某行星齒輪減速器箱臺架試驗振動問題分析

王貴龍，朱 蕾，尤明明

● （上海船舶設(shè)備研究所，上海 200031）

某行星齒輪減速器箱臺架試驗振動問題分析

王貴龍，朱 蕾，尤明明

● （上海船舶設(shè)備研究所，上海 200031）

針對某行星傳動齒輪減速器在出廠試驗時振動大的問題，通過頻譜測試，得到減速器的振動速度頻譜圖，發(fā)現(xiàn)減速器的主要振動頻率為拖動電機(jī)轉(zhuǎn)頻的4倍頻。針對該頻率成份，對臺架主要部套及其支架進(jìn)行了固有頻率計算，發(fā)現(xiàn)減速器與其支架耦合頻率存在與拖動電機(jī)4倍頻存在重合的現(xiàn)象。根據(jù)測試和計算結(jié)果，對臺架的陪試增速箱轉(zhuǎn)速進(jìn)行從新匹配，避開該頻率，最終有效降低了該行星齒輪減速器的振動烈度。

行星傳動；固有頻率；振動烈度；增速箱

0 引言

某高速行星齒輪減速器在樣機(jī)制造完成后，進(jìn)行出廠階段臺架試驗，其中，該減速器的振動指標(biāo)作為最重要的考核指標(biāo)之一，直接關(guān)系該型產(chǎn)品的研制驗收工作。

在一般的高速減速器出廠試驗階段，由于大功率拖動電機(jī)額定轉(zhuǎn)速一般較低，為了得到被試產(chǎn)品的額定輸入轉(zhuǎn)速，需要在拖動電機(jī)和被試產(chǎn)品之間配置一臺增速箱進(jìn)行增速，該增速箱的傳動比決定了拖動電機(jī)的輸入轉(zhuǎn)速。

由于該高速行星齒輪減速器的輸入轉(zhuǎn)速為定轉(zhuǎn)速，在出廠試驗中，所配置的增速箱決定了拖動電機(jī)的工作轉(zhuǎn)速為1360r/min，對應(yīng)轉(zhuǎn)頻為22.67Hz。該試驗臺架的軸系配置示意圖如圖1所示。

從圖中可以看出，為了對該減速器進(jìn)行額定轉(zhuǎn)速下的負(fù)載試驗，主要配置了拖動電機(jī)、增速箱、負(fù)載轉(zhuǎn)子軸以及加載電機(jī)。

圖1 減速器出廠試驗臺架配置圖

1 減速器振動烈度測試和結(jié)果分析

試驗中拖動電機(jī)轉(zhuǎn)速為 1360r/min,通過增速箱將行星齒輪減速器的轉(zhuǎn)速升至額定轉(zhuǎn)速，功率加載至減速器試驗要求額定載荷，采用銅棒聽診，減速器內(nèi)部聲音雜亂且輪齒嚙合敲擊明顯，同時，整個試驗臺架各設(shè)備振動均明顯偏大，初步判斷臺架存在共振現(xiàn)象。

為了明確臺架共振頻率及具體共振部套，對整個臺架進(jìn)行振動頻譜測量，各部套在額定功率下的三向振動速度譜中振動最大方向的譜線如圖2～圖5所示，振動頻率及幅值匯總表如表1所示。

圖2 拖動電機(jī)振動最大點頻譜圖（橫向）

圖3 增速箱振動最大點頻譜圖（橫向）

圖4 減速器振動最大點頻譜圖（橫向）

圖5 負(fù)載軸振動最大點頻譜圖（橫向）

表1 試驗臺架各部套振動頻率及幅值

從以上振動測試結(jié)果可以看出，試驗臺架主要振動頻率為90.9Hz，其中增速箱上的最大，行星齒輪減速器上次之，負(fù)載轉(zhuǎn)子軸尾端支撐位置相對最小，振動方向以橫向最大。

從頻率來源來看，頻率45.5Hz為拖動電機(jī)2倍頻，主要是拖動電機(jī)與增速箱之間的不對中頻率。頻率 90.9Hz為拖動電機(jī)轉(zhuǎn)頻的4倍頻率。其中，增速箱和減速器自身轉(zhuǎn)頻均不含該頻率及其倍頻。

通過以上分析，可以初步判斷，臺架中可能存在與90.9Hz即拖動電機(jī)轉(zhuǎn)頻的4倍頻相重合的固有頻率。為了進(jìn)行驗證，試驗中對拖動電機(jī)的輸入轉(zhuǎn)速進(jìn)行變換后進(jìn)行振動測量發(fā)現(xiàn)，當(dāng)臺架輸入轉(zhuǎn)速降低10%時，臺架各部分沒有出現(xiàn)電機(jī)轉(zhuǎn)頻的4倍頻率。同時各振動幅值大幅下降約70%。由此可以判定，臺架各設(shè)備中存在與 90.9Hz頻率重合的固有頻率。

根據(jù)表1的匯總結(jié)果，可以看出，轉(zhuǎn)速調(diào)整至行星齒輪減速器額定轉(zhuǎn)速時，最有可能與拖動電機(jī)轉(zhuǎn)頻的4倍頻率共振的部套即為增速箱和行星齒輪減速器，且該頻率下的振型以橫向振動為主。

2 增速箱、減速器及支架固有頻率計算

為了確定使用臺架試驗時的共振部套，對陪試設(shè)備增速箱及其支架、被試產(chǎn)品行星齒輪減速器及其支架，分別建立有限元計算模型進(jìn)行固有頻率計算。

2.1 增速箱及支架固有頻率計算

增速箱及其支架三維模型如圖6所示，計算中對各聯(lián)接部分進(jìn)行綁定約束。通過計算得到增速箱及其支架的前4階固有頻率分布如表2所示。

可以看出，增速箱最低階頻率為120Hz對應(yīng)的振型如圖7所示，主要為軸向振動。對比臺架產(chǎn)生的90.9Hz共振頻率，增速箱部分沒有與拖動電機(jī)轉(zhuǎn)頻的4倍頻率重合的固有頻率成份。

表2 增速箱及其支架固有頻率計算

圖6 增速箱計算模型

圖7 120Hz對應(yīng)振型

2.2 減速器及支架固有頻率計算

減速器及其支架三維模型如圖8所示，計算時約束支架底平面。通過計算得到前4階固有頻率分布如表3所示。

表3 減速器及其支架固有頻率計算

從表中可以看出，減速器及其支架的第 2階頻率為90Hz，基本與臺架共振頻率重合。圖9給出了該頻率對應(yīng)的振型，從振型圖可以看出，其主要振動方向為橫向振動，與臺架共振時，在橫向振動速度最大相符。

圖8 減速器計算模型

圖9 90Hz對應(yīng)振型

2.3 臺架共振問題說明

通過以上計算可以看出，臺架共振原因主要是被試產(chǎn)品行星齒輪減速器及其支架與拖動電機(jī)轉(zhuǎn)頻的4倍頻率90.9Hz發(fā)生共振現(xiàn)象，行星齒輪減速器在該頻率下共振時，除自身表現(xiàn)出較大的橫行振動速度外，與其聯(lián)接的增速箱的振動速度更大，這主要是由于該減速器在設(shè)計中，為了得到較好的均載性能，內(nèi)齒圈與箱體聯(lián)接采用了人字內(nèi)齒圈浮動聯(lián)軸器，整個減速器的齒圈部分均采用薄壁柔性設(shè)計，該型式具有良好的均載吸振性能，內(nèi)齒圈組件在工作時的變形狀態(tài)如圖10所示。

圖10 減速器內(nèi)齒圈組件均載效果示意圖

但該臺架試驗所配置的增速箱比較單薄，其高速軸不能有效支撐活套在其軸頭的鼓形齒聯(lián)軸器和減速器太陽輪，在高速旋轉(zhuǎn)過程中，作為剛度薄弱環(huán)節(jié)，承受了較大的振動能量。所以當(dāng)減速器共振時，增速箱反而表現(xiàn)出更多的振動水平。增速箱與減速器的聯(lián)接示意圖如圖11所示。

圖11 增速箱與減速器聯(lián)接示意圖

3 試驗臺架整改措施

通過以上共振問題分析可以看出，臺架共振問題主要是由于拖動電機(jī)轉(zhuǎn)頻的4倍頻率與被試產(chǎn)品行星齒輪減速器及其支架的第2階頻率重合而引起的。針對這一問題，采用更換不同傳動比的增速箱，從而使拖動電機(jī)的輸入轉(zhuǎn)頻及其4倍頻率有效避開減速器及其支架的固有頻率90Hz。

采用不同傳動比的增速箱，行星齒輪減速器在試驗要求額定功率和轉(zhuǎn)速下的最大振動烈度點頻譜分布如圖12所示，從圖中可以看出，其主要振動頻率均為其正常工作時的自身特征頻率，有效避開了行星齒輪減速器及其支架的結(jié)構(gòu)固有頻率共振現(xiàn)象。

圖12 調(diào)整臺架輸入轉(zhuǎn)速后減速器振動速度最大點頻譜分布

圖13 更換增速箱前后減速器振動烈度對比

同時，該行星齒輪減速器在更換陪增速箱前后，其整機(jī)振動烈度隨功率變化對比曲線如圖13所示：從圖中可以看出，更好不同傳動比的增速箱后，減速器的振動烈度減低將近一半，該減振措施效果明顯。同時也可以看出，減速器及其支架存在的90Hz固有頻率在功率升高至1500kW左右才可以被充分激發(fā)，出現(xiàn)較明顯的共振現(xiàn)象。

4 結(jié)論

通用以上某行星齒輪減速器臺架試驗振動問題的分析處理，可以得到以下主要結(jié)論：

1）對大功率高速行星齒輪傳動裝置的試驗臺架搭建，各陪試設(shè)備與被試產(chǎn)品的動態(tài)匹配性必須進(jìn)行充分考慮，應(yīng)在臺架搭建前對各部分的動態(tài)性能進(jìn)行計算，避免出現(xiàn)臺架共振現(xiàn)象。

2）大功率高速行星齒輪傳動設(shè)備為了獲得良好的均載性能，往往采用較多的柔性浮動結(jié)構(gòu)，此結(jié)構(gòu)特點，對其動力輸入設(shè)備的整體剛性、運(yùn)行平穩(wěn)性等方面有較高的要求，在各陪試設(shè)備選型時必要充分考慮。

3）目前的減速器振動仍處于較高的水平，主要體現(xiàn)在輸入轉(zhuǎn)頻增幅較大，在后續(xù)的工作中，應(yīng)重點從減速器輸入功率的平穩(wěn)性方面進(jìn)行重點整改。

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A Vibration Analysis of Certain Planetary Gear Reducer in Test-bed

WANG Gui-long, ZHU Lei, YOU Ming-ming
(Shanghai Marine Equipment Research Institute, Shanghai 200031, China)

Contraposing the poor vibration performance of certain planetary reducer in test-bed, this paper gets the vibration velocity spectrum of the reducer through spectrum test.It is found that the vibration frequency of the reducer equals the quadruple of that of the drive motor.The nature frequencies of test-bed main parts and their brackets are calculated according to the frequency components.The frequency of the reducer and its bracket is then found out to overlap the quadruple of the drive motor frequency.Based on the test and calculation results, the old gear box is replaced by a new gear box with different parameters, which finally solves the severe vibration problem of the planetary gear reducer.

planetary reducer; nature frequency; vibration; gear-box

TP132.41

A

王貴龍（1987-），男，研究生。研究方向：動力機(jī)械。