基于靜動態測試分析的變速器殼體開裂故障分析

萬曉飛，劉獻棟，馬維金

（1.北京航空航天大學 交通科學與工程學院，北京 100191；2.新能源汽車高效動力傳動與系統控制北京市重點實驗室，北京 100191；3.中北大學 機械與動力工程學院，太原 030051）

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基于靜動態測試分析的變速器殼體開裂故障分析

萬曉飛1,2，劉獻棟1,2，馬維金3

（1.北京航空航天大學 交通科學與工程學院，北京 100191；2.新能源汽車高效動力傳動與系統控制北京市重點實驗室，北京 100191；3.中北大學 機械與動力工程學院，太原 030051）

摘要：殼體開裂是變速器進行鋼改鋁輕量化設計后經常遇到的問題。變速器殼體開裂的原因復雜、多樣。為對某輕型貨車變速器殼體的開裂故障進行有效地診斷，從輕型貨車動力總成的靜、動態測試出發，對九種實際工況下動力總成各測點振動信號、應變信號、聲信號進行工作模態擬合及PSD三維譜分析，結合變速器殼體各激勵頻率分析結果，從多種途徑找到影響變速器殼體開裂的根本原因并提出設計改進思路。研究方法全面、完整，且不同方法的所獲得結果達到互相驗證，因此準確率高，該方法對類似工程問題的診斷也有一定的借鑒作用。

關鍵詞：振動與波；機械動力學；故障診斷；工作模態分析；動力總成

變速器是汽車動力傳遞的關鍵部件，其動態特性直接影響汽車NVH性能、動力性及行駛安全性。輕量化設計是現代汽車設計的必然趨勢，車輛輕量化能夠節約能源，減少排放，同時還能提高運輸效率、降低運輸成本。但車輛輕量化的同時也會隨之帶來一系列的問題，例如輕質材料替代原來的鋼材之后，由于材料強度降低同時設計不夠合理，引起結構開裂；采用高強鋼替代原有傳統用鋼后，盡管在保證強度的基礎上厚度降低，進而減少結構自重，但是由于結構剛度降低，系統固有頻率降低，進而引起了振動變大、噪聲增加的問題[1,2]。針對某輕型貨車骨干企業變速器殼體鋼改鋁后，多批次出現殼體開裂等問題，本文基于多工況工作模態、噪聲與應變綜合分析的方法，開展了輕型貨車變速器殼體開裂故障診斷研究。

輕型貨車變速器殼體開裂是一個多因素影響的復雜故障，由于其設計制造、安裝精度及實際工作環境的隨機性使得殼體開裂故障機理較變速器一般故障更加復雜。對于變速器殼體開裂問題，Tapacob通過在飛輪上增加質量塊，同時改變曲軸轉速得到離合器殼內應力與曲軸轉速關系，并依此判斷殼體破裂原因與動力總成的共振彎曲有極大關系[3]；高云凱等就某貨車動力總成彎曲振動對變速器殼體破裂的影響進行了一系列的仿真及實驗研究，通過修改結構靈敏度提高其彎曲振動頻率，并通過仿真驗證其有效性[4]；李泉成等對某汽車動力總成進行有限元動力學分析仿真，分析動力總成彎曲振動對離合器殼體的影響并提出更改其懸置方式控制彎曲振動的建議[5]。由于動力總成實際工況的復雜多變性，這些工作未對實際工況下的動力總成動態特性進行分析研究，加上實驗和仿真分析在模擬動力總成邊界條件及其真實工作環境激勵上的局限性，難以系統地得到動力總成離合器殼體開裂的準確完整原因[6]。

鑒于此，本文從動力總成的靜態、動態測試出發，通過實驗獲取不同載重、不同路況、不同檔速的輕型貨車動力總成各測點振動信號、應變信號和聲信號，并將擬合出輕型貨車動力總成9種工況下的工作模態分析結果，分別與實驗模態分析結果對比，得到動力總成多工況下的真實動態特性，從動力學角度初步判斷出變速器殼體開裂的原因。而對多工況下動態應變信號和聲音信號的分析同樣為找到變速器殼體開裂準確完整的故障原因提供完整的數據支持。從輕型貨車動力總成工作模態、動態應變及聲信號三個角度的分析結果相互補充、相互支持，使得動力總成變速器殼體開裂原因分析更加準確完整。

1　變速器故障模式

變速器作為汽車傳動系的重要部件，其殼體開裂直接影響汽車使用壽命，造成安全隱患。某輕型貨車將制造變速器采用的鑄鐵材料換成壓鑄鋁材料之后，變速器重量減輕為原來的1/3，但第一批次量產2 000臺并投入市場使用一年之后，有13臺變速器不同程度出現殼體開裂等問題，給企業帶來一定的經濟損失。圖1為該輕型貨車變速器殼體開裂照片，變速器殼體開裂位置主要位于離合器殼與變速器中殼體連接螺栓附近。

圖1　變速器殼體開裂圖

2　變速器的靜、動態測試與分析

變速器殼體開裂是一個十分復雜的過程，單獨從某一方面研究只能說明殼體開裂的局部原因，甚至并不是致使殼體開裂的直接原因。因此，要對殼體開裂有一個清晰全面的了解，就必須從系統的角度考慮，從不同的方面研究殼體開裂的機理及其影響因素，并考查這些因素影響殼體開裂的重要程度。

2.1靜力學測試與分析

為了掌握變速器在承載過程中殼體應力集中區域及其應力變化情況，在靜扭試驗臺對變速箱進行靜載扭矩測試，通過固定變速器輸出軸，在輸入軸端施加從0 N?m到630 N?m的扭矩。在施加到2.5倍額定扭矩即630 N?m時，應力最大值位于中殼連接螺栓附近，最大拉應力為12.24 MPa，最大壓應力為15.56 MPa，均遠小于箱體材料的屈服應力230 MPa。

2.2動力學測試與分析

輕型貨車動力總成的實際工作環境復雜多變且多具隨機性。為了解其在實際工況中各部位的動態特性以及進一步獲得影響變速器殼體開裂的關鍵因素，對輕型貨車動力總成進行動力學測試分析，主要包括動力總成在整車上的實驗模態分析及在輕型貨車不同載重、不同路況、不同檔速時的工作模態分析。

2.2.1動力總成實驗模態分析

輕型貨車動力總成的實驗模態分析采用單點激勵的方法，即采用錘擊法對結構上某點激勵來獲得其他點的響應。實驗使用三向加速度計來獲取各點響應信號，在動力總成上布置63個測點，如圖2所示。模態分析方法采用特征函數實現算法，在0～1 kHz之間共擬合出18階模態，圖3列出了輕型貨車動力總成的四階模態頻率及振型（為便于觀察發動機及變速器的振型，圖中將車架模型整體向下平移）。從圖看出，變速器中、后殼的整體上下、左右彎曲、軸向收縮及扭轉振動使得變速器中殼承受動態彎曲、扭轉載荷，在輕型貨車各種環境激勵下，極易造成該部分殼體疲勞損壞，進而擴展成殼體早期開裂。

圖2　實驗模態分析部分測點布置圖

圖3　輕型貨車動力總成實驗模態分析的4階模態陣型

2.2.2動力總成工作模態分析

工作模態分析方法是僅基于系統響應的模態參數識別方法。與傳統的實驗模態分析方法相比，工作模態的測試環境惡劣，測試工作復雜，成本較高，但由于其系統激勵來源于真實工作環境，獲得的機械結構動態特性更具有實際應用價值。

對貨車在不同載重（空載、載重2 t、載重3 t）、不同路況（平直公路、碎石路及角鐵障礙路）及不同檔速時動力總成各測點振動信號、應變信號及聲信號進行測試，見圖，取其中部分工況的振動信號作工作模態參數擬合。工作模態參數采用Poly LSCF法進行擬合計算，其頻響函數通過計算數學期望比值獲得，即響應信號與參考信號的互功率譜與響應信號的自功率譜之比。

圖4　工作模態分析實驗路況及實驗測試圖

圖5列出部分測點在實際環境激勵下信號的三維瀑布圖，其中21號測點位于變速器與發動機飛輪殼螺栓連接處，37、39號測點及應變計位于變速器中殼連接螺栓附近。圖中橫坐標是頻率軸，縱坐標是對信號按長度1 024點進行切段的切片數，豎坐標是功率譜密度幅值。

從圖5（a）、圖5（b）中可以看出，車載3 t在公路上以60 km/h的速度行駛時，箱體振動的特征頻率集中在兩部分,低頻70 Hz頻帶處和中間頻帶620 Hz附近。從圖5（c）39號測點信號PSD圖上來看，車載3 t在碎石路加速過程中，特征頻率主要集中在三部分：低頻70 Hz頻帶處的箱體固有頻率，中間頻帶500 Hz～600 Hz逐漸增加的箱體強迫振動頻率，高頻1 300 Hz齒輪嚙合的倍頻、齒輪嚙合頻率與軸承轉動頻率的調制頻率。從圖5（d）、圖5（e）、圖5（f）應變信號、聲信號的PSD圖上來看，信號特征頻率主要出現在10 Hz及70 Hz附近兩個頻帶處。其中圖5 （f）聲信號PSD圖中信號在70 Hz頻帶處出現移頻現象，從路況及信號特征上判斷該特征頻率反應的是發動機或軸等部件工作頻率。

為進一步了解多工況下動力總成實際振動特性對變速器殼體易開裂區域的影響，對輕型貨車三種載重方式在平直公路上5檔行駛、碎石路況行駛及跨越障礙行駛共9種工況下的振動信號進行工作模態參數識別。并將動力總成9組工況下工作模態擬合結果與試驗模態分析結果進行對比，得到表1，表中“是”表示動力總成實驗模態分析的該階模態在該工況下被激勵。

3　變速器殼體開裂故障診斷分析

變速器殼體在輕型貨車實際工作狀態下受到的激勵主要包括周期性激勵、穩態激勵及瞬態激勵。其中周期性激勵主要來源于發動機曲軸輸出扭矩波動激勵及變速器內各旋轉部件工作時候的周期性激勵，穩態激勵和瞬態激勵主要來源于發動機往復不平衡慣性力激勵及由路面不平度引起的輪胎動不平衡激勵[7]。

3.1變速器殼體激振頻率分析

1)傳動軸轉頻、各檔位下齒輪嚙合頻率

輕型貨車實際工作過程中，各軸轉動頻率及工作齒輪的嚙合頻率是隨輸入軸轉速變化而變化的。輸入軸轉速2 000 r/min時各軸轉動頻率及工作齒輪嚙合頻率可參考文獻[7]。

2)發動機工作激振頻率

發動機對動力總成的激振頻率主要包括發動機曲軸輸出扭矩波動頻率（發火頻率）及發動機往復不平衡慣性力的激振頻率。對于該型號發動機的參數及轉速在2 000 r/min～3 000 r/min時的工作頻率可見文獻[7]。

3)由路面不平引起的輪胎動不平衡激振頻率

輕型貨車車輪自由振動的近似公式[8]可以表示為其中mU為車輪質量；zW為車輪乘坐位移；CW為車輪處懸架垂直方向的阻尼系數；CT為輪胎垂直阻尼系數；KW為車輪處懸架垂直總剛度；KT為輪胎垂直剛度。

如果忽略阻尼，那么輕型貨車無阻尼車輪動不平衡固有頻率為

圖5　動力總成工作模態分析測試部分測點三維功率譜密度曲線

對于該型號輕型貨車：

KW=28 kN/m；KT=200 kN/m計算得輕型貨車輪胎動不平衡激振頻率為fNWH=10.7 Hz。

表1　輕型貨車動力總成各工況動態特性表

3.2動力總成殼體開裂故障分析及設計改進方法

從變速器靜載扭矩仿真及測試分析來看，在加載到2.5倍額定載荷時，箱體最大應力發生在中殼連接螺栓處，但拉（壓）應力均遠小于箱體屈服應力，車輛過載不是致使變速器殼體破裂的關鍵原因。

從動力總成的動力學測試分析結果來看，動力總成實驗模態分析擬合出的第1、2、3、11階振動方式對變速器中殼影響很大，而這四階模態在輕型貨車不同路況不同檔速工作時均被不同程度的激勵起來，極易致使變速器殼體損壞。

從動力總成工作模態測試中部分測點的振動信號三維PSD圖及動力總成特征頻率分析結果可知，變速器連接螺栓處殼體振動頻率主要集中在10 Hz、60 Hz～80 Hz、560 Hz～700 Hz三個頻帶處。而從圖5各測點振動信號PSD圖來看，輕型貨車在低速、高速工作時，信號低頻段特征頻率均集中在60 Hz～80 Hz頻帶處，該頻帶極易激起動力總成的第1、2階彎曲模態而直接損害變速器殼體，結合輕型貨車實際工作狀態及發動機工作特性，判斷該頻帶激勵主要源于輕型貨車發動機往復運動的活塞和連桿等造成的慣性力不平衡的振動；中間頻帶560 Hz～700 Hz的激勵源主要是變速器內部齒輪的嚙合振動；從圖5應變信號、聲信號的PSD圖上來看，特征頻率主要集中在70 Hz及10 Hz兩個頻帶處，從輕型貨車實際運行狀態分析來看，10 Hz頻帶主要是輕型貨車行駛過程中輪胎的動不平衡引起的變速箱彎曲振動頻率，而70 Hz頻帶對應于振動信號的60 Hz～80 Hz，進一步判斷該頻帶為發動機往復運動的活塞和連桿等造成的慣性力不平衡的垂直振動頻率。在輕型貨車實際工作過程中，這些都是引起動力總成振動噪聲的重要激勵源，易造成變速器在工作過程中發生殼體破裂[9]。

對降低發動機往復運動的慣性不平衡而導致的殼體振動可從兩方面考慮。第一是從激勵源出發，換用平衡性更好的直列6缸發動機或V型8缸發動機。第二是增加變速器與發動機的連接剛度，即可以通過增加離合器殼剛度或者增加動力總成后懸架剛度來實現，這樣可以有效的避開發動機的激振力頻率。對降低由齒輪嚙合引起的箱體強迫振動，在不改變傳動比的情況下，通過減少5檔工作齒輪Z4的一個齒數來改變齒輪嚙合頻率，進而有效避開箱體模態頻率。對由路面不平度引起的輪胎動不平衡激勵可以更換輪胎或板簧參數，使得通過輪胎和板簧傳遞到動力總成的輪胎動不平衡激勵可以最大程度降低和減少。實驗選擇通過增加后懸架剛度及更換齒輪齒數來達到減振效果，當后懸架剛度增加一倍時，離合器殼應力可減小30%，目前正在對動力總成進行系統性優化計算以選擇最合適的參數來完全消除殼體開裂故障。

4結　語

（1）對變速器箱體進行靜載扭矩測試，最大應力點位于變速器中殼連接螺栓附近，但施加到2.5倍扭矩時，最大應力遠小于箱體屈服應力，判斷過載并不是導致變速器殼體損壞的直接原因；

（2）對動力總成進行實驗模態分析，找出了影響變速器較大的四階模態，并將實驗模態分析結果對比與不同載重不同路況、車速時動力總成的工作模態，找到輕型貨車實際工況下實際影響變速器殼體的模態；

（3）從輕型貨車多工況下的箱體振動信號、應變信號、聲音信號出發分析了影響變速器殼體振動的三個頻帶，結合輕型貨車實際工況下各激勵源特性，從理論及實驗分析出發找到致使變速器殼體開裂的故障頻率及故障源；

（4）從消除源激勵或降低激勵源對變速器的影響等多個角度提出改進動力總成的意見，為下一步對輕型貨車動力總成優化計算及仿真分析提供實驗和技術支持。

參考文獻：

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中圖分類號：TH132.4

文獻標識碼：A

DOI編碼：10.3969/j.issn.1006-1335.2016.01.035

文章編號：1006-1355(2016)01-0163-05

收稿日期：2015-07-21

作者簡介：萬曉飛（1988-），男，河南省林州市人，博士生，主要研究方向為汽車振動與噪聲控制。

通訊作者：劉獻棟，男，博士生導師。E-mail:liuxiandong@buaa.edu.cn

Failure Study on Transmission Case Cracking Based on Static and Dynamic Test andAnalysis

WAN Xiao-fei1,2,LIU Xian-dong1,2,MA Wei-jin3

(1.School of Transportation Science and Engineering,Beihang University,Beijing 100191,China; 2.Beijing Key Laboratory for High-efficient Power Transmission and System Control of New Energy Resource Vehicles,Beihang University,Beijing 100191,China; 3.School of Mechanical and Power Engineering,North University of China,Taiyuan 030051,China)

Abstract:Cracking is a common issue in transmission cases in the lightweight design of replacing steel by aluminum due to its complicated and diverse causes.This paper attempts to develop an effective diagnostic method for identifying the transmission case cracking in a light-duty truck.Under the static and dynamic conditions of the powertrain,the operational modal analysis(OMA)and power spectrum density(PSD)three-dimensional spectral analysis were applied to the vibration signals,strain signals and acoustic signals for nine actual working conditions.Through integrating the results of excitation frequency analysis for the transmission cases,the fundamental causes of the transmission case cracking were identified and the improvement design was proposed.The results obtained from various methods were examined by one another comparison,which could significantly improve the accuracy in the diagnoses.This work has a potential application to similar problems in engineering.

Key words:vibration and wave;mechanical dynamics;fault diagnosis;operational modal analysis;powertrain