張曉萍，　楊　陽，　邊驥軒，　趙臘月

(中國北方車輛研究所車輛傳動重點實驗室，北京 100072 )

?

綜合傳動箱體臺架振動加速度試驗的信號分析研究

張曉萍，楊陽，邊驥軒，趙臘月

(中國北方車輛研究所車輛傳動重點實驗室，北京 100072 )

采用加速度傳感器、試驗分析軟件等裝置，開展某型綜合傳動箱體的臺架振動加速度試驗，目的是獲得該綜合傳動箱箱體受振動影響最大的位置及其相應(yīng)的振動加速度和激勵頻率，從而優(yōu)化設(shè)計綜合傳動箱箱體.采用數(shù)字信號處理方法，通過對不同測點但工況相同、相同測點但工況不同的試驗數(shù)據(jù)進行對比分析，結(jié)果表明：綜合傳動裝置振動能量最大位置點為對應(yīng)綜合傳動箱體軸承的箱體頂面(測點5)，其轉(zhuǎn)速值為2 300 r/min，引起較大振動的嚙合激勵頻率為1 853 Hz、轉(zhuǎn)軸激勵頻率為41.21 Hz.據(jù)此可確定綜合傳動裝置優(yōu)化設(shè)計的方向.

綜合傳動箱體；振動加速度；激勵頻率

綜合傳動裝置是多功率流、多自由度、多工況的復(fù)雜系統(tǒng)，在實際工作過程中，由綜合傳動裝置振動引起的結(jié)構(gòu)變形、機械故障等情況時有發(fā)生.綜合傳動裝置的振動主要有齒輪嚙合激勵振動和轉(zhuǎn)軸激勵振動，振動信號的主要成分是嚙合頻率、轉(zhuǎn)軸頻率及其諧波分量，因此振動信號的分析對研究綜合傳動裝置的振動具有重要作用.

在傳統(tǒng)的振動信號分析處理中，時域和頻域是表征信號的兩種主要方式.它的不足之處在于它是在整體上將信號分解為不同的頻率分量，缺乏局域性信息.目前一些常用于民用產(chǎn)品故障檢測中的信號處理方法，被應(yīng)用于齒輪箱的故障診斷，如小波變換[1]、短時傅里葉變換[2]、Wigner-Ville分布[3]等時頻分布方法，還有基于自適應(yīng)提升的小波包方法、基于二元樹復(fù)小波變換的自適應(yīng)算法[4]、基于循環(huán)平穩(wěn)解調(diào)的方法[5]、基于混沌振子的方法[6]，以及獨立分量分析方法和盲源分離方法[7]、復(fù)平移Morlet小波方法[8]、包絡(luò)解調(diào)分析方法[9]等等.本研究中的綜合傳動裝置箱體振動加速度信號處理，采用的是時域統(tǒng)計分析和頻域特征分析方法，這兩種分析方法描述了波形振動能量大小的RMS值，也描述了波形振動沖擊大小的峭度、裕度值、頻譜、功率譜以及解決幅值調(diào)制和相位調(diào)制的包絡(luò)譜.

1　臺架試驗

臺架試驗方案如圖1所示.試驗選擇的測點位置如圖2和表1所示[7].坐標(biāo)定義：從傳動箱到輸入端為正x方向，垂直向上為正y方向，從左側(cè)輸出端到右側(cè)輸出端為正z方向.

圖1　試驗臺布置圖

臺架振動試驗選擇典型工況(綜合傳動裝置擋位3閉鎖工況，以下簡稱3擋閉鎖工況)作為測量工況，發(fā)動機轉(zhuǎn)速分別為800 r/min、1 200r/min、1 400 r/min、1 500 r/min、1 700 r/min、1 900 r/min、2 100r/min、2 300 r/min和2 500 r/min，當(dāng)轉(zhuǎn)速升高到1 500 r/min時，開始加載50%，該工況下，每個擋位采用連續(xù)采集方式進行數(shù)據(jù)采集.測試系統(tǒng)主要由加速度傳感器、比利時LMS公司的SCADASⅢ數(shù)據(jù)采集前端設(shè)備、數(shù)據(jù)記錄和Test.lab分析系統(tǒng)組成.臺架振動試驗采樣頻率設(shè)置為10 240 Hz，頻率分辨率為0.25 Hz，每組數(shù)據(jù)采樣時間約20 s.

表1　振動加速度測點布置表

2　試驗結(jié)果

本文選取3擋閉鎖工況時的箱體的振動加速度數(shù)據(jù)進行分析，比較各個發(fā)動機轉(zhuǎn)速下不同測點的振動能量分布和各個測點振動能量隨發(fā)動機轉(zhuǎn)速變化的規(guī)律，從而獲取振動能量最大位置點和轉(zhuǎn)速值.

圖3為3擋閉鎖工況各轉(zhuǎn)速下10個測點振動能量RMS圖.由圖3可看出，測點5(對應(yīng)綜合傳動裝置軸承的箱體頂面)的z方向振動能量最大，測點3(對應(yīng)輸入軸面腹板的箱體前面)的z方向振動能量也比較明顯.

圖4為3擋閉鎖工況下各個測點隨發(fā)動機轉(zhuǎn)速不同的振動能量變化圖.從中可以看出，各測點隨著轉(zhuǎn)速升高呈遞增趨勢.當(dāng)發(fā)動機轉(zhuǎn)速為1 500 r/min與2 300 r/min時均出現(xiàn)了峰值.1 500 r/min出現(xiàn)峰值可能為加載導(dǎo)致，2 300 r/min出現(xiàn)峰值可能是由機械共振所導(dǎo)致.故選取在3擋2 300 r/min下振動較明顯的測點3以及測點5進行分析.

圖3　各轉(zhuǎn)速下不同測點x、y、z方向的振動能量RMS圖

圖4　各測點隨發(fā)動機轉(zhuǎn)速變化的x、y、z方向的振動能量RMS圖

3　振動信號分析

3.1頻譜分析

旋轉(zhuǎn)機械在工作運行過程中,由于轉(zhuǎn)子不對中、不平衡、轉(zhuǎn)軸彎曲等原因,所以會產(chǎn)生機械振動.機械振動信號是由基波和它的諧波等多個頻率的正弦振動疊加而合成的一個復(fù)雜的信號, 一般是一個確定性信號,它振動的位移可用下列關(guān)系式描述:

(1)式中：ωn為頻率；φn為它的初相角；n=1,2,3,4,…,n.

X(t)是一個時域的信號,它含有頻率域的特征.在信號分析時,我們喜歡用它的頻率特征來解決問題,得把X(t)轉(zhuǎn)換為頻域信號,即傅里葉積分.

復(fù)雜振蕩分為振幅不同與頻率不同的諧振蕩，諧振蕩的幅值按頻率排列，其圖形即頻率的分布曲線，也就是頻率譜密度，簡稱為頻譜.頻域信號X(f)可通過時域信號X(t)經(jīng)過傅里葉變換后得到.通過傅里葉變換將時域信號表達為頻域函數(shù),得到信號幅值隨頻率變化的情況.通常,信號的頻域分析相對時域波形分析而言更加直觀和方便.

傅里葉變換(Fourier Transform,縮寫為FT)定義為

(2)

通過傅里葉變換后所得到的測點3和測點5頻譜圖如圖5、圖6所示.由圖5、圖6頻譜分析圖可以看出:齒輪嚙合頻率為1 853 Hz、2 262 Hz和3 706 Hz時的振動特征比較明顯，其中3 706 Hz是1 853 Hz的二倍頻.當(dāng)振動頻率為1 853 Hz時，振動幅值為310 m/s2.

圖5　測點3的頻譜圖

圖6　測點5的頻譜圖

3.2包絡(luò)分析

數(shù)據(jù)包絡(luò)分析是一個對多輸入、多輸出的多個決定頻率的相對有效性評價方法.它將頻帶進行多層次的劃分,對高頻部分進一步細化,并根據(jù)被分析信號的特征,自適應(yīng)地選擇相應(yīng)頻帶,使之與信號頻譜相匹配,從而提高了時-頻分辨率.本研究的包絡(luò)分析針對的是頻譜曲線中振動幅值最大點前后50 Hz范圍，依據(jù)振動幅值前后50 Hz范圍的包絡(luò)分析結(jié)果，從而得到振動幅值最大點對應(yīng)的轉(zhuǎn)軸頻率，最終識別綜合傳動裝置引起振動強烈的激勵頻率.

圖7、圖8均是1 853 Hz前后50 Hz范圍內(nèi)的包絡(luò)圖.由圖可知:振動特征較明顯的轉(zhuǎn)軸激勵頻率成分主要集中在38.28 Hz、41.21 Hz、54.49 Hz和76.66 Hz處，其中41.21 Hz和76.66 Hz占主要成分，76.66 Hz是38.28 Hz的二倍頻.

圖7　測點3的包絡(luò)圖

圖8　測點5的包絡(luò)圖

3.3倒頻譜分析

綜合傳動裝置振動的頻譜主要表現(xiàn)為嚙合頻率及其諧波的邊頻帶,邊頻帶是由齒輪軸的轉(zhuǎn)頻調(diào)制齒輪軸的嚙合頻率而產(chǎn)生.根據(jù)FFT進行時域-頻域轉(zhuǎn)換的概念,可以再次利用FFT轉(zhuǎn)換將頻譜分析結(jié)果表達到一個新的分析域中,這就是倒頻譜分析的原理倒頻譜分析是對頻域信號取對數(shù)后，再通過傅里葉變換并取平方得到的信號進行處理的方法.倒頻譜函數(shù)表達式為：

C(q)=|F(log(x(f)))|2.

(3)

圖9、圖10為測點3和測點5的倒頻譜圖.圖中顯示引起傳動軸振動的主要調(diào)制頻率是41.2 Hz和20.6 Hz，其中41.2 Hz是20.6 Hz的二倍頻，這與圖7、圖8中測點3、測點5的包絡(luò)圖分析結(jié)果基本吻合，說明振動特征明顯的激勵頻率為41.2 Hz.

圖9　測點3倒頻譜圖

圖10　測點5倒頻譜圖

4　結(jié)　論

從上述數(shù)據(jù)分析中可以得到如下結(jié)果：

1)綜合傳動裝置軸承處的振動能量最大，并且隨著發(fā)動機轉(zhuǎn)速越高，振動能量越大，說明綜合傳動裝置軸承處的結(jié)構(gòu)表面對激勵頻率的響應(yīng)最大，需要采取適當(dāng)?shù)膭偠葍?yōu)化措施.

2)綜合傳動裝置在嚙合激勵頻率為1 853 Hz情況下的振動特征最明顯，振動幅值為310 m/s2，同時在其二倍頻3 706 Hz情況下的振動特征也比

較明顯，并且當(dāng)傳動軸激勵頻率為41.21 Hz和76.66 Hz時振動特征比較明顯，說明需要采取提高或降低一階固有頻率的優(yōu)化措施，以減小綜合傳動裝置的振動.

[1]LI S, JAIN A. Wavelet Transform [M]. Springer US, 2009:1407-1408.

[2]FWeisz. Multiplier Theorems for the Short-Time Fourier Transform[J]. Integral Equations and Operator Theory, 2008, 60(1):133-149.

[3]PCzech. Identification of Leakages in the Inlet System of an Internal Combustion Engine with the Use of Wigner-Ville Transform and RBF Neural Networks[C].//Springer Berlin Heidelberg, 2012:414-422.

[4]CHENZhixin, XU Jinwu, YANG Debin. New Method of Extracting Weak Failure Information in Gearboxby Complex Wavelet Denoising [J].CHINESE JOURNAL OF MECHANICAL ENGINEERING,2008,21(4):87-91.

[5]崔玲麗,高立新,蔡立剛,等.基于循環(huán)平穩(wěn)解調(diào)的齒輪裂紋早期故障診斷研究[J]. 振動工程學(xué)報，2008，21(3):274-278.

[6]Chongsheng Li Q L.A Nonlinear Diagnose is Method of Gear Early Fatigue Crack[C].//IEEE International Conference on Vehicular Electronics and Safety.2005：134-139

[7]李強, 王太勇, 胥永剛.基于混沌和二維近似熵的滾動軸承故障診斷[J]. 振動工程學(xué)報,2007,20(3):268-273.

[8]梁霖，徐光華. 基于自適應(yīng)復(fù)平移morlet小波的軸承包絡(luò)解調(diào)分析方法[J]. 機械工程學(xué)報，2006,42(10):151-155.

[9]陳仲生, 楊擁民, 沈國際. 獨立分量分析在直升機齒輪箱故障早期故障診斷研究[J]. 機械科學(xué)與技術(shù)，2004， 23(4):481-483, 500.

Research on Signal Analysis of Vibration Acceleration Bench ofIntegrated Transmission Box

ZHANG Xiao-ping，YANG Yang，BIAN Ji-xuan，ZHAO La-yue

(Science and Technology on Vehicle Transmission Laboratory, China North Vehicle Research Institute, Beijing 100072, China)

To obtain the most vibration key positions,the vibration acceleration and the excitation frequency of an integrated transmission box, an acceleration sensor, a test software and other means are used to carry out the bench vibration acceleration test of the certain type of integrated transmission box, and optimize the design of the integrated transmission box. Based on digital signal processing methods, the vibration acceleration signal of the integrated transmission box was analyzed by comparing the data collected from different points with the same working conditions to the data collected from the same point with different working conditions. The analysis results show that the vibration key point is the bearing of the transmission box(point 5), the revolution is 2300r/min, and the meshing excitation frequency of the integrated transmission box vibration energy is 1853Hz, the shaft excitation frequency is 41.21Hz. Bosed on those results the optimization design direction of the integrated transmission box is decided.

integrated transmission box；vibration acceleration；excitation frequency

1009-4687(2016)01-0019-05

2015-11-10.

張曉萍(1989-)，女，碩士研究生，研究方向為綜合傳動技術(shù) .

TJ81+0.32

A