周建星, 孫文磊, 萬(wàn)曉靜

(1.新疆大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院,烏魯木齊,830047; 2.新疆大學(xué) 機(jī)械工程博士后流動(dòng)站,烏魯木齊,830047)

隨著現(xiàn)代工業(yè)化程度的不斷提高，振動(dòng)噪聲問(wèn)題也越來(lái)越受到重視。工業(yè)設(shè)施的振動(dòng)噪聲不僅會(huì)引起噪聲污染，還影響著設(shè)備的穩(wěn)定性及操作舒適性。在汽車(chē)領(lǐng)域，NVH已成為汽車(chē)業(yè)各大制造企業(yè)重點(diǎn)關(guān)注的問(wèn)題之一；對(duì)于武器載體(如艦船等)振動(dòng)噪聲將直接影響到其隱蔽性及戰(zhàn)斗力。

齒輪傳動(dòng)具有效率高，結(jié)構(gòu)緊湊，工作可靠，壽命長(zhǎng)等特點(diǎn)，廣泛應(yīng)用于各工業(yè)領(lǐng)域中。由于齒輪的結(jié)構(gòu)特性，在其嚙合過(guò)程中不可避免地存在著齒輪嚙合剛度的波動(dòng)及誤差作用，使傳動(dòng)系統(tǒng)發(fā)生振動(dòng)，并通過(guò)軸承傳遞于箱體，不僅影響系統(tǒng)的整體的動(dòng)態(tài)性能，還產(chǎn)生噪聲污染。減速器振動(dòng)噪聲研究經(jīng)歷了從定性判斷到定量分析的過(guò)程，上世紀(jì)60年代起，為了簡(jiǎn)化計(jì)算齒輪減速器的振動(dòng)噪聲，Nakamura、Niemann、Kato及Masuda等先后開(kāi)展了噪聲預(yù)估公式的研究，他們通過(guò)大量的試驗(yàn)測(cè)試，總結(jié)了減速器輻射噪聲的變化規(guī)律，提出了一些簡(jiǎn)化計(jì)算方法[1-4]，并得到了一定的推廣和應(yīng)用，但其計(jì)算準(zhǔn)確性上仍存在不足；90年代以來(lái)，有限元法、邊界元法和無(wú)網(wǎng)格等工程計(jì)算方法逐漸完善，為噪聲預(yù)測(cè)提供了有效支持[5-7]。在對(duì)齒輪減速器振動(dòng)噪聲方面的研究中，以FEM/BEM方法使用最為廣泛。文獻(xiàn)[8-10]采用FEM/BEM方法對(duì)減速器振動(dòng)噪聲進(jìn)行預(yù)測(cè)，并通過(guò)實(shí)驗(yàn)得到了較好的驗(yàn)證。但是減速器振動(dòng)噪聲的數(shù)值預(yù)估不僅需要較為細(xì)致的減速器結(jié)構(gòu)特征以及相關(guān)工程經(jīng)驗(yàn)，求解過(guò)程還要消耗大量計(jì)算資源，不便于工程設(shè)計(jì)階段的使用。

本文以單級(jí)齒輪減速器為研究對(duì)象，通過(guò)FEM/BEM仿真的方法分析了齒輪減速器振動(dòng)噪聲隨齒輪精度等級(jí)的變化，綜合考慮誤差與轉(zhuǎn)速和負(fù)載的耦合作用關(guān)系，擬合得到了考慮齒輪精度等級(jí)的減速器噪聲預(yù)估公式，并通過(guò)實(shí)驗(yàn)對(duì)其準(zhǔn)確性進(jìn)行了驗(yàn)證。

1 減速器噪聲預(yù)估方法

1.1 經(jīng)驗(yàn)預(yù)估方法

1965年，為了預(yù)測(cè)齒輪傳動(dòng)系統(tǒng)的振動(dòng)噪聲， Niemann提出了減速器噪聲與20logW(W為傳動(dòng)功率)成線性比例關(guān)系，并擬合了單級(jí)減速器噪聲強(qiáng)度的經(jīng)驗(yàn)公式：

L=50+20logW+∑K

(1)

式中：L為噪聲強(qiáng)度(dB)；W為傳遞功率(hp)；K為修正值。

1975年，Kato按照Niemann的思路，考慮了傳動(dòng)功率、速度、重合度、傳動(dòng)比、螺旋角、精度等級(jí)對(duì)減速器輻射噪聲的影響，提出了以下的半經(jīng)驗(yàn)公式：

圖1 FEM/BEM噪聲輻射求解流程

由于Kato公式形式簡(jiǎn)單，并可以定量地計(jì)算出齒輪副的噪聲值，在工程設(shè)計(jì)中得到了一定的應(yīng)用。但由于公式中無(wú)法對(duì)齒輪誤差形式及齒輪精度對(duì)減速器噪聲的影響進(jìn)行合理的體現(xiàn)，故其計(jì)算結(jié)果僅在少數(shù)情況下與實(shí)驗(yàn)結(jié)果吻合較好。

1.2 FEM/BEM噪聲輻射分析方法

在進(jìn)行聲場(chǎng)邊界元分析時(shí)，一般是以結(jié)構(gòu)表面法向振動(dòng)加速度作為邊界條件，而這些數(shù)據(jù)主要是通過(guò)其他數(shù)值方法(如有限元法)計(jì)算或者通過(guò)試驗(yàn)測(cè)得，分析流程如圖1所示。首先采用合理的方式對(duì)齒輪副時(shí)變嚙合剛度及誤差等激勵(lì)進(jìn)行等效，并建立齒輪系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型，以求解作用于齒輪箱上的動(dòng)載荷；其次，建立齒輪箱有限元模型，求解齒輪箱結(jié)構(gòu)穩(wěn)態(tài)動(dòng)響應(yīng)，并得到齒輪箱表面振動(dòng)信息；然后，建立齒輪箱聲學(xué)邊界元模型；最后，以結(jié)構(gòu)體表面的法向速度作為邊界條件對(duì)齒輪箱噪聲輻射進(jìn)行分析。

若能合理的對(duì)減速器振動(dòng)激勵(lì)進(jìn)行等價(jià)，求取軸承動(dòng)載荷，則FEM/BEM方法可以有效求解減速器噪聲輻射。

2 減速器振動(dòng)噪聲數(shù)值計(jì)算

2.1 分析模型

分析模型參數(shù)如表1所示。

表1 分析模型參數(shù)

分析模型如圖2所示，為單級(jí)直齒圓柱齒輪減速器，模型構(gòu)建時(shí)，對(duì)結(jié)構(gòu)中存在的較小的倒角及細(xì)小特性進(jìn)行了適當(dāng)簡(jiǎn)化。

圖2 減速器模型

2.2 齒輪箱激勵(lì)計(jì)算

減速器運(yùn)轉(zhuǎn)過(guò)程中，由于齒輪時(shí)變嚙合剛度及誤差激勵(lì)的作用，使齒輪動(dòng)態(tài)嚙合力產(chǎn)生波動(dòng)，從而引起系統(tǒng)振動(dòng)。

對(duì)齒輪嚙合剛度引入有限元接觸算法，采用真實(shí)齒輪模型，計(jì)算得到在嚙合線方向上由齒輪輪體，輪齒彈性變形及赫茲接觸變形組成的總變形μ。而在該位置的嚙合剛度為：

K=T/Rbu

(3)

其中：Rb為齒輪基圓半徑；T為負(fù)載扭矩。

將一個(gè)嚙合周期劃分為若干等分，分別求取各嚙合位置上的剛度。對(duì)于其他位置則采用樣條插值得到，齒輪時(shí)變嚙合剛度曲線如圖3所示，基本成矩形波形式。

對(duì)于誤差激勵(lì)，可以采用簡(jiǎn)諧函數(shù)對(duì)其進(jìn)行模擬，并假設(shè)在一個(gè)嚙合周期中，誤差為正弦分布如圖3所示，將輪齒誤差表示為：

e(t)=ersin(ωt/Tm+φ)

(4)

式中：er為誤差幅值，Tm為齒輪嚙合周期，ω為主動(dòng)輪轉(zhuǎn)速，φ為相位角。

2.3 傳動(dòng)系統(tǒng)模型構(gòu)建

傳動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型如圖3所示，其中p為主動(dòng)輪，g為從動(dòng)輪。由于傳動(dòng)軸兩軸承間跨度較短，彎曲剛度較大，故不考慮其彎曲變形，因此可將軸承支撐剛度和阻尼用等效值kyp，kyg和cyp，cyg來(lái)表示。系統(tǒng)共包含4個(gè)自由度，分別為:

yp為主動(dòng)輪p平移位移；θp為主動(dòng)輪p轉(zhuǎn)動(dòng)位移；

yg為從動(dòng)輪g平移位移；θg為從動(dòng)輪g轉(zhuǎn)動(dòng)位移；

圖3 齒輪副動(dòng)力學(xué)模型

輪副的嚙合力和嚙合阻尼力，可表示為：

式中，km為齒輪嚙合剛度，cm為齒輪嚙合阻尼，e為嚙合誤差，Rp、Rg分別為主從動(dòng)輪基圓半徑。

因此齒輪副動(dòng)態(tài)嚙合力Fpg為：

Fpg=Fk+Fc

(5)

依據(jù)各齒輪受力平衡關(guān)系有：

(6)

式中：mp為主動(dòng)輪質(zhì)量，mg為從動(dòng)輪質(zhì)量，Tp為輸入扭矩，Tg為輸出扭矩。

方程的矩陣形式為：

(7)

式中：M、C、K為質(zhì)量陣、阻尼陣及剛度陣;X為位移向量;P為廣義力向量

2.4 減速器振動(dòng)噪聲計(jì)算

齒輪箱動(dòng)響應(yīng)分析模型如圖4所示。采用4面體單元進(jìn)行網(wǎng)格劃分，模型共劃分節(jié)點(diǎn)38 634個(gè)，單元146 238個(gè)，箱體材料為鑄鋼，定義彈性模量E=207 GPa，泊松比υ=0.3，密度ρ=7 800 kg/m3。

作用于輸出軸和輸入軸的動(dòng)載荷通過(guò)軸承傳遞于箱體，在主從動(dòng)輪軸承支承位置建立中心節(jié)點(diǎn)，與軸承壁面節(jié)點(diǎn)建立耦合關(guān)系，將動(dòng)載荷施加于中心節(jié)點(diǎn)。

圖4 箱體有限元模型

采用Lanczos法對(duì)齒輪箱進(jìn)行模態(tài)計(jì)算，齒輪箱固有頻率如表2所示。

表2 減速器固有頻率(Hz)

采用自主研發(fā)的一套結(jié)構(gòu)動(dòng)響應(yīng)計(jì)算流程對(duì)齒輪箱動(dòng)響應(yīng)進(jìn)行求解(求解流程詳見(jiàn)[11])，得到了齒輪箱結(jié)構(gòu)動(dòng)響應(yīng)，以齒輪箱外表面法向振動(dòng)加速度為邊界，采用BEM方法求解齒輪箱噪聲輻射。為保證數(shù)據(jù)輸入的正確性，邊界元網(wǎng)格與有限元網(wǎng)格采用相同的劃分方式，以保證兩種模型節(jié)點(diǎn)間數(shù)據(jù)傳遞的穩(wěn)定性。

在不考慮誤差時(shí)，齒輪箱噪聲譜如圖5所示，由于齒輪箱以扭轉(zhuǎn)振動(dòng)為主，頂部法向振動(dòng)分量不大，故頂部場(chǎng)點(diǎn)噪聲明顯小于兩側(cè)；軸承兩側(cè)場(chǎng)點(diǎn)呈對(duì)稱(chēng)分布，其聲壓級(jí)分布曲線基本一致，并均在齒輪嚙合頻率的2倍頻，4倍頻及5倍頻位置處產(chǎn)生了峰值，最大峰值出現(xiàn)在二倍頻及五倍頻位置，為50 dB。

圖5 不同位置的箱體噪聲譜

由式(8)可計(jì)算各場(chǎng)點(diǎn)等效聲壓級(jí):

(8)

其中：P(t)為時(shí)刻t的聲壓；P0為參考聲壓；T為求解周期。

采用Kato公式計(jì)算可以得到齒輪箱輻射噪聲為46.88 dB，通過(guò)FEM/BEM方法計(jì)算得到齒輪箱各場(chǎng)點(diǎn)噪聲分布在41 dB～50 dB之間，故可認(rèn)為在不考慮誤差時(shí)，兩種方法計(jì)算結(jié)果具有一致性。

3 計(jì)算模型匹配性分析

通過(guò)上述分析，可認(rèn)為算例中減速器在其額定工況下輻射噪聲與Kato公式計(jì)算結(jié)果基本一致，但在修正前還需對(duì)分析模型與Kato計(jì)算模型的匹配性進(jìn)行分析，本文主要從減速器噪聲輻射隨轉(zhuǎn)速及負(fù)載的變化兩個(gè)方面來(lái)說(shuō)明其變化規(guī)律的一致性。

3.1 轉(zhuǎn)速對(duì)噪聲輻射的影響

本文計(jì)算了減速器常規(guī)工作轉(zhuǎn)速(即500～3 000 r/min)的噪聲輻射，并采用瀑布圖的方式進(jìn)行表述，如圖6所示，其中fb1為齒輪箱1階固有頻率，fm為齒輪副嚙合頻率。顏色較深的區(qū)域代表噪聲輻射較大的位置，可以看到在低速時(shí)齒輪箱噪聲譜各頻率成分均不大，隨著轉(zhuǎn)速的增加，噪聲輻射逐漸強(qiáng)烈。

各轉(zhuǎn)速在齒輪嚙合頻率及其倍頻位置，均產(chǎn)生了放射狀深色區(qū)域，但并不明顯。在與齒輪箱固有頻率較為接近的670 Hz附近，1 300 Hz～1 700 Hz位置以及3 000 Hz～4 000 Hz位置均產(chǎn)生了深色區(qū)域，其中由于箱體第二、三、四階固有頻率對(duì)激勵(lì)較為敏感且振動(dòng)能量較大，故各轉(zhuǎn)速下在該頻帶產(chǎn)生了強(qiáng)烈的共振區(qū)；同時(shí)，齒輪箱結(jié)構(gòu)第一階固有頻率及在3 000 Hz～4 000 Hz位置的振型在軸承激勵(lì)作用下雖然振動(dòng)能量不大，但其相對(duì)法向振動(dòng)也較強(qiáng)，故在該頻帶噪聲輻射也較為強(qiáng)烈。

圖6 齒輪箱噪聲輻射瀑布圖

分別計(jì)算各轉(zhuǎn)速下齒輪箱輻射噪聲有效聲壓級(jí)，同時(shí)將轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)換為齒輪線速度，即得到有效聲壓與線速度的關(guān)系，如圖7所示，其中曲線a為數(shù)值計(jì)算結(jié)果，b為采用Kato公式計(jì)算結(jié)果。

圖7 箱體輻射噪聲隨齒輪線速度的變化

由于Kato公式中并未體現(xiàn)傳動(dòng)系統(tǒng)及齒輪箱的固有特性，故計(jì)算結(jié)果隨齒輪線速度的變化趨勢(shì)較為平滑，減速器噪聲隨齒輪轉(zhuǎn)速的增加逐漸增大。采用FEM/BEM計(jì)算不僅考慮了傳動(dòng)系統(tǒng)及減速器的固有特性，還引入齒輪嚙合頻率及其倍頻激勵(lì)的作用，故噪聲曲線伴隨有一定的波動(dòng)。在750 r/min時(shí)，由于激勵(lì)六次諧波成分與傳動(dòng)系統(tǒng)第一階固有頻率較為接近，使傳動(dòng)系統(tǒng)產(chǎn)生了較大的振動(dòng)，噪聲輻射偏離曲線d1=7 dB；在2 100 r/min時(shí)，由于齒輪嚙合力二次諧波成分(1 398 Hz)與齒輪箱第二階固有頻率較為接近，引起了齒輪箱較大的振動(dòng)，使噪聲輻射偏離曲線d2=5 dB。若去除這兩個(gè)共振位置，其他位置兩曲線相差均未超過(guò)3 dB，因此仿真計(jì)算結(jié)果與Kato計(jì)算結(jié)果基本吻合。

3.2 負(fù)載對(duì)減速器振動(dòng)噪聲的影響

對(duì)于傳動(dòng)系統(tǒng)，負(fù)載不改變各激勵(lì)頻率成分，僅對(duì)各頻率成分的幅值有一定影響，并成線性變化。在不改變轉(zhuǎn)速的前提下，計(jì)算了負(fù)載分別為0.5×T，T，及3×T(其中T為工作載荷)減速器噪聲輻射，如圖8所示，可以看到隨著負(fù)載的增加，減速器輻射噪聲在各個(gè)頻率均有所增加，并在激勵(lì)基頻及其主要倍頻位置附近增加較為明顯，各峰值位置均未發(fā)生改變。

圖8 箱體噪聲隨負(fù)載的變化

由式(8)計(jì)算了各位置場(chǎng)點(diǎn)等效聲壓級(jí)分別為43.66 dB，49.53 dB及55.84 dB，可以發(fā)現(xiàn)，在轉(zhuǎn)速不變時(shí)，輻射噪聲與負(fù)載的變化符合，Kato公式的函數(shù)關(guān)系，即:

L(n×T)=20logn+L(T)

(9)

其中：n為負(fù)載的比例系數(shù)，T為負(fù)載，L(T)為負(fù)載為T(mén)時(shí)齒輪箱輻射噪聲。

4 振動(dòng)噪聲預(yù)測(cè)公式擬合

4.1 誤差合成方法

在齒輪動(dòng)力學(xué)計(jì)算中，通常將誤差合成值當(dāng)量至嚙合線上進(jìn)行計(jì)算，而齒形誤差和基節(jié)偏差均為齒面交線間法向距離的理論值與實(shí)際值差的最值，故可直接將兩項(xiàng)誤差進(jìn)行合成。

如果已知齒輪的齒形誤差ff和基節(jié)偏差Fpb值，則可以用代數(shù)和來(lái)計(jì)算齒輪的固有位置誤差，通常情況下齒輪誤差的合成需轉(zhuǎn)換到節(jié)圓上進(jìn)行度量，此時(shí)齒輪固有位置誤差為：

(10)

對(duì)于一批合格齒輪來(lái)說(shuō)，齒形總誤差、基節(jié)偏差均在其公差范圍內(nèi)變化，故采用統(tǒng)計(jì)方法來(lái)計(jì)算齒輪短周期誤差[12]，建立精度等級(jí)與誤差值的數(shù)值關(guān)系，如圖10所示，將各精度合成誤差帶入動(dòng)力學(xué)模型中進(jìn)行計(jì)算，計(jì)算中取系統(tǒng)轉(zhuǎn)速為1 000 r/min，為避免計(jì)算中出現(xiàn)脫嚙和齒背沖擊等非線性響應(yīng)，故增大功率至30 kW。

4.2 減速器噪聲預(yù)估公式擬合

齒輪精度分別為5、6、7級(jí)時(shí)的噪聲譜，如圖9所示，與不考慮誤差時(shí)相比較，考慮誤差后其噪聲譜在齒輪嚙合頻率位置出現(xiàn)了明顯的峰值，同時(shí)在前幾階倍頻位置(4倍頻)的噪聲也明顯增大，對(duì)高頻位置其影響不明顯。隨著誤差的增大，各峰值也逐漸增大。

圖9 不同齒輪精度下的噪聲譜

分別計(jì)算各精度等級(jí)的齒輪箱有效噪聲，得到齒輪箱噪聲輻射隨精度等級(jí)變化曲線，如圖10所示。

圖10 減速器噪聲及合成誤差隨精度等級(jí)的變化

可以看到隨精度等級(jí)增加，誤差的增大，齒輪箱有效噪聲呈線性增大，通過(guò)擬合可以得到其函數(shù)關(guān)系為：

Y=A+B·X

(11)

其中：A為無(wú)誤差時(shí)齒輪箱有效噪聲58.84 dB，B為有效噪聲隨精度等級(jí)變化的梯度2.85。

結(jié)合Kato公式，得到考慮精度等級(jí)的齒輪傳動(dòng)裝置振動(dòng)噪聲預(yù)估公式如式12所示。

(12)

其中：Q為齒輪精度等級(jí)。

4.3 減速器噪聲預(yù)估公式擬合

傳動(dòng)系統(tǒng)轉(zhuǎn)速及負(fù)載不僅影響著誤差激勵(lì)在系統(tǒng)動(dòng)載荷中的頻率成分，還影響各頻率成分的數(shù)值，為進(jìn)一步分析工況條件對(duì)誤差激勵(lì)的影響，定義齒輪精度每變化一級(jí)，減速器噪聲輻射的變化量為減速器噪聲隨齒輪精度的變化率，用符號(hào)DQ表示，即

(13)

其中：L(Q)為精度等級(jí)為Q時(shí)的有效聲壓級(jí)；mQ為最高精度等級(jí)。

分別計(jì)算了轉(zhuǎn)速為500～3 000 r/min時(shí)，減速器輻射噪聲隨誤差的變化率，如圖11(a)所示?？梢钥吹狡浞植季?.85附近(最大偏差僅為0.15)，并且未呈現(xiàn)出規(guī)律性?？梢哉J(rèn)為轉(zhuǎn)速對(duì)誤差激勵(lì)在該工況范圍內(nèi)影響不大，在噪聲預(yù)估公式擬合中可以不必考慮轉(zhuǎn)速對(duì)誤差項(xiàng)的影響。

圖11 變化率隨工況條件的變化

分別計(jì)算了負(fù)載扭矩為230～380 N·m時(shí)齒輪箱輻射噪聲，計(jì)算中發(fā)現(xiàn)當(dāng)負(fù)載增加時(shí)齒輪箱輻射噪聲隨精度的變化率逐步減小，而負(fù)載本身對(duì)誤差激勵(lì)并不會(huì)產(chǎn)生影響，但是負(fù)載的增加會(huì)使齒輪彈性變形增加，從而使齒輪剛度激勵(lì)影響增加，誤差激勵(lì)的影響隨之減弱，最終使噪聲隨誤差的變化率逐漸減小。

在描述噪聲輻射隨精度等級(jí)的變化率時(shí)，引入相對(duì)變形量δr(齒輪副靜變形量與精度等級(jí)為1時(shí)的合成誤差值的比值)，即：

δr=δ0/e1

(14)

變化率隨相對(duì)變形量的變化如圖11(b)所示，可以看到，隨著靜變形量的增加，變化率線性減小，通過(guò)擬合可以得到變化率隨相對(duì)變形量的函數(shù)關(guān)系為：

Y=A+B·X

(15)

其中：A為4.78，B為-0.17。

綜合考慮負(fù)載及轉(zhuǎn)速對(duì)變化率的影響，得到減速器噪聲預(yù)估計(jì)算公式為：

(16)

5 試驗(yàn)驗(yàn)證

減速器噪聲測(cè)試試驗(yàn)設(shè)施由變頻驅(qū)動(dòng)電機(jī)、輸入輸出傳感器、被測(cè)傳動(dòng)裝置、加載裝置、聲學(xué)分析儀等組成，布局如圖12所示。測(cè)試聲壓時(shí)測(cè)點(diǎn)距離齒輪箱1 m左右。

圖12 試驗(yàn)設(shè)施布局

試驗(yàn)中測(cè)試兩種工況條件下的減速器輻射噪聲，工況如表3所示。

表3 試驗(yàn)工況條件

試驗(yàn)中，測(cè)試樣機(jī)參數(shù)如表4所示。

表4 測(cè)試樣機(jī)參數(shù)

分別測(cè)得兩種工況下的噪聲頻譜，如圖13所示，工況1條件下嚙合頻率噪聲聲壓幅值為0.12 Pa，工況2條件下嚙合頻率噪聲幅值為0.32 Pa。

(a) 1 000 N·m，500 r/min工況下測(cè)量結(jié)果

(b) 2 000 N·m，700 r/min工況下測(cè)量結(jié)果

通過(guò)減速器噪聲預(yù)估公式16計(jì)算的結(jié)果與試驗(yàn)測(cè)試結(jié)果，如表5所示，可以看到在兩種工況下，預(yù)估計(jì)算結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果均比較吻合。以此證明了預(yù)估公式計(jì)算的準(zhǔn)確性。

表5 預(yù)估與測(cè)試結(jié)果 (dB)

6 結(jié) 論

(1) 仿真計(jì)算中可考慮傳動(dòng)系統(tǒng)和減速器的固有特性。若去除共振位置，則通過(guò)仿真得到了噪聲隨轉(zhuǎn)速的變化，與Kato公式所述趨勢(shì)基本吻合。

(2) 在轉(zhuǎn)速不變的條件下，通過(guò)仿真計(jì)算發(fā)現(xiàn)減速器輻射噪聲與負(fù)載成20 log函數(shù)關(guān)系變化，與Kato公式所描述規(guī)律一致。

(3) 齒輪箱輻射噪聲隨精度等級(jí)基本呈線性變化，綜合考慮誤差與轉(zhuǎn)速和負(fù)載的耦合作用關(guān)系，擬合了減速器噪聲預(yù)估公式，可實(shí)現(xiàn)由減速器基本系統(tǒng)直接預(yù)測(cè)其輻射噪聲的功能。

(4) 開(kāi)展了減速器振動(dòng)噪聲測(cè)試試驗(yàn)，對(duì)試驗(yàn)結(jié)果與擬合公式計(jì)算結(jié)果進(jìn)行了對(duì)照，驗(yàn)證了減速器噪聲預(yù)估公式的準(zhǔn)確性。

參 考 文 獻(xiàn)

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