近年來隨著房地產(chǎn)及國家基礎(chǔ)建設(shè)投資的增大，工程機械行業(yè)不論從行業(yè)規(guī)模上，還是從技術(shù)上均發(fā)展迅速。工程機械工作裝置傳動系統(tǒng)大部分是通過連接液壓油泵產(chǎn)生高壓液壓油來驅(qū)動執(zhí)行機構(gòu)工作的。液壓系統(tǒng)具備可承載載荷大，持續(xù)換向的特點，因此在液壓系統(tǒng)工作時，其對傳動系統(tǒng)帶來了波動的負載載荷。在針對變速箱敲齒異響故障診斷分析時，也存在著不同的情況。
雷勇敢等針對驅(qū)動電機與變速箱的傳動系統(tǒng)敲齒異響展開了分析，指出 2 檔變速箱在 1 擋掛擋工況下2擋空套齒輪的敲擊噪聲最大;并研究合理增大阻滯力矩可以降低敲擊噪聲，存在一個可以將齒輪敲擊噪聲降到最小的阻滯力矩，同時也使傳動損耗達到最小。
萬里翔等以變速器輸入軸的角加速度值為評價指標，研究模型參數(shù)變化對傳動系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動的影響。結(jié)果表明，增大飛輪側(cè)轉(zhuǎn)動慣量和離合器阻尼轉(zhuǎn)矩、合理地調(diào)節(jié)離合器剛度可以衰減變速器輸入軸角加速度幅值，抑制非承載齒輪副敲擊現(xiàn)象。
劉雪萊等建立了車輛怠速工況下的4自由度模型，通過調(diào)整離合器扭轉(zhuǎn)減振器的1級剛度和1級剛度扭轉(zhuǎn)角度，優(yōu)化了某問題車輛的怠速敲齒現(xiàn)象。文獻基于離合器輸入、輸出轉(zhuǎn)速的波動，建立出以離合器的振動衰減率最大為優(yōu)化目標的3 自由度非線性動力學優(yōu)化模型，改善了某問題車輛的加速異響現(xiàn)象。
陳達亮等針對某前置后驅(qū)車型變速器齒輪敲擊異響問題，分析并確認其傳動系扭振特性匹配不當與變速器齒輪敲擊異響間的較強相關(guān)性，通過減小離合器主減振剛度以及增大半軸剛度等方式可有效抑制此類異響問題。
丁康等建立變速器的剛?cè)狁詈隙囿w動力學模型，分析了變速器齒輪系統(tǒng)敲擊的產(chǎn)生條件并給出敲擊時間歷程與各影響因素的理論表達式。研究指出敲擊強度除了隨空套齒輪與傳動軸之間的阻尼系數(shù)增大而減小外，幾乎都與輸入轉(zhuǎn)速波動、齒比、空套齒輪轉(zhuǎn)動慣量及輸入轉(zhuǎn)速成正比例關(guān)系直線上升，但是負載扭矩的變化對空套齒輪敲擊影響不大。
鄧慶斌等針對變速器齒輪敲擊噪聲問題，從齒輪敲擊的發(fā)生機理、數(shù)學模型的求解方法、齒輪敲擊解決途徑3個方面論述汽車變速器齒輪敲擊噪聲問題的研究內(nèi)容及方法。采用定性研究方法，確定整車相關(guān)參數(shù)對齒輪敲擊問題的靈敏度，為解決汽車變速器齒輪敲擊問題提供了參考依據(jù)。
從以上文獻看出，變速箱產(chǎn)生敲齒異響，是由于變速箱非傳動齒輪組發(fā)生齒面敲擊，而其原因是在輸入端，如柴油發(fā)動機或電動機存在轉(zhuǎn)速波動，或者離合器或扭轉(zhuǎn)減振器參數(shù)匹配不合理導致的，一般可以通過控制輸入扭矩波動、控制傳動系統(tǒng)扭振模態(tài)和優(yōu)化齒輪設(shè)計3種手段來控制敲齒現(xiàn)象。
本文針對某工程機械發(fā)生變速箱異響的售后故障，通過實車測試、診斷與分析、驗證，將變速箱異響診斷為敲齒異響，并指出負載端產(chǎn)生過大的扭轉(zhuǎn)激勵是變速箱異響的原因，為變速箱敲齒異響的診斷提供了新的案例，具有指導意義。
一、傳動系統(tǒng)組成與主要技術(shù)參數(shù)
傳動系統(tǒng)的組成
工程機械的傳動系統(tǒng)，除了需要將扭矩傳遞到輪胎提供行駛動力外，還需要將扭矩傳遞到液壓系統(tǒng)，即驅(qū)動液壓油泵提供高壓液壓油，行駛和液壓驅(qū)動通過分動箱進行動力的切換，傳動系統(tǒng)框圖如圖1 所示。行駛鏈的傳動系統(tǒng)包括發(fā)動機、變速箱、前傳動軸、分動箱、后傳動軸，至輪胎;液壓驅(qū)動鏈包括發(fā)動機、變速箱、前傳動軸、分動箱，至油泵。
油泵根據(jù)車型需要，配置有 2 個主工作油泵，2 個輔助油泵;輔助油泵為攪拌和換向用途。主工作油泵采用柱塞泵，工作原理為柱塞在旋轉(zhuǎn)斜盤的帶動下軸向運動驅(qū)動油液運動;輔助油泵采用齒輪泵，工作原理為兩嚙合齒輪旋轉(zhuǎn)驅(qū)動油液運動，如圖 2 所示。
主要技術(shù)參數(shù)
發(fā)動機為直列6缸柴油發(fā)動機，最大功率為315 kW，最大扭矩為 2 100 N?m，經(jīng)濟運行轉(zhuǎn)速區(qū)間為 1 000～1 400 r/min;變速箱為16個前進檔的自動換檔變速箱，速比范圍為11.7～0.69;匹配單片干式離合器。當工作在液壓驅(qū)動模式下時，系統(tǒng)控制變速箱工作在1:1的速比檔位，即輸入分動箱的轉(zhuǎn)速與發(fā)動機的轉(zhuǎn)速相同。分動箱的液壓驅(qū)動檔位速比為 0.767。
主工作油泵單個排量為190 mL/r;2個輔助油泵排量分別為57、33 mL/r。
二、故障診斷與分析
故障現(xiàn)象
某工程機械，工作時間約 12 個月，反饋出現(xiàn)偶發(fā)的可自行消除的嚴重異響，初步判斷異響位置在變速箱處。后續(xù)在 3 個月左右時間內(nèi)，陸續(xù)反饋有幾起其他地區(qū)的設(shè)備也有類似異響案例。
經(jīng)現(xiàn)場考察及初步測試，基本判斷異響出現(xiàn)在變速箱處，表現(xiàn)為“噠噠”的聲音，是一種敲擊振動所產(chǎn)生的異響。如圖 3 所示，為異響時采集得到的彩圖，如圖顯示幅值最大的頻率為0 Hz，即變速箱發(fā)生了撞擊。
統(tǒng)計發(fā)生異響時的工況參數(shù)為：發(fā)動機轉(zhuǎn)速位于1 200～1 300 r/min區(qū)間，主油泵排量50 %左右，偶發(fā)的異響均與輔助油泵換向工作同步，并未發(fā)現(xiàn)有在輔助油泵換向工作過程中突發(fā)異響的情況。
傳動系統(tǒng)未發(fā)生功能性損壞而發(fā)生變速箱的間歇性異響，與系統(tǒng)輸入或傳遞的扭矩關(guān)系較大，如發(fā)動機發(fā)生扭矩波動，離合器傳遞的扭矩發(fā)生波動，變速箱自身對系統(tǒng)的輸入扭矩發(fā)生較大變化，以及油泵的阻力矩存在波動等相關(guān)。另外，經(jīng)過現(xiàn)場查看，發(fā)生異響時變速箱懸置主動端發(fā)生了肉眼可見的橫向抖動現(xiàn)象。因此，變速箱發(fā)生異響，初步判斷為傳動系統(tǒng)發(fā)生較大的扭矩波動導致變速箱產(chǎn)生敲齒異響，或者動力總成懸置發(fā)生了損壞，隔振失效導致動力總成懸置主動端與被動端碰撞產(chǎn)生異響。即變速箱異響的可能原因整理如圖4所示。
發(fā)動機售后服務工程師讀取發(fā)動機工況信息，正常工況下與異響發(fā)生時發(fā)動機轉(zhuǎn)速及扭矩波動均未發(fā)生較大變化，確定發(fā)動機正常。
采用臨時改變動力總成懸置橫向剛度的措施來驗證是否存在懸置損壞而導致碰撞的情況，如圖 5 所示為改變懸置剛度而臨時塞入的橡膠塊。塞入橡膠塊后異響仍然偶發(fā)，因此排除該種故障原因。
轉(zhuǎn)速與振動信號采集分析
通過檢測和驗證，排除了發(fā)動機和懸置故障，將變速箱嚴重異響定性為敲齒異響，即傳動系統(tǒng)發(fā)生較大的扭轉(zhuǎn)波動導致變速箱空套齒輪敲齒。傳動系統(tǒng)發(fā)生較大的扭矩波動導致變速箱發(fā)生敲齒異響，可能原因為發(fā)動機端的輸入扭矩波動大，或傳動系統(tǒng)參數(shù)發(fā)生了變化而導致系統(tǒng)發(fā)生扭轉(zhuǎn)振動，或者負載端負載變化大而導致系統(tǒng)發(fā)生扭轉(zhuǎn)波動。已通過發(fā)動機檢測診斷了發(fā)動機端輸入正常，進一步針對系統(tǒng)與負載端的參數(shù)進行詳細的測試。
采用LMS數(shù)采系統(tǒng)和加速度傳感器，結(jié)合動力總成自帶的轉(zhuǎn)速傳感器，針對變速箱發(fā)生異響和正常兩種工況進行信號采集與分析。如圖6所示，左邊紅黑線為從動力總成自帶的轉(zhuǎn)速傳感器接出的電流信號，右邊藍色線為加速度傳感器的信號線。測試得到了發(fā)動機飛輪端和變速箱端的轉(zhuǎn)速信號，如圖7所示。
由圖7可以看出，在正常工況下，發(fā)動機轉(zhuǎn)速波動小于10 r/min，變速箱轉(zhuǎn)速波動小于15 r/min，均在可接受范圍內(nèi)，轉(zhuǎn)速曲線見圖 7(a);在異響工況下，發(fā)動機轉(zhuǎn)速波動小于100 r/min，頻率約為7.8 Hz;變速箱端轉(zhuǎn)速波動達到了240 r/min，頻率約為13 Hz，如圖7(b)所示。其中變速箱端在異響工況下的轉(zhuǎn)速波動超過了傳動系統(tǒng) 150 r/min 轉(zhuǎn)速波動的可接受范圍。
測試得到的變速箱和主油泵上的振動加速度信號，如圖8所示，可以看出異響工況下的變速箱和油泵端的振動加速度信號也存在異常。0～25 s 為采集時間段，15～24 s 內(nèi)變速箱發(fā)生異響。由振動加速度有效值彩圖可以看出，在變速箱正常和異響工況下，變速箱上均有約 65 和 130 Hz 的較大幅值振動，該頻率為6缸發(fā)動機的點火頻率;異響發(fā)生時，即在15～24 s內(nèi)，變速箱處發(fā)生頻率約13 Hz的較大幅值振動，而異響消除后13 Hz的振動幅值不明顯，如圖8(a)所示;同時，主油泵端的振動加速度信號也顯示油泵在異響時發(fā)生了頻率為 13 Hz 左右的擾動，如圖8(b)所示。
至此，可以判斷變速箱發(fā)生了空套齒輪的敲齒異響，特征頻率為13 Hz，所得數(shù)據(jù)進一步排除了發(fā)動機作為激勵輸入扭矩波動的可能性，同時油泵端出現(xiàn)了 13 Hz 的擾動特征頻率，結(jié)合變速箱異響與輔助油泵換向同步的統(tǒng)計現(xiàn)象，繼續(xù)開展了液壓系統(tǒng)壓力測試。
振動與液壓信號采集分析
結(jié)合變速箱加速度和主油泵、輔助油泵換向壓力信號進行實車測試，變速箱加速度信號用于記錄并表征異響特征，壓力信號用于判別油泵激勵頻率。工作工況仍為發(fā)動機控制轉(zhuǎn)速 1 200～1 300 r/min 區(qū)間，主油泵排量 50 %。經(jīng)測試，異響時變速箱的異響特征頻率仍然為13 Hz。測試得到的壓力頻域信號見圖9。
由圖9(a)可知，在正常工況下，主油泵和輔助油泵壓力均未出現(xiàn)頻率為 13 Hz 的峰值;在異響工況時，主油泵和輔助油泵均出現(xiàn)了 13 Hz 的峰值及其倍頻。
故障診斷與驗證
主油泵為活塞數(shù)量為 8 的柱塞泵，輔助油泵為齒數(shù)為13的齒輪泵，兩者采用通軸傳動。當發(fā)動機轉(zhuǎn)速為 1 200 r/min 時，通過變速箱 1:1 和分動箱 0.767 的速比傳動后，油泵輸入軸的轉(zhuǎn)速為 1 564.5 r/min，頻率為26.1 Hz。由于某種故障原因，輔助油泵產(chǎn)生了 0.5 諧次，即頻率為 13 Hz 左右的扭轉(zhuǎn)激勵，激起了傳動系統(tǒng)產(chǎn)生較大的扭轉(zhuǎn)位移，該位移超過了變速箱空套齒輪的間隙，導致變速箱發(fā)生敲齒異響。
由以上診斷可以看出，要消除變速箱異響，有兩種解決方案，一是消除激勵，即消除輔助油泵產(chǎn)生的13 Hz扭轉(zhuǎn)激勵;二是減小傳動系統(tǒng)的扭轉(zhuǎn)位移，使得該扭轉(zhuǎn)位移小于變速箱空套齒輪的間隙。
根據(jù)以上方案分別針對兩臺機械進行了驗證，一臺通過加裝液壓系統(tǒng)蓄能器，來緩沖液壓系統(tǒng)產(chǎn)生的波動峰值，最終配合轉(zhuǎn)速區(qū)間規(guī)避，即規(guī)避 1 200～1 300 r/min發(fā)動機轉(zhuǎn)速區(qū)間的方法消除了變速箱異響;二是通過更換另一品牌的輔助油泵，從根源上消除負載扭轉(zhuǎn)激勵來消除異響，更換前后的輔助油泵的參數(shù)見表1。
措施實施后，進行了相關(guān)測試，變速箱振動彩圖如圖 10 所示。可以看出，13 Hz 左右的異常振動消失。并進行了為期半個月的售后跟蹤，現(xiàn)場跟蹤及客戶反饋變速箱異響未再發(fā)生，問題得到解決。
三、結(jié)語
(1)通過振動和轉(zhuǎn)速信號測試，排除了發(fā)動機轉(zhuǎn)速波動是變速箱敲齒異響的原因;異響時的振動加速度特征頻率為13 Hz。
(2)結(jié)合振動和液壓系統(tǒng)壓力測試，發(fā)現(xiàn)異響時液壓系統(tǒng)產(chǎn)生了約13 Hz及其倍頻的峰值壓力。
(3)結(jié)合異響工況時的發(fā)動機轉(zhuǎn)速及系統(tǒng)傳動速比，以及輔助油泵的齒數(shù)，判斷由于液壓輔助油泵發(fā)生了故障，產(chǎn)生了大幅值的0.5諧次的壓力，使得傳動系統(tǒng)產(chǎn)生了該頻率下的較大扭轉(zhuǎn)位移，該位移超過了變速箱空套齒輪的間隙，從而發(fā)生了敲齒異響;通過加裝液壓緩沖蓄能器或更換不同品牌的輔助油泵兩種方案的實車驗證解決異響故障證明了診斷的有效性。
(4)輔助油泵在未發(fā)生功能性損壞的情況下，產(chǎn)生0.5諧次的波動壓力的原因未知，將在后續(xù)的研究工作中尋找答案。
參考文獻略.