裝載機變速箱扭振測試與分析*

韋 海，黃 遂，韓國勝，鄧良智

(廣西柳工機械股份有限公司，廣西柳州 545007)

0 引言

扭振是指旋轉機械中繞轉軸發生的旋轉方向的振動，該現象在與旋轉機械相關領域中普遍存在。扭振是影響轉動系統可靠性的一個重要因素。

在汽車、船舶等行業對扭振現象已經有非常深入的研究，并對改善扭振有著豐富經驗。如:方傳流建立了FR式汽車傳動系統扭振的多自由度模型，并對系統的修改措施進行了模擬計算分析［1］;王京基于船舶軸系扭振測試結果，找出扭曲應力超標軸，基于分析選取適宜的改進方案［2］。

在工程機械行業，對扭振現象也有一些理論與臺架方面研究:王學俊對使用諧波減速器的工程機械數學建模與分析進行了研究［3］;左金玉基于并聯式混合動力工程機械，分析了軸系機電耦合扭振產生的原因與特點，并進行了扭振的試驗研究［4］。總體來說，工程機械行業解決扭振故障方面公開的研究仍較少。

筆者借鑒了其他行業的經驗，找到了某裝載機樣機在試驗中出現取力軸故障的原因，提出了改進方案，成功解決了該故障問題。

1 故障現象

新設計的某型裝載機在可靠性增長試驗中出現液壓取力軸斷裂故障。斷裂處位于取力軸前部與變矩器罩輪連接處附近，如圖1所示。取力軸斷裂后，發動機動力無法傳遞到軸連接的泵，導致整車無法動作的故障。

圖1 液壓取力軸及相關相關結構簡圖

2 試驗測試

根據經驗，在扭轉共振發生時，軸上的最大動載荷可能會超過最大轉矩的兩倍以上。為確定故障軸是否存在扭轉共振，需要通過測試驗證。扭振的測試常用的有接觸法和非接觸法兩種［5］。

接觸法是直接將傳感器(如應變片)安裝在軸上，通過集流環或無線發射兩種方式將信號傳輸出來。接觸法能直接獲得扭振信息，但弊端是要求軸附近有足夠的安裝空間來保證信號的傳輸。

非接觸法包含測齒法、振動加速度法及激光多普勒法等。測齒法原理如圖2所示，通過磁電轉速傳感器測試轉動軸上的等分齒盤或齒輪等結構，獲得軸轉速相關的電壓信號信息，通過對電壓信號處理可獲得其扭振信息。測齒法對傳感器與空間要求相對低，但需要測試系統中有類似等分齒盤結構。

圖2 測齒法轉速測試原理

本文采用測齒法進行扭振測試。在裝載機發動機飛輪端(圖1位置a)、取力軸末端測速齒盤(圖1位置e)分別安裝磁電轉速傳感器，并連接eDAQ數據采集系統進行測試。之后對測試數據進行階次分析，可獲得發動機與取力軸在不同轉速下各階次分量的扭轉角(見圖3)。

圖3 階次扭轉角與轉速關系圖

由圖3可知，取力軸第3階(Order 3)扭轉角信號在1 600 r/min(其頻率為:3×1 600/60=80 Hz)附近出現顯著峰值;取力軸第6階(Order 6)峰值出現在820 r/min(頻率82 Hz)附近。而發動機端第3階(Order 3)信號略大于其他階，且在1 600 r/min(頻率80 Hz)附近也出現一個局部小峰值;其余各階扭轉角信號均不顯著。

根據測試結果可以獲得如下信息。

(1)系統在80 Hz附近可能存在扭振現象，取力軸處共振現象顯著，發動機處不顯著。這一共振現象是需要重點關注的。

(2)發動機第3階扭轉角略大于其他階，這是發動機點火1階頻率，屬正常現象。

結合圖1示意圖，取力軸是一根細長軸，其在整個系統中剛度最低。若在取力軸處發生扭轉共振，其將承受最嚴酷的交變扭轉應力，最終可能因疲勞導致斷軸故障。

3 理論計算

根據簡化前后系統動能和時能保持不變的原則，將系統簡化為由無彈性的慣性盤和無質量的彈性軸組成的當量系統。圖4為本文建立發動機到變速箱液壓泵的扭轉振動模型圖。其中J1～J12分別為各零部件相對旋轉中心的轉動慣量、K1～K11為各軸段扭轉剛度。可通過零部件直接提供與理論計算兩種方式獲取系統中所有轉動慣量J與扭轉剛度K。對于本系統，扭轉剛度最低處為K10即取力軸處。

圖4 發動機-變速箱扭轉振動模型示意圖

不考慮系統阻尼，扭轉振動微分方程［6］:

將式(2)代入式(1)，得:

式中:［J］為轉動慣量矩陣;［K］為扭轉剛度矩陣;{Θ}為扭轉振動位移列向量;{A}為扭轉振動角位移幅值列向量;ωn振動角頻率。

圖5 前5階扭轉共振模態頻率與振型圖

將系統各零部件轉動慣量、扭轉剛度代入式(3)，并通過Matlab求解其特征值與特征向量，即可獲得系統扭轉共振模態，階模態頻率與振型見圖5。圖中第一階扭轉共振模態頻率為83.6 Hz，其振型為J11、J12慣量點相對于其他慣量點同步扭轉，惟一被扭轉的軸為取力軸K10(灰色區域)。

在本系統中，引起扭轉共振產生的激勵為發動機。公式(4)為發動機點火頻率計算公式，據此可求出:轉速為1 672 r/min發動機點火激勵1階(取力軸3階)頻率、轉速為836 r/min發動機點火激勵2階(取力軸6階)頻率均為83.6 Hz。發動機點火激勵能量中，基頻能量是最高的，因此若系統產生83.6 Hz的扭轉共振，則1 672 r/min的振幅將顯著高于836 r/min的振幅。式中:f發動機點火激勵頻率，Hz;i激勵階次，可取值1，2，3…;N發動機缸數，本文取值6;n內燃機轉速，r/min;τ內燃機沖程系數，本文取值2。

第2階201.1 Hz及以上階次，因其超出發動機主要激勵頻率區間，實際在測試數據中也未發現與之相關的異常現象，因此不再做分析。

將理論分析與試驗測試現象比對結果如表1所示。取力軸共振轉速測試值與理論值差異不超過5%，在工程許可范圍內。因此1 600 r/min轉速下系統會在取力軸處發生扭轉共振，是導致取力軸斷裂的根本原因。

表1 測試轉速與理論轉速對比

4 解決方案

解決共振問題通常可以通過三種方式:①改變結構剛度，使共振頻率偏移出激勵范圍;②降低系統激勵能量，減小共振影響;③增加系統中阻尼，吸收共振能量。

本文采取了在系統中增加阻尼方式解決共振問題。新設計了一種阻尼共振扭轉減振器，該減振器安裝于發動機飛輪(圖1a處)與變矩器(圖1b處)之間，吸收80Hz附近振動能量，以實現降低扭轉共振共振危害的目的。在改進后裝載機上測試取力軸扭階次轉角結果如圖6所示，峰值數據見表2。取力軸轉3、6階扭轉角波動降幅分別為71%與89%，扭轉共振抑制效果顯著。

圖6 改進后階次扭轉角與轉速關系圖

表2 改進前后扭轉角峰值對比

經過此次改進后，裝載機可靠性增長試驗順利完成。本改進方案有效可靠。

5 結論

本文在裝載機上應用測齒法快速發現系統存在的扭轉共振問題;通過扭振理論分析，準確判斷扭振產生的原因;最后采用增加系統阻尼的方式改進了設計。改進后的試驗驗證表明改進方案是有效的。

［1］ 方傳流，馮振東，呂振華.汽車動力傳動系扭振的固有特性和結構修改控制措施分析［J］.汽車工程，1993(1):25-27.

［2］ 王 京，鄭英男，張 濤.船舶推進軸系扭振超標實例分析及改善方案研究［J］.上海船舶運輸科學研究所學報，2014(1):167-168.

［3］ 王學俊，陶學恒.諧波傳動扭振特性的研究［J］.大連輕工業學院學報，1996(4):98-99.

［4］ 左金玉.混合動力工程機械動力軸系機電耦合振動研究［D］.長沙:中南大學，2013.

［5］ 張曉玲，唐錫寬.轉軸扭角及扭振測試技術研究［J］.清華大學學報，1997(8):110-111.

［6］ 龐 劍，諶 剛，何 華.汽車噪聲與振動理論與應用［M］.北京:北京理工大學出版社，2006.

［7］ 李宙輝.基于扭轉振動頻域分析的發動機故障研究［D］.長春:吉林大學，2010.