孟浩東， 劉春節(jié)， 李舜酩， 徐毅， 孫建中， 陳勇將

(1. 常州工學(xué)院， 江蘇 常州 213002； 2. 南京航空航天大學(xué)， 江蘇 南京 210016；3. 常柴股份有限公司， 江蘇 常州 213002)

?

柴油機(jī)齒輪室總成異響分析與改進(jìn)

孟浩東1,3， 劉春節(jié)1， 李舜酩2， 徐毅3， 孫建中3， 陳勇將1

(1. 常州工學(xué)院， 江蘇 常州 213002； 2. 南京航空航天大學(xué)， 江蘇 南京 210016；3. 常柴股份有限公司， 江蘇 常州 213002)

針對(duì)某叉車柴油機(jī)齒輪室總成在常用工作轉(zhuǎn)速條件下產(chǎn)生異響的實(shí)際問(wèn)題，給出了基于連續(xù)小波變換的譜分析技術(shù)與有限元計(jì)算模態(tài)分析法相結(jié)合的方法對(duì)其異響進(jìn)行分析研究。通過(guò)臺(tái)架試驗(yàn)分析，提取了齒輪室總成異響與其激勵(lì)源響應(yīng)的時(shí)頻相關(guān)特征，找到了引起異響的原因：齒輪室總成固有頻率與柴油機(jī)寬帶激勵(lì)頻率相吻合，產(chǎn)生了結(jié)構(gòu)共振；通過(guò)有限元模型仿真分析，識(shí)別了不同裝配條件下齒輪室總成的固有特性，確定了導(dǎo)致結(jié)構(gòu)系統(tǒng)共振的薄弱環(huán)節(jié)。試驗(yàn)結(jié)果表明，通過(guò)增加齒輪室總成局部結(jié)構(gòu)剛度，提高其固有頻率，能消除齒輪室總成異響。

柴油機(jī)； 齒輪室總成； 異響； 連續(xù)小波； 計(jì)算模態(tài)

柴油機(jī)齒輪室總成裝配于機(jī)體前端承載面上，主要由較大表面積的齒輪室蓋與殼體件齒輪室以及正時(shí)齒輪、噴油泵軸承蓋、緊固螺栓等零件組成，結(jié)構(gòu)十分復(fù)雜。柴油機(jī)燃燒和機(jī)械激勵(lì)源、主要傳遞路徑以及各部件的振動(dòng)響應(yīng)特性直接影響齒輪室總成噪聲的輻射特性。有研究表明[1-3]，正時(shí)齒輪沖擊噪聲是齒輪室總成的主要噪聲源之一；同時(shí)當(dāng)齒輪室蓋結(jié)構(gòu)剛度較差，受激振頻率激發(fā)導(dǎo)致結(jié)構(gòu)共振時(shí)，易產(chǎn)生異響噪聲。

在柴油機(jī)燃燒和機(jī)械激振源的共同作用下，齒輪室總成結(jié)構(gòu)表面產(chǎn)生的振聲信號(hào)隨時(shí)間的變化而變化，基于連續(xù)小波變換的譜分析技術(shù)能有效地從多尺度細(xì)化分析中提取其激勵(lì)響應(yīng)時(shí)變信號(hào)的時(shí)頻特征，與傳統(tǒng)的基于傅里葉變換的頻譜分析法相比，小波譜分析技術(shù)在分析柴油機(jī)非平穩(wěn)信號(hào)方面更具優(yōu)勢(shì)。周斌等采用Morlet小波對(duì)柴油機(jī)活塞敲缸響、活塞銷響的缸體振動(dòng)信號(hào)進(jìn)行能量譜分析，從而實(shí)現(xiàn)了對(duì)柴油機(jī)異響故障的特征提取和診斷[4]；賈繼德通過(guò)利用交叉小波變換與Teager能量算子相結(jié)合的方法，增強(qiáng)了對(duì)柴油機(jī)燃燒的時(shí)頻特征信息提取[5]。

本研究針對(duì)某叉車在常用工作轉(zhuǎn)速條件下柴油機(jī)前端齒輪室總成產(chǎn)生異響的問(wèn)題，采用連續(xù)小波變換的譜分析技術(shù)與有限元計(jì)算模態(tài)分析法相結(jié)合的方法進(jìn)行齒輪室總成異響的識(shí)別分析，發(fā)現(xiàn)齒輪室總成結(jié)構(gòu)共振響應(yīng)導(dǎo)致柴油機(jī)前端異響，在此基礎(chǔ)上分析比較不同裝配條件下齒輪室總成的固有特性，并在識(shí)別其薄弱環(huán)節(jié)基礎(chǔ)上進(jìn)行結(jié)構(gòu)改進(jìn)，消除異響。

1 齒輪室總成異響的試驗(yàn)分析

1.1 基于連續(xù)小波變換的譜分析技術(shù)

設(shè)有限能量信號(hào)x(t)∈L2(R) ，則該信號(hào)基于連續(xù)小波變換的表達(dá)式為

(1)

根據(jù)小波變換可逆性與等距性有下式成立:

(2)

式中：“〈〉”表示內(nèi)積運(yùn)算； CΨ滿足以下條件，

(3)

根據(jù)式(2)，平面(a, b)上的能量密度函數(shù) |Wx(a,b;Ψ)|2/CΨa2給出了尺度間隔為Δa 、時(shí)間間隔為Δb的能量。小波尺度譜的譜圖可定義為SGx(a,b;Ψ)=∫|Wx(a,b;Ψ)|2，作為有恒定相對(duì)帶寬的譜圖，小波尺度譜能有效提取非平穩(wěn)信號(hào)的時(shí)頻特征信息[6-7]。另外，信號(hào)在尺度a上的能量臨界密度譜函數(shù)可定義為

WESx(a)=∫|Wx(a,b;Ψ)|2db。

(4)

式中，WESx(a)為小波能譜。

類似地，可定義兩個(gè)信號(hào)的小波互尺度譜：

(5)

同樣可推導(dǎo)出小波互譜表達(dá)式：

(6)

由小波互尺度譜(小波互譜)不僅可以獲得兩非平穩(wěn)信號(hào)之間的時(shí)頻相關(guān)性，定位反映兩信號(hào)共同能量分布的特征頻率，而且還可以抑制其干擾噪聲[8]。

1.2 柴油機(jī)臺(tái)架試驗(yàn)分析

某叉車匹配直列4缸四沖程自然吸氣水冷柴油機(jī)，在常用轉(zhuǎn)速1 400～2 200 r/min時(shí)，柴油機(jī)前端齒輪室總成產(chǎn)生異響。為了找到引起異響的原因,模擬實(shí)車工況在臺(tái)架條件下進(jìn)行齒輪室總成異響的識(shí)別分析。選取轉(zhuǎn)速1 800 r/min，負(fù)荷28 kW的柴油機(jī)常用工況，進(jìn)行等速工況臺(tái)架試驗(yàn)。將聲學(xué)傳感器布置在距齒輪室總成前端10 cm處，近場(chǎng)測(cè)量其前端的異響信號(hào)，同時(shí)還將振動(dòng)加速度傳感器布置在齒輪室蓋上測(cè)量表面振動(dòng)響應(yīng)信號(hào)。測(cè)點(diǎn)布置見(jiàn)圖1。

圖1 齒輪室總成噪聲與振動(dòng)測(cè)點(diǎn)布置

為得出更符合人耳主觀特性的分析結(jié)果，首先對(duì)齒輪室總成異響信號(hào)進(jìn)行A計(jì)權(quán)系數(shù)預(yù)處理，然后選取與齒輪室振聲信號(hào)形狀相似的cmorl1-2小波分別對(duì)A計(jì)權(quán)異響信號(hào)以及齒輪室蓋表面振動(dòng)響應(yīng)信號(hào)進(jìn)行小波能譜分析，最后采用小波互(尺度)譜提取異響與表面振動(dòng)響應(yīng)信號(hào)的時(shí)頻特征信息，識(shí)別兩者在時(shí)頻空間的相關(guān)特性，結(jié)果見(jiàn)圖2。4缸四沖程柴油機(jī)在轉(zhuǎn)速1 800 r/min時(shí)，0.068 s完成一個(gè)工作周期，其中燃燒爆發(fā)時(shí)間間隔為0.017 s，發(fā)火基頻為60 Hz。

圖2 齒輪室總成異響及其振動(dòng)響應(yīng)信號(hào)的小波譜圖

從圖2可知，小波能譜與互譜反映出了齒輪室總成振動(dòng)響應(yīng)與測(cè)點(diǎn)噪聲在以1 630 Hz左右為中心頻率的1 500～1 700 Hz的頻帶范圍內(nèi)有著共同的主要能量分布區(qū)域，結(jié)合小波互尺度譜，兩者共同能量相對(duì)集中的頻帶呈現(xiàn)明顯的周期瞬態(tài)特性，說(shuō)明兩者在此頻帶區(qū)域有較好的時(shí)頻相關(guān)特性，在整個(gè)時(shí)頻空間呈現(xiàn)周期性和確定性。而在此工況下計(jì)算得到正時(shí)齒輪嚙合沖擊頻率為630 Hz，其嚙合頻率與異響特征頻率成分不對(duì)應(yīng)，因此，齒輪室總成異響不是由齒輪沖擊噪聲引起的。由于人耳對(duì)這一區(qū)間頻率成分比較敏感，異響主要應(yīng)是由柴油機(jī)寬帶激勵(lì)力作用下齒輪室結(jié)構(gòu)振動(dòng)導(dǎo)致的噪聲輻射。

從圖中可以進(jìn)一步看出，相比較傳統(tǒng)的FFT頻譜分析，兩個(gè)信號(hào)基于FFT的互譜不僅無(wú)法獲得兩者的時(shí)頻相關(guān)特性，另外可能受噪聲影響，兩者在特征頻率處的共同能量分布并不十分明顯，尤其是在中心頻率1 630 Hz左右的特征頻率處，信號(hào)中存在諧波成分，兩者的相關(guān)性不強(qiáng)，分析結(jié)果進(jìn)一步說(shuō)明小波譜分析技術(shù)的優(yōu)越性。

最后采用小波能譜分別對(duì)柴油機(jī)常用轉(zhuǎn)速區(qū)間1 400～2 200 r/min中的各個(gè)穩(wěn)定轉(zhuǎn)速工況(間隔為200 r/min)的齒輪室總成異響信號(hào)進(jìn)行識(shí)別分析，各穩(wěn)定工況下的識(shí)別結(jié)果見(jiàn)圖3。

圖3 各轉(zhuǎn)速下齒輪室總成異響信號(hào)的小波能譜

從圖3可知，齒輪室總成異響信號(hào)特征頻率分布在以1 630 Hz左右為中心頻率的1 500～1 700 Hz的頻帶區(qū)間。隨著柴油機(jī)轉(zhuǎn)速的升高，特征頻率基本不發(fā)生變化，分析結(jié)果說(shuō)明齒輪室總成結(jié)構(gòu)產(chǎn)生了聲學(xué)共振，引起了齒輪室總成異響。

綜上所述，齒輪室總成結(jié)構(gòu)振動(dòng)的固有頻率落入了柴油機(jī)常用工作轉(zhuǎn)速對(duì)應(yīng)的激振力頻率區(qū)間，導(dǎo)致了齒輪室總成系統(tǒng)共振，共振體在這一固定頻率范圍內(nèi)產(chǎn)生了異響。

2 齒輪室總成異響的模態(tài)特性分析

2.1 齒輪室總成的有限元仿真模型

根據(jù)裝配叉車齒輪室總成異響識(shí)別試驗(yàn)分析結(jié)果，為了找到導(dǎo)致其結(jié)構(gòu)系統(tǒng)共振的薄弱環(huán)節(jié)，采用有限元計(jì)算模態(tài)分析方法進(jìn)行齒輪室總成結(jié)構(gòu)的固有特性分析。綜合考慮仿真計(jì)算模型規(guī)模與精度等因素，忽略對(duì)齒輪室總成結(jié)構(gòu)振動(dòng)影響不大的傳動(dòng)齒輪系，建立由齒輪室蓋、齒輪室以及噴油泵軸承蓋組成的齒輪室總成動(dòng)力學(xué)仿真計(jì)算模型，其中灰鑄鐵齒輪室蓋、齒輪室與噴油泵軸承蓋均采用精確實(shí)體模型。利用SOLID95單元進(jìn)行齒輪室總成各零件的二階四面體網(wǎng)格劃分，獲得的齒輪室總成有限元模型見(jiàn)圖4。

圖4中采用“黏合”方式模擬實(shí)際螺栓連接來(lái)處理齒輪室蓋、齒輪室以及噴油泵軸承蓋之間連接；采用全約束方式來(lái)處理大剛度機(jī)體結(jié)構(gòu)與齒輪室結(jié)合面。為了與齒輪室總成實(shí)際工作工況模擬相符，進(jìn)行裝配叉車齒輪室總成仿真模型的約束模態(tài)計(jì)算分析。

圖4 裝配叉車齒輪室總成有限元模型

為進(jìn)一步分析裝配叉車齒輪室總成的振動(dòng)特性，找到其薄弱環(huán)節(jié)，按照相同方法建立該機(jī)型基本型齒輪室總成(不裝配叉車)的有限元仿真模型，同樣進(jìn)行約束模態(tài)計(jì)算，分析比較不同裝配條件下齒輪室總成的固有特性。圖5示出基本型齒輪室總成的有限元網(wǎng)格模型。

圖5 基本型齒輪室總成有限元模型

2.2 齒輪室總成的計(jì)算模態(tài)分析

利用ANSYS聯(lián)合求解器，基于子空間迭代法[9]和蘭索斯法[10]聯(lián)合方法，對(duì)不同裝配條件下的齒輪室總成模型進(jìn)行約束模態(tài)求解計(jì)算，獲得齒輪室總成的約束模態(tài)頻率和振型。表1列出了前四階的模態(tài)頻率，第三階模態(tài)振型見(jiàn)圖6。

從裝配叉車齒輪室總成的約束模態(tài)求解結(jié)果分析可知，齒輪室總成的第二階和第三階模態(tài)頻率基本與系統(tǒng)共振頻率區(qū)間1 500～1 700 Hz相吻合，其中尤其是第三階固有頻率1 672 Hz較接近結(jié)構(gòu)主共振點(diǎn)中心頻率，其主振型以右側(cè)液壓油泵軸承座孔(下座孔)與噴油泵軸承座孔(上座孔)附件殼體部分的上下振動(dòng)為主。基本型齒輪室總成約束模態(tài)第三階固有頻率為1 821 Hz，主振型以齒輪室蓋中間(曲軸孔附近)部分的前后鼓形振動(dòng)為主，其振動(dòng)特性與裝配叉車齒輪室總成第四階振動(dòng)特性相似。因此，基本型齒輪室總成不存在聲學(xué)共振頻率，即其固有振動(dòng)頻率不會(huì)落入此共振頻率區(qū)間。

表1 裝配叉車和基本型齒輪室總成的模態(tài)頻率對(duì)比 Hz

圖6 兩種齒輪室總成的第三階約束模態(tài)振型對(duì)比

綜上所述，仿真計(jì)算結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果相吻合，裝配叉車齒輪室總成右側(cè)局部結(jié)構(gòu)是導(dǎo)致其剛度變差而引起結(jié)構(gòu)系統(tǒng)共振的薄弱環(huán)節(jié)。

3 齒輪室總成的改進(jìn)分析及試驗(yàn)驗(yàn)證

根據(jù)上述分析結(jié)果，要消除裝配叉車齒輪室總成在1 400～2 200 r/min轉(zhuǎn)速區(qū)間產(chǎn)生的異響，必須避開(kāi)相應(yīng)的激勵(lì)頻率區(qū)間，即提高齒輪室總成的第二階和第三階約束模態(tài)頻率。因此，需要改進(jìn)齒輪室總成的薄弱結(jié)構(gòu)來(lái)增加其局部剛度，其中改進(jìn)設(shè)計(jì)齒輪室總成右側(cè)懸出機(jī)體之外的結(jié)構(gòu)部分是關(guān)鍵。齒輪室總成改進(jìn)前后的結(jié)構(gòu)見(jiàn)圖7。從圖中可以看出，新結(jié)構(gòu)采用了加強(qiáng)筋設(shè)計(jì)措施，即在液壓油泵軸承座孔殼體與凸臺(tái)部分之間增加了三條連結(jié)加強(qiáng)筋，以提高局部剛度。

圖7 裝配叉車齒輪室總成結(jié)構(gòu)改進(jìn)前后對(duì)比

采用上述聯(lián)合方法對(duì)改進(jìn)后的齒輪室總成模型進(jìn)行約束模態(tài)計(jì)算，結(jié)果如表2所示，其中改進(jìn)后的第三階模態(tài)振型見(jiàn)圖8。

表2 齒輪室總成改進(jìn)前后的模態(tài)頻率 Hz

圖8 齒輪室總成改進(jìn)后的第三階主振型

從圖表中分析可知，對(duì)齒輪室總成右側(cè)區(qū)域薄弱結(jié)構(gòu)進(jìn)行加強(qiáng)筋改進(jìn)設(shè)計(jì)后，齒輪室總成的第二階與第三階固有頻率分別提高了72 Hz和62 Hz左右，尤其是第三階避開(kāi)了柴油機(jī)常用轉(zhuǎn)速對(duì)應(yīng)的激振力頻率區(qū)間，而且其主振型相對(duì)位移變形量也顯著減小。仿真計(jì)算結(jié)果表明：通過(guò)改進(jìn)齒輪室總成局部薄弱結(jié)構(gòu)能有效增加齒輪室總成的局部連結(jié)剛度，提高其固有頻率，從而獲得優(yōu)于原結(jié)構(gòu)的動(dòng)力學(xué)特性。

在臺(tái)架等速(柴油機(jī)轉(zhuǎn)速為1 800 r/min)工況試驗(yàn)條件下，采用小波譜分析技術(shù)對(duì)改進(jìn)后的齒輪室總成噪聲信號(hào)進(jìn)行驗(yàn)證分析，結(jié)果如圖9所示，其中虛線部分表示的是小波能譜分析結(jié)果，云圖部分表示的是小波互尺度譜時(shí)頻分析結(jié)果。

圖9 裝配叉車齒輪室總成結(jié)構(gòu)改進(jìn)前后對(duì)比

從圖9可知，改進(jìn)后的齒輪室總成噪聲信號(hào)能量在中高頻帶分布均勻，其中存在1 260 Hz的噪聲特征頻率，與2倍的諧次齒輪嚙合頻率相吻合，因此其產(chǎn)生的噪聲峰值是由齒輪嚙合沖擊引起的；而齒輪室總成特征頻率區(qū)間1 500～1 700 Hz再無(wú)噪聲峰值能量異常集中，說(shuō)明通過(guò)改進(jìn)齒輪室總成局部結(jié)構(gòu)，提高了齒輪室總成的固有頻率，避開(kāi)了柴油機(jī)常用工作轉(zhuǎn)速對(duì)應(yīng)的激振力頻率區(qū)間，消除了結(jié)構(gòu)系統(tǒng)共振。同時(shí)對(duì)于柴油機(jī)前端齒輪室總成輻射噪聲，主觀感覺(jué)也不再刺耳，進(jìn)一步說(shuō)明齒輪室總成異響已得到控制，試驗(yàn)結(jié)果也進(jìn)一步驗(yàn)證了仿真計(jì)算結(jié)果的合理性與正確性。

4 結(jié)論

a) 將小波譜分析技術(shù)與有限元模態(tài)分析法相結(jié)合，有效提取了裝配齒輪室總成異響與其激勵(lì)源響應(yīng)的時(shí)頻相關(guān)特征，識(shí)別了齒輪室總成異響的固有特性，找到了引起齒輪室總成異響的原因；

b) 齒輪室總成主振固有頻率偏低，落入了柴油機(jī)常用工作轉(zhuǎn)速對(duì)應(yīng)激振力頻率區(qū)間，導(dǎo)致了齒輪室總成系統(tǒng)共振，產(chǎn)生了異響；

c) 齒輪室總成右側(cè)局部結(jié)構(gòu)是導(dǎo)致其剛度偏差的薄弱環(huán)節(jié)，通過(guò)對(duì)齒輪室總成薄弱結(jié)構(gòu)進(jìn)行加強(qiáng)筋改進(jìn)設(shè)計(jì)，提高了剛度，避開(kāi)了系統(tǒng)共振頻率區(qū)間，消除了異響。

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[編輯: 李建新]

Analysis and Improvement of Abnormal Noise for Gear Chamber Assembly of Diesel Engine

MENG Haodong1,3, LIU Chunjie1, LI Shunming2, XU Yi3, SUN Jianzhong3, CHEN Yongjiang1

(1. Changzhou Institute of Technology, Changzhou 213002, China; 2. Nanjing University of Aeronautics and Astronautics, Nanjing 210016, China; 3. Changchai Co., Ltd., Changzhou 213002, China)

For the abnormal noise of gear chamber assembly from forklift diesel engine in normal operation, the continuous wavelet transform spectrum analysis and the finite element calculation mode analysis of abnormal noise were conducted. According to the analysis of diesel engine bench test, the related time-frequency characteristics between abnormal noise and its excitation source were extracted and the reason causing abnormal noise was determined. It was the coincidence of inherent vibration frequency of gear chamber assembly with excitation frequency of diesel engine that led to the system resonance. The inherent characteristics of gear chamber assembly were identified under different assembly conditions and the weak link that resulted in system resonance was determined with the finite element simulation. The results show that the abnormal noise can be eliminated by increasing the local structural stiffness and the inherent frequency for gear chamber assembly.

diesel engine; gear chamber assembly; abnormal noise; continuous wavelet; calculation mode

2015-08-12;

2016-03-06

江蘇省高校自然科學(xué)研究面上項(xiàng)目資助(15KJB580001，15KJB460001)

孟浩東(1979—)，男，講師，博士，研究方向?yàn)榘l(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)、噪聲測(cè)試與控制；haodong28@163.com。

10.3969/j.issn.1001-2222.2016.02.007

TK421.6

B

1001-2222(2016)02-0035-05