重载汽车齿轮变速器稳态运行振动与噪声分析

重载汽车齿轮变速器稳态运行振动与噪声分析

例如，齿轮箱振动噪声是一个研究主题，始于一个多世纪前。1863年，蒙古发表了一篇关于将橡胶环插入齿轮和车轮边缘之间的文章，以避免振动和噪声。1976年,谷口修等论述了齿轮传动过程中振动产生的原理并分析了齿轮振动与噪声的关系。1984年,K.zawa和Tordion对齿轮箱系统振动的预测方法和耦合非线性特性进行了探讨,但其成果还难于应用在工程实际中。1996年,RookToddE基于结构导纳方法,从噪声和振动控制观点对齿轮箱的结构噪声功率流进行了理论分析和实验研究,并指出有必要从噪声观点对齿轮箱噪声进行进一步研究。1996年,太原重型机械学院的张平宽提出了应用薄膜阻尼降低齿轮箱噪声的设计思想和方法。西安重型机械研究所的种建明从齿轮箱结构设计的角度出发,指出合理设计齿轮箱的各部分结构对降低齿轮箱的振动噪声有重要的作用。文中提到德国奥比兹教授认为,正确设计齿轮箱,可使噪声下降25%。1998年,姚德源对齿轮箱的噪声进行了统计能量分析,为实现齿轮箱的结构噪声控制提供了有益的参考。2001年,海军工程大学的薛延华,从振动控制理论出发,研究了齿轮箱箱体以及齿轮本体的结构参数对动态特性的影响,利用结构动力学有限元法,提出了通过改变结构参数来改善齿轮箱振动的方法。2004年,李小华从齿轮箱的设计角度出发,论述了影响齿轮传动噪声的因素及其控制方法,文中认为通过控制齿轮线速度、合理设计齿轮参数可以达到降低噪声的效果。本文针对重载汽车齿轮变速箱的工作特点,对该齿轮箱的空档、十个前进档、两个倒档的稳态运行及其升速过程进行了振动与噪声测试,并对振动信号进行了时域和频谱分析。分析结果对于了解齿轮变速箱的振动与噪声特性以及基于振动和噪声信号的齿轮箱质量评价具有重要意义,并且为研究以减振降噪为目的的齿轮箱结构动力学优化设计与振动结构的声辐射机理和基于声辐射的机械故障诊断方法奠定了基础。1振动信号分析在齿轮箱检测中,振动检测是目前的主要方法。齿轮的振动通常包括齿轮的周向振动、齿轮的径向和轴向振动及齿轮的固有振动等。齿轮的振动又会引起轴的振动,并通过轴承将振动传递给齿轮箱,引起箱体的振动。齿轮的缺陷及齿轮箱的结构缺陷会反映到齿轮箱的振动信号声音信号当中,这是运用振动噪声信号分析法对齿轮箱进行分析的依据。振动信号的频谱分析是齿轮故障信息的最基本的研究方法。对于高速大型旋转机械,其旋转状况是复杂的,尤其当设备出现不对中,轴承或齿轮的缺陷、油膜涡动、磨擦、陷流及质量不对称等现象时,则振动更为复杂,用一般频谱分析方法已经难于辩识(识别反映缺陷的频率分量),而用倒频谱,则会增强识别能力。2轴承顺序内数字齿轮箱结构简图如图1所示(图上数字为齿轮齿数,括号内数字为轴承序号),动力传动路线如图中箭头所示。该齿轮箱的电机转速为1200r/min,一共有12个档位,10个前进档,2个倒档。2.1振动信号的布置变速器在正常情况下的振动是由齿轮在工作过程中的啮合力波动、允许范围内的齿轮轴中心距偏差等因素引起的。这类振动一般是啮合力调制振动。如果齿轮或轴承出现故障,则会产生冲击,振动信号发生瞬态变化。因此,在实验过程中可以在不同位置上布置加速度计来监测这些点的振动信号。从这个角度出发,在变速器箱体输入和输出的前后面各部位布置测点,编号为1,4。在壳体的厚度最薄弱、振动最厉害的中间部位布置测点,编号为3。最后在靠近轴承座的部位安排测点,编号为2。测点的选取如图2所示。测点(1)表示第1组测试点布置;测点(2)表示第2组测试点布置图。每组包括4路加速度信号、一路声压信号以及一路输入轴转速信号。其中,1号加速度计为参考测试点,两组相同,为固定的测试点。振动与噪声有着非常密切的关系,为研究振动结构的声辐射机理和基于声辐射的机械故障诊断方法奠定基础。由于振动信号的频谱分析与齿轮箱转频具有一定的函数关系,因此,还接一路输入轴的转速信号。齿轮箱由空档升速至第1档,再升速至10档,再换成倒1档,倒2档,测试在齿轮箱正常稳定运作的情况下进行,一共测得了空档、升速过程及12个档的信号。2.2dasp系统信号采集试验的目的是为了获取HW18710变速箱在各种档位工作时的振动和噪声信号,进而进行信号分析和诊断。试验中采用北京东方振动与噪声技术研究所的DASP系统来采集信号。考虑到实验现场有多台机械设备在同时运行的特点,为了较准确地测量汽车变速器的噪声,最大限度地消弱其它噪声信号的影响,在噪声测量时,采用近声场测量方法,将传声器置于与变速器较近的测点上测量声压(正对齿轮箱距离大约60cm)。3齿轮间的转速及齿轮轴转频、齿轮闭合频率的计算齿轮啮合产生的振动信号的功率谱或频谱中的主要频率成分应当包含齿轮轴转频、齿轮啮合频率及其倍频。以输入轴转速1200r/min为基数;通过计算得出轴频及齿轮啮合频率;可知,轴频为低频,在0~20Hz之间。齿轮啮合频率为0~640Hz之间。3.1振动强度及加速度经过分析可知,第1组测点的频谱图基本一致;第2组测点的频谱图也基本一致。如果采用信号平速度信号和声压信号的12个档的信号强度计算部分如表1所示。由表可见,加速度信号3比其它信号振动强度都大,第9档的振动强度最高。倒档2比倒档1的振动强度大;空档的振动强度最小。振动噪声及车间背景噪声在85~88dB;属于正常范围。第1组测点和第二组测点的第10档的加速度信号1(该点作为参考,加速度计为同一个)的振动强度对比如图3所示。蓝色实线信号为第1组的第10档的1号加速度信号,红色虚线信号为第2二组的第10档的1号加速度。可见第2组较第1组振动幅度稍大。但两组振动信号的强度差别不大,S1=227.3095,S2=264.6337,(S)2-S1S1=16.4%。3.2齿轮的倒谱分析对振动信号进行频谱分析,可找出齿轮箱可能存在的潜在故障。经过频谱分析可知,第1组测点的第4路加速度信号有一明显的峰值,本组的其它信号以及第2组测点信号都没有此谱峰。进一步对第一组测点第4路加速度信号进行功率谱分析,如图4所示。其中第4和第5点的峰值非常的高,它们对应的频率分别是2343.75Hz和2348.63Hz。轴频和齿轮啮合频率都为低频,图中低频无明显峰值。并且在2343.75Hz和2348.63Hz周围没有明显边频及倍频出现。进而对其进行倒谱分析。如果该峰值是由齿轮或者轴承等故障引起的,倒谱分析将能从该密集泛频信号中分离和提取出周期成分及多成分边频等复杂信号。对第1测点第4路加速度信号进行倒谱分析,如图5所示。由图可知,齿轮和轴承等并无故障。所以,初步判定2343.75Hz和2348.63Hz为齿轮箱结构局部模态,而不是齿轮本身的故障。3.3振动信号功率谱与齿轮啮合频率分析齿轮箱中齿轮的啮合频率及其倍频在振动加速度信号和声音信号中的分布可知,2349Hz为5、6齿轮的啮合频率的5倍频,但这几乎不可能。因为在第10档时,5、6齿轮根本不参与啮合。2349Hz跟常啮合的4倍频在数值上接近,但如果2349Hz为常啮合的4倍频,这与测得的数据不符。因只有第一组测试第4路信号有此峰值。4第一、混合加速度测试本文通过对重载汽车齿轮箱进行振动与噪声分析,得出以下结论(1)两组振动信号的强度差别不大。第2组信号比第1组信号略强,信号能量相对高出16.7%。(2)振动噪声信号在12个档位的强度分布,在第一测试组中,加速度信号3比其它信号振动强度都大,第9档的振动强度最高。倒档2比倒档1的振动强度大;空档的振动强度最小。(3)测试过程中,试验减速器的振动噪声及车间背景噪声在85~88