声学仿真软件

现在的噪声分析软件主要有Vone（高频）、Sysnoise和ACTRAN等。

Sysnoise的创始人Jean-Pierre 和 Jean-Louis认识到有限元技术和无限元技术在计算声学领域具有广阔的前景，因此FFT公司在成立之初就专注于基于有限元和无限元技术的计算声学软件ACTRAN的开发，今天当更多的计算声学软件供应商也认识到有限元和无限元技术在计算声学中的领先地位时，FFT公司已经在这个领域辛勤耕耘了十年，这一切使FFT成为计算声学领域的领跑者.

所以ACTRAN必将成为噪声分析软件的主流！

ACTRAN是当今市场上最完善的声学模拟软件。基于有限元和无限元方法的通用技术，ACTRAN提供了丰富的单元库、材料库、边界条件、求解配置和求解器。ACTRAN被最挑剔的工程师、研究人员和教师用来求解具有挑战性的振动声学和流动声学问题。 作为计算声学领域的技术领先者，ACTRAN的先进性主要体现在以下了四个方面： 完整性 ACTRAN除了包含其它计算声学软件的全部特征之外还包含了许多独有的技术特征，例如： ● 声波在非均质运动流体中的传播 ● 物理座标与模态座标求解技术相结合，增大了ACTRAN的解题规模 ● 内含对有回响和无回响空间的模拟 ● 声音通过复合材料/夹层结构的传输和吸收 ● 面向工程的激励和边界条件，包括：声衬边界条件、扩散声场激励、湍流边界层激励、落雨激励和随机运动学激励 与其它有限元软件的内在一致性 ACTRAN基于一个众所周知、经过充分验证的数值技术——有限元方法。ACTRAN因而与其它有限元程序保持了内在的一致性，容易与其它主要的CAE工具连接、结合以及比较。 计算性能 ACTRAN中含有很多特色解算器，典型的如ACTRAN中的快速计算频率响应函数的Krylov解算器，不仅革命性的大幅提高了解算效率，而且还带来以下优点： ● 计算频率响应函数的速度比传统有限程序至少快一个数量级。 ● 接近于线性的并行加速比。 ● 既可用于无阻尼系统，也可用于阻尼系统。 集成 ● ACTRAN具有NASTRAN、ABAQUS、ANSYS结构分析程序的无缝接口。 ● ACTRAN具有Fluent、Star_CD、Star_CCM、Powerflow、Ensight等CFD程序的直接接口，以及通用的HDF格式接口，用于提取声源和加入非均质流体效应。 ● 与主流的有限元前后处理工具直接无缝集成，包咐枣括I-DEAS Master Series、MSC.Patran及Hypermesh。用户可以使用这些工具的标准功能以及具有同样风格的ACTRAN对话框和图标菜单。 ACTRAN 模块： ACTRAN Acoustics 是所有ACTRAN软件系列的基础，它可以高效率地模唯型拟声音辐射问题以及声音在管道和空腔中的传播。典型应用包括变速箱辐射噪声、汽车进气和排气噪声、水下声传播，以及飞机、汽车、建筑物的空调系统噪声。 ACTRAN VibroAcoustics 是完整的振动声学模拟软件。它提供丰富的单元库、材料库以及各种面向工程实际的边界条件，可以模拟振动噪声、声振耦合、声疲劳等复衡山拆杂问题，与ACTRAN AeroAcoustics相结合，可以耦合求解当今最具挑战性的振动和流动噪声耦合问题。 ACTRAN for NASTRAN 是包含ACTRAN和NASTRAN所有技术优势的高级振动声学模拟软件。用来模拟汽车、飞机、航天飞行器的舱室装饰优化及其它所有的声振耦合问题。 ACTRAN TM ACTRAN TM 是分析旋转机械噪声辐射、优化声衬等声学处理部件的专业软件。典型应用包括飞机发动机、管道冷却系统和直升机涡轮噪声模拟等。 ACTRAN DGM 利用非连续有限元求解线性欧拉方程。用于模拟在复杂流动条件下的噪声传播。典型应用包括涡轮排气噪声、大型涡轮进气噪声等。 ACTRAN AeroAcoustics 专业的湍流噪声模拟工具。即可以求解外声场（机翼噪声、后视镜噪声、起落架噪声），也可以求解内部声场（HVAC内部噪声、管道内流动噪声） ACTRAN VI 是ACTRAN家族所有产品前后处理工具。 ACTRAN系列软件已经被广泛应用航空航天、汽车、铁路机车、船舶、兵器、工业机械、家用电器等行业，成为主流的噪声模拟软件。 Actran软件在欧洲得到广泛应用。空客公司与Actran常年合作。

机械结构的振动不仅增加了机械结构的不稳定，同时也会产生较大噪声，对环境造成污染，因此对机械结构进行降噪设计是现在研究的关键。目前对于附加约束阻尼结构的设计方法还存在许多不足：对附加约束阻尼结构的优化设计也还不够系统和有效，没有考虑结构承受的载荷情况，且大多运用于平板结构，存在一定的特殊性和局限性；针对齿轮箱等复杂结构的附加阻尼设计还存在一定的盲目性，缺乏快速而有效降噪的设计方法。技术实现要素：有鉴于此，本发明提供一种基于模态应变能的齿轮箱附加阻尼的降噪方法，针对现有技术的不足，提出一种基于模态应变能的齿轮箱阻尼材料降噪的方法，可以更快速高效地完成对齿轮箱降噪设计。本发明的技术方案是：一种基于模态应变能的齿轮箱附加阻尼的降噪方法，包括以下步骤：s1、对齿轮箱模型进行模态分析，获取各阶模态应变能；s2、根据各阶模态应变能求出各阶对应的模态阻尼比；s3、在进行模态分析后的齿轮箱模型的基础上构建齿轮箱边界元模型，在边界元模型的基础上建立box声场，在box声场上选取多个场点，然后求解声学传递向量；s4、根据步骤s2中求得的模态阻尼比，对齿轮箱进行振动响应计算，得出齿轮箱的法向振动速度；s5、根据s3求得的声学传递向量，得出齿轮箱模型的法向振动速度与声场的场点声压之间的线性谨模团关系，在根据s4求得法向振动速度，将有限元划分后的齿轮箱上各节点法向振动引起的声压级叠加到对应的各场点，得出各场点的辐射噪声的声压级；s6、根据s5步骤中求得的各场点的辐射噪声的声压级确定齿轮箱上声压级最大的场点，并在该场点对应的区域处附加阻尼，建立附加阻尼的齿轮箱模型，返回s1依次执行s1到s5；s7、将附加阻尼后齿轮箱模型的辐射噪声的声压级与附加阻尼前的辐射噪声的声压级进行对比，若附加阻尼后的辐射噪声比附加阻尼前的辐射噪声大，则返回步骤s6更改附加阻尼的方案后继续执行s6、s7，直至附加阻尼后的声压级比附加阻尼前的声压级小，则确定附加阻尼后的齿轮箱结构具有降噪效果，并确定该齿轮箱模型为最终附加阻尼的齿轮箱降噪方案。优选地，所述s7中更改附加阻尼的方案为更改附加阻尼结构的类型。优选地，所述s7中更改附加阻尼的方案更改附加的阻尼层占齿轮箱结构总厚度的比例。优选地，所述s7中更改附加阻尼的方案更改附加的约束阻尼层与基层厚度的比例。优选地，所述s3中建立box声场的方法为在齿轮箱边界元模型底面建立反射面，然后在距离齿轮箱各个表面1m处建立容纳齿轮箱的box声场。与现有技术相比，本发明提供的一种基于模态应变能的齿轮箱附加阻尼的降噪方法，其有益效果是：1、本发明提出了一种基于模态应变能的齿轮箱附加阻尼的降噪方法，通过在齿轮箱声压级最大的场点附加阻尼，来对齿轮箱进行降噪设计，使齿轮箱的降噪设计明确，且降噪效果更好。2、本发明实用性好，值得推广。附图说明图1是齿轮箱阻尼减振降噪布局流程图；图2是齿轮箱三维模型图；图3是在激励频率下各场点的模态参与因子图；图4是不同声场场点的箱体噪声谱图；图5是齿轮箱辐射噪声声场模型图；图6是附加自由阻尼的齿轮箱模型图；图7是附加约束阻尼的齿轮箱模型图；图8是不同阻尼层占结构总厚度的比例下齿轮箱顶部场点1的噪声图；图9是不同附加约束阻尼层与基层厚度的比例下齿轮箱场点1的噪声图。具体实施方式本发明提供了一种基于模态应变能的齿轮箱附加阻尼的降噪方法，下面结合附图1到附图9，对本发明进行说明。实施例1如图1所示，本发明的实施例之一基于结构声强的齿轮箱附加阻尼减振设计方法，包括以下步骤：s1、如图2所示，如图3所示，在ansys软件中建立尺寸为652mm×364mm×527mm材料为钢材的齿轮箱，采用solid187单元对齿轮箱进行网格划分，网格尺寸定为12mm，得到齿轮箱有限元模型，并对齿轮箱祥橘模型进行模态分析，提取模态分析数据，在matlab中求解各阶模态应变能；s2、如图3所示，在激励频率下各场点的模态参与因子，看到21阶后模态参与因子已可以忽略不计，根据模态分析中提取的各阶模态应变能，得到各阶的模态阻尼比。s3、边界元模码冲型主要基于步骤s1中模态分析输出的有限元模型，构建齿轮箱边界元模型，即取边界元网格与有限元网格尺寸一致，在virtual.lab软件内对齿轮箱模型重新进行网格划分，得到规则的边界元模型，如图5所示，并在齿轮箱模型底面建立反射面，模拟真实情况中的地面，在距离齿轮箱表面1m处建立box声场，定义齿轮箱与声场间的流体为空气，密度为1.21kg/m3，声速为341m/s，取图5示齿轮箱顶部①为场点1、右侧②为场点2和前侧场点③为场点3为观测点，计算出声学传递向量。s4、将轴承动载荷施加在齿轮箱上对应的轴承中心节点上，采用模态叠加法根据s2中求得的各阶模态的模态阻尼比对齿轮箱的结构振动响应进行计算，最终获得齿轮箱的法向振动速度。s5、根据齿轮箱法向振动速度值和声学传递向量，将有限元模型上的振动速度转移到边界元模型，通过atv分析得到齿轮箱表面法向振动速度与场点声压之间的线性关系，即可通过各点引起的声压叠加，得到对应场点的总声压，最终得到各场点的噪声谱如图4所示，从图4中可以看出三个场点噪声在啮合频率及其倍频处出现峰值，并且在啮合频率处噪声值最大，各场点的噪声在啮合频率处的附加阻尼前的齿轮箱场点有效声压级如表1所示。表1附加阻尼前各场点啮合频率处声压级场点1场点2场点3声压级(db)91.9489.3886.77s6、根据s5步骤中求得的声压级，确定齿轮箱上声压级最大的场点，并在该场点对应的区域处附加阻尼，建立附加阻尼齿轮箱模型，对附加阻尼齿轮箱模型进行上述s1到s5的步骤，得出附加阻尼后辐射噪声的声压级s7、s5步骤中的表2可知场点2的声压级最大，如图6和图7所示，在齿轮箱顶面分别附加自由阻尼与约束阻尼，对比分析了阻尼结构类型对齿轮箱减振降噪效果的影响，在自由阻尼与约束阻尼结构下各场点辐射噪声声压级对比如表2所示；表2阻尼结构类型对齿轮箱降噪效果的影响阻尼结构类型场点1/db场点2/db场点3/db未附加阻尼91.9489.3886.77自由阻尼(36mm)92.9487.1980.39约束阻尼(18mm+18mm)92.9380.7772.69由表2的数据得出，阻尼结构厚度相同时，约束阻尼比自由阻尼降噪效果好。实施例2在实施例1的基础上，根据实施例1中步骤s6更改附加阻尼的方案，重新求解附加阻尼后的辐射噪声，如图8所示，即验证阻尼层占结构总厚度的比例对降噪效果的影响，齿轮箱基层厚度为12mm，选择齿轮箱顶部为阻尼结构覆盖位置，确定好阻尼结构的参数，改变阻尼层占结构总厚度的比例，得到的不同阻尼层占结构总厚度的比例时齿轮箱顶部场点噪声如表3所示。表3不同阻尼层占结构总厚度的比例下齿轮箱顶部场点1的噪声结合表3，将阻尼层占结构总厚度的不同比例条件下的齿轮箱顶部场点1的噪声绘制成图8，结构总厚度为48mm时，得到阻尼层占结构总厚度的比例为37.5％时降噪效果最佳。实施例3在实施例1的基础上，根据实施例1中步骤s6更改附加阻尼的方案，重新求解附加阻尼后的辐射噪声，如图9所示，即验证附加约束阻尼层与基层厚度的比例对降噪效果的影响。选取附加约束阻尼层厚度分别为基层厚度的0.75倍(9mm)到基层厚度的4倍(48mm)，确定好阻尼结构的参数，改变附加约束阻尼层与基层厚度的比例，得到的不同附加约束阻尼层与基层厚度的比例时齿轮箱顶部场点1的噪声如表4所示：表4不同附加约束阻尼层与基层厚度的比例时齿轮箱顶部场点1的噪声结合表4，将附加约束阻尼层与基层厚度的不同比例条件下的齿轮箱顶部场点1的噪声绘制成图9，得出附加约束阻尼层厚度为基层厚度的3倍(36mm)时降噪效果最佳；本发明提供一种基于模态应变能的齿轮箱附加阻尼的降噪方法，通过在齿轮箱顶部位置覆盖阻尼层，当阻尼层占结构总厚度的比例为37.5％时降噪效果最佳；通过改变附加约束阻尼层与基层厚度的比例，附加约束阻尼层厚度为基层厚度的3倍(36mm)时降噪效果最佳；通过给齿轮箱全覆盖自由阻尼和约束阻尼，得出同等阻尼结构参数下，约束阻尼比自由阻尼降噪效果好，实用性好，值得推广。综上所述，本发明提供一种基于模态应变能的齿轮箱附加阻尼的降噪方法，针对该齿轮箱进行附加阻尼设计时，通过在齿轮箱声压级最大的场点附加阻尼，来对齿轮箱进行降噪设计，使齿轮箱的降噪设计明确，且降噪效果更好。以上公开的仅为本发明的较佳的具体实施例，但是，本发明实施例并非局限于此，任何本领域技术人员能思之的变化都应落入本发明的保护范围

在传动系统中，齿轮的啮合频率对齿轮箱的振动和噪声产生很大影响。借助HyperWorks仿真软件研究箱体在齿轮的动态激励下的频率响应特性，为声场分析提供研究基础。

1 引言

随着电动汽车市场的日益扩大，齿轮箱的NVH问题受到越来越多的关注。齿轮系统产生的振动主要是由于齿轮啮合的动态激励。众多学者对该方向展开了探讨，例如张琛对汽车变速箱齿轮振动噪声问题做了系统的分析，林腾蛟等人对齿轮箱动态响应及辐射噪声做了数值仿真。

2 载荷条件

齿轮模型如图1所示，给定输入转速3600r/min，输出轴施加2000Nm的负载。通过计算得到齿轮啮合动态激励曲线，见图2、图3、图4。

齿轮模型

图1 齿轮模型

齿轮动态激励曲线（X方向）

图2 齿轮动态激励曲线（X方向）

齿轮动态激励曲线（Y方向）

图3 齿轮动态激励曲线（Y方向）

齿轮动态激励曲线（Z方向）

图4 齿轮动态激励曲线（Z方向）

3 有限元模型

箱体材料为ZL114A，d性模量71GPa，泊松比0.33，密度2770kg/m3。前后箱体连接用共节点代替接触。在轴齿件质心位置创建质量单元代替轴齿件总成，并定义转动惯量。以质量点为主节点，四处轴承孔壁面上节点为从节点，建立RBE2单元。箱体模型采用一阶四面体网格，有限元模型如图5所示。计算采用默认单位制，t/mm/s/N/MPa。

箱体有限元模型

图5 箱体有限元模型

3.1 模型验证

频响分析采用模态法，需先通过自由模态检验网格模型的正确性。自由模态计算结果如表1所示。

表1 自由模态频率值

自由模态频率值

3.2 边界定义

对电机结合面处螺栓孔施加固定约束，箱体两侧悬置施加固定约束。将齿轮动态激励施加在质量点上。设置模态阻尼比0.03，模态截断频率15000Hz。

4 结果与讨论

齿轮啮合频率计算公式为

f=nz/60

现已知主动齿轮齿数25，故啮合频率为1500Hz。箱体表面在啮合频率1500Hz、倍频（3000Hz、4500Hz）时的加速度云图如图6、图7、图8所示。振动强烈位置为箱体背面以及靠近出油口的两小块区域。后期可对该区域进行加强，以改善其振动特性。

箱体表面振动加速度云图（1500Hz）

图6 箱体表面振动加速度云图（1500Hz）

箱体表面振动加速度云图（3000Hz）

图7 箱体表面振动加速度云图（3000Hz）

箱体表面振动加速度云图（4500Hz）

图8 箱体表面振动加速度云图（4500Hz）

5 结论

借助HyperWorks仿真软件对齿轮箱进行频率响应分析，可知其振动特性。后期可在该工作基础上，结合边界元法，进行壳体辐射噪声分析。

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