滾動軸承結構聲學仿真研究

何磊, 黃迪山

(上海大學 機電工程與自動化學院，上海 200072)

對滾動軸承進行結構振動聲學仿真是低噪聲軸承設計的手段。比利時LMS公司2009年新開發出了專門從事噪聲分析的CAE商業軟件Virtual.lab 9A。其在CATIA V5平臺上集成了SYSNOISE功能，推出了開創性的有限元和邊界元求解方案，實現了機械結構從振動響應到聲學計算[1]。

根據強迫振動響應計算輻射噪聲的計算方法主要有有限元法和邊界元法[2]。下文在使用UG進行7002C/P4軸承造型的基礎上，利用ANSYS建立了軸承的有限元模型，求解軸承結構模態。最后采用Virtual. Lab Acoustics進行軸承的結構振動噪聲仿真，實現了軸承從振動響應到聲場計算。

1 結構振動噪聲計算理論

1.1 聲學基本方程

聲場的特性可以由聲壓p、聲場中媒質質點的速度v以及密度的變化量ρ′來表征[3]。建立聲壓隨空間位置變化和隨時間變化兩者之間的聯系，即聲學波動方程(聲學Helmholtz方程)，聲學問題就是求解聲學Helmholtz方程以確定聲壓分布。

對于軸承結構振動聲輻射問題，滿足小振幅線性振動條件，即滿足Helmholtz方程

▽2p(r)+k2p(r)=0

(1)

1.2 聲學邊界條件

聲學Helmholtz方程的解，根據不同的邊界條件確定。軸承結構聲輻射涉及到的邊界條件有

(2)

(3)

對外聲場，聲波向無窮遠處傳播而沒有反射，還必須滿足聲學Sommerfeld輻射條件

(4)

(5)

1.3 聲學Helmholtz方程的基本解

由于軸承結構振動滿足小振幅線性振動的條件，即滿足 (1)式以及聲學邊界條件，得到軸承結構振動聲輻射場的邊界積分方程為

G(r,r0)]dS，

(6)

(7)

式中：Ω，S，V分別表示振動噪聲輻射外聲場、結構邊界、結構體積內部的區域，由此可以求解得到結構振動的表面聲壓和內、外聲場中的聲壓分布。

1.4 表面振動和噪聲輻射的關系

在聲學中普遍采用對數標度來度量聲壓，稱為聲壓級,單位為dB。聲壓級符號SPL，其定義為

(8)

式中：pe為待測聲壓的有效值；p0為參考聲壓，一般取p0=2×10-5Pa，是人耳對1 kHz聲音能察覺其存在的聲壓值。

結構表面振動和表面輻射噪聲有著密切的關系，故也可以通過物體表面振動速度或加速度的平均均方值來表示表面輻射噪聲，有以下近似關系[4]

(9)

式中：Lp為測量表面的聲壓級，dB；ρ0c0為空氣介質的特性阻抗，Pa·s/m；v2為表面振動的時間空間平均速度的均方值，m2/s2；σ為輻射系數，σ=WR/WP，與輻射表面的結構形式、振動頻率及振型有關；WR，WP分別為表面輻射聲功率和表面振動功率，W；S，A分別為規定聲場中的表面積和振動表面積，m2。

1.5 聲學邊界元法

利用邊界單元法[5](BEM)，把所要研究聲學問題的微分方程變成邊界積分方程，將區域的邊界分成有限個單元，在邊界積分方程離散化后，得到邊界上的節點未知量的方程組，然后再進行數值求解。邊界元法是把定義域的邊界劃分為一系列的單元，用滿足控制方程的函數來逼近邊界條件，其相比于常用的有限元方法(FEM)降低了求解的維度(只需要結構的邊界表面)，大大減小了計算量，具有較高的計算精度，提高了工程分析的效率。

2 軸承結構聲學計算流程

進行軸承的結構噪聲預測，利用軟件分析需要多步操作才能實現。圖1為軸承結構噪聲仿真分析的基本流程，它可以指導整個結構聲輻射步驟。圖中ATV為系統的固有屬性，即聲學傳遞向量，是結構法線方向的振動速度與場點聲壓級之間的一種線性關系。

圖1 滾動軸承結構聲學預測流程圖

3 滾動軸承結構聲學仿真

3.1 軸承結構參數

本例選用7002C/P4深溝球軸承，結構尺寸見表1，軸承外形結構如圖2所示。

表1 7002C/P4軸承的基本結構參數

圖2 軸承幾何結構示意圖

3.2 有限元模型

選用ANSYS進行有限元建模，為簡化計算，方便后處理軟件得到相對完善的模態計算結果，在建立軸承結構模型和有限元模型階段，忽略軸承小圓角、忽略波紋度、設定軸承內圈剛性連接，鋼球與內、外溝道之間定義為點-面接觸。考慮到軸承測試工況，外圈固定，內圈旋轉，軸向由彈性擋圈施加預緊力。

軸承有限元模型如圖3所示。采用Solid 20node95單元劃分網格，定義材料特性，鋼的參數為：彈性模量E=210 GPa，泊松比μ=0.3，密度為7.8×103kg/m3。有限元模型導入Virtual .Lab Acoustics中生成聲學邊界元網格。為了保證計算精度，隨著振動頻率的升高，邊界劃分要求細化，這也導致計算自由度和計算量大量增加。噪聲在20 Hz～20 kHz內對人耳敏感，所以文中采集軸承固有頻率為50 Hz～20 kHz的模態參與計算。聲學網格單元小于2 mm,即小于最高計算頻率20 kHz對應波長的1/8(2.125 mm),滿足聲學計算單元小于1/8波長的要求[6]。

圖3 軸承有限元模型圖

3.3 軸承噪聲預測仿真

模擬軸承測試狀態，待測軸承通過芯棒安裝在驅動裝置上，外圈固定，內圈隨軸旋轉，施加10 N的軸向預緊力，如圖4所示。

圖4 軸承施加預緊力示意圖

3.3.1 固有頻率計算

在ANSYS有限元前處理軟件中，采用Block Lanczos方法計算軸承模態振型。由于軸承約束不夠，導致模態振型前幾階為0或者很小，為軸承剛體模態振型結果。后處理軟件不激活此類模態振型，而選擇對于工程實際有意義的、具有實際參考價值和分析價值的模態進行后處理分析。軸承的固有頻率見表2。

表2 軸承結構固有頻率 Hz

3.3.2 聲學仿真計算

提取ANSYS有限元軟件處理模態計算結果，導入Virtual .Lab聲學模塊，采用聲學邊界元法進行軸承聲學仿真。

(1)暫時忽略軸承的旋轉，考慮鋼球與內、外圈接觸點處粗糙度激勵，在模擬中，采用軸承內、外圈對白噪聲激勵的響應。

(2)求解振動響應，作為聲學求解的先決條件。然后，模擬軸承測試場點聲壓級分布。根據文獻[7]，聲學測試場點為與軸承軸心線成45°，距離為100 mm處，在該處設置聲學傳感器采集聲學信號。因此，聲學模擬也采用同樣的測試條件。

(3)聲學仿真場點示意圖如圖5所示，場點上相當于有許多聲壓傳感器布點，場點定義在哪里，就計算哪里的聲場結果。場點不影響模擬計算，只用于查看計算結果。

圖5 聲學仿真場點示意圖

(4)軸承在白噪聲激勵下，激勵力幅值為0.1 N。軸承振動聲場場點聲壓級分布云圖如圖6所示。

圖6 軸承0.1 N白噪聲激勵下聲壓級分布云圖

(5)距離軸承中心30 mm的球場點網格上，聲壓級輻射云圖如圖7所示。

圖7 軸承0.1N白噪聲激勵下距離軸承中心30 mm處球場點聲壓級分布云圖

(6)平面場點聲壓級分布云圖能夠直觀顯示軸承聲學測試場點聲壓級隨距離的變化趨勢，工程上可以通過測量場點與軸心的距離得到軸承在測試場點的聲壓級值。球場點聲壓級云圖可以方便觀察軸承噪聲輻射聲壓級值。根據工程中測試軸承噪聲聲壓級方法，在距離軸心100 cm處安置聲學傳感器，通過觀察聲輻射聲壓級分布云圖，可知軸承在場點附近區域仿真聲壓級值為16.7～17.7 dB。

4 結束語

利用經典有限元軟件ANSYS與LMS開發的聲學軟件Virtual.Lab Acoustics進行擬靜態滾動軸承聯合聲學仿真。仿真具有結構模型模態求解容易的特點，同時Virtual. Lab Acoustics可以快速得到聲場的優勢，加快了計算速度，且仿真結果直觀。