天井クレーン減速機の騒音：ギア偏心解析と解決策

作業場での吊り上げや資材運搬中に、天井クレーンの減速機から異音が発生し、クレーンの正常な動作に影響を与えることがあります。本稿では、ギアペアの偏心誤差の観点から異常騒音を分析します。シミュレーション解析による構造騒音計算結果に基づき、改善のための対応策も提示します。 天井クレーン 運用実績。

1.偏心誤差下における歯車励振解析

本稿で解析対象とする天井クレーンは、13kWの三相非同期モータを搭載したLD10 t-28.5m型である。減速機には4段平行軸ヘリカルギア伝動装置が用いられている。偏心誤差を考慮する場合、解析はまず単一のギアペアとその噛み合い線長から開始する。

1.1 ギアペアモデル

歯車の偏心を考慮する場合、駆動歯車と従動歯車の偏心を起点とする。既知の歯数と駆動歯車の回転速度に基づいて、従動歯車の回転速度の時間周波数特性曲線を取得し、偏心がない場合の結果と比較する。偏心歯車対のモデルを図1に示す。

O1 そして 酸素 は、偏心がないという仮定の下での歯車対の幾何学的中心です。偏心後 E1 そして E2 発生すると、ギアの幾何学的中心は O11 そして O22偏心値に関係なく、接点を結んで形成されるメッシュ線は T1(xT1, yT1) そして T2(xT2, yT2) 常に動的な交点を持つ M(xM, yM) 歯車の幾何学的中心を結ぶ線で。

オフセットを考慮すると、歯車対のかみ合い線は時間とともに変化する特性を持つ。その方程式は次のように表される。

座標原点が点に置かれている場合 O11点の動的横座標 M 次のように表現できます。

このギアペアの瞬間的な伝達比は次のとおりです。

実際の計算では、動的な交点 M 歯車のかみ合い線、運動方向と歯車の瞬間的なかみ合い線速度との間の角度には一定の関係があります。偏心範囲と入力角速度が決定された後、式（1）～（3）を使用して従動歯車の角速度を取得し、偏心誤差下での歯車対の動的励起をさらに計算できます。

実際の製造では、 E1 そして E2 ほぼ同じとみなすことができる。既知の精度等級の下で、ヘリカルギアペアの偏心量が20μmの場合、駆動ギアの計算された時間周波数特性曲線を図2に示す。

偏心誤差がないと仮定した場合、従動歯車の角速度は図2aのピンク色の直線で表されます。偏心誤差が存在する場合、従動歯車の角速度は40.5～41.5 rad/sの範囲に集中し、明確かつ規則的な変動を示します。フーリエ変換後の周波数領域の結果は、入力軸の回転周波数が25 Hz、従動歯車の出力回転周波数が6.5 Hzであることを示しています。これは、入力段歯車対の偏心変動が歯車システムを介して伝達され続け、ギアボックスの外部に放射される可能性があることを示しています。

2 天井クレーン減速機の騒音におけるギア励振の数値計算

2.1 振動微分方程式

天井クレーン減速機のギアシステムの振動微分方程式は、その動的特性を研究する上で重要な基礎となる。次数を低減し、ギアの動的噛み合い力を計算することで、振動強度や構造騒音などの振動特性を数値的にシミュレーションすることができる。必要な2階微分方程式は以下のとおりである。

動的座標の時間方程式 M に置き換えられる θそして、高速歯車対の動的噛み合い力を求めるために、ルンゲ・クッタ法による次数削減原理が用いられます。図3は、入力段と最終出力段における噛み合い力の計算結果を示しています。

2.2 振動解析結果

図4は減速機の構造を示している。入力端と出力端の軸受座位置を選択して計算を行い、20μmの偏心誤差における周波数領域の振動特性曲線を得た。

図5に示すように、偏心誤差を考慮すると、入力軸の回転周波数25Hzは、特に変位曲線において、他のギアペアに様々な段階で影響を与える。振動結果に基づく騒音計算により、偏心誤差が減速機の異常騒音に及ぼす影響を明らかにすることができる。

3. ボギー車軸橋梁の放射騒音予測

3.1 音響モデル

引用文献によると、音響学は流体研究の分野に属する。したがって、音響波動方程式は流体連続方程式から研究することができる。媒質状態の観点からは、次のように表すことができる。

式では、 ρ, v, p、 そして s 空気の密度、速度、音圧、エントロピーは、 ふ そして q これらは空気媒体の外部励起源である。

天井クレーン減速機の振動応答に基づき、加速度計算結果をフーリエ変換と1/3オクターブ処理によって処理する。減速機の高速段軸受座の構造騒音計算結果を図6に示す。

偏心誤差を考慮すると、減速機の構造ノイズは0～100Hzの低周波数帯域でより顕著に増加します。音響理論によれば、6dBの差はエネルギーレベルの1倍の差に相当します。図6では、一部の周波数帯域におけるノイズの差が約3倍に達しており、偏心誤差が減速機の低周波振動に大きな影響を与えていることがわかります。また、500Hzと1,000Hzにも明確なピークが現れていますが、これは入力段の歯車のかみ合い周波数によるものです。

3.2 異常騒音を低減するための対策

計算に使用した20μmの偏心量は、歯車伝動精度等級に応じて選択されたものです。実際の運転では、より大きな偏心誤差が生じる可能性があり、減速機の振動や騒音低減に大きな影響を与える可能性があります。本稿の分析と結論に基づき、異常騒音は以下の点から低減できます。

1. 歯車伝動精度等級の選定を改善する。多くの天井クレーンでは、等級8の創成ヘリカルギアが使用されている。一般的なクレーン減速機は、後工程での精密仕上げを考慮していないため、偏心誤差によって放射騒音が増加する可能性がある。最終仕上げ段階で焼入れ、歯車研削、歯面ラッピング、または同様の処理を考慮すれば、等級7または等級6の精度を達成できる可能性がある。これは、より厳しい騒音規制が求められる作業場にとって、より良い選択肢となるだろう。

2. 歯車伝動システムの最適化。伝動システムの観点からは、歯車接触疲労強度、伝達比、歯幅係数などの制約を考慮する必要があります。遺伝的アルゴリズムを用いることで、これらの制約を大きく変更することなく、歯車モジュール、歯幅、駆動歯車の歯数を微調整し、減速機の騒音伝達周波数を人間の聴覚に敏感な範囲から遠ざけることができます。具体的な方法は、最適な歯車パラメータを検証するための対応するプログラムとテストが必要です。

3. 減速機ハウジング構造の最適化。ハウジング最適化の主な目的は、その固有振動数を向上させることです。多段平行軸伝動システムの最初の10個の固有振動数は一般的に低く、通常50～500Hzの範囲にあり、駆動ギアの回転周波数とその高調波と容易に重なり、共振を引き起こす可能性があります。減速機の構造に基づいて、特定の箇所から材料を除去することができます。これにより、材料費を節約できるだけでなく、減速機の固有振動数を上げ、偏心誤差によって引き起こされる異常騒音を効果的に低減することができます。

4. 結論

本稿では、天井クレーンとその減速機を研究対象とし、ギアペアの偏心誤差が減速機の異常騒音に及ぼす影響を分析する。結論は以下のとおりである。

1. 偏心誤差を考慮すると、従動歯車の角速度は規則的な変動を示します。変動範囲は40.5～41.5 rad/sに集中しており、これは入力軸の回転周波数25 Hzと従動歯車の出力回転周波数6.5 Hzを反映しており、後続の歯車対の伝達にも影響を与え続けます。

2. 偏心誤差が発生すると、減速機の構造ノイズは0～100Hzの低周波数帯域でより顕著に増加します。最大差は15dBに達し、ノイズレベルは2.5倍に増加し、ギアボックスの異常ノイズが明らかに強まります。

3. 伝達精度等級の向上、ギアパラメータの最適化、構造固有振動数の増加など、いくつかの解決策が提案されている。

シンディ

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