本發(fā)明屬于振動控制工程領域，尤其涉及一種耦合振蕩狀態(tài)下傳動齒輪箱振動特性分析方法。

背景技術：

在傳統(tǒng)齒輪振動特性研究中，多利用有限元法、數(shù)值計算法等獲得周期性齒輪嚙合激勵，據(jù)此計算齒輪系統(tǒng)及齒輪箱的振動特性。然而這種根據(jù)周期性齒輪嚙合激勵所得嚙合頻率及其倍頻響應，雖然能較好地反映正常工況下的齒輪振動狀態(tài)，但是并不能很好地反映在耦合振蕩故障工況下的齒輪實際振動狀態(tài)。

基于有限元法、數(shù)值模擬法等傳統(tǒng)方法分析齒輪振動特性的研究較為成熟。例如，華北電力大學的程志學對齒輪內部激勵進行了模擬，采用adams對齒輪箱傳動輪系進行了振動特性的仿真，并與實驗測試振動響應對比分析振動特性，但是僅研究了正常工況下齒輪箱傳動系的振動特性(程志學.1.5mw風電機組齒輪箱振動特性分析[d].碩士學位論文,北京:華北電力大學,2014.)；重慶大學的楊成云給出剛度激勵、誤差激勵、嚙合沖擊激勵的數(shù)值模擬方法，系統(tǒng)地分析了齒輪系統(tǒng)振動動態(tài)響應，對齒輪箱進行了沖擊動力響應分析，預估了齒輪系統(tǒng)的抗沖擊性能，但是并沒有考慮外部轉速波動對齒輪副的剛度激勵、誤差激勵、嚙合沖擊激勵的影響(楊成云.齒輪傳動系統(tǒng)耦合振動響應及抗沖擊性能研究[d].博士學位論文，重慶:重慶大學,2006.)。

針對往復機械的耦合振蕩問題，哈爾濱工程大學的韓霄針對一型特種工作船的柴油機推進軸系及其轉速控制系統(tǒng)，建立了推進軸系扭振與調速控制系統(tǒng)間的耦合模型，成功反演了實船的耦合振蕩故障，但是沒有將齒輪傳動部分考慮在推進軸系扭振模型之中(韓霄.4000噸工作船柴油機調速系統(tǒng)與推進軸系扭振耦合振蕩研究[d].碩士學位論文,黑龍江:哈爾濱工程大學,2015.)；哈爾濱工程大學的李玩幽教授等發(fā)明了一種柴油機含凸輪軸的軸系復合振動與調控耦合建模分析系統(tǒng)及分析方法，所建立的包含正時齒輪系的傳動系統(tǒng)復合振動彈性系統(tǒng)模型，僅是將正時齒輪系簡化為由多個轉動慣量和彈性軸段組成的，具有扭轉、回轉、縱向振動復合振動特性的彈性系統(tǒng)，但是并沒有考慮齒輪嚙合內部動態(tài)特性對耦合模型的影響，也沒有考慮耦合模型對齒輪嚙合內部動態(tài)特性及齒輪振動特性的影響(李玩幽,于姝雯,郭宜斌,陳美龍,率志君,王東華,盧熙群,姜晨醒.一種柴油機含凸輪軸的軸系復合振動與調控耦合建模分析系統(tǒng)及分析方法[p].中國專利,申請公布號:cn105808847a.)。

綜上所述，在傳統(tǒng)的齒輪振動特性研究中，由周期性齒輪嚙合激勵仿真得到的齒輪振動特性不能很好地反映耦合振蕩狀態(tài)下的實際振動特性；而針對往復機械的軸系扭振與調控耦合振蕩的研究，由于沒有考慮耦合振蕩特性與齒輪嚙合動態(tài)激勵的相互影響，所得到的傳動齒輪箱振動響應與耦合振蕩狀態(tài)下的實際振動特性偏差較大。

技術實現(xiàn)要素：

本發(fā)明的目的在于提供一種傳動齒輪箱故障激勵源分析更準確的耦合振蕩狀態(tài)下傳動齒輪箱振動特性分析方法。

本發(fā)明的目的是這樣實現(xiàn)的：

步驟一：根據(jù)傳動齒輪箱中嚙合齒輪副的基本參數(shù)，用傳統(tǒng)的數(shù)值計算方法合成時變剛度激勵和傳遞誤差激勵，然后將兩種激勵對應點相乘，獲得設定轉速條件下具有周期特性的嚙合齒輪副內部動態(tài)激勵；

步驟二：構建柴油機齒輪系統(tǒng)特性-軸系扭振-調速系統(tǒng)耦合模型；

所述柴油機齒輪系統(tǒng)特性-軸系扭振-調速系統(tǒng)耦合模型，包括pid控制器、比例型執(zhí)行器、氣缸激勵加載模塊、負載阻力矩加載模塊、齒輪內部動態(tài)激勵加載模塊、柔性軸系扭振當量模型模塊、瞬時轉速采集模塊和瞬時齒輪內部動態(tài)激勵動態(tài)修正模塊；

所述柴油機齒輪系統(tǒng)特性-軸系扭振-調速系統(tǒng)耦合模型的信號處理流程為，采集飛輪慣量的瞬時轉速信號，計算與目標轉速的差值，輸入至pid控制器；pid控制器輸出控制指令使比例型執(zhí)行器作動，調整瞬時噴油量；再由氣缸激勵加載模塊計算出當前的瞬時氣缸激勵力矩，加載給柔性軸系扭振當量模型；

步驟三：利用柴油機齒輪系統(tǒng)特性-軸系扭振-調速系統(tǒng)耦合模型，計算獲得傳動齒輪系主動輪的瞬時轉速；然后在瞬時齒輪內部動態(tài)激勵動態(tài)修正模塊中，再根據(jù)主動輪的瞬時轉速與主動輪設定轉速的比值，調整嚙合齒輪副的瞬時嚙合周期，插值搜索對應時刻的齒輪副內部動態(tài)激勵，對傳統(tǒng)數(shù)值計算獲得的嚙合齒輪副內部激勵進行動態(tài)修正，得到修正后的齒輪內部動態(tài)激勵；

步驟四：建立傳動齒輪箱的三維有限元模型，對比模態(tài)計算結果與實驗測試結果的偏差，若二者偏差較大，則調整有限元的邊界條件，直至模態(tài)計算結果與實驗測試結果偏差小于10％；

步驟五：將修正后的齒輪內部動態(tài)激勵加載到傳動齒輪箱三維有限元模型中齒輪副嚙合接觸線的位置，求解傳動齒輪箱的振動特性。

本發(fā)明還可以包括：

1.所述步驟一中嚙合齒輪副內部動態(tài)激勵的表達式為：

ft(t)＝k(t)·e(t)

式中，ft(t)為嚙合齒輪副的內部動態(tài)激勵；k(t)為時變嚙合剛度激勵；e(t)為傳遞誤差激勵。2.所述柴油機齒輪系統(tǒng)特性-軸系扭振-調速系統(tǒng)耦合模型中的瞬時齒輪內部動態(tài)激勵動態(tài)修正模塊的信號處理流程為：輸入耦合模型飛輪慣量處的瞬時轉速，先進行齒輪副主動輪瞬時轉速與設定轉速比值求解，再進行齒輪副主動輪瞬時嚙合周期與設定嚙合周期比值換算，然后調用傳統(tǒng)數(shù)值計算所得齒輪內部動態(tài)激勵，修正瞬時周期后的齒輪內部動態(tài)激勵。

3.所述中修正后的齒輪內部動態(tài)激勵的表達式為：

tks(t)＝tk0(nst/n0)

式中，tks為修正后的齒輪內部動態(tài)激勵瞬時值；ns為主動輪瞬時轉速；tk0為數(shù)值計算所得齒輪內部動態(tài)激勵瞬時值；n0為主動輪設定轉速。

與現(xiàn)有技術相比，本發(fā)明的優(yōu)勢在于：

1、建立的柴油機齒輪系統(tǒng)特性-軸系扭振-調速系統(tǒng)耦合模型更加精確，既考慮了齒輪嚙合特性對耦合模型閉環(huán)控制的影響，又基于耦合模型瞬時轉速實時修正了齒輪內部動態(tài)激勵；

2、基于耦合模型修正獲得的齒輪內部動態(tài)激勵，與傳統(tǒng)數(shù)值計算獲得的齒輪內部動態(tài)激勵相比，計算得到的傳動齒輪箱的振動特性更加精確、更能體現(xiàn)耦合振蕩狀態(tài)下的實際振動特性。

附圖說明

圖1為耦合振蕩狀態(tài)下傳動齒輪箱振動特性分析流程圖；

圖2為齒輪副內部動態(tài)激勵傳統(tǒng)計算合成流程圖；

圖3為柴油機齒輪系統(tǒng)特性-軸系扭振-調速系統(tǒng)耦合模型；

圖4為齒輪副內部動態(tài)激勵修正流程示意圖；

圖5a為電機軸嚙合齒輪副傳統(tǒng)數(shù)值計算所得的齒輪內部激勵；

圖5b為電機軸嚙合齒輪副經耦合模型修正后獲得的齒輪內部動態(tài)激勵；

圖5c為泵軸嚙合齒輪副傳統(tǒng)數(shù)值計算所得的齒輪內部激勵；

圖5d為泵軸嚙合齒輪副經耦合模型修正后獲得的齒輪內部動態(tài)激勵；

圖5e為螺旋槳輸出軸嚙合齒輪副傳統(tǒng)數(shù)值計算所得的齒輪內部激勵；

圖5f為螺旋槳輸出軸嚙合齒輪副經耦合模型修正后獲得的齒輪內部動態(tài)激勵；

圖6為傳統(tǒng)數(shù)值計算所得齒輪內部激勵下的耦合振蕩狀態(tài)工況時的傳動齒輪箱垂向振動響應與測試結果頻譜對比圖；

圖7為耦合模型修正后獲得的齒輪內部動態(tài)激勵下的耦合振蕩狀態(tài)工況時的傳動齒輪箱垂向振動響應與測試結果頻譜對比圖。

具體實施方式

下面結合附圖舉例對本發(fā)明做更詳細地描述：

結合圖1，一種耦合振蕩狀態(tài)下傳動齒輪箱振動特性分析方法是這樣實現(xiàn)的：首先，通過數(shù)值計算法合成設定轉速條件下，具有周期特性的嚙合齒輪副內部動態(tài)激勵；然后，在柴油機齒輪系統(tǒng)特性-軸系扭振-調速系統(tǒng)耦合模型中動態(tài)修正上述激勵；最后，將修正后的激勵加載到傳動齒輪箱三維有限元模型的各個齒輪副的嚙合接觸線位置，求解傳動齒輪箱的振動特性。

結合圖2，用傳統(tǒng)數(shù)值計算方法合成齒輪副內部動態(tài)激勵的過程如下：在柴油機常開轉速650r/min工況下，采用y.cai公式合成各個嚙合齒輪副的時變剛度激勵，采用簡諧函數(shù)表示法合成各個嚙合齒輪副的傳遞誤差激勵，然后將對應時刻的時變剛度激勵與誤差激勵相乘，合成恒定轉速下電機軸嚙合齒輪副、泵軸嚙合齒輪副、螺旋槳輸出軸嚙合齒輪副的內部動態(tài)激勵，計算結果分別見圖5a、5c和5e。上述嚙合齒輪副內部動態(tài)激勵合成的表達式為：

ft(t)＝k(t)·e(t)

式中，ft(t)為嚙合齒輪副的內部動態(tài)激勵；k(t)為時變嚙合剛度激勵；e(t)為傳遞誤差激勵。

結合圖3，建立柴油機齒輪系統(tǒng)特性-軸系扭振-調速系統(tǒng)耦合模型，包括pid控制器、比例型執(zhí)行器、氣缸激勵加載模塊、負載阻力矩加載模塊、齒輪內部動態(tài)激勵加載模塊、柔性軸系扭振當量模型模塊、瞬時轉速采集模塊和瞬時齒輪內部動態(tài)激勵動態(tài)修正模塊。耦合模型運行機理為，采集飛輪慣量的瞬時轉速信號，與目標轉速的差值輸入給pid控制器，pid控制器輸出控制指令使比例型執(zhí)行器作動，調整瞬時噴油量，而后由氣缸激勵加載模塊計算出當前的瞬時氣缸激勵力矩，加載給柔性軸系扭振當量模型。

結合圖4，柴油機齒輪系統(tǒng)特性-軸系扭振-調速系統(tǒng)耦合模型中的瞬時齒輪內部動態(tài)激勵動態(tài)修正模塊的信號處理流程為：輸入耦合模型飛輪慣量處的瞬時轉速，先進行齒輪副主動輪瞬時轉速與設定轉速比值求解，再進行齒輪副主動輪瞬時嚙合周期與設定嚙合周期比值換算，然后調用傳統(tǒng)數(shù)值計算所得齒輪內部動態(tài)激勵，修正瞬時周期后的齒輪內部動態(tài)激勵。

結合圖3、圖4，基于柴油機齒輪系統(tǒng)特性-軸系扭振-調速系統(tǒng)耦合模型，在耦合模型控制系統(tǒng)中仿真獲得傳動齒輪系各個主動輪的瞬時轉速，再根據(jù)主動輪的瞬時轉速與主動輪設定轉速的比值，調整嚙合齒輪副的瞬時嚙合周期，插值找到對應時刻的齒輪副內部動態(tài)激勵，從而對傳統(tǒng)數(shù)值計算獲得的嚙合齒輪副的內部動態(tài)激勵進行動態(tài)修正。修正后的電機軸嚙合齒輪副、泵軸嚙合齒輪副、螺旋槳輸出軸嚙合齒輪副的內部激勵結果分別見圖5b、5d和5f。上述動態(tài)修正過程的數(shù)學表達式如下：

tks(t)＝tk0(nst/n0)

式中，tks為修正后的齒輪內部動態(tài)激勵瞬時值；ns為主動輪瞬時轉速；tk0為數(shù)值模擬所得齒輪內部動態(tài)激勵瞬時值；n0為主動輪設定轉速。

建立傳動齒輪箱的三維有限元模型，對傳動齒輪箱的模態(tài)進行計算分析，用敲擊法獲得的模態(tài)結果對三維有限元模型進行修正。如果前六階模態(tài)計算結果與測試結果偏差較大，則調整有限元的邊界條件，直至模態(tài)計算結果與實驗測試結果偏差小于10％，結果如表1所示。

表1模態(tài)計算結果與實驗測試結果對比列表

結合圖6、圖7，將經耦合模型修正后的三對齒輪副的齒輪內部動態(tài)激勵，加載到傳動齒輪箱的三維有限元模型的各個齒輪副的嚙合接觸線位置，求解傳動齒輪箱的振動特性。將仿真獲得的傳動齒輪箱的振動特性與實驗測試結果作對比，結果見圖7。同時將傳統(tǒng)數(shù)值計算獲得的具有周期循環(huán)特性的齒輪內部激勵，直接加載到傳動齒輪箱的三維有限元模型的各個齒輪副的嚙合接觸線位置，求解傳動齒輪箱的振動響應，并將仿真獲得的振動特性與實驗測試結果作對比，結果見圖6。分析對比圖6和圖7中仿真結果與實驗測試結果可知，與傳統(tǒng)計算方法相比，加載耦合模型修正后的齒輪內部動態(tài)激勵，求解得到的傳動齒輪箱振動特性更精確，與耦合振蕩狀態(tài)下傳動齒輪箱的實際振動狀態(tài)更相符。

上述案例分析說明，依據(jù)本發(fā)明所提出的耦合振蕩狀態(tài)下傳動齒輪箱振動特性分析方法，可以準確地獲得耦合振蕩狀態(tài)下的齒輪嚙合特性及傳動齒輪箱的振動特性。