100%低地板齒輪箱振動(dòng)分析及噪聲預(yù)估

彭銳濤，謝炎培，羅秀強(qiáng)，胡聰芳，劉祥環(huán)

100%低地板齒輪箱振動(dòng)分析及噪聲預(yù)估

彭銳濤，謝炎培，羅秀強(qiáng)，胡聰芳，劉祥環(huán)

(湘潭大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院，湖南 湘潭 411105)

對(duì)100%低地板齒輪箱進(jìn)行振動(dòng)分析和噪聲預(yù)估，可為其設(shè)計(jì)及優(yōu)化提供依據(jù)。建立了傳動(dòng)系統(tǒng)和結(jié)構(gòu)系統(tǒng)相耦合的100%低地板齒輪箱剛?cè)狁詈隙囿w動(dòng)力學(xué)模型，獲得了軸承支反力；建立了齒輪箱模態(tài)分析模型，研究了箱體的振動(dòng)特性?；谙嗨菩岳碚撛O(shè)計(jì)了箱體的相似模型并對(duì)其進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)?zāi)B(tài)分析，驗(yàn)證了有限元模型的正確。將剛?cè)狁詈隙囿w動(dòng)力學(xué)仿真獲得的軸承支反力作為箱體的激勵(lì)，采用直接積分法計(jì)算箱體的振動(dòng)響應(yīng)；以箱體振動(dòng)速度作為邊界條件，建立了齒輪箱直接邊界元法輻射噪聲分析模型，進(jìn)行齒輪箱表面聲壓及外聲場(chǎng)輻射噪聲預(yù)估。結(jié)果表明：齒輪箱輻射噪聲頻域曲線(xiàn)的噪聲峰值頻率出現(xiàn)在齒輪副嚙合頻率及其諧波，以及箱體低階固有頻率處。

100%低地板；齒輪箱；剛?cè)狁詈蟿?dòng)力學(xué)；振動(dòng)特性；相似性理論；輻射噪聲

低地板軌道交通系統(tǒng)屬于中等運(yùn)輸量的交通方式，填補(bǔ)了當(dāng)前公共交通方式運(yùn)量的空白，同時(shí)具有節(jié)能環(huán)保、舒適安全、建造價(jià)格低、便于乘客上下車(chē)和兼具城市觀光功能等優(yōu)點(diǎn)，適合用作大城市的支線(xiàn)交通[1?2]。因此，低地板軌道交通系統(tǒng)這種新型的城市交通運(yùn)輸形式，正受到越來(lái)越多的關(guān)注和歡迎。100%低地板軌道交通系統(tǒng)由于整車(chē)地板平面距離軌道平面高度在400 mm以下，所以可用于安裝車(chē)輛設(shè)備的空間狹小[3]。100%低地板軌道交通系統(tǒng)傳遞動(dòng)力采用的方式是使用齒輪箱直接驅(qū)動(dòng)車(chē)輪，其齒輪箱的結(jié)構(gòu)具有占用空間小、外形緊湊的特點(diǎn)。100%低地板軌道交通系統(tǒng)的低地板結(jié)構(gòu)特點(diǎn)使齒輪箱這個(gè)重要的噪聲源離車(chē)廂內(nèi)乘客的距離變近，并且輕量化的車(chē)體設(shè)計(jì)以及玻璃材料的大量使用使得車(chē)輛的隔聲能力變得更加薄弱，這對(duì)100%低地板軌道交通齒輪箱的振動(dòng)及噪聲控制性能提出了更高的要求[4]。車(chē)輛運(yùn)行過(guò)程中齒輪箱的振動(dòng)及噪聲不僅會(huì)影響齒輪箱的使用壽命，而且也會(huì)影響乘客的乘坐體驗(yàn)[5?6]。因此對(duì)齒輪箱開(kāi)展振動(dòng)及噪聲性能的研究是100%低地板軌道交通系統(tǒng)設(shè)計(jì)的一項(xiàng)重要研究?jī)?nèi)容。眾多的學(xué)者對(duì)齒輪箱的振動(dòng)及噪聲性能進(jìn)行了深入研究。ZHOU等[7?8]分析了齒輪傳動(dòng)系統(tǒng)的內(nèi)部激勵(lì)，獲得了軸承力，并將其作為箱體的激勵(lì)，進(jìn)行瞬態(tài)動(dòng)力學(xué)分析獲得了箱體的振動(dòng)響應(yīng)。林騰蛟等[9]建立了船用齒輪箱的多剛體動(dòng)力學(xué)模型，運(yùn)用邊界元法預(yù)估了齒輪箱的輻射噪聲。陸波等[10]將某大型船用齒輪箱的傳動(dòng)系統(tǒng)和結(jié)構(gòu)系統(tǒng)耦合了起來(lái)，綜合考慮系統(tǒng)內(nèi)部激勵(lì)和外部激勵(lì)進(jìn)行齒輪箱的結(jié)構(gòu)噪聲預(yù)估。任亞峰等[11]研究了箱體的柔性對(duì)齒輪傳動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)態(tài)特性的影響。Abbes等[12]考慮齒輪副的時(shí)變嚙合剛度，使用聲固耦合方法開(kāi)展了齒輪箱輻射噪聲的分析。但是考慮箱體的柔性以及傳動(dòng)系統(tǒng)和結(jié)構(gòu)系統(tǒng)的耦合作用進(jìn)行齒輪箱振動(dòng)及輻射噪聲研究并進(jìn)行試驗(yàn)驗(yàn)證的文獻(xiàn)較少。本文建立了結(jié)構(gòu)系統(tǒng)與傳動(dòng)系統(tǒng)相耦合的100%低地板齒輪箱剛?cè)狁詈隙囿w動(dòng)力學(xué)模型，獲得了軸承支反力；而后對(duì)箱體進(jìn)行有限元模態(tài)分析，分析箱體的振動(dòng)特性?；谙嗨菩岳碚撛O(shè)計(jì)了箱體相似模型，采用3D打印技術(shù)制作了相似模型，并對(duì)其進(jìn)行實(shí)驗(yàn)?zāi)B(tài)分析驗(yàn)證有限元模型的正確性。將軸承支反力加載到箱體軸承座位置，使用直接積分法計(jì)算箱體的振動(dòng)響應(yīng)；建立100%低地板齒輪箱直接邊界元法輻射噪聲分析模型，將獲得的箱體振動(dòng)響應(yīng)作為邊界條件進(jìn)行齒輪箱表面聲壓及輻射噪聲預(yù)估。

1 剛?cè)狁詈隙囿w動(dòng)力學(xué)

1.1 齒輪箱三維建模

100%低地板齒輪箱的傳動(dòng)系統(tǒng)由三級(jí)齒輪傳動(dòng)組成，輸入級(jí)是錐齒輪傳動(dòng)、中間級(jí)和輸出級(jí)是斜齒輪傳動(dòng)。在表1中列出了齒輪箱各傳動(dòng)級(jí)齒輪齒數(shù)。在SolidWorks軟件中建立了齒輪箱的三維模型，如圖1所示。傳動(dòng)系統(tǒng)中齒輪和軸的材料為18CrNiMo7，其彈性模量為1.9×1011Pa，密度為7 800 kg/m3，泊松比為0.30；結(jié)構(gòu)系統(tǒng)的材料為QT400-18，其密度為7 000 kg/m3，彈性模量為2.0×105MPa，泊松比為0.32。

表1 齒輪箱齒數(shù)

圖1 100%低地板齒輪箱模型

1.2 約束和載荷

根據(jù)齒輪箱各部件間的運(yùn)動(dòng)關(guān)系，在Adams軟件中建立結(jié)構(gòu)系統(tǒng)和傳動(dòng)系統(tǒng)相耦合的剛?cè)狁詈隙囿w動(dòng)力學(xué)模型，使用軸承單元將剛性傳動(dòng)系統(tǒng)與柔性結(jié)構(gòu)系統(tǒng)連接。圖2為所建立的齒輪箱剛?cè)狁詈隙囿w動(dòng)力學(xué)模型。

圖2 剛?cè)狁詈夏Ｐ?/p>

根據(jù)100%低地板齒輪箱的實(shí)際運(yùn)行工況，定義輸入軸的輸入轉(zhuǎn)速為2 100 r/min，負(fù)載力矩為3 068.4 N?m。ADAMS軟件采用沖擊函數(shù)法計(jì)算法向接觸力，采用庫(kù)侖摩擦方法計(jì)算切向接觸力。輸入級(jí)齒輪副的剛度系數(shù)為4.805×105N/mm，中間級(jí)齒輪副的剛度系數(shù)為7.933×105N/mm，輸出級(jí)齒輪副的剛度系數(shù)為1.096×106N/mm。阻尼系數(shù)通常取剛度系數(shù)的0.1%～1%，這里取0.1%。根據(jù)齒輪對(duì)的材料屬性選取非線(xiàn)性彈簧力指數(shù)為1.5，最大穿透深度為0.1 mm。

圖3 X方向軸承支反力

1.3 剛?cè)狁詈蟿?dòng)力學(xué)仿真

使用STEP函數(shù)定義轉(zhuǎn)速以及負(fù)載扭矩在0～0.1 s時(shí)間段從0開(kāi)始遞增，設(shè)置仿真時(shí)間為0.5 s，進(jìn)行齒輪箱剛?cè)狁詈蟿?dòng)力學(xué)仿真。輸出軸最外側(cè)軸承方向的軸承支反力如圖3所示。仿真獲得了9個(gè)軸承的軸承支反力，并對(duì)仿真結(jié)果提取0.1～0.5 s穩(wěn)定階段軸承支反力，將其作為箱體動(dòng)力學(xué)仿真的激勵(lì)。

2 齒輪箱箱體振動(dòng)特性分析

2.1 有限元模型

從低地板齒輪箱的三維模型可知箱體結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜，考慮到計(jì)算效率和網(wǎng)格劃分難度等問(wèn)題，需要對(duì)導(dǎo)入ABAQUS軟件的箱體模型進(jìn)行一定程度的簡(jiǎn)化，以此來(lái)降低網(wǎng)格劃分的難度、改善網(wǎng)格質(zhì)量和提高有限元軟件的運(yùn)算效率。對(duì)箱體的小圓角、小孔、小凸臺(tái)等對(duì)齒輪箱箱體整體質(zhì)量和剛度影響較小的一些特征進(jìn)行簡(jiǎn)化。同時(shí)在建立齒輪箱箱體模型時(shí)，不考慮左右箱體結(jié)合部、軸承端蓋與箱體結(jié)合部的影響[13]。使用自由網(wǎng)格劃分方式直接進(jìn)行箱體的網(wǎng)格劃分，共計(jì)單元49 364個(gè)，節(jié)點(diǎn)87 629個(gè)。

圖4 箱體有限元模型

2.2 模態(tài)分析

根據(jù)100%低地板齒輪箱的實(shí)際約束情況，對(duì)箱體進(jìn)行有限元約束模態(tài)分析。齒輪箱箱體通過(guò)螺栓與轉(zhuǎn)向架連接，因此約束箱體螺栓孔內(nèi)表面6個(gè)自由度，箱體有限元模型如圖4所示。在有限元軟件中使用Lanczos法進(jìn)行齒輪箱箱體的約束模態(tài)分析，獲得箱體的前10階固有頻率及模態(tài)振型。表2列出了齒輪箱箱體的前6階固有頻率，箱體前6階模態(tài)振型如圖5所示。

箱體前6階模態(tài)振型中，除了第3階是扭轉(zhuǎn)模態(tài)振型，其余的都是擺振模態(tài)振型。箱體容易出現(xiàn)振動(dòng)的位置在輸出軸軸承座右側(cè)箱體以及上下側(cè)箱體。箱體前10階固有頻率沒(méi)有和齒輪箱的嚙合頻率及其諧波相接近或重合，因此齒輪箱嚙合頻率不會(huì)引起箱體的共振。

表2 箱體固有頻率

(a) 1階振型；(b) 2階振型；(c) 3階振型；(d) 4階振型；(e) 5階振型；(f) 6階振型

2.3 動(dòng)態(tài)響應(yīng)仿真

將齒輪箱剛?cè)狁詈隙囿w動(dòng)力學(xué)分析獲得的軸承支反力作為箱體激勵(lì)，施加在齒輪箱箱體各對(duì)應(yīng)軸承孔耦合點(diǎn)上，如圖6所示。在ABAQUS軟件中采取直接積分法進(jìn)行箱體的瞬態(tài)動(dòng)力學(xué)仿真，獲得了箱體的振動(dòng)響應(yīng)。將瞬態(tài)動(dòng)力學(xué)仿真獲得的箱體振動(dòng)速度作為齒輪箱直接邊界元法輻射噪聲分析模型的邊界條件。

圖6 動(dòng)態(tài)響應(yīng)模型

3 箱體相似模型設(shè)計(jì)

3.1 求取π因子

相似模型設(shè)計(jì)的關(guān)鍵是基于相似理論推導(dǎo)出相似準(zhǔn)則[14]，本文采用量綱分析法來(lái)導(dǎo)出相似準(zhǔn)則。對(duì)于齒輪箱的振動(dòng)問(wèn)題，其振動(dòng)特性應(yīng)當(dāng)與下列物理參數(shù)有關(guān)：結(jié)構(gòu)的特征長(zhǎng)度，密度，彈性模量，泊松比，振動(dòng)圓頻率，振動(dòng)位移，速度，加速度，作用力，以及頻響函數(shù)。取基本物理量單位為質(zhì)量，長(zhǎng)度，以及時(shí)間，該系統(tǒng)的無(wú)量綱方程如式(1)所示，可用式(2)表示。

上述物理量與基本量的關(guān)系可用表3的量綱矩陣表示。

根據(jù)因子無(wú)量綱的要求，可得到如下的代數(shù)方程式：

將長(zhǎng)度，密度以及彈性模量作為基本未知量，則上式表示為：

對(duì)應(yīng)的矩陣如表4所示。

表3 量綱矩陣

表4 π矩陣

通過(guò)計(jì)算可得7個(gè)因子：

定義為原型與相似模型各物理量的相似比，根據(jù)上式可得：

3.2 相似模型制作

要做到試驗(yàn)?zāi)Ｐ团c原模型完全嚴(yán)格相似是很困難的，只能根據(jù)所研究的問(wèn)題，捉住主要影響因素放棄次要影響因素，使模型試驗(yàn)既能盡可能反應(yīng)所研究問(wèn)題的真實(shí)情況，而又不至太復(fù)雜[15?16]。齒輪箱箱體結(jié)構(gòu)復(fù)雜且較大，采用傳統(tǒng)的方法難以快速且經(jīng)濟(jì)的制造出來(lái)。隨著3D打印技術(shù)的發(fā)展，復(fù)雜結(jié)構(gòu)的快速制造成為了可能。出于經(jīng)濟(jì)性的考慮，采用白色樹(shù)脂材料來(lái)進(jìn)行齒輪箱箱體的制造，其密度為1 300 kg/m3，彈性模量為2 650 MPa，泊松比為0.41。

由于采用了不同的材料制作模型，所以泊松比比尺λ不等于1，無(wú)法滿(mǎn)足相似條件。然而現(xiàn)有研究表明在對(duì)相似模型進(jìn)行振動(dòng)特性實(shí)驗(yàn)測(cè)試時(shí)，可以不考慮泊松比的影響，忽略該參數(shù)的影響仍然可以取得較高的精度[17?18]。由于相似模型需要進(jìn)行實(shí)驗(yàn)?zāi)B(tài)分析，在實(shí)驗(yàn)過(guò)程中需要在箱體表面安裝傳感器，如果模型寸尺太小，則會(huì)使得傳感器附加質(zhì)量對(duì)實(shí)驗(yàn)測(cè)試數(shù)據(jù)造成較大的誤差；如果模型尺寸太大則會(huì)造成箱體3D打印制作成本的增加。所以綜合考慮各因素，對(duì)原型進(jìn)行1/2等比例的縮小，即幾何比尺=2。模型采用與原型相同的邊界條件，使用螺栓將相似模型固定在測(cè)試臺(tái)架上。

3.3 模態(tài)參數(shù)換算

3.3.1 模態(tài)振型

設(shè)相似模型和原型的某階振型分別為{}和{}，根據(jù)7因子，對(duì)于規(guī)定的測(cè)量點(diǎn)有：

式中：1為幾何比尺，為彈性模量比尺，′為一常數(shù)，因此{(lán)}和{}只差一個(gè)常數(shù)比值。由于模態(tài)振型是各點(diǎn)的振幅比，所以相似模型與原型的同階模態(tài)振型相同。

3.3.2 模態(tài)頻率

根據(jù)前文計(jì)算出來(lái)的2因子可得：

式中：為幾何比尺，為彈性模量比尺，為密度比尺。將材料參數(shù)代入上式求解可得模態(tài)頻率比尺為λ=1.87。

4 模態(tài)實(shí)驗(yàn)

4.1 相似模型實(shí)驗(yàn)?zāi)B(tài)分析

使用丹麥B & K公司生產(chǎn)的B & K PULSE噪聲測(cè)試系統(tǒng)進(jìn)行模態(tài)實(shí)驗(yàn)，模態(tài)測(cè)試系統(tǒng)由力錘、測(cè)試軟件、加速度傳感器以及數(shù)據(jù)采集卡4個(gè)部分組成，測(cè)試系統(tǒng)如圖7所示。

圖7 模態(tài)測(cè)試系統(tǒng)

相似模型的結(jié)構(gòu)比較小，布置多個(gè)傳感器會(huì)因?yàn)檫^(guò)多的傳感器附加質(zhì)量而對(duì)測(cè)試結(jié)果產(chǎn)生較大的誤差。根據(jù)測(cè)試經(jīng)驗(yàn)，使用2個(gè)加速度傳感器進(jìn)行實(shí)驗(yàn)測(cè)試。相似模型是樹(shù)脂材料，不具有磁性，采用磁性貼片將傳感器和箱體模型相連接。由于實(shí)驗(yàn)難以獲得相似模型扭振模態(tài)參數(shù)，因此只對(duì)擺振模態(tài)參數(shù)進(jìn)行測(cè)量。實(shí)驗(yàn)測(cè)試如圖8所示。經(jīng)過(guò)多次測(cè)試，得到的相似模型前六階模態(tài)頻率如表5 所示。

圖8 模態(tài)測(cè)試現(xiàn)場(chǎng)

4.2 仿真數(shù)據(jù)與實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)對(duì)比

將箱體有限元模態(tài)分析獲得的模態(tài)參數(shù)與相似模型實(shí)驗(yàn)?zāi)B(tài)分析獲得的模態(tài)參數(shù)進(jìn)行對(duì)比，發(fā)現(xiàn)實(shí)驗(yàn)?zāi)B(tài)分析獲得的模態(tài)參數(shù)沒(méi)有能與有限元模態(tài)分析獲得的第3階模態(tài)參數(shù)相對(duì)應(yīng)。從有限元分析結(jié)果知，箱體第3階模態(tài)振型為扭振模態(tài)；又由實(shí)驗(yàn)只獲得了相似模型的擺振模態(tài)參數(shù)，因此實(shí)驗(yàn)獲得的結(jié)果無(wú)法與有限元分析獲得的第3階模態(tài)參數(shù)相對(duì)應(yīng)。由上文可知箱體與相似模型的模態(tài)頻率比尺λ為1.87。將仿真得到的頻率與相似模型實(shí)驗(yàn)得到的頻率進(jìn)行頻率比計(jì)算，并計(jì)算其與模態(tài)頻率比尺的相對(duì)誤差，相對(duì)誤差如表6所示。相對(duì)誤差全部低于5%，這說(shuō)明箱體與相似模型具有動(dòng)力學(xué)相似，同時(shí)也說(shuō)明了箱體有限元仿真模型的正確。

表5 實(shí)驗(yàn)?zāi)B(tài)前6階固有頻率

表6 頻率比與相對(duì)誤差

5 齒輪箱輻射噪聲預(yù)估

5.1 聲輻射分析模型建模

在LMS Virtual.Lab軟件中使用直接邊界元方法進(jìn)行輻射噪聲的求解，要求聲學(xué)網(wǎng)格是封閉的。所以需要將齒輪箱箱體表面封閉，采用殼單元來(lái)對(duì)箱體進(jìn)行封閉；最后將箱體表面提取的聲學(xué)網(wǎng)格和殼單元網(wǎng)格進(jìn)行合并，形成一個(gè)完整的箱體聲學(xué)網(wǎng)格。齒輪箱輻射噪聲分析模型的邊界條件為瞬態(tài)動(dòng)力學(xué)仿真得到的箱體表面振動(dòng)速度。

聲學(xué)邊界元網(wǎng)格劃分的過(guò)于粗糙會(huì)導(dǎo)致計(jì)算數(shù)據(jù)產(chǎn)生較大誤差。對(duì)于聲學(xué)邊界元模型來(lái)說(shuō)，通常假設(shè)在最小波長(zhǎng)內(nèi)有6個(gè)單元[19]?？紤]軟件的計(jì)算效率及計(jì)算精度，確定聲學(xué)網(wǎng)格的單元長(zhǎng)度為16 mm。聲學(xué)網(wǎng)格共計(jì)單元6 655個(gè)，節(jié)點(diǎn)6 657個(gè)。如圖9為齒輪箱的聲學(xué)網(wǎng)格。進(jìn)行齒輪箱的輻射噪聲預(yù)估需要在齒輪箱外部設(shè)置一個(gè)矩形場(chǎng)點(diǎn)。根據(jù)齒輪裝置的驗(yàn)收規(guī)范?空氣傳播噪聲的實(shí)驗(yàn)規(guī) 范[20]，設(shè)置矩形場(chǎng)點(diǎn)各平面距離齒輪箱大約1 m。同時(shí)在矩形場(chǎng)點(diǎn)4個(gè)面上各選取了1個(gè)聲場(chǎng)點(diǎn)。齒輪箱外部聲場(chǎng)網(wǎng)格及4個(gè)聲場(chǎng)點(diǎn)分布如圖10所示。

圖9 聲學(xué)網(wǎng)格

圖10 外聲場(chǎng)網(wǎng)格

5.2 表面聲壓及場(chǎng)點(diǎn)聲壓計(jì)算

設(shè)定空氣密度為1.225 kg/m3，聲速為340 m/s，參考聲壓為2×10?5Pa。采用聲學(xué)直接邊界元法求解，可得到齒輪箱表面各個(gè)頻率下的聲壓大小和位置分布。圖11展示了齒輪箱在頻率為310 Hz時(shí)的表面聲壓的有效值及其分布，其聲壓最大值為120 dB。齒輪箱外聲場(chǎng)在310 Hz時(shí)的輻射噪聲如圖12所示，其聲壓峰值為101 dB。

圖11 表面聲壓

圖12 外聲場(chǎng)聲壓

圖13 4個(gè)聲場(chǎng)點(diǎn)噪聲值

通過(guò)仿真獲得了齒輪箱矩形場(chǎng)點(diǎn)中4個(gè)聲場(chǎng)點(diǎn)的頻率噪聲曲線(xiàn)。齒輪箱外部聲場(chǎng)的聲壓峰值主要集中在0～2 000 Hz這個(gè)頻率范圍；并且4個(gè)聲場(chǎng)計(jì)算點(diǎn)的噪聲值隨著頻率的變化規(guī)律基本一致。圖13給出了4個(gè)聲場(chǎng)點(diǎn)0～2 000 Hz的頻率噪聲曲線(xiàn)。齒輪箱輻射噪聲峰值頻率主要集中在嚙合頻率及其諧波處，如a，b，c，d，e，以及齒輪箱低階固有頻率處，如1，2，3，4，5，6。在齒輪箱前6階固有頻率中，只有第3階固有頻率處沒(méi)出現(xiàn)明顯的輻射噪聲峰值，這表明扭振模態(tài)對(duì)齒輪箱輻射噪聲的影響較小。從出現(xiàn)輻射噪聲峰值的頻率可知，齒輪箱的輻射噪聲受?chē)Ш项l率以及箱體固有頻率的影響較大，因此對(duì)其的優(yōu)化設(shè)計(jì)可以從降低齒輪嚙合振動(dòng)以及箱體的結(jié)構(gòu)優(yōu)化兩方面進(jìn)行。

6 結(jié)論

1) 建立了100%低地板齒輪箱有限元分析模型，對(duì)齒輪箱箱體的振動(dòng)特性進(jìn)行了分析，表明齒輪副的嚙合頻率不會(huì)激起箱體的共振。

2) 基于相似性理論設(shè)計(jì)了箱體的相似模型，結(jié)合3D打印技術(shù)制造了相似模型，并進(jìn)行了相似模型的實(shí)驗(yàn)?zāi)B(tài)分析，驗(yàn)證了箱體有限元模型的正確性。該方法為大型復(fù)雜齒輪箱振動(dòng)噪聲分析的實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證提供了一種思路，可有效降低實(shí)驗(yàn)費(fèi)用。

3) 建立了100%低地板齒輪箱直接邊界元輻射噪聲分析模型，預(yù)估了齒輪箱表面聲壓以及齒輪箱外部聲場(chǎng)輻射噪聲。結(jié)果顯示齒輪箱輻射噪聲頻率范圍主要集中在0～2 000 Hz，其峰值主要出現(xiàn)在齒輪箱嚙合頻率及其諧波以及箱體低階固有頻率處。表明對(duì)100%低地板齒輪箱的優(yōu)化設(shè)計(jì)需要從降低齒輪嚙合振動(dòng)以及箱體結(jié)構(gòu)優(yōu)化兩方面同時(shí)進(jìn)行，同時(shí)需要著重關(guān)注箱體的低階擺振模態(tài)振型。

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Vibration analysis and noise prediction of 100% low floor gearbox

PENG Ruitao, XIE Yanpei, LUO Xiuqiang, HU Congfang, LIU Xianghuan

(School of Mechanical Engineering, Xiangtan University, Xiangtan 411105, China)

Vibration analysis and noise prediction of 100% low floor gearbox can provide a basis for its design and optimization. A rigid-flexible coupling multi-body dynamics model of 100% low floor gearbox coupled with transmission system and structural system was established, and the bearing reaction force was calculated. The gearbox modal analysis model was established and the vibration characteristics of the housing were studied. A similar model of the housing was designed based on the similarity theory, and an experimental modal analysis was performed to verify the correctness of the finite element model. The bearing reaction force obtained by the rigid-flexible coupled multi-body dynamics simulation was used as the excitation of the housing, and the direct integration method was used to calculate the vibration response of the housing. Then, using the housing vibration velocity as the boundary condition, the direct boundary element method radiation noise analysis model of the gearbox was established, and the sound pressure on the surface of the gearbox and the external sound field radiation noise were predicted. The results show that the noise peak frequency of the gearbox radiated noise frequency domain curve appear at the meshing frequency of the gear pair and its harmonics, as well as the low- order natural frequency of the housing.

100% low floor; gearbox; rigid-flexible coupling dynamics; vibration characteristics; similarity theory; radiated noise

TB532

A

1672 ? 7029(2020)12 ? 3181 ? 09

10.19713/j.cnki.43?1423/u.T20200128

2020?02?21

國(guó)家自然科學(xué)基金資助項(xiàng)目(51975504，51705442)；湖南省自然科學(xué)(株洲)聯(lián)合基金資助項(xiàng)目(2018JJ4082)；湖南省教育廳優(yōu)秀青年項(xiàng)目(19B539)

彭銳濤(1982?)，男，湖南衡陽(yáng)人，教授，從事高效精密加工與傳動(dòng)研究；E?mail：pengruitao@xtu. edu.cn

(編輯 陽(yáng)麗霞)