困油壓力對裝載機變速器的噪聲傳播影響分析

陸亞龍 任春吉 張錫飛

（中鐵二局集團新運工程有限公司，四川 成都 610036）

山推牌某型號的裝載機在渝昆高速鐵路YKCYZQ-2 標工程中作為運輸砂石、清理障礙的主要設備，其變速器為液力行星齒輪式，動力來源為四沖程六缸柴油機，經液力變矩器將動力傳至變速器[1]。對于外嚙合齒輪泵而言，常會有部分的油液無法與吸油腔、壓油腔相通，形成封閉小油腔，造成不斷的壓力沖擊，即困油壓力[2]。

本文基于裝載機的齒輪系統動力傳遞路線，以液力變矩器為基本分析點，建立變矩器動力學模型，并考慮困油面積變化產生的困油壓力，得到傳播噪聲的內部影響分析結果。

1 液力變矩器激勵分析

某型號裝載機外形如圖1 所示，且在本次研究分析其在前進檔位時的工況。

圖1 裝載機外形

圖2 給出的是變矩器的傳動簡圖，由泵輪(P)、導輪(G)和兩個渦輪(T1、T2)構成。在此對液力變矩器進行簡化，借助彈簧阻尼器模擬液體的作用，建立如圖3 所示液力變矩器動力學模型，變矩器阻尼按照粘性阻尼處理[3]。

圖2 行星變速器齒輪系統簡圖

圖3 液力變矩器動力學模型

液力變矩器的損失功率按照液力變矩器阻尼力矩所做的功來處理，則液力變矩器阻尼力矩以及一個周期內的損失功率可表示為：

式中，MC、WS分別表示阻尼力矩和損失功率；PP、PT分別為泵輪輸入功率和渦輪輸出功率，TP表示泵輪轉動周期；θP表示泵輪扭振角位移，θT表示渦輪扭振角位移；iS表示泵輪與渦輪轉速比。發動機是引起裝載機液力變矩器傳動系統扭振的主要原因[4]，將發動機激勵按照傅里葉級數展開后，可以將第r 階簡諧激勵下扭振角位移表示為:

式中Ar、Br分別為泵輪第r 諧次激勵下響應的正弦項和余弦項的扭振幅值；Cr、Dr分別為渦輪第r 諧次激勵下響應的正弦項和余弦項的扭振幅值。

擬合得到的液力變矩器阻尼表達式為：

圖4 給出液力變矩器等效剛度和等效阻尼。裝載機位于前進工況時，不考慮負載轉矩的波動，傳動比為i=0.69，變矩器的等效剛度和等效阻尼分別為1.998kN·m/rad、0.061kN·m·s/rad。

圖4 液力變矩器的等效剛度和等效阻尼

2 困油壓力分析

圖5 給出了困油面積（定義從動輪困住油液的兩個齒分別為a 和b）Sab隨主動輪轉動角度的變化規律。隨著齒輪轉動，困油面積減小后逐漸增大。綜合看來，在一個困油周期內，主動輪的齒頂正對從動輪齒槽時困油面積最小。

圖5 困油面積變化

困油區域壓力具有一定的周期性，其變化可以表示為

式中，△P、△V、△t 分別為某一時刻的困油區域相對于初始測試位置的困油壓力、體積及時變量；K 為液壓油彈性模量；V0為初始困油體積；Q 為卸荷槽處的流量，簡化模型下取Q=0。

圖6 給出了困油壓力Pab的變化規律，困油區域在一個周期內逐漸接近困油最小的位置，困油壓力逐漸達到峰值后持續降低，基本呈對稱曲線分布。困油面積的提取，可以在有限元軟件中建立好模型后使用“面提取”命令得到[5]。

圖6 困油壓力變化

3 裝載機變速器噪聲求解

變速器噪聲的求解，主要是結合液力變矩器的等效剛度、阻尼以及分析得到的困油壓力作為傳動系統的外部激勵源，在彎-扭耦合動力學模型中作為輸出項，即可得到振動響應結果。

隨后，利用ANSYS 軟件附屬聲學SYSNOISE 平臺軟件上對變速器邊界元進行求解。圖7 給出了變速器殼體部分頻率段的表面聲壓云圖。

圖7 表面聲壓云圖

變速器殼體表面聲壓的最大值出現在1000Hz 頻段，在此頻段主要是嚙合頻率持續產生影響；殼體表面聲壓最大值出現在軸承座附近和殼體頂部，此處主要受到困油壓力的沖擊，從圖上可以看出最大分貝為121.7dB，若采用A 計權得到的空氣噪聲強度可以達到95dB 左右。

4 結論

4.1 液力變矩器的損失功率按照液力變矩器阻尼力矩所做的功來處理，得到阻尼力矩以及一個周期內的損失功率，得到液力變矩器等效剛度和等效阻尼用作動力學計算。

4.2 受到困油壓力的影響以后，裝載機變速器表面聲壓最大值為121.7dB，若采用A 計權得到的空氣噪聲強度可以達到95dB 左右，因此可以根據最大值的部位對應考慮泄油口。