I 9 9 2 9月 第 1 5卷 第 5斯 重庆大学学报 J O URNA L OF CHONG QI NG UN I VERSI TY V01 j 5 5 Se p1 992 C 6 1 3 2车床振动 噪声 的试验研 究 E x P E R M E N T A L ， N v E ， G A T ， o N o N v ， B R A T ， o N 。 f I A N D N o 髓 B Y c 。 3 L A T H E 王 延 春 丁康 谢明 丁 ， z 一 7 至重 量 丁 康 谢 明 J 。 。 Wa n g Y a n c h u n D i n g K a n g X i e M i n g ( 重 庆大学汽车工程系 ) 塞 曼 伊柱林 Hu a n g Qi a n g Yi Z h u l i n ( 重 庆 第 二 机 床 厂 ) 摘要本 文论 述 了高通 绝对值 解调分析原理及 实 现方法 ， 并应 用此方 法及频 谱分 析 技术对 C 6 1 3 2 普 通车床 空运转振动 噪声进行研 究和分析 ， 找出车床 的主要噪声源 ， 从 而为该 型车床 降噪减振 的改进设计提供可 靠依据。 关 键词 ； 退垫丝 ； 焦 ； 越睦 中国图书资料 分类 法分类 号T P 2 0 6 ABSTACT Thi s p a p e r p r e s e n t s t h e p r i n c i p l e o f h i g h - p a s s - ab s o l ut e - v al u e d e mo du l a t i o n t e c h n i g ue wh i c h i s a p p l i e d wi t h s p e c t r u m an a l y s i s t o i nv e s t i g at e t h e v i b r a fio n a nd n oi s e p r o d uc e d b y t h e C61 3 2 L a t h e Th e ma i n n o i s e s o u r s e i s f o u nd o ut a n d s 0 me r e l i a b l e d a t a a r e p r o vi d e d t o d e c r e as e t h e n oi s e a n d v i b r a t i o n a n d t o i mp r o v e t h e d yn a mi c p e r f o r me nc e o f t h e c 61 3 2 La t h e KEYW ORDS L a t h el v i b r a t i o n c o n t r o l ； sig n a l a n a l y s i s ； f a u l t d , n o s i s 0 前 言 当前 ， 车床仍然是一般机 械制 造工 厂的主要加 工设备 。 因此 ， 如 何进 一步提高 车床性能 指标 ， 对于 车床制 造厂和使 用厂都 是十 分关心 的 问题 ， C6 1 3 2 型普通车 床是早期 设计的 ， 经 过多次改进之后至今仍在批量生产 ， 它也是应用最广泛的定型车床之一 。 其主轴正反转各 1 8 级 ， 转速 范 围1 4 2 0 0 0 r mi n ， 主 电机 功率4 k w， 该型 车床可靠 、 耐用 、 适 用性强 ； 但振动大 ， 噪 声 也大是它的主要缺点 。 1 C 6 1 3 2 车床振动噪声的频谱分析 C 6 1 3 2 车床 的噪声较 大 ， 用 声级计 根据 标准 J B G Q Z1 1 2 3 -8 7 1 J 规范对某 台新装配 完 收文 日期1 9 9 2 0 4 1 5 2 重 土学学担 成 的车床进 行噪声的声 压级 测量 其最 高噪声声 压级在 2 0 0 0 r mj n时高达 8 8 d B， 甚 至在较 低 的转 速 挡2 5 0 r rai n时 ， 其 噪声 声压 级 仍 高 至 8 3 5 d B 。 已超 出 标 准 中三 级 车床 允 许 的 范 围 ( 8 3 d B ) 。 图l 和图2 分翱 为当带逮为2 5 0 r ra i n 和l1 1 2 0 r ra i n 时的噪声谱 该测试车床在主轴转 速为2 5 0 r rai n时 ， 在未进行处置之前 ， 存在 明显的周期 轰鸣噪声 噪声声压级 为8 7 d B 。 l| 黔 图 1 主轴 转 2 5 0 r mi n车 床 噪声谱 蛭 值 图 2主轴 转 速1 1 2 0 m S n车床 噪声 谱 表 1 、 表2 为主轴转 速分 别2 5 0 r mi n和 】 | 2 0 r rai n时从 I 轴 到主轴 的各级传 动 ， 各 传动 轴转频 及各 对啮台齿轮的啮合频率 。 表 l 主轴2 6 0 r rai n时各轴转频及啮合频率 ( 实； 曼 ll 为2 5 5 5 r rai n ) 表 2 主轴l 1 2 0 r rai n时各轴转频及啮合频率 ( 实测为1 5 4 r ra i n ) 第l 5 卷第5 期 王延春 等 ： C6 1 2 3车床 振动 噪声 的试验研 究 3 从 图 I 和 图2 的车床空运转 噪声谱和表 1 、 表 2 的车床运动参数可知 ： 噪声谱 中声 压级能量 较 大的 多数谱 峰均是 齿轮 的啮合 频率 。 如图 1 所 示 ， 当 主轴转 速 为2 5 0 r ra i n时 ， 噪声 谱 图中 有 一能 量最大 的9 1 7 9 7 HZ谱峰 ， 表 1 中 轴 与 V轴 之前 2 7 齿 6 3 齿 的齿 轮啮 合频率 为9 1 5 2 6 HZ； 当 主轴 转速 为1 1 2 0 r rai n时 ， 图2 中两个 较大的普 峰B 3 9 6 5 H Z和 7 5 1 9 5 H Z， 对 应于表 2 中 I 轴 与 l轴 之 间3 0 齿 4 6 齿 及 I轴 与 轴 之 间5 齿 3 0 齿 的齿轮 啮合 频率 分别 为6 3 8 3 4 HZ和 7 4 9 3 5 HZ。 图3 给 出了当主轴转速 为2 5 0 r mi n时 用加速度传感器测得 主轴 箱部位空运转 振动速 度 频谱 从 图3 我们可以发现存在以啮合频率 为9 1 7 9 7 HZ的边频 带 。 为了进一步观 察这 一啮合 频率及 其边频带 ， 我们对 当主轴转 速 为2 5 0 r rai n时的空运转 噪声信号 及主轴箱部 位 的空运 转绝对 振动速度信号进行细化谱分析 。 细化倍数为3 0 倍 ， 分别得到 图醑口 图5 的细化谱 。 图 3 2 5 0 r rai n车床主轴箱部位绝对振动速度频谱 r t 一 t 日 日 1 0 7 l I I I ”2 4 t i z 圉 2 5 0 r rai n车 床空 运转 细化 噪声谱 从图蟒口 图5 都可清楚地看 出存 在以啮合频 率9 1 6 Hz为中心频率的边频 带 ， 调制 频率 为 1 16 5 Hz n 图 5 2 5 0 r rai n车床空运转振动速度细化谱 重庆大学学报 2 齿轮振动信号的调制 与高通绝 对值分析解调技术 2 1 齿轮振动信号的调制 我们知道 ， 对于 齿轮啮合传 动 ， 当齿轮 存在 集中缺 陷或 是分布缺 陷 时 ， 一般可 以在齿轮 振动信号 的频谱 中观 察到 以啮合频率 f 为中心 ， 以调 制频率 f c ( 齿轮所 在旋转 轴转频 ) 为 间 隔形成多对的调制 边带- l J ( 图5 ) 。 齿轮具有 一定 的质 量 ， 轮齿 可看作是弹簧 ， 所以若 以一对齿 轮作 为研 究对象 ， 则该齿轮 副可 以看作一个质 量、 弹簧 、 阻尼振动 系统 ， 其振动方程可描述 为 ， M ；+ + ( ) K( f ) El+ K( t ) E2 ( f ) ( 1 ) 式 中 x一 沿啮合线上齿 轮的相对 位移 一换算质量 c 一 齿轮啮合阻尼 K( ) 一 齿 轮啮合刚度 E 一 齿轮受载后 的平均静 弹性变 形 E ( ) 一 齿轮的误差和故障造成的两个齿轮间的相对位移， 也称故障函数。 由式 ( 1 )可知 ， 齿轮的振动 为 自激振动 公 式左端 代表齿轮 副本 身的振动特 征 ， 右端 为 激振函数。 由激振函数可以看出， 齿轮的振动来源于两部分 ： 一部分为 K( t ) E t ， 它与齿轮的 误差和故 障无关 ， 称之为常规振动 ， 另一部分为 K( t ) E ( ) ， 它取决于齿轮 的综合 刚度和故障 函数 。 由这一部分可以较好地解释齿轮信 号中边频 的存在 以及 它们与故障的关 系 设 y ( f ) ：K( ) 目 ( ) ， 则 ( ) 为载波信号 ， 它包含齿轮啮合频率及其倍频成份 ； 毋( f ) 为 调制信号 ， 反映齿轮的误差与故障情况 。 由于齿轮周而 复始地 运转 ， 所以齿轮每转 一周 E ( ) 变化 一次 ， E ( ) 包 含齿轮轴 旋转 频率 及其倍频 成分 。 在时域上 r ( )= K( t ) E 2 ( ) ( 2 ) 在频域 上 研( ， )= ( ， ) * ( ， ) ( 3 ) 式中 s ， ( ， ) ， 瓯 ( ， ) 和 风 ( ， ) 分 别为 r( ) ， ( ) 和 ( f )的频谱 ， *表示卷积 。 由于 在时域 上载波信号 ( ) 和调制信号 ( )为相乘， 在频域上调制的效果相当于它们幅值频谱的卷 积。 即近似于一级频率 间隔较大 的脉 冲函数和一组频率 间隔较 小的脉冲函数的卷积 ， 从 而在 频谱 上形成若干组以 啮合 频率 及其倍频 成分 为中心的边频族 ， 如 图 3所示 。 载波 频率 ( 啮合 频 率)及其倍频分别为 9 1 7 9 7 H z和 1 8 3 1 0 5 Hz ， 以及分布在两侧 的边频带 。 2 2 高通绝对值分析原理 如前所述 ， 齿轮的故障会在齿轮振动信号的频谱中以调制边频带的形式表现出来 随着 齿轮故障形式 的不同 ， 其边频 带 呈现 的形式 将不 同“ 。 将频谱 图中的边频带辩认 出， 并用解 调方 法求 出调 制信 号即可找到存在故障 的齿轮 。 本文在此介绍所应用 的一种 解调方法 ， 即高 通 绝对 值分 析方 法 。 近似地说 ， 在齿轮箱上测得 的振 动信号 为 ： Y ( O=G ( ) + K ( ) E ( ) + K ( t ) ( t ) + 0 ) ( 4 ) 式中 G ( t ) -一 与各旋转轴转 频相关的频率较低 的振 动信 号 苇1 5 卷 第5 期 三 延春 等： c6 1 2 3车 l柬振动 噪声 的试 验研 究 5 K ( ) E ( ) 一 齿轮异常振动信号 K ( ) ( ) 一 轴承异常振动信号 ( ) 一 其它振动与 噪声信 号 ( ) 一 为载波信号