摘　要:风电齿轮箱型式试验中,振动噪声测试是验证设计、制造、装配质量的重要环节。本文针对某型风电齿轮箱样机进行加载环境下振动噪声测试,测试数据超过企业标准。为改善和优化产品设计,运用有限元模态分析对齿轮箱箱体结构重新修改,最终测试数据表明达到企业产品定型要求。
 
       关键词:风电齿轮箱;振动噪声测试;试验模态;动力学优化
  
       0　引　言
 
       风电齿轮箱是一种受无规律变向载荷的风力作用及强阵风冲击的变载荷条件下工作的低速、重载、增速齿轮传动机构[1] ,国内外对其结构静力学、动力学特性进行大量的研究[2-5] 。
 
      针对结构复杂性和高可靠性要求,GB/ T19073-2008 要求风电齿轮箱新产品和重大改型产品必须进行型式试验来验证和评价齿轮箱质量。其中振动噪声试验是型式试验反映产品设计、加工和装配质量优劣重要环节。
 
      风电齿轮箱中力矩臂、各齿圈、过渡箱体和输出箱体通过螺栓、销等连接方式装配于一体即为文中所述之箱体。
 
      箱体载荷情况复杂,其受力和变形情况是衡量可靠性和寿命的主要指标。另一方面,风塔整机重量限制使得箱体成为减重的主要目标。上述两种工作在实践中如何折衷不易把握。
  

     
  
      图1　行星齿轮箱传动示意图

      笔者对图1 所示某型号样机进行振动噪声试验,在满足可靠性和寿命的前提下,针对测试数据超标状况,对箱体原设计进行动力学指标再增强。
 
      修改后的新样机重新测试后满足国标和企业规范要求,最终为样机产品定型提供技术保障。

      1　、风电齿轮箱试车台搭建
 
      图2 所示按照电机+陪试齿轮箱+测试齿轮箱+发电机传动链搭建试验台架,两低速轴通过具有调心功能的法兰盘相连接。

       图2　试验台台架布局图
 

      搭建试验台过程中,严格模拟实际使用工况来进行试验布局、台架设计和选型;装配中注意整个传动链严格对中,并对高速旋转件限定动平衡精度等级,以消除产生额外振动的干扰。本次试验采用背靠背串联的全功率拖动封闭式试验台,可测试多工况下齿轮箱各种物理指标参数,如振动、噪声、油颗粒度、压力、温度等。
 
      2　、振动噪声实测对比分析
 
      本次测试遵照GB/ T 6404. 2-2005《齿轮装置的验收规范第2 部分:验收试验中齿轮装置机械振动的测定》、GB/ T16404. 2-1999《声学声强法测定噪声源的声功率第2 部分:扫描测量》和企业测试标准进行。额定转速下逐级加载,本文测试额定负载下噪声、振动数据。
 
      如图3 所示,振动测点为箱体上刚度较好的高速轴轴承座、低速轴轴承座、左力矩臂、右力矩臂外缘四点的水平、轴向和垂直三个方向计12 个数据,取自功率谱,均方根有效值,单位mm/ s;声强测量面为距离箱体外缘1m 的平行六面体包络面,沿测量面持声强探头扫描测试,噪声谱图取声强1/3 倍频程谱,A 计权,单位dB( /1pW/ m2)分贝,均方根有效值。
  
  

      图3　振动噪声测试示意图
   
　　  样机测试中各谱图峰值点的数据反映振动噪声源激励的状况。在本测试数据中力矩臂和高速轴的振动数值超标具有代表性,图4 所示为高速轴转频倍频成分80 Hz 有效值为1. 532 mm/ s;图5 所示为一级行星啮合频率24 Hz 有效值为1. 376 mm/ s,高速轴转速倍频成分80 Hz 有效值为1. 483 mm/ s,二级星啮合频率139 Hz 有效值1. 652 mm/ s,高速级啮合频率600 Hz 有效值为1. 845 mm/ s。

      上述指标超出企业标准高速级轴承座振动上限为1 mm/ s 的要求。图6 中齿轮箱声强级为86. 2 dB(A),超出GB/ T19073-2008 要求(85 dB(A)),高速级啮合是主要的噪声成分。综合以上数据可以看出,平行级、一级行星和二级行星齿轮啮合级是主要的振动噪声激励源,倍频成分丰富,且伴有较为严重的频率调制现象,多点振动值和噪声超出规范要求。
 
      3、　箱体结构修改与模态分析
 
      依据改善意见对箱体刚度薄弱的输出箱体部位的轴承座支承强化加强筋设计,箱体底部加筋处理,见内部剖视图7 所示修改前后结构对比,修改后轴承支撑刚度增加,箱体受载和变形改善、可靠性和寿命提高。

      图4　右力矩臂垂直方向自功率谱
 
  

      图5　高速轴垂直方向自功率谱

      图6　1/3 倍频声强谱
 
 

      图7　箱体修改前后结构对比

      为了验证改善效果,对箱体进行模态特性分析,得到箱体各阶固有频率和振型,见图8 为优化前后一节模态振型对比,修改后轴承座等局部弹性变形明显改善,大大降低变形量和最大等效应力,箱体各阶振型与修改前类似,固有频率均有提高,见表1。
   
       表1　优化前后固有频率值对比

      图8　优化前后仿真对比
   
      4　、修改后振动噪声测试
 
     重新测试数据见图9 ~11 所示。 

      图9　右力矩臂垂直方向自功率谱

    
  
  
      图10　高速轴垂直方向自功率谱

     
  
  
      图11　1/3 倍频声强谱
   
      图中声强级由86. 2dB(A)降为84. 3 dB(A),符合GB/ T19073-2008 要求(85dB(A));经换算,声功率级由101. 2dB(A)降为99. 3 dB(A)。各齿轮啮合激励所产生的振动噪声峰值均大幅下降,明显好转并达到企业规范要求(1 mm/ s)。对照型式试验的其他检查项目如涂色,温度,油颗粒度检测等指标综合分析,试验数据完全满足定型要求。
 
      5　、结　语
 
      通过搭建加载试验台,对某型号风电齿轮箱样机进行加载环境下振动噪声测试,针对振动噪声数据超出标准允许值的现状,对箱体刚度结构的进行修改和改善,结合有限元模态分析,提高了原结构动力学刚度指标。重新加载测试后,振动噪声数据表明优化后的风电齿轮箱振动噪声指标满足企业样机定型要求。