變風(fēng)載下風(fēng)電齒輪箱內(nèi)部激勵(lì)規(guī)律研究及動(dòng)態(tài)特性優(yōu)化

湯 亮，何仁杰，龔發(fā)云，李飛揚(yáng)，劉冠軍，楊 敏

（1.湖北工業(yè)大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院，湖北武漢430070；2.湖北省制造業(yè)創(chuàng)新方法與應(yīng)用工程技術(shù)研究中心，湖北武漢430070）

隨著能源緊缺問題日益嚴(yán)峻以及風(fēng)電技術(shù)高速發(fā)展，提高轉(zhuǎn)換效率、降低故障率和改善振動(dòng)與噪聲已成為風(fēng)電技術(shù)研究領(lǐng)域的重點(diǎn)。風(fēng)電齒輪箱作為風(fēng)電機(jī)組的核心部件，其傳動(dòng)性能決定了整個(gè)風(fēng)電機(jī)組的運(yùn)行質(zhì)量。因受到變風(fēng)載引起的外部激勵(lì)及齒輪嚙合形成的內(nèi)部激勵(lì)的影響，風(fēng)電齒輪箱傳動(dòng)系統(tǒng)產(chǎn)生巨大的振動(dòng)與噪聲，加速了齒輪箱各零部件的疲勞損壞，造成一定的經(jīng)濟(jì)損失。因此，對(duì)風(fēng)電齒輪箱進(jìn)行振動(dòng)與噪聲的優(yōu)化已成為一項(xiàng)重要研究。

為實(shí)現(xiàn)風(fēng)電齒輪箱振動(dòng)與噪聲優(yōu)化，國內(nèi)外許多學(xué)者已開展了相關(guān)研究，如：Guan等［1］基于所建立的齒輪傳動(dòng)有限元模型，模擬了傳動(dòng)系統(tǒng)的誤差激勵(lì)，并測得系統(tǒng)在此激勵(lì)下的振動(dòng)響應(yīng)；Zhao等［2］建立了由兩級(jí)行星輪系與一級(jí)斜齒輪副結(jié)構(gòu)組成的風(fēng)電齒輪箱的振動(dòng)模型，并分析了在齒輪傳動(dòng)誤差及嚙合剛度的影響下，風(fēng)電齒輪箱動(dòng)態(tài)特性的變化情況；Carbonelli等［3］從齒輪嚙合剛度和傳動(dòng)誤差兩方面探究了齒輪箱輻射噪聲的形成原因，并基于齒輪修形技術(shù)優(yōu)化了齒輪箱的內(nèi)部激勵(lì)，改善和減小了其動(dòng)態(tài)響應(yīng)及噪聲；Switonski等［4］優(yōu)化了齒輪宏觀參數(shù)，通過集中參數(shù)動(dòng)力優(yōu)化模型得到傳動(dòng)齒輪的最小振動(dòng)幅值；劉華朝等［5］通過齒輪齒向及齒廓修形的方式改善了其內(nèi)部激勵(lì)，并分析了風(fēng)電齒輪箱傳動(dòng)系統(tǒng)輸出端響應(yīng)加速度及噪聲的變化情況；方源等［6］通過實(shí)驗(yàn)測試法研究了減速器的動(dòng)態(tài)性能，為改善其嘯叫噪聲，基于多目標(biāo)優(yōu)化遺傳算法，確定了齒輪最佳修形值，并運(yùn)用邊界元法分析了減速器輻射噪聲的變化情況；張霖霖等［7］根據(jù)所建立的齒輪傳動(dòng)純扭轉(zhuǎn)動(dòng)力學(xué)模型，研究了齒輪模數(shù)、齒數(shù)、螺旋角等宏觀參數(shù)對(duì)齒輪動(dòng)態(tài)特性的影響規(guī)律，并通過Kato 公式預(yù)估了齒輪的輻射噪聲；陳思雨等［8］以齒輪副振動(dòng)幅度作為衡量齒輪修形優(yōu)劣的指標(biāo)，在較大轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)研究了齒輪修形對(duì)齒輪傳動(dòng)動(dòng)態(tài)特性的影響。

從以上文獻(xiàn)分析可知，針對(duì)風(fēng)電齒輪箱振動(dòng)與噪聲優(yōu)化問題，現(xiàn)有手段主要是通過齒輪修形來改善齒輪嚙合的內(nèi)部激勵(lì)，從而實(shí)現(xiàn)齒輪箱傳動(dòng)系統(tǒng)的減振降噪。但是，上述研究均在單一工況下確定齒輪修形量，而載荷、轉(zhuǎn)速等工況參數(shù)改變后，該修形量未必適用，且運(yùn)用齒輪宏觀參數(shù)優(yōu)化法來改善風(fēng)電齒輪箱振動(dòng)與噪聲的研究還較少。對(duì)此，筆者在建立風(fēng)電齒輪箱動(dòng)力學(xué)模型的基礎(chǔ)上，對(duì)多工況下風(fēng)電齒輪箱傳動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行動(dòng)力學(xué)仿真分析，應(yīng)用遺傳算法尋求齒輪的最優(yōu)修形量，使它在一定工況范圍內(nèi)有較好的適用性；通過對(duì)基本齒條刀具的優(yōu)化，以修改齒頂厚度、齒頂高度及齒根高度的宏觀參數(shù)優(yōu)化法來增大齒輪重合度，并結(jié)合最優(yōu)齒輪修形量來提升風(fēng)電齒輪箱的動(dòng)力學(xué)特性，以改善其振動(dòng)及噪聲。

1 風(fēng)電齒輪箱動(dòng)力學(xué)模型構(gòu)建及風(fēng)載工況模擬

1.1 風(fēng)電齒輪箱傳動(dòng)系統(tǒng)

以某型號(hào)兆瓦級(jí)風(fēng)電齒輪箱為研究對(duì)象，其傳動(dòng)系統(tǒng)由兩級(jí)行星輪系及三級(jí)斜齒輪副組成，通過Romax Designer軟件建立風(fēng)電齒輪箱傳動(dòng)系統(tǒng)三維模型，如圖1所示。外部轉(zhuǎn)矩經(jīng)一級(jí)行星輪系的行星架輸入、太陽輪輸出后，傳遞至二級(jí)行星輪系，二級(jí)太陽輪將轉(zhuǎn)矩傳遞至三級(jí)斜齒輪副輸入軸，最終由輸出軸輸出，以達(dá)到增速的效果。風(fēng)電齒輪箱傳動(dòng)系統(tǒng)各級(jí)齒輪副的基本參數(shù)如表1所示。

圖1 風(fēng)電齒輪箱傳動(dòng)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)簡圖及三維模型Fig.1 Structure diagram and three-dimensional model of wind turbine gearbox transmission system

表1 風(fēng)電齒輪箱傳動(dòng)系統(tǒng)各級(jí)齒輪副的基本參數(shù)Table 1 Basic parameters of gear pairs in wind turbine gearbox transmission system

1.2 風(fēng)電齒輪箱剛?cè)狁詈蟿?dòng)力學(xué)模型

考慮到箱體、行星架等部件的結(jié)構(gòu)柔性，建立箱體及行星架等部件的有限元模型后，采用節(jié)點(diǎn)連接方式將各部件有限元模型與傳動(dòng)系統(tǒng)三維模型耦合起來，并在箱體扭力臂處施加約束，以模擬機(jī)架對(duì)箱體的支撐作用。風(fēng)電齒輪箱剛?cè)狁詈蟿?dòng)力學(xué)模型如圖2所示。

圖2 風(fēng)電齒輪箱剛?cè)狁詈蟿?dòng)力學(xué)模型Fig.2 Rigid-flexible coupled dynamics model of wind turbine gearbox

圖3 為風(fēng)電齒輪箱傳動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型，圖中Ksi、Kpi、Kri、Kci、Kgη和Csi、Cpi、Cri、Cci、Cgη分別表示太陽輪、行星輪、齒圈、行星架、三級(jí)齒輪的耦合支撐剛度和阻尼，Kpiri、Cpiri分別表示行星輪-齒圈的嚙合剛度和嚙合阻尼，其中i=1，2，η=3，4。

圖3 風(fēng)電齒輪箱傳動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型Fig.3 Dynamics model of wind turbine gearbox transmission system

在風(fēng)電齒輪箱傳動(dòng)系統(tǒng)各支撐部位建立耦合節(jié)點(diǎn)，將軸承、齒圈等部件的支撐剛度及阻尼與箱體有限元模型相耦合，確立耦合支撐剛度和阻尼后，計(jì)算各齒輪激勵(lì)下風(fēng)電齒輪箱的動(dòng)態(tài)響應(yīng)。風(fēng)電齒輪箱剛?cè)狁詈蟿?dòng)力學(xué)方程為：

式中：Mt(Mb)為傳動(dòng)系統(tǒng)（箱體）質(zhì)量矩陣；Ct(Cb)為廣義傳動(dòng)系統(tǒng)（箱體）阻尼矩陣；Ctb(Cbt)為廣義傳動(dòng)系統(tǒng)（箱體）耦合阻尼矩陣；Kt(Kb)為廣義傳動(dòng)系統(tǒng)（箱體）剛度矩陣；Ktb(Kbt)為廣義傳動(dòng)系統(tǒng)（箱體）耦合剛度矩陣；u¨t、u˙t、ut（u¨b、u˙b、ub）分別為傳動(dòng)系統(tǒng)（箱體）的加速度、速度、位移向量；F(t)為系統(tǒng)內(nèi)部動(dòng)態(tài)激勵(lì)。

1.3 風(fēng)電齒輪箱外部變風(fēng)載工況

依據(jù)風(fēng)電機(jī)組某一運(yùn)行周期內(nèi)的實(shí)測風(fēng)載數(shù)據(jù)及空氣動(dòng)力學(xué)公式［9］，計(jì)算風(fēng)電齒輪箱傳動(dòng)系統(tǒng)的輸入轉(zhuǎn)矩。為便于分析變風(fēng)載下兆瓦級(jí)風(fēng)電齒輪箱的動(dòng)態(tài)特性，對(duì)載荷持續(xù)總時(shí)間進(jìn)行歸一化處理，并將輸入轉(zhuǎn)矩曲線近似離散成10 種不同的轉(zhuǎn)矩工況（L01，L02，…，L10），如圖4所示。

圖4 某一運(yùn)行周期內(nèi)風(fēng)電齒輪箱傳動(dòng)系統(tǒng)輸入轉(zhuǎn)矩Fig.4 Input torque of wind turbine gearbox transmission system in a certain operating cycle

2 變風(fēng)載工況下風(fēng)電齒輪箱傳動(dòng)特性及響應(yīng)分析

2.1 齒輪內(nèi)部激勵(lì)

在齒輪傳動(dòng)系統(tǒng)中，齒輪傳動(dòng)誤差與嚙合剛度激勵(lì)是系統(tǒng)內(nèi)部激勵(lì)的重要組成部分，亦是衡量系統(tǒng)振動(dòng)與噪聲的關(guān)鍵指標(biāo)［10-11］。

圖5（a）為10種工況下各級(jí)齒輪的傳動(dòng)誤差值，可以看出，隨著工況的轉(zhuǎn)變，一級(jí)齒圈的傳動(dòng)誤差曲線出現(xiàn)了較大起伏。L06工況下一級(jí)齒圈的傳動(dòng)誤差如圖5（b）所示，其傳動(dòng)誤差值（沿嚙合線位移的上下差值）達(dá)到最大值，為15.92 μm。一級(jí)太陽輪和二級(jí)齒圈的傳動(dòng)誤差曲線的起伏趨勢(shì)次之，三級(jí)輸出輪及二級(jí)太陽輪的傳動(dòng)誤差曲線較為平穩(wěn)，幾乎未受到工況轉(zhuǎn)變的影響。由此可見，部分齒輪的傳動(dòng)誤差受工況轉(zhuǎn)變的影響較大。

圖6所示為L06工況下三級(jí)斜齒輪的嚙合剛度，對(duì)于斜齒輪，綜合嚙合剛度的波動(dòng)量即代表齒輪嚙合剛度激勵(lì)。

圖7為各級(jí)齒輪嚙合剛度激勵(lì)隨工況的變化曲線。行星架等部件的受載變形使各齒輪產(chǎn)生了偏心誤差，進(jìn)而改變了齒輪總接觸線長度的變化范圍，造成嚙合剛度激勵(lì)發(fā)生變化［12］。由圖可以看出：一級(jí)、二級(jí)太陽輪的嚙合剛度激勵(lì)在前9個(gè)工況下均未變化，但在L10工況下均發(fā)生突變；其它齒輪的嚙合剛度激勵(lì)在不同工況下有較大變化。

圖5 變風(fēng)載工況下各級(jí)齒輪的傳動(dòng)誤差Fig.5 Transmission error of gears under varying wind load condition

圖6 L06工況下三級(jí)斜齒輪嚙合剛度Fig.6 Meshing stiffness of third stage helical gear under L06 working condition

2.2 風(fēng)電齒輪箱振動(dòng)加速度分析

在齒輪內(nèi)部激勵(lì)的影響下，風(fēng)電齒輪箱三級(jí)下風(fēng)向軸承座的振動(dòng)能量最大［5］。因此，對(duì)齒輪箱三級(jí)輸入輸出軸軸承座進(jìn)行振動(dòng)加速度分析。如圖8所示，布置測點(diǎn)以檢測軸承座特定位置的振動(dòng)加速度，其中：測點(diǎn)1用于輸出軸軸承座的加速度檢測，測點(diǎn)2用于輸入軸軸承座的加速度檢測。

圖7 變風(fēng)載工況下各級(jí)齒輪的嚙合剛度激勵(lì)Fig.7 Meshing stiffness excitation of gears under varying wind load condition

圖8 風(fēng)電齒輪箱上測點(diǎn)布置Fig.8 Arrangement of measuring points on wind turbine gearbox

圖9為三級(jí)輸入輸出軸軸承座振動(dòng)加速度隨工況的變化曲線。由圖可知，輸出軸軸承座的振動(dòng)加速度明顯大于輸入軸軸承座，且在L05工況下兩軸承座的振動(dòng)加速度均達(dá)到最大，分別為6.72 和3.91 m/s2。

圖9 風(fēng)電齒輪箱三級(jí)輸入輸出軸軸承座振動(dòng)加速度Fig.9 Vibration acceleration at third stage input and output shaft bearing seat of wind turbine gearbox

3 風(fēng)電齒輪箱各級(jí)齒輪副優(yōu)化

3.1 各級(jí)齒輪副宏觀優(yōu)化

齒輪傳動(dòng)的動(dòng)態(tài)特性受其重合度的影響較大：重合度越高，齒輪傳動(dòng)振動(dòng)越小，且嚙合越平穩(wěn)，噪聲越小［13-14］。以齒輪重合度為優(yōu)化目標(biāo)，以齒頂高度、齒根高度和齒頂厚度為設(shè)計(jì)變量，以齒頂間隙、根切間隙及齒條刀尖圓角半徑為約束條件，對(duì)風(fēng)電齒輪箱各級(jí)齒輪副的宏觀參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化。因優(yōu)化過程中齒輪重合度的增大將導(dǎo)致齒頂厚度減小，從而顯著減小齒輪的彎曲強(qiáng)度，依據(jù)相關(guān)標(biāo)準(zhǔn)，為滿足齒輪彎曲強(qiáng)度要求，規(guī)定齒頂厚度/模數(shù)＞0.3［15］。

依據(jù)齒輪重合度公式［16］對(duì)風(fēng)電齒輪箱各級(jí)齒輪副的重合度進(jìn)行計(jì)算，其中式（2）用于計(jì)算行星輪系外嚙合齒輪的端面重合度，式（3）用于計(jì)算行星輪系內(nèi)嚙合齒輪的端面重合度，式（4）用于計(jì)算三級(jí)斜齒輪副的端面重合度，式（5）用于換算齒輪齒頂壓力角與全齒高。

式中：εi(s-p)，εi(p-r)，εg3-g4分別為第i級(jí)（i=1，2）行星輪系的太陽輪-行星輪、行星輪-齒圈及三級(jí)斜齒輪副的端面重合度；zis，zip，zir，zg3，zg4分別為第i級(jí)行星輪系太陽輪、行星輪、齒圈及三級(jí)輸入輸出輪的齒數(shù)；αis，αip，αir，αg3，αg4分別為第i級(jí)行星輪系太陽輪、行星輪、齒圈及三級(jí)輸入輸出輪的齒頂圓壓力角；α'i(s-p)，α'i(p-r)，α'g3-g4分別為第i級(jí)行星輪系太陽輪-行星輪、行星輪-齒圈及三級(jí)斜齒輪副的嚙合角；α包括αis，αip，αir，αg3，αg4，α′包括α'i(s-p)，α'i(p-r)，α'g3-g4，z包括zis，zip，zir，zg3；為齒頂高系數(shù)。

通過增大齒輪副端面重合度，可增大齒輪副總重合度。優(yōu)化前后風(fēng)電齒輪箱各級(jí)齒輪副的宏觀參數(shù)和重合度如表2所示。

表2 優(yōu)化前后各級(jí)齒輪副的宏觀參數(shù)和重合度Table 2 Macro-parameters and contact ratio of gear pairs before and after optimization

由表2可知，風(fēng)電齒輪箱各級(jí)齒輪副的宏觀參數(shù)優(yōu)化后，各級(jí)齒輪副的端面重合度及總重合度都得到了有效的提升。盡管優(yōu)化造成齒頂厚度有一定削減，但仍滿足齒頂厚度/模數(shù)＞0.3的規(guī)定，在一定程度上保證了齒輪的彎曲強(qiáng)度。

3.2 各級(jí)齒輪副微觀優(yōu)化

齒輪宏觀參數(shù)優(yōu)化后，風(fēng)電齒輪箱的傳動(dòng)特性已得到一定程度的改善。但由時(shí)變風(fēng)載引起的各部件的變形會(huì)導(dǎo)致風(fēng)電齒輪箱各齒輪副仍有較大內(nèi)部激勵(lì)及偏載。

齒輪修形是減小齒輪內(nèi)部激勵(lì)及改善齒輪振動(dòng)與噪聲的有效方法。由上文分析可知，齒輪傳動(dòng)誤差及嚙合剛度受工況轉(zhuǎn)變的影響較大，若僅針對(duì)單一工況確立修形量，則在其它工況下，該修形量未必適用。因此，需尋得一組在多工況下均能達(dá)到理想效果的最優(yōu)修形量。

遺傳算法是一種全局優(yōu)化搜索算法，具有強(qiáng)魯棒性，可以解決復(fù)雜工況下齒輪修形量理論計(jì)算值存在偏差的問題，十分適用于齒輪修形設(shè)計(jì)研究［17］。

鑒于此，運(yùn)用遺傳算法對(duì)變風(fēng)載工況下各級(jí)齒輪修形量進(jìn)行尋優(yōu)計(jì)算，以各級(jí)齒輪齒廓鼓形量Cb、齒廓斜度βb、齒向鼓形量Ca及齒向斜度βa為優(yōu)化變量（如圖10 所示，圖中h、b分別表示全齒高度及齒寬），以各級(jí)齒輪在所有工況下的內(nèi)部激勵(lì)和σΣ最小為優(yōu)化目標(biāo)。在額定工況下運(yùn)用齒輪修形經(jīng)驗(yàn)公式確立各級(jí)齒輪優(yōu)化變量的取值范圍［18］?？紤]到各工況運(yùn)轉(zhuǎn)周期不同，在計(jì)算齒輪內(nèi)部激勵(lì)和時(shí)應(yīng)考慮各工況運(yùn)轉(zhuǎn)周期占載荷持續(xù)總時(shí)間的權(quán)重，計(jì)算公式為：

式中：kn為第n個(gè)工況的運(yùn)轉(zhuǎn)周期占載荷持續(xù)總時(shí)間的比值，σn為以某修形量（種群個(gè)體）修形優(yōu)化后，齒輪在第n個(gè)工況下的內(nèi)部激勵(lì)。

圖10 齒輪修形優(yōu)化變量Fig.10 Gear modification optimization variables

設(shè)置遺傳算法種群數(shù)為100，變異系數(shù)為0.3，交叉系數(shù)為0.2，適應(yīng)比為0.1，迭代次數(shù)為20，對(duì)變風(fēng)載工況下各級(jí)齒輪修形量進(jìn)行尋優(yōu)計(jì)算，具體尋優(yōu)流程如圖11所示。

圖11 基于遺傳算法的齒輪修形量尋優(yōu)流程Fig.11 Optimizing process of gear modification amount based on genetic algorithm

以三級(jí)輸出斜齒輪的齒向鼓形量尋優(yōu)為例，通過圖12所示的單一修形量下的優(yōu)化點(diǎn)陣圖可知，三級(jí)輸出斜齒輪的內(nèi)部激勵(lì)和σ∑的最小值趨近于60。的各級(jí)齒輪的最優(yōu)修形量代入Romax齒輪微觀修形模塊中，形成各級(jí)齒輪最優(yōu)修形量云圖，如圖13 所示。由于風(fēng)電齒輪箱運(yùn)行時(shí)齒輪僅單向轉(zhuǎn)動(dòng)，故只對(duì)一側(cè)齒面進(jìn)行修形。

表4 風(fēng)電齒輪箱各級(jí)齒輪的最優(yōu)修形量Table 4 Optimum modification amount of gears in wind turbine gearbox 單位：μm

按上述流程對(duì)各級(jí)齒輪修形量尋優(yōu)，得到風(fēng)電齒輪箱各級(jí)齒輪的最優(yōu)修形量，如表4所示。將所得

圖13 風(fēng)電齒輪箱各級(jí)齒輪最優(yōu)修形量云圖Fig.13 Nephogram of optimum modification amount of gears in wind turbine gearbox

4 變風(fēng)載工況下優(yōu)化后風(fēng)電齒輪箱動(dòng)態(tài)響應(yīng)分析

4.1 優(yōu)化后各級(jí)齒輪的傳動(dòng)誤差

對(duì)優(yōu)化后的風(fēng)電齒輪箱各級(jí)齒輪進(jìn)行傳動(dòng)誤差分析，并與優(yōu)化前的傳動(dòng)誤差進(jìn)行比較，結(jié)果如圖14所示。

由圖14可以看出：各級(jí)齒輪的傳動(dòng)誤差顯著減??；對(duì)比優(yōu)化前，優(yōu)化后各級(jí)齒輪的傳動(dòng)誤差隨工況轉(zhuǎn)變的起伏明顯平緩；在L06工況下，一級(jí)齒圈的傳動(dòng)誤差由15.92 μm下降到了2.52 μm，改善了84.2%；但在某些工況下，該優(yōu)化方法還存在不足，比如在L01、L02、L03工況下，一級(jí)齒圈的傳動(dòng)誤差較優(yōu)化前反而增大。不過從總體看，能取得多工況下的優(yōu)化效果。

圖14 優(yōu)化前后各級(jí)齒輪傳動(dòng)誤差對(duì)比Fig.14 Comparison of transmission errors of gears before and after optimization

4.2 優(yōu)化后各級(jí)齒輪的嚙合剛度激勵(lì)

圖15為優(yōu)化前后風(fēng)電齒輪箱各級(jí)齒輪嚙合剛度激勵(lì)的對(duì)比。

由圖15可知：通過宏觀參數(shù)優(yōu)化和齒輪修形后，各工況下所有齒輪的嚙合剛度激勵(lì)均得到了有效改善；相對(duì)于傳動(dòng)誤差的改善，各級(jí)齒輪嚙合剛度激勵(lì)的改善并未呈現(xiàn)不足。

圖15 優(yōu)化前后各級(jí)齒輪嚙合剛度激勵(lì)對(duì)比Fig.15 Comparison of meshing stiffness excitation of gears before and after optimization

4.3 優(yōu)化后三級(jí)輸入輸出軸軸承座振動(dòng)加速度及噪聲

對(duì)優(yōu)化后風(fēng)電齒輪箱的三級(jí)輸入輸出軸軸承座進(jìn)行振動(dòng)加速度分析，并根據(jù)振動(dòng)加速度級(jí)公式（7）計(jì)算三級(jí)輸入輸出軸軸承座的結(jié)構(gòu)噪聲，結(jié)果如圖16所示。

圖16 優(yōu)化前后三級(jí)輸入輸出軸軸承座振動(dòng)加速度及結(jié)構(gòu)噪聲對(duì)比Fig.16 Comparison of vibration acceleration and structural noise of third stage input and output shaft bearing seat before and after optimization

式中：La為結(jié)構(gòu)噪聲，dB；a為軸承座加速度有效值，m/s2；a0為基準(zhǔn)加速度，a0=1.00×10-6m/s2。

由圖16可以看出，優(yōu)化后，各工況下三級(jí)輸入輸出軸軸承座的振動(dòng)加速度及結(jié)構(gòu)噪聲明顯減小，且相比于輸入軸軸承座，輸出軸軸承座振動(dòng)加速度及結(jié)構(gòu)噪聲的改善效果更為顯著。以輸出軸軸承座為例，優(yōu)化前后各工況下其振動(dòng)加速度及結(jié)構(gòu)噪聲分別如表5 和表6 所示。由表可知，L02 工況下輸出軸軸承座振動(dòng)加速度和結(jié)構(gòu)噪聲的改善效果最優(yōu)，振動(dòng)加速度減小了17.2%，結(jié)構(gòu)噪聲降低了1.7 dB。

5 結(jié) 論

1）以某型號(hào)兆瓦級(jí)風(fēng)電齒輪箱為研究對(duì)象，考慮到箱體及行星架等部件的結(jié)構(gòu)柔性，將各部件有限元模型與傳動(dòng)系統(tǒng)三維模型以節(jié)點(diǎn)連接方式耦合起來，建立風(fēng)電齒輪箱剛?cè)狁詈蟿?dòng)力學(xué)模型，并通過空氣動(dòng)力學(xué)公式模擬了風(fēng)電齒輪箱傳動(dòng)系統(tǒng)的輸入轉(zhuǎn)矩。

2）分析了變風(fēng)載工況下風(fēng)電齒輪箱齒輪內(nèi)部激勵(lì)變化規(guī)律，得出齒輪傳動(dòng)誤差及嚙合剛度激勵(lì)受工況轉(zhuǎn)變的影響較大；分析了齒輪內(nèi)部激勵(lì)下風(fēng)電齒輪箱三級(jí)輸入輸出軸軸承座的振動(dòng)加速度。

3）以齒輪修形量在多工況下有效為前提，以各級(jí)齒輪內(nèi)部動(dòng)態(tài)激勵(lì)和最小為優(yōu)化目標(biāo)，基于遺傳算法尋得適用于多工況的最優(yōu)修形量，并與齒輪宏觀參數(shù)優(yōu)化方式相結(jié)合，改善變風(fēng)載工況下風(fēng)電齒輪箱的動(dòng)態(tài)特性。

4）對(duì)比變風(fēng)載工況下優(yōu)化前后風(fēng)電齒輪箱的動(dòng)態(tài)特性，結(jié)果表明：該風(fēng)電齒輪箱的振動(dòng)加速度及結(jié)構(gòu)噪聲在各工況下均有明顯改善，振動(dòng)加速度最大減小了17.2%，噪聲最大減小了1.7 dB。

表5 優(yōu)化前后輸出軸軸承座振動(dòng)加速度對(duì)比Table 5 Comparison of vibration acceleration at output shaft bearing seat before and after optimization

表6 優(yōu)化前后輸出軸軸承座結(jié)構(gòu)噪聲對(duì)比Table 6 Comparison of structural noise at output shaft bearing seat before and after optimization 單位：dB