文|苏荨墨

编辑|苏荨墨

序

齿轮箱是农林机械中重要的传动装置，它的振动和噪声问题直接影响其运行性能和使用寿命，随着现代农林机械的发展，对齿轮箱的减振降噪要求越来越高。

但齿轮箱的结构复杂，形式也多种多样，存在不同振动形式的耦合，并且齿轮啮合产生激励引起箱体的振动无法避免。

再加上齿轮系统中各组成部分材料的特性，所以齿轮箱的振动和引起的箱体辐射噪声不可能完全消除，只能寻求更多更好的减振降噪方法。

那么我们能否能通过对齿轮箱的优化，来减少工作时噪音的出现呢？

齿轮箱箱体振动特性分析

我们团队本次的研究对象是一款绿篱机的二级直齿轮传动齿轮箱，它属于中大型农林机械，由动力系统、动力传递系统、割草系统组成。

而通过我们的测试发现它在启动但不割草工作时，其振动产生部位主要是动力传递系统，启动并开始割草工作时，其振动产生部位主要是动力传递系统和割草系统。

而本次研究的齿轮箱属于动力传递系统中的部件，且齿轮箱在实际操作中其振动主要表现为竖直方向上的振动，其传动系统主要参数如表2-1所示。

通过我们测试发现该齿轮箱由外壳、轴、轴承、齿轮组成，箱体材料为铝合金，传动系统中齿轮和轴材料为20CrMo，轴承材料为轴承钢。

而齿轮箱传动系统由二级齿轮传动系统构成，共有6个轴承，分别位于输入轴、中间轴、输出轴的两端，输出端结构为曲柄滑块机构，我们在研究前建立了试验齿轮箱模型，如图2-1所示。

有了齿轮箱模型后，我们要进行齿轮箱系统动力学分析，而在研究前我们就了解到了齿轮箱箱体振动的主要来源。

但为了获取导致箱体振动的准确激励，我们本次试验将在考虑到齿轮连接系统中齿轮各方面系数材料特性等情况下，给齿轮箱的内部各部件的实际连接关系建立动力学模型，获取尽可能接近实际情况的箱体激励力。

为了保证箱体激励力准确，我们团队将利用多体动力学软件ADAMS建立齿轮箱系统动力学模型并进行动力学仿真分析，得到齿轮箱中各个轴承的轴承支反力。

除此之外，齿轮啮合和箱体与轴承之间的力可用接触力表示，而在ADAMS软件中有两种计算接触力的方法，一种是补偿法，另外一种是冲击函数法。

由于齿轮箱系统复杂参数难以精确设定，所以我们团队选择使用冲击函数法，此外，我们还需设定齿轮传递系统的转速，本次研究的齿轮箱实际工况中转速为3000转/分钟。

我们团队有人为了获取最精确的数据，在输出端施加恒定的负载时，将动摩擦系数定义为0.15、静摩擦系数定义为0.3，完成参数设定后建立船用齿轮箱传动系统多刚体模型如图2-2所示。

我们在齿轮箱动力模型的基础上，建立了箱体的有限元模型，并利用ANSYS有限元软件进行齿轮箱箱体的模态仿真计算。

同时为了便于网格划分和提高运算效率，我们在确定不影响实验结果的情况下将齿轮箱模型简化，具体操作有简化倒角、删除螺栓填补螺栓孔、清除不必要的外观载体。

将简化后的箱体模型导入ANSYS后，我们利用了六面体单元进行有限元网格划分，箱体材料根据实际情况设置为铝合金，材料参数分别为：密度2.77g/cm3，杨氏模量7.1×1010Pa，泊松比0.33，网格划分产生467468个节点，100101个单元，其模型如图2-4所示。

随后我们根据建立的有限元网格划分模型，在实际工况添加固定约束后进行了模态分析计算，而在本次研究中我们只需要通过仿真获取前20阶模态，箱体前20阶固有频率，如下表2-2所示。

基于对齿轮箱固有频率的研究，我们将在下一步试验中进行齿轮箱谐响应分析，齿轮箱的振动是由于齿轮啮合产生连续性周期激励引起的，对齿轮箱进行谐响应分析可以得到箱体在载荷下的振动响应。

而齿轮箱谐响应计算我们会利用得到之前建立的齿轮箱有限元网格模型，软件我们选取ANSYS，谐响应计算方法采用模态叠加法。

我们团队在通过仿真计算得到在激励力作用下箱体表面的振动位移前，需要设定各项参数，根据箱体实际工况，在箱体两头添加固定支撑，在箱体轴承位置添加轴向的约束。

同时我们发现谐响应分析与模态分析不同，需要添加载荷，以求出齿轮箱在实际工况条件下的振动响应，其载荷数据采用系统动力学分析求取的六个轴承处的轴承支反力，选取模型中轴承位置添加其对应载荷并设置载荷方向。

在完成这些基本设置后，就分析求解的参数，根据模态分析得到的固有频率数值，本次研究设置的齿轮箱谐响应分析求解频率范围为1～5000Hz，载荷步长设置为50Hz，仿真结果云图如图2-6所示。

除此之外，我们根据实际经验和模态分析结果知道了，齿轮箱由于形状材料，以及振动激励位置远近的原因，箱体上各个点的振动量是不一样的。

随后我们根据测量结果以及模态分析分别选取了齿轮箱箱体上的6个测点，发现齿轮啮合倍频与固有频率接近的频段会产生更大的振动。

齿轮箱振动与噪声分析

我们将箱体的振动分析，和受迫振动理论相结合发现，齿轮箱的振动是由齿轮啮合产生的振动传递到箱体上，所以箱体的振动就属于受迫振动。

基于此结论，我们进行了箱体振动仿真实验，利用ANSYS软件的瞬态结构模块，来分析齿轮箱在激励力作用下Z方向上的振动响应。

随后采用之前研究建立的齿轮箱箱体有限元模型，对仿真前网格质量进行检查，检查网格之间的过渡是否合理、各部件的交叉重叠、部件之间的干涉以及不满足单元形状参数的部件。

除此之外，设置箱体材料为铝合金，根据齿轮箱实际工作情况，跟之前的谐响应分析添加一致的约束条件，并添加时域载荷作为箱体激励，设置仿真时长为0.2s，时步长为0.00005s，单齿啮合时间内达到30步，而后对齿轮箱进行瞬态动力学仿真。

根据箱体的振动分析，我们对瞬态动力学进行仿真计算，得到箱体测试点位置在Z方向上的振动位移响应数据，在数据中发现6个测点的位置跟谐响应分析选取点一致，振动位移曲线如图3-1所示。

我们团队认为以上几点全在一个齿轮箱系统中，故其振动位移数据曲线走向大致相同，且振动量相差不大，齿轮箱瞬态结构仿真结果显示C点振动贡献量最大，其结果与谐响应分析结果吻合度较好。

随后，为验证仿真实验的准确性，我们团队搭建了绿篱机齿轮箱振动测试实验平台，在齿轮箱正常工作的环境下，也就是转速达到3000转/分钟，在把手处进行固定，测取了箱体表面振动加速度。

经过仿真值与分析时域结果和傅里叶变换成频域后的结果进行对比，一方面检验了仿真实验的有效性，另一方面为我们之后的齿轮箱主动振动控制研究提供实验依据。

在进行振动实验时，我们选择了SDI开发的三轴加速度传感器，它具有三个输入通道，可测试XYZ三个方向上的加速度数据。

传感器的测试系统由三轴加速度传感器、数据采集卡、测试软件以及测试齿轮箱四部分组成，具体操作过程为，先拆除齿轮箱输出装置，只留下齿轮箱以及内部传动系统，避免输出装置产生振动引起箱体更复杂的振动。

启动开关后在齿轮传动系统稳定了进行测量，在齿轮箱运行稳定后通过将加速度传感器固定到箱体各个测试点位置处采集时域加速度数据。

最后将加速度传感器采集到的加速度数据经接口由数据采集系统输入到测试软件中进行信号处理，从而就能获得齿轮箱表面加速度数据。

除此之外，我们本次的振动实验采样点是根据有限元分析结果选取之前箱体的6个测试点，同时在测试软件中为加速度计配置参数，选用巴特沃斯抗混叠滤波器。

将采样频率设置为5000Hz，采样时间为1s，取Z方向上振动数据，受实验条件和环境限制，齿轮箱工作在恒定转速之下进行振动测试，获取A~F点各测点在Z方向上的加速度时域图和频域图。

由实验数据可得，A点加速度平均值为1.2198m/s2，最大值为12.9591m/s2，其频域主要集中在低频，振幅最大频率区域在1000Hz-1500Hz之间；

B点加速度平均值为1.0571m/s2，最大值为11.3775m/s2，其频域主要集中在低频，振幅最大频率区域在1000Hz-1500Hz之间;

C点加速度平均值为1.5213m/s2，最大值为13.1009m/s2，其频域主要集中在低频，振幅最大频率区域在1000Hz-1500Hz之间;

D点加速度平均值为0.9793m/s2，最大值为7.57748m/s2，其频域主要集中在低频，振幅最大频率区域在1000Hz-1500Hz之间;

E点加速度平均值为0.9045m/s2，最大值为7.3523m/s2，其频域主要集中在低频，振幅最大频率区域在1000Hz-1500Hz之间;

F点加速度平均值为0.9041m/s2，最大值为6.9881m/s2，其频域主要集中在低频，振幅最大频率区域在1000Hz-1500Hz之间。

根据数据我们可以得知C点加速度响应最大，且振动主要集中在中低频，最大振幅在三阶模态频率附近。

随后，我们将仿真数据与实验数据做了对比，发现C点加速度响应最大，且振动主要集中在中低频，最大振幅在三阶模态频率附近。

除此之外，我们团队在有限元分析中，对箱体进行了一部分简化，由于有限元计算是在理想状态下进行的，所以仿真结果与实际测试结果会有一定的误差。

但实验测试结果与仿真测试结果曲线走势吻合度良好，表明本次试验结果与谐响应分析结果、瞬态结构分析结果吻合都较好。

根据本次的实验结果，我们要进行齿轮箱辐射噪声实验，但在声学软件中，计算结构声辐射的方法主要有有限元和边界元两种。

这两种方法各有优缺点，在使用时需要根据自己的需求选取对应的方法，其中有限元法是最早使用的方法，经过多年的优化修复其应用十分广泛，在流体场以及内声场等方向具有很好的效果。

但边界元法在某些环境中具有更快的求解速度，边界元法又分为直接边界元法和间接边界元法两种，直接边界元法主要应用于计算箱体向内辐射的噪声或者箱体向外界辐射的噪声，不能两者同时都计算求解，而且箱体的网格必须是完全封闭的，不能有孔隙。

而间接边界元法与直接边界元法的不同之处在于，采用间接边界元计算辐射噪声时箱体形状时没有过多要求，且计算声场可以是内声场，也可以是外声场，即在需要同时计算内声场和外声场时可以用间接边界元法。

基于本次研究的齿轮箱箱体振动向外空间辐射的噪声情况，我们不考虑内声场情况，为计算快捷求解迅速且满足求解需要的情况下。

因此选用了直接边界元法，并将获取的位移数据作为边界条件，运用此方法计算得到齿轮箱在实际工况中向外声场产生的辐射噪声，同时根据实际情况选取噪声接收点获取接收点位置噪声数据。

也因为我们采用的直接边界元方法，所以在网格划分时需要封闭齿轮箱输入端轴承位置处的孔，在声学仿真中，网格共分为两种，分别是结构网格和声学网格。

在模块中划分结构网格，共计产生39056个四面体网格，12478个节点，同时在划分好结构网格后在此基础上提取声学网格，共计产生22552个四面体网格和11278个节点，结构网格和声学网格数据如图3-9、3-10所示。

我们团队有人将振动仿真获取的位移数据作为边界条件定义到声学仿真中，发现在实际情况中，齿轮箱辐射噪声是通过空气介质传播的。

根据此发现，我们在本次研究中设置声波传播的介质为空气，模拟箱体向外声场辐射的情况以获取更加精确的计算结果。

同时对齿轮箱进行了噪声预估仿真实验，并根据无控制时齿轮箱动力学仿真获取的位移数据作为边界条件导入声学软件中，求解齿轮箱在无控制时箱体向外声场辐射的噪声情况。

除此之外，我们根据噪声控制技术的发展，综合考虑了实验条件以及各个噪声测试方法的优缺点，从而选取了合理的齿轮箱噪声测试方法。

并在实际情况下搭建了噪声测试实验平台，从中获取了实际运行工况下的齿轮箱结构声声压级，然后将试验结果与仿真值进行对比，以检验所建立的齿轮箱噪声辐射仿真的有效性和准确性。

结果显示当齿轮箱正常工作时所产生的噪声声压级平均值为72dB，最大值为77dB，其试验结果与仿真结果吻合度较高，由此可见通过仿真能够较为准确的预测齿轮箱体振动辐射噪声情况。

结语

在本次研究中，我们深入探索了农林机械中的二级直齿轮传动齿轮箱，并提出了一系列减振降噪的措施和方法，预测了齿轮箱的振动响应和噪声辐射情况。

并通过分析齿轮箱的振动特性和建立动力学模型进行了验证，证明了齿轮箱的振动和噪声问题与齿轮啮合频率、箱体激励力以及箱体固有频率等因素密切相关。

通过本次研究我们得出结论，采用减振材料和隔振措施，可以有效减少齿轮箱的振动和噪声，提高其工作效率和稳定性，同时降低对操作员和环境的噪声影响。