困油压力对装载机变速器的噪声传播影响分析

陆亚龙 任春吉 张锡飞

（中铁二局集团新运工程有限公司，四川 成都 610036）

山推牌某型号的装载机在渝昆高速铁路YKCYZQ-2 标工程中作为运输砂石、清理障碍的主要设备，其变速器为液力行星齿轮式，动力来源为四冲程六缸柴油机，经液力变矩器将动力传至变速器[1]。对于外啮合齿轮泵而言，常会有部分的油液无法与吸油腔、压油腔相通，形成封闭小油腔，造成不断的压力冲击，即困油压力[2]。

本文基于装载机的齿轮系统动力传递路线，以液力变矩器为基本分析点，建立变矩器动力学模型，并考虑困油面积变化产生的困油压力，得到传播噪声的内部影响分析结果。

1 液力变矩器激励分析

某型号装载机外形如图1 所示，且在本次研究分析其在前进档位时的工况。

图1 装载机外形

图2 给出的是变矩器的传动简图，由泵轮(P)、导轮(G)和两个涡轮(T1、T2)构成。在此对液力变矩器进行简化，借助弹簧阻尼器模拟液体的作用，建立如图3 所示液力变矩器动力学模型，变矩器阻尼按照粘性阻尼处理[3]。

图2 行星变速器齿轮系统简图

图3 液力变矩器动力学模型

液力变矩器的损失功率按照液力变矩器阻尼力矩所做的功来处理，则液力变矩器阻尼力矩以及一个周期内的损失功率可表示为：

式中，MC、WS分别表示阻尼力矩和损失功率；PP、PT分别为泵轮输入功率和涡轮输出功率，TP表示泵轮转动周期；θP表示泵轮扭振角位移，θT表示涡轮扭振角位移；iS表示泵轮与涡轮转速比。发动机是引起装载机液力变矩器传动系统扭振的主要原因[4]，将发动机激励按照傅里叶级数展开后，可以将第r 阶简谐激励下扭振角位移表示为:

式中Ar、Br分别为泵轮第r 谐次激励下响应的正弦项和余弦项的扭振幅值；Cr、Dr分别为涡轮第r 谐次激励下响应的正弦项和余弦项的扭振幅值。

拟合得到的液力变矩器阻尼表达式为：

图4 给出液力变矩器等效刚度和等效阻尼。装载机位于前进工况时，不考虑负载转矩的波动，传动比为i=0.69，变矩器的等效刚度和等效阻尼分别为1.998kN·m/rad、0.061kN·m·s/rad。

图4 液力变矩器的等效刚度和等效阻尼

2 困油压力分析

图5 给出了困油面积（定义从动轮困住油液的两个齿分别为a 和b）Sab随主动轮转动角度的变化规律。随着齿轮转动，困油面积减小后逐渐增大。综合看来，在一个困油周期内，主动轮的齿顶正对从动轮齿槽时困油面积最小。

图5 困油面积变化

困油区域压力具有一定的周期性，其变化可以表示为

式中，△P、△V、△t 分别为某一时刻的困油区域相对于初始测试位置的困油压力、体积及时变量；K 为液压油弹性模量；V0为初始困油体积；Q 为卸荷槽处的流量，简化模型下取Q=0。

图6 给出了困油压力Pab的变化规律，困油区域在一个周期内逐渐接近困油最小的位置，困油压力逐渐达到峰值后持续降低，基本呈对称曲线分布。困油面积的提取，可以在有限元软件中建立好模型后使用“面提取”命令得到[5]。

图6 困油压力变化

3 装载机变速器噪声求解

变速器噪声的求解，主要是结合液力变矩器的等效刚度、阻尼以及分析得到的困油压力作为传动系统的外部激励源，在弯-扭耦合动力学模型中作为输出项，即可得到振动响应结果。

随后，利用ANSYS 软件附属声学SYSNOISE 平台软件上对变速器边界元进行求解。图7 给出了变速器壳体部分频率段的表面声压云图。

图7 表面声压云图

变速器壳体表面声压的最大值出现在1000Hz 频段，在此频段主要是啮合频率持续产生影响；壳体表面声压最大值出现在轴承座附近和壳体顶部，此处主要受到困油压力的冲击，从图上可以看出最大分贝为121.7dB，若采用A 计权得到的空气噪声强度可以达到95dB 左右。

4 结论

4.1 液力变矩器的损失功率按照液力变矩器阻尼力矩所做的功来处理，得到阻尼力矩以及一个周期内的损失功率，得到液力变矩器等效刚度和等效阻尼用作动力学计算。

4.2 受到困油压力的影响以后，装载机变速器表面声压最大值为121.7dB，若采用A 计权得到的空气噪声强度可以达到95dB 左右，因此可以根据最大值的部位对应考虑泄油口。