某行星齒輪減速器箱臺架試驗振動問題分析

王貴龍，朱 蕾，尤明明

● （上海船舶設備研究所，上海 200031）

某行星齒輪減速器箱臺架試驗振動問題分析

王貴龍，朱 蕾，尤明明

● （上海船舶設備研究所，上海 200031）

針對某行星傳動齒輪減速器在出廠試驗時振動大的問題，通過頻譜測試，得到減速器的振動速度頻譜圖，發現減速器的主要振動頻率為拖動電機轉頻的4倍頻。針對該頻率成份，對臺架主要部套及其支架進行了固有頻率計算，發現減速器與其支架耦合頻率存在與拖動電機4倍頻存在重合的現象。根據測試和計算結果，對臺架的陪試增速箱轉速進行從新匹配，避開該頻率，最終有效降低了該行星齒輪減速器的振動烈度。

行星傳動；固有頻率；振動烈度；增速箱

0 引言

某高速行星齒輪減速器在樣機制造完成后，進行出廠階段臺架試驗，其中，該減速器的振動指標作為最重要的考核指標之一，直接關系該型產品的研制驗收工作。

在一般的高速減速器出廠試驗階段，由于大功率拖動電機額定轉速一般較低，為了得到被試產品的額定輸入轉速，需要在拖動電機和被試產品之間配置一臺增速箱進行增速，該增速箱的傳動比決定了拖動電機的輸入轉速。

由于該高速行星齒輪減速器的輸入轉速為定轉速，在出廠試驗中，所配置的增速箱決定了拖動電機的工作轉速為1360r/min，對應轉頻為22.67Hz。該試驗臺架的軸系配置示意圖如圖1所示。

從圖中可以看出，為了對該減速器進行額定轉速下的負載試驗，主要配置了拖動電機、增速箱、負載轉子軸以及加載電機。

圖1 減速器出廠試驗臺架配置圖

1 減速器振動烈度測試和結果分析

試驗中拖動電機轉速為 1360r/min,通過增速箱將行星齒輪減速器的轉速升至額定轉速，功率加載至減速器試驗要求額定載荷，采用銅棒聽診，減速器內部聲音雜亂且輪齒嚙合敲擊明顯，同時，整個試驗臺架各設備振動均明顯偏大，初步判斷臺架存在共振現象。

為了明確臺架共振頻率及具體共振部套，對整個臺架進行振動頻譜測量，各部套在額定功率下的三向振動速度譜中振動最大方向的譜線如圖2～圖5所示，振動頻率及幅值匯總表如表1所示。

圖2 拖動電機振動最大點頻譜圖（橫向）

圖3 增速箱振動最大點頻譜圖（橫向）

圖4 減速器振動最大點頻譜圖（橫向）

圖5 負載軸振動最大點頻譜圖（橫向）

表1 試驗臺架各部套振動頻率及幅值

從以上振動測試結果可以看出，試驗臺架主要振動頻率為90.9Hz，其中增速箱上的最大，行星齒輪減速器上次之，負載轉子軸尾端支撐位置相對最小，振動方向以橫向最大。

從頻率來源來看，頻率45.5Hz為拖動電機2倍頻，主要是拖動電機與增速箱之間的不對中頻率。頻率 90.9Hz為拖動電機轉頻的4倍頻率。其中，增速箱和減速器自身轉頻均不含該頻率及其倍頻。

通過以上分析，可以初步判斷，臺架中可能存在與90.9Hz即拖動電機轉頻的4倍頻相重合的固有頻率。為了進行驗證，試驗中對拖動電機的輸入轉速進行變換后進行振動測量發現，當臺架輸入轉速降低10%時，臺架各部分沒有出現電機轉頻的4倍頻率。同時各振動幅值大幅下降約70%。由此可以判定，臺架各設備中存在與 90.9Hz頻率重合的固有頻率。

根據表1的匯總結果，可以看出，轉速調整至行星齒輪減速器額定轉速時，最有可能與拖動電機轉頻的4倍頻率共振的部套即為增速箱和行星齒輪減速器，且該頻率下的振型以橫向振動為主。

2 增速箱、減速器及支架固有頻率計算

為了確定使用臺架試驗時的共振部套，對陪試設備增速箱及其支架、被試產品行星齒輪減速器及其支架，分別建立有限元計算模型進行固有頻率計算。

2.1 增速箱及支架固有頻率計算

增速箱及其支架三維模型如圖6所示，計算中對各聯接部分進行綁定約束。通過計算得到增速箱及其支架的前4階固有頻率分布如表2所示。

可以看出，增速箱最低階頻率為120Hz對應的振型如圖7所示，主要為軸向振動。對比臺架產生的90.9Hz共振頻率，增速箱部分沒有與拖動電機轉頻的4倍頻率重合的固有頻率成份。

表2 增速箱及其支架固有頻率計算

圖6 增速箱計算模型

圖7 120Hz對應振型

2.2 減速器及支架固有頻率計算

減速器及其支架三維模型如圖8所示，計算時約束支架底平面。通過計算得到前4階固有頻率分布如表3所示。

表3 減速器及其支架固有頻率計算

從表中可以看出，減速器及其支架的第 2階頻率為90Hz，基本與臺架共振頻率重合。圖9給出了該頻率對應的振型，從振型圖可以看出，其主要振動方向為橫向振動，與臺架共振時，在橫向振動速度最大相符。

圖8 減速器計算模型

圖9 90Hz對應振型

2.3 臺架共振問題說明

通過以上計算可以看出，臺架共振原因主要是被試產品行星齒輪減速器及其支架與拖動電機轉頻的4倍頻率90.9Hz發生共振現象，行星齒輪減速器在該頻率下共振時，除自身表現出較大的橫行振動速度外，與其聯接的增速箱的振動速度更大，這主要是由于該減速器在設計中，為了得到較好的均載性能，內齒圈與箱體聯接采用了人字內齒圈浮動聯軸器，整個減速器的齒圈部分均采用薄壁柔性設計，該型式具有良好的均載吸振性能，內齒圈組件在工作時的變形狀態如圖10所示。

圖10 減速器內齒圈組件均載效果示意圖

但該臺架試驗所配置的增速箱比較單薄，其高速軸不能有效支撐活套在其軸頭的鼓形齒聯軸器和減速器太陽輪，在高速旋轉過程中，作為剛度薄弱環節，承受了較大的振動能量。所以當減速器共振時，增速箱反而表現出更多的振動水平。增速箱與減速器的聯接示意圖如圖11所示。

圖11 增速箱與減速器聯接示意圖

3 試驗臺架整改措施

通過以上共振問題分析可以看出，臺架共振問題主要是由于拖動電機轉頻的4倍頻率與被試產品行星齒輪減速器及其支架的第2階頻率重合而引起的。針對這一問題，采用更換不同傳動比的增速箱，從而使拖動電機的輸入轉頻及其4倍頻率有效避開減速器及其支架的固有頻率90Hz。

采用不同傳動比的增速箱，行星齒輪減速器在試驗要求額定功率和轉速下的最大振動烈度點頻譜分布如圖12所示，從圖中可以看出，其主要振動頻率均為其正常工作時的自身特征頻率，有效避開了行星齒輪減速器及其支架的結構固有頻率共振現象。

圖12 調整臺架輸入轉速后減速器振動速度最大點頻譜分布

圖13 更換增速箱前后減速器振動烈度對比

同時，該行星齒輪減速器在更換陪增速箱前后，其整機振動烈度隨功率變化對比曲線如圖13所示：從圖中可以看出，更好不同傳動比的增速箱后，減速器的振動烈度減低將近一半，該減振措施效果明顯。同時也可以看出，減速器及其支架存在的90Hz固有頻率在功率升高至1500kW左右才可以被充分激發，出現較明顯的共振現象。

4 結論

通用以上某行星齒輪減速器臺架試驗振動問題的分析處理，可以得到以下主要結論：

1）對大功率高速行星齒輪傳動裝置的試驗臺架搭建，各陪試設備與被試產品的動態匹配性必須進行充分考慮，應在臺架搭建前對各部分的動態性能進行計算，避免出現臺架共振現象。

2）大功率高速行星齒輪傳動設備為了獲得良好的均載性能，往往采用較多的柔性浮動結構，此結構特點，對其動力輸入設備的整體剛性、運行平穩性等方面有較高的要求，在各陪試設備選型時必要充分考慮。

3）目前的減速器振動仍處于較高的水平，主要體現在輸入轉頻增幅較大，在后續的工作中，應重點從減速器輸入功率的平穩性方面進行重點整改。

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A Vibration Analysis of Certain Planetary Gear Reducer in Test-bed

WANG Gui-long, ZHU Lei, YOU Ming-ming
(Shanghai Marine Equipment Research Institute, Shanghai 200031, China)

Contraposing the poor vibration performance of certain planetary reducer in test-bed, this paper gets the vibration velocity spectrum of the reducer through spectrum test.It is found that the vibration frequency of the reducer equals the quadruple of that of the drive motor.The nature frequencies of test-bed main parts and their brackets are calculated according to the frequency components.The frequency of the reducer and its bracket is then found out to overlap the quadruple of the drive motor frequency.Based on the test and calculation results, the old gear box is replaced by a new gear box with different parameters, which finally solves the severe vibration problem of the planetary gear reducer.

planetary reducer; nature frequency; vibration; gear-box

TP132.41

A

王貴龍（1987-），男，研究生。研究方向：動力機械。