Page 271 - 《振动工程学报》2026年第5期

第 5 期 陈 鼎，等：直线共轭内啮合齿轮泵振动噪声建模及分析 1475

最大值 度云图。如图 7 所示，振动速度幅值随着频率的增

加而减小，振动速度最大值在基频 347 Hz 处，为 1.18×
位移量 10 m/s。形变主要集中在泵的后泵体上，随着频率
−3
的增大，形变向前泵体转移。

最小值
仿真：493 Hz 试验：530 Hz 振动速度 / (m·s ) 振动速度 / (m·s )
−1
−1
(a) 第1阶模态对比 ×10 −3 ×10 −3
(a) First order modal comparison 1.18 0.78
0.97
0.66
最大值 0.75 0.63
0.67
0.52
0.59 0.44
0.43 0.39
0.37 0.22
位移量 0 0
0.19
0.13
(a) 347 Hz (b) 694 Hz
−1
−1
最小值 振动速度 / (m·s ) 振动速度 / (m·s )
×10 −3 ×10 −3
仿真：812 Hz 试验：758 Hz 0.34 0.13
0.30
0.09
0.25 0.08
(b) 第2阶模态对比 0.21 0.07
(b) Second order modal comparison 0.17 0.06
0.13 0.05
0.09 0.04
0.05 0.03
最大值 0 0
位移量 (c) 1041 Hz (d) 1388 Hz
图 7 振动速度云图
最小值 Fig. 7 Vibration velocity cloud
仿真：1563 Hz 试验：1493 Hz
(c) 第3阶模态对比
(c) Third order modal comparison
2.3 辐射噪声边界元模型
图 6 装配体前 3 阶仿真与试验模态对比
根据噪声求解时的计算机理，搭建声学边界元
Fig. 6 Comparison of experimental and simulation modals for
the first three orders of the assembly body 模型。在建立声学边界元过程中，为了保证计算的
精 度， 采 用 的 面 网 格 单 元 尺 寸 要 小 于 声 波 波 长 的

表 4 各零件仿真与试验对比
1/6，齿轮泵声学分析时的声波波长 λ 由频率 f 和声
Tab. 4 Comparison of simulation and experiment for each part
速 v 0 决定 [22] ：
零部件 阶数 试验频率/Hz 仿真频率/Hz 相对误差/%
ν 0
1 530 493 6.9 λ = f （10）
装配体 2 758 812 −7.1
由声波波长的计算公式可得，当振动响应分析
3 1493 1563 −4.6
1 4030 4029 0.02 中频率上限取 1500 Hz 时，边界元网格最大尺寸需控
前泵体 2 7013 6959 0.7 制在 37.8 mm 以下。在划分声学边界元网格时，选
3 7229 7324 −1.3
择网格类型为四面体面网格，网格尺寸为 6 mm，定
1 5844 5949 −1.7
3
泵体 2 6121 6085 0.5 义 声 速为 340 m/s， 流 体 介 质 密 度 为 1.225 kg/m ， 然
3 10959 10845 3.5 后，将流体材料赋予到声学网格上，声学划分网格如
1 5971 5885 1.4
图 8 所示。
后泵体 2 8090 8084 0.07
3 10959 10794 1.5
1 11998 11537 3.8
齿轮
2 14850 14691 1.1
1 2793 2841 −1.7
齿圈
2 4827 4928 −2.1
侧采用固定边界，而法兰盘的另一侧以及其他部件
则应用弹簧边界和阻尼边界，参数如表 2 所示。对
齿轮齿圈激励点上施加对应的激振力，通过模态叠

加法（通过识别结构的固有振动特性，来预测结构在 图 8 声学边界元模型
不同频率下的振动行为）求取 1600 r/min、8 MPa 工况 Fig. 8 Acoustic boundary element model
下的直线共轭内啮合齿轮泵在 0~1500 Hz 的振动速 将齿轮泵振动数据转移到声学边界元网格上，