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分类号：密级：UDC：编号：工学硕士学位论文齿轮箱振动噪声分析及其优化研究硕士研究生：王曾指导教师：张铭钧教授学科、专业：机械工程论文主审人：赵文德教授哈尔滨工程大学2018年3月 分类号：密级：UDC：编号：工学硕士学位论文齿轮箱振动噪声分析及其优化研究硕士研究生：王曾指导教师：张铭钧教授学位级别：工学硕士学科、专业：机械工程所在单位：机电工程学院论文提交日期：2018年1月论文答辩日期：2018年3月学位授予单位：哈尔滨工程大学 ClassifiedIndex:U.D.C:ADissertationfortheDegreeofM.EngAnalysisofGearboxVibrationandNoiseanditsOptimizationCandidate:WangZengSupervisor:Prof.ZhangMingjunAcademicDegreeAppliedfor:MasterofEngineeringSpecialty:MechanicalEngineeringDateofSubmission:Jan.2018DateofOralExamination:Mar.2018University:HarbinEngineeringUniversity 哈尔滨工程大学学位论文原创性声明本人郑重声明：本论文的所有工作，是在导师的指导下，由作者本人独立完成的。有关观点、方法、数据和文献的引用已在文中指出，并与参考文献相对应。除文中已注明引用的内容外，本论文不包含任何其他个人或集体已经公开发表的作品成果。对本文的研究做出重要贡献的个人和集体，均已在文中以明确方式标明。本人完全意识到本声明的法律结果由本人承担。作者（签字）：日期：年月日哈尔滨工程大学学位论文授权使用声明本人完全了解学校保护知识产权的有关规定，即研究生在校攻读学位期间论文工作的知识产权属于哈尔滨工程大学。哈尔滨工程大学有权保留并向国家有关部门或机构送交论文的复印件。本人允许哈尔滨工程大学将论文的部分或全部内容编入有关数据库进行检索，可采用影印、缩印或扫描等复制手段保存和汇编本学位论文，可以公布论文的全部内容。同时本人保证毕业后结合学位论文研究课题再撰写的论文一律注明作者第一署名单位为哈尔滨工程大学。涉密学位论文待解密后适用本声明。本论文（□在授予学位后即可□在授予学位12个月后□解密后）由哈尔滨工程大学送交有关部门进行保存、汇编等。作者（签字）：导师（签字）：日期：年月日日期：年月日 齿轮箱振动噪声分析及其优化研究摘要随着船舶工业的高速发展,齿轮箱传动正朝着高速、高效和强力的方向发展,齿轮传动系统传递的功率不断增大,齿轮转速不断加快,使得齿轮箱的振动和噪声问题显得更加突出。齿轮箱在运行过程中产生的振动和噪声不仅会影响船舶的工作性能和工作寿命，还会对船舶上的工作人员的身心健康造成危害。因此，通过建立齿轮箱的动力学模型来分析其动态性能，找出齿轮箱运行过程中的振动和噪声源，采取相应的改进措施，对于减小和降低船用齿轮箱的振动和噪声具有重要的研究意义和实用价值。为了能够准确的模拟齿轮的传动过程，本文利用ADAMS中的碰撞接触函数建立齿轮的接触动力学模型；为使齿轮箱模型能更好的反映齿轮箱的工作性能，本文考虑轴承激励和齿轮箱箱体刚度变化的影响，在接触动力学模型的基础上建立齿轮箱刚柔耦合的动力学模型；对齿轮箱的刚柔耦合模型进行动力学分析，分析齿轮的转速、啮合力、轴承支反力等时域数据，并通过离散傅里叶变换将其转换为频域结果，在频域内通过齿轮的啮合频率去验证各参数曲线出现峰值的位置。为了研究外部负载变化对齿轮箱工作性能的影响，本文分析几种不同负载变化的工况下齿轮啮合力、输入轴转矩等的变化情况。为了避免齿轮箱在工作过程中发生共振，本文通过建立齿轮箱箱体的有限元模型，并对其进行模态分析，得到齿轮箱箱体的固有频率和固有振型，将箱体的固有频率与齿轮输入、输出轴的转频和齿轮的啮合频率进行比较。为了分析齿轮箱箱体的振动响应情况，本文在ANSYSWorkbench中基于模态叠加法对齿轮箱的谐响应特性进行求解，得到箱体表面各个测点的振动速度和振动加速度曲线。为了对齿轮箱的振动量级进行评估，本文分别通过测点的振动速度来计算齿轮箱系统的振动烈度和通过测点的振动加速度来计算其加速度级结构噪声。为了分析齿轮箱产生的辐射噪声大小，本文在Virtual.LabAcoustics中建立齿轮箱的声学边界元模型，求解计算齿轮箱的表面声压和辐射空气噪声，得到场点位置的噪声大小和频率的关系。为了能够找出齿轮箱辐射噪声的噪声源所在，本文根据齿轮箱的结构特点对齿轮箱进行声学面板划分，通过齿轮箱的声压面板贡献量和声功率面板贡献量的分析结果，得到对齿轮箱产生噪声贡献较大的面板，为后续齿轮箱的降噪优化设计提供依据。为了能够减小齿轮箱的振动情况，本文针对6个测点的振动速度，在ANSYSWorkbench中基于迭代的多目标优化方法，通过改变齿轮箱结构的壁厚来对齿轮箱的振动情况进行优化处理；为了验证经过振动优化后齿轮箱的振动有所减小，将优化后的6 哈尔滨工程大学硕士学位论文个测点的振动速度与优化前进行比较分析。本文通过比较减振优化模型与原模型在场点位置的辐射噪声大小，以验证减振优化模型在降噪方面的效果。为了能够进一步降低齿轮箱的辐射噪声，本文结合声学面板贡献量的分析结果，在齿轮箱减振优化模型的基础上，提出对齿轮箱箱体内壁加筋和增加壁厚的两种结构优化改进方案，通过比较两种方案的噪声大小得出更优的一组方案。并将该方案的辐射噪声大小与原模型噪声进行比较，以验证齿轮箱经过减振优化和结构优化处理后的降噪效果。关键词：船用齿轮箱；多体动力学；振动噪声；振动噪声优化； 齿轮箱振动噪声分析及其优化研究ABSTRACTWiththerapiddevelopmentofshipbuildingindustry,thetransmissionofgearboxisdevelopinginthedirectionofhighspeed,highefficiencyandstrength.Thepowertransmittedbythegeartransmissionsystemisincreasingcontinuouslyandthegearspeedisaccelerating,whichmakesthevibrationandnoiseofthegearboxmoreprominent.Thevibrationandnoisegeneratedduringoperationofthegearboxnotonlyaffecttheworkingperformanceandworkinglifeoftheshipbutalsoendangerthephysicalandmentalhealthoftheworkersontheship.Therefore,itisofgreatresearchsignificanceandpracticalvaluetoreducethevibrationandnoiseofthemarinegearboxbyestablishingthedynamicmodelofthegearboxtoanalyzeitsdynamicperformance,findingoutthevibrationandnoisesourcesduringgearboxoperation,andtakingcorrespondingimprovementmeasuresInordertoaccuratelysimulatethegeartransmissionprocess,thispaperusestheADAMScollisioncontactfunctiontoestablishthecontactdynamicsmodelofthegear.Inordertomakethegearboxmodelbetterreflecttheperformanceofthegearbox,thispaperconsidersthebearingexcitationandgearbox.Thedynamicmodeloftherigid-flexiblecouplingofthegearboxisestablishedbasedonthecontactdynamicsmodel.Thedynamicanalysisoftherigid-flexiblecouplingmodelofthegearboxiscarriedouttoanalyzetheinfluenceoftherotationspeed,meshingforceandbearingsupportforce.Andothertime-domaindata,andthroughthediscreteFouriertransformtoconvertittofrequencydomainresults,inthefrequencydomainthroughthegearmeshingfrequencytoverifythepeakpositionofeachparametercurve.Inordertostudytheinfluenceofexternalloadontheperformanceofgearboxes,thispaperanalyzesthechangesofgearmeshingforce,inputshafttorqueunderseveraldifferentloadchangingconditions.Inordertoavoidtheresonanceofthegearboxduringtheworkingprocess,thispaperestablishesthefiniteelementmodelofthegearboxandanalysisthemodalofthegearbox,obtainsthenaturalfrequencyandnaturalvibrationmodeofthegearbox,andcomparesthegearinput,outputshaftfrequencywiththegearmeshingfrequency.Inordertoanalyzethevibrationresponseofgearbox,thispapersolvestheharmonicresponseofgearboxbasedonmodalsuperpositionmethodinANSYSWorkbench,andgetsthevibrationvelocityand 哈尔滨工程大学硕士学位论文vibrationaccelerationcurveofeachmeasuringpointonthegearboxsurface.Inordertoevaluatethevibrationmagnitudeofthegearbox,thispapercalculatesthevibrationintensityofthegearboxsystemthroughthevibrationvelocityofthemeasuringpointandcalculatestheacceleration-levelstructurenoisethroughthevibrationaccelerationofthemeasuringpoint.Inordertoanalyzetheradiationnoisegeneratedbythegearbox,thispaperestablishestheacousticboundaryelementmodelofthegearboxinVirtual.LabAcousticstosolvethesurfacepressureandradiationairnoiseofthegearbox,andobtainstherelationshipbetweenthenoisesizeandthefrequency.Inordertofindoutthenoisesourceofgearboxradiationnoise,thispaperdividestheacousticspanelaccordingtothestructuralcharacteristicsofthegearbox.Throughtheanalysisresultsofthecontributionofthesoundpressurepanelandtheacousticpowerpanelofthegearbox,thepanelwithlargernoisecontributionprovidesthebasisfornoisereductionoptimizationdesignofthefollowinggearbox.Inordertoreducethevibrationofthegearbox,thispaperaimstooptimizethevibrationofthegearboxbychangingthewallthicknessofgearboxstructurebasedonmulti-objectiveoptimizationmethodinANSYSWorkbench.Inordertoverifythatthevibrationofthegearboxisreducedafterthevibrationoptimization,thevibrationspeedoftheoptimizedmeasuringpointsiscomparedwithoriginalnoiseresult.Inthispaper,theeffectofthevibrationreductionoptimizationmodelonnoisereductionisverifiedbycomparingtheradiatednoiseatthesiteoftheoriginalmodelwiththevibrationreductionoptimizationmodel.Inordertofurtherreducetheradiationnoiseofthegearbox,basedontheanalysisofthecontributionoftheacousticpanelandtheoptimizationmodelofthegearboxvibration,thispaperputsforwardtwooptimizationgearboxstructuresprogrambyreinforcingthewallsandincreasingthewallthickness.Abettersetofsolutionsisobtainedbycomparingthenoisesizesofthetwoprograms.Theradiationnoiseoftheprogramiscomparedwiththeoriginalmodelnoisetoverifythenoisereductioneffectofthegearboxafterthevibrationreductionoptimizationandstructuraloptimization.Keywords:Marinegearbox;multi-bodydynamics;vibrationandnoise;vibrationandnoiseoptimization 齿轮箱振动噪声分析及其优化研究目录第1章绪论..............................................................................................................................11.1课题研究的背景及意义.............................................................................................11.2国内外齿轮系统动力学研究现状.............................................................................11.3国内外齿轮箱振动噪声及优化研究现状.................................................................31.3.1齿轮箱振动噪声研究现状..............................................................................31.3.2齿轮箱振动噪声优化研究现状......................................................................51.4课题来源与本文主要研究内容.................................................................................7第2章齿轮箱多体动力学建模与运动仿真分析..................................................................92.1引言.............................................................................................................................92.2齿轮箱多体动力学模型的建立.................................................................................92.2.1齿轮箱传动系统的结构..................................................................................92.2.2齿轮箱实体模型的建立与导入....................................................................102.2.3齿轮接触动力学模型的建立........................................................................102.2.4多刚体动力学模型的建立............................................................................132.2.5刚柔耦合动力学模型的建立........................................................................152.3齿轮箱多体动力学仿真分析...................................................................................162.3.1仿真结果的分析与验证................................................................................172.3.2外部负载变化对齿轮箱运行性能的影响....................................................202.4本章小结...................................................................................................................24第3章齿轮箱振动特性分析................................................................................................273.1引言...........................................................................................................................273.2齿轮箱的模态分析...................................................................................................273.2.1箱体有限元模型的建立................................................................................273.2.2箱体模态分析................................................................................................283.3齿轮箱的谐响应分析...............................................................................................313.4齿轮箱系统振动量级的评估...................................................................................353.4.1齿轮箱系统振动烈度的计算........................................................................353.4.2齿轮箱加速度级结构噪声............................................................................363.5本章小结...................................................................................................................39第4章齿轮箱辐射噪声分析................................................................................................41 哈尔滨工程大学硕士学位论文4.1引言...........................................................................................................................414.2齿轮箱声学边界元模型的建立...............................................................................414.3齿轮箱的声场特性分析...........................................................................................424.3.1齿轮箱外表面的声压计算............................................................................434.3.2齿轮箱外声场辐射噪声计算........................................................................444.4齿轮箱声学面板贡献量计算...................................................................................474.4.1声学面板的划分............................................................................................484.4.2声压面板贡献量分析....................................................................................494.4.3声功率面板贡献量分析................................................................................534.5本章小结...................................................................................................................54第5章齿轮箱振动噪声优化研究........................................................................................575.1引言...........................................................................................................................575.2齿轮箱减振优化分析...............................................................................................575.2.1齿轮箱振动优化分析模型的建立................................................................575.2.2振动优化计算及结果分析............................................................................595.3齿轮箱降噪优化研究...............................................................................................615.3.1减振模型的噪声计算及结果比较................................................................615.3.2齿轮箱的结构优化改进................................................................................655.3.3结构优化方案的辐射噪声比较....................................................................675.4齿轮箱降噪优化效果的验证...................................................................................695.5本章小结...................................................................................................................72结论..................................................................................................................................75参考文献..................................................................................................................................77攻读硕士学位期间发表的论文和取得的科研成果..............................................................83致谢..................................................................................................................................84 第1章绪论第1章绪论1.1课题研究的背景及意义齿轮箱作为一种主要的动力传动装置，凭借其传动效率高、传动稳定可靠、使用寿命长的优点，在船舶工业、航空航天、工程机械、冶金、设备仪器等各个领域和行业中得到了广泛的应用[1-3]。齿轮系统在传动过程中，由于齿轮、传动轴等重要零件在制造和安装过程中存在误差，以及齿轮啮合时受到自身内部的动态激励和外部的干扰激励，所以会引起冲击和振动，齿轮传动系统的振动又会传递给箱体，从而引起齿轮箱系统整体的振动，并由此产生辐射噪声[4]。通常齿轮箱在设计时没有考虑其运行时的动态性能，所以传统设计出的齿轮箱一般都会存在着较大的振动与噪声。于是对传统设计出的齿轮箱进行动力学分析，研究齿轮箱在工作过程中产生的振动和噪声大小就显得尤为必要了[5]。随着船舶工业不断的高速发展,大型船舶对于齿轮箱的传动要求也越来越高，大型船舶的齿轮箱更是朝着高速、大功率、大负载的方向不断发展[6]。随着齿轮箱工作负荷的提升，齿轮箱运行中产生的振动和噪声问题也日益凸显。齿轮箱在运行过程中产生的振动和噪声不仅会影响大型船舶的工作性能和稳定性，还会对周边工作人员的身心健康造成很大的影响和损害[7]。因此，通过建立齿轮箱的动力学模型来分析其动态性能，找出齿轮箱运行过程中的振动和噪声源，采取相应的改进措施，对于减小和降低船用齿轮箱的振动和噪声具有重要的研究意义和实用价值。1.2国内外齿轮系统动力学研究现状在齿轮传动系统研究的初期，齿轮系统动力学主要研究齿轮运动过程中的冲击碰撞问题，多以理论分析和实验为主；而后逐渐将齿轮传动系统视为弹簧阻尼系统来进行研究，并且开始引入了软件仿真来分析齿轮传动的动态特性，为以后齿轮传动系统的研究奠定了基础[8-10]。2000年，R.G.Parker通过有限元法对直齿轮系统的接触动力学模型进行了动态仿真计算，求解了不同工况下的齿轮啮合力的大小，并在相同工况下进行了齿轮系统碰撞接触的实验测量，实验与仿真结果的吻合证明了通过有限元法建立的齿轮接触动力学模型能够很好地反映齿轮接触的动态过程[11]。2002年，唐进元考虑了齿轮传动中轮齿的变形以及加工误差导致啮入起始位置和啮出位置偏离啮合线的影响，给出了齿轮啮合传动1 哈尔滨工程大学硕士学位论文过程中的刚度计算公式[12]。2003年，E.Rigaud等研究了齿轮主要参数的公差引起的齿轮传动中的振动问题，分析计算了不同参数公差的变化对齿轮系统产生振动大小的影响[13]。同年，孙智民等分析研究了考虑齿轮误差和刚度变化时行星系统传动的动态问题，用Gill积分法计算得到了行星系统的动态响应，并分析了行星系统中各齿轮副传动时受到不同冲击载荷作用下的齿轮啮合的变化情况，得出了齿轮传动产生的振动大小与外载荷的关系[14]。2004年，段秀兵通过对发动机的曲轴进行柔性化处理，利用软件仿真对曲轴进行了动态性能分析，得到了曲轴传动的动态响应特性，得到了曲轴的振动大小对于发动机传递动力的影响规律，并通过实验与仿真结果的对比验证了仿真的合理性[15]。2005年，毕凤荣等研究了渐开线齿轮在啮合传动中齿廓啮合点发生变化的情况下齿轮的刚度变化问题，分析得到了在ADAMS中进行齿轮接触碰撞仿真时适用的齿轮刚度计算公式，并且比较分析了几种工况下的齿轮啮合力，得出了齿轮传动时动载荷大小和作用时间与转动速度的关系[16]。2008年，刘国华等将齿轮传动系统视作柔性体，由此建立了齿轮传动系统的柔性体模型，分析了齿轮啮合时轮齿与传动轴发生弹性变形、轮齿刚度变化以及油膜等因素对传动系统的影响[17]。同年，王建等通过建立余弦和渐开线齿轮的有限元模型，比较了余弦齿轮和渐开线齿轮在齿轮传动过程中的轮齿刚度，比较结果显示余弦齿轮的轮齿刚度要大于对应的渐开线齿轮[18]。2009年，林腾蛟等利用ANSYS建立了锥齿轮的静力学模型，分析齿轮接触时的啮合刚度的变化规律，得到了轮齿啮合时的内部激励；并利用LS-DYNA分析了锥齿轮传动的动态冲击过程，研究表明锥齿轮传动的负载大小对于冲击有着较大的影响[19]。2010年，王海霞等对齿轮传动系统运行时传动轴的横扭状态进行了分析，利用MATLAB求解了齿轮传动系统在横扭状态下的响应大小[20]。同年，陈小安等研究了在轮齿的间隙以及轴承间隙等多个影响因素作用下，采用有限单元法来分析齿轮啮合传动中系统的非线性响应特征，并通过对某一齿轮系统进行实际仿真计算，最后来验证了该有限单元法在解决齿轮间隙与轴承间隙等问题的有效性[21]。2011年，MarcelloFaggioni等提出了一种通过对齿轮的齿廓进行修改来减小齿轮啮合时冲击振动的全局优化方法，利用了非线性动力学模型来计算了不同齿廓和扭矩下的齿轮振动大小，通过这种优化方法能够找出齿轮啮合时产生振动最小的最佳齿廓[22]。2014年，Fernandez等将解析数值计算和有限元分析两种方法结合到一起的方式来计算了齿轮啮合力，并通过分析在不同传递扭矩下的齿廓偏差、啮合刚度变化等因素对传动性能的影响，验证了该模型方法在计算齿轮传动中非线性问题的有效性[23]。2016年，CAGonzalez基于线性的四自由度集中质量齿轮模型的数值计算结果与对2 第1章绪论应的齿轮箱中测得的实验数据，研究得到了一个单级齿轮传动系统与箱体的耦合强度对齿轮传动同步性的影响[24]。同年，S.Chen等通过有限元的方法推导出了在双螺旋齿轮传动系统中轴承与传动系统间的运动方程，并且分析了双螺旋齿轮运转时齿轮刚度变化对系统临界转速的影响以及传动系统的模态频率和振型的变化，分析结果表明轴向力对传动系统的模态频率和振型影响较大，临界转速会随着轮齿刚度的增加而增加[25]。同年，HMotahar等研究了渐开线齿廓传动模型及其静态与动态的优化模型，通过计算动态负载因子分析了这三种齿廓模型的非线性动力学特性，结果表明通过扩大齿廓来进行齿廓修正，能够有效的降低静态和动态优化模型的动态响应[26]。2017年，B.Anichowski、A.Kahramand等人通过对动态传递误差的数据进行分析，使用基于加速度计的动态传输误差测量系统进行实验测量，给出了传递误差对于直齿圆柱齿轮传动的瞬态作用效应，测量结果表明动态响应的变化是由传递误差引起的瞬态行为[27]。同年，L.Cantone等研究了考虑齿轮所有十二个自由度的完整齿轮传动系统模型的动力学行为，并给出了用于刚度评定的配对齿轮间弹簧连接势能的表达式，分析了传动轴旋转速度对其模态行为的影响[28]。综上所述，目前针对齿轮传动系统在运转时产生的冲击碰撞问题，主要考虑了齿轮传动时受到齿轮加工误差、轮齿的变形及刚度变化、齿廓形状等一系列因素的影响，并通过将系统零件进行柔性化处理来建立柔性体模型，采用了数值计算和多体动力学仿真等方法来模拟齿轮啮合时的情况。在这些研究中，目前大多是针对小型的齿轮传动系统，对于大型船用齿轮传动系统的研究相对较少；并且在这些研究中很少考虑由于轴承刚度变化以及齿轮箱箱体刚度变化等因素对传动系统造成的影响，分析的结果不能完全反映齿轮传动系统的实际情况。因此，针对上述存在的问题，本文对考虑轮齿刚度变化、轴承激励作用、箱体刚度变化的大型运输船舶的齿轮传动系统进行研究。1.3国内外齿轮箱振动噪声及优化研究现状由于齿轮传动系统在传递运动过程中会有冲击振动产生，传动系统的振动又会引起齿轮箱整体的振动和噪声，过大的振动噪声不仅会影响齿轮箱的工作性能和使用寿命，还会损害工作人员的身心健康。因此针对齿轮箱振动噪声的分析以及对振动噪声的优化研究也逐渐引起了更多的关注。1.3.1齿轮箱振动噪声研究现状早在二十世纪初期人民就已经开始了对齿轮箱振动噪声问题的研究。到二十世纪六3 哈尔滨工程大学硕士学位论文十年代，齿轮箱振动噪声问题的研究已经逐渐普及开来[29]。1984年，K.Umezawa分析了斜齿轮动力传递过程中的旋转振动问题，通过将轴的旋转振动视为一个自由度，利用一个近似方程计算得到了齿轮啮合的共振频率，最后通过测量齿轮的啮合频率证明了该近似方程的合理性[30]。1996年，ToddE.Rook通过对变速箱结构传递噪声的功率流进行了分析，分析得知了变速箱中轴承在传递噪声功率流方面的重要性[31]。2000年，李润方、林腾蛟等使用理论分析计算、有限元仿真分析以及实验测量相结合的方法，建立了齿轮传动系统和箱体结构系统的耦合动力学模型，并对其固有特性和振动特性进行了分析[32]。2002年，Moyne等研究了筋板的声学建模方法以及筋板对于产生辐射噪声的影响，并在理论上论述区分了筋板对于振动产生、隔振效果以及振动源等的影响，利用汽车变速箱研究了筋板大小和位置不同而产生的声学效应大小[33]。2003年，TanakaEiichirou等通过对齿轮传动的冲击研究、箱体振动特性仿真分析以及对辐射噪声的研究，提出了一种可以预估整套齿轮箱系统产生振动和噪声的新方法，并通过实验测量变速箱在水平和垂直方向的振动以及辐射的噪声大小验证了该方法的准确性[34]。2004年，李小华研究了齿轮的宽度、齿轮幅板的截面形状以及齿轮啮合时的重迭系数这几个因素与齿轮传动中产生的噪声大小的关系，并根据这几个影响因素提出了控制噪声大小的方法[35]。2007年，M.Barthod等通过实验研究了齿轮传动系统在多个简谐载荷作用下产生的振动和噪声问题[36]。2008年，王鑫等通过有限元法计算了某型号大功率柴油机的振动情况，并通过柴油机声振耦合分析得到了柴油机的噪声大小，并根据计算结果分析了采用添加阻尼的方式对减小柴油机噪声的效果，得出了箱体外壳振动和辐射声场的关系[37]。同年，MohamedAbbes等在根据齿轮箱的结构特点研究了考虑油液影响下的齿轮箱的振动与辐射噪声问题，并且通过有限元法结合瑞利积分法计算得到了齿轮箱的振动特性[38]。2009年，J.Tuma为了从源头上解决齿轮箱所产生的噪声问题，采用了对齿轮设计进行改进的方法，通过在时域和频域上进行计算分析，确定了齿轮传动对于汽车整体的噪声的贡献大小，验证了其在减小噪声上的效果[39]。同年，陆波等将齿轮箱分为齿轮传动部分与箱体部分，并使用轴承将两部分相耦合的方式对其进行了动力学分析，计算得到箱体表面各个位置的振动速度、加速度等相关数据，并根据计算的结果对齿轮箱进行了噪声预估[40]。同年，朱才朝、陆波等在此基础上通过继续分析齿轮箱系统振动特性的时间历程曲线、功率谱等，得知了齿轮箱在这种工况下运行时的运动是周期性的，并分别使用非线性动力学方法和有限元方法对齿轮箱系统的振动特性进行了预测，两者的计算4 第1章绪论结果相差较小，研究结果表明通过这两种方法都可以准确的预估齿轮的动态响应[41]。2011年，周建星等在考虑齿轮啮合过程中内部激励对齿轮传动的影响，对齿轮箱系统进行了振动特性分析，得到了齿轮箱时域上的振动曲线，并通过计算得到的振动结果求解了其空气噪声大小，并找出产生噪声的位置，并针对噪声的大小和位置对齿轮箱进行了局部结构优化[42]。2012年，陈书明等分别通过能量有限元法和统计能量分析法建立了EFEA和SEA的声学模型，并计算得到了这两种模型声腔内部所产生的噪声大小，将这两种模型的求解结果与实验结果同时作了对比分析，三者得出的结论都十分吻合，分析结果表明了这两种模型在噪声预测方面的准确性[43]。2016年，A.Carbonelli通过使用有限元法来提取齿轮箱的模态信息，并提出了一种将提取得到的模态运用到基于频域的迭代数值的噪声计算方法中，并将得到的理论计算数据与测得的实验数据进行了比较，证明了该数值计算方法的合理性[44]。2016年，王晋鹏、常山等对齿轮箱求解其模态声学计算得到了它的辐射噪音大小，并且利用面板贡献量找出了对于产生噪声较大的结构位置，最后根据前面的计算结果对箱体各部位结构增加肋板，验证了箱体上肋板的增加对于减小噪声的作用[45]。2017年，E.Tomeh研究了一种可以预测整个齿轮系统振动和噪声的方法，该方法由齿轮振动分析、齿轮箱振动有限元分析以及声场边界元分析三个部分组成，通过测量变速箱上水平和竖直方向的声压级，并将实验结果与计算结果进行对比，验证了该方法在预测振动和噪声方面的准确性[46]。通过总结以上关于齿轮箱的振动噪声研究可知，目前对于齿轮箱的振动分析主要是在有限元软件中结合齿轮箱系统的固有特性来计算求解箱体表面的振动情况，根据计算得到的振动结果一般采用理论数值计算、声振耦合的有限元法、声场边界元法这三种方法去预估和求解齿轮箱的辐射噪声，得到箱体振动与噪声的关系。对于齿轮箱振动噪声的研究已有许多学者提出了各种求解方法，但是由于本文研究的齿轮箱的结构形式有所不同且其工作负载很大，在之前对齿轮箱的振动噪声研究中较少涉及。因此，本文针对这种大型的大功率船用齿轮箱进行振动噪声研究就显得十分必要了。1.3.2齿轮箱振动噪声优化研究现状齿轮箱在工作过程中产生的过大的振动噪声会影响齿轮箱的工作性能和使用寿命，因此对齿轮箱振动噪声进行优化就显得尤为重要了。1991年，李明章等采用振动噪声仪器对CAS5-20汽车齿轮箱进行了大量的振动和噪声测试，并结合理论分析最终确定齿轮箱系统的噪声源，并采用齿廓修型及改善箱体刚度薄弱位置等方式对箱体进行噪声优化，最终的降噪效果良好，噪声减小量大于5 哈尔滨工程大学硕士学位论文5dB[47]。1994年，左言言等通过提高齿轮啮合精度和加强轮齿刚度的方法，且同时利用阻尼垫片替换原有铜垫片对齿轮箱进行了降噪处理，经过降噪处理后噪声减小了4.4dB[48]。2001年，薛研华等基于振动控制理论研究了齿轮箱及齿轮的结构参数对整个系统的振动影响规律，并通过改变齿轮箱与齿轮的结构参数，利用有限元法分析了不同结构的振动特性，最终给出了控制振动的齿轮箱的结构形式[49]。2002年，S.LeMoyne等针对汽车变速箱采用了加筋的方法对其进行降噪处理，最终分析结果验证了加筋对噪声改善的良好效果[50]。2005年，YuanH.Guan通过实验的方法深入分析了齿轮副之间的偏差对齿轮箱系统整体的影响，并通过主动抑制齿轮副偏差来减小整个系统的振动，实验结果表明齿轮箱表面的振动水平下降了8～13dB，取得良好的减振效果[51]。2006年，ZaiweiLi将响应面法运用到齿轮箱的结构优化设计中，通过RSM法得到结构及阻尼参数与声辐射之间的关系，并进行最优化分析得到了理想的降噪效果[52]。2007年，王文平等针对变速箱箱体的结构特点，充分考虑流体对系统响应的影响，运用有限元法和边界元法对箱体的噪声进行了计算，并采取在箱体表面加筋的方式实现了变速箱辐射噪声的减小[53]。2010年，郭义杰等结合多体动力学分析和有限元法对齿轮箱系统的振动特性进行了研究，利用边界元法对其辐射噪声进行了预测，并通过面板贡献量分析确定了主要的噪声源，最后通过改进箱体的结构实现了系统噪声的减小[54]。同年，张学亮基于有限元法将箱体各个壁面运用最优化组合计算，得到了箱体良好的减振效果，经优化后箱体的应力分布也更加均匀[55]。2011年，周建星等考虑齿轮的时变误差，运用有限元法对齿轮箱进行动力学建模和分析，得到箱体表面各点的振动情况，并对整个系统利用声固耦合方法计算得到了箱体的噪声大小，并在此基础上设计改进方案，最终结果表明经过结构改进后箱体的噪声有明显的减小[56]。同年，陆玉婷等针对齿轮箱的振动情况，运用有限元法在箱体表面添加阻尼，通过合理选择阻尼的参数和位置等，通过阻尼使振动能量耗散的方式实现箱体的振动减小[57]。2012年，陈亮亮等利用动力学软件对齿轮箱系统的啮合冲击力进行了载荷提取，并使用有限元法对动力学响应进行分析求解，最后以1/3倍频的方法对得到的结果进行处理，实现齿轮箱结构噪声的预估[58]。同年，Choi等利用模态综合法对车辆变速箱的振动状况进行了分析，并用振动速度来表征系统的结构噪声，通过对箱体各个壁面的厚度进行优化，经优化后车辆变速箱的振动有所减小[59]。2013年，李宏坤等计算了齿轮箱系统的模态贡献量及面板贡献量，并在ANSYS中采用优化算法对齿轮箱各个壁面进行6 第1章绪论了优化，得到了箱体壁面的最优组合，经优化后齿轮箱的声功率达到了最小[60]。2016年，杨欣茹等考虑齿轮啮合时摩擦生热的影响对齿轮进行了修型，并用数值计算的方法得到了齿轮传动的内部激励，采用有限元法计算得到了箱体表面的振动大小，最后利用隔振器来减小系统的振动，计算结果表明隔振器在减振上有着良好的效果[61]。2017年，胡伟辉等运用有限元的方法对齿轮箱的减振系统进行了最优化处理，得到了减振系统的最佳结构参数，并通过实验结果证明了减振系统在减小齿轮箱振动上的良好效果[62]。2017年，E.Tomeh等论述了减小车辆变速箱振动的方法，研究表明通过提高齿轮制造精度、调整安装变速箱的机制和改变变速箱齿轮的加工方法可以有助于减小汽车变速箱的振动和噪声水平[63]。2017，S.Noga研究了一种直齿圆柱齿轮的齿面修形对于减小系统振动的有效性，提出了等高线图法和半解析法这两种方法来对齿轮进行齿面修形，研究结果表明通过适当修改齿面形状可以大大减小由齿形和螺距等几何误差引起的系统振动[64]。通过总结以上关于齿轮箱振动噪声的优化研究可知，目前对于齿轮箱的优化分析主要通过对齿轮进行齿面修形来从源头上减小齿轮啮合时的冲击振动以及通过对齿轮箱进行加筋和改变箱体部分结构的方式来减小齿轮箱的振动，从而达到降低辐射噪声的效果。目前对于本文研究的这种大型船用齿轮箱振动噪声的优化相对较少，且一般只是对齿轮箱系统进行减振优化，较少将齿轮箱的辐射噪声结果与减振优化结合起来。因此，本文对这种大型船用齿轮箱振动噪声的优化进行研究就显得十分必要了。1.4课题来源与本文主要研究内容本文主要研究内容如下：1.根据渐开线齿轮啮合的动态变化过程，在ADAMS中建立渐开线齿轮啮合传动的齿轮接触动力学模型，并且考虑齿轮箱轴承激励、齿轮箱箱体刚度变化的影响，建立齿轮箱的刚柔耦合动力学模型。并对建立得到的齿轮箱模型在指定工况下进行动力学运动仿真分析，得到各个齿轮的转速、啮合力、轴承支反力等时域数据，将齿轮啮合力和轴承支反力进行离散傅里叶变换得到相应的频域结果，在频域内对仿真得到的各个参数进行分析，验证齿轮箱动力学模型建立的正确性。根据课题要求，研究齿轮箱外部负载的变化对齿轮箱正常工作性能的影响。2.针对齿轮箱的结构特点，提出齿轮箱的简化原则和网格划分方法，建立齿轮箱的有限元模型，完成齿轮箱箱体的有限元模态分析，计算得到箱体的固有频率和固有振型。基于有限元法求解齿轮箱的振动特性，得到箱体表面测点位置的振动速度和振动加速7 哈尔滨工程大学硕士学位论文度，并根据仿真结果计算齿轮箱系统的振动烈度和加速度级结构噪声。3.基于声学边界元法求解齿轮箱的声场特性，得到齿轮箱外表面以及齿轮箱外声场的声压级云图，给出齿轮箱外表面和外声场噪声大小和频率的关系。针对齿轮箱的结构特点对其进行声学面板划分，求解其声压级和声功率的面板贡献量，找出对噪声贡献较大的板块，为后续的降噪优化处理提供依据。4.针对计算得到的齿轮箱测点的振动速度，通过改变齿轮箱结构的壁面厚度对齿轮箱的振动情况进行优化分析，得到齿轮箱减振优化后测点的振动速度，并与原测点的振动速度进行对比，验证减振优化的有效性。对得到的减振模型进行声学计算，得到场点位置的辐射噪声大小，并与原模型场点噪声进行对比分析，验证减振模型在减小辐射噪声方面的效果。在减振模型的基础上，结合声学面板贡献量的分析结果，对辐射噪声较大的板块进行结构优化，进一步对齿轮箱进行降噪处理，最后将优化后的齿轮箱的辐射噪声与原噪声结果进行比较，验证结构优化对齿轮箱减振降噪方面的效果。8 第2章齿轮箱多体动力学建模与运动仿真分析第2章齿轮箱多体动力学建模与运动仿真分析2.1引言齿轮箱是一个复杂的多体作用系统，在研究其工作过程中的动力学特性时，建立准确的动力学模型是非常重要的。为了能够更准确的模拟齿轮的传动过程，本章在考虑齿轮啮合时的冲击激励、轴承刚度变化以及齿轮箱箱体刚度变化等因素的影响下，在ADAMS中建立齿轮箱的多体动力学模型。并对建立的动力学模型进行运动仿真分析，得到齿轮啮合力和轴承支反力等参数的时域结果。为了验证仿真结果的正确性，本文利用齿轮啮合频率与各参数频域结果的峰值频率点进行对比。为了研究外部负载变化对齿轮箱工作性能的影响，本章还分析几种负载变化的工况下齿轮啮合力和输入轴转矩的变化情况。2.2齿轮箱多体动力学模型的建立由于齿轮在啮合时轮齿之间存在较大的冲击和碰撞，因此本节针对齿轮啮合时的冲击问题建立齿轮接触动力学模型。并在齿轮接触模型的基础上，针对轴承刚度变化、箱体刚度变化等问题，建立齿轮箱系统的刚柔耦合动力学模型。2.2.1齿轮箱传动系统的结构本文研究的船用齿轮箱与传统的齿轮箱的传动结构形式有所不同，本文研究的船用齿轮箱具有两个输入轴和一个输出轴。本文研究的船用齿轮箱的传动结构简图如图2.1所示。由图2.1可以看出，在齿轮箱的传动过程中，是由位于两侧的输入轴1和输入轴2同时以相同转速向相反方向转动来共同带动输出轴转动的，两个输入轴在传动过程中传递的扭矩和转速都是一致的，这样在保证输入轴能够平稳运行的同时，还能够使得齿轮箱系统输出的速度更快、功率更大。齿轮箱的传动轴上一共有10个轴承，其中输入轴1和输入轴2上各有4个轴承，且输入轴1和输入轴2上轴承的布置位置是相同的；而输出轴上则有2个轴承，分别在输出轴的齿轮的两侧对称分布。9 哈尔滨工程大学硕士学位论文图2.1齿轮箱传动系统的结构简图2.2.2齿轮箱实体模型的建立与导入建立准确可靠的齿轮箱实体模型是后续齿轮箱系统动力学建模和运动仿真分析的基础。本文基于SolidWorks软件建立得到齿轮箱的实体模型，并将其导入到ADAMS中。在建立本文这种复杂的齿轮箱模型时，由于专业的建模软件SolidWorks能够比ADAMS的建模工具更加方便快捷的建立好模型，于是本文根据齿轮箱的结构和参数，基于SolidWorks建立了齿轮箱系统的实体模型，并利用ADAMS的数据接口将模型导入其中，导入ADAMS后的模型如图2.2所示（图2.2中位于最左侧的是输入轴1，位于最右侧的是输入轴2，位于中间的是输出轴）。将齿轮箱的实体模型从SolidWorks导入到ADAMS后，齿轮箱各个零部件的装配关系以及材料与质量等信息也相应的缺失了。为了避免在进行齿轮箱动力学建模和运动仿真分析时出错，所以需要在ADAMS中对各个零部件的信息进行重新定义[65]。图2.2齿轮箱的实体模型10 第2章齿轮箱多体动力学建模与运动仿真分析2.2.3齿轮接触动力学模型的建立由于渐开线齿轮在啮合时齿廓啮合点的位置会不断发生变化，且齿轮在啮合时会产生较大的冲击碰撞，为了能够准确的模拟齿轮啮合的动态过程，因此本文针对上述问题，基于Herz弹性理论，利用接触碰撞函数在ADAMS中建立齿轮的接触动力学模型。在ADAMS中有两种方法可以用来模拟齿轮的传递过程：一种是通过在齿轮间创建齿轮副来模拟齿轮的传动；另一种是利用多体接触理论，在齿轮间添加接触碰撞函数来模拟轮齿的啮合过程。第一种方法只能传递齿轮的运动，无法得到齿轮啮合过程中的啮合力，因此本文采用了第二种方法来模拟齿轮的接触碰撞过程。（1）齿轮啮合力的计算方法在齿轮啮合的过程中，在啮合位置处轮齿之间存在法向接触力和切向接触力。为了能够准确的计算齿轮的啮合力，本文在ADAMS中基于Herz弹性接触理论使用冲击函数法来计算齿轮啮合时的法向接触力，使用库伦摩擦法来计算齿轮啮合时的切向接触力。ADAMS中的冲击函数法是利用IMPACT函数来计算两个物体之间的法向碰撞接触力。IMPACT函数模型将轮齿的啮合接触过程等效为基于渗透深度的非线性弹簧—阻尼系统。利用IMPACT函数计算得出的碰撞接触力由两部分构成：一部分是由齿轮啮合时轮齿间相互切入而产生的弹性力，另一部分是由轮齿间的相对速度而产生的阻尼力。在ADAMS中，IMPACT函数的表现形式为IMPACT(,,,,,qqqkec,)d，其具体表达式如1max下所示[65]：0当qq>1IMPACT=（2-1）ekqq()−−⋅cqstepqqdq(,,−1,,0)当qq≤1max111式中：q—距离变量，表示两点之间的距离；q—q对时间的倒数，表示两点之间的速度；q1—IMPACT函数的阀值；k—刚度系数；e—力指数；c—最大阻尼系数；maxd—阻尼达到最大时的渗透量；由IMPACT函数可以看出，当两个物体接触点间的距离q大于IMPACT函数的阀值q1时，此时两个物体没有接触，IMPACT函数值为零；当两个物体接触点间的距离q小于或等于IMPACT函数的阀值q1时，此时两物体产生接触碰撞，IMPACT函数的值不为零，其11 哈尔滨工程大学硕士学位论文e值是由弹性力和阻尼力两个部分构成，其中kqq()−代表了碰撞产生的弹性力，其值与1刚度系数k成正比，cqstepqqdq(,−,1,,0)代表了碰撞产生的阻尼力。max11齿轮啮合时产生的切向接触力是利用库伦摩擦法来计算的。摩擦力的大小与摩擦系数和两物体间的相对滑动速度有关。（2）仿真计算参数的选取利用IMPACT函数来计算两个物体的碰撞力时需要选取相应的计算参数，通过选取合理的仿真计算参数能够更加准确的计算出齿轮的啮合力，使得仿真结果更加接近实际情况。具体参数的选取如下：①接触刚度系数k。接触刚度系数是IMPACT函数中最重要的参数，它的取值对齿轮啮合力的计算结果影响较大，因此选取合理的接触刚度系数值有助于得到更准确的仿真结果。本文考虑了渐开线齿轮工作过程中齿廓啮合点位置不断变化的实际情况，基于Hertz弹性接触理论，推导得到了仿真用斜齿轮接触刚度系数的计算公式，其表达式如下所示[16]：1−11'22−−2442*ud11cosααtan1ν11ν2kE==ρ+（2-2）b332()1+uEcosβb12E式中d—分度圆直径；α—分度圆压力角；α′—节圆压力角；u—传动比；βb—基圆螺旋角，βb=arctan(tanβcosα)；β—齿轮螺旋角。代入参数计算可得：46k=××11.4119890.11.6710≈×N/mmb3②接触阻尼系数c。接触阻尼系数决定了物体在碰撞过程中的阻尼性能。在ADAMS仿真中接触阻尼系数取刚度系数的0.1％～1％，阻尼系数取刚度系数的百分比值是根据不同的工况来定的。本文分别选取阻尼系数为刚度系数值的0.1％、0.2％…1％，计算不同阻尼系数下的齿轮啮合力，得到相应的齿轮啮合力曲线，并对得到的啮合力曲线中仿真失效的曲线进行筛选，最终确定本文仿真中接触阻尼系数取刚度系数的0.5%，其值为8350Ns/mm。③力指数e。力指数反映了材料的非线性程度。在仿真中，对于金属材料力指数取12 第2章齿轮箱多体动力学建模与运动仿真分析值为1.5。④最大穿透深度d。最大穿透深度代表了阻尼达到最大时两物体的穿透量。本文根据ADAMS的帮助文件选取最大穿透深度d为0.01mm。⑤库伦摩擦力参数。根据齿轮材料属性，利用ADAMS帮助文件选取动摩擦系数fdy为0.16，静摩擦系数fst为0.23，动摩擦相对滑移速度vlr为10mm/s，最大静摩擦相对滑移速度vs为0.1mm/s。根据上述选取的参数，现将仿真中所需的参数归纳列于表2.1中。表2.1仿真参数的选取仿真参数取值接触刚度系数k（N/mm）1.67×106接触阻尼系数c（Ns/mm）8350力指数e1.5最大穿透深度d（mm）0.01动摩擦系数fdy0.16库伦摩擦力静摩擦系数fst0.23相关参数动摩擦相对滑移速度vlr（mm/s）10最大静摩擦相对滑移速度vs（mm/s）0.1通过上文分析，本文在考虑齿轮啮合时齿廓啮合点位置不断变化的实际情况，基于Herz弹性理论，得到了仿真用齿轮刚度系数的计算公式，并利用IMPACT函数，通过选取合理的计算参数，在ADAMS中建立了齿轮接触的动力学模型，为后续齿轮箱多刚体动力学模型的建立提供依据。2.2.4多刚体动力学模型的建立目前对于齿轮传动系统的动态分析中很少考虑由于轴承刚度变化对系统的影响，仿真得到的结果不能完全反映齿轮传动系统的实际情况。因此，本文针对上述存在的问题，在齿轮接触动力学模型的基础上，考虑轴承刚度变化对系统的影响对轴承进行模拟，并根据实际情况对齿轮箱系统添加约束和负载，建立齿轮箱的多刚体动力学模型。（1）轴承的模拟轴承作为齿轮箱中重要的组成部分，为了更加准确的得到齿轮箱的动力学特性，所以有必要考虑轴承刚度变化对齿轮箱系统的影响。本文在ADAMS中采用了衬套力工具来模拟轴承的动态性能。衬套力工具是一种柔性连接，通过施加线性力将两个零件连接13 哈尔滨工程大学硕士学位论文在一起。通过定义3个方向的力和力矩（，，，，，）FFFTTT可以来定义衬套力工具xyzxyz中的线性力大小。衬套力的计算公式如下[65]：FRxxKC1111νxF1FRKCνFyy2222y2FRKCνFzz3333z3=−−+（2-3）TTxxKC44θω44x1TKCθωTyy5555y2TzzKC66θω66zT3式中：F，T分别表示力和力矩；R，θ，v，ω分别表示第一个构件作用点与第二个构件作用点之间的相对位移、相对转角、相对速度、相对角速度；K，C分别表示衬套力的刚度系数和阻尼系数。由式（2-3）可知，衬套力将轴承模拟为一个线性的弹簧阻尼系统，衬套力的大小与相对位移和相对速度成正比。通过衬套力的添加可以模拟在齿轮传动过程中由于冲击碰撞而引起传动轴位置和角度的改变，能够体现轴承刚度变化对系统的影响，使得仿真得到的结果更加准确。齿轮箱系统一共有10个轴承，分别在这10个轴承位置添加衬套力，使箱体与轴通过衬套力连接起来。在添加衬套力时，由于旋转轴有一个自由度是不受约束的，所以根据实际情况将那个自由度上的刚度和阻尼系数都设置为0，其余自由度上的刚度系数设置为105N/mm，阻尼系数设置为1000Ns/mm。（2）施加约束和负载为了模拟齿轮箱系统的真实运动情况，需要对齿轮箱各个零部件施加约束，使各个零部件之间具有一定的相对运动关系。本文根据齿轮箱的实际约束情况，将齿轮箱下箱体各个螺栓孔的中心处添加固定副，使齿轮箱与大地固连在一起。然后根据给定的齿轮箱的运行工况，在输入轴上施加单方向力矩来模拟齿轮箱工作时所受的负载。在ADAMS仿真中一般都是采用旋转副来驱动物体旋转，但旋转副并不能够满足本文的仿真需求，这是因为在输入轴上添加旋转副后，旋转副会限制输入轴的3个平动自由度和2个旋转自由度，使得输入轴仅保留有自身旋转方向的一个自由度，因此在动力学仿真过程中输入轴的位置是不会发生变化的，这样就会使得在仿真过程中无法考虑轴承以及箱体的刚度变化对齿轮啮合的影响。因此，本文针对在ADAMS仿真中旋转副无法综合考虑轴承和齿轮箱箱体刚度变化的问题，使用点驱动来代替原来的旋转副来驱动输入轴旋转。点驱动与旋转副不同，它是在两个构件上的两点间建立约束关系，添加点14 第2章齿轮箱多体动力学建模与运动仿真分析驱动后只限制了输入轴的一个自由度，于是轴承和齿轮箱箱体刚度的变化对齿轮箱系统的影响也能够体现出来，所以使用点驱动比使用旋转副能够更好地反映齿轮啮合时的动态性能。因此本文在齿轮箱的两个输入轴上分别添加点驱动来模拟轴的旋转运动，并根据实际运行工况设置其相应的转速。2.2.5刚柔耦合动力学模型的建立前面在ADAMS中建立的齿轮箱系统模型属于多刚体动力学模型，多刚体动力学模型在仿真过程中不考虑各个构件的刚度变化以及变形等因素的影响，仿真得到的结果有时无法满足所需的精度要求。于是为了能够更好的模拟和分析齿轮箱工作过程中的动态性能，本文在保证计算精度的同时为了能够有着更快的计算速度，因此仅考虑箱体刚度变化的影响，对齿轮箱的箱体进行柔性化处理，建立齿轮箱系统的刚柔耦合动力学模型。在ADAMS中主要可以通过以下三种方式得到柔性体[65]：①离散柔性连接。离散柔性连接是将一个刚性构件划分成很多个小的刚性部分，每个刚性部分通过柔性梁连接起来。②在ADAMS/ViewFlex模块中直接生成构件的模态中性文件（MNF）。③利用其它有限元软件创建得到该构件的模态中性文件，并将计算得到的模态中性文件导入到ADAMS中替换掉原有的刚性部件。在上述三种方法中，第一种离散柔性连接方法只适用于梁结构部件；第二种方法只适用于简单的构件，针对齿轮箱箱体这种复杂结构无法处理；于是本文采用了第三种方法，在有限元前处理软件HyperMesh中来创建齿轮箱箱体的模态中性文件。在有限元软件HyperMesh中创建齿轮箱箱体的模态中性文件的主要过程如下[66]：①划分网格并设置单元及材料属性；②添加约束；③创建刚性区域并选择刚性点；④添加柔性体的输出控制信息；⑤计算得到箱体的模态中性文件。在HyperMesh中创建的齿轮箱箱体的柔性体如图2.3所示，齿轮箱柔性体模型共有408237个节点，1476846个单元。15 哈尔滨工程大学硕士学位论文图2.3HyperMesh中创建的齿轮箱箱体柔性体在HyperMesh中完成模态中性文件的创建后，于是将其导入到ADAMS中替换掉原来的刚性箱体。在替换过程中使用三点法对柔性齿轮箱箱体进行定位，即分别选取柔性箱体上三个点和其在刚性箱体上所对应的三个点，使导入后的柔性箱体与所要替换的刚性箱体完全重合。替换完成后柔性箱体就通过刚性区域与输入轴和输出轴连接在一起，并且原来施加在刚性箱体上的所有约束和负载都直接转移到柔性箱体上，由此完成了齿轮箱系统的刚柔耦合模型的创建，如图2.4所示。图2.4齿轮箱刚柔耦合动力学模型2.3齿轮箱多体动力学仿真分析本节根据建立的齿轮箱刚柔耦合动力学模型，对其进行多体动力学仿真分析，得到齿轮转速、啮合力、轴承支反力等参数的时域数据，将上述参数进行离散傅里叶变换得到相应的频域结果，并对各参数的频域结果进行分析，验证仿真的正确性。同时，为了研究外部负载变化对齿轮箱工作性能的影响，本节还分析几种负载变化的工况下齿轮啮16 第2章齿轮箱多体动力学建模与运动仿真分析合力和输入轴转矩的变化情况。2.3.1仿真结果的分析与验证本文对齿轮箱的刚柔耦合动力学模型进行多体动力学仿真分析，得到齿轮转速、啮合力、轴承支反力等参数的时域数据，并利用齿轮啮合频率与上述参数频域结果的峰值频率点进行对比，验证仿真的正确性。本文的仿真总时间为2s（包含20个周期），步长为2×10-5s，采用BDF积分程序对建立的动力学微分方程进行了求解，计算得到了输入轴、输出轴的转速，齿轮副的啮合力以及各个轴承的支反力的时域曲线，将得到的齿轮啮合力和轴承支反力的时域结果进行快速傅里叶变换，得到相应的频域结果。截取仿真得到的输入轴和输出轴0～1s的转速，如图2.5、2.6所示。由图可以看出，齿轮箱在0～0.04s的启动阶段输入轴和输出轴的转速波动很大，这是因为在启动阶段输入轴的转矩发生突变而导致的；在经过启动阶段后齿轮箱进入了平稳运行状态，从0.05s开始齿轮箱输入轴和输出轴的转速都趋于稳定，此时输出轴的转速有轻微的波动，这是由于齿轮在啮合过程中轮齿的啮入和啮出存在冲击的现象，这反映了齿轮在传动过程中的动力学特征。图2.5输入轴转速图2.6输出轴的转速17 哈尔滨工程大学硕士学位论文同样提取齿轮箱稳定运行阶段时0.7~1s的齿轮啮合力和轴承支反力，并对其进行离散傅里叶变换，得到齿轮啮合力和轴承支反力的频域结果，如图2.7~2.11所示。（a）时域曲线（b）频域曲线图2.7齿轮副1的齿轮啮合力（a）时域曲线（b）频域曲线图2.8输入轴1号轴承支反力（a）时域曲线（b）频域曲线图2.9输入轴5号轴承支反力18 第2章齿轮箱多体动力学建模与运动仿真分析（a）时域曲线（b）频域曲线图2.10输出轴4号轴承支反力（a）时域曲线（b）频域曲线图2.11输出轴6号轴承支反力由图2.7齿轮啮合力的时域曲线可以看出，齿轮啮合力在齿轮箱稳定运行阶段时呈现出了周期性的上下波动。这种波动是由于齿轮在啮合时当轮齿从开始啮入到完全啮合，此时齿轮啮合力也随着啮入的过程不断增大到峰值；当轮齿逐渐从啮合区域开始啮出时，此时齿轮啮合力也就随之相应的减小。齿轮啮合力周期性上下波动的现象反映了轮齿不断啮入和啮出的动态啮合过程。由图2.8~2.11轴承支反力的时域曲线同样可以看出，轴承支反力的变化规律与齿轮啮合力相似，也是呈现周期性的上下波动，轴承支反力的这种波动是由齿轮啮合力的变化而引起的；并且输出轴的轴承支反力要大于输入轴的轴承支反力，这是因为输出轴上只有2个轴承支撑，而输入轴上则有4个轴承。为了对得到的仿真结果进行进一步的分析与验证，本文对齿轮啮合力和轴承支反力进行了离散傅里叶变换，得到其相应的频域结果，并利用齿轮啮合频率去验证频域曲线中出现峰值的频率点。19 哈尔滨工程大学硕士学位论文齿轮的啮合频率理论计算公式[67]：nz⋅f=i（2-4）60式中：f是齿轮的啮合频率；n是齿轮的转速；z是齿轮的齿数；i=1，2，3，…。代入参数可计算得到齿轮的啮合频率为f=640Hz。由图2.7~2.11中的频域曲线可以看出，图中在640Hz，1280Hz，1920Hz，2560Hz，3200Hz等位置均出现了峰值点，这些峰值点分别对应了齿轮啮合频率的一倍频，二倍频，三倍频，四倍频，五倍频等，仿真分析结果与理论计算结果的一致性，验证了齿轮箱动力学模型建立的正确性以及仿真的合理性。2.3.2外部负载变化对齿轮箱运行性能的影响由于齿轮箱系统在实际运行过程中可能会受到外部干扰从而导致负载发生变化，这种负载的变化可能会对齿轮箱系统的正常运行造成一定的影响。为了研究外部负载变化对齿轮箱系统运行性能的影响，所以本文在仿真中通过人为的施加干扰来模拟齿轮箱运行过程中负载可能发生的变化。本文主要研究了两种负载变化对齿轮箱系统的影响：一种是负载在短时间内的突变对齿轮箱系统的影响，一种是负载在较长时间内持续波动对齿轮箱系统的影响。（1）负载突变对齿轮箱运行性能的影响齿轮箱在实际运行过程中可能会在某一时刻负载突然发生较大的变化，这种负载的突然变化可能会对齿轮箱的性能和寿命都造成影响，于是本节具体研究这种负载的突变导致的齿轮啮合力的变化情况。本节共列举了四种工况下齿轮啮合力随负载的变化情况，在ADAMS仿真过程中是通过STEP函数来模拟外部扭矩的突变的。工况一至工况四的负载和齿轮啮合力变化情况如图2.12所示。（a）工况一20 第2章齿轮箱多体动力学建模与运动仿真分析（b）工况二（c）工况三（d）工况四图2.12不同工况下负载突变齿轮啮合力的变化情况由图2.12可以看出，工况一和工况二的负载发生了正突变，而工况三和工况四的负载是发生了负突变。工况一的负载是在0.5s到0.51s间由1.27×109N·mm正突变到3.81×109N·mm，而后从0.51s到0.52s又恢复到平稳运行时的额定负载；工况二的负载是在0.5s到0.51s间由1.27×109N·mm正突变到6.35×109N·mm，而后从0.54s到0.55s又21 哈尔滨工程大学硕士学位论文恢复到平稳运行时的额定负载；工况三是在0.5s到0.51s间负载由1.27×109N·mm负突变到6.35×108N·mm，而后从0.54s到0.55s又恢复到平稳运行时的额定负载，工况四是在0.5s到0.51s间负载由1.27×109N·mm负突变到3.81×108N·mm，而后从0.54s到0.55s又恢复到平稳运行时的额定负载。由图2.12可知，齿轮啮合力是随着负载的变化而变化，即当负载发生突变后，齿轮啮合力也随即发生突变，当负载逐渐恢复正常后，齿轮啮合力会在较短时间内也逐渐恢复正常。同时可以看到当负载发生正突变时，齿轮啮合力变化趋势与负载的变化趋势相同；而当负载发生负突变时，此时齿轮啮合力就会比较紊乱，甚至出现啮合力缺失的现象。为了进一步研究负载突变对齿轮啮合力的具体影响，现将突变后的负载与齿轮啮合力进行比较分析，列表于2.2中。表2.2各工况齿轮啮合力负载变化前后比较单位：N·mm名称工况一工况二工况三工况四91.27×1091.27×1091.27×109负突变前1.27×1096.35×1096.35×1083.81×108载突变后3.81×10值变化百分比+300%+500%-50%-70%59.36×1059.36×1059.36×105齿轮啮突变前9.36×1061.61×1062.84×1051.91×105合力平突变后1.15×10均值变化百分比+22.9%+70.9%-69.7%-79.6%由表2.3可知，工况一下的负载发生正突变，增大了300%，而在这段时间内的齿轮啮合力的平均值从9.36×105N·mm变到1.15×106N·mm，增大了22.9%；工况二下的负载发生正突变，增大了500%，而在这段时间内的齿轮啮合力的平均值从9.36×105N·mm变到1.61×106N·mm，增大了70.9%；工况三下的负载发生负突变，减小了50%，而在这段时间内的齿轮啮合力的平均值从9.36×105N·mm变到2.84×105N·mm，减小了69.7%；工况四下的负载发生负突变，减小了70%，而在这段时间内的齿轮啮合力的平均值从9.36×105N·mm变到1.91×105N·mm，减小了79.6%。经过对比表中数据可以得知，当负载发生较大的正突变时，此时齿轮啮合力会跟随负载发生相应的变化，同负载变化幅度相比齿轮啮合力的平均值变化相对较小；而当负载发生负突变时，此时齿轮啮合力的平均值变化幅度略微大于负载变化的幅度。综上所述：通过对比图2.12和表2.2可以得知，当负载发生正突变时，此时齿轮啮合力的变化相对负载的变化较小，总体上对齿轮箱运行性能的影响较小；而当负载发生负突变时，此时齿轮啮合力的变化较大，甚至出现啮合紊乱以及啮合力缺失等现象，由22 第2章齿轮箱多体动力学建模与运动仿真分析此可知当负载发生较大的负突变时对齿轮箱的运行性能影响较大。（2）负载波动对齿轮箱运行性能的影响齿轮箱在实际运行过程中同样存在负载波动的情况，这种负载的波动相较负载突变负载变化持续的时间更长，但是变化的范围相对较小。本节研究了这种负载的波动对齿轮啮合力和输入轴转矩的具体影响情况，共列举了三种工况下齿轮啮合力和输入轴转矩随负载的变化情况，在ADAMS仿真过程中是通过正弦函数来模拟外部负载扭矩的波动的。工况一至工况三齿轮啮合力和输入轴转矩的变化情况如图2.13所示。（a）工况一（b）工况二（c）工况三图2.13不同工况下齿轮啮合力和输入轴转矩的变化情况图中工况一的负载波动幅值取理论负载的30%，工况二的负载波动幅值取理论负载23 哈尔滨工程大学硕士学位论文的50%，工况三的负载波动幅值取理论负载的100%。从图中曲线变化规律可以看出，当负载发生波动时，此时齿轮啮合力和输入轴转矩也会跟随负载的波动而波动。其中随着波动的峰值变大，可以看到工况二和工况三在负向波动时齿轮啮合力和输入轴转矩均出现了紊乱甚至缺失的现象。将各工况下齿轮啮合力和输入轴转矩在负向变化时的平均值与原工况的平均值进行比较，列于表2.3中。表2.3各工况齿轮啮合力负载变化前后比较单位：N·mm名称工况一工况二工况三554齿轮啮合力平均值3.678×102.8584×108.8293×10与原工况结果的误差24.9%41.6%81.9%输入轴转矩平均值1.5022×1081.1725×1083.6501×107与原工况结果的误差24.6%41.1%81.7%由上表对比可知，在各个工况下当负载发生负向变化时，此时齿轮啮合力和输入轴转矩与正常工况时的仿真结果相差较大。齿轮啮合力在工况一下变化了24.9%，在工况二下变化了41.6%，在工况三下变化了81.9%。输入轴转矩在工况一下变化了24.6%，在工况二下变化了41.1%，在工况三下变化了81.7%。同时结合图2.13可以知道在工况二和工况三中，当负载发生负向波动时，齿轮啮合力和输入轴转矩均出现缺失的现象，其中工况三尤为明显。由此可知，当负载在负向波动的幅值过大时，此时齿轮啮合力和输入轴转矩都会发生较大的变化，因此会对齿轮箱的运行性能造成较大的影响。综上所述，通过研究外部负载突变和负载波动这两种负载变化对齿轮箱运行性能的影响，可以得出结论：当负载发生正向变化时，此时齿轮啮合力会跟随负载的变化而变化，但变化的幅度较小；而当负载发生负向变化时，此时齿轮啮合力、输入轴转矩等都会产生很大的变化，甚至出现缺失和紊乱的现象。由此可知，负载的负向变化对齿轮箱的正常运行性能有着较大的影响。2.4本章小结本章主要是建立了齿轮箱的多体动力学模型，并对其进行了多体动力学仿真分析。为了能够更好的模拟齿轮传动的动态过程，本文利用了ADAMS中的IMPACT函数来模拟齿轮传动时的冲击碰撞，由此建立得到了齿轮接触动力学模型；为了考虑齿轮箱工作过程中轴承刚度变化的影响，本文利用ADAMS中的衬套力将轴承视为线性的弹簧阻24 第2章齿轮箱多体动力学建模与运动仿真分析尼系统，模拟了仿真过程中轴承的刚度变化；同时本文使用点驱动代替了原有的旋转副来驱动轴的旋转运动，解决了在ADAMS仿真中使用旋转副来驱动轴运动时无法考虑轴承刚度的问题；为了考虑齿轮箱箱体刚度变化对齿轮箱系统的影响，本文将动力学模型中的箱体进行了柔性化处理，得到齿轮箱的刚柔耦合动力学模型。为了得到齿轮箱系统的动力学特性，本文对建立的齿轮箱多体动力学模型进行了仿真分析，得到齿轮转速、啮合力、轴承支反力的时域结果；本文利用齿轮啮合频率与各参数频域曲线的峰值频率点进行了比较，峰值频率与理论计算的啮合频率值相吻合，从而验证了仿真结果的正确性；同时，本文针对齿轮箱运行过程中外部负载可能会发生变化的情况，研究了外部负载发生突变和波动两种情况下对齿轮箱运行性能的影响，通过分析负载变化下齿轮啮合力、输入轴转矩等的变化情况可以得知：当负载发生正向变化时对齿轮箱运行性能影响较小，而当负载发生负向变化时对齿轮箱的运行性能有着较大的影响。25 哈尔滨工程大学硕士学位论文26 第3章齿轮箱振动特性分析第3章齿轮箱振动特性分析3.1引言本章根据齿轮箱的结构特点，建立齿轮箱箱体的有限元模型。为了避免齿轮箱在工作过程中产生共振的现象，本章对齿轮箱的箱体进行模态分析，得到齿轮箱箱体的固有频率和固有振型，并将箱体的固有频率与输入轴、输出轴的转频、齿轮啮合频率进行比较。为了得到齿轮箱系统的振动响应特性，本章计算求解箱体表面上各个测点的振动速度和振动加速度。为了能够更直观的反映齿轮箱箱体的振动情况，本章还分别计算齿轮箱系统的振动烈度和齿轮箱的加速度级结构噪声，以此来对齿轮箱的振动量级进行评估。3.2齿轮箱的模态分析为了能够避免齿轮箱在运行过程中发生共振的现象，本节针对箱体的特点建立箱体的有限元模型，并对其进行模态分析，得到箱体的固有频率和固有振型。3.2.1箱体有限元模型的建立为了得到更加准确的齿轮箱箱体的有限元模型，本文对齿轮箱进行一些必要的简化处理和模型分割处理，并在ANSYSWorkbench中利用六面体单元对其进行网格划分，由此建立齿轮箱箱体的有限元模型。齿轮箱箱体的简化是通过在SolidWorks中将模型中各个零件的倒角等进行压缩处理，从而划分得到更高质量的单元网格。同时，由于齿轮箱箱体的结构形状较为复杂且各个零件不规则，直接对其进行网格划分难以得到平整一致的网格，且得到的网格质量较差，所以在对模型进行网格划分前还需对各个零件进行分割处理。模型分割处理的原则是在分割时尽量将齿轮箱箱体的各个零件分割成规整的板或块，这样划分得到的网格会十分规则平整。齿轮箱箱体模型经过简化和分割处理后，本文在ANSYSWorkbench中利用六面体单元对其进行了网格划分，这是由于六面体单元相对于四面体单元划分得到的网格单元更加均匀和平整，且六面体单元的体表单元与内部单元能够保持一致的形状。箱体网格划分完成后一共具有349219个单元，1341356个节点。本文还利用了正交品质检测对划分得到的箱体网格单元进行了网格质量检查，根据检查结果显示箱体的网格质量良好。27 哈尔滨工程大学硕士学位论文最后根据实际情况对齿轮箱下箱体的各个螺栓孔处添加固定约束，使箱体与大地固连在一起，由此建立得到了齿轮箱箱体的有限元计算模型，如图3.1所示。图3.1齿轮箱箱体的有限元计算模型3.2.2箱体模态分析为了得到齿轮箱箱体的固有振动特性，本文基于上节中建立的箱体有限元模型，对其进行模态计算求解，得到齿轮箱箱体的固有频率和固有振型。本文根据齿轮箱箱体的有限元模型，在ANSYSWorkbench中对其进行了模态分析，得到了箱体的固有频率和振型，其前20阶的固有频率和振型特征如表3.1所示。由表3.1可以看到，齿轮箱箱体的第1阶固有频率为49.57Hz，第20阶的固有频率为111.87Hz，从第1阶的固有频率到第20阶的固有频率只变化了62.3Hz，频率总的变化范围较小，并且各阶的固有频率之间的变化幅度也较小。而在这前二十阶箱体的固有振型中，其中以第4阶、第5阶、第7阶、第19阶和第20阶箱体的振型变化较大，主要表现为齿轮箱上箱体和下箱体的弯扭振动变形；而其余各阶的振型主要表现为箱体壁面的收缩扩张和油底壳内部板块弯曲振动。本文通过对齿轮箱箱体的模态分析得到了箱体的固有振型，箱体前10阶的固有振型如图3.2所示。由图3.2齿轮箱箱体的前10阶的模态振型图可以看到，齿轮箱箱体在第4阶、第5阶和第7阶整体的振动变形较大，主要表现为上箱体和下箱体的弯扭振动变形；而另外的7阶模态的变形主要集中在了油底壳内部的一些板块的变形以及壁面的收缩扩张变形。由此可以看出，箱体的工作频率在第4阶、第5阶和第7阶频率附近时，此时箱体发生共振时会产生更大的振动变形，对齿轮箱的正常运行影响也最大；而在前10阶的其它各阶频率中，它们在共振时主要表现为油底壳的壁面和内部板块的变形振动，变化的幅度较小，对于齿轮箱整体的振动影响也相对较小。28 第3章齿轮箱振动特性分析表3.1箱体前20阶的固有频率和振型模态阶数固有频率（Hz）固有振型的特征149.57油底壳过滤板弯曲振动252.04油底壳过滤板弯曲振动356.09油底壳过滤板弯曲振动457.17上箱体扭曲振动570.76上箱体和下箱体扭曲振动684.09油底壳过滤板扭转振动784.35上箱体壁扩张振动892.95油底壳壁扩张振动995.07油底壳壁收缩振动和底板弯曲振动1095.55油底壳壁收缩振动和底板弯曲振动1197.04油底壳壁扩张振动1298.68上箱体壁收缩扩张振动1399.48油底壳底板弯曲振动1499.70油底壳底板弯曲振动15101.23上箱体壁扩张振动16101.91油底壳壁收缩扩张振动17104.69油底壳过滤板弯曲振动18108.88油底壳过滤板弯曲振动19111.69下箱体弯曲振动20111.87下箱体弯曲振动（a）第1阶固有振型（b）第2阶固有振型29 哈尔滨工程大学硕士学位论文（c）第3阶固有振型（d）第4阶固有振型（e）第5阶固有振型（f）第6阶固有振型（g）第7阶固有振型（h）第8阶固有振型30 第3章齿轮箱振动特性分析（j）第9阶固有振型（k）第10阶固有振型图3.2齿轮箱箱体前10阶的固有振型图由于齿轮箱的输入轴转速为600r/min、传动比为3.328，由此可以计算得到齿轮箱输入轴和输出轴的转频分别为10Hz和3Hz。将输入轴和输出轴的转频、齿轮啮合频率以及齿轮箱箱体的第1阶和第20阶模态频率列于表3.2中。表3.2齿轮箱的频率比较名称输入轴输出轴齿轮啮合第1阶模态第20阶模态转频转频频率频率频率频率（Hz）10364049.57111.87由表3.2可以看到，齿轮箱输入轴的转频为10Hz，输出轴的转频为3Hz，它们的频率均远小于齿轮箱箱体的第一阶模态频率49.57Hz，所以齿轮箱的输入轴和输出轴在传动过程中不会引起齿轮箱的共振；而又由于在实际工程中一般结构的低阶频率会对结构的共振和安全造成较大的影响，而齿轮啮合频率为640Hz，齿轮箱箱体的第20阶模态频率为111.87Hz，可以看到齿轮啮合频率也是远大于齿轮箱箱体的前20阶模态频率的，因此齿轮在啮合过程中同样也不会造成齿轮箱的共振。3.3齿轮箱的谐响应分析为了分析齿轮箱系统在工作过程中的振动特性，本文基于齿轮箱箱体的有限元模型，在ANSYSWorkbench中对齿轮箱进行谐响应分析，计算得到箱体表面各测点的振动速度和振动加速度曲线。本文在进行齿轮箱谐响应分析时是基于3.2节中建立的齿轮箱的有限元模型，谐响应分析时对模型所施加的约束条件与模态分析时一致，都是将齿轮箱下箱体中的各个螺栓孔添加固定约束；由于在第2章的动力学仿真分析中已经计算得到了轴承支反力的频31 哈尔滨工程大学硕士学位论文域结果，所以在ANSYSWorkbench中进行谐响应分析时直接将ADAMS中得到的轴承支反力的频域结果作为其载荷数据来源，且载荷所施加的位置为箱体上各个轴承的安装位置。在进行谐响应求解前还需要设置求解的频率范围以及求解的载荷步数。本文谐响应分析求解的载荷频率范围设置为33～2566Hz，其载荷的步长为8.252Hz，载荷步数总计309步。设置的载荷求解频率范围包括了齿轮箱系统的各阶固有频率，以及齿轮啮合频率的一倍频至四倍频。在ANSYSWorkbench中有三种方法可以进行谐响应计算求解：完全法、缩减法和模态叠加法。由于模态叠加法是利用模态分析得到的结构的固有频率和固有振型来求解系统的振动响应，它与完全法和缩减法相比具有更快的计算速度，计算得到的曲线也更加准确，因此本文采用了模态叠加法对齿轮箱系统的谐响应进行了求解。由于齿轮箱系统不同位置的振动响应是各不相同的，且同一位置的点在不同方向上的振动大小也是不同的。为了能够研究齿轮箱系统具体的振动响应特性，因此还需设置求解振动响应的具体位置。本文根据实际测量位置分别选取了齿轮箱箱体上的6个测点，求解其X、Y、Z三个方向的振动速度和振动加速度响应。6个测点的位置如图3.3所示，其中测点1和测点4为箱体的机脚部位，测点2和测点5为箱体的轴承座部位，测点3和测点6为齿轮箱上箱体和下箱体之间的中分面部位。对齿轮箱系统进行振动响应求解，得到了6个测点在X、Y、Z三个方向的振动速度和振动加速度曲线，如图3.4～3.9所示分别为测点1～测点6在Y方向的振动速度响应曲线。图3.3齿轮箱振动响应测点布置32 第3章齿轮箱振动特性分析图3.4齿轮箱测点1的Y向振动速度图3.5齿轮箱测点2的Y向振动速度图3.6齿轮箱测点3的Y向振动速度图3.7齿轮箱测点4的Y向振动速度33 哈尔滨工程大学硕士学位论文图3.8齿轮箱测点5的Y向振动速度图3.9齿轮箱测点6的Y向振动速度由图3.4～3.9各个测点的振动速度响应曲线可以看出，测点1～测点6的振动速度在低频阶段的时候较大且波动的范围也较大，在经过400Hz之后各测点的振动速度开始明显下降且趋于平稳，并且随着频率的逐渐升高，振动速度总体上呈现减小的趋势；同样测点的振动速度在齿轮啮合频率及其倍频处时，各个测点的振动速度均出现了较大的峰值，并且啮合频率的峰值的大小均随着频率的增加而逐渐衰减，这与之前动力学分析时所得到的规律一致。由得到的测点振动速度响应结果可以看出，测点1在Y方向的振动速度最大值为0.12mm/s，测点2在Y方向的振动速度最大值为15.56mm/s，测点3在Y方向的振动速度最大值为6.12mm/s，测点4在Y方向的振动速度最大值为0.41mm/s，测点5在Y方向的振动速度最大值为2.41mm/s，测点6在Y方向的振动速度最大值为6.19mm/s。由此可以看到，位于齿轮箱箱体机脚部位的测点1和测点4，其振动速度与其它4个测点相比明显偏小，这是因为这两个测点是位于齿轮箱下箱体的机脚部位，而机脚部位在螺栓孔处有固定约束，这就会使得整个机脚部位的刚度变大，所以其振动速度与箱体上轴承座部位的测点以及箱体中分面部位的测点相比就显得较小了。测点3和测点6均位于齿轮箱箱体的中分面位置，两者振动速度的最大值非常接近，表明了齿轮箱在中分面位置的振动是一致的。测点2和测点5对应的都是轴承座的位置，其中测点2的振动速度是所有这些测点中最大的，其最大值达到了15.56mm/s，而测点5的振动速度与测点234 第3章齿轮箱振动特性分析的振动速度相比要小很多，这是因为测点2是小轴承座的表面测点，测点5是大轴承座的表面测点，由于大轴承座的刚度比小轴承座的刚度要好，更不容易引起振动，因此大轴承座位置的振动速度比小轴承座的振动速度要小很多。3.4齿轮箱系统振动量级的评估为了能够对齿轮箱系统的振动情况进行定量的分析，本节通过计算齿轮箱系统的振动烈度和齿轮箱的加速度级结构噪声来评估齿轮箱的振动量级。3.4.1齿轮箱系统振动烈度的计算系统的振动烈度是将系统的振动情况进行定量的描述[74]，通过计算得到系统的振动烈度可以直接反映出系统的振动大小和振动状态，方便评估由于振动对整个系统造成的影响。按照规定，振动烈度取系统中10～1000Hz频率范围内所有测点振动速度的有效值的合成值，系统振动烈度的计算公式如下[70]：222VVxzVyVs=++（3-1）NNNxyz式中：Vs表示系统的振动烈度；Vx、Vy、Vz分别表示测点在x、y、z三个方向振动速度的有效值；Nx、Ny、Nz分别表示x、y、z三个方向的测点数。根据3.3节中谐响应分析的计算结果，得到了齿轮箱系统的6个测点分别在X、Y、Z三个方向上振动速度的频域曲线，选取这6个测点从10到1000Hz频率范围内的振动速度，计算该频率范围内各测点振动速度的均方根值，得到了各个测点在X、Y、Z三个方向振动速度的有效值。齿轮箱系统6个测点在X、Y、Z三个方向的振动速度有效值如表3.3所示。表3.3各测点振动速度的有效值单位：mm/s名称测点1测点2测点3测点4测点5测点6振动速X方向0.4013.046.950.4582.8115.125度的有Y方向0.18417.048.300.5454.446.28效值Z方向0.1254.546.830.4102.267.44由表3.3得到的各个测点振动速度的有效值可以看出，测点1和测点4在X、Y、Z三35 哈尔滨工程大学硕士学位论文个方向上的振动速度有效值都很小，均不超过0.6mm/s，其对应的测量位置为齿轮箱的机脚部位；而测点2、3、5、6振动速度的有效值相对较大，它们所对应的位置为齿轮箱的轴承座部位和箱体之间的中分面部位。同时，测点2、测点6振动速度的有效值比测点3和测点5的振动速度有效值要偏大。由此可以得知，齿轮箱的振动主要表现为齿轮箱箱体上的轴承座、中分面等各个部位的振动，它们的振动速度响应远大于齿轮箱下箱体的各个机脚部位。将表3.3中得到的振动速度的数据代入式（3-1）中，计算得到了齿轮箱系统的振动烈度为8.58mm/s。3.4.2齿轮箱加速度级结构噪声本文通过对齿轮箱的加速度级结构噪声进行计算求解，得到齿轮箱测点位置的噪声大小，通过加速度级结构噪声的大小可以用来评估齿轮箱的振动量级。加速度级结构噪声的表达式如下[71]：aL=20lg（3-2）aa0式中：La为加速度级结构噪声，单位dB;a为加速度的有效值；a-6m/s2。0为基准加速度，a0=10由于一般在分析频域内的噪声时，是不需要对每一个频率点都去进行分析，通常只是分析每一段频域内总体的噪声大小。通常用恒定相对带宽频带来划分一段连续的频率，恒定相对带宽频带是指每一个频段内上限频率值和下限频率值的比值保持不变。其表达式为[71]：f2n=2（3-3）f1式中：f2、f1分别为频段内的上限、下限频率值；n=1为倍频程，n=1/3为1/3倍频程。本文是采用了1/3倍频程的方法将3.3节中得到的6个测点Y方向的振动加速度频域响应曲线进行了处理，代入式（3-2）中计算得到了齿轮箱1/3倍频程处理后的加速度级结构噪声。表3.4～3.7分别为测点1、测点2、测点3和测点6在40～2000Hz频率范围内的加速度级结构噪声。36 第3章齿轮箱振动特性分析表3.4测点1加速度级结构噪声频率（Hz）40506380100125结构噪声（dB）43.339.789.576.867.763.8频率（Hz）160200250315400500结构噪声（dB）66.479.077.685.943.343.6频率（Hz）6308001000125016002000结构噪声（dB）81.346.843.770.637.563.6表3.5测点2加速度级结构噪声频率（Hz）40506380100125结构噪声（dB）65.655.5116.7107.199.991.6频率（Hz）160200250315400500结构噪声（dB）104.2111.4119.8127.194.489.5频率（Hz）6308001000125016002000结构噪声（dB）113.685.282.792.277.894.9表3.6测点3加速度级结构噪声频率（Hz）40506380100125结构噪声（dB）76.973.5123.797.888.890.3频率（Hz）160200250315400500结构噪声（dB）98.4120.7108.5124.990.288.6频率（Hz）6308001000125016002000结构噪声（dB）114.581.179.9103.673.996.5表3.7测点6加速度级结构噪声频率（Hz）40506380100125结构噪声（dB）78.073.3123.297.091.898.0频率（Hz）160200250315400500结构噪声（dB）109.6117.0118.7129.495.690.7频率（Hz）6308001000125016002000结构噪声（dB）123.791.788.6114.382.3106.2由表3.4～3.7中的数据可以看出，测点1的加速度级结构噪声与其它测点相比明显偏小，其峰值仅为89.5dB，这是因为测点1位于齿轮箱的机脚位置，机脚位置的刚度较大，所以测点1位置的振动加速度也偏小，由此计算得到的加速度级结构噪声也相应较小。而测点2、测点3和测点6位于齿轮箱轴承座部位和中分面部位，其振动加速度也就相应较大，它们结构噪声的峰值分别是127.1dB、124.9dB、129.4dB，可以看到这337 哈尔滨工程大学硕士学位论文个测点的加速度级结构噪声的峰值是较为接近的，均在124～130dB之间。测点1、测点2、测点3和测点6的加速度级结构噪声曲线如图3.10、3.11所示。图3.10测点1和测点2的加速度级结构噪声曲线图3.11测点3和测点6的加速度级结构噪声曲线从图3.10和图3.11各个测点加速度级结构噪声曲线的变化规律可以看到，4个测点均是在63Hz、315Hz、630Hz、1600Hz、2000Hz的频段内结构噪声存在峰值。在63Hz和315Hz频段内加速度级结构噪声的峰值是由齿轮箱的模态频率引起的，因为在63Hz和315Hz这两个频段附近，齿轮箱模态振型表现为齿轮箱箱体整体的振动变形，而不是在某些局部位置的振动变形，这就会使得齿轮箱各个位置的振动加速度也相应较大，所以在这两个频段内产生了峰值。而在630Hz、1600Hz、2000Hz频段内结构噪声的峰值是由齿轮啮合引起的，它们分别对应了齿轮啮合频率640Hz、啮合频率的二倍频1280Hz、啮合频率的三倍频1920Hz；且从图中可以看出这3个频段的峰值是逐渐减小的，这也符合振动加速度随着齿轮啮合频率的上升而逐步衰减的规律。38 第3章齿轮箱振动特性分析3.5本章小结本章根据齿轮箱的结构特点，建立了齿轮箱箱体的有限元模型，对齿轮箱箱体进行了模态分析，得到了齿轮箱箱体的固有频率和固有振型，并将箱体的固有频率与输入、输出轴的转频、齿轮啮合频率进行了比较，验证了齿轮箱在工作过程中不会发生共振。为了分析研究齿轮箱工作过程中的振动特性，本章在ANSYSWorkbench中基于模态叠加法计算得到了齿轮箱箱体的振动速度和振动加速度。为了能够对齿轮箱的振动量级进行评估，本章利用振动速度计算得到了齿轮箱系统的振动烈度为8.58mm/s，利用振动加速度计算得到了齿轮箱6个测点的加速度级结构噪声最大值为129.4dB，根据计算得到的振动烈度和加速度级结构噪声可以直观的看出齿轮箱系统的振动情况。39 哈尔滨工程大学硕士学位论文40 第4章齿轮箱辐射噪声分析第4章齿轮箱辐射噪声分析4.1引言为了得到齿轮箱运行过程中的辐射噪声特性，本章基于边界元法建立齿轮箱的声学模型，求解计算齿轮箱的表面声压和辐射空气噪声，得到场点位置处噪声大小和频率的关系。为了能够找出齿轮箱辐射噪声的噪声源所在，本章根据齿轮箱的结构特点进行声学面板划分，并对齿轮箱进行声压面板贡献量和声功率面板贡献量分析，找出齿轮箱中辐射噪声较大的面板，为后续齿轮箱的降噪优化设计提供依据。4.2齿轮箱声学边界元模型的建立为了能够计算得到更加精确的齿轮箱辐射噪声结果，因此建立可靠的齿轮箱声学模型是非常有必要的。本文通过在Virtual.LabAcoustics软件中利用声学边界元法建立得到齿轮箱的声学模型。本文是基于ANSYSWorkbench中谐响应计算得到的齿轮箱有限元模型来建立声学模型的，将ANSYSWorkbench中的有限元模型导入到Virtual.LabAcoustics中，如图4.1所示。导入到Virtual.LabAcoustics中的有限元模型不仅包括了齿轮箱的有限元网格，还包括了在ANSYSWorkbench中进行谐响应计算得到的齿轮箱的振动数据[72]。图4.1齿轮箱结构有限元模型在Virtual.LabAcoustics中主要有两种方法用来计算结构的辐射声场特性：声学有限元法和声学边界元法。声学有限元法是利用结构有限元体网格的振动去求解辐射声场特性，而声学边界元法则是利用提取得到的结构的声学面网格的振动来求解辐射声场特性的。虽然有限元法在求解一般声场特性时具有一定的优势，但是在面对本文这样的结构复杂且计算量很大的齿轮箱模型时，有限元法基本无法实现声学的求解，此时声学边界41 哈尔滨工程大学硕士学位论文元法就能够很好地解决这一问题，所以本文采用了声学边界元法来求解齿轮箱的声场特性。声学面网格的划分是建立声学模型的基础。本文在划分齿轮箱的声学面网格时，由于导入的齿轮箱结构有限元网格是不封闭和不连续的，所以还需对结构有限元网格进行封孔处理。本文在结构有限元模型体网格的基础上直接提取其表面网格，在得到的齿轮箱表面网格上采用壳单元（SHELL63）进行表面封孔处理，封孔完成后对齿轮箱进行声学面网格的划分。在划分声学面网格时与对结构进行有限元分析划分网格时完全不同，在对结构进行有限元分析时需要在细小或应力大的部位进行网格的细化，而在进行声学面网格的划分时却是要使划分得到的网格的大小尽量一致，不必在结构的细小局部进行网格的细化。这是因为在进行声学计算时，其计算的精度是由划分得到的网格的多数单元来决定的[76]。为了得到更加精确的计算结果，所以需要控制好网格的尺寸大小。对于声学边界元模型，一般情况下要求其模型的网格尺寸的最大单元要小于所需要计算最高频率最短波长的1/6，其计算公式如下[73]：cL≤(4-1)6fmax式中，L表示网格的最大单元；c表示声音在该流体介质中的传播速度；fmax表示所需要计算的最高频率。将计算参数代入式（4-1）中计算得到了网格的最大单元为L≤22.14mm。因此本文选取了边长为22mm的单元对齿轮箱划分了声学面网格，得到了齿轮箱的声学边界元模型，如图4.2所示。图4.2齿轮箱的声学边界元模型4.3齿轮箱的声场特性分析本节根据建立得到的齿轮箱的声学边界元模型，在Virtual.LabAcoustics中求解计算齿轮箱的表面声压和辐射空气噪声，得到齿轮箱产生的噪声大小和频率特性。42 第4章齿轮箱辐射噪声分析4.3.1齿轮箱外表面的声压计算为了能够更加直接地观察齿轮箱产生的噪声大小以及噪声在箱体表面上的分布情况，因此本文对齿轮箱的外表面声压进行计算求解，得到齿轮箱在各个频率下外表面产生的声压的大小和位置分布。本文基于齿轮箱的声学边界元模型，对齿轮箱箱体的外表面声压进行了计算求解，得到了齿轮箱不同频率下的箱体外表面的声压级云图，如图4.3所示。（a）41Hz（b）100Hz（a）295Hz（b）402Hz（a）640Hz（b）1280Hz图4.3齿轮箱箱体外表面声压级云图从图4.3可以看出，齿轮箱在低频阶段的41Hz、402Hz这两个频率点时的声压相对43 哈尔滨工程大学硕士学位论文较小，最大峰值分别为83.3dB、81.8dB，而在100Hz、295Hz时的声压明显变大，最大峰值分别为115dB、120dB；在高频阶段的齿轮啮合频率640Hz及其二倍频1280Hz处，齿轮箱的外表面声压依旧相对较大，最大峰值分别为110dB、117dB。齿轮箱在100Hz、295Hz声压变大是因为在该频率附近会引起齿轮箱的较大振动，因此产生的声压也相应偏大；同样在640Hz、1280Hz的齿轮啮合频率及其二倍频处的声压较大是由于齿轮啮合所产生的振动而引起的。通过不同频率下的齿轮箱箱体外表面的声压级云图可以看到，齿轮箱在低频阶段的表面声压的峰值较为集中，主要分布在上箱体和油底壳部位，分布较为规律；而随着频率的不断升高，箱体表面声压的峰值相对低频阶段没有那么集中，开始逐渐分散开来，但其峰值还是主要集中在上箱体和油底壳的部位。4.3.2齿轮箱外声场辐射噪声计算为了能够得到齿轮箱辐射的空气噪声的大小，因此本文通过计算齿轮箱的场点声压得到外声场的辐射噪声特性，并根据计算结果分析4个实际测量噪声位置处的齿轮箱辐射噪声大小与频率的关系。在测量辐射噪声的大小时，通常是测量场点位置处的声压大小来反映声场的特性[74]。建立不同的齿轮箱的场点网格可以计算得到不同场点位置的噪声大小。场点网格的种类有很多，包括了球形场点、柱状场点以及立方体场点等。为了能够得到齿轮箱在平面上的辐射声场特性，于是本文选用了立方体场点，立方体场点长7000mm、宽4300mm、高5000mm，立方体网格每个面上均有64个板块，如图4.4所示。图4.4齿轮箱的场点网格本文根据实际情况设置声波传播的介质为空气，通过上面建立的场点网格计算得到44 第4章齿轮箱辐射噪声分析了齿轮箱的外声场辐射噪声特性。齿轮箱不同频率下的外声场的声压级云图如图4.5所示。（a）41Hz（b）100Hz（a）295Hz（b）402Hz（a）640Hz（b）1280Hz图4.5齿轮箱的外声场声压级云图从图4.5可以看到，齿轮箱的外声场的声压与齿轮箱箱体表面的声压相比明显变小，这是由于声音在传播过程中会不断衰减，当测量噪声的距离越远时，声压衰减的也会更多。齿轮箱外声场声压的变化规律同齿轮箱箱体表面的声压变化规律相似，同样齿轮箱外声场声压在低频阶段的41Hz、402Hz时辐射的声压相对较小，其最大峰值分别为53.5dB、58.7dB，而在100Hz、295Hz时的声压明显变大，其最大峰值分别为74.7dB、91.3dB；在高频阶段的齿轮啮合频率640Hz及其二倍频1280Hz处，齿轮箱的外声场辐射声压依旧相对较大，最大峰值分别达到了83.7dB、102dB。45 哈尔滨工程大学硕士学位论文为了更进一步研究齿轮箱的辐射声场特性，因此本文根据实际测量噪声的位置在齿轮箱的四周设置了4个计算场点，分析研究这4个场点处的齿轮箱辐射噪声大小与频率的关系。齿轮箱4个场点的布置位置如图4.6所示。图4.6齿轮箱的场点布置图根据这4个场点的位置，求解了每个场点的辐射声场特性，得到了每个场点从41Hz～2566Hz频率范围内的空气噪声的大小，并对得到的场点声压频率响应曲线进行了1/3倍频程处理，得到了各个计算频段的声压频率响应函数，如图4.7所示。（a）场点1和场点346 第4章齿轮箱辐射噪声分析（b）场点2和场点4图4.7齿轮箱场点声压频率响应曲线在图4.7中，4个场点的声压均经过1/3倍频处理，从声压频率响应曲线可以看到，4个场点均是在50Hz、63Hz、315Hz、630Hz、1600Hz、2000Hz这几个频段内的声压值较大，这与齿轮箱的振动规律相似，这是因为齿轮箱的辐射噪声就是由于齿轮箱的振动而引起的。这4个场点声压的峰值均出现在中心频率为315Hz的频段处，其峰值分别为111dB、92dB、106dB、105dB。这个频段内的声压值较大是因为齿轮箱在这个频段内的模态振型表现为齿轮箱整体的振动，此时齿轮箱的振动就较为剧烈，产生的辐射噪声也相应较大。同时可以看到，场点1和场点3的声压随频率变化的规律完全一致，只是不同频段内声压有效值的大小略有不同，同样场点2和场点4声压变化规律也是如此。这是因为本文研究的齿轮箱的结构是基本对称的，而场点所在的位置也基本是对称的，所以得到的对称位置上的场点的声压变化规律就十分相似。通过对比图4.7（a）、（b）中的4个场点的频率响应曲线，可以看出在低频阶段时场点2和场点4的声压是比场点1和场点3的声压要大，而到了高频阶段时场点2和场点4的声压与场点1和场点3的声压大小就比较接近。从整个频段内声压变化情况来看，总体上场点2和场点4的声压是要大于场点1和场点3的声压的，这是由于场点所在的位置而造成的。因为场点1和场点3位于齿轮箱上箱体的两个侧面，而场点2和场点4则位于齿轮箱上箱体中部轴承座位置正前方，显然场点2和场点4的位置离齿轮箱的振动源更近，从而该位置测得的辐射空气噪声也相应的更大。4.4齿轮箱声学面板贡献量计算为了能够找出齿轮箱辐射噪声的噪声源所在，本文根据齿轮箱的结构特点对其进行声学面板的划分，并对齿轮箱系统进行声压面板贡献量和声功率面板贡献量分析，根据47 哈尔滨工程大学硕士学位论文计算结果找出对齿轮箱辐射噪声贡献较大的面板，为后续齿轮箱的降噪优化设计提供依据。4.4.1声学面板的划分本文根据齿轮箱的结构特点将齿轮箱的声学面网格按照一定的规律划分为不同的板块，通过计算各个板块的噪声大小从而能够找出噪声贡献较大的板块。声学面板划分得到的每个板块都是声学面板中的一组单元，在进行声学面板贡献量计算时，声学面板中的所有单元是作为一个整体来进行计算的，计算得到的是所有单元声学贡献量的总合。在进行声学面板的划分时，根据模型结构主要有以下几种划分方法：第一种是根据模型的结构特点来进行声学面板划分，这种方法适用于绝大多数的模型；第二种是根据模型中零部件不同的材料属性来进行声学面板划分，这种划分方法适用于由多种不同材料零件组成的结构模型；第三种则是根据划分得到的声学表面网格的单元属性的不同来进行声学面板的划分，这种方法适用于声学面网格采用了多种不同的单元划分的模型[79]。由于齿轮箱箱体的材料属性一致，且其声学面网格也是采用了同一种单元，所以上述的第二种和第三种方法均不适用于本模型，于是本文采用了第一种方法根据齿轮箱的结构特点来对齿轮箱的声学面板进行了划分。划分声学面板时是根据齿轮箱的结构特点，采取定义网格单元的特征角来划分得到不同的单元组。由于划分得到的单元组中存在一些极小的单元，这些单元对声学的贡献量极小甚至几乎为零，所以还需要去掉这些极小的单元组，仅保留对辐射噪声贡献较大的单元组。最后划分完成后齿轮箱的声学面板一共有42个单元组，其主要单元组包含了齿轮箱的上箱体左、中、右三个部分的各个表面单元，下箱体中底座表面、支撑面等单元，油底壳表面单元，轴承座表面单元等，划分得到的主要单元如图4.8所示。图4.8齿轮箱声学面板的划分48 第4章齿轮箱辐射噪声分析4.4.2声压面板贡献量分析本文通过对齿轮箱外声场中场点的声压面板贡献量进行分析，找出在场点位置处声压贡献较大的面板，从而确定场点位置的噪声源位置，为后续场点位置的降噪处理提供依据。声压面板贡献量是指划分得到的某一面板对声场中某一场点所产生的声压的贡献量大小[75]。本文在齿轮箱声学面板划分完成后，对4.3节中4个场点的声压面板贡献量进行了计算求解，分别得到了在这4个场点位置各个面板噪声的贡献量大小，找出辐射声场贡献较大的板块。根据4.3节中对齿轮箱4个场点位置的辐射声场特性分析，已经计算得到了齿轮箱噪声较大的几个频率点，现选择其中的345Hz以及齿轮啮合频率基频640Hz两个频率点对其进行声压面板贡献量分析。如图4.9反映了频率在345Hz时齿轮箱在4个场点位置的声压面板贡献量，图4.10为345Hz时齿轮箱噪声贡献较大的板块。（a）场点1（b）场点249 哈尔滨工程大学硕士学位论文（c）场点3（b）场点4图4.9齿轮箱在345Hz时的声压级面板贡献量图4.10齿轮箱在345Hz时的声压贡献量较大的板块从图4.9（a）至（d）中我们可以看出所有划分得到的板块的声压贡献量都是正的，这表明所有的板块都是随着振动的增强而辐射的声压也更大。本文通过对图4.9（a）至（d）进行分析比较，从所有的42个板块中挑选出了在345Hz时对这4个场点位置声压50 第4章齿轮箱辐射噪声分析贡献最大的几个板块，这些板块的编号为1、7、8、12、17、19、29、31、35，它们主要对应的位置为齿轮箱的左箱体、中箱体和右箱体三个部分的两侧支撑面，以及中箱体的顶面，下箱体的底座表面，油底壳的外表面，如图4.10中所示。图4.10中1为左箱体的两个支撑面，2为中箱体的顶面，3为中箱体的两个支撑面，4为右箱体的两个支撑面，5为右箱体的非支撑面，6为下箱体的底座表面，7为油底壳表面。同样分析齿轮箱在640Hz时的声压面板贡献量，如图4.11所示为频率在640Hz时齿轮箱在4个场点位置的声压面板贡献量，图4.12为640Hz时齿轮箱噪声贡献较大的板块。（a）场点1（b）场点251 哈尔滨工程大学硕士学位论文（c）场点3（d）场点4图4.11齿轮箱640Hz时的声压级面板贡献量图4.12齿轮箱640Hz时的声压贡献量较大的板块图4.11（a）至（d）中所有的板块的声压贡献量同样都是正的，这些板块也都是随52 第4章齿轮箱辐射噪声分析着振动的增强而辐射的声压也更大。通过比较分析图4.11（a）至（d）中所有面板贡献量，得出了在640Hz时这4个场点位置声压贡献最大的几个板块，这些板块的编号为1、3、7、10、17、19、29、35，它们主要所对应的位置为齿轮箱左箱体、中箱体、右箱体这三个部分的两个支撑面，下箱体的底座表面，如图4.12中所示。图4.12中1为左箱体两个支撑面，2为中箱体的两个支撑面，3为右箱体的两个支撑面，4为左轴承座端盖表面，5为下箱体的底座表面。通过分析在不同频率下4个实测位置的声学板块贡献量，可以看出对齿轮箱噪声贡献较大的板块为齿轮箱左箱体的支撑面、中箱体的支撑面和顶面、右箱体的支撑面、下箱体的底座表面以及油底壳表面。其中，这些板块中贡献最大的是齿轮箱中箱体的支撑面，中箱体的支撑面在两个频率点下的不同位置产生的噪声贡献量都较大。4.4.3声功率面板贡献量分析由于声压面板贡献量是对外声场中的某一个或多个场点位置产生的声压进行的面板贡献量分析，分析得到的结果仅仅是针对指定的场点位置而得到的，不能够全面的反映出齿轮箱总体的辐射噪声所在，所以为了能够更加准确的找出齿轮箱的噪声源，于是本文对齿轮箱进行声功率的面板贡献量分析，得到齿轮箱声功率贡献较大的面板位置。声功率面板贡献量是从面板产生的平均声能量的角度对贡献量进行的分析，声功率面板贡献量的分析有利于从整体上发现对齿轮箱声能量贡献较大的板块，从而找出齿轮箱辐射的声能量的源头所在[76]。同样对齿轮箱345Hz以及齿轮啮合频率的基频640Hz这两个频率点进行声功率面板贡献量分析，得到了这两个频率点下的声功率贡献量的柱状图，如图4.13所示。从图4.13（a）中可以看到，在345Hz时齿轮箱声功率贡献最大的面板为7、12、18，它们所对应的位置是齿轮箱的油底壳表面以及左箱体的支撑面；声功率贡献其次的面板为17、19、31、35，它们所对应的位置为齿轮箱中箱体的支撑面和顶面以及齿轮箱右箱体的支撑面。从图4.13（b）中可以看到，在640Hz时齿轮箱声功率贡献最大的面板为1，它所对应的位置是齿轮箱的底座表面；声功率贡献其次的面板为3、8、17、40、42，它们所对应的位置为齿轮箱左箱体的支撑面、中箱体的支撑面以及齿轮箱右箱体的非支撑面。通过对345Hz、640Hz两个频率点下齿轮箱声功率面板贡献量的结果进行分析，并将得到的结果进行综合比较，最后找出了齿轮箱声功率贡献最大的面板，它们所对应的位置是齿轮箱的油底壳表面，左、右箱体的支撑面以及中箱体的支撑面和顶面。声功率53 哈尔滨工程大学硕士学位论文面板贡献量的分析有助于我们更加清楚齿轮箱的主要辐射噪声功率较大的面板，为后续对齿轮箱结构进行改进来降低噪声提供了更多的依据。（a）345Hz（b）640Hz图4.13齿轮箱的声功率面板贡献量4.5本章小结本章在Virtual.LabAcoustics中基于边界元法建立了齿轮箱的声学模型，根据声学模型中的声学面网格的振动计算求解了齿轮箱的表面声压和辐射空气噪声，得到了齿轮箱表面和外声场的声压级云图以及4个场点位置的噪声大小和频率的关系曲线。为了能够找出齿轮箱辐射噪声的噪声源所在，本文根据齿轮箱的结构特点划分了齿轮箱的声学面板，并针对齿轮箱在4个场点位置的声压和齿轮箱的声功率进行了面板贡献量分析，综54 第4章齿轮箱辐射噪声分析合分析结果得到了齿轮箱辐射噪声较大的面板分别为齿轮箱左箱体、中箱体和右箱体的两侧支撑面、下箱体的底座表面以及油底壳表面，为后续齿轮箱的降噪优化设计提供了依据。55 哈尔滨工程大学硕士学位论文56 第5章齿轮箱振动噪声优化研究第5章齿轮箱振动噪声优化研究5.1引言为了能够减小齿轮箱的振动情况，本章针对计算得到的6个测点的振动速度，通过改变齿轮箱结构的壁厚来对齿轮箱的振动情况进行优化处理，得到减振优化处理后测点的振动速度，并与减振前的振动速度进行对比分析，验证齿轮箱优化处理后的减振效果。同时本章通过比较原模型和减振优化模型在场点位置处的辐射噪声大小，来验证减振优化模型在降噪方面的效果。为了能够进一步降低齿轮箱的辐射噪声，本章在减振优化模型的基础上，结合声学面板贡献量的分析结果，提出两种齿轮箱的结构优化改进方案，通过比较两种方案的辐射噪声结果得出较好的一组方案，并将该方案的噪声结果与原噪声结果进行对比分析，验证齿轮箱经过结构优化处理后最终的降噪效果。5.2齿轮箱减振优化分析为了能够减小齿轮箱的振动情况，本节在ANSYSWorkbench中采用基于迭代的多目标优化方法，通过改变齿轮箱结构的壁厚来对齿轮箱的振动情况进行优化处理，得到减振优化处理后6个测点的振动速度，并与减振前的振动速度进行对比分析，验证齿轮箱经过优化处理后的减振效果。5.2.1齿轮箱振动优化分析模型的建立本文在齿轮箱参数化模型的基础上，通过在ANSYSWorkbench中设置齿轮箱振动优化的目标函数、设计变量以及约束条件等，得到齿轮箱的振动优化分析的数学模型。本文是通过SolidWorks软件建立得到了齿轮箱的参数化模型，并将齿轮箱的参数化模型导入到ANSYSWorkbench中进行优化分析。在ANSYSWorkbench中设置优化求解的目标函数以及求解的约束条件，通过不断地改变设计变量的大小来进行迭代计算，直到计算得出振动速度最优的结果。本文在ANSYSWorkbench中进行振动优化分析的流程如图5.1所示。57 哈尔滨工程大学硕士学位论文齿轮箱参数化建模目标函数的确定约束条件的设置改变设计算求解计变量否是否完成优化是优化结果图5.1优化过程框图（1）目标函数的确定齿轮箱进行振动优化的目标是齿轮箱上各个测点的振动速度。本文对齿轮箱的优化分析是将第3章中计算得到的6个测点分别在X、Y、Z三个方向振动速度的最大值进行合成，得到了这6个测点的最大振动速度合成值，并将其作为齿轮箱减振优化设计最终的目标函数，在本次优化分析中一共有6个目标函数，是针对齿轮箱测点振动速度的多目标的优化，其优化目标函数的表达式如下[78]：222FX()mix=+ax{VVViyi+=zi}i1,26，（5-2）式中Vxi、Vyi、Vzi—第i个测点分别在x、y、z方向上的振动速度；X—齿轮箱优化的设计变量F(Xi)—第i个优化目标函数。（2）约束条件的设置齿轮箱在进行减振优化分析时，在尽可能的减小齿轮箱测点振动速度的同时，还需保证齿轮箱轻量化的要求。所以在对齿轮箱进行优化分析时的约束条件即为上述这6个测点振动速度合成值最小且齿轮箱在减振优化后的质量不能超过减振优化前的质量。（3）设计变量的确定58 第5章齿轮箱振动噪声优化研究在进行振动优化分析时，选择要优化的设计变量是十分重要的。在本文研究的齿轮箱中，由于齿轮啮合传动所产生的冲击激励是通过轴承与轴承座传递给齿轮箱的，而轴承座是安装固定在齿轮箱的下箱体上的，所以下箱体的振动对全局的影响较大，因此本文在选择设计变量更多地考虑到了下箱体的各个壁面。本文的振动优化分析中一共选取了8个设计变量，其中包括了齿轮箱下箱体的底座厚度，齿轮箱下箱体上6个支撑板的壁面厚度以及油底壳的壁面厚度，各个设计变量的取值范围如下表所示。在减振优化分析时是通过改变各个壁面的厚度来进行迭代计算求解齿轮箱测点振动速度的最优解。表5.1设计变量的变化范围单位:mm设计变量编号对应区域初始值变化范围1下箱体底座厚度8075～852下箱体横支撑壁13532～383下箱体横支撑壁23532～384下箱体横支撑壁33532～385下箱体横支撑壁43532～386下箱体侧支撑壁13532～387下箱体侧支撑壁23532～388油底壳壁厚1513～17本文在设置完齿轮箱的振动优化目标函数、约束条件以及设计变量后，最终得到了齿轮箱振动优化的数学模型如下[79-80]：min()FXGG≤（5-2）soX≤≤XXdu式中F(X)—齿轮箱优化的目标函数；Go、Gs—优化前与优化后的齿轮箱的质量；X—齿轮箱优化的设计变量；Xd、Xu—设计变量变化的下限值与上限值。5.2.2振动优化计算及结果分析59 哈尔滨工程大学硕士学位论文本文在ANSYSWorkbench中基于迭代的多目标优化方法对齿轮箱进行减振优化分析，求解得到齿轮箱上6个测点振动速度的最优解，并与减振前的振动速度进行对比分析，验证齿轮箱优化处理后的减振效果。本文的振动优化计算是利用了ANSYSWorkbench中的直接优化工具（DirectOptimization）。直接优化工具中有着众多的优化方法，能够应用于本文齿轮箱优化设计的有三种方法，包括了直接取样法（Screening）、多优化目标遗传算法（MOGA）、基于迭代的多目标优化法（AMO）。直接取样法是将设计变量在其指定变化范围生成一组随机的数据，通过计算这些数据来寻求近似最优解，这种优化方法相对比较简单，计算速度较快；多优化目标遗传算法适用于寻求整体变量的最优组合解，通常用来解决连续型设计变量的问题；基于迭代的多目标优化法是一种基于Kriging响应面和MOGA算法的多目标优化算法，这种方法对于求解连续变量的最优解同样有着很好的效果[81]。在这三种优化方法中，由于第一种优化方法较为简单，得出的结果为近似最优解，又由于第三种优化方法是基于第二种优化方法的一种算法，所以第三种方法计算得到的优化结果更加精确，于是本文最后采用了第三种优化方法——基于迭代的多目标优化方法。本文在进行减振优化时，首先生成了100个初始样本，分别计算这100个初始样本的振动速度，根据得到的这100组计算数据进行反复地迭代计算，考虑到计算时间和成本，在本文仿真中指定每20个样本进行一次迭代，总共迭代次数为8次。最终通过迭代计算后得到了设计变量的最优解，由于得到的最优解有多位小数，所以在实际工程中无法使用，于是将所有变量的最优解进行圆整处理，如表5.2所示。表5.2设计变量的变化范围设计变量名初始值最优值圆整值P18082.2382P23535.0435P33535.3635P43534.8435P53536.2136P63533.3733P73533.1333P81513.5113.560 第5章齿轮箱振动噪声优化研究将表5.2中设计变量的最优值进行圆整处理，得到齿轮箱圆整后的各个壁面厚度，并对齿轮箱的6个指定测点的振动速度重新进行计算，最后将优化计算得到的结果与优化前的结果进行分析比较，如表5.3所示。表5.3设计变量的变化范围名称测点1测点2测点3测点4测点5测点6优化前0.3516.0810.500.703.6417.20振动速度优化后0.203.253.140.493.022.21合成值变化值0.1512.837.360.210.6214.99百分比42.86%79.79%70.10%30.00%17.03%87.15%由表5.3可知，齿轮箱在经过减振优化后，6个测点位置的振动速度都有明显的减小，其中测点1减振后的振动速度为0.2mm/s，较减振前的振动速度0.35mm/s减小了42.86%；测点2减振后的振动速度为3.25mm/s，较减振前的振动速度16.08mm/s减小了79.79%；测点3减振后的振动速度为3.14mm/s，较减振前的振动速度10.5mm/s减小了70.1%；测点4减振后的振动速度为0.49mm/s，较减振前的振动速度0.7mm/s减小了30%；测点5减振后的振动速度为3.02mm/s，较减振前的振动速度3.64mm/s减小了17.03%；测点6减振后的振动速度为2.21mm/s，较减振前的振动速度17.2mm/s减小了87.15%。由上表的结果可以看出，齿轮箱表面的测点在经过减振优化后振动速度均有所减小。其中，测点1、测点4、测点5原始的振动速度较小，在优化后振动速度的减小量也偏小；而测点2、测点3、测点6原始的振动速度就较大，经过减振后速度变化的绝对值也是较大的，分别变化了12.83mm/s、7.36mm/s和14.99mm/s，并且这三个测点减振前后变化的百分比也是较大的，分别为79.79%、70.1%、87.15%。因此由这6个测点振动速度的减小量可以反映出齿轮箱经过减振优化后振动明显减小。综上所述可得：通过比较齿轮箱在经过减振优化后与优化前的计算结果，可以发现经过优化后齿轮箱6个测点的振动速度均有了明显的减小，分别减小了42.86%、79.79%、70.10%、30.00%、17.03%、87.15%。由此表明了本文使用的基于迭代的多目标优化方法的合理性，同时也反映出本文对齿轮箱进行减振优化的有效性。5.3齿轮箱降噪优化研究本文通过计算减振优化模型在场点位置处的辐射噪声大小，并将其计算结果与原模型噪声进行比较，以验证减振优化模型在降噪方面的效果。为了能够进一步降低齿轮箱的辐61 哈尔滨工程大学硕士学位论文射噪声，本文在减振优化模型的基础上，结合声学面板贡献量的分析结果，提出两种齿轮箱的结构优化改进方案，通过比较两种方案的辐射噪声结果得出较好的一组方案。5.3.1减振模型的噪声计算及结果比较本文通过计算减振模型在4个场点位置处的辐射噪声大小，并将其噪声计算结果与原齿轮箱噪声结果进行比较，验证减振模型对齿轮箱的降噪效果。由于在5.2节中已经通过优化得到了齿轮箱的减振模型，经过对比优化前后齿轮箱测点的振动速度，得知齿轮箱经优化后的振动明显减小。虽然齿轮箱经过优化后的振动有所减小，但是这并不能够保证齿轮箱减振模型的辐射噪声也能够同时减小，这是因为减振优化分析是针对测点的振动速度来进行的，所以这就有可能导致其它位置的振动发生变化，导致辐射噪声也相应的有所变化。因此就有必要计算减振模型的辐射噪声大小，验证其对于齿轮箱的降噪效果。本文同样将齿轮箱的减振有限元模型导入到Virtual.LabAcoustics，计算齿轮箱外声场的4个场点位置的声场特性，得到场点位置辐射空气噪声大小与频率的关系，并将得到的计算结果进行1/3倍频处理，与原模型的计算结果进行比较分析，验证齿轮箱减振模型的噪声变化情况，其对比曲线如图5.2所示。（a）场点162 第5章齿轮箱振动噪声优化研究（b）场点2（c）场点3（d）场点4图5.2齿轮箱场点声压频率响应曲线对比由图5.2（a）可以看到，场点1的噪声在100Hz之前的各个频段均有所减小，从100Hz63 哈尔滨工程大学硕士学位论文到250Hz这个频段内噪声主要呈现了略微变大的趋势，而在250Hz到500Hz这个频段内噪声又一次呈现整体下降，在500Hz以后噪声基本保持不变；由图5.2（b）可以看到，场点2的噪声经过优化后在整个频段内都呈现了减小的趋势；由图5.2（c）可以看到，场点3的噪声经过优化后同样在整个频段内都呈现了减小的趋势；由图5.2（d）可以看到，场点4的噪声在125Hz之前的各个频段基本有所减小，在160Hz和200Hz这两个频段内的噪声经过优化后略微有所变大，从200Hz到500Hz这些频段内的噪声再一次减小，而在500Hz以后噪声的变化不大，基本保持一致。通过对比图5.2中4个场点优化前后噪声的变化规律，可以得知经过优化后噪声在100Hz以内、250Hz至500Hz的频段内，4个场点的噪声基本都是呈现减小的趋势；而在100Hz至250Hz频段内，场点1和场点4的噪声略微有所增大，场点2和场点3的噪声依旧保持减小；而在630Hz以后的频段内的噪声，4个场点的噪声在优化前后的变化不大，基本保持一致。由此可知，减振优化模型对于在630Hz前的频段内的低频噪声的降低有着一定的效果，而对于630Hz以后的高频噪声基本没有变化。为了能够更直观的反映减振模型对于齿轮箱辐射噪声的降低，现将原模型的噪声与减振模型的噪声在整个频段内的平均值进行了比较，列表如下：表5.4减振模型与原模型场点噪声的比较名称场点1场点2场点3场点4原模型各频段噪声的平均值（dB）74.2678.4976.6178.38减振模型各频段噪声的平均值（dB）67.0072.4867.3671.85噪声减小值（dB）7.266.019.256.53降低百分比9.78%7.66%12.07%8.33%通过表中可以看到，减振模型在场点1的噪声平均值为67dB，比原模型的噪声平均值74.26dB减小了9.78%；减振模型在场点2的噪声平均值为72.48dB，比原模型的噪声78.49dB减小了7.66%；减振模型在场点3的噪声平均值为67.36dB，比原模型的噪声76.61dB减小了12.07%；减振模型在场点4的噪声为71.85dB，比原模型的噪声78.38dB减小了8.33%。由表中数据可以看出，减振模型在4个场点位置的噪声平均值均有所减小，噪声的减小值分别为7.26dB、6.01dB、9.25dB、6.53dB，减小的幅度9.78%、7.66%、12.07%、8.33%，由此可知该减振模型对于齿轮箱的辐射噪声的减小有着较好的效果。64 第5章齿轮箱振动噪声优化研究5.3.2齿轮箱的结构优化改进为了能够进一步减小齿轮箱的辐射噪声，本文根据4.4节中的声学面板贡献量的计算结果，在减振模型的基础上，针对噪声贡献较大的板块提出两种结构优化方案。齿轮箱的辐射噪声是由箱体的振动而引起的，因此为了减小噪声贡献较大板块的振动量，本文通过增加这些板块的刚度来达到减振的效果。本文主要通过以下两种方式来进行结构优化：一种是通过对板块位置添加筋板的方式来加强板块的刚度；另一种是直接增加板块位置的壁面厚度来加强板块的刚度。两种方式相比，添加筋板的方式对板块刚度的加强不如直接对板块的壁面增加厚度，但是对板块壁面厚度增加过大容易使齿轮箱的质量过大，无法满足齿轮箱轻量化的要求。由前面4.4节中计算得到的声压级和声功率级面板贡献量的结果已经得知，对齿轮箱噪声贡献较大的板块分别为齿轮箱左箱体的支撑面、中箱体的支撑面和顶面、右箱体的支撑面、下箱体的底座表面以及油底壳表面。由于齿轮箱的油底壳在实际中是在封闭空间中，它所产生的辐射噪声对于实际场点位置的贡献相对较小。因此本文只针对齿轮箱左箱体的支撑面、中箱体的支撑面和右箱体的支撑面进行了结构优化，并且在满足齿轮箱结构优化后质量不增大的要求下，提出了以下两种结构优化方案。（1）方案一方案一是针对齿轮箱箱体结构进行了加筋处理。由于齿轮箱的左箱体、中箱体和右箱体的支撑面对于产生的辐射噪声贡献较大，因此为了减小箱体的振动，本文主要对箱体的内壁结构进行了加筋处理。本文主要是通过增加箱体支撑面内壁的筋板数量来对箱体进行结构优化处理，中箱体两侧支撑面结构改进前后分别如图5.3、5.4所示。（a）结构改进前（b）结构改进后图5.3中箱体一侧支撑面的结构改进65 哈尔滨工程大学硕士学位论文（a）结构改进前（b）结构改进后图5.4中箱体另一侧支撑面的结构改进由图5.3、5.4可以看出，中箱体的内壁结构经过优化后，其横向和竖向的筋板数量均有所增加，通过增加中箱体内壁的筋板数量可以一定程度的加强箱体的刚度，从而达到减小箱体振动的目的。本文对齿轮箱左箱体和右箱体的内壁也同样进行了增加筋板数量的结构优化处理。（2）方案二方案二是对齿轮箱箱体支撑面的壁厚进行了加厚处理。本文同样对齿轮箱的左箱体、中箱体和右箱体的两侧支撑面的内壁都进行了加厚处理，内壁的壁厚均加厚了1mm。齿轮箱经过加厚处理后质量为52445kg，小于原齿轮箱的质量52448kg，满足要求。如图5.7所示为齿轮箱加厚的壁面位置，图5.5仅给出了齿轮箱左箱体、中箱体、右箱体支撑面一侧进行加厚的壁面位置。（a）左箱体（b）中箱体66 第5章齿轮箱振动噪声优化研究（c）右箱体图5.5齿轮箱加厚的壁面位置5.3.3结构优化方案的辐射噪声比较上一节针对齿轮箱噪声贡献较大的板块提出了两种结构优化方案，为了比较这两种优化方案对于辐射噪声的减小效果，因此本节分别对两种优化方案下的齿轮箱系统进行辐射声场计算，通过比较两种优化方案在4个场点位置处的噪声大小，得出降噪效果更好的一组方案。本文将两种结构优化方案在4个场点位置处的噪声计算结果进行1/3倍频处理，并将这两种方案经过1/3倍频处理后的辐射噪声结果进行比较，如图5.6所示。（a）场点167 哈尔滨工程大学硕士学位论文（b）场点2（c）场点3（d）场点4图5.6两种方案场点声压频率响应曲线对比通过图5.6（a）～（d）中两种方案在四个场点位置声压曲线的对比可以看出，两种方68 第5章齿轮箱振动噪声优化研究案在总体上产生的噪声大小相差不大，其中方案二在低频阶段的噪声与方案一相比要略小，而在高频阶段方案二的噪声与方案一的噪声基本保持一致。其具体表现为：在50Hz～63Hz频段内方案二的噪声要略小于方案一；在80Hz～125Hz频段内方案二的噪声与方案一相差较小，基本保持一致；在160Hz～315Hz频段内方案二的噪声要小于方案一；从400Hz～2000Hz频段内方案二的噪声与方案一也基本保持一致。由此可知，方案二对于控制低频阶段的噪声效果要比方案一好，对于高频阶段噪声的作用效果与方案一基本保持一致。为了能够直接比较两种方案在四个场点处产生噪声的大小，现将两种方案在整个频段内的噪声平均值列表如下：表5.5两种方案场点噪声的比较名称场点1场点2场点3场点4方案一所有频段内噪声的平均值（dB）66.5171.9267.0771.48方案二所有频段内噪声的平均值（dB）65.8171.4365.7170.97噪声差值（dB）0.700.491.360.51通过表中可以看到，方案一在场点1的噪声平均值为66.51dB，比方案二的噪声平均值65.81dB大了0.7dB；方案一在场点2的噪声平均值为71.92dB，比方案二的噪声平均值71.43dB大了0.49dB；方案一在场点3的噪声平均值为67.07dB，比方案二的噪声平均值65.71dB大了1.36dB；方案一在场点4的噪声平均值为71.48dB，比方案二的噪声平均值70.97dB大了0.51dB。由表中数据可以看出，方案一在4个场点位置的噪声平均值均比方案二的噪声值要大，由此可知方案二对于减小齿轮箱的辐射噪声有着更好的效果。5.4齿轮箱降噪优化效果的验证为了研究齿轮箱经过减振优化和结构改进后的降噪效果，本文选取5.3节中结构优化方案二的噪声计算结果，将其在4个场点处的噪声结果与减振模型的噪声结果和原噪声结果进行比较，以验证齿轮箱系统经过优化后的降噪效果。本文通过比较在4个场点位置处结构优化的噪声结果、减振模型噪声结果和原噪声结果，得到了不同齿轮箱模型在4个场点处的声压对比曲线，如图5.7所示。69 哈尔滨工程大学硕士学位论文（a）场点1（b）场点2（c）场点370 第5章齿轮箱振动噪声优化研究（d）场点4图5.7齿轮箱场点声压频率响应曲线对比由图5.7（a）～（d）的减振模型噪声和结构优化后的噪声对比曲线可以看到，由于结构优化处理是在减振模型的基础上进行的，所以结构优化后的噪声变化趋势与减振模型的噪声变化规律相似，经过结构优化后齿轮箱的噪声相较减振模型的噪声在总体上呈现出减小的趋势，其具体表现为在40Hz～100Hz这些频段内在4个场点位置的噪声均是有所减小的，而在125Hz～400Hz这些频段内在4个场点位置的噪声有增有减，而后在500Hz～2000Hz这些频段内在4个场点位置的噪声基本一样。由此可知，减振模型经过结构优化后对于齿轮箱中低频的辐射噪声能够有所减小，而对于高频阶段的噪声作用效果不明显。同样对比图5.7（a）～（d）中结构优化后的噪声结果与原噪声结果，可以看到结构优化后的噪声对于在630Hz前的频段内的低频噪声主要都是呈现减小的趋势，对于630Hz以后的高频噪声基本没有变化，作用效果不明显。齿轮箱经过结构优化后仅有个别频段内的噪声有所略微增加，它们分别对应了场点1位置处100Hz、125Hz频段的噪声和场点4位置处的160Hz频段的噪声。从图中还可看出减振模型在200Hz频段时的4个场点位置的噪声均大于原噪声值，而通过结构优化后在200Hz频段处的噪声均下降到原噪声值附近及以下，起到了很好的噪声抑制作用。为了能够更直观的反映减振模型对于噪声的降低，现将原模型的噪声与减振模型的噪声在整个频段内的平均值进行比较，列表如下：71 哈尔滨工程大学硕士学位论文表5.6结构优化后场点位置噪声的比较名称场点1场点2场点3场点4减振模型各频段噪声的平均值（dB）67.0072.4867.3671.85结构优化后各频段噪声的平均值（dB）65.8171.4365.7170.97降低百分比1.78%1.45%2.45%1.22%原模型各频段噪声的平均值（dB）74.2678.4976.6178.38结构优化后各频段噪声的平均值（dB）65.8171.4365.7170.97降低百分比11.38%8.99%14.23%10.44%通过表中可以看到，结构优化后的模型在场点1的噪声平均值为65.81dB，比减振模型的噪声平均值67dB减小了1.78%；结构优化后的模型在场点2的噪声平均值为71.43dB，比减振模型的噪声平均值72.48dB减小了1.45%；结构优化后的模型在场点3的噪声平均值为65.71dB，比减振模型的噪声平均值67.36dB减小了2.45%；结构优化后的模型在场点4的噪声平均值为70.97dB，比减振模型的噪声平均值71.85dB减小了1.22%。由表中数据可以看出，结构优化后的模型在4个场点位置的噪声平均值均有所减小，噪声的减小值在1～2dB左右，减小的幅度在1%～2%。由此可知齿轮箱的减振模型在经过结构优化后在4个场点位置的噪声有较小幅度的减小。同样由表中可以看到，结构优化后的模型在场点1的噪声平均值为65.81dB，比原模型的噪声平均值74.26dB减小了11.38%；结构优化后的模型在场点2的噪声平均值为71.43dB，比原模型的噪声平均值78.49dB减小了8.99%；结构优化后模型在场点3的噪声平均值为65.71dB，比原模型的噪声平均值65.71dB减小了14.23%；结构优化后模型在场点4的噪声平均值为70.97dB，比减振模型的噪声平均值78.38dB减小了10.44%。由此可知，结构优化后的模型在4个场点位置的噪声平均值均有大幅减小，噪声的减小值在7～10dB左右，减小的幅度在9%～11%左右。由此可知齿轮箱经过减振优化和结构优化后在4个场点位置的噪声均有明显的减小。5.5本章小结本章针对计算得到的6个测点的振动速度，在ANSYSWorkbench中使用基于迭代的多目标优化方法，通过改变齿轮箱箱体结构的壁厚来对齿轮箱的振动情况进行了优化处72 第5章齿轮箱振动噪声优化研究理，得到了减振优化处理后测点的振动速度，可以发现经过优化后齿轮箱6个测点的振动速度均有了明显的减小，分别减小了42.86%、79.79%、70.10%、30.00%、17.03%、87.15%。同时本章计算了减振优化模型在场点位置的辐射噪声大小，并与原场点位置的噪声计算结果进行了比较分析，减振优化模型在4个场点位置的噪声分别下降了9.78%、7.66%、12.07%、8.33%。为了进一步降低齿轮箱的辐射噪声，本章在减振优化模型的基础上，结合声学面板贡献量的结果，提出了对齿轮箱箱体内壁加筋和增加壁厚的这两种结构优化改进方案，通过比较两种方案的辐射噪声结果得知增加壁厚这组方案对于噪声的减小效果更好。通过将增加壁厚这组优化方案的噪声结果与原噪声结果进行比较，得知齿轮箱经过降噪优化后在4个场点处的噪声结果分别减小了11.38%、8.99%、14.23%、10.44%，降噪效果明显。73 哈尔滨工程大学硕士学位论文74 齿轮箱振动噪声分析及其优化研究结论本文主要研究齿轮箱的动力学特性和振动噪声，进行了齿轮箱的多体动力学建模与动力学仿真分析，并对齿轮箱的振动和辐射噪声进行了计算分析，并且针对齿轮箱的振动和噪声问题，对齿轮箱进行了减振和降噪的优化分析，通过比较优化前后的计算结果验证了优化的有效性。本文的具体研究成果和结论如下：（1）针对齿轮箱运行过程中轴承以及齿轮箱箱体刚度变化对齿轮箱系统的影响，本文提出了利用衬套力来模拟轴承以及将箱体进行柔性化处理的方法来建立齿轮箱的动力学模型，通过动力学分析得到了齿轮啮合力和轴承支反力的频域结果，并利用齿轮啮合频率与上述参数频域曲线的峰值频率点进行了比较，峰值频率与理论计算的啮合频率值相吻合。本文针对齿轮箱运行过程中外部负载变化的问题，研究了外部负载发生突变和波动等多种工况下齿轮箱的性能变化，通过负载变化时齿轮啮合力和输入轴转矩的仿真结果得知，当负载发生正向变化时对齿轮箱运行性能影响较小，而当负载发生负向变化时对齿轮箱的运行性能有着较大的影响。（2）根据齿轮箱的模态分析结果，箱体从第1阶到第20阶模态频率由49.57Hz变化到111.87Hz，箱体前20阶的模态频率均远离齿轮箱的共振频率，由此验证了齿轮箱在工作过程中不会产生共振。本文在ANSYSWorkbench基于模态叠加法计算得到了齿轮箱的振动响应特性，针对齿轮箱的振动情况，本文提出了利用振动烈度和加速度级结构噪声对齿轮箱的振动量级进行评估，通过测点的振动速度计算得到了齿轮箱系统的振动烈度为8.58mm/s，通过测点的振动加速度计算得到了齿轮箱的加速度级结构噪声最大值为129.4dB，由计算得到的结果可以直接地表征齿轮箱的振动大小。（3）本文在Virtual.LabAcoustics中利用边界元法计算得到了齿轮箱在4个场点位置处的噪声大小，通过比较各个频段内的噪声值得知，齿轮箱在4个场点处的噪声最大值均出现在中心频率为315Hz的频段内，其峰值分别为111dB、92dB、106dB、105dB。本文针对齿轮箱产生的辐射噪声结果，通过对齿轮箱进行声学面板划分以及对齿轮箱在4个场点位置的声压和齿轮箱的声功率的面板贡献量分析，由声学面板贡献量的结果表明，齿轮箱辐射噪声较大的面板分别为齿轮箱左箱体、中箱体和右箱体的两侧支撑面、下箱体的底座表面以及油底壳表面。（4）本文针对齿轮箱测点的振动速度，提出了在ANSYSWorkbench中使用基于迭代的多目标优化方法，通过改变齿轮箱箱体结构的壁厚来对齿轮箱的振动情况进行优化75 哈尔滨工程大学硕士学位论文处理，得到的仿真优化结果表明，经过优化后齿轮箱6个测点的振动速度分别减小了42.86%、79.79%、70.10%、30.00%、17.03%、87.15%。根据减振优化分析得到的齿轮箱模型，本文通过计算其在4个场点位置的辐射噪声大小，并与原齿轮箱的辐射噪声进行了对比，得知减振优化模型在4个场点位置的噪声分别下降了9.78%、7.66%、12.07%、8.33%。为了进一步减小齿轮箱的辐射噪声，本文在减振优化模型的基础上，结合声学面板贡献量的结果，提出了增加齿轮箱箱体内壁厚度的结构优化改进方案，通过比较结构优化改进方案与原齿轮箱的辐射噪声结果，得知齿轮箱经过降噪优化后在4个场点处的噪声结果分别减小了11.38%、8.99%、14.23%、10.44%。由于时间紧迫，加之作者的水平有限，本文对于齿轮箱振动噪声及其优化的研究还有诸多不足，作者认为在以下两个方面可以进一步研究：（1）本文对齿轮箱进行动力学分析时，仅考虑了轴承刚度变化对齿轮箱的影响，没有考虑轴承在安装过程中不平衡、不对中等因素的影响，因此下一步可以继续研究轴承安装时的误差对齿轮箱的影响。（2）本文对齿轮箱进行振动和噪声优化后，虽然齿轮箱的振动和噪声有了明显的减小，但是齿轮箱的质量减小的幅度较少。下一步需要研究在保证齿轮箱振动和噪声减小的同时，如何能够将齿轮箱的质量有大幅度的减小。76 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哈尔滨工程大学硕士学位论文致谢硕士三年的时光已在不经意间悄然逝去，我也在这三年的时光里不断地得到历练，也在历练过程中不断的成长，在成长的过程中不断地体会到了生活。回首硕士的三年生活，虽然这一路走来遇到了很多坎坷和挫折，但是在这个过程中也收获到了同等的知识和快乐，这少不了身边人的帮助和陪伴。衷心感谢我的指导老师张铭钧教授！张老师在学术上的成就极高，他用他严谨的治学态度、一丝不苟的专业技巧、对问题时刻钻研的精神时刻感染着我，让我每一天都能在他的耳濡目染下不断的学习和进步；同样张老师在生活上也对我有着无微不至的关心，在我遇到难题时张老师为我指引了前行的道路，在我迷茫挣扎时张老师为我拨开了眼前的迷雾。张老师在学习和生活上都给了我巨大的帮助，对于张老师的感激也溢于言表，衷心祝愿张老师及其家人身体健康、万事如意！衷心感谢研究室的王玉甲老师！王老师在我硕士期间对我帮助很大，在学术上给了我很多指导和建议，让学习到了很多专业的知识和技巧，少走了很多的弯路，衷心感谢研究室的赵文德老师！赵老师在我硕士期间对我结构设计等方面指导了很多，从他身上也学到了很多学不到的知识。赵老师平时和蔼可亲，为我带来了无数的欢乐。衷心感谢课题组的吕图同学，是他与我一同完成了课题的全部内容。我现在依旧清楚的记得在完成课题时我们并肩奋斗的场景，依旧会无数次想起那一路以来攻克难题时的画面，这一幕幕始终回荡在脑海中，温存在内心里。同时还要感谢一直关心我帮助我的实验室同学们、师兄师弟们以及我的室友们，是他们在我困惑无助时给了我启迪，是他们在我遇到难题时给了我帮助。最后我还要感谢我的家人，是家人的关爱和支持帮助我一路走到了今天，感谢他们一直以来对我的支持与鼓励！最后，祝我们水下运载器智能控制技术实验室拥有更加美好的未来！84
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