（机械工程专业论文）微车后桥主减速器故障诊断策略研究.pdf

摘要 本文以提升微车整车n v h 性能为宗旨，鉴于后桥主减速器故障振动是整车 的主要振动和噪声来源，本课题以主减速器为研究对象，利用“主减速器振动 检测系统”对加工和装配完毕的主减速器进行振动测试，采用振动时域信号的 波形特征值，脉冲特征值，峭度特征值等时域分析参数指标对主减速器的品质 进行在线监控，剔除故障主减速器，防止故障主减速器流入微车整车的装配环 节。 对故障主减速器的异常振动信号进行离线分析，确定主减速器的故障类型 以及故障原因。针对主减速器的故障振动信号为非稳态信号这特点，文章重 点从频域分析、小波分析，h i l b e r t - - h u a n g 变换三个方面对故障振动信号进行 分析，通过从理论算法上对比不同分析方式的优劣以及现场实验过程中的应用 效果，提出最适合本课题的信号处理方式卅i l b e r t - h u a n g 变换，并且在理 论算法上和实验应用上论证了h il b e r t - - h u a n g 变换在处理主减速器非线性、非 稳态信号过程中的实用性，最后利用h i i b e r t - - h u a n g 变换后的内禀模态函数能 够客观反映振动信号内部由于瞬时冲击产生的信号波动这一特点，提出了利用 振动信号内禀模态函数的能量值构建故障振动信号特征向量，用以表征主减速 器的动力学特性。 本课题建立了基于神经网络的故障诊断专家系统，利用故障振动信号特征 向量为输入，由专家系统对故障类型进行分类，实现了主减速器故障振动信号 特征向量到主减速器故障类型的非线性映射，从而达到了根据振动信号对主减 速器的故障加以诊断的目的，实现了主减速器故障诊断的自动化和智能化。 关键词：主减速器；非稳态信号处理；h h t 变换：专家系统；故障诊断 a b s t r a c t t h i se s s a yf o c u so nt h ei m p r o v e m e n to fn v hq u a l i t yo fm i c r o - v e h i c l e i nv i e w o ft h er e a l a x l em a i nr e d u c e rf a u l tv i b r a t i o na r et h em a i ns o u r c e so fv e h i c l ev i b r a t i o n a n dn o i s e ，t h i ss u b j e c tf o c u so nm a i nr e d u c e r b yu s i n g “t h em a i nr e d u c e rv i b r a t i o n t e s t i n gs y s t e m d e t e c t i o nt h ev i b r a t i o ns i g n a lo ft h em a i nr e d u c e ra f t e ri t sm a c h i n i n g a n da s s e m b l ya r ef i n i s h e d b yo n - l i n em o n i t o r i n gt h et i m ed o m a i ns i g n a lp a r a m e t e r s ： w a v e f o r mc h a r a c t e r i s t i cv a l u e ，t h ep u l s ec h a r a c t e r i s t i cv a l u e ，k u r t o s i sv a l u et o i n d i c a t et h eq u a l i t yo ft h em a i nr e d u c e r r e m o v i n gt h ef a i l u r em a i nr e d u c e rt op r e v e n t t h ef a i l e dm a i nr e d u c e rm o v ei n t ot h em i c r o - v e h i c l ea s s e m b l yl i n k a n a l y s i st h ef a u l tv i b r a t i o ns i g n a lo ft h ef a i l u r eo fm a i nr e d u c e rb yu s i n g o f f - l i n ea n a l y s i st od e t e r m i n et h ef a u l tt y p ea n dc a u s eo ft h ef a i l u r eo ft h em a i n r e d u c e r c o n s i d e r i n gt h ef e a t u r eo fn o n s t a t i o n a r ys i g n a l so ft h em a i nr e d u c e rf a u l t v i b r a t i o n s i g n a l s ，t h ee s s a yu s i n gf r e q u e n c yd o m a i na n a l y s i s ，w a v e l e ta n a l y s i s ， h i l b e r t h u a n gt r a n s f o r mt oa n a l y s i st h ev i b r a t i o ns i g n a l b yc o m p a r et h ep r o sa n d c o n so fd i f f e r e n ta n a l y s i sm e t h o d st h e o r e t i c a l l ya n dt h e i ra p p l i c a t i o ne f f e c t ，p r o p o s e d t h em o s ts u i t a b l es i g n a lp r o c e s s i n gm e t h o df o rt h i ss u b j e c t - h i l b e r t - h u a n gt r a n s f o r m a n dd e m o n s t r a t e dt h ep r a c t i c a l i t yo ft h eh i l b e r t - h u a n gt r a n s f o r mo nd e a l i n g 、析n lt h e n o n - l i n e a r , n o n - s t a t i o n a r ys i g n a lo fm a i nr e d u c e rf r o mt h et h e o r yo fa l g o r i t h m sa n d e x p e r i m e n t a la p p l i c a t i o n s f i n a l l y , b yu s i n gt h ec h a r a c t e r i s t i ct h a ti n t r i n s i cm o d e f u n c t i o n si nh i l b e r t - h u a n gt r a n s f o r mc a no b j e c t i v e l yr e f l e c tt h ef l u c t u a t i o n so ft h e s i g n a lw i t h i nt h ev i b r a t i o ns i g n a ld u et ot h ei n s t a n t a n e o u si m p a c t ，u s et h ev i b r a t i o n s i g n a le n e r g yv a l u eo fi n t r i n s i cm o d ef u n c t i o n st ob u i l dt h ef a u l tv i b r a t i o ns i g n a l c h a r a c t e r i s t i cv e c t o rt oi n d i c a t et h ed y n a m i cc h a r a c t e r i s t i c so ft h em a i nr e d u c e r t h es u b j e c te s t a b l i s h e daf a u l td i a g n o s i se x p e r ts y s t e mb a s e do nt h en e u r a l n e t w o r k s ，u s et h ef a u l ts i g n a le i g e n v e c t o ra l si n p u t ，t h ee x p e r ts y s t e mc l a s s i f yt h ef a u l t t y p e so fm a i nr e d u c e ra n du s ef a u l tt y p e so fm a i nr e d u c e r 嬲o u t p u to ft h ee x p e r t s y s t e m ，n o n l i n e a rm a p p i n go ft h em a i nr e d u c e rf a u l tv i b r a t i o ns i g n a le i g e n v e c t o r st o t h ef a u l tt y p eo ft h em a i nr e d u c e r a c h i e v i n gt h ep u r p o s eo fd i a g n o s et h ef a i l u r eo f t h em a i nr e d u c e rb yu s i n gi t sv i b r a t i o ns i g n a l s ，r e a l i z et h ea u t o m a t i o na n di n t e l l i g e n c e d i a g n o s i st h ef a u l tt y p eo ft h em a i nr e d u c e r 1 1 k e yw o r d s ：m a i nr e d u c e r ；n o n - s t a t i o n a r ys i g n a lp r o c e s s i n g ；h i l b e r t h u a n gt r a n s f o r m ； e x p e r ts y s t e m ；f a u l td i a g n o s i s i i i 武汉理工大学硕士学位论文 1 1 概述 第1 章绪论 当代社会，在国民经济和日常生活中，微车运输一直扮演着十分总要的角 色n 3 。随着微车设计与制造水平的大幅度提升，微车的制造成本大幅降低，安全 性亦得到大大的提升，不同整车企业在车辆制造成本以及整车的安全性上的差 距已经越来越小，微车舒适度已经成为消费者选购车辆时重点衡量的标准，因 此汽车厂商一直十分重视提升整车的舒适性水平并将其作为新车销售的重要卖 点。在当今汽车企业中，衡量微车舒适性的参数主要有：振动，噪声，声振粗 糙度。汽车行业将车辆的噪声、振动与声振粗糙度( n o i s e 、v i b r a t i o n 、 h a r s h n e s s ) ，统称为车辆的n v h 问题，它是汽车业各大整车生产商和零部 件生产商重点研究的汽车生产质量指标之一。 有资料显示，微车3 0 的故障与车辆的n v h 有关，微车主要的n v h 来源 包含发动机n v h ，车身n v h 以及传动系统n v h ，另据统计数据表明，对于微 车约2 0 的振动和噪声来自于后桥，故后桥加工一直是微车生产厂家十分重 视的环节刳。 前 图i - i 微车传动系统结构示意图 微车后桥处于微车传动系统的尾端，在多数情况下为驱动桥，是一个 复杂的多传动系统，微车后桥总成由主减速器总成、差速器总成、后桥桥 武汉理工大学硕士学位论文 壳总成、驱动轮半轴总成、驱动轮轮毂总成等部分组合而成，其中主减速 器总成结构图如图1 - 2 所示。 图1 2 主减速器总成结构图 后桥是微车中十分重要的组装件，其质量优劣对于整车的动力性能有 着直接的影响。它负责接受来自于发动机经由离合器，变速箱传至传动轴 的扭矩，将扭矩进行一定比例的缩小后，分配给两个后驱动轮，以驱动微 车行驶。主减速器总成是后桥总成的核心组成部分，其各个零部件的加工 质量优劣以及装配精度高低将直接影响到后桥的振动水平的高低。主减速 器总成是一个装配件，主要包含主动锥齿轮，被动伞齿轮和差速齿轮。 主减速器在运动过程中会不可避免的产生振动和噪声，主减速器的振动 和噪声主要来自其主动锥齿轮和被动伞齿轮以及其他传动件一3 。主被动齿轮啮合 时，由于啮合轮齿刚度的周期性变化及生产或装配产生的齿轮啮合误差，会对 齿轮产生动力学激振。齿轮激振直接引起零件周边空气的振动，透过主减速器 壳体形成空气振动传播；同时齿轮啮合过程中的激振也会引起其他附属零件的 振动，经过主减速器壳体或其他零件进行振动传输，形成固体振动传播鹏。主减 速器各零部件的加工误差和装配误差将降低零件之间的传动精度，从而引 发主减速器的振动和噪声，若类似的故障主减速器安装到微车上亦将引起 整车的振动与噪声，这不但影响整车传动系统的工作性能，而且影响乘客 乘坐的舒适性，直接降低整车的质量，降低微车行驶的可靠性，因此主减 2 武汉理工大学硕士学位论文 速器各零件加工质量以及装配质量的优劣是保证整车动力性能和舒适性能以 及燃油经济性能的关键因素。所以，在主减速器装配完成后对其进行动力学 检测以及故障诊断是十分必要的。 1 2 本课题国内外研究现状分析与发展趋势分析 在汽车企业，主减振动与噪声传统的检测方式是由电机主轴带动主减 速器的主动齿轮与被动伞齿轮进行啮合运动以模拟微车在实际工况中的运 动，通过有经验的技师听运动噪声和感觉啮合过程中的振动来判断主减速 器装配合格与否。实践证明，该方法对于技师的经验要求很高，同时人的 主观性也很高，很容易产生错判或漏判的情况。 对于主减速器进行出厂故障诊断属于机械系统状态监测与故障诊断这 一综合性学科的范畴。机械系统状态监测包含了运行特征信号的采集，特 征信号的分析与处理，信号特征值提取，系统运行状态识别，系统健康状 态判断与决策。其具体流程如图卜3 。 l 簟镓氖绕 0 图i - 3 机械设备故障诊断流程 在机械设备故障诊断方面，早在二十世纪中期，国外机械工业发达国家就 开发出了以机械系统健康状态监测为主的机械系统健康指标单项检测技术以及 相应的检测设备，在二十世纪6 0 年代之后，国外的机械系统状态检测诊断技术 得到迅猛的发展，并且检测技术不再单一的存在于机械学科的范畴，而是实现 了光学、机械学、电子学一体化的检测技术。二十世纪8 0 年代，随着计算机技 术、基于高性能集成芯片的现代信号采集技术与数字信号处理技术、机械系统 武汉理工大学硕士学位论文 模式识别技术以及机械系统故障诊断理论等学科的快速发展，机械设备状态监 测研究进入了大规模现场应用的阶段，学者将研究室中故障诊断研究成果逐步 应用于诸如核能电站、电力动力设备以及其它大型机械系统中陌1 。例如：日本三 菱公司的旋转机械“健康监测系统 ( m a c h i n e r yh e a l t hm o n i t o r i n g ，简称删m ) ， 美国西屋公司的“移动式诊断中心 ( m o b i l ed i a g n o s i sc e n t e r ，简称m d c ) ， 丹麦b k 公司的2 5 0 0 型机械系统健康状态监测等，都具备了机械设备运行过 程中特征信号的采集、数字信号处理、信号的实时显示等功能，并配有专用诊 断软件，并逐渐实现检测诊断自动化、规范化1 。9 0 年代以来，随着高性能计 算机的发展以及电子元器件价格的降低，各种全新的数字信号处理算法不断被 提出且原来的信号处理算法不断的优化，使得信号处理的速度得到大大的提高， 为在工厂中进行机械系统健康状态实时监测与故障诊断创造了条件。在全球范 围内该领域的专家学者对机械状态监测理论及其实施方法进行了深入研究，取 得了丰硕的研究成果。比较有代表性有丹麦b & k 公司的2 5 2 0 型机械系统健康状 态监测系统、美国b e n t l y 公司的3 3 0 0 型机械系统健康状态监测系统、美国亚 特兰大公司的m 6 0 0 0 系统，他们代表了该领域的最高水平。 我国在机械设备故障检测诊断技术方面起步较晚，且在早期发展较为缓慢， 直到上世纪6 0 、7 0 年代才从发达国家引入了为数不多的检测设备，到上世纪8 0 年代，随着机械故障检测理论的发展与研究的深入，故障检测设备和检测理论 都有了明显的提高，尤其是二十世纪末期开发出了基于计算机的检测系统进行 机械系统状态检测和故障诊断，诊断检测方式也从人工检测发展到了基于电子 计算机和传感器的检测方式。 1 3 本课题的来源和需要解决的关键问题 1 3 1 课题的研究背景 某汽车厂商的主要产品是微型汽车，微车的n v h 是影响微车销量的主要因 素，通过研究发现，该公司的微车产品中后桥的零件加工精度以及装配质量是 影响整车振动与噪声水平的主要因素。本课题组与该汽车厂商合作，开发“微 车主减振动与噪声检测系统 对装配完成的主减速器总成进行振动与噪声监测， 设置一定的判别标准将不合格的主减速器剔除，最大限度的防止不合格主减速 器流入微车的整车装配环节从而提升微车的n v h 水平。 4 武汉理工大学硕士学位论文 1 3 2 课题的研究目的 本课题以该公司生产的某车型的后桥主减为研究对象，结合常见的主减速 器装配故障类型，分析主减总成振动与噪声的产生机理。利用先进的检测技术 与计算机技术建立“微车主减振动与噪声检测系统”，对后桥总成进行高效检测， 实现主减速器检测过程的自动化和智能化。对检测过程中主减速器的振动信号 进行采集，振动信号实时显示，信号处理，故障信号的特征提取，建立主减总 成故障诊断专家系统，实现主减总成装配故障的智能诊断。为最终生产出高性 能的主减速器，降低微车后桥主减速器的振动以及噪声做出贡献。 1 3 3 课题的研究意义 在本课题的研究过程中，摒弃了传统低效率，低精度的人工测量方式，建 立了基于计算机的振动与噪声检测系统，实现了主减总成检测过程的自动化。 通过对振动信号的实时采集与处理，提取主减速器故障信号的特征向量建立主 减速器故障诊断专家库，对主减速器装配质量优劣进行实时的判断并给出可能 的故障形式，实现了主减总成故障诊断的自动化和智能化。为主减速器生产厂 商进行后续的产品质量分析，为再设计阶段实现降低后桥主减速器的振动与噪 声提供了可靠的参考资料。其主要意义表现在： 1 借助计算机控制系统与数据采集系统实现了后桥主减速器检测过程的 自动化和智能化。把经典的机械设备状态检测理论运用到主减总成的质量分析 过程之中。 2 将故障主减总成控制在生产阶段，最大限度的避免了故障主减速器流入 微车的整车装配过程中，实现了微车n v h 水平的整体提升，为企业争取了良好 的市场表现。 3 主减总成生产厂商通过对故障主减速器进行分析，得出常见的故障类型 以及其产生的原因，可以对企业在加工零件环节以及总成装配环节进行有针对 性的优化，最终使得企业的产品质量得到大大的提升。 5 武汉理工大学硕士学位论文 1 4 本论文研究的主要意义和内容 1 4 1 本论文研究的主要内容 1 研究主减总成各个零件振动产生的机理，分析不同故障状态下主减振动 信号的特征与区别。 ， 2 对主减振动信号进行信号处理，在时域范畴，频域范畴、时频范畴中分 别对信号进行处理，从理论方面和实验方面对故障信号处理结果进行分析，最 终找到适合本课题的信号处理方式。 3 对故障振动信号的特征值进行提取，构建主减速器振动信号故障特征向 量，建立专家库利用故障特征向量对主减速器的工作状态和故障类型进行分类 和判别。 1 4 2 本论文的研究技术路线 图1 5 课题研究技术路线 6 武汉理工大学硕士学位论文 “主减总成在线监测系统 能够模拟主减速器在实际工况下的运行情况， 主减速器按照实际装配位置放置在特制的检测夹具上。工作时检测系统电机主 轴带动主减速器主动齿轮驱动被动齿轮正转与反转来模拟主减在实际工况中的 运行状态，通过检测主减运行过程中的振动信号来判断主减装配合格与否。为 了有效的监测工件的振动情况，将一台振动传感器安装在检测夹具上，安装方 向垂直于齿轮的啮合面。将另一台振动传感器安装在主轴轴颈滚动轴承所在处。 这样振动传感器可以间接的采集到工件运转时的振动情况，以此作为工件质量 的判断依据。 装配好的主减总成在运行过程中会产生振动，当各个零件加工质量合格并 且装配合乎标准，则主减的振动时域信号会在一定的幅值范围内，当各个零件 加工质量低下或装配不合乎标准，则时域信号就会出现异常，超出一定的阈值 范围。因此检测系统对振动信号的时域幅值设置某一特定的阈值，当振动时域 信号幅值低于设定阂值时，判断该组测量信号为正常信号，即主减检测合格； 当振动时域信号幅值高于设定的阈值时，判定该组测量信号为故障信号，即主 减检测不合格。 通过对时域信号的幅值设定阈值，从宏观角度判断主减合格与否。对获得 的大量的故障数据结果进行整理，对其进行频域分析，观察不同故障状态下信 号的频谱分布及能量分布，通过h i l b e r t - h u a n g 变换得出故障信号不同频段的 能量分布，再对故障信号提取其他的特征值，对以上信息进行整合，构建故障 信号特征向量，建立故障诊断的专家系统，由专家系统判断主减故障类型。 1 4 3 本论文的主要创新点 创新点：针对主减速器振动信号非线性，非稳态特性，提出了基于 h i l b e r t - h u a n g 变换的主减速器振动信号处理策略，并从理论上对其可行性进行 论证，利用信号内禀模态函数的能量值构建故障振动信号特征向量，用以表征 主减速器的动力学特性，建立基于b p 神经网络的专家系统，实现了主减速器故 障振动信号特征向量到主减速器故障类型的非线性映射。 7 武汉理工大学硕士学位论文 第2 章主减速器振动机理及常见故障 主减速器位于微车的后驱动桥，其作用是接受来自于传动轴的运动和扭矩， 改变其方向和大小之后将动力传给后轮以驱动微车前进。主减速器主要由主动 锥齿轮、被动伞齿轮、差速器组成，其中主动锥齿轮和被动伞齿轮是主减速器 中的核心元件也是主减振动信号的主要来源，主被动齿轮的加工质量优劣，装 配精度高低都将直接影响到主减速器的振动和噪声水平，因此，本章以主减速 器中的主动锥齿轮和被动伞齿轮为研究对象，分析其振动产生的机理以及在实 际工况中主被齿轮常见的故障类型。 图2 - 1 主动锥齿轮与被动伞齿轮三维模型 2 1 格林森齿轮的啮合动力学模型的建立 本项目中主减速器主被齿轮采用的是格林森制齿轮，该种齿轮属于准双曲 面齿轮，它具有结构简单、工作噪声低，传动平稳以及传动效率高的优点睁1 。由 于在主减速器实际运行过程中主被动齿轮啮合的阻尼力和弹性力均为非线性 的，并且主被齿轮轴的支承轴承的阻尼力和弹性力同样是非线性的，所以主减 速器的动力学模型是一个非常复杂的非线性振动系统瞄1 。由于主减速器总成是 一个多转子的刚柔耦合系统，要建立主减速器精确的非线性动力学模型非常困 匿 武汉理工大学硕士学位论文 难，因此，在研究主减速器振动机理以及故障时，需要将主动锥齿轮和被动伞 齿轮的啮合模型进行简化。主被齿轮传动副振动系统的动力学模型可以简化为 如图2 3 所示。 图2 - 2 格林森齿轮啮合坐标系 被动伞齿轮 图2 - 3 格林森齿轮啮合动力学模型 9 轴 武汉理工大学硕士学位论文 在该模型中，主动齿轮和被动齿轮被简化为带有转动角位移的刚体，主被 齿啮合坐标系如图2 2 ，轮齿啮合时啮合点简化为一对弹性元件和阻尼元件分布 在啮合线的传动方向，其中，齿轮侧隙误差和运动学传递误差也被引进到模型 中，主被齿啮合动力学模型如图2 - 3 。假设主减速器中主被齿轮轴以及支撑轴承 均是刚性的，根据以上的限定，可以得出格林森齿轮的二自由度扭转振动模型 如下： 巳+ 0 气( 6 一台) + 0 k 厂( 6 一p ) = 乙 ( 2 1 ) 巳一以( 6 一吾) 一九k 厂( 艿一p ) = 一名 ( 2 2 ) 其中，t 为被动齿轮的转动惯量 ，。为主动齿轮的转动惯量 为施加在被动齿轮的阻力矩 瓦为施加在主动齿轮的驱动力矩 k 为时变啮合刚度系数 为啮合阻尼系数 f ( a p ) 为动态传递误差6 和静态传递误差e 的非线性位移函数 b 为齿侧间隙。 非线性位移函数f ( 6 一p ) 与齿轮的侧隙有关，其定义如下： ，8 一e b ， 艿一e b ， f ( 6 0 = 0 ， 一b 6 一e b ， ( 2 3 ) l - 艿一e + 玩艿一e - b ， rjl b l c - ，r b 图2 4 齿轮侧隙函数 1 0 武汉理工大学硕士学位论文 齿轮啮合刚度方程式的傅里叶级数展开可以表示为： k = k o + 溉c o s ( t o o j ) + q s i n ( n t ) ( 2 4 ) n = l 式中：，风和吼为相对应的傅里叶级数的系数。 动态传递误差艿的定义如下： 6 = 巳一t q ( 2 5 ) 其中巳和铭分别为主动齿轮和被动齿轮的扭转振动角位移，主动齿轮和被动齿 轮的基圆半径九和以由下面的式子给定： 砧= ( 厶名) ，以= n g ( 矗名) ( 2 6 ) 一r p 和一r g 分别是主被齿轮啮合点在主动齿轮坐标系墨和被动齿轮坐标系& 中的 位置向量，石和i 分别是主被齿轮啮合点的垂直方向的单位向量，万和石分 别是主被齿轮啮合点的旋转轴的单位向量。 在式2 - 1 和2 - 2 中，方程左侧是啮合轮齿本身的振动特性，右侧是变动的 动力驱动源，齿轮的振动特性来自于齿轮自身时变刚度和时变载荷所产生的激 励以及齿轮制造和安装误差所引入的激励。因此齿轮在啮合过程中的振动激励 来源于：1 轮齿在啮合过程中交变载荷以及交变刚度所引起的振动激励，即内部 激励，设为e ( t ) 。2 由于轮齿制造误差、安装精度及其他故障所引起的振动激励， 即外部激励n 们，设为f r ( t ) 。外部激励和内部激励函数表达式为： e ( t ) = e s i n ( q f + 吼) ( 2 7 ) 石( ，) = 吒+ 乞= + c rs i n ( c o t + ) ( 2 8 ) 式中，e 为齿轮副驱动载荷的平均值；c 为外部激励的变驱动力；e 为内部激 励的平均水平，c r 为外部激励的平均水平。咄为内部激励和外部激励简谐函数 基频。 先考察齿轮在正常情况下的振动激励产生机理，被课题研究的格林森齿有 武汉理工大学硕士学位论文 重合度高，传动平稳的特点，但是啮合过程中的振动始终难以避免，齿轮在啮 合运转时，参与啮合齿数由数量较少的轮齿逐渐变成数量较多的轮齿同时参与 啮合，随后参与啮合的轮齿逐渐减小，然后啮合轮齿数再次增加，这样啮合轮 齿数由少变多再变少重复交替的进行啮合，使得轮齿的载荷也存在周期性的重 复，由于在齿面的不同位置，轮齿的啮合刚度亦不同，由于这种交变作用力和 交变啮合刚度的联合作用下，促使轮齿发生啮合振动，这种振动的频率直接由 轮齿的啮合频率来确定，轮齿的啮合频率可表示为厂= 扎掌n 辜z 6 0 ，其中的为 被研究齿轮轴的旋转速度，z 为被研究齿轮的齿数。n 为谐波次数。 2 2 齿轮啮合振动信号的数学描述 齿轮在正常啮合状态下，其振动时域曲线类似于标准的余弦曲线，在频域 范畴中可以观察到各个传动轴的旋转频率以及齿轮的啮合频率基频及其倍频， 正常状态下，轮齿啮合振动函数及其谐波倍频成分可表示为： x ( f ) = 厶c o s ( 2 z r m f ：+ 丸) ( 2 9 ) m = 0 厂 z 钏盖z ( 2 - 1 0 ) 式中疋为啮合频率 行为谐波次数 传动轴的转速( r m i n ) z 齿轮的齿数 4 为谐波幅值 九为谐波相位 j 田为齿轮的啮合频率倍频的最大值 在齿轮啮合传动中，齿轮出现故障时，齿轮振动时域信号的幅值和频域信 号的相位相比于正常振动信号会发生变化，这种信号幅值和频域的异常变化称 为信号幅值和频率调制现象。故障产生时，除了在时域信号中会出现瞬时冲击 外，其频谱图中除了齿轮的啮合频率及其各次谐波外通常会出现n ：齿轮啮合 频率调制现象，齿轮固有频率调制现象，主减速器壳体固有频率调制现象，齿 轮振动信号发生调制现象后振动信号的数学模型为： 1 2 武汉理工大学硕士学位论文 m x ( f ) = 以【1 + o ) 】c o s 2 尼幔f + 丸+ 6 m ( f ) 】 ( 2 1 1 ) m = o 式中( ，) 为幅值调制函数 6 卅( f ) 为频率调制函数 2 2 1 幅值调制 振动信号的幅值调制是指由于齿轮的加工精度低下或安装精度低下引起齿 面误差以及齿轮轴偏心使得轮齿啮合产生周期性作用的波动载荷，这种波动载 荷引起振动时域曲线的也随之产生周期性的波动，由于这种调制是故障形式比 较轻时所产生的，所以幅值调制在频谱图上形成若干组围绕啮合频率基频两侧 以齿轮轴的转动频率基频及其倍频为间隔的边频带，且边频带较窄，幅值衰减 比较快。振动信号的幅值调制的数学表达式为： 川) = 以p ) 侥p ) ( 2 1 2 ) ， 其中以o ) 是以齿轮啮合频率基频为载波的信号 d e ( r ) 是以齿轮轴的转频基频及其倍频的被调制信号 根据式( 2 - 11 ) 的啮合频率振动模型，当只存在幅值调制现象时，数学模型为： 吖 x ( f ) = 厶【1 + o ) 】c o s 【2 万，虻f + 丸】 ( 2 1 3 ) m = o 在主减速器中主被动齿轮出现齿轮偏心以及主被齿齿轮轴同轴度不够的状 态下会产生上述的调制现象，但是每一种故障所引起的幅值调制边带的形态有 所不同。 图2 - 5 振动信号的幅值调制现象 武汉理工大学硕士学位论文 2 2 2 频率调制 振动信号的频率调制是指由于齿轮的加工精度低下或安装精度低下引起轮 齿传递载荷不均或齿轮间距过大使得轮齿啮合产生严重的周期性波动载荷，在 振动信号频谱图中表现为在主被齿的啮合频率基频及其倍频两侧形成调制边频 带，边频带以故障齿轮轴的旋转频率为间隔，各边频带频率相应的幅值大小主 要取决于频率调制的强度。 根据式2 - 11 所建立的齿轮啮合动力学模型，当只发生频率调制时，其数学 模型为： x ( f ) = ac o s 2 z f ；t + 丸+ 卢s i n ( 2 z r f 。t ) 】 ( 2 1 4 ) 式中： 疋为载波频率 五为调制频率 卢为调制系数 在实际的工作情况中，频率调制信号是一系列以正为中心频率，以为间 隔对称分布的调制边频带。在主减速器中，主被齿磕碰、主被齿接触区不当以 及齿面毛刺都会产生这种频率调制现象。 信号频域图 图2 - 6 振动信号的频率调制现象 1 4 武汉理工大学硕士学位论文 2 2 3 幅值和频率混合调制 在实际工况中，齿轮啮合振动信号中的幅值调制效应和频率调制效应往往 会同时发生，调制频谱上的边频成分实际上是两种调制效应各自作用时所产生 的边频成分的矢量叠加n 。所以，叠加的结果往往是有的边频幅值出现增强， 有的边频幅值出现衰减，在频谱图上形成了杂乱的调制边频带。 根据式2 - 1 1 所建立的齿轮啮合动力学模型，当幅值调制效应和频率调制效 应同时发生时，其齿轮啮合的数学模型为： x ( t ) = a 1 + be o s ( 2 z f t ) c o s 2 z f ：t + ps i n ( 2 z f t ) ( 2 15 ) 式中彳为信号的幅值 ，一为调制频率 b 为幅值调制的指数 卢为频率调制的指数 ，：为载波频率 根据以上几个小节的分析，可以得出，主减速器振动信号的特征频率一般 有以下几种频率组成： ( 1 ) 齿轮轴的转动频率基频五及其倍频矾 ( 2 ) 齿轮啮合频率基频正及其倍频蜕 ( 3 ) 以齿轮啮合频率基频正及其倍频妩为载波频率，以齿轮轴的转动频 率基频无及其倍频蜕为调制频率的调制现象所产生的调制边频带。 ( 4 ) 以齿轮固有频率厶为载波频率，以齿轮轴的转动频率基频六及其倍 频，吮为调制频率的调制现象所产生的边频带。 ( 5 ) 以主减速器壳体的固有频率丘为载波频率，以齿轮轴的转动频率基 频以及其倍频矾为调制频率的主减速器壳体固有频率共振调制现 象所产生的边频带。 主减速器总成运行过程中所产生的振动信号非常复杂，但是仔细分析会发 现所有的信号基本上为上述信号的种或几种振动特征频率综合作用的结果。 1 5 武汉理工大学硕士学位论文 2 3 主减速器齿轮典型的故障及其特征频率 前面已经阐述过，在齿轮制造精度高，装配精度高的条件下，轮齿本身只 会产生由于交变驱动力和交变轮齿刚度所引起的振动，这种振动值往往很小， 对主减速器的影响很小，但是，当齿轮的制造精度低下，装配精度不合格的情 况下，主被齿轮无法按照设计的方式进行啮合，由于齿轮的制造和安装不合理 将直接导致轮齿在啮合过程中产生冲击振动，这种冲击振动将会以异常振动和 异常噪声的形式传递给主减速器，一级一级传递，最终导致整车的n v h 水平低 下n 引。主被齿轮在制造环节影响主减速器总体质量的因素主要有：齿形误差， 齿面毛刺，齿面硬点。主被齿在装配环节影响主减速器总体质量的因素有：主 被齿接触区不准确n 羽。 本课题所研究的主减速器主动锥齿轮和被动伞齿轮的传动比为4 1 8 即，主 动锥齿轮的齿数为8 齿，被动伞齿轮的齿数为4 1 齿，检测设备驱动电机的转速 为8 0 0 r m i n ，由此可得主动锥齿轮轴的旋转频率为： l = n 1 6 0 = 1 3 3 3 h z ( 2 1 6 ) 被动伞齿轮轴的旋转频率为： 五2 = n x 8 6 0 x 4 1 = 2 6 0 h z ( 2 1 7 ) 锥齿轮的啮合频率 z = 正z 2 1 0 6 h z ( 2 1 8 ) 1 - 齿形误差 齿形误差是指加工完毕后，齿轮工作表面的实际轮廓形状与设计时的理论 轮廓形状存在误差，这种误差主要由生产齿轮的滚齿机所引入的。齿形误差使 得齿轮无法安装预先设计的轨迹和接触方式进行啮合，将导致轮齿啮合过程中， 载荷分布不当从而出现由于啮合刚度变化而产生的齿轮啮合冲击。 1 6 武汉理工大学硕士学位论文 图2 7 齿形误差信号时域图图2 8 齿形误差信号频谱图 齿形误差所引起的故障为轻微的故障，由于齿面的齿形与实际设计有区别 故每个齿在啮合过程中都会引起齿轮啮合的不平稳，故这种故障只会激起齿轮 的啮合频率正= 1 0 6 h z 。 2 齿面毛刺 齿面毛刺是指由于加工精度的低下导致齿面的边沿不是圆弧倒角或者是4 5 度倒角，而出现了棱状突起，使得齿轮在进入啮合时在滑入过程中会遇到毛刺 的阻碍，最终导致齿轮啮合不顺畅，这种现象将导致齿轮在进入啮合时出现冲 击振动，在整个时间范围内时域图呈现为以齿轮旋转频率为周期的冲击振动。 图2 - 9 齿面毛刺信号时域图图2 - 1 0 齿面毛刺信号频域图 齿面毛刺误差所引起的故障为轻微的故障，由于某个齿轮的单个齿面存在 毛刺，在其它齿与该齿进行啮合时会出现周期性的冲击，由于在一个啮合周期 内只有一个齿引起齿轮啮合的不平稳，故这种故障只会激起齿轮轴的旋转频率 厶= 1 3 3 3 h z 。 武汉理工大学硕士学位论文 3 齿面硬点 齿面硬点是指在齿轮加工过程中或热处理过程中，轮齿的齿面出现硬化点， 使得齿轮啮合过程中面接触变为点接触，造成轮齿啮合过程中啮合刚度的突变 从而引起齿轮副的振动。 齿面硬点为比较严重的齿轮故障，在时域图中表现为无规律的严重的冲击 现象，这一冲击现象会激起故障频域信号的调制现象，形成以齿轮啮合频率基 频z = 1 0 6 h z 及其倍频虹为载波频率，以齿轮轴的转动频率基频f o = 1 3 3 3 h z 及 其倍频矾为调制频率的调制现象，调制边频带宽且振动能量激增，齿面硬点的 频域图如图2 - 1 2 。 _- j i11 ： 5 寸司巧 图2 - 11 齿面硬点信号时域图图2 - 1 2 齿面硬点频域图 4 主被齿接触区不准确 齿轮接触区是指主被齿在安装装配尺寸进行装配完毕后，在主动齿轮齿面 上涂上红丹粉，运转主被齿轮后观察被动齿轮齿面上留下的红丹粉啮合印记， 通常要求被动齿轮在承受满负荷后，被动轮齿的接触区印记分布于整个齿面且 不存在接触区超出齿面之外。 轮齿接触区不正确将导致轮齿的啮合过程中力和扭矩传递不平稳，由于这 种动力传递不平稳将导致轮齿啮合的异常噪声以及异常振动，若这一问题不被 及时发现并遏制最终将导致轮齿啮合环境恶化，齿轮报废。 轮齿接触区不正确的可能原因除了轮齿在制造环节质量低下外，在装配环 节，主被齿轮及相关零件的装配精度也是影响主减速器总成噪声和振动的重要 原因，其中常见的装配误差来源有： ( 1 ) 主动齿轮轴两个轴承座内孔的同轴度。 1 8 武汉理工大学硕士学位论文 ( 2 ) 主减壳被动齿轮两个轴承座s j j ：l 的同轴度。 ( 3 ) 主动齿轮轴的轴线同被动齿轮轴的轴线的偏置距和中心距。 一一一 4 、 一 一一 一一，自 户一j i l “ 2 4 本章小结 图2 - 1 3 格林森齿轮的不同接触状态 本章以主减速器中的主动锥齿轮和被动伞齿轮为研究对象，首先建立了主 被齿轮传动副振动系统的动力学模型，根据这一模型得出了主动锥齿轮和被动 伞齿轮啮合过程中的激励函数，在这个激励函数的基础上，演化出由于故障齿 轮啮合所产生的幅值调制激励函数、频率调制激励函数以及实际工况中出现的 幅值调制、频率调制混合激励函数，从理论上分析故障齿轮啮合过程中的特征 频率。最后列举了主减速器齿轮典型的故障以及其特征频率，将理论计算得出 的特征频率与实际试验结果进行对比分析，确定主减速器振动机理理论分析的 正确性。 1 9 武汉理工大学硕士学位论文 第3 章主减速器振动检测系统的建立 3 1 检测系统建立的原则与思想 主减速器作为汽车传动系中的核心部件总成，其跑和性能、传动平稳性、 振动噪声水平对整车质量有着及其重要的影响，因此在整车装配前对主减速器 的) j h - r 和装配质量进行检测对于确保主减速器总成的出厂质量和提高整车的 n v h 性能具有及其重要的意义h 1 。主减速器总成是一个装配件，主要由主减壳、 主动锥齿轮，被动伞齿轮以及差速齿轮组成，按照汽车厂商的标准，组成主减 速器总成各零部件的加工精度需要满足一定的要求，各零部件在装配过程中亦 需要满足一定的装配精度。主减齿轮的主动齿轮与被动齿轮都是螺旋齿轮，在 齿轮加工精度高，齿面质量好，装配精度合格的情况下，主被齿啮合时非常平 稳，产生的振动以及噪声很小，反之，当齿轮加工精度低，齿面质量差，装配 精度低下的情况下，主被齿啮合时会产生异常的噪声与振动，这些异常的振动 将直接导致整车的n v h 性能的下降，因此在主减装配完毕之后出厂之前需要进行 主减质量检测。绝大多数主减生产厂商的检测方式为驱动电机带动主减输入轴 进行跑和以模拟微车在实际工况中前进和后退时的情况。 3 1 1 主减速器振动的传统检测方式 在主减速器完成生产和装配后对其进行噪声和齿轮啮合印痕检测是主减速 器生产流程中的不可或缺的一步。噪声检测的主要内容就是通过噪声来表征主 减速器的故障位置和故障程度，常用的方法包括以下几种：n 3 1 i 主观判别法：主观判别法是指技术员利用自身的听觉来感知故障噪声源 大致位置以及可能的频率，该方法主要依靠有经验的技术工人通过主减速器在 运行过程中产生的噪声进行经验性的分析，从而判断主减速器的运行状态以及 定位产生故障噪声的零件。但是该判别方法对于技术员的经验要求很高，判别 结果容易受技术员主观因素的影响，而且人工判别无法对噪声源作定量的分析。 2 声级测量法：用声级计在运行状态下的主减速器表面进行多点测量，根 据所测的声级大小来对故障噪声源进行定位，声级测量法简单易行，然而，在 2 0 武汉理工大学硕士学位论文 实际检测过程中，声级计需要尽量靠近主减速器以尽量准确的检测声级，然而 在工厂环境下背景噪声会不同程度的影响声级计检测的可信度，因此该方法无 法提供精确的测量值。 3 噪声信号频谱分析：在旋转机械的噪声信号中均含有与被测主减速器 结动力学特性有关的信息。例如，主被动齿轮轴运行过程中的旋转频率、主被 动齿轮的啮合频率等。因此可通过对主减在运行过程中产生的噪声信号进行采 集通过噪声信号频谱分析，以识别主减速器中主要的噪声源，目前国内各大格 林森齿轮和主减速器生产商主要采用的就是噪声信号频谱分析法，然而由于这 种检测方法容易受工厂背景噪声的影响，已经无法满足主减速器状态精确监测 的要求。 4 轮齿啮合印痕检测：啮合印痕检测是将红丹粉涂抹于主被动齿轮的齿面 上，检测电机带动主减速器运行过后，将主减速器主被动齿轮齿面接触印痕与 正确接触印痕进行对比用以表征主减速器总成加工与装配合格与否。 以上几种故障检测方法需要专业的检测设备，且对于检测人员的经验性要 求较高，存在人为主观性强、重复精度低、无法进行定量分析等不足。随着整 车装配企业对主减速器加工质量更加严格的要求，人工主观判断主减速器加工 精度的方法已经很难满足主减速器状态高检测精度，高检测效率的生产需求。 3 1 2 本课题研究的主减速器振动测量系统的检测原理 鉴于噪声的本质就是由振动产生的，本课题根据振动与噪声的关系，直接 通过对振动信号进行定量采集和定性分析，对主减速器的运行状态进行在线实 时监测，克服了技术人员的主观影响。本课题正是以此为出发点，开发了“微 车主减振动与噪声检测系统”，本测试系统集机电控制于一体，能够模拟主减速 器在实际工况中的运动情况