孟浩東， 劉春節(jié)， 李舜酩， 徐毅， 孫建中， 陳勇將

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

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柴油機齒輪室總成異響分析與改進

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

針對某叉車柴油機齒輪室總成在常用工作轉(zhuǎn)速條件下產(chǎn)生異響的實際問題，給出了基于連續(xù)小波變換的譜分析技術與有限元計算模態(tài)分析法相結合的方法對其異響進行分析研究。通過臺架試驗分析，提取了齒輪室總成異響與其激勵源響應的時頻相關特征，找到了引起異響的原因：齒輪室總成固有頻率與柴油機寬帶激勵頻率相吻合，產(chǎn)生了結構共振；通過有限元模型仿真分析，識別了不同裝配條件下齒輪室總成的固有特性，確定了導致結構系統(tǒng)共振的薄弱環(huán)節(jié)。試驗結果表明，通過增加齒輪室總成局部結構剛度，提高其固有頻率，能消除齒輪室總成異響。

柴油機； 齒輪室總成； 異響； 連續(xù)小波； 計算模態(tài)

柴油機齒輪室總成裝配于機體前端承載面上，主要由較大表面積的齒輪室蓋與殼體件齒輪室以及正時齒輪、噴油泵軸承蓋、緊固螺栓等零件組成，結構十分復雜。柴油機燃燒和機械激勵源、主要傳遞路徑以及各部件的振動響應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]，正時齒輪沖擊噪聲是齒輪室總成的主要噪聲源之一；同時當齒輪室蓋結構剛度較差，受激振頻率激發(fā)導致結構共振時，易產(chǎn)生異響噪聲。

在柴油機燃燒和機械激振源的共同作用下，齒輪室總成結構表面產(chǎn)生的振聲信號隨時間的變化而變化，基于連續(xù)小波變換的譜分析技術能有效地從多尺度細化分析中提取其激勵響應時變信號的時頻特征，與傳統(tǒng)的基于傅里葉變換的頻譜分析法相比，小波譜分析技術在分析柴油機非平穩(wěn)信號方面更具優(yōu)勢。周斌等采用Morlet小波對柴油機活塞敲缸響、活塞銷響的缸體振動信號進行能量譜分析，從而實現(xiàn)了對柴油機異響故障的特征提取和診斷[4]；賈繼德通過利用交叉小波變換與Teager能量算子相結合的方法，增強了對柴油機燃燒的時頻特征信息提取[5]。

本研究針對某叉車在常用工作轉(zhuǎn)速條件下柴油機前端齒輪室總成產(chǎn)生異響的問題，采用連續(xù)小波變換的譜分析技術與有限元計算模態(tài)分析法相結合的方法進行齒輪室總成異響的識別分析，發(fā)現(xiàn)齒輪室總成結構共振響應導致柴油機前端異響，在此基礎上分析比較不同裝配條件下齒輪室總成的固有特性，并在識別其薄弱環(huán)節(jié)基礎上進行結構改進，消除異響。

1 齒輪室總成異響的試驗分析

1.1 基于連續(xù)小波變換的譜分析技術

設有限能量信號x(t)∈L2(R) ，則該信號基于連續(xù)小波變換的表達式為

(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，作為有恒定相對帶寬的譜圖，小波尺度譜能有效提取非平穩(wěn)信號的時頻特征信息[6-7]。另外，信號在尺度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，可定義兩個信號的小波互尺度譜：

(5)

同樣可推導出小波互譜表達式：

(6)

由小波互尺度譜(小波互譜)不僅可以獲得兩非平穩(wěn)信號之間的時頻相關性，定位反映兩信號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 柴油機臺架試驗分析

某叉車匹配直列4缸四沖程自然吸氣水冷柴油機，在常用轉(zhuǎn)速1 400～2 200 r/min時，柴油機前端齒輪室總成產(chǎn)生異響。為了找到引起異響的原因,模擬實車工況在臺架條件下進行齒輪室總成異響的識別分析。選取轉(zhuǎn)速1 800 r/min，負荷28 kW的柴油機常用工況，進行等速工況臺架試驗。將聲學傳感器布置在距齒輪室總成前端10 cm處，近場測量其前端的異響信號，同時還將振動加速度傳感器布置在齒輪室蓋上測量表面振動響應信號。測點布置見圖1。

圖1 齒輪室總成噪聲與振動測點布置

為得出更符合人耳主觀特性的分析結果，首先對齒輪室總成異響信號進行A計權系數(shù)預處理，然后選取與齒輪室振聲信號形狀相似的cmorl1-2小波分別對A計權異響信號以及齒輪室蓋表面振動響應信號進行小波能譜分析，最后采用小波互(尺度)譜提取異響與表面振動響應信號的時頻特征信息，識別兩者在時頻空間的相關特性，結果見圖2。4缸四沖程柴油機在轉(zhuǎn)速1 800 r/min時，0.068 s完成一個工作周期，其中燃燒爆發(fā)時間間隔為0.017 s，發(fā)火基頻為60 Hz。

圖2 齒輪室總成異響及其振動響應信號的小波譜圖

從圖2可知，小波能譜與互譜反映出了齒輪室總成振動響應與測點噪聲在以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，結合小波互尺度譜，兩者共同能量相對集中的頻帶呈現(xiàn)明顯的周期瞬態(tài)特性，說明兩者在此頻帶區(qū)域有較好的時頻相關特性，在整個時頻空間呈現(xiàn)周期性和確定性。而在此工況下計算得到正時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應，因此，齒輪室總成異響不是由齒輪沖擊噪聲引起的。由于人耳對這一區(qū)間頻率成分比較敏感，異響主要應是由柴油機寬帶激勵力作用下齒輪室結構振動導致的噪聲輻射。

從圖中可以進一步看出，相比較傳統(tǒng)的FFT頻譜分析，兩個信號基于FFT的互譜不僅無法獲得兩者的時頻相關特性，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，信號中存在諧波成分，兩者的相關性不強，分析結果進一步說明小波譜分析技術的優(yōu)越性。

最后采用小波能譜分別對柴油機常用轉(zhuǎn)速區(qū)間1 400～2 200 r/min中的各個穩(wěn)定轉(zhuǎn)速工況(間隔為200 r/min)的齒輪室總成異響信號進行識別分析，各穩(wěn)定工況下的識別結果見圖3。

圖3 各轉(zhuǎn)速下齒輪室總成異響信號的小波能譜

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

綜上所述，齒輪室總成結構振動的固有頻率落入了柴油機常用工作轉(zhuǎn)速對應的激振力頻率區(qū)間，導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別試驗分析結果，為了找到導致其結構系統(tǒng)共振的薄弱環(huán)節(jié)，采用有限元計算模態(tài)分析方法進行齒輪室總成結構的固有特性分析。綜合考慮仿真計算模型規(guī)模與精度等因素，忽略對齒輪室總成結構振動影響不大的傳動齒輪系，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力學仿真計算模型，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體模型。利用SOLID95單元進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圖4。

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

圖4 裝配叉車齒輪室總成有限元模型

為進一步分析裝配叉車齒輪室總成的振動特性，找到其薄弱環(huán)節(jié)，按照相同方法建立該機型基本型齒輪室總成(不裝配叉車)的有限元仿真模型，同樣進行約束模態(tài)計算，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，對不同裝配條件下的齒輪室總成模型進行約束模態(tài)求解計算，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)振型見圖6。

從裝配叉車齒輪室總成的約束模態(tài)求解結果分析可知，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較接近結構主共振點中心頻率，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為主，其振動特性與裝配叉車齒輪室總成第四階振動特性相似。因此，基本型齒輪室總成不存在聲學共振頻率，即其固有振動頻率不會落入此共振頻率區(qū)間。

表1 裝配叉車和基本型齒輪室總成的模態(tài)頻率對比 Hz

圖6 兩種齒輪室總成的第三階約束模態(tài)振型對比

綜上所述，仿真計算結果與試驗結果相吻合，裝配叉車齒輪室總成右側(cè)局部結構是導致其剛度變差而引起結構系統(tǒng)共振的薄弱環(huán)節(jié)。

3 齒輪室總成的改進分析及試驗驗證

根據(jù)上述分析結果，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，必須避開相應的激勵頻率區(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，需要改進齒輪室總成的薄弱結構來增加其局部剛度，其中改進設計齒輪室總成右側(cè)懸出機體之外的結構部分是關鍵。齒輪室總成改進前后的結構見圖7。從圖中可以看出，新結構采用了加強筋設計措施，即在液壓油泵軸承座孔殼體與凸臺部分之間增加了三條連結加強筋，以提高局部剛度。

圖7 裝配叉車齒輪室總成結構改進前后對比

采用上述聯(lián)合方法對改進后的齒輪室總成模型進行約束模態(tài)計算，結果如表2所示，其中改進后的第三階模態(tài)振型見圖8。

表2 齒輪室總成改進前后的模態(tài)頻率 Hz

圖8 齒輪室總成改進后的第三階主振型

從圖表中分析可知，對齒輪室總成右側(cè)區(qū)域薄弱結構進行加強筋改進設計后，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，尤其是第三階避開了柴油機常用轉(zhuǎn)速對應的激振力頻率區(qū)間，而且其主振型相對位移變形量也顯著減小。仿真計算結果表明：通過改進齒輪室總成局部薄弱結構能有效增加齒輪室總成的局部連結剛度，提高其固有頻率，從而獲得優(yōu)于原結構的動力學特性。

在臺架等速(柴油機轉(zhuǎn)速為1 800 r/min)工況試驗條件下，采用小波譜分析技術對改進后的齒輪室總成噪聲信號進行驗證分析，結果如圖9所示，其中虛線部分表示的是小波能譜分析結果，云圖部分表示的是小波互尺度譜時頻分析結果。

圖9 裝配叉車齒輪室總成結構改進前后對比

從圖9可知，改進后的齒輪室總成噪聲信號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再無噪聲峰值能量異常集中，說明通過改進齒輪室總成局部結構，提高了齒輪室總成的固有頻率，避開了柴油機常用工作轉(zhuǎn)速對應的激振力頻率區(qū)間，消除了結構系統(tǒng)共振。同時對于柴油機前端齒輪室總成輻射噪聲，主觀感覺也不再刺耳，進一步說明齒輪室總成異響已得到控制，試驗結果也進一步驗證了仿真計算結果的合理性與正確性。

4 結論

a) 將小波譜分析技術與有限元模態(tài)分析法相結合，有效提取了裝配齒輪室總成異響與其激勵源響應的時頻相關特征，識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，落入了柴油機常用工作轉(zhuǎn)速對應激振力頻率區(qū)間，導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)局部結構是導致其剛度偏差的薄弱環(huán)節(jié)，通過對齒輪室總成薄弱結構進行加強筋改進設計，提高了剛度，避開了系統(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研究面上項目資助(15KJB580001，15KJB460001)

孟浩東(1979—)，男，講師，博士，研究方向為發(fā)動機振動、噪聲測試與控制；haodong28@163.com。

10.3969/j.issn.1001-2222.2016.02.007

TK421.6

B

1001-2222(2016)02-0035-05