业面临的主要问题之一,特别是汽车工业,因为汽车花了很多时间在空载或极轻负载下空转。
负责晃动响声的参数分为几何参数和操作参数。几何参数包括模块m,齿数z,螺旋角beta;,轴向间隙sa和冲sv。操作参数包括角加速度wcirc;˙1 ,和激发频率omega;an。
传输流体作为工程设计参数同时也在震动和嘈杂的噪音方面有着相当大的影响力。重要的因素包括所使用的添加剂的油的种类,和粘度以及添加剂的油水平共同作用于一个齿轮副的传动阻力矩,从而导致特别是在低速时减少震动和震动的噪音,。
分析表明,为了减少齿轮噪音,而不是增加齿轮箱的油位,因此降低了机械效率,从而这将是适当的通过合适的润滑装置的方法来保证啮合齿之间的油存在仅在啮合区。
啮合齿之间的滑动摩擦是在齿轮系统的噪声和震动的主要荷载之一,。在不同类型的非线性齿轮系统,如间隙、空间变化和滑动摩擦中,摩擦是最不理想的影响。齿滑动的一些独特的特点使它成为一个潜在的主导因素。例如,由于啮合作用期间方向的反转,摩擦与大振荡分量的产生,会导致在系统中相应一个更高的带宽相关联。此外,由于摩擦特性以及由于在滑动方向的力传递率更高，它在高扭矩值和较低的速度时更加显著。
齿轮的宏观几何形状，即高重合度齿轮的使用，会导致轻微噪音排放较高的发射功率水平。齿轮的微观几何形状，即试图平衡与具有一般廓修正负荷引起的轮齿修正来导致传播更少的噪声的效果。这不是一个合适的解决方案总体工作范围,因此必须确定剖面修正，从而统计考虑制造偏差所造成的重叠效果。
1.1. 变速箱原理
变速箱机构包括齿轮、轮齿轮,输入轴,输出轴,一个副轴,轴承支持,和同步器
1.1.1.齿轮和轮齿轮
所有齿轮和齿轮齿是螺旋形的,所有齿轮是由16MnCr5制造而成。
1.1.2.输入轴
常数小齿轮和后轮齿轮啮合在输入轴上。后轮齿轮是惰轮和在所述输入轴的滚针轴承中运行。后轮齿轮的同步器被连接到输入轴。
1.1.3.输出轴
第一,第二和第三轮的齿轮和行星齿轮的第四小齿轮啮合在输出轴上。第一,第二和第三轮齿轮惰轮和运行在输出轴上的滚针轴承。在第一和第二轮齿轮的同步器被连接到输出轴。
1.1.4.副轴
第一、第二和第三齿轮齿轮,后面的小齿轮和第四齿轮,以及轮齿轮啮合在副轴上。第四齿轮是惰轮，并且与在该副轴上的滚针轴承运行。第三和第四轮的齿轮的同步器被连接到副轴上。
1.1.5. 同步装置
在滚针轴承中运行的所有同步器要达到最大化的平滑度。
2. 敲击噪音的计算
敲击噪音的计算和模拟基于变速箱设计参数用于汽车变速器,它是图中所示的5速变速箱的模拟。
一个完整的汽车变速器的敲击噪声的计算如下:
其中，k是校正因子[-]和Im是平均冲击强度[N]。平均影响强度Im,写入如下:
其中，m2是一个松散的一部分(公斤),omega;circ;˙1角加速度(rad / s2),rb1节圆半径(毫米)和cim是相关的平均冲击强度[-]。平均冲击强度cim,写入如下：
其中，Csv是无量纲齿隙[-]。非维齿隙Csv[-]定义如下：
其中，sv是冲击[mm],omega;an是励磁频率(rad / s)和Csa是无量纲轴向间隙[-],该无量纲轴向间隙Csa[-]定义如下：
其中sa是轴向间隙(毫米),beta;是螺旋角(°),Cfa是相关的轴向摩擦力[-]和分贝是最基本的噪声水平。
图2.5档变速箱的汽车变速器。
图3 变速箱的设计参数。
3.计算螺旋齿轮的承载能力
确定使用寿命和确定齿轮的强度对齿轮制造商都是至关重要的。齿轮强度是由弯曲和接触的优点来进行定义的。
3.1. 轮齿弯曲应力
轮齿弯曲应力计算如下图所示。根据ISO 6336,由于侧向力的剪切应力确定齿轮=的装载容量时，没有考虑到齿轮的承载能力=。齿根弯曲疲劳断裂通常始于30°的切根，真正的齿根应力sigma;F计算如下:
其中，Ft是切向载荷[N],b是表面宽度(毫米),Mn是正常的模块(mm)、YF是形式因数[-],YS是压力修正系数[-],Yε是重合度系数[-],KA是[-]应用系数,KV是内部动态因素[-],KFbeta;面对负荷系数的齿根应力[-]和KFalpha;是齿根应力的横向负载因素[-]。
许用弯曲应力sigma;Fp计算如下:
其中sigma;Flim是名义应力数(弯曲)(N /平方毫米),YST是应力修正系数[-],YN是齿根应力的寿命系数[-],Ydelta;是[-]相对缺口敏感性系数,YR是相对表面系数[-]和YX代表了齿根强度[-]。
对于弯曲应力SF的安全系数计算如下:
3.2. 齿面接触应力
齿面接触应力sigma;HC计算如下,如图所示。真正的接触应力sigma;H计算如下：
其中sa是轴向间隙(毫米),beta;是螺旋角(°),Cfa是相关的轴向摩擦力。
4. 计算扭转振动
来自燃烧发动机到变速器传递的扭转振动激励惰轮组件，例如空转齿轮，同步器和滑动套筒,振动在其功能的许可.
动态齿轮振动模型是研究齿轮传动系统的各种齿轮参数和操作条件振动响应的一个有用的工具。
齿轮系统的扭转振动模型是根据它们的刚性和弹性，如纯扭转多体模型,刚性的多体模型，灵活的多体模型和半刚性弹性多体模型。
齿轮系统的扭转振动模型也根据时不变，并随时变线性时间变化的，如线性分类网络版时不变（LTI）车型僵硬，线性时变（LTV）车型僵硬，随时间变化的机型反弹，如以及在这两个齿隙和刚度同时时间不变的平均硬度和时不变模型。
4.1 齿轮系统的运动方程
小齿轮-齿轮系统四的度的自由度模型被认为是简单的。行星齿轮机构和齿轮机构被假定为刚性。轮齿被假定为弹性的和平行弹簧减震器组合假定齿与齿轮体之间存在。四度的自由度的模型如图所示。
小齿轮齿轮齿轮系统的运动方程写成四度的自由度模型如下:
其中，Jpb是行星齿轮机构的惯性矩(kg.mm2),r是小齿轮[mm]的节圆半径，ϕb是小齿轮的转动位置(rad / s2)。
其中，Jwb是小齿轮的转动惯量(kg.mm2),ϕw是小齿轮的旋转加速度(rad / s2)。
其中，Jwth是齿轮的转动惯量(kg.mm2)，rdw是齿轮的节圆半径，phi;W是齿轮的旋转位置。
其中，Jwb是齿轮体的转动惯量(kg.mm2),ϕw是齿轮体的旋转加速度(rad / s2)。
柯是刚度系数(N /mm)被认为是固定不变的。常刚度系数可造成牙齿表面接触如下:
其中E是杨氏模量(N /mm2),upsilon;的泊松比和s0是齿轮的厚度(mm)，如下:
其中，xi;是阻尼比[-]。齿轮系统运动方程写成矩阵形式如下：
其中，J是转动惯量矩阵，D是粘性阻尼矩阵,K是刚度矩阵,T是施加的应用扭矩向量。Omega;是旋转加速度矢量,Omega;为转动速度矢量,Omega;为转动位置矢量。
转动惯量矩阵J写如下:
粘性阻尼矩阵D写如下:
刚度矩阵K写如下:
5.1结构奇异值
假设零初始条件下,通过拉普拉斯变换,得到下面的谐波响应的传递矩阵的结构,如下所示:
THORN;
复杂的拉普拉斯变换变量s是由s = jomega;所代替的,其中omega;是激发频率,并且j是虚数单位。然后方程被写入在频域如下:
6. 齿轮箱设计参数的优化
约束优化是一个非常有用的用于机械部件与制约因素，如约束应力、变形和振动等结构设计中非常有用的工具。
在优化中,目标通常是在满足设计规范下最小化的成本结构，以尽量减少结构的成本。通过优化负责参数,可以获得一个重量较轻和最小化震动噪音的齿轮箱。
设F(X)表示目标函数是最小化,其中X是待定的设计参数(变量)。然后,找到的约束最小F(X),以下是解决优化问题:
其中，发现最小化目标函数F(X)的非线性不等式G(X)le;0。
7. 算例
约束优化方法应用于汽车变速器的5档变速箱。所有程序都是使用MATLAB程序开发的。在所有的优化研究中,序列二次规划(SQP)方法。
找到最优设计参数,初始设计参数的5档变速箱等汽车变速器m,z,beta;,b,sa和sv是多种多样的。36个使用开发项目同时设计参数进行了优化。优化过程中,不同的初始值向量用于确定目标函数的全局最小解T(m,z,beta;,b,sa,sv)。
7.1.目标函数
齿轮系统传递矩阵的奇异值作为目标函数,和设计参数优化所考虑的弯曲应力,接触应力和齿轮中心之间的距离约束。流程图的设计参数优化过程如图所示。
采用目标函数如下:
传递矩阵的最小奇异值mu;min(T)定义如下：
传递矩阵的最小奇异值被认为是目标函数是最小化,在模块m,齿数z,螺旋角beta;,轴向间隙sa和反弹sv确定的设计参数(变量)被确定。然后,找到的约束最小传递矩阵T(m,z,beta;,b,sa,sv),以下是解决优化问题。
其中，上下边界的设置等设计参数(变量)向量m,z,beta;,b,sa和sv。迭代开始时初始设计参数向量,其中包括,例如,m0,z0,beta;0,b0,sa0 sv0和解决向量和m,z,beta;,b,sa和sv发现最小化目标函数T(m,z,beta;,b,sa,sv)的非线性不等式G(X)le;0。
尽管结构的自由度在实践中有着非常大的数量,相关的奇异值的
剩余内容已隐藏，支付完成后下载完整资料
资料编号：[146411]，资料为PDF文档或Word文档，PDF文档可免费转换为Word
以上是毕业论文外文翻译，课题毕业论文、任务书、文献综述、开题报告、程序设计、图纸设计等资料可联系客服协助查找。
