魏 靜，孫清超，孫 偉，趙 飛，李永紅，郭愛貴

(1.大連理工大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院，大連 116024;2.重慶大學(xué) 機(jī)械傳動(dòng)國家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，重慶 400044;3.太原重工股份有限公司，太原 030024)

增速齒輪箱作為風(fēng)力發(fā)電系統(tǒng)設(shè)備的核心裝置，其綜合動(dòng)態(tài)性能的好壞將直接影響整個(gè)風(fēng)電系統(tǒng)性能。隨著風(fēng)電增速齒輪箱功率向大型、特大型不斷發(fā)展，對(duì)齒輪箱系統(tǒng)動(dòng)態(tài)特性的要求也在不斷提高，促使人們?cè)谪S富齒輪系統(tǒng)分析模型、齒輪箱性能研究方法、理論創(chuàng)新等方面進(jìn)行深入研究［1-2］，并擴(kuò)展到更為廣泛的領(lǐng)域，不僅涉及到強(qiáng)度、壽命、精度、可靠性等，更強(qiáng)調(diào)齒輪增速箱的動(dòng)力學(xué)性能，如振動(dòng)、噪聲、沖擊等［3-4］。因此，研究在變載荷工況下大型風(fēng)力發(fā)電齒輪箱系統(tǒng)耦合非線性動(dòng)態(tài)特性，為研制具有高可靠性、良好靜/動(dòng)特性的大型風(fēng)電增速齒輪箱具有重要的理論價(jià)值和實(shí)際工程意義。

風(fēng)電齒輪箱系統(tǒng)是由齒輪箱箱體、齒輪副、傳動(dòng)軸和軸承等零部件組成的復(fù)雜機(jī)械彈性系統(tǒng)［5-6］。由于原動(dòng)機(jī)負(fù)載變化、輪齒嚙合時(shí)變剛度、嚙入嚙出沖擊載荷、傳遞誤差的存在，以及齒輪箱系統(tǒng)高度非線性及耦合效應(yīng)，為齒輪箱的動(dòng)態(tài)特性研究帶來一定困難［7-9］。隨著有限元理論和應(yīng)用軟件日趨成熟，利用有限元法為研究齒輪箱系統(tǒng)的振動(dòng)、噪聲以及沖擊等動(dòng)態(tài)特性提供了方便［10-11］。

本文建立某大型風(fēng)電齒輪箱的齒輪-傳動(dòng)軸-軸承-箱體的系統(tǒng)耦合分析模型，綜合考慮輪齒嚙合時(shí)變剛度、齒輪傳遞誤差、齒輪嚙合沖擊以及風(fēng)載變化等因素影響，研究風(fēng)電齒輪箱在外部變載荷激勵(lì)及內(nèi)部動(dòng)態(tài)激勵(lì)下的振動(dòng)響應(yīng)等動(dòng)態(tài)特性，為風(fēng)電齒輪箱系統(tǒng)動(dòng)態(tài)性能優(yōu)化提供理論依據(jù)。

1 齒輪箱系統(tǒng)耦合非線性動(dòng)力學(xué)模型

把一對(duì)齒輪副簡(jiǎn)化為圖1所示的振動(dòng)系統(tǒng)，則一對(duì)齒輪的非線性動(dòng)力學(xué)方程可表示為［12］:

式中，m為齒輪副等效質(zhì)量;c為阻尼系數(shù);k(t)為齒輪嚙合剛度;e(t)為齒輪綜合誤差，包括齒形誤差和基節(jié)誤差;Fs為系統(tǒng)外部載荷;xs為靜態(tài)相對(duì)位移;，，x為振動(dòng)加速度、速度和位移。通常，齒輪嚙合剛度變化越大或齒輪誤差越大時(shí)，齒輪的嚙合激勵(lì)力也越大［3］。

圖1 齒輪系統(tǒng)振動(dòng)模型Fig.1 Vibration model of Gear system

額定功率為3.0 MW的某大型風(fēng)力發(fā)電機(jī)增速齒輪箱傳動(dòng)系統(tǒng)原理圖如圖2所示。該齒輪傳動(dòng)系統(tǒng)是由內(nèi)齒圈驅(qū)動(dòng)星型輪系、定軸輪系和一級(jí)平行軸結(jié)構(gòu)組成。第一級(jí)為內(nèi)齒圈Zr和三個(gè)行星齒輪Zp1、Zp2、Zp3組成的輸入級(jí)齒輪副;第二級(jí)為行星齒輪Zp4、Zp5、Zp6和太陽輪Zs1組成的中間級(jí)齒輪副;第三級(jí)為大齒輪Zo1和小齒輪Zo2組成的輸出級(jí)齒輪副。輸入級(jí)為斜齒輪內(nèi)嚙合傳動(dòng)，中間級(jí)與輸出級(jí)為斜齒輪外嚙合傳動(dòng)。該齒輪箱系統(tǒng)實(shí)體模型及內(nèi)部齒輪系統(tǒng)實(shí)體模型如圖3、圖4所示。

圖2 齒輪箱傳動(dòng)系統(tǒng)簡(jiǎn)圖Fig.2 The diagram of gearbox transmission

由于風(fēng)力發(fā)電齒輪箱系統(tǒng)是質(zhì)量、剛度和阻尼連續(xù)分布的彈性結(jié)構(gòu)系統(tǒng)，其幾何形狀和邊界條件十分復(fù)雜，如果再綜合考慮輸出級(jí)一對(duì)斜齒輪的振動(dòng)以及齒輪箱箱體的柔性特性、內(nèi)部激勵(lì)及外部激勵(lì)等非線性因素影響，建立的系統(tǒng)模型將十分復(fù)雜，使用傳統(tǒng)數(shù)值解析法對(duì)其進(jìn)行推導(dǎo)計(jì)算是非常困難的。有限元方法作為現(xiàn)代求解方法，將齒輪傳動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型的構(gòu)建和推導(dǎo)分析相結(jié)合，可極大地提高求解效率［13］。

建立齒輪箱系統(tǒng)的有限元耦合分析模型是利用有限元方法對(duì)風(fēng)電齒輪箱進(jìn)行動(dòng)態(tài)分析的前提。將齒輪箱整體模型導(dǎo)入I-DEAS有限元分析軟件，使用IDEAS軟件中的合并功能分別將齒輪箱箱體的四個(gè)零件、各個(gè)齒輪軸與齒輪、空心軸與內(nèi)齒圈進(jìn)行合并。采用自由網(wǎng)格劃分方法，選取四面體實(shí)體單元，通過網(wǎng)格質(zhì)量控制得到滿足分析要求的各零件有限元模型。所以綜合考慮計(jì)算精度和計(jì)算規(guī)模這兩個(gè)因素，網(wǎng)格劃分后得到284 142個(gè)單元。

圖3 齒輪箱系統(tǒng)實(shí)體模型Fig.3 Solid model of gearbox

圖4 齒輪箱內(nèi)部傳動(dòng)系統(tǒng)實(shí)體模型Fig.4 Internal transmission solid model of gearbox

嚙合齒輪間定義齒面接觸對(duì)，箱體軸承座內(nèi)表面與傳動(dòng)軸之間采用彈簧單元模擬軸承(定義徑向剛度與軸向剛度)，將齒輪箱外部箱體與內(nèi)部傳動(dòng)系統(tǒng)構(gòu)建為一個(gè)整體。軸承徑向方向用四個(gè)彈簧單元進(jìn)行模擬，四個(gè)彈簧單元呈“十”字形分布;軸承軸向方向定義傳動(dòng)軸與軸承座的單向耦合自由度約束。通過彈簧單元把箱體與內(nèi)部傳動(dòng)系統(tǒng)耦合起來，彈簧的徑向剛度根據(jù)經(jīng)驗(yàn)計(jì)算方法得到。齒輪箱系統(tǒng)的外界約束條件定義為支撐臂上下表面的完全約束。建立齒輪-傳動(dòng)軸-軸承-箱體的非線性耦合有限元模型，如圖5所示。

圖5 風(fēng)電齒輪箱系統(tǒng)耦合有限元模型Fig.5 The finite element model of gearbox for wind-turbine

2 風(fēng)電齒輪箱動(dòng)態(tài)激勵(lì)模擬

風(fēng)電齒輪箱系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)激勵(lì)分為內(nèi)部激勵(lì)和外部激勵(lì)兩類。內(nèi)部激勵(lì)是由于嚙合齒輪剛度時(shí)變性、輪齒嚙合誤差引起嚙合過程的輪齒動(dòng)態(tài)嚙合力及沖擊激勵(lì)，這是齒輪系統(tǒng)與其它機(jī)械系統(tǒng)的不同之處。外部激勵(lì)是指齒輪系統(tǒng)的其它外部因素對(duì)齒輪箱系統(tǒng)產(chǎn)生的動(dòng)態(tài)激勵(lì)，如原動(dòng)機(jī)和負(fù)載的轉(zhuǎn)速與扭矩波動(dòng)等。

2.1 風(fēng)電齒輪箱內(nèi)部激勵(lì)

2.1.1 剛度激勵(lì)

由齒輪嚙合過程中嚙合綜合剛度的時(shí)變性而引起動(dòng)態(tài)激勵(lì)現(xiàn)象稱為齒輪嚙合的剛度激勵(lì)［4］，它是齒輪傳動(dòng)中最主要的動(dòng)態(tài)激勵(lì)形式。由于齒輪時(shí)變嚙合剛度是周期性變化的，利用傅里葉級(jí)數(shù)展開式將齒輪嚙合剛度表示成傅里葉級(jí)數(shù)的形式，齒輪時(shí)變嚙合剛度的計(jì)算公式為［12］:

式中，ω0=2π/T，為齒輪嚙合基頻;km為齒輪副的平均嚙合剛度;an，bn為 Fourier級(jí)數(shù)展開的系數(shù)，n=1，2，…，N。

2.1.2 誤差激勵(lì)

輪齒嚙合誤差是由齒輪加工和安裝誤差引起的，是齒輪嚙合過程的主要?jiǎng)討B(tài)激勵(lì)之一。本文采用簡(jiǎn)諧函數(shù)表示法對(duì)齒輪誤差進(jìn)行數(shù)值模擬，齒輪誤差用正弦函數(shù)表示成式(3)所示:

式中，e0為輪齒傳動(dòng)誤差的均值;ea為輪齒傳動(dòng)誤差的幅值;ωh為齒輪副的嚙合頻率，ωh=z1ω1，z1為主動(dòng)輪齒數(shù)，ω1為主動(dòng)輪的轉(zhuǎn)動(dòng)角速度;φ為相位角。

2.1.3 嚙合沖擊激勵(lì)

在齒輪輪齒嚙合過程中，由于輪齒變形和輪齒誤差，使輪齒產(chǎn)生“嚙合合成基節(jié)誤差”，使輪齒在嚙入和嚙出時(shí)的嚙入點(diǎn)和嚙出點(diǎn)偏離理論嚙合線，引起了嚙入和嚙出沖擊力，是齒輪嚙合過程的動(dòng)態(tài)激勵(lì)之一。由于嚙入沖擊的影響比嚙出沖擊大，因此只考慮嚙入沖擊的影響。關(guān)于嚙入沖擊的沖擊速度和沖擊力可用式(4)、式(5)進(jìn)行計(jì)算［14］:

式(4)、式(5)中，ω1為主動(dòng)輪的角速度;i為齒輪副的傳動(dòng)比;αb為齒輪分度圓上的壓力角;+γ1為齒輪嚙合的副角;qE1為嚙合齒輪副的柔度;Ji(i=1，2)為主、從動(dòng)齒輪的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量;b為齒輪齒寬(i=1，2)為主、從動(dòng)齒輪的當(dāng)量基圓半徑。

為綜合反映齒輪時(shí)變剛度、嚙合誤差及齒輪嚙合沖擊激勵(lì)對(duì)系統(tǒng)的影響，將齒輪的時(shí)變剛度、誤差引起的激勵(lì)考慮為齒輪嚙合剛度的變剛度部分與齒輪綜合誤差的乘積，則齒輪嚙合的內(nèi)部激勵(lì)可表示為:

式中，F(xiàn)(t)為內(nèi)部激勵(lì)，ΔK(t)為嚙合剛度的變剛度部分，e(t)為綜合誤差，F(xiàn)m為嚙合沖擊激勵(lì)。

圖6 輸入級(jí)內(nèi)部激勵(lì)合成Fig.6 Input stage internal excitation

圖7 中間級(jí)內(nèi)部激勵(lì)合成Fig.7 Intermediate stage internal excitation

圖8 高速級(jí)內(nèi)部激勵(lì)合成Fig.8 High-speed stage internal excitation

根據(jù)式(6)，圖(3)、(4)所示的風(fēng)電齒輪箱各級(jí)齒輪嚙合內(nèi)部動(dòng)態(tài)激勵(lì)分別如圖6、圖7、圖8所示。

2.2 風(fēng)電齒輪箱外部激勵(lì)

由于風(fēng)機(jī)所在的外界風(fēng)載變化具有很強(qiáng)的隨機(jī)性，需使用統(tǒng)計(jì)分析方法對(duì)隨機(jī)載荷進(jìn)行分析與描述，即通過實(shí)測(cè)或參考有關(guān)資料對(duì)載荷時(shí)間歷程進(jìn)行統(tǒng)計(jì)分析［15］。根據(jù)實(shí)際工況載荷譜，運(yùn)用雨流計(jì)數(shù)法得到風(fēng)電齒輪箱的外部載荷時(shí)間歷程。輸入軸扭矩載荷時(shí)間歷程通過實(shí)際風(fēng)場(chǎng)數(shù)據(jù)獲得，圖9中測(cè)試的是2.15小時(shí)的風(fēng)機(jī)載荷時(shí)間歷程。將圖9所示載荷時(shí)間歷程作為一個(gè)循環(huán)，用雨流計(jì)數(shù)法對(duì)載荷歷程處理如圖10所示。

圖9 主軸輸入扭矩時(shí)間歷程Fig.9 Load time history of spindle torque

為了將風(fēng)電齒輪箱的疲勞載荷譜轉(zhuǎn)換為齒輪箱的外部激勵(lì)，需要對(duì)主軸轉(zhuǎn)矩均值雨流統(tǒng)計(jì)數(shù)據(jù)進(jìn)行數(shù)據(jù)轉(zhuǎn)換，將載荷均值循環(huán)次數(shù)等效轉(zhuǎn)換為載荷作用時(shí)間間隔長(zhǎng)短，即可得到主軸轉(zhuǎn)矩載荷時(shí)間歷程，即風(fēng)電齒輪箱外部輸入激勵(lì)。輸入轉(zhuǎn)速激烈采用該齒輪箱額定輸入轉(zhuǎn)速，即:17.0 r/min進(jìn)行模擬。

圖10 扭矩歷程雨流計(jì)數(shù)載荷譜Fig.10 Rain flow circulation statistics of spindle torque

3 風(fēng)電齒輪箱系統(tǒng)振動(dòng)響應(yīng)

3.1 風(fēng)電齒輪箱系統(tǒng)耦合模態(tài)分析

采用振型疊加法對(duì)風(fēng)電齒輪箱動(dòng)態(tài)性能進(jìn)行研究，首先對(duì)其固有特性進(jìn)行分析。使用I-DEAS軟件的模態(tài)分析模塊利用Lanczos法對(duì)風(fēng)電齒輪箱進(jìn)行耦合模態(tài)分析。參考試驗(yàn)數(shù)據(jù)確定軸承剛度，軸承用桿單元模擬，其剛度大小通過調(diào)整桿單元截面面積來實(shí)現(xiàn)。

考慮到低階振動(dòng)對(duì)風(fēng)電齒輪箱系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)性能影響較大，為滿足工程需要，計(jì)算了齒輪箱的前10階固有頻率及振型，如表1所示。

表1 齒輪箱前十階固有頻率及振型Tab.1 Natural frequence and vibration of gearbox

3.2 風(fēng)電齒輪箱系統(tǒng)振動(dòng)響應(yīng)分析

利用I-DEAS軟件平臺(tái)響應(yīng)分析模塊(Response Analysis)，采用模態(tài)疊加法求解風(fēng)電齒輪箱耦合非線性系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)響應(yīng)。利用包含前10階振型數(shù)據(jù)的模態(tài)結(jié)果作為振動(dòng)響應(yīng)分析的數(shù)學(xué)模型，調(diào)用系統(tǒng)ADF函數(shù)將齒輪箱動(dòng)態(tài)激勵(lì)函數(shù)進(jìn)行動(dòng)態(tài)載荷加載;定義一個(gè)瞬態(tài)事件(Transient Event)，將齒輪嚙合的等效合成激勵(lì)以節(jié)點(diǎn)力的形式施加到各級(jí)輪齒嚙合線上，將外部激勵(lì)以節(jié)點(diǎn)切向力形式加載到輸入輸出軸上。

對(duì)齒輪箱系統(tǒng)耦合模型進(jìn)行振動(dòng)響應(yīng)分析求解，得到風(fēng)電齒輪箱系統(tǒng)上任意點(diǎn)的振動(dòng)時(shí)域響應(yīng)?？紤]到齒輪傳動(dòng)系統(tǒng)的振動(dòng)是由軸承經(jīng)軸承座傳遞到箱體上，所以在進(jìn)行風(fēng)電增速箱振動(dòng)響應(yīng)分析時(shí)對(duì)箱體表面、軸承座及傳動(dòng)軸等測(cè)試點(diǎn)進(jìn)行分析。

圖11 齒輪箱測(cè)試點(diǎn)布置Fig.11 Test point of gearbox

圖12 風(fēng)電齒輪箱試驗(yàn)臺(tái)Fig.12 Test bench for wind turbine gearbox

為便于比較，并使仿真數(shù)據(jù)與實(shí)驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行對(duì)比，在分析中選取與實(shí)驗(yàn)測(cè)試相同的20個(gè)測(cè)試點(diǎn)，各個(gè)測(cè)試點(diǎn)在齒輪箱上的位置如圖11所示，風(fēng)電齒輪箱試驗(yàn)臺(tái)如圖12所示。

圖13 齒輪箱測(cè)試點(diǎn)11振動(dòng)響應(yīng)(X向)Fig.13 Vibration response of points 11(X)

圖14 齒輪箱測(cè)試點(diǎn)11振動(dòng)響應(yīng)(Y向)Fig.14 Vibration response of points 11(Y)

圖15 齒輪箱測(cè)試點(diǎn)11振動(dòng)響應(yīng)(Z向)Fig.15 Vibration response of points 11(Z)

為保證求解精度，在分析過程中選取若干連續(xù)周期得到系統(tǒng)穩(wěn)態(tài)響應(yīng)，消除瞬態(tài)激勵(lì)的影響。取響應(yīng)時(shí)間為1 s，得到風(fēng)電齒輪箱系統(tǒng)上任一測(cè)試點(diǎn)在各個(gè)方向位移、速度、加速度時(shí)域響應(yīng)。在時(shí)域響應(yīng)基礎(chǔ)上，通過FFT(快速傅利葉變換)得到對(duì)應(yīng)的頻域響應(yīng)。

圖13(a)為測(cè)試點(diǎn)11(節(jié)點(diǎn)139 492)在X方向上的振動(dòng)位移時(shí)域響應(yīng)、(b)為振動(dòng)速度時(shí)域響應(yīng)、(c)為振動(dòng)加速度時(shí)域響應(yīng)，(d)為進(jìn)行FFT變換得到其振動(dòng)加速度頻域響應(yīng)。其Y向、Z向振動(dòng)響應(yīng)如圖14、圖15所示。

通過圖13、圖14、圖15可知:測(cè)試點(diǎn)11(輸出級(jí)軸承外側(cè))在Z向振動(dòng)位移、速度、加速度均最大，因此可以判定，高速級(jí)軸承主要沿Z向振動(dòng)，且位移、速度、加速度主要在頻率為200 Hz以下的頻率帶發(fā)生振動(dòng)。

圖16(a)為測(cè)試點(diǎn)20(節(jié)點(diǎn)103 932)在X方向上的振動(dòng)位移時(shí)域響應(yīng)、(b)為振動(dòng)速度時(shí)域響應(yīng)、(c)為振動(dòng)加速度時(shí)域響應(yīng)，(d)為進(jìn)行FFT變換得到其振動(dòng)加速度頻域響應(yīng)。其Y向、Z向振動(dòng)響應(yīng)如圖17、18所示。

通過圖16、圖17、圖18可知:測(cè)試點(diǎn)20(輸出級(jí)軸)在Z向振動(dòng)位移、速度、加速度最大，因此可以判定，輸出級(jí)高速軸的振動(dòng)也主要沿Z向，且位移、速度、加速度主要也在頻率為200 Hz以下的頻率帶發(fā)生振動(dòng)。限于篇幅，其它各點(diǎn)處的振動(dòng)位移、速度、加速度以及加速度頻域響應(yīng)不再給出。

在額定輸入轉(zhuǎn)速工況下，該風(fēng)電增速齒輪箱第一級(jí)嚙合齒頻為 26.35 Hz，中間級(jí)嚙合齒頻為115.45 Hz，高速級(jí)嚙合齒頻為819.23 Hz。高速級(jí)齒輪嚙合基頻對(duì)測(cè)試點(diǎn)11與20加速度頻域響應(yīng)在X方向有一定影響，如圖13(d)、圖16(d)所示，對(duì)Y、Z方向的影響很小。測(cè)試點(diǎn)11與20加速度頻域響應(yīng)最大幅值發(fā)生在頻率110 Hz附近，說明該結(jié)構(gòu)齒輪箱中間級(jí)齒輪嚙合頻率對(duì)輸出級(jí)的振動(dòng)有較大影響。

圖16 齒輪箱測(cè)試點(diǎn)20振動(dòng)響應(yīng)(X向)Fig.16 Vibration response of points 20(X)

圖17 齒輪箱測(cè)試點(diǎn)20振動(dòng)響應(yīng)(Y向)Fig.17 Vibration response of points 20(Y)

表2 各測(cè)試點(diǎn)振動(dòng)速度有效值(mm/s)Tab.2 The vibration velocity RMS(Root Mean Square)of test points(mm/s)

圖18 齒輪箱測(cè)試點(diǎn)20振動(dòng)響應(yīng)(Z向)Fig.18 Vibration response of points 20(Z)

根據(jù)“齒輪裝置的驗(yàn)收規(guī)范第2部分:驗(yàn)收試驗(yàn)中齒輪裝置機(jī)械振動(dòng)的測(cè)定［16］”對(duì)風(fēng)電增速箱的振動(dòng)性能加以評(píng)估。齒輪箱測(cè)試點(diǎn)在三個(gè)方向上的振動(dòng)速度有效值如表2所示。

表3 測(cè)試點(diǎn)加速度時(shí)域響應(yīng)幅值(m·s－2)Tab.3 The acceleration amplitude of test points

將各個(gè)測(cè)試點(diǎn)在X、Y、Z三個(gè)方向上的振動(dòng)速度有效值進(jìn)行振動(dòng)強(qiáng)度計(jì)算，得到風(fēng)電增速箱的綜合測(cè)試振動(dòng)強(qiáng)度為1.69 mm/s。由于該大型風(fēng)電齒輪箱采用彈性支撐，振動(dòng)標(biāo)準(zhǔn)值取Ⅱ中彈性支承A/B邊界的2.3 mm/s，鑒于1.69 mm/s ＜2.3 mm/s，可見在綜合激勵(lì)作用下齒輪箱的振動(dòng)情況處于正常水平。

表3給出由動(dòng)態(tài)響應(yīng)得到部分測(cè)試點(diǎn)的加速度時(shí)域響應(yīng)幅值，并與實(shí)驗(yàn)所測(cè)數(shù)值進(jìn)行對(duì)比。部分測(cè)試點(diǎn)(如:測(cè)試點(diǎn)12、13)過大的偏離度是由于在達(dá)到穩(wěn)態(tài)響應(yīng)值短時(shí)間的瞬態(tài)響應(yīng)造成的。綜合上述結(jié)果，根據(jù)響應(yīng)分析方法得到的仿真結(jié)果與實(shí)驗(yàn)數(shù)值基本吻合，驗(yàn)證了采用振型疊加法進(jìn)行振動(dòng)響應(yīng)分析的合理準(zhǔn)確性，對(duì)于預(yù)測(cè)風(fēng)電齒輪箱動(dòng)態(tài)性能具有實(shí)際的參考價(jià)值。

齒輪箱運(yùn)轉(zhuǎn)噪聲本質(zhì)上屬于沖擊噪聲，沖擊噪聲可以分為兩部分，即加速度噪聲和自鳴噪聲［17］。通常，加速度噪聲占結(jié)構(gòu)噪聲能量的85%～90%。以測(cè)試點(diǎn)11的加速度噪聲為例，將由齒輪箱系統(tǒng)振動(dòng)響應(yīng)分析得到的加速度頻域響應(yīng)結(jié)果進(jìn)行1/3倍頻程轉(zhuǎn)換，得到測(cè)試點(diǎn)11在不同頻率激勵(lì)下加速度噪聲頻率分布直方圖如圖19所示。根據(jù)圖19可知:測(cè)試點(diǎn)11的加速度頻域響應(yīng)峰值發(fā)生在傳動(dòng)系統(tǒng)各級(jí)嚙合頻率附近，與此對(duì)應(yīng)的加速度噪聲在各級(jí)齒輪嚙合頻率附近也達(dá)到峰值。

圖19 測(cè)試點(diǎn)11加速度噪聲頻率分布直方圖Fig.19 The structure noise histogram of test point 11

4 結(jié)論

本文建立某大型風(fēng)電增速齒輪箱非線性耦合分析有限元模型。對(duì)風(fēng)電齒輪箱各級(jí)傳動(dòng)系統(tǒng)輪齒時(shí)變嚙合剛度激勵(lì)、嚙合誤差激勵(lì)和嚙合沖擊激勵(lì)進(jìn)行模擬，通過數(shù)值合成得到各級(jí)齒輪傳動(dòng)的內(nèi)部動(dòng)態(tài)激勵(lì)曲線。在I-DEAS軟件采用振型疊加法對(duì)風(fēng)電齒輪箱傳動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行振動(dòng)響應(yīng)研究，得到齒輪箱各個(gè)測(cè)試點(diǎn)振動(dòng)位移、速度、加速度時(shí)域響應(yīng)，通過傅利葉變換得到對(duì)應(yīng)的頻域響應(yīng)，并與實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)進(jìn)行對(duì)比。結(jié)論如下:

(1)該風(fēng)電齒輪箱的振動(dòng)有明確概率分布規(guī)律，齒輪箱系統(tǒng)主要在200 Hz以下的頻率帶發(fā)生振動(dòng)，最大響應(yīng)值均出現(xiàn)在低頻范圍內(nèi)，并且在結(jié)構(gòu)自振頻率處有尖銳峰值。

(2)齒輪箱箱體、軸承座、傳動(dòng)軸上測(cè)試點(diǎn)振動(dòng)幅度處在同一水平，響應(yīng)分析結(jié)果呈現(xiàn)良好的規(guī)律性和數(shù)值穩(wěn)定性，仿真結(jié)果與實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)基本吻合，振動(dòng)強(qiáng)度在正常范圍之內(nèi)，滿足風(fēng)電齒輪箱的使用要求。

(3)振動(dòng)加速度頻域響應(yīng)峰值發(fā)生在傳動(dòng)系統(tǒng)的嚙合頻率附近，與此對(duì)應(yīng)的結(jié)構(gòu)噪聲值在各嚙合頻率附近達(dá)到峰值。

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