某船用齿轮箱动态响应仿真分析
齿轮箱中某工况下齿轮啮合动态激励计算及仿真
齿轮箱中某工况下齿轮啮合动态激励计算及仿真一、研究齿轮啮合动态激励的意义齿轮箱作为机械设备中一种必不可少的传递运动和动力的通用零部件，在金属切削机床、航空工业、航海设备、电力系统、农业机械、运输机械、冶金等现代化工业发展中得到了广泛的应用。
齿轮系统是由齿轮、轴、轴承和箱体等组成的机械系统。
齿轮由于自身的制造误差和安装误差，在啮合过程中会引起周期性的加速分离或加速啮合，导致齿与齿之间的撞击，引起齿轮振动并产生啮合噪声。
齿轮的振动又会引起轴的振动，并通过轴承将振动传递给齿轮箱，引起箱体的振动，从而产生噪声。
所以齿轮激振是引起噪声的主要原因。
由于传统的齿轮箱结构设计基本上是凭经验进行的，仅停留在静态设计阶段，而没有从动态优化方面作认真考虑，因此迄今国产齿轮箱大多存在严重的振动和噪声问题。
为了解决这个问题，系统的方法是从结构动态性能优化出发，通过建立齿轮箱的动力学模型进行其动态特性分析，从而设计出全新的低噪声齿轮箱。
但是，目前更现实更迫切的针对已有的产品，进行动态分析和测试，找出它的主要振动源和噪声源，并采取有效的局部改进措施，降低它的噪声。
二、齿轮箱动力载荷计算分析2.1齿轮啮合动态激励齿轮啮合动态激励是齿轮系统产生振动和噪声的主要原因。
齿轮系统的动态激励有内部激励和外部激励两类。
内部激励是齿轮传动与一般机械的不同之处，它是由于同时啮合齿对数的变化、轮齿的受载变形、齿轮误差等引起了啮合过程中的轮齿动态啮合力产生的，因而即使没有外部激励，齿轮系统也会受这种内部的动态激励而产生振动噪声。
外部激励是指除齿轮啮合时产生的内部激励外，齿轮系统的其它因素对齿轮啮合和齿轮系统产生的动态激励。
如齿轮旋转质量不平衡、几何偏心、原动机(电动机、发动机等)和负载的转速与扭矩波动、以及系统中有关零部件的激励特性，如滚动轴承的时变刚度、离合器的非线性等。
在这些因素中质量不平衡产生的惯性力和离心力将引起齿轮系统的转子耦合型问题，它是一种动力耦合型问题。
船用齿轮箱的有限元振动特性分析和试验
船用齿轮箱的有限元振动特性分析和试验胡磊;杨建国【摘要】主要介绍船用齿轮箱的振动激励力分析、多级齿轮传动系统和箱体的有限元建模，以及箱体表面的振动特性计算，试验验证了模型和计算方法的正确性。
研究表明：有限元分析为齿轮箱振动特性的分析提供了有效的分析方法。
%The analysis of vibration exciting forces for a marine gearbox, the model establishments of a multi-stage gear transmission and the marine gearbox and the vibration characteristics calculation of the gearbox body surface are proved in the paper. The models and the calculation method are verified by the vibration experiment. The finite element analysis is an effective method for the vibration characteristics of the marine gearbox.【期刊名称】《机电设备》【年(卷),期】2013(000)001【总页数】5页(P38-42)【关键词】齿轮箱;振动特性;有限元【作者】胡磊;杨建国【作者单位】武汉理工大学能源与动力工程学院，武汉 430063;武汉理工大学能源与动力工程学院，武汉 430063; 船舶动力系统运用技术交通行业重点实验室，武汉 430063【正文语种】中文【中图分类】U661.44作为传递动能和连接动力机械的船用齿轮箱广泛应用于船舶动力系统，目前船用齿轮传动系统正朝着高速、重载、轻型自动化和高可靠性方向发展，船用齿轮箱振动特性的研究具有十分重要的意义。
船用齿轮箱装置试车状态振动异常解决措施
齿轮箱装置是柴油机将动力传递至螺旋桨的重要纽带。
振动是评定齿轮箱装置运转质量的主要指标，也决定了齿轮箱装置的质量。
本文针对某船用齿轮箱装置在实际试验时出现振动超标的情况，通过理论分析和试验验证定位引起振动超标的原因，并在此基础上探索预防和减小振动的措施。
一、齿轮箱装置试验方案被试齿轮箱形式为双输入、单输出。
通过该齿轮箱装置将两台柴油机动力传递到桨轴上。
按设计工况布置试验方案，如图1所示。
图1 试验布置采用两台拖动电机，通过扭矩仪后联接齿轮箱输入部分; 齿轮箱输出部分则通过一台陪试箱将转速转换至输入转速值后，通过扭矩仪联接后端加载电机，实现对齿轮箱装置的加载功能。
按设计要求，在齿轮箱装置的安装面上布置测点并安装振动传感器，以测量加载过程中各点的振动情况。
测点分布如图2所示。
图2 测点布置二、试验结果及分析齿轮箱装置在功率为2 ×1000kW、输入转速分别为480r/min和600r/min的工况下，机脚处测点平均加速度的总振级值分别为114.86 dB( 要求值为≤115dB) 和122.66 dB( 要求值为≤120dB) 。
可见该齿轮箱装置振动性能未达标。
分析振动数值并结合以往经验，列出导致振动超标的潜在因素如下:(1) 输入轴系线速度较高，达到28m/s，轴系动平衡精度等级设计不合理;(2) 齿轮箱装置与安装基座、安装基座与槽铁之间联接扭力不达标，或联接螺母有松动情况;(3) 齿轮箱装置冷、热态间温差与预计不一致，导致台架对中数据计算有偏差;(4) 箱体外部管路附件支撑不牢固，运转时发生抖动，导致齿轮箱装置整体振动增大。
三、解决措施根据原因分析，拟定以下解决方案:(1) 对输入轴轴系重新做动平衡试验，将动平衡精度等级从原先的G6.3 提升至G2.5;(2) 复查联接处紧固件扭力值;(3) 重新计算齿轮箱装置温升后的轴线偏移量，并在冷态对中时进行相应补偿;(4) 对外部油管及泵阀等油路部件支撑做加固。
大功率船用齿轮箱耦合非线性动态特性分析及噪声预估_陆波
振 动 与 冲 击第28卷第4期J O U R N A LO FV I B R A T I O NA N DS H O C KV o l .28N o .42009 大功率船用齿轮箱耦合非线性动态特性分析及噪声预估基金项目:国家十一五科技支撑计划资助项目(2006B A F 01B 07-01)和新世纪优秀人才计划(N C E T-05-0766)资助项目收稿日期:2008-05-09 修改稿收到日期:2008-07-15第一作者陆 波男,博士生,1978年4月生陆 波1,2,朱才朝1,宋朝省1,王海霞1(1.重庆大学机械传动国家重点实验室,重庆 400044;2.西南科技大学制造科学与工程学院,绵阳 621010) 摘 要:对某大型船用齿轮箱的动态特性进行分析,将系统分为传动子系统和结构子系统,通过支撑轴承把两个子系统耦合起来,建立齿轮-轴-轴承-箱体耦合系统三维有限元模型。
在研究斜齿轮接触线变化规律基础上,提出了一种计算斜齿轮时变刚度的方法。
在考虑传动子系统内部激励和外部激励的影响下,对系统动态特性进行了数值仿真,得出了结构子系统各点的振动位移、速度等动态评价指标,以及系统的结构预估噪声,为船用齿轮箱系统动态性能优化提供了理论依据。
关键词:船用齿轮箱;耦合振动;固有特性;动态响应;噪声预估中图分类号:T H 113.1 文献标识码:A 大功率船用齿轮箱装置是船舶轮机系统的重要设备之一,其结构复杂,精度要求很高,且处于重载的运行条件下,综合技术指标远远高于其它船用齿轮箱。
重载齿轮在传动过程中产生较大的振动、噪声和动载荷,有可能导致系统某些环节的失灵或损坏,甚至会导致齿轮系统本身的破坏和故障等。
因此,开展船用大功率齿轮箱动态特性分析、控制齿轮箱系统的振动与噪声,实现船用齿轮系统的动态设计己成为重要的研究课题。
目前关于齿轮箱系统的研究主要集中在齿轮—转子系统动态特性以及齿轮箱体优化减重分析,而通过轴承连接把齿轮-转子系统和箱体系统作为一个整体进行研究涉及较少[1-5]。
舰艇机械设备冲击响应仿真建模计算方法综述
１．１
式使用模态叠加法的增景模态叠加法。增最模态叠 加法的主要优点是频率和振型是不断变化的以适应 系统的瞬态动力特性。与下文中将要提到的伪力法 相比，它不需要把非线性项作为伪力进行处理”ｑ１。 江国和”ｏ将增量模态叠加法引入到带有限位器的单 层隔离系统和浮筏隔振系统的冲击响应计算之中，并 与试验结果进行了比较。对于非线性系统，如果把阻 尼和刚度矩阵分成线性和非线性２部分，并把非线性 部分作为伪力矢量从系统运动微分方程的左边移至 右边，使得微分方程的左边仍然具有线性形式，这样 仍可采用模态迭加法。Ｊ．Ｅｄｗａｒｄ Ａｌｅｘａｎｄｅｒ采用这一 伪力法（Ｐｓｅｕｄｏ—Ｆｏｒｃｅ Ａｐｐｒｏａｃｈ，ＰＦＡ），计算了带有非 线性刚度的两自由度系统的冲击响应¨－。 １．２动力分析方法（直接积分法） 机械设备按其质鼍、弹簧、阻尼系统模型化，根据 动力学原理建立运动方程式，进行系统激励和响应计 算，根据冲击的性质，又可以分为阶跃速度法、规则形 冲击计算和不规则形冲击计算（包括Ｄｕｈａｍｅｌ积分 近似计算和相平面图解法等）¨－。这种分析方法，一 般适合于单自由度系统或多自由度简单系统的冲击 响应理论分析。与模态叠加法相比，直接积分法对线 性和非线性系统都适用，且对阻尼矩阵不要求具有解 耦特性。常用直接积分方法有线性加速度法、 Ｎｅｗｍａｒｋ—Ｂ法、Ｗｉｌｓｏｎ一＠法、Ｈｏｕｂｏｈ法等。就求 解方法的适应性而言，线性加速度法和Ｗｉｌｓｏｎ一＠法 不如Ｎｅｗｍａｒｋ法，后者计算量比较小，而且数值稳定 性容易保证。
Ｄｅｓｉｇｎ Ａｎａｌｙｓｉｓ Ｍｅｔｈｏｄ，
分作为伪力矢量从系统动力学方程的左边移到右边， 使得方程左边仍然具有线性形式，这样可采用冲击响 应谱方法。Ａｌｅｘａｎｄｅｒ采用这种伪力法计算了带有非 线性刚度的两自由度系统的冲击响应。对于输入是 时间历程载荷的非线性系统，应用伪力法能很好的实 现模态叠加，但输入是冲击谱时，还需要把冲击谱转 化成相应的合成时间序列，Ａｌｅｘａｎｄｅｒ给出了合成方 法，也指出了合成方法存在的问题¨“＂’。 ＤＤＡＭ方法可以分析高阶的破坏模式，但它具有 很大的局限性，如只能分析线弹性安装的设备；只能 分析设备的线弹性破坏；安装基础的弹性变形的影 响、设备重量的影响等必须由试验数据得出；不能考 虑临近设备和船体输入对冲击输入的影响；只能考虑 单向冲击。针对ＤＤＡＭ方法只能考虑单向冲击的情 况，刘建湖推导给出了三维ＤＤＡＭ方法的计算公式， 同时，他对各阶模态计算结果的合成方法进行了精度 研究，并对密集模态的合成问题进行了讨论。三维 ＤＤＡＭ方法能分析三维结构在非冲击方向的耦合响 应，但是，ＤＤＡＭ方法不适合于分析以密集模态响应 为主的设备冲击强度，ＤＤＡＭ方法是一种近似方法， 即使在非密集模态情况下，在一定条件下其合成过程 中也能产生４０％的误差旧１。
船用齿轮箱多体动力学仿真及声振耦合分析
船用齿轮箱多体动力学仿真及声振耦合分析作者：林腾蛟等来源：《湖南大学学报·自然科学版》2015年第02期摘要：基于多体系统动力学理论，综合考虑齿轮副时变啮合刚度、齿侧间隙、轴承支撑刚度等内部激励以及螺旋桨外部激励，建立了含传动系统及结构系统的船用齿轮装置多刚体系统动力学模型，计算了齿轮副动态啮合力及轴承支反力；对齿轮箱及支座进行柔性化处理，形成多柔体系统动力学模型，采用模态叠加法计算了箱体表面的动态响应.而后以多体动力学分析所得的轴承支反力频域历程为边界条件，建立了箱体声振强耦合分析模型，预估了齿轮箱表面声压及外声场辐射噪声.结果表明，齿轮副动态啮合力、轴承支反力以及箱体动态响应频域曲线的峰值均出现在齿轮副的啮合频率及其倍频处；仿真所得的箱体振动加速度及外声场辐射噪声与齿轮箱振动噪声试验台架实测结果吻合良好.关键词：齿轮箱；多体动力学；声振耦合；动态响应；辐射噪声中图分类号：TH132.41 文献标识码：A齿轮传动具有承载能力大、寿命长、可靠性高、运转平稳等特点，广泛应用于船舶海洋、交通运输、冶金建材、工程机械等领域.随着科学技术的进步，齿轮传动正朝着大功率、高转速、低噪声方向发展，由于激励源多、激振频率高、啮合冲击大，振动噪声问题日渐突出，特别是船用齿轮装置，其动力学性能不仅影响到传动系统的可靠性，还影响到船舶的生命力和隐身性能，因此有必要针对船用齿轮箱开展振动噪声仿真及试验研究.在齿轮系统动力学分析方面，国内外学者已做了大量的理论研究.考虑时变啮合刚度[1-2]、齿侧间隙[3-4]、啮合冲击[5]、轴承游隙[6]、齿面误差[7]等非线性因素，建立了齿轮系统动力学模型，研究了各种非线性因素对传动系统振动特性的影响.在齿轮箱辐射噪声分析方面，笔者以振动位移为边界条件，采用有限元法和边界元法建立了齿轮箱声学分析模型，计算了箱体的外场辐射噪声，并进行了振动噪声测试分析[8-9].以上文献得出了大量有价值的研究成果，但多数文献没有同时考虑齿轮系统内、外部激励的综合作用，分析对象仅局限于齿轮传动系统，未将传动系统和结构系统耦合求解，这无疑将影响齿轮系统动力学分析结果的准确性.目前基于声振耦合的齿轮系统振动噪声仿真研究已有少量成果[10-11]，但采用了简化的计算模型，难以准确预估齿轮箱的辐射噪声.本文以船用齿轮箱为研究对象，综合考虑齿轮副时变啮合刚度、齿侧间隙、轴承支撑刚度等内部激励以及螺旋桨外部激励，建立含传动系统及结构系统的齿轮装置多刚体动力学模型，计算齿轮副动态啮合力及轴承支反力；而后对箱体及支座进行柔性化处理，以轴承支反力频域历程为边界条件，建立齿轮箱声振强耦合分析模型，预估齿轮箱表面声压及外声场辐射噪声，并与试验结果进行对比分析.2齿轮装置多刚体动力学仿真2.1多刚体动力学分析模型船用齿轮箱各级齿轮副的基本参数如表1所示.在UG软件中建立船用齿轮装置的三维实体模型，如图1所示，图中的x，y，z方向分别为齿轮装置的横向、轴向和垂向.将齿轮装置实体模型导入到LMS b软件的Motion模块中，设置各部件材料以便程序自动定义部件质心；在轴承座处设置“bushing force”，以定义轴承刚度和阻尼；在相互啮合的轮齿间设置“gear contact”，定义齿轮时变啮合刚度、阻尼、侧隙，以模拟齿轮副的啮合关系；在原动机处设置旋转副以定义输入转速；在螺旋桨处设置旋转副用于阻力矩的施加.2.2齿轮装置多刚体动力学仿真结果综合考虑轮齿时变啮合刚度、啮合阻尼、齿侧间隙、轴承支撑刚度与阻尼及由输入输出波动引发的外部激励，采用变步长向后差分法（BDF）对齿轮装置进行多体动力学仿真.仿真时输入转速为750 r/min，波动范围设为5%；输出功率为400 kW，波动范围设为10%，波动形式均为正弦.求解总时间设定为6 s，时间步长Δt =6.25×10-5 s.图2和图3分别给出了输入级齿轮副的动态啮合力和输入轴前轴承支反力曲线，图中时域曲线选取横坐标5.5～6 s的数据，频域曲线选取横坐标0～1 600 Hz的数据.3齿轮箱动态响应仿真分析3.1齿轮箱有限元网格将图1所示的船用齿轮箱及安装支座导入Ansys中进行柔性化处理，定义单元类型Solid45，设置弹性模量、泊松比、密度等材料属性；采用自由网格和映射网格相结合的划分方法生成齿轮箱和支座的有限元网格，共计单元310 258个，节点183 586个，如图4所示，图中标注了支座处4个动态响应测点位置.3.3齿轮箱动态响应分析结果将齿轮装置多刚体动力学分析所得的齿轮副动态啮合力施加在齿轮箱各级齿轮副上，在b中采用模态叠加法计算齿轮箱动态响应，模态求解范围为0 ～ 4 000 Hz.表3给出了安装支座处4个测点的垂向振动加速度均方根值.由频域曲线可知，在输出级齿轮副啮合频率229.69 Hz及其倍频处、输入级齿轮副啮合频率525 Hz处存在较大的峰值，表明齿轮副啮合频率对齿轮箱表面的动态响应有着最为直接的影响，为了达到齿轮箱减振降噪的效果，应从减小齿轮副动态啮合力的波动入手.4齿轮箱辐射噪声预估4.1齿轮箱声振耦合分析模型为了减小计算规模，计算模型仅考虑箱体，未包含传动系统.建立声振耦合分析模型的要求是声学网格要完全包络结构网格，为此建立了一个空腔球形网格，球内部空腔表面尺寸完全与齿轮箱箱体匹配[12]，声学网格如图7所示.为了保证声学计算的准确性，通常要求在结构与流体交界面处一个波长内包含6个单元，为了同时兼顾计算时间与仿真精度，对辐射噪声的求解精度设定为4 000 Hz，声学网格共计单元1 014 368个，节点230 189个.声振耦合模型的边界条件为载荷激励，即将齿轮装置多体动力学分析所得的轴承支反力频域历程施加在箱体轴承孔处.4.2齿轮箱表面声压及场点声压计算齿轮箱周围声波传递介质为空气，空气密度为1.225 kg/m3，传播的声速为340 m/s，设定大气参考声压为2×10-5 Pa，采用声振耦合有限元法求解，可得各计算频段处齿轮箱箱体表面声压云图.4.3齿轮箱振动响应计算结果采用齿轮箱声振耦合分析模型计算声学量的同时，也可获得结构的振动响应.图11给出了500 Hz，1 000 Hz时齿轮箱表面的振动速度云图.由图可知，当频率为500 Hz时，齿轮箱表面最大振动速度幅值为10.6 mm/s，出现在齿轮箱的顶部.5齿轮箱振动噪声试验为验证仿真结果的准确性，在重庆齿轮箱有限责任公司的协助下，搭建了如图12所示的船用齿轮箱振动噪声试验平台.测试工况与仿真分析一致，即输入转速为750 r/min，输出功率为400 kW.齿轮箱振动响应测点布置见图4.将加速度传感器测得的振动加速度信号经电荷放大器放大后，由智能信号采集处理分析仪进行采集，最后利用DASP软件进行数据处理，得到安装支座处各测点的垂向振动加速度均方根值，如表4所示.对比表3给出的仿真结果，两者的最大相对误差为12.8%.6结论1）综合考虑齿轮副时变啮合刚度、齿侧间隙、轴承支撑刚度等内部激励以及螺旋桨外部激励，建立了含传动系统及结构系统的船用齿轮装置多刚体系统动力学模型，计算了齿轮副动态啮合力及轴承支反力.2）建立了船用齿轮箱多柔体系统动力学模型，采用模态叠加法计算了箱体表面的动态响应，其峰值频率均出现在齿轮副啮合频率及其倍频处.3）建立了船用齿轮箱声振耦合分析模型，预估了齿轮箱表面声压及外声场辐射噪声，与齿轮箱振动噪声试验台架实测结果对比，两者吻合良好.参考文献[1]陈学森，董海军，刘晓宁. 含时变啮合刚度的间隙非线性齿轮系统的混沌控制[J]. 机械科学与技术， 2006， 25（9）： 1035-1037.CHEN Xuesen， DONG Haijun， LIU Xiaoning. 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船用齿轮箱箱体的有限元模态分析
因此，本文在 ＡＢＡＱＵＳ 线性摄动步的频率提取分析步里， 采用 Ｌａｎｃｚｏｓ 法计算了齿轮箱箱体的前 １０ 阶约束模态。对箱 体的分析采用 Ｌａｎｃｚｏｓ 法，求解精度高，计算速度较快，是较理 想的求解方法。
图 ４ 齿轮箱箱体的有限元模型
整个齿轮箱箱体有限元模型共生成单元 ５４ ０７７ 个，节点 ９２ ８６４ 个。表 ２ 给出了上下箱体两部分划分单元后的单元数 目以及节点数目。
《装备制造技术》２００９ 年第 ８ 期
支持条件等有关，一旦边界条件改变，则系统的固有频率及其 对应的振型将随之改变。如果边界条件一定，则系统的固有频 率和振型则主要由系统的惯性与弹性来决定。另外，系统的固 有特性，还是用振型叠加法求解系统响应的基础。由机械振动 理论可知，结构的低阶模态对系统的振动响应的影响较大，而 高阶模态由于能量大则可忽略不计［５］。
（５）在进行排放试验室比对前，要根据比对的目的和比对 大纲的要求，来确定适用本次比对的数学统计方法。所选的统 计方法首先要科学，其次要分析得全面，最后将比对所要达到 的目的完全体现出来。
参考文献： ［１］ ＧＢ１８３５２．３－２００５，轻型汽车污染物排放限值及测量方法（中国Ⅲ、
Ⅳ阶段）［Ｓ］． ［２］ 国家认证认可监督管理委员会．质检机构管理知识［Ｍ］． 北京：中国
齿轮箱箱体的固有频率如表 ３ 所示。
基于ADAMS的齿轮变速箱动态特性仿真分析
参考文献： ［1］ 张金菊.结构用锯材非破坏性检测综合分等技术研究 Combigrade
课题第二阶段试验［D］.北京：北京林业大学，2007. ［2］ 盛骤，等.概率论与数理统计［M］.北京：高等教育出版社，2008. ［3］ 王朝志，张厚江.应力波用于木材和活立木无损检测的研究进展
［J］.林业机械与木工设备，2006，34（3）.
有进行其它缺陷的检量，即外观分等没有考虑其它缺陷
3 结束语
因素的影响，今后对此应做进一步的研究。
从本次试验的结果看，应力波检测所得的数据与各 国外观分等结果的相互印证性为：美国的较好，中国和 日本的不好。这表明采用应力波检测法对按美国外观分 等标准分等的试件所含节子的检测比较准确，同时也表 明，美国外观分等方法与中国和日本的外观分等方法相 比能更准确地检测试件的密度。中国和日本外观分等结
角速度 /°·s-1
9000.0 8000.0
z1.CM_Angular_Velocity.Y
tygear
7000.0
6000.0
5000.0
4000.0
3000.0
2000.0
1000.0
0.0 0.0 0.05 0.1 0.15 0.2 0.25 0.3
基于虚拟样机模型，在输入轴上添加转速驱动，为了 在仿真过程中转速不出现突变，利用 STEP 函数使转速在 0.2s 内由 0 增加到 1400r/min（8400°/s），关系式为 STEP （time，0，0D，0.2，8400D），如图 3a 所示。输出轴上添加 一个恒定负载转矩 6×106N·mm （该转矩由实际工况决 定），方向与转速驱动方向相反，添加好约束和载荷的
2 建立齿轮变速箱仿真模型
2.1 建立三维实体模型
某船用齿轮箱接排异常撞击声响故障分析与排除
一、故障概述船舶主机齿轮箱是船舶平台中的一项重要装备，它与柴油机及轴系共同组成了船舶主动力系统。
齿轮箱具有离合、换向和减速功能，同时还承担了来自推进器的推力。
齿轮箱与柴油机的配套使用使得柴油机结构变得更加简单，强化程度和可靠性大大提高。
某船主机齿轮箱型号GWS3235。
该船自下水已使用接近9 年，齿轮箱工作一直正常，始终没进行过分解修理。
2019年3月，船方首次报告齿轮箱故障，经过航行试验验证，齿轮箱在正、倒车接排时均存在异常撞击声，倒车时尤其严重，同时艉轴密封装置在高速时呈现片状泄漏。
二、结构及原理图1 GWS3235 型齿轮箱结构示意图GWS3235 型齿轮箱结构示意图见图1，由输入轴、倒车离合器、倒车轴、正车离合器、正车轴以及输出轴 6 部分组成。
输入轴与主机连接在一起，主机动力由此输入; 输出轴与艉轴连接在一起，将主机动力输出到艉轴和推进器。
空车时，正、倒车离合器都是脱开的，正、倒车轴都不转，无动力输出;正车时，正车离合器接上，倒车离合器脱开，动力传递路线为输入轴→倒车毂→正车毂→正车轴→输出轴;倒车时，倒车离合器接上，正车离合器脱开，动力传递路线为输入轴→倒车毂→倒车轴→输出轴。
齿轮箱工作和润滑油路示意图见图2，二级压力调节阀结构示意图见图3。
图2 齿箱轮工作和润滑油路示意图图3 二级压力调节阀结构示意图齿轮箱正、倒车操作的工作原理如下:在空车状态下，来自油泵的滑油经过过滤器后分成二路:一路是润滑油，先经过二级压力调节阀( 从接口 F 进，接口G 出) ，再经过冷却器，然而到达正、倒车离合器轴承及输出轴轴承等进行润滑，润滑后的滑油回到油底壳;另一路是工作油( 也称操作油) ，先到达操作阀，当操纵阀处于空车位置时，等待在操纵阀的进口。
当正、倒车接排时，操纵阀开启，工作油通过操纵阀进入二级压力调节阀的 C 口或D 口，推动控制活塞向C 口或 D 口方向运动，封住相对应的口，滑油进入到时间调节装置( 节流阀) H，同时一路油流经接K 口，推动泄油活塞向右运动，封住泄油口E，油液通过节流阀流到升压油腔，推动升压活塞迅速运动，使工作油压升高，离合器完成接排。
某船用齿轮箱动态响应仿真分析
某船用齿轮箱动态响应仿真分析作者：哈尔滨工程大学丁豹周刘斌靳国永李玩幽摘要：LMS Virtual. Lab 大型商业计算软件是目前国际最通用的振动噪声计算软件之一，本文是在其多体动力学模块求解出其轴承座处的支反力，将此支反力加在箱体的有限元模型上，对某船用齿轮箱进行动力学特性分析。
为此齿轮传动系统的动态设计奠定基础。
1 引言大型齿轮传动装置是机械系统的重要设备之一，其结构十分复杂，精度要求很高，且处于高速、重载的运行条件下，工作环境十分复杂。
齿轮系统在运行过程中，能量大部分由齿轮箱传递到隔板和壳体上，较大的振动和噪声有可能导致系统某些环节的失灵或损坏，甚至会导致齿轮系统本身的破坏和故障等。
因此，齿轮传动装置的动态特性直接关系到整体性能，对其进行动态特性分析，控制齿轮系统的振动与噪声，实现大型齿轮系统的动态设计己成为重要的研究课题。
2 齿轮传动系统内部激振力分析啮合齿轮副内部激励因素主要包括啮合冲击激励、刚度激励、误差激励。
在齿轮的啮合过程中，由于齿轮的误差和受载弹性变形使齿轮产生“啮合合成基节误差”，致使一对齿轮在进入啮合时，其啮入点偏离啮合线上的理论啮入点，引起啮入冲击；而在一对轮齿完成啮合过程退出啮合时，也会产生啮出冲击。
这种由于啮合冲击产生的冲击力也是齿轮啮合的动态激励源之一。
对于渐开线直齿轮或窄齿面斜齿轮传动冲击激励是动态激励的主要组成部分，然而对于宽斜齿轮副的轴线重合度比较大，且由于斜齿轮的啮合过程是一个逐渐进入和逐渐退出的过程，因此啮合冲击对系统的整体动态特性影响较小，对于中等载荷或重载载荷情况下的斜齿轮传动系统，这一由于啮合冲击引起的非线性现象几乎观察不到，本文对啮合冲击不做考虑。
1.1 刚度激励在LMS Virtual. Lab 软件的多体动力学模块中用的是Y.cai和ISO 方法计算齿轮的啮合刚度，可方便地获得任一啮合位置上较准确的啮合刚度值。
Y.cai的计算公式没有考虑齿数和齿宽的影响，当齿数比较大，齿宽比较大的时候误差很大，甚至不能求解，而ISO 方法没有此限制，本文既采用了此方法计算齿轮的啮合刚度。
某型船用传动齿轮箱振动模态的试验与分析
作者：海军工程大学王基吴新跃朱石坚摘要：某多输入双级传动齿轮箱是舰船振动与噪声的主要根源之一。
文中在建立齿轮箱的试验模型后,采用固定锤击点改变测量点法采集各点的冲击数据和响应数据,在对同类型两部齿轮箱的模态试验的结果分析的基础上,通过对比找到了其中一部齿轮箱振动噪声增大的原因,经过对该齿轮箱的开箱测检结果表明,其分析结论是正确的。
对该型舰船齿轮箱的故障诊断、提高其可靠性和维修性,具有重要的指导意义。
关键词：齿轮箱; 振动; 噪声; 模态试验舰船齿轮箱不仅要求传递功率大、体积小、重量轻,还要求其振动小、噪声低[1 ] ,齿轮箱能否正常工作会影响整个系统的工作特性,齿轮箱本身的振动以及由轴系传来的齿轮的振动都是产生舰船辐射噪声的主要根源,继而直接影响舰船的战斗力。
某型舰船的多输入双级传动齿轮箱存在着较大的振动和噪声,表现为振动量级超大和有啸叫声,这一现象在其它同型齿轮箱中少见,通过对该型舰船齿轮箱箱体的模态对比测试,测试结果发现了某型舰船齿轮箱产生噪声振动的故障原因,并采取了相应的措施,排除了故障。
1 齿轮箱的振动信号分析从故障齿轮箱中录取信号,经数字信号分析,从中提取故障信息,是机器设备状态监测和故障诊断的有效方法[2 ,3 ] 。
振动信号的结构成分反映齿轮箱的振动特征及故障性质。
为此,通过对同型的两座齿轮箱的振动信号的拾取及分析对比,查找齿轮箱的主要故障源及其传递途径。
在齿轮箱上共布置了六个测点,测点布置在齿轮箱体罩壳轴承测温计的凸台上,测点如图1 所示。
图1 齿轮箱测点布置同时,还用声级计测试空气噪声,并分析其频谱,比较其与箱体振动的相关性。
主要测试仪器有: Kistler 8702250 加速度传感器、Kistler 5124A 放大器、TEAC TD2135 T 数据记录仪、HP25670 动态信号分析仪和QUEST MODEL 1800 声级计。
从齿轮箱的振动频谱图分析,其振动频谱的主频率为二级齿轮副的啮合频率及其倍频。
某船舶主推进齿轮箱故障判断与分析
某船舶主推进齿轮箱故障判断与分析船舶长途调遣途中，主推进装置的可靠性对船舶安全运营起到至关重要的作用，如在海况恶劣的情况下，主推进装置故障而使船舶失去动力的话，会危及船舶的安全。
知识可视化(Knowledge Visualization)作为在科学计算可视化、信息可视化和数据可视化基础之上发展起来的新兴研究领域，通过可视化的方式，知识可以被人们用来更好地存取、讨论、评估和日常管理，这就为应对信息时代人类所面临的挑战——快速获取和掌握知识提供了有力的支持[2]。
知识可视化在缓解知识飞速增长所带给人们压力方面有着很重要的作用。
1 推进齿轮箱主要技术数据及工作原理本船配有左右两台推进减速齿轮箱，型号：ACG950/PF800-1，生产商：SCANA。
左右旋向相反，额定输入功率6000KW，输入轴转速750rpm，底部输出轴输出至可调螺旋桨，螺旋桨转速152rpm，使用摩擦式液压离合器，上部输出轴输出至轴带发电机，发电机转速1500rpm，额定功率5760KW，齿轮箱滑油温度50℃。
传动形式如图1所示。
2 推进齿轮箱故障经过船舶在调遣至乌拉圭的途中，机舱值班巡回检查时发现左推进齿轮箱润滑油压力下降至0.35MPa，下降趋势明显，其他压力正常（离合器油压、伺服油压）。
停车拆检机带泵，发现机带齿轮泵的从动齿轮6个齿局部损坏，齿轮轴及轴承磨损严重。
如图2所示。
因无机带泵备件，备用泵替代使用。
但备用泵使用后，油泵排出压力不稳定，波动很大，从排出压力表上可以看出有10bar的压力波动，导致离合器自动脱排。
针对此情况，外接了蓄能器以使油泵油压稳定；但是油温及推进齿轮箱小齿轮轴前轴承（图1中TS26）温度和推进齿轮箱小齿轮轴后轴承（图1中TS25）温度还是高，冷却器拆检正常，另外加冷却器加强冷却，螺旋浆在85%负荷时油温在60℃左右。
到港后，对齿轮箱滑油系统再次进行检查，并调整了恒温阀，螺旋浆在85%负荷时油温在57℃左右，仍旧偏高，然后将备用泵换新，拆除了外加的冷却器，螺旋浆在85%负荷时油温在54℃左右，这样，齿轮箱油温基本属于正常，但还是需要蓄能器来维持油泵出口压力的稳定。
某船动力系统仿真分析
某船动力系统仿真分析摘要：柴油机推进系统是现代船舶最常用的推进系统，是一个复杂的非线性系统。
为研究船舶推进系统的相关性能，在仿真软件MATLABSIMULINK平台上，搭建某船的12PA V6MPC柴油动力推进系统模型,对动力推进系统进行正常航行时的稳态仿真。
将所得的仿真结果与实际航行中的结果比较，通过比较结果来看系统运行是否正常，为后续的系统动态仿真提供相关的依据。
关键词：推进系统稳态仿真动态仿真推进系统是舰船的心脏，是舰船不可缺少的重要组成部分。
柴油机推进系统是现代舰船最常用的推进系统，它在动力性和经济性方面具有独特的优点，同时舰船推进系统是一个复杂的非线性系统，无法用常规的方法分析其相关的运动性能。
本文通过对仿真母型船推进系统基本资料的收集，在仿真软件MATLABSIMULINK平台上，搭建某船的12PA V6MPC柴油动力推进系统模型。
对动力推进系统进行正常航行时的稳态仿真，并在仿真过程中对准稳态模型进行了一定的简化和修改，省略了进排气管，加入流量函数，使仿真速度得到了很大的提高。
所得的仿真结果与实际航行中的结果比较，仿真结果有较好的精度，免除了由于受试验条件、周期以及耗费的限制等因素影响而不能很好进行的实验分析方法。
1 柴油机的数学仿真模型涡轮增压柴油机是一个复杂的系统，当柴油机突然加负荷或突然加速时，由于增压器和柴油机之间是靠可压缩的废气来传递能量以及增压器本身的动力惯性，增压器转速不可能很快增加，那么压气机所能提供的空气量在短期内就不能满足突然增加的燃油完全燃烧的需要，这就是增压器的惯性滞后对柴油机系统运动过程的影响。
在建立这个系统的数学模型时，要得到一个精确的描述是很困难的。
本文采用“准稳态” 建模方法建立柴油机仿真的数学模型。
柴油机的准稳态模型是把柴油机的动态过程看成一系列的稳态过程组成，忽略进排气管的存储容积对动态过程的影响。
这种模型虽然不能从微观上真实反映柴油机的内部动态过程，但它能较好地反映柴油机的外部动态特性。
大型船用齿轮箱的模态分析及结构优化
第 １ 期 １
能的影响， 通过改进箱体结构 ， 减小箱体变形 ， 从而减小 因箱体变 略对截面特性影响不大的特征 。 形引起的振动 ， 符合减振降噪的目的。
２振动模态分析理论
振动模态分析就是利用 系统 固有模态的正交性 ， 以系统的
各阶模态向量组成的模态矩阵作为变换矩 阵， 对通常选取 的物理
ｎ １ ｎ ｅ ｅ ｃ ｎ Ｒ０ ｏｉ ｓａ ｄ Ａｕ ｏ ｔｏ 。Ｒｏ ． ０ ７２ ４ － ５ ． ａ Ｃ０ ｆｒ ｎ ｅ０ ｂ ｔｃ ｎ ｔ ｍａ ｉ ｎ ｍａ ２ ０ ：５ ６ ２ ５１
障能力强 ， 与其他运动方式有效结合后 ， 运动范围大 ， 对地形的适 １ ｂｔ：ｖ￣ ． ｎ ｉ． ｖ ｄａ ｅ ｓ ｅ Ｎ ２ ０ ／ｏｐ ｒ．ｍ． ｔ ／ｅ＇ｓ ｄａ ｏ／ ｉ Ｎ ｗ Ｒ ｌ Ｒ ０ ０ｈｐ ｅｓ ｔ ４｝ ｐ ／ ａ ａ ｇ ｍｅ ／ ／ ｈ
生跳跃机器人 ， 进而在各个领域发挥 出巨大作用。跳跃机器人越
Ａ ｔ ｃ ｌ ｕｃ ｌ ｋｌ ａ Ｓｓ ｍ ， ｒ ． ｔ ０ ［］ Ｅ ＥＩｔ ｎｔ ｒｆ ｉ ｓ ｏ ｅ ｔ ｙ ｅ ”Ｐｏ ｏ ｈ ２ ７ Ｊ． Ｅ ｅ ａ ｏ ｉ ａＭ ｕ ｓ ｅ ｌ ｔ ｉ ｃｆ ｅ０ Ｉ ｎｒ ｉ
Ａ ｅ Ｌ ｇ ｅ ｐ ｉｇＲｏ ｏ ｉｇＡ ｂ ｄ Ｎｅ ｒ－ Ｏｎ — ｅ ｇ ｄ Ｈｏ ｐｎ ｂ ｔＵｓｎ Ｈｙ ｒ ｕｏ ＰＤ ｏ ｔ ｌ ｒ ， ｉ Ｃ ｎｒ ｌ ” ｏｅ
Ｉ Ｅ Ｃ Ｃ ／ Ｃ Ｉ２ ０ （ ） １ ３ － ５ ３ Ｅ Ｅ Ｃ Ｅ Ｅ Ｃ ＧＥ ． ０ ６ ５ ：５ ０ １ ３ ．
中图分类 号 ：Ｈ１ ，２ ０３２ 文献标 识码 ： Ｔ ６ Ｕ ６．３ Ａ
１ 引言
基于故障树分析的船用齿轮箱的可靠性仿真
基于故障树分析的船用齿轮箱的可靠性仿真朱永梅;黄静;张宇【摘要】从船用齿轮箱的基本失效模式分析出发,运用故障树分析理论,建立了以齿轮箱不能正常工作为顶事件的故障树模型,并收集了相关部件的失效分布函数.针对大型复杂系统的故障分析特点,运用蒙特卡罗方法与故障树分析相结合进行可靠性仿真,并以vC++为开发平台,编制了齿轮箱的故障树仿真分析程序,得出了系统的可靠性指标——单元重要度、单元失效模式重要度,并与MATLAB进行了联合仿真,绘制出系统可靠度曲线.通过故障树计算机仿真程序,可以方便地得到系统内部各部分对系统产生的作用大小,能够清晰地得出系统的薄弱环节,从而为提高齿轮箱的可靠运行提供数据分析基础.%Using the basic failure mode analysis of the marine gearbox and the fault tree analysis theory, we establish fault tree analysis model of the gearing system, taking it as the top-affair that the system does not work normally, and find the failure distribute functions of the parts. According to the peculiarity of fault analysis of large and complex system, the Monte Carlo method is adopted and VC ++ and MATLAB are used in programming and earring out the simulation. We finally obtain the reliability index, the basic unit importance, mode importance , and the reliability curve of the system. Through the fault tree simulation, we can see the contributionrntem-reliability analysis.【期刊名称】《江苏科技大学学报（自然科学版）》【年(卷),期】2012(026)004【总页数】6页(P350-355)【关键词】故障树;仿真;可靠性【作者】朱永梅;黄静;张宇【作者单位】江苏科技大学机械工程学院,江苏镇江212003;江苏科技大学机械工程学院,江苏镇江212003;江苏科技大学机械工程学院,江苏镇江212003【正文语种】中文【中图分类】TP391.1;U664.1随着各种系统与设备大型化、复杂化的飞速发展，使得可靠性理论与工程应用的矛盾日益升级［1］.作为船舶动力源的主推进装置，其动力的传输主要靠齿轮箱来实现，因此齿轮传动装置的可靠运行是船舶能够正常航行的基本保证，开展对船用齿轮传动装置的可靠性研究显得尤为重要.在对系统的可靠性研究方面，国内外都取得了具有一定价值的研究成果.文献［2］采用传统的故障树理论，分析了在已知底事件故障率的情况下齿轮传动装置的可靠性，为采用新方法所得结论的正确性检验提供了参考.文献［3］运用贝叶斯网络模型描述系统各部件间的相互影响关系，给出了计算实例，得出了系统的可靠性指标，并验证了模型的有效性.文献［4］运用模糊理论开展对船用齿轮箱的可靠性分析，得出了齿轮箱的可靠性参数，但前提是需给定统一的失效概率计算方法，限制了其在工程实际中的应用.文献［5］基于广泛采用的蒙特卡罗方法编制了计算机程序，统计得到需要的可靠性参数，并绘制出相关参数的曲线.虽然在可靠分析理论上各相关机构和学者都做了大量的研究工作，但在计算机仿真分析程序的编制上，大多都只能得到相关的重要度信息，而针对相关曲线的处理还不能完全达到程序自动绘制，或者程序处理结构过于复杂.文中针对大型船用二级传动齿轮箱，较全面地考虑了简化型与复杂型齿轮箱的结构型式，建立了完整的故障树分析模型，在传统故障树分析的基础上，对蒙特卡洛算法进行封装，利用VC++与MATLAB混合编程，编制了船用齿轮箱可靠性仿真分析系统，该系统在基本参数输入完整的情况下，能以数据和图表的形式分析得出齿轮箱的可靠性指标，实现数据处理的快捷化和形象化，并对同类型齿轮箱的可靠性分析具有一定的通用性，能随着部件的增减在后台程序处理上自动适应调整，对开发实用的专用故障分析系统进行了有益探索.1 齿轮箱故障树的构建及传统分析1.1 故障树的建立以齿轮箱不能正常工作为顶事件，通过对齿轮箱故障原因的分析与研究，找出了相对完整的引起齿轮箱失效的各级底事件.经化简归纳，顶事件失效主要是由离合器打滑M1、润滑系统失效M2、关键部件失效M3这3个中间事件所引起的，中间事件分别是:摩擦片失效E1、工作油孔堵塞E2、油质不合格E3、密封装置失效E4、油温过高E5、传动齿轮失效E6、轴承失效E7、紧固件失效E8、箱体开裂E9、轴断裂E10;温度过高 F1、制造失效 F2、轮齿失效F3、安装失效F4、轴失效 F5、自锁性差 F6;齿面损伤G1、齿轮断裂G2、组合损伤G3.故障树如图1，其底事件失效名称如表1.图1 齿轮箱故障树Fig.1 Fault tree of ship gearing system1.2 故障树定性、定量分析故障树的分析分为传统分析与数字仿真技术，传统故障树分析又可分为定性分析和定量分析.定性分析的主要任务是找出导致顶事件发生的所有可能的故障模式，即求出故障树的全部最小割集.一个最小割集代表系统的一种故障方式，全部最小割集代表全部故障模式.它表征了系统失效的必要和充分条件，可以在一定的程度上代表系统的危险性大小.该研究对象的最小割集为定量分析的目的在于利用故障树作为计算模型，在已知底事件发生概率的情况下，计算顶上事件的发生概率，从而对系统的可靠性、安全性及风险性作出评估.故障树的传统分析对于一般的简单系统比较适用，但是对于大型复杂系统，却不得不另辟蹊径，因此，应该采用计算机数字仿真技术来进行分析评估.表1 各基本部件失效分布类型及参数Table 1 Disabled distribute type and the parameter of all basic parts?运用计算机仿真的方法，通过仿真可以很清晰地观察系统内各部分的可靠性所产生的作用，找出系统的薄弱环节，进一步提高系统的可靠性.而对于故障树的数字仿真技术，通常是基于一定的算法来实现的.仿真算法有很多种，其中有基于二元决策图(binary decision diagram，BDD)的算法，改进蒙特卡洛算法等，蒙特卡洛数值模拟法可以根据失效概率的定义来直接求解，且数值模拟误差也很容易确定，所以文中运用蒙特卡洛算法来实现船用齿轮箱的故障树可靠性仿真.2 可靠性仿真分析2.1 算法原理蒙特卡罗方法，也称统计模拟方法，是一种以概率统计理论为基础的数值计算方法，该方法应用广泛［6-7］，由于引入了随机数来建立模拟模型，并且仿真次数越多越精确，因而在程序中比较容易实现，成为分析大型复杂系统的主要方法.蒙特卡罗算法的基本思想是:若已知状态变量的概率分布，利用蒙特卡罗模拟法产生符合状态变量分布的一组随机数，代入状态函数，计算出状态函数的一个随机数.如此用同样的方法可产生M个状态函数的随机数.在求取状态函数的随机数时，要首先通过程序获得符合要求的随机数，然后根据求出的分布函数的抽样公式来计算抽样寿命.一般分布函数的随机抽样公式为2.2 仿真模型建立设整个系统为S，其包含的n个事件z的集合为［8］对于每一个事件，其发生概率分布函数都符合一定的统计规律，文中所建立的41个底事件的概率密度函数及其特征参数如表1.设底事件zi的随机事件在某时刻t的状态为xi(t)，则可用二项分布表示其分布规律:则底事件zi在t时刻发生的概率pi(t)为随机事件xi(t)的期望值，即若定义φ(t)为 Y(t)=(x1(t)，x2(t)，…，xn(t))的函数，那么顶事件的状态S(t)也可用底事件来表示，顶事件在t时刻发生的概率为ps( t)，即2.3 仿真过程实现以VC++语言为开发语言，针对蒙氏算法，编制了计算机仿真程序，并实现了人机交互界面.为了实现程序对齿轮箱系统分析的通用化，在对最小割集逻辑关系的处理上，利用程序对相关底事件失效函数对应的参数进行缺省处理:即如果在这一参数未被用户输入任何有效值，程序内置其逻辑值为“假”，利用这一方法可处理某些齿轮箱因为结构简化，而导致的故障树变化的情况，并可实现部件失效函数变化后其数学模型自动更新的情况.程序所涉及的核心内容如下:先设定一个系统要求的最大失效时间Tmax，并设定仿真次数，在每一次仿真过程中，利用C++语言提供的随机数获取函数srand()，得到符合要求的一组随机数，通过各事件对应的抽样公式，计算出各事件的抽样寿命值tij(i设定为某次仿真，j为某事件)，并对这些寿命值进行由小到大的排序，然后把最小寿命值相对应事件的失效状态代入到利用通过故障树分析得到的系统的失效逻辑关系式，看系统是否失效，如果系统未失效，则令排名第二小寿命值所对应的事件代入失效逻辑关系式，看S是否失效(逻辑值是否为1)，依此类推，如果发生失效，则此次仿真结束，进入下一次仿真.仿真流程如图2.图2 仿真流程图Fig.2 Flow chart of the simulation对系统仿真N次，获得系统失效时间子样T1，T2，…，TN，在求解可靠性指标的点估计值前，需要对失效时间样本进行处理.首先将设置的系统最大失效时间Tmax分成m个区间，则每个时间间隔Δt为［8］然后统计时间间隔［tr-1，tr］内的系统失效次数，记为mr，其中r从0到m，则有φj(tk)为t时刻第j次仿真时，事件k的失效状态，如果为1，则记1;如果为0，则不参与相加.系统不可靠度Fs(t)、单元重要度W(Zi)、模式重要度WN(Zi)、系统平均寿命MTBF定义如下:式中:是在N次仿真中系统寿命属于区间［0，tr］的次数.由于篇幅有限，只将传动齿轮失效与润滑系统失效可靠性计算程序展示如图3.鉴于程序的灵活性，因为船用齿轮箱的适用环境不同，其部件的失效分布也不同，所以该程序可以根据部件的失效统计规律，自行选择部件的失效分布函数及特征参数. 图3 程序界面Fig.3 Program interface2.4 仿真结果分析该方法要求仿真次数足够多，以达到结果的精准.仿真实验表明，当仿真次数大于2 000次，仿真结果趋于收敛.为此文中进行10 000次仿真，此时的系统平均寿命MTBF=39 570.9h.得到的基本部件重要度和模式重要度如表2.由本程序与Matlab进行联合仿真所得到的可靠性曲线如图4.表2 仿真结果Table 2 Simulation results?图4 齿轮箱系统的可靠度曲线Fig.4 Reliability curve of gear system3 结论1)对于事件x1到x41的重要度分析结果，可以清楚地知道 x5，x6，x15，x17，x18，x19，x20，x22，x23，x24，x29和x38事件的模式重要度比较大，也就是说这些事件失效引起系统失效的次数在系统总失效次数中所占的百分比较大，因此必须对这些部件性能和管理进行高度重视，这些底事件故障是影响系统正常工作可靠性的关键因素，如果要改进整个系统，应先从这些部件开始.2)除 x7，x8，x12，x13，x14，x15，x16，x30，x31事件外，其他所有事件的单元重要度均为1，这与理论上或门事件单元重要度为1的结论是一致的.也从另一角度证明了程序的有效性和可靠性.单元重要度为1的事件是影响系统失效的关键因素，加强对这类部件的实时监测是防止系统失效的有效措施.3)为了得到系统的平均寿命，分别对系统进行了100次、1 000次、以及10 000次的仿真，得到的结果分别为 31 805.7，39 005.8，39 570.9h，可以看出平均寿命基本稳定在39 000h左右.4)在对图4可靠度曲线的分析中，可以清晰地发现整个系统稳定工作区间为5 000～30 000h，在这一区间系统以较高的可靠度运行.随着时间的推移，系统可靠度降低，失效现象愈加明显，这与设备实际运行状况相一致.5)以VC++为开发平台，综合MATLAB语言，编制了船用齿轮箱的仿真分析系统，并得到了相应的指标数据.综合分析得到的数据表与曲线图信息，可以很清晰地了解齿轮箱的薄弱环节以及可靠度等相关参数，这为设计初期对齿轮箱关键部件的优化设计提供了有益的参考，也为齿轮箱的故障诊断指明了方向.参考文献(References)［1］刘凤冕，王明强，何登峰.齿轮传动的模糊可靠性研究［J］.江苏科技大学学报:自然科学版，2004，18(4):86-90.Liu Fengmian，Wang Mingqiang，He 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[51] 齿轮箱动态响应及辐射噪声数值仿真
![[51] 齿轮箱动态响应及辐射噪声数值仿真](https://img.taocdn.com/s3/m/4e5f971b03d8ce2f006623f5.png)
,
(4)
2
2
2
式中 :拉普拉斯算子 2 = x2 + y2 + z2 ;p 为声压
向量 ;c0 为空气介质中的声速 。 由于声波动量是空间位置与时间的函数 , 其控
制方程的形式是偏微分方程 , 若知道某一空间区域
内的声波方程 , 以及初始条件和边界条件 , 就可以具
体求出相应空间区域内所关心的声场变量 , 如声压
式中 :vn 为表面节点法向速度向量;A 、B 为影响矩阵 。
3 固有模态和动态响应分析
3 .1 固有模态 用 ANSYS 软件中的分块 Lanczos 法对图 1 所示
的齿轮箱进行有限元模态分析 , 安装支座底面施加零 位移约束 。 表 1 给出了齿轮箱前 14 阶固有频率 。
表 1 齿轮箱的固有频率
1 齿轮箱动力有限元分析模型
1 .1 有限元网格 借助 ANSYS 软 件 , 建立了包括 齿轮 、轴 、轴承
和箱体的整个齿轮箱的动力有限元模型 。 根据轮齿 啮合刚度 , 在齿轮副间建立弹簧单元 COMBIN14 以 模拟啮合关系 ;根据轴承刚度 , 在轴与箱体间建立杆 单元 LINK8 以模拟轴承支承 ;忽略端盖与箱体结合 部及齿轮与轴结合部的 影响 。 用四 面体实体 单元 SO LID45 对齿轮 箱各 零部 件进 行网 格自 动划 分 。 齿轮 箱 动 力 分 析 有 限 元 网 格 如 图 1 所 示 , 共 计 66 328个节点 , 288 924 个单元 。
式中 :M 、C 、K 分别为质量矩阵 、阻尼矩阵和刚度矩
阵 ;u¨、·u 、u 分别为加速度向量 、速 度向量和位移向
量 ;F 为动载荷向量 。
ANSYS 在进 行瞬态动力学 分析时 , 可 通过三
海上风电齿轮箱动力学特性分析与优化
基于模拟退火算法的优化设计
模拟退火算法是一种基于热力学原理的优化算 法，通过模拟金属退火过程来寻找最优解。
模拟退火算法具有概率寻优的特点，能够在一 定程度上避免陷入局部最优解，寻优能力强且 适用范围广。
影响。
在海上复杂环境下，齿轮箱的运行条件 恶劣，对其动力学特性的研究尤为重要
。
研究海上风电齿轮箱的动力学特性，有 助于提高风力发电效率、机组运行的稳 定性和可靠性，对推动海上风电产业的
发展具有重要意义。
研究现状与问题
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国内外学者对海上风电 齿轮箱的动力学特性已 进行了大量研究，但现 有研究主要集中在简化 模型和实验方面，缺乏 对实际工况下齿轮箱动 力学特性的深入研究。
优化目标
提高齿轮箱的传动效率、降低振动和噪音、增强齿轮箱的可靠性及寿命。
约束条件
齿轮箱的设计需满足强度、刚度、稳定性及安装要求，同时需适应海上环境的特殊要求，如防腐、防爆等。
基于遗传算法的优化设计
遗传算法是一种基于生物进化原 理的优化算法，适用于解决复杂 非线性问题，如齿轮箱优化设计
。
遗传算法通过模拟生物进化过程 ，在搜索空间中寻找最优解，具 有全局搜索能力强、寻优效果好
在特定的运行条件下，齿轮箱可能发生共振现象，导致 局部应力集中和疲劳损伤。
研究展望
针对海上风电的特殊环境，进 一步研究风浪、海流等自然因 素对齿轮箱动力学特性的影响 。
开展更为精细化的动力学模型 研究，考虑材料非线性、接触 非线性等因素对齿轮箱动态性 能的影响。
结合数字孪生技术，为齿轮箱 的设计、生产和维护提供更为 精确的预测和控制手段。
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作者：哈尔滨工程大学丁豹周刘斌靳国永李玩幽
摘要：LMS Virtual. Lab 大型商业计算软件是目前国际最通用的振动噪声计算软件之一，本文是在其多体动力学模块求解出其轴承座处的支反力，将此支反力加在箱体的有限元模型上，对某船用齿轮箱进行动力学特性分析。
为此齿轮传动系统的动态设计奠定基础。
1 引言
大型齿轮传动装置是机械系统的重要设备之一，其结构十分复杂，精度要求很高，且处于高速、重载的运行条件下，工作环境十分复杂。
齿轮系统在运行过程中，能量大部分由齿轮箱传递到隔板和壳体上，较大的振动和噪声有可能导致系统某些环节的失灵或损坏，甚至会导致齿轮系统本身的破坏和故障等。
因此，齿轮传动装置的动态特性直接关系到整体性能，对其进行动态特性分析，控制齿轮系统的振动与噪声，实现大型齿轮系统的动态设计己成为重要的研究课题。
2 齿轮传动系统内部激振力分析
啮合齿轮副内部激励因素主要包括啮合冲击激励、刚度激励、误差激励。
在齿轮的啮合过程中，由于齿轮的误差和受载弹性变形使齿轮产生“啮合合成基节误差”，致使一对齿轮在进入啮合时，其啮入点偏离啮合线上的理论啮入点，引起啮入冲击；而在一对轮齿完成啮合过程退出啮合时，也会产生啮出冲击。
这种由于啮合冲击产生的冲击力也是齿轮啮合的动态激励源之一。
对于渐开线直齿轮或窄齿面斜齿轮传动冲击激励是动态激励的主要组成部分，然而对于宽斜齿轮副的轴线重合度比较大，且由于斜齿轮的啮合过程是一个逐渐进入和逐渐退出的过程，因此啮合冲击对系统的整体动态特性影响较小，对于中等载荷或重载载荷情况下的斜齿轮传动系统，这一由于啮合冲击引起的非线性现象几乎观察不到，本文对啮合冲击不做考虑。
1.1 刚度激励
在LMS Virtual. Lab 软件的多体动力学模块中用的是Y.cai 和ISO 方法计算齿轮的啮合刚度，可方便地获得任一啮合位置上较准确的啮合刚度值。
Y.cai 的计算公式没有考虑齿数和齿宽的影响，当齿数比较大，齿宽比较大的时候误差很大，甚至不能求解，而ISO 方法没有此限制，本文既采用了此方法计算齿轮的啮合刚度。
公式如下：
αpn ——法向压力角；hfn ——法向齿根高；mn ——法向模数。
1.2 误差激励
根据齿轮的精度等级所规定的齿轮偏差，用简谐函数进行模拟。
由于影响齿轮振动的主要误差是齿形误差（Δff ）和基节误差( Δfpb )，故计算误差曲线时仅考虑这两种误差形式。
啮合传动误差的影响综合反映在啮合线方向，可表示为：
2 轴承座支反力计算
2.1 计算模型
采用Pro/E 建立三维实体模型，导入LMS b 多体模块中，转化成b 所需的分析body 模型，进行求解计算。
建模过程简化原则为：大型结构忽略公差，精度取到0.1mm。
图1 多体模型及轴承编号
2.2 约束与作用力
为了防止过度约束，建立3 个质量比较小的虚物体，并高压输入轴、低压输入轴和输出端用固定副连接，并放开想要计算的方向，需物体与大地用旋转副连接，在两个输入端加扭矩驱动，在输出端加一个转速约束。
在齿轮啮合处共加8 个啮合力，在24 个轴承处加24个衬套力来表示输入轴、输出轴和箱体之间的轴承力。
并将已知轴承刚度、阻尼参数加入衬套力上。
2.3 计算结果与分析
由于齿轮箱结构对称，例如a#和b#、c#和d#等受力是大小相等的力，现只列出部分轴承支反力图。
计算各轴承处的比压值，比压值=支反力/（轴承宽度g轴承直径）。
用LMS b计算所得的比压值与所给的比压值基本相符，误差小于5%，说明对齿轮箱的简化和对箱体、轴等作为刚性处理是准确的，计算的结果是可信的。
3 箱体的模态分析
对此船用齿轮箱进行六面体网格划分，共406579 个节点、239918 个单元，有限元模型如图9 所示。
图9 箱体有限元模型
采用软件中振动与噪声模块对齿轮箱进行了有限元模态计算，得到了各阶固有频率及对应的固有振型。
表3.1 给出了齿轮箱箱体的前10 阶固有频率。
4.齿轮箱动态响应分析
将第一部分在内部激振力下求解的各个轴承支反力加在对应的轴承上做为箱体的激振力，对齿轮箱进行动态响应分析。
由于齿轮传动系统用的是人字齿，轴向力为零，把计算得到的轴
承支反力按x、y 两个方向分解加在轴承的对应位置上动态计算过程取5 秒，以保证求解精度。
由此可以得到箱体任意一点的响应。
图11 齿轮箱响应节点a 位置图
图12～图14 给出了齿轮箱体节点a x、y、z 向的响应计算结果。
图12 节点 a x 向振动加速度时域曲线
图13 节点a y 向振动加速度时域曲线
图13 节点a z 向振动加速度时域曲线
从计算结果可以看出节点a z 向振动加速度比较小，这与齿轮箱用的是人字齿有关，在轴向即z 向上的动态激振力为零，验证了仿真结构的可靠性。
5 总结
1.在用LMS Virtual. Lab 多体动力学模块对齿轮传动系统计算的时候，根据齿轮参数选择合适的计算方法。
2.对船用齿轮箱进行了轴承支反力计算，得出的力与所给的值吻合良好，误差在5%以内，说明对齿轮箱的一些简化处理和把箱体作为刚性处理的假设是正确的。
3.对齿轮箱进行了有限元模态分析，得到了齿轮箱前20 阶固有频率和振型。
4.对齿轮箱体在内部激振力下的动态响应仿真计算，得到任意一点的振动位移、速度、加速度曲线，为齿轮传动系统动态设计提供了有意参考。
参考文献
1. 王旭东船用齿轮箱振动分析及结构噪声预估
2. ISO 6336-1 calculation of load capacity of spur and helical gear-Part 1(end)。