履帶車輛變速箱振動特性分析及實驗研究①

張 政 孫華剛 馮廣斌

(*陸軍工程大學石家莊校區 石家莊050003)

(**32181 部隊 石家莊050003)

0 引言

近年來,隨著液力傳動技術在履帶車輛變速箱上的應用,車輛動力性能得到了顯著提高,但同時也帶來了許多亟待解決的難題。變速箱工作負荷大且耦合嚴重,造成其故障率較高,而其整體吊裝且體積大的特點,導致變速箱拆卸難度大。為了能夠在使用過程中及時發現故障,通常選用振動分析法對其狀態進行監測,通過振動測試以掌握系統的運行狀態[1-2]。

目前針對變速箱進行振動測試的研究中,測點的位置通常根據經驗選取[3-4],但對于存在復雜耦合效應的變速箱,若沒有對傳感器進行合理規劃布置,則難以提取出其內部有用的狀態信息,不利于實測信號的分析。為了保證采集到的振動信號的有效性和處理結果的準確性,有必要針對其測點選取的方法進行研究。因此,本文建立了可信度高的變速箱剛柔耦合模型,通過仿真分析了箱體在實際工況下振動敏感的區域,并以此為依據確定了箱體表面測點的位置,最后利用臺架實驗對其運行狀態進行了分析,仿真方法及實驗過程可為履帶車輛變速箱狀態的監測提供理論依據和方法。

1 變速箱振動機理分析

1.1 結構組成及工作原理

圖1 所示為某型履帶車輛變速箱的結構簡圖,其動力由發動機輸出,經前傳動到液力變矩器,之后進入到多級齒輪變速機構中,3 根傳動軸上不同換擋離合器的兩兩結合決定傳動系統的擋位,實現6個前進擋和1 個倒擋的工況,最后動力由三軸兩側輸出。

圖1 某型履帶車輛變速箱傳動簡圖

本文主要研究主動錐齒輪到變速機構的傳動,并忽略系統液壓部分的動力傳遞。變速機構主要由換擋離合器和齒輪、軸承以及箱體等部件組成,其中齒輪傳動負責傳遞動力,換擋離合器負責實現換擋功能。

1.2 齒輪動態激勵分析

齒輪振動是其在動態激勵作用下的響應特性,齒輪動態激勵主要包括剛度激勵、誤差激勵以及嚙合沖擊激勵[5]。

1.2.1 剛度激勵

剛度激勵是指輪齒綜合剛度隨時間發生周期變化的動態激勵。通常情況下,嚙合輪齒的數目以及齒面的嚙合位置點都是隨時間發生交替變化的,從而造成齒輪嚙合綜合剛度發生周期性變化。

如圖2 所示,A點為主動輪某一輪齒進入嚙合的位置,D點為這一輪齒脫離嚙合的位置。A點之前一段時間,齒輪副處于單齒嚙合區域,嚙合剛度為單對輪齒綜合剛度;AB區域則進入雙齒嚙合區域,嚙合剛度為兩對輪齒綜合剛度的疊加。因此,齒輪副嚙合綜合剛度在A點產生階躍突變,如此循環形成類似矩形波的剛度曲線。

圖2 嚙合剛度變化示意圖

1.2.2 誤差激勵

齒輪在工作過程中,由于齒輪加工和安裝過程存在不可避免的誤差,使得輪齒在嚙合時會偏離理想的嚙合點,處于非正常嚙合狀態。這會導致齒輪的嚙合過程中產生輪齒間的碰撞和沖擊,從而引起振動,并具有一定的周期性,這種由于偏離誤差引起的動態激勵稱為誤差激勵。

1.2.3 嚙合沖擊激勵

齒輪在嚙合時,由于齒輪加工和安裝的誤差以及載荷下的彈性變形,當齒輪進入嚙合線時,會偏離理論嚙合點,從而導致嚙合齒面產生沖擊,包括嚙入、嚙出沖擊兩種,將其合稱為嚙合沖擊激勵。嚙合沖擊激勵也使齒輪嚙合過程產生明顯的振動響應。

1.3 變速箱振動傳遞路徑分析

圖3 所示為變速箱振動傳遞路徑。分析可知傳動軸上齒輪通過嚙合傳遞動力,齒輪副產生的動態嚙合力會導致彎曲及扭轉變形,并且其嚙合產生的激勵通過傳動軸、軸承傳遞,結合外部激勵最終反映為箱體上的振動特性,因此箱體上的振動形態是由內部傳動件的耦合特性決定的。

圖3 變速箱振動傳遞路徑圖

2 變速箱振動測點選取與布置

2.1 剛柔耦合模型的建立

根據上述對變速箱振動機理分析可知,為了得到其表面振動敏感區域,所建立的仿真模型需要考慮齒輪間的動態激勵以及各部件的柔性特征。因此,在Creo 中建立變速箱三維模型并導入RecurDyn中添加相關約束后,再進一步對模型進行改進。

(1)齒輪嚙合過程產生3 種激勵中,誤差激勵主要發生在故障條件下,嚙合沖擊激勵可以直接在仿真運動中實現,而剛度激勵需要進行相關的設置。本文通過計算各齒輪副分別在單、雙齒嚙合區的接觸剛度系數及時間,得到了各齒輪副接觸剛度系數隨角度變化的曲線圖,其中CL、C3 齒輪副的接觸剛度系數如圖4 所示。

圖4 齒輪副時變接觸剛度系數曲線

(2)將所建立的3 根傳動軸及箱體的三維模型導入HyperMesh 中并進行幾何清理,選用二維三角網絡進行劃分,以此為基礎生成三維四面體網絡,選用Solid185 單元進行設置,其材料屬性如表1 所示。

表1 傳動軸及箱體材料屬性

在各傳動軸傳動齒輪、離合器、軸承質心位置處創建剛性Rigids 單元以及內表面的節點集。在箱體軸承所在位置及輸入輸出端共建立Rigids 剛性單元,其中9 個用于軸承支承力的設置,3 個用于全約束的添加。其中二軸及箱體柔性化后的模型分別如圖5 和圖6 所示。

圖5 二軸有限元模型

圖6 箱體有限元模型

上述設置完成后,建立的變速箱剛柔耦合模型如圖7 所示。

圖7 變速箱剛柔耦合模型

2.2 模型準確性驗證

準確的模型是進行仿真分析的基礎,本文利用臺架實驗對建立的剛柔耦合模型進行驗證。在變速箱空載空擋情況下,確認傳感器通訊正常且輸出信號穩定后,將輸入電機轉速調至1000 r/min,之后操縱液壓轉閥進行連續換擋操作,每個擋位停留的時間不低于5 s,通過轉速-轉矩傳感器(如圖8 所示)對變速箱輸入輸出端的信號進行連續采集。在相同的條件下,利用剛柔耦合模型可以得到對應的仿真值。

圖8 轉速-轉矩傳感器

圖9 為連續換擋實驗中轉速和扭矩的輸出值,從中提取機械4、5、6 擋位下轉速轉矩的穩態值與仿真值進行比較,結果如表2 所示。其中轉速誤差值最大的為0.3%,轉矩值誤差最大的為1.7%,由此可知建立的剛柔耦合模型在動力傳遞方面具有一定的準確性,可用于系統進一步的分析。

圖9 連續換擋實驗輸出特性

表2 實驗與仿真轉速轉矩值比較

2.3 仿真分析及測點的選取

以某實際工況為例,利用變速箱剛柔耦合模型進行仿真分析,將發動機的動力輸出等效至主動錐齒輪處,得到其輸入轉速為115.7 rad/s,并將行駛阻力矩等效至齒圈處,得到阻力矩為500 N·m,利用Step 函數進行定義,表達式分別為(Step,time,0,0,0.1,115.7)和(Step,time,0,0,0.1,250000),仿真時間為1 s,采樣頻率為5000 Hz。

通過仿真可以得到箱體在運行過程中其表面應力應變云圖,分析得到箱體表面振動的敏感區域且變化具有一定的周期性,從而確定箱體表面振動傳感器的布置位置,分別將x、y、z3 個方向上箱體應力應變最大時的云圖列出如表3 所示。

表3 箱體不同方3 向上應力、應變最大值時云圖

對表中各方向應力應變云圖進行如下分析。

(1)在x方向上,箱體表面應力敏感區域主要分布在箱體上表面中后側、后表面底部以及兩端軸承座處,應變敏感區域主要分布在箱體兩端軸承座處以及箱體后表面底部區域。

(2)在y方向上,箱體表面應力敏感區域主要分布在箱體、箱體后表面中部區域以及兩端軸承座處,應變敏感區域主要分布在箱體兩端軸承座處以及箱體后表面靠近軸承座處的部分區域。

(3)在z方向上,箱體表面應力敏感區域主要分布在箱體、箱體上表面后側以及兩端軸承座處,應變敏感區域主要分布在箱體兩端軸承座處。

基于上述仿真分析的結果,在振動響應較敏感的區域多布置測點,并結合箱體的結構和安裝位置選取表面平整潔凈的區域。如圖10 所示,最終在箱體表面選取了24 個測點,位置為各表面數字指示位置[6-8]。

圖10 優化后箱體測點布置

3 變速箱振動測試實驗

3.1 振動測試實驗方案

根據上節對變速箱振動測點選取的結果,在箱體相應位置共布置有24 個測點,其中x、y、z方向分別布置有6、8、10 個測點。在每個測點處粘貼一個單向加速度傳感器,對箱體表面的振動信號進行采集,實驗現場測點的布置如圖11 所示。

圖11 實驗臺測點布置

如圖12 所示,本實驗選用333B30 型單軸壓電式加速度傳感器和SIRIUS R2DB 振動測試儀組成的振動測試系統采集箱體表面的振動信號,通過控制臺將輸入電機轉速逐步加至1 000 r/min,運行一段時間后,在采樣頻率為20 000 Hz 的條件下開始對機械工況4～6 擋下各測點的振動信號進行采集。

圖12 振動測試系統

3.2 信號的預處理

圖13 為5 擋工況下某測點處采集的振動信號。對圖中信號分析可知,其時域信號的周期性不明顯,并存在著多種信號間的相互干擾。因此,為了能夠準確高效地保留信號中的有效信息,通過對比,本文選用數字濾波對信號進行預處理。

圖13 某測點振動信號時域圖

將上述實測信號數據導入Matlab 軟件中,編輯帶通濾波器對信號進行處理,圖13 為信號在濾波處理后的時域曲線。據圖分析可知,振動信號在進行濾波處理后,其信號的周期性變得更加明顯,有利于進一步分析。

4 信號的處理與分析

通過臺架實驗測得的信號中包含有豐富的有關變速箱運行狀態的信息,利用合理的方法提取出信號中的特征信息,并用于系統狀態的分析與判斷[9]。

4.1 頻譜分析

頻譜分析是指將信號進行快速傅里葉變換得到其頻域圖,是最常用的信號處理方法。將采集到的振動加速度信號經過濾波處理后,對其進行快速傅里葉變化得到其頻域曲線。由于篇幅的限制,以測點10 處的信號為例進行分析,圖14 是5 擋測點10處振動實測信號的時頻域曲線。

由圖14 中時域曲線可知,曲線的變化具有一定的周期性,總體變化趨勢平穩,沒有明顯的沖擊產生;而在頻域曲線圖中,426.6 Hz、994.8 Hz 和1280.3 Hz處振動信號比較明顯,其中426.6 Hz 對應著CL 齒輪副的嚙合主頻,1280.3 Hz 為其倍頻成分,而994.8 Hz 為錐齒輪副嚙合主頻(331.5 Hz)的倍頻成分,在這些頻率附近都存在明顯的邊頻成分。除此之外,頻譜中在16.1 Hz 及其倍頻處存在明顯峰值,對應著CL 主動齒輪的轉頻,并且在509.4 Hz處有較明顯的振動信號,對應著C3 齒輪副的嚙合主頻。

圖14 5 擋測點10 處實測信號時頻域曲線

通過上述分析可知,利用頻譜分析法對信號進行處理,能夠在一定程度上提取出振動信號的特征,但也存在一定的局限性,信號頻譜的分辨率低,且調制信息難以直接獲取。為了更加準確地對變速箱運行狀態進行判斷,需要采用合適的方法提高信號的可辨識度。

4.2 細化譜分析

細化譜分析法是基于快速傅里葉變換并發展得到的方法,針對變速箱振動信號頻域曲線中中心頻率比較高但調制頻頻低的邊頻譜線,能夠提高其分辨率,從而進一步對頻譜中細微結構進行分析[9]。選用Zoom-FFT 法對5 擋工況下實測信號進行細化譜分析,得到的結果如圖15 所示。

據圖15 分析可知,振動信號在426.6 Hz、1280.3 Hz處存在較為明顯的調制現象,其邊頻帶較寬,邊頻帶間隔大致為15.8 Hz,與CL 主動齒輪轉頻相符,各邊頻成分的幅值都并不大,而509.4 Hz處沒有邊頻帶的產生。說明利用細化譜分析法處理信號有效地提高了頻域曲線的分辨率,能夠對實測信號中邊頻成分進行深入分析。

圖15 5 擋測點10 處試驗信號細化譜

4.3 包絡譜分析

變速箱的振動信號中通常都存在調制現象,包絡譜分析法能提取出信號的調制信息,并分析調制信息中幅值及分布情況,據此判斷其運行狀態[10]。本文選用Hilberts 變換分別對5 擋實測信號進行包絡譜分析,其結果如圖16 所示。

圖16 5 擋測點10 處試驗信號包絡譜

5 擋工況下測點10 處的解調譜曲線只在16.1 Hz和31.9 Hz 處幅值比較大,與CL 主動齒輪的轉頻(15.8 Hz)及2 倍頻相對應,在其他頻率處信號幅值都不夠明顯,說明信號中出現了一定的調制現象,但這是屬于正常范圍內的調制(裝配、制造誤差的影響)。

5 結論

在考慮齒輪間動態激勵以及軸、軸承、箱體的柔體特征的基礎上,建立了某型履帶車輛變速箱剛柔耦合模型,并通過臺架實驗對其準確性進行了驗證,為后續的仿真分析提供了模型基礎。通過仿真得到了箱體在運行過程中不同方向上應力應變敏感區域,為振動傳感器位置的選取與布置提供了理論依據。依托變速箱實驗臺架開展振動測試實驗,采用細化譜分析提高了5 擋工況實測信號頻域曲線的分辨率,并利用包絡譜分析法提取出5 擋工況下信號的調制信息,有效地提高了變速箱內部振動特征的可辨識度,進一步驗證了測點選取方法的有效性,為后續履帶車輛變速箱狀態監測與故障診斷的研究提供了方法和思路。