綜合傳動裝置內部激勵與箱體振動特征的試驗研究

張曉萍，王玉林2，杜明剛，楊陽

（1.中國北方車輛研究所，北京100072；2.中國兵器科學研究院，北京100089）

綜合傳動裝置內部激勵與箱體振動特征的試驗研究

張曉萍1，王玉林2，杜明剛1，楊陽1

（1.中國北方車輛研究所，北京100072；2.中國兵器科學研究院，北京100089）

綜合傳動裝置的振動問題將導致壽命降低，可靠性變差，影響傳動的平穩性及品質，其內部激勵與箱體振動特征之間的映射關系是目前研究的難點之一。為獲取某型綜合傳動裝置內部激勵與箱體振動特征之間的映射關系，設計了試驗方案，提出了多測點與多工況的綜合傳動裝置箱體臺架振動測試與信號耦合分析方法，獲取了某型綜合傳動裝置內部激勵與箱體振動特征之間的映射關系。結果表明：試驗研究分析方法可確定綜合傳統裝置振動激勵源的具體位置，以及要控制的振動優勢頻率，為箱體的結構優化奠定了基礎。

兵器科學與技術；內部激勵；振動加速度；臺架試驗；綜合傳動裝置

0 引言

綜合傳動裝置是由多檔變速機構、液壓轉向機構、電液操縱機構、分匯流機構、液壓系統、電子電器系統等組成的多功率流、多自由度、多工況的復雜系統。復雜的彈性機械系統在實際工作中，齒輪嚙合剛度激勵、齒形誤差激勵和齒輪嚙合沖擊激勵［1］等內部激勵引起了系統振動響應。綜合傳動裝置中的齒輪和轉軸會產生振動，各種內部動態激勵還將通過綜合傳動裝置的軸承座或箱體支撐，傳遞到箱體從而引起箱體的振動［2］，振動會導致綜合傳動裝置的壽命降低，可靠性變差，影響傳動的平穩性及品質，因此綜合傳動裝置的振動控制是目前研究的熱點和難點之一。

振動加速度試驗是工程技術中最普遍的試驗方法［3］，也是振動理論的基礎及主要內容，直接反應結構剛度、強度與振動能量水平的時域和頻域方法，已被應用到多源動態激勵下變速箱箱體的動態響應中［4］。以箱體為對象的單點激勵多點響應的錘擊試驗也有了一定研究［5］。而以履帶裝甲車輛為對象，進行綜合傳動裝置箱體多測點多工況振動加速度分析的臺架試驗研究較少。本文以某綜合傳動裝置為對象，開展臺架試驗研究，獲取該裝置的傳動軸、齒輪嚙合等內部激勵與振動特征之間的映射關系，為箱體的結構優化奠定了基礎。

1 綜合傳動裝置的主要內部動態激勵分析

1.1轉軸動態激勵

因結構設計、制造誤差和安裝偏心等原因，軸在旋轉過程中，會產生不平衡、不對中和彎曲現象，從而導致周期性的轉軸動態激勵。

1.2齒輪動態激勵

齒輪動態激勵由齒輪副的輪齒在嚙合過程中產生，包括剛度激勵、誤差激勵及嚙合沖擊激勵。剛度激勵是嚙合輪齒對數作周期變化導致嚙合綜合剛度的時變性，而引起齒輪輪齒嚙合力周期性變化的現象。誤差激勵是由于齒輪的加工與安裝等誤差引起的齒廓表面偏移理想齒廓位置，產生的周期性位移激勵。齒輪嚙合過程中，輪齒進入和退出嚙合時，由于齒輪的加工誤差和受載彈性變形等輪齒綜合變形量，嚙入嚙出點相對嚙合線上理論嚙合點位置的偏移，導致的齒輪嚙合面上的沖擊，而產生的周期性載荷激勵為嚙合沖擊激勵［1］。

1.3軸承非線性剛度激勵

軸承運行過程中，滾子進入和退出承載區，使承載區滾子數目呈現奇數和偶數的交替變化，從而導致軸承產生非線性剛度激勵。

2 綜合傳動裝置箱體臺架振動測試與信號耦合分析方法

2.1試驗臺架

臺架試驗方案，如圖1所示。試驗臺采用動力電機作為驅動裝置，采用加載電機作為負載，安裝固定慣量模擬車輛系統的慣量，以某綜合傳動裝置為被試件進行試驗。

圖1　試驗臺布置圖Fig.1 Layout of test platform

2.2測試系統

試驗測試系統主要由加速度傳感器、數據采集前端設備、數據記錄和分析系統組成。加速度傳感器采用美國PCB公司的三向壓電式傳感器，量程為500 g.數據采集、記錄和分析系統分別采用比利時LMS公司的SCADASⅢ數據采集前端及Test.lab分析系統。進行臺架振動試驗時，傳感器直接拾取箱體表面的加速度信號，然后傳送到數據采集前端進行信號處理和轉換，最后由Test.Lab分析系統的Spectral Testing模塊和QualidB模塊對數據進行記錄和分析。

2.3測點布置

綜合傳動裝置箱體結構復雜，測點布置如圖2所示，位置描述如表1所示。坐標定義：從傳動箱到輸入端為x軸正向，垂直向上y軸正向，從左側輸出端到右側輸出端為z軸正向。

2.4試驗工況

試驗所進行的臺架振動試驗選擇典型工況作為測量工況，綜合傳動裝置檔位為1～6檔，發動機轉速分別為 800 r/min、1 200 r/min、1 400 r/min、1 500 r/min、1 700 r/min、1 900 r/min、2 100 r/min、2 300 r/min和2 500 r/min.1 500 r/min時開始加載50%，該工況下，每個擋位采用連續采集方式進行數據采集（轉速變化）。臺架振動試驗采樣頻率設置為10 240 Hz，頻率分辨率為0.25 Hz，每組數據采樣時間約30 s.

圖2　臺架振動試驗測點布置圖Fig.2 Arrangement diagram of measuring points

表1　第1次振動加速度測試測點布置表Tab.1 The measuring points at the first vibration acceleration

轉軸旋轉頻率（Hz）的表達式為

齒輪嚙合頻率（Hz）的計算表達式為

式中：n為輸入轉速（r/min）；ns為太陽輪轉速（r/min）；nc為行星架轉速（r/min）；zs為太陽輪齒數。

在加載50%、液力3擋、轉速為2 300 r/min工況下，計算出的轉軸頻率和齒輪嚙合頻率如表2所示。

表2　加載50%、液力3擋、各級定軸齒輪傳動比與嚙合頻率Tab.2 Gear ratios and meshing frequencies of fixed-axle gears under hydraulic loading of 50%

2.5信號耦合分析方法

如圖3所示，通過對測定的不同振動信號計算均方根（RMS）值，以獲得振動能量最大的測點。

圖3　信號耦合分析方法流程圖Fig.3 Flow chart of signal coupling analysis method

RMS值是信號能量強度的絕對值，能描述測點總體振動大小。再對所選取的測點在不同轉速下振動信號RMS值進行比較，以獲得振動能量最大時的系統轉速。進一步，對選取信號進行頻譜分析，通過譜平均對原始振動信號進行降噪，凸顯特征頻率成分，尋找對應譜線峰值頻率的內部激勵源。若特征頻率被固有頻率或嚙合頻率調制，則進行包絡解調，從包絡譜中分析特征頻率譜線。信號的包絡解調通過Hilbert變換實現。

設調制信號為實信號函數x（t），其Hilbert變換［6-8］為

x（t）的解析信號為

式中：A（t）為幅值，

A（t）即為x（t）的包絡。

最后，根據上述過程所確定的內部激勵源，針對其部件進行系統設計方案改進以解決其導致的振動問題。

3 結果分析與討論

3.1RMS值分析

轉速為2 300 r/min時，不同測點振動能量RMS值，如圖4～圖6所示。

圖4　臺架振動試驗不同測點x通道振動能量RMS圖（轉速2 300 r/min）Fig.4 RMS diagram of vibration energies of channel x at different measuring points（rotating speed：2 300 r/min）

由圖4、圖5和圖6可見：2 300 r/min時，第1次試驗振動能量最高的是測點7的z通道，即綜合傳動裝置頂面軸承處垂直綜合傳動裝置頂蓋方向；第2次試驗振動能量最高的是測點5的z通道，即綜合傳動裝置軸承上垂直綜合傳動裝置頂蓋方向，其次較明顯的是測點3的z通道，即輸入軸面腹板處垂直綜合傳動裝置前蓋方向；第3次試驗振動能量較明顯的為測點3、測點6和測點7的z通道，分別為箱體頂蓋中部垂直綜合傳動裝置頂蓋方向、輸油管末端垂直綜合傳動裝置側蓋方向、箱體加熱板垂直箱體前蓋方向。其中第1次試驗箱體上的測點7（綜合傳動裝置頂面軸承處）的振動量級最大，為58g.由圖4可見，x通道方向上的振動能量從風扇頂面軸承處，依次經過輸出端箱體螺栓、油濾、底部加熱板等，傳遞到綜合傳動裝置弧面加強筋旁邊。由圖5可見，y通道方向上的振動能量從輸入端軸承座處，依次經過輸出左端端面、風扇頂面軸承、控制盒等，傳遞到綜合傳動裝置弧面加強筋旁邊。由圖6可見，z通道方向上的振動能量從風扇頂面軸承處，大量衰減，經過綜合傳動裝置底部，傳遞到綜合傳動裝置弧面加強筋旁邊。

圖5　臺架振動試驗不同測點y通道振動能量RMS圖（轉速2 300 r/min）Fig.5 RMS diagram of vibration energies of channel y at different measuring points（rotating speed：2 300 r/min）

圖6　臺架振動試驗不同測點z通道振動能量RMS圖（轉速2 300 r/min）Fig.6 RMS diagram of vibration energies of channel z at different measuring points（rotating speed：2 300 r/min）

圖7為振動試驗測點7振動能量隨速度變化分析圖。

由圖7可見，800 r/min時，測點7的振動能量為0，隨著轉速升高至1 400 r/min，振動能量平緩上升，轉速從1400 r/min升高至1500 r/min時，3個通道的振動能量均出現明顯的上升階段；轉速從1 500 r/min升高至2 100 r/min時，振動能量變化不大；轉速從2 100 r/min升高至2 300 r/min時，3個通道的振動能量再次出現明顯上升，轉速從2 300 r/min升高至2 500 r/min時，振動能量有下降的趨勢。整體上看，測點7的每個通道的振動能量RMS值都是隨著轉速的升高呈增長趨勢；另外，可發現測點7的每個通道在1 500 r/min（即開始加負載時）及2 300 r/min時振動能量RMS值呈先上升后下降的趨勢。

圖7　第1次振動試驗時測點7振動能量與轉速的關系Fig.7 Relationship between vibration energy and rotating speed at measuring point 7 in the first vibration test

圖8　第1次振動試驗測點7頻譜、包絡和倒頻譜圖Fig.8 Frequency spectrum，envelope and cepstrum of measuring point 7 in the first vibration test

3.2箱體振動特征與內部激勵的映射關系識別

圖8為第1次振動試驗測點7頻譜、包絡和倒頻譜圖。從測點7的頻譜中可以發現，特征成分主要分布在1 853 Hz和3 706 Hz處，對照某型綜合傳動裝置激勵頻率和軸頻發現，3檔液力、2 300 r/min工況下，1 853 Hz與第1級定軸齒輪嚙合頻率（1 846 Hz）相近，3 706 Hz為1 853 Hz的2倍頻。1 853 Hz附近100 Hz的包絡圖中較明顯的頻率成分主要集中在41.21 Hz、54.49 Hz和82.32 Hz處，其中：41.21 Hz占主要成分，對照某型綜合傳動裝置激勵頻率和軸頻發現，3檔液力、2 300 r/min工況下，41.21 Hz與一級定軸（41.02 Hz）相近，54.49 Hz與二級定軸（54.43 Hz）相近。在倒頻譜中同樣也發現主要調制成分的是41.2 Hz和20.6 Hz，這與包絡圖的分析基本吻合。從圖8分析可得知，引起綜合傳動裝置箱體較大振動的內部激勵主要是第1級定軸齒輪嚙合激勵和輸入軸轉軸激勵、第2級輸入軸轉軸激勵。

圖9為第1次振動試驗測點7譜平均圖及放大圖。由圖9（a）可見，在1 853 Hz及其倍頻處振動幅值有明顯的山峰狀凸起，另外較明顯的一部分凸起為2262 Hz，與頻譜分析結果相似，1853 Hz對應了某型綜合傳動裝置的第1級定軸齒輪嚙合頻率（1 846 Hz），2 262 Hz對應泵組傳動路第3級定軸齒輪嚙合頻率以及風扇傳動路齒輪嚙合頻率（2 262 Hz）。由圖9（b）可見，1 850 Hz處fmesh點劃線代表嚙合頻率，fmesh點劃線兩邊最近的1點劃線代表間隔為41.21 Hz（對應某型綜合傳動裝置的一級定軸）及其倍頻的邊帶，同等距離的2點、3點、4點劃線頂部數字代表倍數，fmesh點劃線兩邊第2個標號為1的點劃線代表間隔為54.49 Hz（對應綜合傳動裝置的二級定軸）及其倍頻的邊帶，同等距離的2、3虛線頂部數字代表倍數。通過對照可以發現，邊頻為41.21 Hz的1倍頻、2倍頻、3倍頻和4倍頻均較明顯，其中最明顯的為1倍頻；邊頻為54.49 Hz的1倍頻、2倍頻和3倍頻均較明顯，其中最明顯的為1倍頻。

圖9　第一次振動試驗測點7譜平均圖及放大圖Fig.9 Average spectrum and enlarged view of measuring point 7 in the first vibration test

通過譜平均分析發現，該綜合傳動裝置的振動激勵源主要分布在裝置第1級定軸齒輪和輸入軸、第2級輸入軸、第3級輸入軸、第4級輸入軸、泵組傳動鏈路的第3級定軸齒輪和風扇傳動鏈路的定軸齒輪。振動激勵源的位置隨響應頻率不同而變化，對于復雜的綜合傳動裝置來說，這主要是由裝置自身的結構屬性決定的，同時說明不同箱體結構表面對不同頻率振動的響應水平是不同的。

因此在控制振動及優化模型設計時，只要確定了要控制的振動優勢頻率，就可以確定振動激勵源的具體位置，針對振動激勵源具體位置，進行局部結構的拓撲優化分析和動力學分析，依據分析結果，改進綜合傳動裝置結構，增加局部結構剛強度和疲勞壽命。

4 結論

論文提出了多測點與多工況的綜合傳動裝置箱體臺架振動測試，獲取了某型綜合傳動裝置箱體臺架振動試驗數據，通過信號耦合分析方法，研究了綜合傳動裝置內部激勵與箱體振動特征之間的映射關系，并對二者的映射關系進行了識別。研究結果顯示：

1）通過試驗驗證，多測點與多工況的綜合傳動裝置箱體臺架振動測試和信號耦合分析方法對多源激勵下的振源識別是有效的。

2）試驗研究分析方法不僅能獲取綜合傳動裝置內部激勵與箱體振動特征之間的映射關系，而且通過試驗結果與裝置內部激勵頻率的對比分析，可以對綜合傳動裝置振動激勵源進行有效識別。

3）針對振動激勵源具體位置，進行局部結構的拓撲優化分析和動力學分析，依據分析結果，改進綜合傳動裝置結構，增加局部結構剛強度和疲勞壽命。

（References）

［1］ 王建軍，李潤方.齒輪系統動力學的理論體系［J］.中國機械工程，1998，12（12）：55-58. WANG Jian-jun，LI Run-fang.The theoretical system of the gear vibration theory［J］.China Mechanical Engineering，1998，12（12）：55-58.（in Chinese）

［2］ 張喜清.軍用車輛變速箱箱體動態特性及結構優化研究［D］.北京：北京理工大學，2010. ZHANG Xi-qing.Research on the optimization of dynamic behaviours and structure of military gearbox housing［D］.Beijing：Beijing Institute of Technology，2010.（in Chinese）

［3］ 吳三靈.實用振動測試技術［M］.北京：兵器工業出版社，1993. WU San-ling.Practical vibration test technology［M］.Beijing：Ordnance Industry Press，1993.（in Chinese）

［4］ 劉輝，張喜清，項昌樂.多源動態激勵下變速箱箱體結構的動態響應分析［J］.兵工學報，2011，32（2）：129-135. LIU Hui，ZHANG Xi-qing，XIANG Chang-le.Dynamic response analysis of gearbox housing under multi-sourcew dynamic excitation ［J］.Acta Armamentarii，2011，32（2）：129-135.（in Chinese）

［5］ 張喜清，項昌樂，劉輝，等.基于預試驗分析的復雜箱體結構試驗模態研究［J］.振動與沖擊，2011，30（4）：109-112. ZHANG Xi-qing，XIANG Chang-le，LIU Hui，et al.Modal testing study on a complicated housing structure based on pre-test analysis［J］.Journal of Vibration and Shock，2011，30（4）：109-112.（in Chinese）

［6］ 范興超，紀國宜.基于希爾伯特變換結構模態參數識別［J］.噪聲與振動控制，2014，34（3）：52-56. FAN Xing-chao，JI Guo-yi.Modal parameter identification of structures based on Hilbert transform［J］.Noise and Vibration Control，2014，34（3）：52-56.（in Chinese）

［7］ 吳炳勝，劉英姣.基于HHT變換和改進LMS算法的軸承故障診斷［J］.煤炭技術，2015，34（3）：230-232. WU Bing-sheng，LIU Ying-jiao.Bearing fault diagnosis based on HHT transform and improved LMS algorithm［J］.Coal Technology，2015，34（3）：230-232.（in Chinese）

［8］ Yang J N，Lei Y，Lin S，et al.Hilbert-Huang based approach for structural damage detection［J］.Journal of Engineering Mechanics，2004，130（1）：85-95.

Experimental Study of Internal Excitation and Vibration of an Integrated Transmission Device

ZHANG Xiao-ping1，WANG Yu-lin2，DU Ming-gang1，YANG Yang1
（1.China North Vehicle Research Institute，Beijing 100072，China；2.Ordnance Science and Research Academy of China，Beijing 100089，China）

The life and reliability of integrated transmission device may be significantly affected by the vibration，harshness and quality of the device.The relationship between the internal excitation and vibration of the device is one of the important research works.An experimental scheme is presented to obtain the relationship between the internal excitation and vibrations of an integrated transmission device.A coupling signal analysis method is also proposed to investigate the signals from the multiple measurement points and experimental conditions.The relationship between the internal excitation and vibration of the device is obtained based on the proposed experimental method，which can provide some guidance for the structure optimization of the device.The results show that the experimental analysis method can be used to not only determine the vibration source location of the integrated transmission device，but also find the dominant frequency which should be controled，which can provide some guidance for the structure optimization of the device.

ordnance science and technology；internal excitation；vibration acceleration；bench experiment；integrated transmission device

TJ811

A

1000-1093（2016）03-0535-06

10.3969/j.issn.1000-1093.2016.03.020

2015-11-09

國防科技工業局基礎產品創新科研項目（VTDP-3104）

張曉萍（1989—），女，碩士研究生。E-mail：zhangxiaoping156@163.com；王玉林（1960—），男，研究員。