羅道江

（西南電子技術(shù)研究所，成都 610036）

引言

近年來(lái)，大部分雷達(dá)伺服轉(zhuǎn)臺(tái)需要長(zhǎng)時(shí)間工作，一方面伺服轉(zhuǎn)臺(tái)傳動(dòng)周期性低頻噪聲往往令人難受，另一方面，隨著戰(zhàn)場(chǎng)對(duì)機(jī)掃雷達(dá)聲隱身要求提高，降低或減小機(jī)掃雷達(dá)伺服轉(zhuǎn)臺(tái)噪聲研究越來(lái)越受到重視。機(jī)掃雷達(dá)天線伺服轉(zhuǎn)臺(tái)的動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)和數(shù)據(jù)傳動(dòng)系統(tǒng)常選用齒輪漸開(kāi)線齒輪傳動(dòng)，齒輪傳動(dòng)會(huì)產(chǎn)生“嚙合沖擊”[1,2]。目前，針對(duì)小型機(jī)掃雷達(dá)采用的小模數(shù)齒輪的伺服轉(zhuǎn)臺(tái)降噪設(shè)計(jì)研究較少，控制小模數(shù)齒輪噪聲是降噪設(shè)計(jì)難點(diǎn)，小模數(shù)齒輪齒廓精密修形量需與伺服轉(zhuǎn)臺(tái)外殼一體化進(jìn)行仿真優(yōu)化及降噪設(shè)計(jì)，隨著機(jī)械振動(dòng)學(xué)以及聲學(xué)相關(guān)軟件技術(shù)的快速發(fā)展，小模數(shù)齒輪傳動(dòng)系統(tǒng)降噪設(shè)計(jì)從經(jīng)驗(yàn)定型數(shù)據(jù)設(shè)計(jì)轉(zhuǎn)變?yōu)榭梢惑w化定量數(shù)值仿真轉(zhuǎn)變，大大提高傳動(dòng)降噪設(shè)計(jì)準(zhǔn)確度。

降低機(jī)掃雷達(dá)傳動(dòng)噪聲，需要控制并減小齒對(duì)嚙合力大小及不均衡現(xiàn)象，常采用齒頂修形法[3,4]，小型化機(jī)掃雷達(dá)傳動(dòng)齒輪模數(shù)較小，一般取m ≤2，其齒頂修形量需要精細(xì)化控制，修形量過(guò)大或過(guò)小均會(huì)影響傳動(dòng)降噪效果，因此需要采用較為精確數(shù)字化仿真手段，經(jīng)多輪優(yōu)化迭代得出降噪優(yōu)化設(shè)計(jì)參數(shù)。

1 傳動(dòng)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

伺服傳動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)力轉(zhuǎn)動(dòng)系統(tǒng)為三級(jí)齒輪傳動(dòng)，傳動(dòng)系統(tǒng)采用Romax 軟件設(shè)計(jì)，傳動(dòng)原理及傳動(dòng)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)模型設(shè)計(jì)見(jiàn)圖1 所示，數(shù)據(jù)傳動(dòng)系統(tǒng)為二級(jí)齒輪傳動(dòng)。

圖1 傳動(dòng)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

圖2 修形前和修形0.005 Mt、0.02 Mt 第3 齒齒輪副接觸力對(duì)比

1.1 傳動(dòng)設(shè)計(jì)

電機(jī)軸至天線主軸采用三級(jí)斜齒輪傳動(dòng)，前兩級(jí)斜齒螺旋角為20 °，第Ⅲ級(jí)斜齒螺旋角為10 °，總傳動(dòng)比約為101 ∶1，電機(jī)的額定轉(zhuǎn)速為3 000 r/m，主軸轉(zhuǎn)速滿足天線最大轉(zhuǎn)速為25 r/min的要求，采用斜齒輪傳動(dòng)，傳動(dòng)效率≥0.8。

天線主軸至旋轉(zhuǎn)變壓器采用二級(jí)直齒輪傳動(dòng)，傳動(dòng)比1 ∶1，采用雙片齒輪消隙設(shè)計(jì)裝置，其傳動(dòng)效率≥0.8。

1.2 齒輪參數(shù)

各級(jí)齒輪主要參數(shù)見(jiàn)表1 所示。

表1 各級(jí)齒輪主要參數(shù)

2 齒廓修形參數(shù)及優(yōu)化設(shè)計(jì)

2.1 修形參數(shù)

本次修形采用線性修形的方法，對(duì)各齒輪左右接觸齒面齒頂進(jìn)行修形，不同修形參數(shù)如表2 所示。

表2 齒頂修形尺寸（?=0.005 Mt、0.010 Mt、0.015 Mt、0.02 Mt）

2.2 傳動(dòng)誤差分析

進(jìn)行齒輪箱傳動(dòng)誤差分析，各級(jí)齒輪傳動(dòng)誤差結(jié)果如表3 所示。

表3 傳動(dòng)誤差（?=0.005 Mt、0.010 Mt、0.015 Mt、0.02 Mt）

2.3 修形優(yōu)化結(jié)論

通過(guò)對(duì)各齒輪修形曲線對(duì)比，可看出齒頂修形量的變化趨勢(shì)增大，分析結(jié)果可知：

1）隨著修形量的增加，第Ⅲ級(jí)齒輪傳動(dòng)誤差增大，在修形量為0.005 Mt 時(shí)傳動(dòng)誤差最??；修行量為0.010 Mt 時(shí)傳動(dòng)誤差和修形前相比相差不大；修行量為0.015 Mt、0.020 Mt 時(shí)，傳動(dòng)誤差比修形前還大。

2）第Ⅰ級(jí)齒輪傳動(dòng)誤差經(jīng)過(guò)修形后傳動(dòng)誤差增大，修形量越大，傳動(dòng)誤差也越大。

3）第Ⅱ級(jí)齒輪傳動(dòng)誤差經(jīng)修形后，在修形量為0.005 Mt 時(shí)傳動(dòng)誤差最小；修行量為0.010 Mt 時(shí)傳動(dòng)誤差和修形前相比相差不大；修行量為0.015 Mt、0.020 Mt時(shí)，傳動(dòng)誤差比修形前還大。

3 傳動(dòng)參數(shù)優(yōu)化分析

3.1 修形后的剛體動(dòng)力學(xué)分析結(jié)果

前Ⅲ級(jí)齒輪副存在嚙合沖擊，而齒廓修形是消除嚙合沖擊的常用手段，且齒輪設(shè)計(jì)軟件給出的齒輪齒廓是理論正確的，排除加工和安裝誤差，對(duì)前Ⅲ級(jí)齒輪系僅進(jìn)行齒頂修形分析（修緣高度h 為0.6 Mt，修緣量?分別為0.02 Mt 和0.005 Mt），通過(guò)軟件分析比較了修形前后和不同修形量的受力狀況，因第Ⅲ級(jí)齒輪副受力狀況最大，故以第Ⅲ級(jí)齒輪副接處力作為對(duì)比項(xiàng)。

進(jìn)行齒頂修形后齒輪副之間的嚙合變得順暢，嚙入時(shí)的瞬時(shí)沖擊消失，但力的波動(dòng)范圍變大了，若要消除嚙入時(shí)的瞬時(shí)沖擊則齒頂修緣是有效的；可以看出不同修形量對(duì)齒輪副嚙合性能的影響不大。

3.2 軸承受力時(shí)域和頻域分析

修形量為0.005 Mt、0.010 Mt、0.015 Mt、0.020 Mt 時(shí)，動(dòng)力傳動(dòng)（Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ）軸承位置受力時(shí)域和頻域分析見(jiàn)圖3 所示，分析數(shù)據(jù)以0.005 Mt 與0.020 Mt 進(jìn)行各級(jí)齒頂修形后軸承受力分析。

圖3 Ⅰ級(jí)、Ⅱ級(jí)、Ⅲ級(jí)上軸承受力（時(shí)域和頻域）

齒輪修形對(duì)軸承受力有較小影響，隨著修行量越大，傳動(dòng)系統(tǒng)軸承受力幅度增大，波動(dòng)同樣變大，優(yōu)化后修形量0.005*Mt 優(yōu)化后軸承受力波動(dòng)小。

為了齒輪嚙合平穩(wěn)性，對(duì)齒輪進(jìn)行修形，最佳修形量為0.005 Mt，具體各級(jí)修形參數(shù)如表4 所示。

表4 齒廓修形尺寸（?=0.005 Mt）

3.3 傳動(dòng)輻射噪聲仿真分析

伺服轉(zhuǎn)臺(tái)整體聲學(xué)特性技術(shù)路線流程圖見(jiàn)圖4 所示。對(duì)伺服轉(zhuǎn)臺(tái)振動(dòng)噪聲預(yù)估及拓?fù)鋬?yōu)化設(shè)計(jì)，多次對(duì)伺服轉(zhuǎn)臺(tái)外殼進(jìn)行振動(dòng)噪聲分析，得到優(yōu)化設(shè)計(jì)方案。

圖4 技術(shù)路線流程圖

伺服轉(zhuǎn)臺(tái)上部安裝雷達(dá)天線，工況要求：為風(fēng)速45 m/s 正常工作，伺服轉(zhuǎn)臺(tái)負(fù)載轉(zhuǎn)矩在風(fēng)洞試驗(yàn)測(cè)試中數(shù)據(jù)見(jiàn)圖5 所示。風(fēng)載荷阻力轉(zhuǎn)矩my 最大值6 kgf.m。

圖5 技術(shù)路線流程圖

伺服轉(zhuǎn)臺(tái)前Ⅲ級(jí)為動(dòng)力傳動(dòng)，預(yù)計(jì)噪聲源集中在動(dòng)力傳動(dòng)部分，在使用過(guò)程中動(dòng)力傳動(dòng)的齒對(duì)嚙合沖擊及摩擦作用而引起伺服轉(zhuǎn)臺(tái)外殼體結(jié)構(gòu)振動(dòng)，齒面嚙合、齒面摩擦及殼體振動(dòng)產(chǎn)生噪聲。依據(jù)穩(wěn)態(tài)聲場(chǎng)中聲壓分布方程，采用頻率響應(yīng)計(jì)算方法[5]，傳伺服轉(zhuǎn)臺(tái)外殼的振動(dòng)聲學(xué)模型和聲場(chǎng)測(cè)試網(wǎng)格覆蓋整個(gè)伺服轉(zhuǎn)臺(tái)。

對(duì)伺服傳動(dòng)轉(zhuǎn)臺(tái)進(jìn)行平面單元網(wǎng)格劃分，計(jì)算該型伺服轉(zhuǎn)臺(tái)殼體的振動(dòng)頻率響應(yīng)分布，對(duì)仿真結(jié)果進(jìn)行分析，依據(jù)同類型直齒輪傳動(dòng)系統(tǒng)噪聲測(cè)試數(shù)據(jù)，最大振動(dòng)噪聲的聲壓集中在低頻段（20~1 600）Hz，因此振動(dòng)噪聲仿真計(jì)算時(shí)，將伺服轉(zhuǎn)臺(tái)殼體振動(dòng)聲壓頻率范圍設(shè)定在低頻段范圍。

伺服轉(zhuǎn)臺(tái)噪聲測(cè)量位置為確定位置，測(cè)試點(diǎn)均距離伺服轉(zhuǎn)臺(tái)外殼1 m，對(duì)伺服轉(zhuǎn)臺(tái)的整體振動(dòng)噪聲的聲壓進(jìn)行仿真預(yù)測(cè)。

伺服傳動(dòng)轉(zhuǎn)臺(tái)振動(dòng)聲學(xué)模型和聲場(chǎng)測(cè)試網(wǎng)格如圖6 所示。

圖6 振動(dòng)聲學(xué)模型和聲場(chǎng)測(cè)試網(wǎng)格

伺服轉(zhuǎn)臺(tái)動(dòng)力傳動(dòng)齒輪副未修形條件下，對(duì)伺服轉(zhuǎn)臺(tái)殼體進(jìn)行聲學(xué)仿真計(jì)算。通過(guò)聲學(xué)仿真計(jì)算，得到不同頻率下的聲壓模型?？梢?jiàn)伺服轉(zhuǎn)臺(tái)在頻率為451 Hz、723 Hz 和1 192 Hz時(shí)的伺服轉(zhuǎn)臺(tái)殼體表面聲壓分布情況，伺服轉(zhuǎn)臺(tái)殼體不同頻率聲壓分布云圖見(jiàn)圖7 所示。

圖7 不同頻率聲壓分布云圖

通過(guò)噪聲仿真分析，伺服轉(zhuǎn)臺(tái)振動(dòng)噪聲頻率為723 Hz 時(shí)，伺服轉(zhuǎn)臺(tái)殼體振動(dòng)噪聲有最大聲壓值為84 dB。

未進(jìn)行修形優(yōu)化殼體表面的結(jié)構(gòu)振動(dòng)噪聲集中前Ⅲ級(jí)動(dòng)力傳動(dòng)位置附近，位于電機(jī)輸入端外部電機(jī)罩兩側(cè)及靠近輸入端電機(jī)罩附近殼體的振動(dòng)噪聲最大。

通過(guò)聲學(xué)噪聲計(jì)算，計(jì)算出伺服轉(zhuǎn)臺(tái)的場(chǎng)點(diǎn)最大聲壓為69.9 dB，伺服轉(zhuǎn)臺(tái)噪聲聲壓圖見(jiàn)圖8 所示。

圖8 伺服轉(zhuǎn)臺(tái)聲壓圖

3.5 轉(zhuǎn)臺(tái)降噪優(yōu)化結(jié)論

從圖中看出在伺服轉(zhuǎn)臺(tái)輸入端第Ⅰ、Ⅱ級(jí)傳動(dòng)處產(chǎn)生的振動(dòng)噪聲最大，且伺服轉(zhuǎn)臺(tái)殼體最大振動(dòng)噪聲聲壓頻率與轉(zhuǎn)臺(tái)殼體振動(dòng)響應(yīng)頻率值基本一致。針對(duì)不同修形量，分析伺服轉(zhuǎn)臺(tái)殼體在該頻率下振動(dòng)響應(yīng)噪聲設(shè)計(jì)即可篩選優(yōu)化結(jié)果。伺服轉(zhuǎn)臺(tái)不同修形量聲壓圖如圖9所示，伺服轉(zhuǎn)臺(tái)不同頻率下聲壓對(duì)比見(jiàn)圖10 所示。

圖9 伺服轉(zhuǎn)臺(tái)不同修形量聲壓圖

圖10 伺服轉(zhuǎn)臺(tái)不同頻率下聲壓對(duì)比

1）第Ⅰ級(jí)齒輪傳動(dòng)誤差經(jīng)過(guò)修形后傳動(dòng)誤差略為增大，修形量越大，傳動(dòng)誤差也越大。

2）第Ⅱ級(jí)齒輪傳動(dòng)誤差經(jīng)修形后，在修形量為0.005 Mt 時(shí)傳動(dòng)誤差最小。

3）隨著修形量增加，前Ⅲ級(jí)齒輪傳動(dòng)誤差將增大，在修形量為0.005 Mt 時(shí)傳動(dòng)誤差最小。

4）隨著伺服轉(zhuǎn)臺(tái)負(fù)載力矩增大，伺服轉(zhuǎn)臺(tái)的振動(dòng)噪聲會(huì)增大。

5）數(shù)據(jù)傳動(dòng)部分負(fù)載力矩很小，伺服轉(zhuǎn)臺(tái)振動(dòng)噪聲貢獻(xiàn)很小。

6）伺服轉(zhuǎn)臺(tái)前Ⅲ傳動(dòng)系統(tǒng)修行量為0.2 Mt 時(shí)，噪聲降低0.5 db(A)，修行量為0.005 Mt 時(shí)，噪聲為65.2 db(A)，可降低轉(zhuǎn)臺(tái)的噪聲4.7 db(A)。

4 結(jié)束語(yǔ)

修形優(yōu)化后小模數(shù)齒輪伺服傳動(dòng)系統(tǒng)，結(jié)合殼體優(yōu)化設(shè)計(jì)，在風(fēng)速45 m/s 最大額定負(fù)荷下伺服轉(zhuǎn)臺(tái)最大噪聲可達(dá)65.2 dB(A)，降低了4.7 dB(A)。通過(guò)對(duì)伺服轉(zhuǎn)臺(tái)理論分析與實(shí)際噪聲測(cè)試表明，伺服轉(zhuǎn)臺(tái)采用線性修形是降噪設(shè)計(jì)有效方式，齒輪修形量過(guò)大或過(guò)小對(duì)降噪設(shè)計(jì)起到負(fù)面效果，合理修形量才能減小伺服轉(zhuǎn)臺(tái)齒輪傳動(dòng)噪聲，齒輪修形和殼體優(yōu)化已成為伺服轉(zhuǎn)臺(tái)減振、降噪的有效手段。因此，對(duì)伺服轉(zhuǎn)臺(tái)采用齒輪修形是降低其工作噪聲的有效方法。

采用傳動(dòng)小模數(shù)齒輪修形仿真軟件及噪聲仿真軟件，可對(duì)伺服轉(zhuǎn)臺(tái)噪聲進(jìn)行較為精確的預(yù)計(jì)和評(píng)估，提高了設(shè)計(jì)效率和縮短了設(shè)計(jì)周期，滿足系統(tǒng)指標(biāo)70 dB(A)要求。

為應(yīng)對(duì)伺服轉(zhuǎn)臺(tái)更高降噪要求，后續(xù)可對(duì)伺服轉(zhuǎn)臺(tái)齒輪非線性修形以及螺旋角大小進(jìn)行綜合化降噪設(shè)計(jì)研究。