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齿轮传动时振动力计算公式
在机械传动中，齿轮传动是一种常见且重要的传动方式。
然而，在齿轮传动中，由于齿轮间的啮合和运动，会产生振动力。
了解和计算这些振动力对于传动系统的设计和优化至关重要。
齿轮传动的振动力计算公式可以通过以下方式得到。
首先，我们需要确定齿轮的传动比、齿数、齿宽等参数。
然后，我们可以使用以下公式计算振动力：
F = (K1 * K2 * K3 * K4 * K5 * K6 * K7 * K8 * K9 * P * V) / (m * Z * B)
其中，F代表振动力，K1至K9代表与齿轮传动相关的系数，P代表传动功率，V代表传动速度，m代表齿轮质量，Z代表齿数，B 代表齿宽。
这个公式的推导过程相对复杂，涉及到齿轮啮合的动力学和振动学原理。
在实际应用中，我们可以通过实验和经验数据来确定这些系数的具体值，以便更准确地计算振动力。
通过计算齿轮传动的振动力，我们可以评估传动系统的稳定性和可靠性。
如果振动力过大，可能会导致传动系统的噪声、振动和损坏。
因此，在设计和优化齿轮传动时，我们需要合理选择齿轮参数和传动方式，以尽量降低振动力的影响。
齿轮传动的振动力计算是传动系统设计和优化中的重要一环。
通过
准确计算振动力，我们可以评估传动系统的性能，并采取相应的措施来降低振动力的影响。
这将有助于提高传动系统的稳定性和可靠性，保证其正常运行。
汽车手动变速器怠速敲击噪声研究及优化马小英，彭国民，余波(长安汽车工程研究总院汽车噪声振动和安全技术国家重点实验室，重庆，401120) 摘要：本文以实际工程中出现的某款手动变速器产品敲击问题为实例，应用CAE技术建立数学模型来研究手动变速器怠速下齿轮敲击现象。
模型基于有限元与多体动力学分析方法，考虑了整个变速器系统的综合影响。
通过分析变速器齿轮敲击振动现象，得到变速器五档同步器不合理的安装方式增大了变速器系统敲击噪声的结论，并由此提出了为缓和轮齿间敲击而降低变速器怠速噪声的结构措施。
关键词：变速器，扭振，敲击，表面振动主要软件：A VL EXCITE Timing Drive，A VL EXCITE Power Unit1. 前言当前社会环境保护及公害治理方面对汽车低噪声化的要求日益强烈，变速器噪声作为汽车的主要噪声源之一，已经成为越来越多汽车生产企业的重要研究方向。
引起变速器噪声的原因是多方面的，错综复杂的，但最主要的是变速器啸叫和敲击噪声，均是由变速箱的齿轮传动引起的。
近年来，随着计算机技术的迅速发展，齿轮振动噪声的研究工作迈向了新的阶段。
过去包括在这方面的许多研究主要是用一个综合的计算模型仿真辅助变速箱设计和实验来解决这一问题[1] [2]。
这种方法在理解基本的轮齿敲击现象的过程是有限的和缓慢的，这是因为轮齿的敲击是一个系统的问题而不仅仅是一个齿轮轮齿的问题，而且变速箱系统包括像轮齿间隙、搅油阻尼、齿轮啮合动刚度等非线性因素，这些非线性的分析特性给数学模型和仿真带来特殊的困难。
本文考虑了变速器传动系统中各种因素对变速器敲击噪声的综合影响，应用AVL多体动力学软件建立变速器传动系统分析模型，组合传动系( 齿轮、轴、轴承、同步器、输入轴、中间轴、输出轴组成) 扭转特性和卸载齿轮副的振动的相互作用，模型引入齿轮间隙、轴的扭转刚度,、沿接触线不同位置的啮合轮齿刚度、搅油阻尼等非线性因素，分析了变速器五档同步器布置方式对变速器怠速敲击的影响，为解决工程实际问题提供理论及数据依据。
齿轮啮合谐振原理
齿轮啮合谐振原理指的是在齿轮传动系统中，当啮合处的齿数满足一定的条件时，会发生齿轮的共振现象。
具体原理如下：
1. 齿轮啮合产生的振动频率与啮合点的齿数有关。
对于正常的齿轮传动，啮合点的齿数之比可以用公式：速比=转数比=齿
数比来表示。
如果啮合点周围的齿数比接近整数或分数，那
么齿轮啮合时产生的振动频率将与整数倍或近似倍数的自然频率相接近。
2. 当啮合频率与齿轮系统的自然频率接近时，就会发生共振现象。
在共振状态下，齿轮传动系统会受到外力的作用而增加振幅，引起较大的振动。
这种振动不仅会影响传动的稳定性和精度，还会导致噪声和振动的增加，对装置的工作效果和寿命产生不利影响。
3. 防止齿轮啮合谐振的方法包括：选择合适的齿数比，避免啮合频率与自然频率接近；增加齿轮的重量或刚度，提高齿轮的固有频率，使其远离外界干扰频率；增强齿轮传动系统的阻尼，降低振动的能量传递，减小振幅；采用隔振措施，利用隔振材料或隔振装置来减缓振动的传播。
总之，齿轮啮合谐振原理是指当齿轮传动系统的啮合频率与自然频率接近时，会发生共振现象，影响传动的稳定性和精度。
为防止谐振，需选择合适的齿数比、增加齿轮的刚度、增强系统的阻尼和采用隔振措施。
齿轮啮合振动力计算公式
齿轮啮合振动力的计算公式可以通过振动模态分析来确定，通常使用的是有限元分析方法（FEA）。
在齿轮啮合振动分析中，需要考虑齿轮齿面的接触、齿面的摩擦和齿轮齿面的形状等因素。
具体的计算公式会根据所采用的分析方法和模型而有所不同，但通常可以使用以下公式来计算齿轮啮合振动力：
F = k * ω2 * X
其中，F 表示齿轮啮合振动力；k 是一个系数，取决于齿轮的几何参数、材料特性和载荷情况等因素；ω 是齿轮啮合角速度；X 是齿轮啮合点处的位移或加速度。
需要注意的是，上述公式仅适用于理想情况下的齿轮啮合振动分析，实际应用中还需要考虑各种因素的综合影响，如齿轮的制造精度、安装偏差、润滑条件、负载类型和大小等。
因此，在进行齿轮啮合振动分析时，需要综合考虑多种因素，并采用适当的分析方法和模型。
EXCITE PU 在某变速器降低敲击噪声方面的应用孔丹丹，赵建，岳贵平（中国第一汽车股份有限公司技术中心,长春）[摘要]本文利用EXCITE PU软件建立某变速器总成模型，进行了不同档位齿轮的多体动力学计算，并提取空套齿轮的啮合力，得到ARCT值来评价该档位齿轮的敲击噪声。
通过改变发动机输出端转速波动，来降低该变速器的敲击噪声。
关键词：敲击，ARCT，动力学，转速波动主要软件：A VL EXCITE，MASTAApplication of EXCITE PU in the reduction of transmission’s rattle noiseKong Dandan, Zhao Jian, Yue GuipingChina faw group corporation R&D center,Chang Chun.[Abstract]In this paper, EXCITE PU software is used to establish a transmission assembly model, and unselected gear meshing force is extracted by multi-body dynamics calculation. ARCT value is used to evaluate the gear rattle noise. By changing the rotational speed fluctuation, the transmission’s rattle noise is reduced.Keywords: Rattle, ARCT, multi-body dynamics, rotational speed fluctuationSoftware: A VL EXCITE，MASTA1. 前言变速器噪声主要包括两种：啸叫噪声和敲击噪声。
收稿日期:2002-07-02 第19卷 第6期计 算 机 仿 真2002年11月 文章编号:1006-9348(2002)06-0087-02齿轮啮合力仿真计算的参数选取研究龙凯,程颖(北京理工大学车辆与交通工程学院,北京100081)摘要:该文通过建立某传动系统的三维实体模型,以Hertz 弹性撞击理论为基础,合理地定义了齿轮激振力的参数,利用多体动力学仿真软件ADA MS 进行了齿轮啮合力仿真计算,并给出某一特定传动条件下的齿轮激振力的计算结果。
结果表明,该文提出的齿轮激励力仿真计算时参数选取是合理的。
关键词:齿轮;激振力;仿真中图分类号:TP391.9 文献标识码:A1 前言如何准确、快速地确定齿轮传动激振力,对于正确分析齿轮系统动力学行为具有重要的意义[1]。
以Hertz 弹性撞击理论分析为基础,利用动力学仿真软件ADAMS 可以较方便地求取齿轮激振力,但计算参数选取对计算结果的准确性有很大影响,成为人们应用动力学仿真软件ADAMS 准确、快速解决实际问题的难点和重点。
本文对齿轮激振力仿真计算的参数确定进行了深入研究,合理地定义了仿真参数。
2 轮齿激振力的理论分析轮齿碰撞所引起的激励力,可以作为两个变曲率半径柱体撞击问题[2]。
解决此问题可以直接从Hertz 静力弹性接触理论中得到。
图1 两简单旋转体建立空间坐标系对于两简单旋转体建立空间坐标系如图1所示,用a 表示接触区的有效尺寸,用R 表示相对曲率半径,用R1和R2表示每个物体的有效半径,用l 表示物体横向和深度两方面的有效尺寸。
受到法向力P 作用。
变形前两表面上对应点S1(x ,y ,z1)和S2(x ,y ,z2)之间的间隙由Hertz 理论对接触区几何假设可得:h =x 2/2R +y 2/2R(1)其中1/R =1/R1+1/R2是相对曲率。
由于该表达式关于原点对称,接触区一定在原点两边扩展相同的距离。
在压缩过程中,两物体内远处的点T1和T2分别向着原点平行于z 轴移动位移δ1和δ2。
（一） 直齿圆柱齿轮传动的扭转振动模型若忽略传动轴的扭转变形，只考虑齿轮副处的变形，则得到最简单的扭转振动模型，如图1所示。
其中r b1、r b2为主从动齿轮的基圆直径，k v 为齿轮副的综合啮合刚度，并且考虑齿轮副的啮合阻尼系数c v 以及齿廓误差e 的作用，主动轮上作用与转动方向相同的驱动力矩T 1，从动轮上作用与转动方向相反的阻力矩T 2图1 齿轮副的扭转振动模型啮合线上的综合变形δi 可写为：1122i b b i r r e δθθ=--(1)设重合度小于2，啮合齿对为i ，法向啮合力可以表示为：()()()11221122i vi i vi i vi b b i vi b b i i i iF F k c k r r e c r r e δδθθθθ⎡⎤==+=--+--⎣⎦∑∑∑ (2) 式中：i 为参与啮合的齿对序号，i =1,2；k vi 、c vi 为齿对i 在啮合点位置的综合啮合刚度和阻尼系数。
主、从动齿轮的力矩平衡方程为：12111222b b J T r F J T r F θθ=-=- (3)将(2)带入(1)中得到：()()()()111112211221222112211222b vi b b i vi b b i i b vi b b i vi b b i iJ r k r r e c r r e T J r k r r e c r r e T θθθθθθθθθθ⎡⎤+--+--=⎣⎦⎡⎤---+--=-⎣⎦∑∑ (4)由此式可看出，即使主动齿轮转速以及传动载荷恒定，由于时变综合刚度k v 的变化，也会使从动轮的转动出现波动，即造成齿轮的圆周振动。
为了方便讨论时变综合刚度k v 对振动方程(4)的影响，定义啮合线上两齿轮的相对位移x 为：1122b b x r r θθ=- (5)不考虑齿轮传动的效率，齿轮的静态啮合力为：12012b b T T F r r ==(6)将式(5)、(6)带入方程(4)中，则可将其简化为一元微分方程：e v v d m x c x k x F ++= (7)式中，m e 称为系统的当量质量：12222112e b b J J m J r J r =+ (8)激振力为：0d vi i vi i iiF F c ek e =++∑∑ (9)根据方程(9)可以将一对齿轮的振动视为单自由度系统的振动，如图2所示。
