基于靜動(dòng)態(tài)測(cè)試分析的變速器殼體開裂故障分析

萬曉飛，劉獻(xiàn)棟，馬維金

（1.北京航空航天大學(xué) 交通科學(xué)與工程學(xué)院，北京 100191；2.新能源汽車高效動(dòng)力傳動(dòng)與系統(tǒng)控制北京市重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，北京 100191；3.中北大學(xué) 機(jī)械與動(dòng)力工程學(xué)院，太原 030051）

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基于靜動(dòng)態(tài)測(cè)試分析的變速器殼體開裂故障分析

萬曉飛1,2，劉獻(xiàn)棟1,2，馬維金3

（1.北京航空航天大學(xué) 交通科學(xué)與工程學(xué)院，北京 100191；2.新能源汽車高效動(dòng)力傳動(dòng)與系統(tǒng)控制北京市重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，北京 100191；3.中北大學(xué) 機(jī)械與動(dòng)力工程學(xué)院，太原 030051）

摘要：殼體開裂是變速器進(jìn)行鋼改鋁輕量化設(shè)計(jì)后經(jīng)常遇到的問題。變速器殼體開裂的原因復(fù)雜、多樣。為對(duì)某輕型貨車變速器殼體的開裂故障進(jìn)行有效地診斷，從輕型貨車動(dòng)力總成的靜、動(dòng)態(tài)測(cè)試出發(fā)，對(duì)九種實(shí)際工況下動(dòng)力總成各測(cè)點(diǎn)振動(dòng)信號(hào)、應(yīng)變信號(hào)、聲信號(hào)進(jìn)行工作模態(tài)擬合及PSD三維譜分析，結(jié)合變速器殼體各激勵(lì)頻率分析結(jié)果，從多種途徑找到影響變速器殼體開裂的根本原因并提出設(shè)計(jì)改進(jìn)思路。研究方法全面、完整，且不同方法的所獲得結(jié)果達(dá)到互相驗(yàn)證，因此準(zhǔn)確率高，該方法對(duì)類似工程問題的診斷也有一定的借鑒作用。

關(guān)鍵詞：振動(dòng)與波；機(jī)械動(dòng)力學(xué)；故障診斷；工作模態(tài)分析；動(dòng)力總成

變速器是汽車動(dòng)力傳遞的關(guān)鍵部件，其動(dòng)態(tài)特性直接影響汽車NVH性能、動(dòng)力性及行駛安全性。輕量化設(shè)計(jì)是現(xiàn)代汽車設(shè)計(jì)的必然趨勢(shì)，車輛輕量化能夠節(jié)約能源，減少排放，同時(shí)還能提高運(yùn)輸效率、降低運(yùn)輸成本。但車輛輕量化的同時(shí)也會(huì)隨之帶來一系列的問題，例如輕質(zhì)材料替代原來的鋼材之后，由于材料強(qiáng)度降低同時(shí)設(shè)計(jì)不夠合理，引起結(jié)構(gòu)開裂；采用高強(qiáng)鋼替代原有傳統(tǒng)用鋼后，盡管在保證強(qiáng)度的基礎(chǔ)上厚度降低，進(jìn)而減少結(jié)構(gòu)自重，但是由于結(jié)構(gòu)剛度降低，系統(tǒng)固有頻率降低，進(jìn)而引起了振動(dòng)變大、噪聲增加的問題[1,2]。針對(duì)某輕型貨車骨干企業(yè)變速器殼體鋼改鋁后，多批次出現(xiàn)殼體開裂等問題，本文基于多工況工作模態(tài)、噪聲與應(yīng)變綜合分析的方法，開展了輕型貨車變速器殼體開裂故障診斷研究。

輕型貨車變速器殼體開裂是一個(gè)多因素影響的復(fù)雜故障，由于其設(shè)計(jì)制造、安裝精度及實(shí)際工作環(huán)境的隨機(jī)性使得殼體開裂故障機(jī)理較變速器一般故障更加復(fù)雜。對(duì)于變速器殼體開裂問題，Tapacob通過在飛輪上增加質(zhì)量塊，同時(shí)改變曲軸轉(zhuǎn)速得到離合器殼內(nèi)應(yīng)力與曲軸轉(zhuǎn)速關(guān)系，并依此判斷殼體破裂原因與動(dòng)力總成的共振彎曲有極大關(guān)系[3]；高云凱等就某貨車動(dòng)力總成彎曲振動(dòng)對(duì)變速器殼體破裂的影響進(jìn)行了一系列的仿真及實(shí)驗(yàn)研究，通過修改結(jié)構(gòu)靈敏度提高其彎曲振動(dòng)頻率，并通過仿真驗(yàn)證其有效性[4]；李泉成等對(duì)某汽車動(dòng)力總成進(jìn)行有限元?jiǎng)恿W(xué)分析仿真，分析動(dòng)力總成彎曲振動(dòng)對(duì)離合器殼體的影響并提出更改其懸置方式控制彎曲振動(dòng)的建議[5]。由于動(dòng)力總成實(shí)際工況的復(fù)雜多變性，這些工作未對(duì)實(shí)際工況下的動(dòng)力總成動(dòng)態(tài)特性進(jìn)行分析研究，加上實(shí)驗(yàn)和仿真分析在模擬動(dòng)力總成邊界條件及其真實(shí)工作環(huán)境激勵(lì)上的局限性，難以系統(tǒng)地得到動(dòng)力總成離合器殼體開裂的準(zhǔn)確完整原因[6]。

鑒于此，本文從動(dòng)力總成的靜態(tài)、動(dòng)態(tài)測(cè)試出發(fā)，通過實(shí)驗(yàn)獲取不同載重、不同路況、不同檔速的輕型貨車動(dòng)力總成各測(cè)點(diǎn)振動(dòng)信號(hào)、應(yīng)變信號(hào)和聲信號(hào)，并將擬合出輕型貨車動(dòng)力總成9種工況下的工作模態(tài)分析結(jié)果，分別與實(shí)驗(yàn)?zāi)B(tài)分析結(jié)果對(duì)比，得到動(dòng)力總成多工況下的真實(shí)動(dòng)態(tài)特性，從動(dòng)力學(xué)角度初步判斷出變速器殼體開裂的原因。而對(duì)多工況下動(dòng)態(tài)應(yīng)變信號(hào)和聲音信號(hào)的分析同樣為找到變速器殼體開裂準(zhǔn)確完整的故障原因提供完整的數(shù)據(jù)支持。從輕型貨車動(dòng)力總成工作模態(tài)、動(dòng)態(tài)應(yīng)變及聲信號(hào)三個(gè)角度的分析結(jié)果相互補(bǔ)充、相互支持，使得動(dòng)力總成變速器殼體開裂原因分析更加準(zhǔn)確完整。

1　變速器故障模式

變速器作為汽車傳動(dòng)系的重要部件，其殼體開裂直接影響汽車使用壽命，造成安全隱患。某輕型貨車將制造變速器采用的鑄鐵材料換成壓鑄鋁材料之后，變速器重量減輕為原來的1/3，但第一批次量產(chǎn)2 000臺(tái)并投入市場(chǎng)使用一年之后，有13臺(tái)變速器不同程度出現(xiàn)殼體開裂等問題，給企業(yè)帶來一定的經(jīng)濟(jì)損失。圖1為該輕型貨車變速器殼體開裂照片，變速器殼體開裂位置主要位于離合器殼與變速器中殼體連接螺栓附近。

圖1　變速器殼體開裂圖

2　變速器的靜、動(dòng)態(tài)測(cè)試與分析

變速器殼體開裂是一個(gè)十分復(fù)雜的過程，單獨(dú)從某一方面研究只能說明殼體開裂的局部原因，甚至并不是致使殼體開裂的直接原因。因此，要對(duì)殼體開裂有一個(gè)清晰全面的了解，就必須從系統(tǒng)的角度考慮，從不同的方面研究殼體開裂的機(jī)理及其影響因素，并考查這些因素影響殼體開裂的重要程度。

2.1靜力學(xué)測(cè)試與分析

為了掌握變速器在承載過程中殼體應(yīng)力集中區(qū)域及其應(yīng)力變化情況，在靜扭試驗(yàn)臺(tái)對(duì)變速箱進(jìn)行靜載扭矩測(cè)試，通過固定變速器輸出軸，在輸入軸端施加從0 N?m到630 N?m的扭矩。在施加到2.5倍額定扭矩即630 N?m時(shí)，應(yīng)力最大值位于中殼連接螺栓附近，最大拉應(yīng)力為12.24 MPa，最大壓應(yīng)力為15.56 MPa，均遠(yuǎn)小于箱體材料的屈服應(yīng)力230 MPa。

2.2動(dòng)力學(xué)測(cè)試與分析

輕型貨車動(dòng)力總成的實(shí)際工作環(huán)境復(fù)雜多變且多具隨機(jī)性。為了解其在實(shí)際工況中各部位的動(dòng)態(tài)特性以及進(jìn)一步獲得影響變速器殼體開裂的關(guān)鍵因素，對(duì)輕型貨車動(dòng)力總成進(jìn)行動(dòng)力學(xué)測(cè)試分析，主要包括動(dòng)力總成在整車上的實(shí)驗(yàn)?zāi)B(tài)分析及在輕型貨車不同載重、不同路況、不同檔速時(shí)的工作模態(tài)分析。

2.2.1動(dòng)力總成實(shí)驗(yàn)?zāi)B(tài)分析

輕型貨車動(dòng)力總成的實(shí)驗(yàn)?zāi)B(tài)分析采用單點(diǎn)激勵(lì)的方法，即采用錘擊法對(duì)結(jié)構(gòu)上某點(diǎn)激勵(lì)來獲得其他點(diǎn)的響應(yīng)。實(shí)驗(yàn)使用三向加速度計(jì)來獲取各點(diǎn)響應(yīng)信號(hào)，在動(dòng)力總成上布置63個(gè)測(cè)點(diǎn)，如圖2所示。模態(tài)分析方法采用特征函數(shù)實(shí)現(xiàn)算法，在0～1 kHz之間共擬合出18階模態(tài)，圖3列出了輕型貨車動(dòng)力總成的四階模態(tài)頻率及振型（為便于觀察發(fā)動(dòng)機(jī)及變速器的振型，圖中將車架模型整體向下平移）。從圖看出，變速器中、后殼的整體上下、左右彎曲、軸向收縮及扭轉(zhuǎn)振動(dòng)使得變速器中殼承受動(dòng)態(tài)彎曲、扭轉(zhuǎn)載荷，在輕型貨車各種環(huán)境激勵(lì)下，極易造成該部分殼體疲勞損壞，進(jìn)而擴(kuò)展成殼體早期開裂。

圖2　實(shí)驗(yàn)?zāi)B(tài)分析部分測(cè)點(diǎn)布置圖

圖3　輕型貨車動(dòng)力總成實(shí)驗(yàn)?zāi)B(tài)分析的4階模態(tài)陣型

2.2.2動(dòng)力總成工作模態(tài)分析

工作模態(tài)分析方法是僅基于系統(tǒng)響應(yīng)的模態(tài)參數(shù)識(shí)別方法。與傳統(tǒng)的實(shí)驗(yàn)?zāi)B(tài)分析方法相比，工作模態(tài)的測(cè)試環(huán)境惡劣，測(cè)試工作復(fù)雜，成本較高，但由于其系統(tǒng)激勵(lì)來源于真實(shí)工作環(huán)境，獲得的機(jī)械結(jié)構(gòu)動(dòng)態(tài)特性更具有實(shí)際應(yīng)用價(jià)值。

對(duì)貨車在不同載重（空載、載重2 t、載重3 t）、不同路況（平直公路、碎石路及角鐵障礙路）及不同檔速時(shí)動(dòng)力總成各測(cè)點(diǎn)振動(dòng)信號(hào)、應(yīng)變信號(hào)及聲信號(hào)進(jìn)行測(cè)試，見圖，取其中部分工況的振動(dòng)信號(hào)作工作模態(tài)參數(shù)擬合。工作模態(tài)參數(shù)采用Poly LSCF法進(jìn)行擬合計(jì)算，其頻響函數(shù)通過計(jì)算數(shù)學(xué)期望比值獲得，即響應(yīng)信號(hào)與參考信號(hào)的互功率譜與響應(yīng)信號(hào)的自功率譜之比。

圖4　工作模態(tài)分析實(shí)驗(yàn)路況及實(shí)驗(yàn)測(cè)試圖

圖5列出部分測(cè)點(diǎn)在實(shí)際環(huán)境激勵(lì)下信號(hào)的三維瀑布圖，其中21號(hào)測(cè)點(diǎn)位于變速器與發(fā)動(dòng)機(jī)飛輪殼螺栓連接處，37、39號(hào)測(cè)點(diǎn)及應(yīng)變計(jì)位于變速器中殼連接螺栓附近。圖中橫坐標(biāo)是頻率軸，縱坐標(biāo)是對(duì)信號(hào)按長(zhǎng)度1 024點(diǎn)進(jìn)行切段的切片數(shù)，豎坐標(biāo)是功率譜密度幅值。

從圖5（a）、圖5（b）中可以看出，車載3 t在公路上以60 km/h的速度行駛時(shí)，箱體振動(dòng)的特征頻率集中在兩部分,低頻70 Hz頻帶處和中間頻帶620 Hz附近。從圖5（c）39號(hào)測(cè)點(diǎn)信號(hào)PSD圖上來看，車載3 t在碎石路加速過程中，特征頻率主要集中在三部分：低頻70 Hz頻帶處的箱體固有頻率，中間頻帶500 Hz～600 Hz逐漸增加的箱體強(qiáng)迫振動(dòng)頻率，高頻1 300 Hz齒輪嚙合的倍頻、齒輪嚙合頻率與軸承轉(zhuǎn)動(dòng)頻率的調(diào)制頻率。從圖5（d）、圖5（e）、圖5（f）應(yīng)變信號(hào)、聲信號(hào)的PSD圖上來看，信號(hào)特征頻率主要出現(xiàn)在10 Hz及70 Hz附近兩個(gè)頻帶處。其中圖5 （f）聲信號(hào)PSD圖中信號(hào)在70 Hz頻帶處出現(xiàn)移頻現(xiàn)象，從路況及信號(hào)特征上判斷該特征頻率反應(yīng)的是發(fā)動(dòng)機(jī)或軸等部件工作頻率。

為進(jìn)一步了解多工況下動(dòng)力總成實(shí)際振動(dòng)特性對(duì)變速器殼體易開裂區(qū)域的影響，對(duì)輕型貨車三種載重方式在平直公路上5檔行駛、碎石路況行駛及跨越障礙行駛共9種工況下的振動(dòng)信號(hào)進(jìn)行工作模態(tài)參數(shù)識(shí)別。并將動(dòng)力總成9組工況下工作模態(tài)擬合結(jié)果與試驗(yàn)?zāi)B(tài)分析結(jié)果進(jìn)行對(duì)比，得到表1，表中“是”表示動(dòng)力總成實(shí)驗(yàn)?zāi)B(tài)分析的該階模態(tài)在該工況下被激勵(lì)。

3　變速器殼體開裂故障診斷分析

變速器殼體在輕型貨車實(shí)際工作狀態(tài)下受到的激勵(lì)主要包括周期性激勵(lì)、穩(wěn)態(tài)激勵(lì)及瞬態(tài)激勵(lì)。其中周期性激勵(lì)主要來源于發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸輸出扭矩波動(dòng)激勵(lì)及變速器內(nèi)各旋轉(zhuǎn)部件工作時(shí)候的周期性激勵(lì)，穩(wěn)態(tài)激勵(lì)和瞬態(tài)激勵(lì)主要來源于發(fā)動(dòng)機(jī)往復(fù)不平衡慣性力激勵(lì)及由路面不平度引起的輪胎動(dòng)不平衡激勵(lì)[7]。

3.1變速器殼體激振頻率分析

1)傳動(dòng)軸轉(zhuǎn)頻、各檔位下齒輪嚙合頻率

輕型貨車實(shí)際工作過程中，各軸轉(zhuǎn)動(dòng)頻率及工作齒輪的嚙合頻率是隨輸入軸轉(zhuǎn)速變化而變化的。輸入軸轉(zhuǎn)速2 000 r/min時(shí)各軸轉(zhuǎn)動(dòng)頻率及工作齒輪嚙合頻率可參考文獻(xiàn)[7]。

2)發(fā)動(dòng)機(jī)工作激振頻率

發(fā)動(dòng)機(jī)對(duì)動(dòng)力總成的激振頻率主要包括發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸輸出扭矩波動(dòng)頻率（發(fā)火頻率）及發(fā)動(dòng)機(jī)往復(fù)不平衡慣性力的激振頻率。對(duì)于該型號(hào)發(fā)動(dòng)機(jī)的參數(shù)及轉(zhuǎn)速在2 000 r/min～3 000 r/min時(shí)的工作頻率可見文獻(xiàn)[7]。

3)由路面不平引起的輪胎動(dòng)不平衡激振頻率

輕型貨車車輪自由振動(dòng)的近似公式[8]可以表示為其中mU為車輪質(zhì)量；zW為車輪乘坐位移；CW為車輪處懸架垂直方向的阻尼系數(shù)；CT為輪胎垂直阻尼系數(shù)；KW為車輪處懸架垂直總剛度；KT為輪胎垂直剛度。

如果忽略阻尼，那么輕型貨車無阻尼車輪動(dòng)不平衡固有頻率為

圖5　動(dòng)力總成工作模態(tài)分析測(cè)試部分測(cè)點(diǎn)三維功率譜密度曲線

對(duì)于該型號(hào)輕型貨車：

KW=28 kN/m；KT=200 kN/m計(jì)算得輕型貨車輪胎動(dòng)不平衡激振頻率為fNWH=10.7 Hz。

表1　輕型貨車動(dòng)力總成各工況動(dòng)態(tài)特性表

3.2動(dòng)力總成殼體開裂故障分析及設(shè)計(jì)改進(jìn)方法

從變速器靜載扭矩仿真及測(cè)試分析來看，在加載到2.5倍額定載荷時(shí)，箱體最大應(yīng)力發(fā)生在中殼連接螺栓處，但拉（壓）應(yīng)力均遠(yuǎn)小于箱體屈服應(yīng)力，車輛過載不是致使變速器殼體破裂的關(guān)鍵原因。

從動(dòng)力總成的動(dòng)力學(xué)測(cè)試分析結(jié)果來看，動(dòng)力總成實(shí)驗(yàn)?zāi)B(tài)分析擬合出的第1、2、3、11階振動(dòng)方式對(duì)變速器中殼影響很大，而這四階模態(tài)在輕型貨車不同路況不同檔速工作時(shí)均被不同程度的激勵(lì)起來，極易致使變速器殼體損壞。

從動(dòng)力總成工作模態(tài)測(cè)試中部分測(cè)點(diǎn)的振動(dòng)信號(hào)三維PSD圖及動(dòng)力總成特征頻率分析結(jié)果可知，變速器連接螺栓處殼體振動(dòng)頻率主要集中在10 Hz、60 Hz～80 Hz、560 Hz～700 Hz三個(gè)頻帶處。而從圖5各測(cè)點(diǎn)振動(dòng)信號(hào)PSD圖來看，輕型貨車在低速、高速工作時(shí)，信號(hào)低頻段特征頻率均集中在60 Hz～80 Hz頻帶處，該頻帶極易激起動(dòng)力總成的第1、2階彎曲模態(tài)而直接損害變速器殼體，結(jié)合輕型貨車實(shí)際工作狀態(tài)及發(fā)動(dòng)機(jī)工作特性，判斷該頻帶激勵(lì)主要源于輕型貨車發(fā)動(dòng)機(jī)往復(fù)運(yùn)動(dòng)的活塞和連桿等造成的慣性力不平衡的振動(dòng)；中間頻帶560 Hz～700 Hz的激勵(lì)源主要是變速器內(nèi)部齒輪的嚙合振動(dòng)；從圖5應(yīng)變信號(hào)、聲信號(hào)的PSD圖上來看，特征頻率主要集中在70 Hz及10 Hz兩個(gè)頻帶處，從輕型貨車實(shí)際運(yùn)行狀態(tài)分析來看，10 Hz頻帶主要是輕型貨車行駛過程中輪胎的動(dòng)不平衡引起的變速箱彎曲振動(dòng)頻率，而70 Hz頻帶對(duì)應(yīng)于振動(dòng)信號(hào)的60 Hz～80 Hz，進(jìn)一步判斷該頻帶為發(fā)動(dòng)機(jī)往復(fù)運(yùn)動(dòng)的活塞和連桿等造成的慣性力不平衡的垂直振動(dòng)頻率。在輕型貨車實(shí)際工作過程中，這些都是引起動(dòng)力總成振動(dòng)噪聲的重要激勵(lì)源，易造成變速器在工作過程中發(fā)生殼體破裂[9]。

對(duì)降低發(fā)動(dòng)機(jī)往復(fù)運(yùn)動(dòng)的慣性不平衡而導(dǎo)致的殼體振動(dòng)可從兩方面考慮。第一是從激勵(lì)源出發(fā)，換用平衡性更好的直列6缸發(fā)動(dòng)機(jī)或V型8缸發(fā)動(dòng)機(jī)。第二是增加變速器與發(fā)動(dòng)機(jī)的連接剛度，即可以通過增加離合器殼剛度或者增加動(dòng)力總成后懸架剛度來實(shí)現(xiàn)，這樣可以有效的避開發(fā)動(dòng)機(jī)的激振力頻率。對(duì)降低由齒輪嚙合引起的箱體強(qiáng)迫振動(dòng)，在不改變傳動(dòng)比的情況下，通過減少5檔工作齒輪Z4的一個(gè)齒數(shù)來改變齒輪嚙合頻率，進(jìn)而有效避開箱體模態(tài)頻率。對(duì)由路面不平度引起的輪胎動(dòng)不平衡激勵(lì)可以更換輪胎或板簧參數(shù)，使得通過輪胎和板簧傳遞到動(dòng)力總成的輪胎動(dòng)不平衡激勵(lì)可以最大程度降低和減少。實(shí)驗(yàn)選擇通過增加后懸架剛度及更換齒輪齒數(shù)來達(dá)到減振效果，當(dāng)后懸架剛度增加一倍時(shí)，離合器殼應(yīng)力可減小30%，目前正在對(duì)動(dòng)力總成進(jìn)行系統(tǒng)性優(yōu)化計(jì)算以選擇最合適的參數(shù)來完全消除殼體開裂故障。

4結(jié)　語

（1）對(duì)變速器箱體進(jìn)行靜載扭矩測(cè)試，最大應(yīng)力點(diǎn)位于變速器中殼連接螺栓附近，但施加到2.5倍扭矩時(shí)，最大應(yīng)力遠(yuǎn)小于箱體屈服應(yīng)力，判斷過載并不是導(dǎo)致變速器殼體損壞的直接原因；

（2）對(duì)動(dòng)力總成進(jìn)行實(shí)驗(yàn)?zāi)B(tài)分析，找出了影響變速器較大的四階模態(tài)，并將實(shí)驗(yàn)?zāi)B(tài)分析結(jié)果對(duì)比與不同載重不同路況、車速時(shí)動(dòng)力總成的工作模態(tài)，找到輕型貨車實(shí)際工況下實(shí)際影響變速器殼體的模態(tài)；

（3）從輕型貨車多工況下的箱體振動(dòng)信號(hào)、應(yīng)變信號(hào)、聲音信號(hào)出發(fā)分析了影響變速器殼體振動(dòng)的三個(gè)頻帶，結(jié)合輕型貨車實(shí)際工況下各激勵(lì)源特性，從理論及實(shí)驗(yàn)分析出發(fā)找到致使變速器殼體開裂的故障頻率及故障源；

（4）從消除源激勵(lì)或降低激勵(lì)源對(duì)變速器的影響等多個(gè)角度提出改進(jìn)動(dòng)力總成的意見，為下一步對(duì)輕型貨車動(dòng)力總成優(yōu)化計(jì)算及仿真分析提供實(shí)驗(yàn)和技術(shù)支持。

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中圖分類號(hào)：TH132.4

文獻(xiàn)標(biāo)識(shí)碼：A

DOI編碼：10.3969/j.issn.1006-1335.2016.01.035

文章編號(hào)：1006-1355(2016)01-0163-05

收稿日期：2015-07-21

作者簡(jiǎn)介：萬曉飛（1988-），男，河南省林州市人，博士生，主要研究方向?yàn)槠囌駝?dòng)與噪聲控制。

通訊作者：劉獻(xiàn)棟，男，博士生導(dǎo)師。E-mail:liuxiandong@buaa.edu.cn

Failure Study on Transmission Case Cracking Based on Static and Dynamic Test andAnalysis

WAN Xiao-fei1,2,LIU Xian-dong1,2,MA Wei-jin3

(1.School of Transportation Science and Engineering,Beihang University,Beijing 100191,China; 2.Beijing Key Laboratory for High-efficient Power Transmission and System Control of New Energy Resource Vehicles,Beihang University,Beijing 100191,China; 3.School of Mechanical and Power Engineering,North University of China,Taiyuan 030051,China)

Abstract:Cracking is a common issue in transmission cases in the lightweight design of replacing steel by aluminum due to its complicated and diverse causes.This paper attempts to develop an effective diagnostic method for identifying the transmission case cracking in a light-duty truck.Under the static and dynamic conditions of the powertrain,the operational modal analysis(OMA)and power spectrum density(PSD)three-dimensional spectral analysis were applied to the vibration signals,strain signals and acoustic signals for nine actual working conditions.Through integrating the results of excitation frequency analysis for the transmission cases,the fundamental causes of the transmission case cracking were identified and the improvement design was proposed.The results obtained from various methods were examined by one another comparison,which could significantly improve the accuracy in the diagnoses.This work has a potential application to similar problems in engineering.

Key words:vibration and wave;mechanical dynamics;fault diagnosis;operational modal analysis;powertrain