一种高阻尼动力减振齿轮

摘要

本发明公开了一种高阻尼动力减振齿轮，包括主动轴、从动轴、可绕主动轴旋转的主动齿轮、与主动齿轮相啮合的可绕从动轴旋转的从动齿轮，所述从动齿轮的腹板内设有绕齿轮中心轴均布的开口空间区域，所述开口空间区域中安装有动力减振模块；所述动力减振模块包括质量块、导杆、压簧和压块，所述质量块套设于导杆上，所述导杆的两端分别固定于压块上，所述压块固定于所述开口空间区域两端的腹板上，所述压簧设置于质量块和开口空间区域的端面之间。在系统处于额定运转区域工况下，本发明能够显著降低齿轮传动系统中因为轮齿啮合导致的高频振动和噪声问题。

权利要求

1.一种高阻尼动力减振齿轮，包括主动轴(3)、从动轴(4)、可绕主动轴(3)旋转的主动齿轮(2)、与主动齿轮相啮合的可绕从动轴(4)旋转的从动齿轮(1)，其特征在于：所述从动齿轮(1)的腹板内设有绕齿轮中心轴均布的开口空间区域，所述开口空间区域中安装有动力减振模块，即所述动力减振模块安装于从动齿轮的腹板内部；所述动力减振模块包括质量块(9)、导杆(10)、压簧(8)和压块(7)，所述压簧(8)采用高锰基高阻尼合金材料，所述质量块(9)套设于导杆(10)上，所述导杆(10)的两端分别固定于压块(7)上，所述压块(7)固定于所述开口空间区域两端的腹板上，所述压簧(8)设置于质量块(9)和开口空间区域的端面之间；

所述齿轮的最小空间尺寸Q为：

Qmin＝f(A,B,C,L,M,N,O,P,S)L≥x0,σ≤σf,k0,R，m0；

该最小空间尺寸Q通过如下方法获得：(1)获取齿轮传动的额定工况转速n，单位为rpm，即每分钟的转数；

(2)获取齿轮的重量M和齿数z；

(3)计算得到系统的啮合频率f，f＝n*z/60；

(4)设计质量块的质量m0，确保其约等于齿轮重量M的十分之一，即m0≈M/10；

(5)根据公式 f为系统的啮合频率，m0为质量块的质量，由于f和m0均为已知量，则可以通过公式计算出刚度k0，此处刚度k0即为压簧所需要设计的刚度；

(6)假设系统输入负载扭矩为T，作用在轮齿上的啮合力 其中r为啮合点处的半径，可以得到压簧8的最大设计压缩量(7)至此，完成了动力减振模块中三大重要设计参数的计算：回转质量块的重量m0、压簧刚度k0和压簧的设计压缩量x0；

(8)以质量块长宽高尺寸参数为设计变量，分别用[A B C]表示，同时以压簧的长度、截面长宽尺寸、压簧的内径和外径尺寸和螺距为设计变量,分别用[L M N O P S]表示； 以压簧长度尺寸L加上质量块的长度尺寸A的总长度尺寸Q的最小化为优化目标，并以压簧压缩量x0、刚度k0、压簧材料的疲劳强度σf、齿轮腹板内的可用空间尺寸R和质量块的重量m0为边界条件；通过优化设计，获得最小空间尺寸Q。

2.根据权利要求1所述的一种高阻尼动力减振齿轮，其特征在于：每个开口空间区域内设置有两个压簧(8)，两个压簧(8)分别安装在质量块(9)的两端，所述质量块(9)的两端设置有端面孔，任一压簧(8)的一端坐落在质量块(9)的端面孔里，另一端与从动齿轮(1)的腹板面接触。

3.根据权利要求1所述的一种高阻尼动力减振齿轮，其特征在于：绕从动齿轮(1)中心轴在从动齿轮(1)的腹板内均布有四个开口空间区域。

4.根据权利要求1所述的一种高阻尼动力减振齿轮，其特征在于：所述主动齿轮(2)安装在主动轴(3)上，主动轴(3)上安装有主动轴承(6)，所述主动轴承(6)安装在主动轴(3)的两端，所述从动齿轮(1)安装在从动轴(4)上，从动轴(4)上安装有从动轴承(5)，所述从动轴承(5)安装在从动轴(4)的两端。

说明书

一种高阻尼动力减振齿轮

技术领域

[0001] 本发明涉及一种齿轮传动装置，特别涉及一种具有动力减振功能的齿轮传动装置。

背景技术

[0002] 齿轮箱的振动和噪声问题由来已久，至今尚未得到较好的解决。在民用领域的产品中，其直接影响着设备运行稳定性和可靠性。而在军用领域，其作用更为重要，以舰艇为
例，齿轮箱的振动和噪声水平直接决定着其传播距离，也就意味着被敌方探测到的距离。振
动和噪声越大，则越容易被敌方探测到，反之，如果敌方舰艇的噪声振动越小，则我方越难
以探测到。故不管是在民用领域还是军用领域，如何降低传动系统的振动和噪声是所有动
力传动系统都均需急迫解决的问题。

[0003] 齿轮传动系统中的振动和噪声主要来源于轮齿在啮合时产生的振动以及轴在旋转时产生的振动，这两个振源通过齿轮箱箱体传播出去，从而导致了系统在运行时出现较
强的振动和噪声问题。

发明内容

[0004] 本发明的目的是在系统处于额定运转区域工况下，显著降低齿轮传动系统中因为轮齿啮合导致的高频振动和噪声问题。

[0005] 本发明采用的技术方案如下：

[0006] 一种高阻尼动力减振齿轮，包括主动轴、从动轴、可绕主动轴旋转的主动齿轮、与主动齿轮相啮合的可绕从动轴旋转的从动齿轮，所述从动齿轮的腹板内设有绕齿轮中心轴
均布的开口空间区域，所述开口空间区域中安装有动力减振模块；所述动力减振模块包括
质量块、导杆、压簧和压块，所述质量块套设于导杆上，所述导杆的两端分别固定于压块上，
所述压块固定于所述开口空间区域两端的腹板上，所述压簧设置于质量块和开口空间区域
的端面之间。

[0007] 更进一步的，每个开口空间区域内设置有两个压簧，两个压簧分别安装在质量块的两端，所述质量块的两端设置有端面孔，任一压簧的一端坐落在质量块的端面孔里，另一
端与从动齿轮的腹板面接触。

[0008] 更进一步的，绕从动齿轮中心轴在从动齿轮的腹板内均布有四个开口空间区域。

[0009] 更进一步的，所述主动齿轮安装在主动轴上，主动轴上安装有主动轴承，所述主动轴承安装在主动轴的两端，所述从动齿轮安装在从动轴上，从动轴上安装有从动轴承，所述
从动轴承安装在从动轴的两端。

[0010] 更进一步的，所述压簧采用高锰基高阻尼合金材料。

[0011] 更进一步的，所述齿轮的最小空间尺寸Q为：

[0012] Qmin＝f(A,B,C,L,M,N,O,P,S)

[0013] L≥x0,σ≤σf,k0,R，m0。

[0014] 本发明具有如下有益效果：

[0015] (1)计算齿轮传动系统在额定工作转速下的啮合频率和齿轮自身的重量，并采用绕齿轮中心轴均布布置，在齿轮腹板内侧增加减振模块的方法来将原来属于齿轮的振动传
递给减振模块，从而达到降低轮齿自身振动的目的；

[0016] (2)利用机械振动中的减振原理，并根据齿轮的啮合频率、重量和外部负载等参数，设计合适的减振质量块和压簧，并采用两端安装压簧的方法来适配齿轮正反转两种工
况下的减振需求；

[0017] (3)给出减振质量块和压簧结构的优化设计方法，获得最优的结构设计方案，确保齿轮传动系统减振方案的紧凑性和可行性；

[0018] (4)采用高锰基高阻尼的合金材料制作减振压簧，使得振动能量能够通过高阻尼压簧耗散掉，从而实现有效减振；

[0019] (5)当额定工作转速改变时，只需要更换压簧，即可以适配新的工况，达到减振降噪的目的。

附图说明

[0020] 图1是高阻尼动力减振齿轮的立体图；

[0021] 图2是高阻尼动力减振齿轮的平面图；

[0022] 图3是高阻尼动力减振齿轮的分解图。

[0023] 图中标记：1、从动齿轮；2、主动齿轮；3、主动轴；4、从动轴；5、从动轴承；6、主动轴承；7、压块；8、压簧；9、质量块；10、导杆；11、动力减振模块。

具体实施方式

[0024] 下面结合附图对本发明作进一步详细说明。

[0025] 图1是齿轮传动系统的总成图，主要由主动齿轮-轴-轴承模块和从动齿轮-轴-轴承两部分组成。4个动力减振子模块安装在从动齿轮的腹板内部。图2是齿轮传动系统的平
面图，可以看出四个动力减振子模块均布安装在以齿轮轴心为中心的腹板内部，这种安装
方法既不额外增加传动系统的重量，又可以起到减振的作用。

[0026] 图3是齿轮传动系统的分解图，由图可知，主动齿轮6安装在主动轴3上，主动轴承6安装在主动轴3的两端。从动齿轮1安装在从动轴4上，从动轴4的两端安装有从动轴承5.从
动齿轮1的腹板内有四个均布的开口空间区域，用来安装动力减振模块。

[0027] 动力减振模块11由质量块9、导杆10、压簧8和压块7组成。导杆10穿过质量块9的中心位置，两个压簧8分别安装在质量块9的两端，一端坐落在质量块9的端面孔里，一端与齿
轮1的腹板面接触。导杆10装入质量块9后，在其两端安装压簧8，然后将导杆10、质量块9和
压簧8整体装入齿轮腹板内。导杆10正好与齿轮腹板内的一个安装空间的两个端面配合，然
后将压块7通过螺丝拧紧在腹板上。这样质量块9就被导杆10和压块7限制在指定位置，且其
两侧均有压簧8限制其轴向运动位移，此时一个由压簧和质量块组成的动力减振模块就装
配完成了。

[0028] 动力减振的核心原理在于将作用在轮齿上的啮合力导致的振动转移给减振模块里的质量块，即实现了振动能量的转移和消耗。压簧8采用高锰基高阻尼合金材料制作，这
样减振块的振动能量将进一步由高阻尼压簧以热能形式耗散掉。

[0029] 该动力减振模块的设计方法和过程如下：

[0030] (1)获取齿轮传动的额定工况转速n，单位为rpm，即每分钟的转数；

[0031] (2)获取齿轮的重量M和齿数z；

[0032] (3)计算得到系统的啮合频率f，f＝n*z/60；

[0033] (4)设计质量块的质量m0，确保其约等于齿轮重量M的十分之一，即m0≈M/10；

[0034] (5)根据公式 f为系统的啮合频率，m0为质量块的质量，由于f和m0均为已知量，则可以通过公式计算出刚度k0，此处刚度k0即为压簧所需要设计的刚度；

[0035] (6)假设系统输入负载扭矩为T，作用在轮齿上的啮合力 其中r为啮合点处的半径，可以得到压簧8的最大设计压缩量

[0036] (7)至此，完成了动力减振模块中三大重要设计参数的计算：回转质量块的重量m0、压簧刚度k0和压簧的设计压缩量x0。

[0037] 最后对该减振模块进行结构优化设计，以达到尺寸最小的目的。以质量块长宽高尺寸参数为设计变量，分别用[A B C]表示，同时以压簧的长度、截面长宽尺寸、压簧的内径
和外径尺寸和螺距为设计变量,分别用[L M N O P S]表示。以压簧长度尺寸L加上质量块
的长度尺寸A的总长度尺寸Q的最小化为优化目标，并以压簧压缩量x0、刚度k0、压簧材料的
疲劳强度σf、齿轮腹板内的可用空间尺寸R和质量块的重量m0为边界条件。通过优化设计，获
得最小空间尺寸Q。用公式可表示如下:

[0038] Qmin＝f(A,B,C,L,M,N,O,P,S)

[0039] L≥x0,σ≤σf,k0,R，m0

[0040] 以上所述仅为本发明的较佳实施例而已，并不用以限制本发明。凡在本发明的精神和原则之内所作的任何修改、等同替换和改进等，均应包含在本发明的保护范围之内。