張 政 孫華剛 馮廣斌

(*陸軍工程大學(xué)石家莊校區(qū) 石家莊050003)

(**32181 部隊(duì) 石家莊050003)

0 引言

近年來(lái),隨著液力傳動(dòng)技術(shù)在履帶車輛變速箱上的應(yīng)用,車輛動(dòng)力性能得到了顯著提高,但同時(shí)也帶來(lái)了許多亟待解決的難題。變速箱工作負(fù)荷大且耦合嚴(yán)重,造成其故障率較高,而其整體吊裝且體積大的特點(diǎn),導(dǎo)致變速箱拆卸難度大。為了能夠在使用過(guò)程中及時(shí)發(fā)現(xiàn)故障,通常選用振動(dòng)分析法對(duì)其狀態(tài)進(jìn)行監(jiān)測(cè),通過(guò)振動(dòng)測(cè)試以掌握系統(tǒng)的運(yùn)行狀態(tài)[1-2]。

目前針對(duì)變速箱進(jìn)行振動(dòng)測(cè)試的研究中,測(cè)點(diǎn)的位置通常根據(jù)經(jīng)驗(yàn)選取[3-4],但對(duì)于存在復(fù)雜耦合效應(yīng)的變速箱,若沒(méi)有對(duì)傳感器進(jìn)行合理規(guī)劃布置,則難以提取出其內(nèi)部有用的狀態(tài)信息,不利于實(shí)測(cè)信號(hào)的分析。為了保證采集到的振動(dòng)信號(hào)的有效性和處理結(jié)果的準(zhǔn)確性,有必要針對(duì)其測(cè)點(diǎn)選取的方法進(jìn)行研究。因此,本文建立了可信度高的變速箱剛?cè)狁詈夏Ｐ?通過(guò)仿真分析了箱體在實(shí)際工況下振動(dòng)敏感的區(qū)域,并以此為依據(jù)確定了箱體表面測(cè)點(diǎn)的位置,最后利用臺(tái)架實(shí)驗(yàn)對(duì)其運(yùn)行狀態(tài)進(jìn)行了分析,仿真方法及實(shí)驗(yàn)過(guò)程可為履帶車輛變速箱狀態(tài)的監(jiān)測(cè)提供理論依據(jù)和方法。

1 變速箱振動(dòng)機(jī)理分析

1.1 結(jié)構(gòu)組成及工作原理

圖1 所示為某型履帶車輛變速箱的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖,其動(dòng)力由發(fā)動(dòng)機(jī)輸出,經(jīng)前傳動(dòng)到液力變矩器,之后進(jìn)入到多級(jí)齒輪變速機(jī)構(gòu)中,3 根傳動(dòng)軸上不同換擋離合器的兩兩結(jié)合決定傳動(dòng)系統(tǒng)的擋位,實(shí)現(xiàn)6個(gè)前進(jìn)擋和1 個(gè)倒擋的工況,最后動(dòng)力由三軸兩側(cè)輸出。

圖1 某型履帶車輛變速箱傳動(dòng)簡(jiǎn)圖

本文主要研究主動(dòng)錐齒輪到變速機(jī)構(gòu)的傳動(dòng),并忽略系統(tǒng)液壓部分的動(dòng)力傳遞。變速機(jī)構(gòu)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(dòng)負(fù)責(zé)傳遞動(dòng)力,換擋離合器負(fù)責(zé)實(shí)現(xiàn)換擋功能。

1.2 齒輪動(dòng)態(tài)激勵(lì)分析

齒輪振動(dòng)是其在動(dòng)態(tài)激勵(lì)作用下的響應(yīng)特性,齒輪動(dòng)態(tài)激勵(lì)主要包括剛度激勵(lì)、誤差激勵(lì)以及嚙合沖擊激勵(lì)[5]。

1.2.1 剛度激勵(lì)

剛度激勵(lì)是指輪齒綜合剛度隨時(shí)間發(fā)生周期變化的動(dòng)態(tài)激勵(lì)。通常情況下,嚙合輪齒的數(shù)目以及齒面的嚙合位置點(diǎn)都是隨時(shí)間發(fā)生交替變化的,從而造成齒輪嚙合綜合剛度發(fā)生周期性變化。

如圖2 所示,A點(diǎn)為主動(dòng)輪某一輪齒進(jìn)入嚙合的位置,D點(diǎn)為這一輪齒脫離嚙合的位置。A點(diǎn)之前一段時(shí)間,齒輪副處于單齒嚙合區(qū)域,嚙合剛度為單對(duì)輪齒綜合剛度;AB區(qū)域則進(jìn)入雙齒嚙合區(qū)域,嚙合剛度為兩對(duì)輪齒綜合剛度的疊加。因此,齒輪副嚙合綜合剛度在A點(diǎn)產(chǎn)生階躍突變,如此循環(huán)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(lì)

齒輪在工作過(guò)程中,由于齒輪加工和安裝過(guò)程存在不可避免的誤差,使得輪齒在嚙合時(shí)會(huì)偏離理想的嚙合點(diǎn),處于非正常嚙合狀態(tài)。這會(huì)導(dǎo)致齒輪的嚙合過(guò)程中產(chǎn)生輪齒間的碰撞和沖擊,從而引起振動(dòng),并具有一定的周期性,這種由于偏離誤差引起的動(dòng)態(tài)激勵(lì)稱為誤差激勵(lì)。

1.2.3 嚙合沖擊激勵(lì)

齒輪在嚙合時(shí),由于齒輪加工和安裝的誤差以及載荷下的彈性變形,當(dāng)齒輪進(jìn)入嚙合線時(shí),會(huì)偏離理論嚙合點(diǎn),從而導(dǎo)致嚙合齒面產(chǎn)生沖擊,包括嚙入、嚙出沖擊兩種,將其合稱為嚙合沖擊激勵(lì)。嚙合沖擊激勵(lì)也使齒輪嚙合過(guò)程產(chǎn)生明顯的振動(dòng)響應(yīng)。

1.3 變速箱振動(dòng)傳遞路徑分析

圖3 所示為變速箱振動(dòng)傳遞路徑。分析可知傳動(dòng)軸上齒輪通過(guò)嚙合傳遞動(dòng)力,齒輪副產(chǎn)生的動(dòng)態(tài)嚙合力會(huì)導(dǎo)致彎曲及扭轉(zhuǎn)變形,并且其嚙合產(chǎn)生的激勵(lì)通過(guò)傳動(dòng)軸、軸承傳遞,結(jié)合外部激勵(lì)最終反映為箱體上的振動(dòng)特性,因此箱體上的振動(dòng)形態(tài)是由內(nèi)部傳動(dòng)件的耦合特性決定的。

圖3 變速箱振動(dòng)傳遞路徑圖

2 變速箱振動(dòng)測(cè)點(diǎn)選取與布置

2.1 剛?cè)狁詈夏Ｐ偷慕?/h3>

根據(jù)上述對(duì)變速箱振動(dòng)機(jī)理分析可知,為了得到其表面振動(dòng)敏感區(qū)域,所建立的仿真模型需要考慮齒輪間的動(dòng)態(tài)激勵(lì)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(dǎo)入RecurDyn中添加相關(guān)約束后,再進(jìn)一步對(duì)模型進(jìn)行改進(jìn)。

(1)齒輪嚙合過(guò)程產(chǎn)生3 種激勵(lì)中,誤差激勵(lì)主要發(fā)生在故障條件下,嚙合沖擊激勵(lì)可以直接在仿真運(yùn)動(dòng)中實(shí)現(xiàn),而剛度激勵(lì)需要進(jìn)行相關(guān)的設(shè)置。本文通過(guò)計(jì)算各齒輪副分別在單、雙齒嚙合區(qū)的接觸剛度系數(shù)及時(shí)間,得到了各齒輪副接觸剛度系數(shù)隨角度變化的曲線圖,其中CL、C3 齒輪副的接觸剛度系數(shù)如圖4 所示。

圖4 齒輪副時(shí)變接觸剛度系數(shù)曲線

(2)將所建立的3 根傳動(dòng)軸及箱體的三維模型導(dǎo)入HyperMesh 中并進(jìn)行幾何清理,選用二維三角網(wǎng)絡(luò)進(jìn)行劃分,以此為基礎(chǔ)生成三維四面體網(wǎng)絡(luò),選用Solid185 單元進(jìn)行設(shè)置,其材料屬性如表1 所示。

表1 傳動(dòng)軸及箱體材料屬性

在各傳動(dòng)軸傳動(dòng)齒輪、離合器、軸承質(zhì)心位置處創(chuàng)建剛性Rigids 單元以及內(nèi)表面的節(jié)點(diǎn)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(gè)用于軸承支承力的設(shè)置,3 個(gè)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(shè)置完成后,建立的變速箱剛?cè)狁詈夏Ｐ腿鐖D7 所示。

圖7 變速箱剛?cè)狁詈夏Ｐ?/p>

2.2 模型準(zhǔn)確性驗(yàn)證

準(zhǔn)確的模型是進(jìn)行仿真分析的基礎(chǔ),本文利用臺(tái)架實(shí)驗(yàn)對(duì)建立的剛?cè)狁詈夏Ｐ瓦M(jìn)行驗(yàn)證。在變速箱空載空擋情況下,確認(rèn)傳感器通訊正常且輸出信號(hào)穩(wěn)定后,將輸入電機(jī)轉(zhuǎn)速調(diào)至1000 r/min,之后操縱液壓轉(zhuǎn)閥進(jìn)行連續(xù)換擋操作,每個(gè)擋位停留的時(shí)間不低于5 s,通過(guò)轉(zhuǎn)速-轉(zhuǎn)矩傳感器(如圖8 所示)對(duì)變速箱輸入輸出端的信號(hào)進(jìn)行連續(xù)采集。在相同的條件下,利用剛?cè)狁詈夏Ｐ涂梢缘玫綄?duì)應(yīng)的仿真值。

圖8 轉(zhuǎn)速-轉(zhuǎn)矩傳感器

圖9 為連續(xù)換擋實(shí)驗(yàn)中轉(zhuǎn)速和扭矩的輸出值,從中提取機(jī)械4、5、6 擋位下轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)矩的穩(wěn)態(tài)值與仿真值進(jìn)行比較,結(jié)果如表2 所示。其中轉(zhuǎn)速誤差值最大的為0.3%,轉(zhuǎn)矩值誤差最大的為1.7%,由此可知建立的剛?cè)狁詈夏Ｐ驮趧?dòng)力傳遞方面具有一定的準(zhǔn)確性,可用于系統(tǒng)進(jìn)一步的分析。

圖9 連續(xù)換擋實(shí)驗(yàn)輸出特性

表2 實(shí)驗(yàn)與仿真轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)矩值比較

2.3 仿真分析及測(cè)點(diǎn)的選取

以某實(shí)際工況為例,利用變速箱剛?cè)狁詈夏Ｐ瓦M(jìn)行仿真分析,將發(fā)動(dòng)機(jī)的動(dòng)力輸出等效至主動(dòng)錐齒輪處,得到其輸入轉(zhuǎn)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(shù)進(jìn)行定義,表達(dá)式分別為(Step,time,0,0,0.1,115.7)和(Step,time,0,0,0.1,250000),仿真時(shí)間為1 s,采樣頻率為5000 Hz。

通過(guò)仿真可以得到箱體在運(yùn)行過(guò)程中其表面應(yīng)力應(yīng)變?cè)茍D,分析得到箱體表面振動(dòng)的敏感區(qū)域且變化具有一定的周期性,從而確定箱體表面振動(dòng)傳感器的布置位置,分別將x、y、z3 個(gè)方向上箱體應(yīng)力應(yīng)變最大時(shí)的云圖列出如表3 所示。

表3 箱體不同方3 向上應(yīng)力、應(yīng)變最大值時(shí)云圖

對(duì)表中各方向應(yīng)力應(yīng)變?cè)茍D進(jìn)行如下分析。

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

(2)在y方向上,箱體表面應(yīng)力敏感區(qū)域主要分布在箱體、箱體后表面中部區(qū)域以及兩端軸承座處,應(yīng)變敏感區(qū)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(qū)域。

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

基于上述仿真分析的結(jié)果,在振動(dòng)響應(yīng)較敏感的區(qū)域多布置測(cè)點(diǎn),并結(jié)合箱體的結(jié)構(gòu)和安裝位置選取表面平整潔凈的區(qū)域。如圖10 所示,最終在箱體表面選取了24 個(gè)測(cè)點(diǎn),位置為各表面數(shù)字指示位置[6-8]。

圖10 優(yōu)化后箱體測(cè)點(diǎn)布置

3 變速箱振動(dòng)測(cè)試實(shí)驗(yàn)

3.1 振動(dòng)測(cè)試實(shí)驗(yàn)方案

根據(jù)上節(jié)對(duì)變速箱振動(dòng)測(cè)點(diǎn)選取的結(jié)果,在箱體相應(yīng)位置共布置有24 個(gè)測(cè)點(diǎn),其中x、y、z方向分別布置有6、8、10 個(gè)測(cè)點(diǎn)。在每個(gè)測(cè)點(diǎn)處粘貼一個(gè)單向加速度傳感器,對(duì)箱體表面的振動(dòng)信號(hào)進(jìn)行采集,實(shí)驗(yàn)現(xiàn)場(chǎng)測(cè)點(diǎn)的布置如圖11 所示。

圖11 實(shí)驗(yàn)臺(tái)測(cè)點(diǎn)布置

如圖12 所示,本實(shí)驗(yàn)選用333B30 型單軸壓電式加速度傳感器和SIRIUS R2DB 振動(dòng)測(cè)試儀組成的振動(dòng)測(cè)試系統(tǒng)采集箱體表面的振動(dòng)信號(hào),通過(guò)控制臺(tái)將輸入電機(jī)轉(zhuǎn)速逐步加至1 000 r/min,運(yùn)行一段時(shí)間后,在采樣頻率為20 000 Hz 的條件下開(kāi)始對(duì)機(jī)械工況4～6 擋下各測(cè)點(diǎn)的振動(dòng)信號(hào)進(jìn)行采集。

圖12 振動(dòng)測(cè)試系統(tǒng)

3.2 信號(hào)的預(yù)處理

圖13 為5 擋工況下某測(cè)點(diǎn)處采集的振動(dòng)信號(hào)。對(duì)圖中信號(hào)分析可知,其時(shí)域信號(hào)的周期性不明顯,并存在著多種信號(hào)間的相互干擾。因此,為了能夠準(zhǔn)確高效地保留信號(hào)中的有效信息,通過(guò)對(duì)比,本文選用數(shù)字濾波對(duì)信號(hào)進(jìn)行預(yù)處理。

圖13 某測(cè)點(diǎn)振動(dòng)信號(hào)時(shí)域圖

將上述實(shí)測(cè)信號(hào)數(shù)據(jù)導(dǎo)入Matlab 軟件中,編輯帶通濾波器對(duì)信號(hào)進(jìn)行處理,圖13 為信號(hào)在濾波處理后的時(shí)域曲線。據(jù)圖分析可知,振動(dòng)信號(hào)在進(jìn)行濾波處理后,其信號(hào)的周期性變得更加明顯,有利于進(jìn)一步分析。

4 信號(hào)的處理與分析

通過(guò)臺(tái)架實(shí)驗(yàn)測(cè)得的信號(hào)中包含有豐富的有關(guān)變速箱運(yùn)行狀態(tài)的信息,利用合理的方法提取出信號(hào)中的特征信息,并用于系統(tǒng)狀態(tài)的分析與判斷[9]。

4.1 頻譜分析

頻譜分析是指將信號(hào)進(jìn)行快速傅里葉變換得到其頻域圖,是最常用的信號(hào)處理方法。將采集到的振動(dòng)加速度信號(hào)經(jīng)過(guò)濾波處理后,對(duì)其進(jìn)行快速傅里葉變化得到其頻域曲線。由于篇幅的限制,以測(cè)點(diǎn)10 處的信號(hào)為例進(jìn)行分析,圖14 是5 擋測(cè)點(diǎn)10處振動(dòng)實(shí)測(cè)信號(hào)的時(shí)頻域曲線。

由圖14 中時(shí)域曲線可知,曲線的變化具有一定的周期性,總體變化趨勢(shì)平穩(wěn),沒(méi)有明顯的沖擊產(chǎn)生;而在頻域曲線圖中,426.6 Hz、994.8 Hz 和1280.3 Hz處振動(dòng)信號(hào)比較明顯,其中426.6 Hz 對(duì)應(yīng)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(duì)應(yīng)著CL 主動(dòng)齒輪的轉(zhuǎn)頻,并且在509.4 Hz處有較明顯的振動(dòng)信號(hào),對(duì)應(yīng)著C3 齒輪副的嚙合主頻。

圖14 5 擋測(cè)點(diǎn)10 處實(shí)測(cè)信號(hào)時(shí)頻域曲線

通過(guò)上述分析可知,利用頻譜分析法對(duì)信號(hào)進(jìn)行處理,能夠在一定程度上提取出振動(dòng)信號(hào)的特征,但也存在一定的局限性,信號(hào)頻譜的分辨率低,且調(diào)制信息難以直接獲取。為了更加準(zhǔn)確地對(duì)變速箱運(yùn)行狀態(tài)進(jìn)行判斷,需要采用合適的方法提高信號(hào)的可辨識(shí)度。

4.2 細(xì)化譜分析

細(xì)化譜分析法是基于快速傅里葉變換并發(fā)展得到的方法,針對(duì)變速箱振動(dòng)信號(hào)頻域曲線中中心頻率比較高但調(diào)制頻頻低的邊頻譜線,能夠提高其分辨率,從而進(jìn)一步對(duì)頻譜中細(xì)微結(jié)構(gòu)進(jìn)行分析[9]。選用Zoom-FFT 法對(duì)5 擋工況下實(shí)測(cè)信號(hào)進(jìn)行細(xì)化譜分析,得到的結(jié)果如圖15 所示。

據(jù)圖15 分析可知,振動(dòng)信號(hào)在426.6 Hz、1280.3 Hz處存在較為明顯的調(diào)制現(xiàn)象,其邊頻帶較寬,邊頻帶間隔大致為15.8 Hz,與CL 主動(dòng)齒輪轉(zhuǎn)頻相符,各邊頻成分的幅值都并不大,而509.4 Hz處沒(méi)有邊頻帶的產(chǎn)生。說(shuō)明利用細(xì)化譜分析法處理信號(hào)有效地提高了頻域曲線的分辨率,能夠?qū)?shí)測(cè)信號(hào)中邊頻成分進(jìn)行深入分析。

圖15 5 擋測(cè)點(diǎn)10 處試驗(yàn)信號(hào)細(xì)化譜

4.3 包絡(luò)譜分析

變速箱的振動(dòng)信號(hào)中通常都存在調(diào)制現(xiàn)象,包絡(luò)譜分析法能提取出信號(hào)的調(diào)制信息,并分析調(diào)制信息中幅值及分布情況,據(jù)此判斷其運(yùn)行狀態(tài)[10]。本文選用Hilberts 變換分別對(duì)5 擋實(shí)測(cè)信號(hào)進(jìn)行包絡(luò)譜分析,其結(jié)果如圖16 所示。

圖16 5 擋測(cè)點(diǎn)10 處試驗(yàn)信號(hào)包絡(luò)譜

5 擋工況下測(cè)點(diǎn)10 處的解調(diào)譜曲線只在16.1 Hz和31.9 Hz 處幅值比較大,與CL 主動(dòng)齒輪的轉(zhuǎn)頻(15.8 Hz)及2 倍頻相對(duì)應(yīng),在其他頻率處信號(hào)幅值都不夠明顯,說(shuō)明信號(hào)中出現(xiàn)了一定的調(diào)制現(xiàn)象,但這是屬于正常范圍內(nèi)的調(diào)制(裝配、制造誤差的影響)。

5 結(jié)論

在考慮齒輪間動(dòng)態(tài)激勵(lì)以及軸、軸承、箱體的柔體特征的基礎(chǔ)上,建立了某型履帶車輛變速箱剛?cè)狁詈夏Ｐ?并通過(guò)臺(tái)架實(shí)驗(yàn)對(duì)其準(zhǔn)確性進(jìn)行了驗(yàn)證,為后續(xù)的仿真分析提供了模型基礎(chǔ)。通過(guò)仿真得到了箱體在運(yùn)行過(guò)程中不同方向上應(yīng)力應(yīng)變敏感區(qū)域,為振動(dòng)傳感器位置的選取與布置提供了理論依據(jù)。依托變速箱實(shí)驗(yàn)臺(tái)架開(kāi)展振動(dòng)測(cè)試實(shí)驗(yàn),采用細(xì)化譜分析提高了5 擋工況實(shí)測(cè)信號(hào)頻域曲線的分辨率,并利用包絡(luò)譜分析法提取出5 擋工況下信號(hào)的調(diào)制信息,有效地提高了變速箱內(nèi)部振動(dòng)特征的可辨識(shí)度,進(jìn)一步驗(yàn)證了測(cè)點(diǎn)選取方法的有效性,為后續(xù)履帶車輛變速箱狀態(tài)監(jiān)測(cè)與故障診斷的研究提供了方法和思路。