山西工程職業(yè)技術(shù)學(xué)院 劉娟

汽車變速箱振動故障分析與診斷

山西工程職業(yè)技術(shù)學(xué)院 劉娟

針對汽車變速箱振動故障問題，對該型號變速箱的5個前進擋和1個倒擋的升速過程、穩(wěn)態(tài)運行過程以及降速過程進行振動測試。對2檔工況下故障附近的測點信號進行時頻域分析，以及對變速箱殼體進行約束模態(tài)分析，找出了汽車變速箱振動故障原因所在，為下一步進行變速箱結(jié)構(gòu)動力學(xué)修改奠定基礎(chǔ)。

變速箱；振動；故障

引言

汽車變速箱是一個多自由度的彈性振動系統(tǒng)，由于各種激振力的作用致使變速箱極易產(chǎn)生復(fù)雜振動[1]。而在高速運行下，變速箱長期連續(xù)工作容易出現(xiàn)振動故障[2]。由于某公司某型號變速箱出現(xiàn)振動故障給該公司帶來了經(jīng)濟損失，鑒于此，在試驗臺上，對該型號變速箱的5個前進擋和1個倒擋的升速過程、穩(wěn)態(tài)運行過程以及降速過程進行振動測試，在2檔工況下，對故障附近的測點信號進行時頻域分析，以及對變速箱殼體進行了約束模態(tài)分析，找出了汽車變速箱振動故障原因所在，為變速箱結(jié)構(gòu)進行動力學(xué)修改奠定基礎(chǔ)。

1 試驗測試系統(tǒng)組成

圖1 變速箱測試系統(tǒng)組成

圖2 變速箱部分測點圖

測試系統(tǒng)組成如圖1所示，測點布置有以下幾個原則：（1）能在變形后明確顯示在試驗頻段內(nèi)所有模態(tài)的變形特征；（2）保證變速箱振動故障位置附近要有測點布置。在變速箱殼體上布置63個結(jié)構(gòu)點作為響應(yīng)點，每組測試10個結(jié)構(gòu)點，每個結(jié)構(gòu)點分橫向、軸向和垂向3個測量方向共189個測量振動信號數(shù)據(jù)，總共分七組進行測試，現(xiàn)場測試變速箱部分測點如圖2所示。

2 測試振動信號分析

2.1 振動信號分析

三維功率譜能夠了解振動能量的頻率分布，從而避免振動激擾，減小振動破壞。

圖3 測點原始信號時域圖

經(jīng)過時域分析后發(fā)現(xiàn)：在2檔工況條件下，布置在中箱左側(cè)的3號測點（27.75g）、布置在中箱右側(cè)的5號測點(44.23g)和布置在后箱右側(cè)的9號測點(19.01g)水平方向加速度信號幅值如圖4（27.75g、44.23g、19.01g）遠大于其他測點方向信號幅值（不超過3.26g），初步可以診斷：變速箱的中后箱振動響應(yīng)比較明顯。

圖4 測點功率譜瀑布圖

由三維功率譜圖分析可知，在2檔工況條件下，5號傳感器的最大功率譜幅值為1233g2/Hz，3號和9號傳感器的最大功率譜幅值也達到403.3g2/Hz、101.5g2/Hz；3號、5號和9號傳感器的水平方向振動功率譜幅值要遠大于其他測點方向的功率譜幅值。顯然，殼體水平方向上的振動能量最為集中，其他方向的振動能量比較小，最大振幅出現(xiàn)在變速箱達到實驗設(shè)計的最大轉(zhuǎn)速（2000rpm）穩(wěn)定之后，并且，頻域分析的最大幅值與時域分析的最大幅值形成對應(yīng)關(guān)系。其中3號測點、5號測點和9號測點在功率譜密度最大幅值處對應(yīng)的振動頻率分別為1287Hz、1352Hz和 1220Hz。

2.2 變速箱振動特征分析

為了確定變速箱振動故障，從變速箱運行狀態(tài)著手，分析引起變速箱殼體振動的原因。變速箱由齒輪、傳動軸、軸承及箱體等零部件組成，根據(jù)變速箱各類零件損壞比例的統(tǒng)計，齒輪失效占60%，其次依次為軸承19%、軸10%、殼體7%、其他4%。因此，確定進一步的研究方向為齒輪、軸承、軸、殼體振動特征分析。測試時，一檔和R檔輸入軸轉(zhuǎn)速為1000rpm，對應(yīng)輸入軸旋轉(zhuǎn)頻率為16.67Hz，二檔、三檔、四檔及五檔時輸入軸轉(zhuǎn)速為2000rpm，對應(yīng)輸入軸旋轉(zhuǎn)頻率為33.33Hz。根據(jù)齒輪參數(shù)經(jīng)計算，齒輪嚙合頻率在120～700Hz、軸承頻率在3～410Hz、傳動軸轉(zhuǎn)頻在3～34Hz，與3號、5號和9號測點最大幅值處對應(yīng)的振動頻率相差甚遠，不會引起變速箱強烈振動現(xiàn)象。

3 變速箱殼體振動特性分析

表1 變速箱殼體前六階模態(tài)參數(shù)（Hz）

為了分析變速箱殼體固有頻率，由于變速箱的約束模態(tài)更接近于實際情況，因此，在workbench仿真中，通過對前殼與飛輪殼聯(lián)接的11個螺栓孔及2個后懸置安裝孔施加完全約束，對該變速箱殼體進行了約束模態(tài)分析。獲得了變速箱在900～1500Hz殼體的前六階模態(tài)參數(shù)如表1所示。對比分析發(fā)現(xiàn)：在2檔情況下，3號測點的功率譜密度最大幅值對應(yīng)的頻率1287Hz與變速箱殼體的第三階模態(tài)頻率1286Hz很接近，5號測點的功率譜密度最大幅值對應(yīng)的頻率1352Hz與變速箱殼體的第四階模態(tài)頻率1349Hz很接近，極有可能引起變速箱振動，這也很可能是變速箱振動故障的原因所在。

4 結(jié)論

通過對汽車變速箱進行振動測試與分析，得出以下結(jié)論：

（1）經(jīng)時域分析可知：在2檔工況條件下，變速箱的中后箱振動響應(yīng)比較明顯。

（2）經(jīng)功率譜密度三維圖分析可知：在2檔工況條件下，變速箱水平方向的振動能量遠遠大于其他方向的振動能量，最大振幅出現(xiàn)在變速箱達到實驗設(shè)計的最大轉(zhuǎn)速（2000rpm）穩(wěn)定之后，并且，頻域分析的最大幅值與時域分析的最大幅值形成對應(yīng)關(guān)系。

（3）與振動故障測點頻率對比發(fā)現(xiàn)：齒輪、軸承、軸不會引起變速箱強烈振動現(xiàn)象，殼體的第三階和第四階模態(tài)頻率極有可能引起變速箱強烈振動，這也很可能是變速箱振動故障的原因所在。

通過對汽車變速箱振動故障分析與診斷，為變速箱結(jié)構(gòu)動力學(xué)修改奠定基礎(chǔ)。

[1]于瑞湘,馬維金,張紀平等.某輕卡動力總成的結(jié)構(gòu)動力學(xué)分析[J].機械傳動,2014(03)∶136～139.

[2]黃平平,馬維金,葛玉珉等.重載汽車齒輪變速箱振動與噪聲特性[J].噪聲與振動控制,2011(03)∶69～72.

[3]馮慧華,趙志芳,魯守衛(wèi)等.基于統(tǒng)計能量法的變速箱振動特性研究[J].噪聲與振動控制,2011(05)∶86～89.