德州學(xué)院汽車工程學(xué)院　　蘭正

齒輪箱減振降噪優(yōu)化設(shè)計

德州學(xué)院汽車工程學(xué)院蘭正

本文提出了一種齒輪箱減振降噪優(yōu)化設(shè)計方法，首先計算其模態(tài)貢獻(xiàn)量和聲學(xué)特征貢獻(xiàn)量，利用振速法分析了齒輪箱振動、噪聲大小與其尺寸的關(guān)系；其次利用ANSYS作工具，計算得到齒輪箱主要振型頻率對應(yīng)幅值最小且箱體表面噪聲功率最小時的箱體壁厚。計算結(jié)果對比發(fā)現(xiàn)，優(yōu)化后箱體的振動和噪聲大小得到很大程度削弱，為齒輪箱減振降噪優(yōu)化分析提供了有效途徑。

齒輪箱；減振降噪；ANSYS；優(yōu)化設(shè)計

齒輪傳動因傳動效率高、傳動壽命長、傳動比精確而被廣泛應(yīng)用于航空航天、軌道交通、裝備制造等領(lǐng)域［1］。隨著人們對振動和噪聲問題的重視，齒輪箱減振降噪優(yōu)化設(shè)計勢在必行。齒輪箱在運(yùn)行過程中主要的振動和噪聲來源是齒輪在嚙合時產(chǎn)生的，主要通過三種路徑傳遞到環(huán)境中。第一種路徑是，嚙合力和噪聲通過齒輪、軸傳遞到齒輪箱箱體，在箱體上表現(xiàn)出聲輻射和箱體振動；第二種路徑是齒輪嚙合噪聲通過箱體內(nèi)部的空氣直接傳遞到箱體表面，在箱體上表現(xiàn)為較弱的振動噪聲；第三種路徑主要是通過齒輪箱的各種縫隙向環(huán)境中傳播噪聲。研究結(jié)果表明有90%以上的振動噪聲來自第一種路徑。因此，減小齒輪箱箱體上的振動及噪聲量就能有效抑制整體振動噪聲，所以齒輪箱減振降噪優(yōu)化設(shè)計就是箱體的優(yōu)化設(shè)計［2］。

本文結(jié)合ANSYS分析法、振速法、噪聲和模態(tài)固有頻率分析法，計算箱體的振動和噪聲輻射量大小，編寫ANSYS程序?qū)ο潴w的主要結(jié)構(gòu)尺寸進(jìn)行優(yōu)化求解，在保證結(jié)構(gòu)強(qiáng)度的前提下使箱體振動、噪聲量最小。

1　理論簡介

模態(tài)分析的具體工作方法是獲取材料結(jié)構(gòu)特征值和特征矢量，特征值就是要知道結(jié)構(gòu)振動的一些基本振型對應(yīng)的頻率，在實(shí)際應(yīng)用中，有時為了加強(qiáng)振動，應(yīng)盡量接近基本頻率，有時為了避免共振，應(yīng)避開這些基本頻率?；绢l率是辨別結(jié)構(gòu)變形快慢的參考，也是結(jié)構(gòu)整體剛度的代表，如果結(jié)構(gòu)的基本頻率低，代表結(jié)構(gòu)剛度很低；相反，如果頻率很高，則代表結(jié)構(gòu)剛度很高。振型的變化是材料在相應(yīng)激振頻率下的變形趨勢，可以根據(jù)變形趨勢改變其結(jié)構(gòu)剛度［3］。

物體在理論上有無窮階模態(tài)，物體振動是在這些模態(tài)疊加下實(shí)現(xiàn)的，各階模態(tài)在物體振動中起到的重要性又有不同，一般認(rèn)為前幾階模態(tài)所起到的作用最大，越往后作用越小并且誤差越大，所以通常對前幾階模態(tài)進(jìn)行分析。齒輪箱在工作過程中會因?yàn)殡姍C(jī)啟動、制動和齒輪嚙合等產(chǎn)生的沖擊載荷發(fā)生振動，在沖擊載荷或階躍載荷的作用下，可能會引發(fā)齒輪箱各機(jī)構(gòu)振動，如果這些振源的激勵頻率接近于機(jī)構(gòu)的固有頻率，便會產(chǎn)生共振，引起強(qiáng)烈的振動和噪音，更嚴(yán)重的可能會造成結(jié)構(gòu)件的破壞，因此有必要對齒輪箱結(jié)構(gòu)前幾階固有頻率和振型進(jìn)行分析［4］。

采用ANSYS對箱體進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計求解，通過公式（1）將約束問題轉(zhuǎn)換為非約束問題：

其中：Q為優(yōu)化設(shè)計的目標(biāo)函數(shù)；Px、Pg、Ph、Pw為施加約束和懲罰函數(shù)；f0為參考目標(biāo)函數(shù)值；q是約束滿意度控制參數(shù)［5］。

2　齒輪箱貢獻(xiàn)量分析

2.1箱體振動響應(yīng)分析

齒輪箱建模通過SolidWorks進(jìn)行，將模型導(dǎo)入ADAMS進(jìn)行剛性體動力學(xué)建模。在ADAMS中根據(jù)軸承位置添加四個轉(zhuǎn)動副，其中輸入端轉(zhuǎn)速為1500轉(zhuǎn)/min，輸出端扭矩為4 N/m。計算輸出端的受力頻譜，仿真結(jié)果如圖1所示，由圖可知，1350Hz和倍頻處的幅值較大，計算得到1350Hz為齒輪副的嚙合頻率。

圖1　輸出端受力頻譜圖

將箱體模型輸入ANSYSWORKBENCH中，箱體的三維模型如圖2所示。

圖2　箱體三維模型

利用solid187單元劃分網(wǎng)格，計算得到96081個單元，116824個節(jié)點(diǎn)。

箱體上的軸承通過mass21質(zhì)量單元建立，利用combin14彈簧單元模擬軸承與軸承座之間的彈性連接。

2.2齒輪箱模態(tài)貢獻(xiàn)量分析

選取箱體的典型節(jié)點(diǎn)，位置如圖3所示。

圖3　箱體典型節(jié)點(diǎn)

圖4　頻率1350 Hz下模態(tài)貢獻(xiàn)量

計算1350Hz下模態(tài)貢獻(xiàn)量，由圖4可知，三階模態(tài)的貢獻(xiàn)量最大，所以三階模態(tài)是本文需要優(yōu)化的目標(biāo)。

2.3齒輪箱噪聲貢獻(xiàn)量分析

將箱體劃分成10個支撐面，利用LMS求解噪聲功率貢獻(xiàn)量值，10個支撐面的噪聲如圖5所示，其中第2、3個支撐面噪聲最大，分別為68db和70db，計算得到箱體總的輻射聲功率級為72db。

圖5　箱體1350 Hz噪聲貢獻(xiàn)量

3齒輪箱優(yōu)化設(shè)計

較小的非支撐面的噪聲功率級和較大的第三階模態(tài)的固有頻率幅值是本文的目標(biāo)優(yōu)化函數(shù)。采用一階方法，經(jīng)過20次迭代求解，得到最優(yōu)解即箱體結(jié)構(gòu)尺寸。通過計算對比優(yōu)化后的聲功率級較優(yōu)化前有明顯降低，達(dá)到了箱體降噪的優(yōu)化設(shè)計效果，見表1。

表1　優(yōu)化前后聲功率級對比

4　結(jié)論

通過對箱體進(jìn)行模態(tài)貢獻(xiàn)值計算，得出箱體第三階模態(tài)為其主要模態(tài)，優(yōu)化設(shè)計的過程就是對三階模態(tài)進(jìn)行優(yōu)化。噪聲貢獻(xiàn)率分析確定了箱體主要噪聲源為兩非支撐面。利用ANSYS計算得到了箱體最優(yōu)結(jié)構(gòu)尺寸組合，優(yōu)化后齒輪箱箱體的表面輻射噪聲得到了削弱，本文為齒輪箱減振降噪提供了一種有效途徑。

［1］徐志鋒，邵忍平.齒輪系統(tǒng)噪聲預(yù)估及噪聲診斷方法研究［J］.計算機(jī)測量與控制，2009，17（9）：1688～1691.

［2］薛延華，吳新躍.一種齒輪箱振動控制方法［J］.海軍工程大學(xué)學(xué)報，2001.13（1）：99～103.

［3］馮志鵬，褚福磊.行星齒輪箱齒輪分布式故障振動頻譜特征［J］.中國電機(jī)工程學(xué)報，2013，02：118～125.

［4］董進(jìn)朝.大型風(fēng)電齒輪箱關(guān)鍵設(shè)計技術(shù)研究［D］.機(jī)械科學(xué)研究總院，2007.

［5］張學(xué)亮.齒輪箱模態(tài)分析和結(jié)構(gòu)優(yōu)化方法研究［D］.太原理工大學(xué)，2010.