外文翻譯--六連桿機(jī)械壓力機(jī)碰撞噪聲的調(diào)查 中文版

1 對 六連桿機(jī)械壓力機(jī)碰撞噪聲的調(diào)查 報告 羅彥鑫，杜如旭 a中國， 400044,重慶大學(xué)， 國家重點(diǎn) 機(jī)械連桿實(shí)驗(yàn)室 B香港 ，新界， 沙田，中國 香港大學(xué)的 精密工程 研究所 摘要 :傳統(tǒng)機(jī)械壓力機(jī)由 曲柄 和滑塊構(gòu)成，是一種最常用的沖壓機(jī)。但它不能滿足深拉操作，其中長時間停留在 BDC 是可取的，以避免裂紋或皺紋。這種動機(jī)的機(jī)械壓力機(jī)是一六桿機(jī)構(gòu)。然而 ,工作引入新機(jī)制產(chǎn)生噪聲。本文提出一種研究機(jī)械壓力機(jī)的噪音的分類學(xué)。調(diào)查噪聲的根源采用噪聲特征分析、剛體動力學(xué)分析和有限元法(FEM)。發(fā)現(xiàn)噪聲是由齒輪的排序造成的。最后提出一種 改進(jìn)的設(shè)計(jì) ， 給出了一些建議 ,以減少噪音 。 關(guān)鍵詞： 六桿機(jī)械壓力機(jī)，特征分析，沖擊噪聲，有限元法（ FEM） 1.介紹 常規(guī)機(jī)械壓力機(jī)包括裂紋和滑塊是一種最常用的沖壓。其軌跡是不可控的下死點(diǎn)（ BDC），因此它不能滿足多種需求 1。例如，在 BDC 長的停留時間是可取的，以避免裂紋或皺紋深沖操作 2。這個機(jī)械壓力機(jī)的動機(jī)被設(shè)計(jì)成五，六，九桿結(jié)構(gòu) 3， 4。一般而言，在機(jī)械金屬成型壓機(jī)的設(shè)計(jì)，設(shè)計(jì)師大多關(guān)注的是運(yùn)動學(xué) 5。很少有人研究了動力學(xué)的動態(tài)，但它是非常重要的性能 6當(dāng)設(shè)計(jì)和建造一個商業(yè)印刷機(jī)時，那就有必要探討其性能和持續(xù)改進(jìn)。 在這項(xiàng)研究中，一個六連桿（包括四連桿和曲柄滑塊機(jī)構(gòu)）已經(jīng)建立一個通過300 噸的最大負(fù)載能力的商業(yè)機(jī)械壓力機(jī)。設(shè)計(jì)工程師們仔細(xì)檢查了壓力機(jī)的運(yùn)動學(xué)和制造裝配 ,均在設(shè)計(jì)規(guī)范內(nèi)完成，因此，按工作正常。不過壓力機(jī)產(chǎn)生噪音和不加載。聲音強(qiáng)度大于 90 分貝，這會導(dǎo)致各種問題，如機(jī)器的可靠性和操作者的安全性。 傳動系統(tǒng)的機(jī)構(gòu)示于圖 1（ a），其 CAD 模型示于圖 1（ b）。它包括七個部分：一馬達(dá)（圖中未示出），連接到飛輪通過高速軸，減速齒輪組（其中包括高速齒輪和所述低速齒輪），其控制所述接合的聯(lián)接器 的齒輪組和曲柄，曲柄滑塊機(jī)構(gòu)，和一個連接到滑塊上的四桿機(jī)構(gòu)。其中，四桿機(jī)構(gòu)是關(guān)鍵，因?yàn)樗鼔毫C(jī)的動態(tài)性的理論。 2 L1=45mm L2= 165mm L3=208 mm L4= 260mm L5=80010000mm e= 80mm 圖 1（一）插圖的六桿聯(lián)動機(jī)制，該機(jī)制（二）物理模型 本文旨在找出噪音的根源（次）。所提出的研究將調(diào)查噪音的各個方面，并提供完善的解決方案。本文的其余部分安排如下。在第 2節(jié)中，噪聲的特征分析。在第 3節(jié)中，系統(tǒng)的動力學(xué)研究了剛體動力學(xué)分析和有限元分析。在第 4 節(jié)，一個改進(jìn)的設(shè) 計(jì)建議，以減少沖擊噪音。最后，結(jié)論在第 5 節(jié)給出。 2.噪聲信號的特征分析 2.1.實(shí)驗(yàn)裝置 正如前面提到的，噪聲是設(shè)計(jì)的主要問題。第一步是噪聲信號的分析。使用麥克風(fēng)緊密放置在壓力機(jī)的聲音信號進(jìn)行了測量。圖 2 示出的實(shí)驗(yàn)裝置，該裝置主要包括一個麥克風(fēng)（制造商：的 Brel KJR，型號：型號 4191），信號放大器（百靈達(dá)，型號： XENYX802），信號采集系統(tǒng)（聲卡）和一臺 PC 電腦。麥克風(fēng)的頻率范圍為 3.15 赫茲 40 千赫。 圖 2 實(shí)驗(yàn)裝置 2.2.噪聲信號和特征分析 在實(shí)驗(yàn)過程中，壓力機(jī)的運(yùn)行速度設(shè)定為每分 鐘（ SPM）（因此，其工作頻率為1.67 赫茲） 100 行程，無負(fù)荷施加和采樣頻率為 48 千赫。圖 3（ a）示出了一個典型的噪聲信號。圖 3（ b）是放大在三個周期，從中可以看出，每個周期包括兩個大峰，AB 。 3 圖 3 一個典型的噪聲信號 圖 4 噪聲信號的頻譜 圖 5 噪聲信號的包絡(luò)譜 圖 6 噪聲信號的能量的時間 - 頻率譜 圖 4示出在圖的信號的 FFT 頻譜。 從圖 3中可以看出，該噪音信號具有三個主要組成部分，分別是 157 赫茲， 781 赫茲和 1255 赫茲。在 157 赫茲的組分是對應(yīng)于齒輪嚙合頻率和它的能量是相當(dāng)小的。在 781 赫茲的分量具有最大的振幅和負(fù)責(zé)的噪音。這將是研究的重點(diǎn)。 圖 5顯示了包絡(luò)譜。從圖中可以看出，主要的頻率為 23 赫茲，這是峰值的發(fā)。這表明該噪音是由一系列的影響每個工作循環(huán)生頻。圖 6示出了信號的時間 - 頻率頻譜。從圖中， 可以看出，沿 781 赫茲一系列峰的出現(xiàn)，以及它們的幅度變化時。然而，主要有兩種高峰（圖 3 對應(yīng)的峰 A 和 B）出現(xiàn)在每一個時期。此外，山頂 A 的振幅比 B峰的大。 基于以上的研究中，可以看出是（ a）有對應(yīng)于 A和 B分別在每個周期中兩個大的影響，（ b）該噪聲的主要頻率為 780 赫茲和（ c）的沖擊頻率為 23 赫茲。有必要分析驅(qū)動系統(tǒng)的動力學(xué)找到噪聲的根源。 3.動態(tài)分析 3.1.影響力分析 為了研究噪聲的來源，系統(tǒng)的動態(tài)模型是必要的進(jìn)一步機(jī)械調(diào)查，這可能反映真實(shí)的工作條件，應(yīng)進(jìn)行準(zhǔn)確的負(fù)荷分析構(gòu)造。在本研究中，壓力機(jī)的動態(tài)分析使用商業(yè)軟件 RecurDyn 的系統(tǒng)進(jìn)行。該鍵之間的所有關(guān)節(jié)力由該模擬獲得的，其中的齒輪之間的接觸力引起了我們的興趣。圖 7 示出了齒輪之間的接觸力（黑色），并且 4 其分化（橙色）。檢查力量的分化，可以看出，接觸力迅速改變兩倍方向，在 A 和 B，當(dāng)沖頭向上移動。這很容易讓人產(chǎn)生兩個大的沖擊。因此，一個響亮的噪音就會產(chǎn)生。 圖 7 齒輪之間的沖擊力 為了進(jìn)一步調(diào)查噪聲信號中的頻率成分，但是，有限元分析（ FEA）是必要 。 3.2.機(jī)械部件的自然頻率 振動通常是由結(jié)構(gòu)的振動引起的這是眾所周知的，因此，有必要找到該結(jié)構(gòu)的固有頻率。該分析方法可用于發(fā)現(xiàn)固有振動頻率。然而，這是因?yàn)榧僭O(shè)的不準(zhǔn)確。在實(shí)用中， FEA 是一個變量的方法來找到精確解微分方程用于驗(yàn)證結(jié)構(gòu)的振動。有用于有限元分析等的 Abaqus， ANSYS， Nastran 軟件，等一些商業(yè)軟件 7， 8。在這個研究中，我們使用的 Abaqus 找到如表 1中所示的機(jī)械部件的自然頻。 此外，該高速軸的 第一模式形狀是扭轉(zhuǎn)，這是在轉(zhuǎn)矩相同的方向。據(jù)認(rèn)為，這種模式是負(fù)責(zé)對 23 赫茲的重復(fù)頻率。和高速齒輪和低速齒輪的第二個自然第四固有頻率接近的主要頻率的噪音。此外，相應(yīng)的模式形狀是彎曲的齒輪齒。因此，齒輪的齒應(yīng)該進(jìn)一步調(diào)查。 圖 8（ a）示出低速齒輪的有限元分析模型。負(fù)載被施加到齒中的一個。所施加的負(fù)載量為 1 個單位的歸一化力，在頻率范圍為 1赫茲至 1500 赫茲。圖 8（ b）示出了頻率響應(yīng)的結(jié)果。從圖中可以看出，該齒輪具有在 480Hz 的， 740H 頻率是負(fù)責(zé)巨響。有限元分析的頻率（ 740 赫茲）和實(shí)際噪聲頻率（ 780 赫茲）之 z 分別三個主要的頻率，和 1350 赫茲。最大頻率分量是在 740 赫茲。據(jù)認(rèn)為，這一間的差異可以歸因于該有限元分析模型的簡化。在結(jié)論中，我們相信，咋是由齒輪的碰撞產(chǎn)生的，而噪聲可以通過消除齒輪間隙的減小。 5 表 1 模型的主要組成部分模態(tài)頻率（ HZ） 模型 1 2 3 4 5 6 高速軸 24.2 29.7 54.8 285.3 581.0 1035.4 高速齒輪 67.3 360.5 466.1 753.0 892.9 1189.0 低速齒輪 593.1 619.0 1147.8 1205.3 1278.0 1477.0 上鏈接 67.0 74.7 80.5 102.6 185.2 282.4 4.一種改進(jìn)設(shè)計(jì) 圖 8（ a）有限元的齒輪小齒輪的模型（二）頻率響應(yīng) 據(jù)較早提出的分析結(jié)果，聯(lián)系的長度不應(yīng)該改變，以保持設(shè)計(jì)的軌跡。另外，飛輪的慣性 和高速的剛性軸等，也可以進(jìn)行微調(diào)，以降低噪音。然而，這些解決方案是因?yàn)闄C(jī)械部件的不具有有效的小室用于改進(jìn)設(shè)計(jì)，由于強(qiáng)度的限制。這是一個選項(xiàng)，通過消除齒輪之間的間隙，提高了設(shè)計(jì)。所提出的設(shè)計(jì)示于圖 9 有兩個齒輪安裝在高速軸上，以消除齒輪間隙。 在這個設(shè)計(jì)中， 2 組齒輪對的被利用和一個螺旋彈簧將安裝在齒輪之間，以消除齒輪間隙。所述第一組齒輪對將扭矩傳遞到用于轉(zhuǎn)矩的情況下，曲柄軸在順時針方向轉(zhuǎn)動。當(dāng)扭矩方向改變時，第二組齒輪對的工作原理。因此，它認(rèn)為，該設(shè)計(jì)將有效地降低噪音。然而，需要一種新的設(shè)計(jì)模型在未來的動力學(xué)分析。 6 圖 9 該齒輪對的一個改進(jìn)的設(shè)計(jì)以消除齒輪間隙 結(jié)論 本文對一個六桿機(jī)械壓力機(jī)的噪聲提出研究。根據(jù)上面的討論，以下結(jié)論可以得出：壓力機(jī)的機(jī)械噪聲包含了許多對應(yīng)于壓力機(jī)的各種部件的固有頻率成分。當(dāng)沖擊發(fā)生時會產(chǎn)生噪聲。噪聲在操作過程中產(chǎn)生影響，變成 變速四桿機(jī)構(gòu)。變速產(chǎn)生變力，引起對方的齒輪沖擊。它是一個選項(xiàng)，以避免對齒輪副之間的間隙，以減少噪音。簽名分析，機(jī)械動力學(xué)分析和有限元法的組合是分析機(jī)器故障的根本原因的有效方法。除了上面給出的應(yīng)用，它可用于涉及機(jī)械運(yùn)動的其它許多應(yīng)用。 7 參考文獻(xiàn) 1Du R.Guo WZ.The Design of a new metal forming press with controllable mechanism.J Mech Design 2003；125:582-592； 2Yan HS, chen WR.A variable input speed approach for improving the output motion characteristics of watt-type presses.Int J Mach Tool Manuf 2000； 42:675-690. 3Tso PL,liang KC.A nine-bar linkage for mechanical forming presses.J Mach Tool Manuf 2002；42:139-145. 4Meng CF,Zhang C,Lu YH,Shen ZG.Optimal design and control of a novel press with an extra motor. 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