近年来随着房地产及国家基础建设投资的增大，工程机械行业不论从行业规模上，还是从技术上均发展迅速。工程机械工作装置传动系统大部分是通过连接液压油泵产生高压液压油来驱动执行机构工作的。液压系统具备可承载载荷大，持续换向的特点，因此在液压系统工作时，其对传动系统带来了波动的负载载荷。在针对变速箱敲齿异响故障诊断分析时，也存在着不同的情况。
雷勇敢等针对驱动电机与变速箱的传动系统敲齿异响展开了分析，指出 2 档变速箱在 1 挡挂挡工况下2挡空套齿轮的敲击噪声最大;并研究合理增大阻滞力矩可以降低敲击噪声，存在一个可以将齿轮敲击噪声降到最小的阻滞力矩，同时也使传动损耗达到最小。
万里翔等以变速器输入轴的角加速度值为评价指标，研究模型参数变化对传动系统扭转振动的影响。结果表明，增大飞轮侧转动惯量和离合器阻尼转矩、合理地调节离合器刚度可以衰减变速器输入轴角加速度幅值，抑制非承载齿轮副敲击现象。
刘雪莱等建立了车辆怠速工况下的4自由度模型，通过调整离合器扭转减振器的1级刚度和1级刚度扭转角度，优化了某问题车辆的怠速敲齿现象。文献基于离合器输入、输出转速的波动，建立出以离合器的振动衰减率最大为优化目标的3 自由度非线性动力学优化模型，改善了某问题车辆的加速异响现象。
陈达亮等针对某前置后驱车型变速器齿轮敲击异响问题，分析并确认其传动系扭振特性匹配不当与变速器齿轮敲击异响间的较强相关性，通过减小离合器主减振刚度以及增大半轴刚度等方式可有效抑制此类异响问题。
丁康等建立变速器的刚柔耦合多体动力学模型，分析了变速器齿轮系统敲击的产生条件并给出敲击时间历程与各影响因素的理论表达式。研究指出敲击强度除了随空套齿轮与传动轴之间的阻尼系数增大而减小外，几乎都与输入转速波动、齿比、空套齿轮转动惯量及输入转速成正比例关系直线上升，但是负载扭矩的变化对空套齿轮敲击影响不大。
邓庆斌等针对变速器齿轮敲击噪声问题，从齿轮敲击的发生机理、数学模型的求解方法、齿轮敲击解决途径3个方面论述汽车变速器齿轮敲击噪声问题的研究内容及方法。采用定性研究方法，确定整车相关参数对齿轮敲击问题的灵敏度，为解决汽车变速器齿轮敲击问题提供了参考依据。
从以上文献看出，变速箱产生敲齿异响，是由于变速箱非传动齿轮组发生齿面敲击，而其原因是在输入端，如柴油发动机或电动机存在转速波动，或者离合器或扭转减振器参数匹配不合理导致的，一般可以通过控制输入扭矩波动、控制传动系统扭振模态和优化齿轮设计3种手段来控制敲齿现象。
本文针对某工程机械发生变速箱异响的售后故障，通过实车测试、诊断与分析、验证，将变速箱异响诊断为敲齿异响，并指出负载端产生过大的扭转激励是变速箱异响的原因，为变速箱敲齿异响的诊断提供了新的案例，具有指导意义。
一、传动系统组成与主要技术参数
传动系统的组成
工程机械的传动系统，除了需要将扭矩传递到轮胎提供行驶动力外，还需要将扭矩传递到液压系统，即驱动液压油泵提供高压液压油，行驶和液压驱动通过分动箱进行动力的切换，传动系统框图如图1 所示。行驶链的传动系统包括发动机、变速箱、前传动轴、分动箱、后传动轴，至轮胎;液压驱动链包括发动机、变速箱、前传动轴、分动箱，至油泵。
油泵根据车型需要，配置有 2 个主工作油泵，2 个辅助油泵;辅助油泵为搅拌和换向用途。主工作油泵采用柱塞泵，工作原理为柱塞在旋转斜盘的带动下轴向运动驱动油液运动;辅助油泵采用齿轮泵，工作原理为两啮合齿轮旋转驱动油液运动，如图 2 所示。
主要技术参数
发动机为直列6缸柴油发动机，最大功率为315 kW，最大扭矩为 2 100 N∙m，经济运行转速区间为 1 000～1 400 r/min;变速箱为16个前进档的自动换档变速箱，速比范围为11.7～0.69;匹配单片干式离合器。当工作在液压驱动模式下时，系统控制变速箱工作在1:1的速比档位，即输入分动箱的转速与发动机的转速相同。分动箱的液压驱动档位速比为 0.767。
主工作油泵单个排量为190 mL/r;2个辅助油泵排量分别为57、33 mL/r。
二、故障诊断与分析
故障现象
某工程机械，工作时间约 12 个月，反馈出现偶发的可自行消除的严重异响，初步判断异响位置在变速箱处。后续在 3 个月左右时间内，陆续反馈有几起其他地区的设备也有类似异响案例。
经现场考察及初步测试，基本判断异响出现在变速箱处，表现为“哒哒”的声音，是一种敲击振动所产生的异响。如图 3 所示，为异响时采集得到的彩图，如图显示幅值最大的频率为0 Hz，即变速箱发生了撞击。
统计发生异响时的工况参数为：发动机转速位于1 200～1 300 r/min区间，主油泵排量50 %左右，偶发的异响均与辅助油泵换向工作同步，并未发现有在辅助油泵换向工作过程中突发异响的情况。
传动系统未发生功能性损坏而发生变速箱的间歇性异响，与系统输入或传递的扭矩关系较大，如发动机发生扭矩波动，离合器传递的扭矩发生波动，变速箱自身对系统的输入扭矩发生较大变化，以及油泵的阻力矩存在波动等相关。另外，经过现场查看，发生异响时变速箱悬置主动端发生了肉眼可见的横向抖动现象。因此，变速箱发生异响，初步判断为传动系统发生较大的扭矩波动导致变速箱产生敲齿异响，或者动力总成悬置发生了损坏，隔振失效导致动力总成悬置主动端与被动端碰撞产生异响。即变速箱异响的可能原因整理如图4所示。
发动机售后服务工程师读取发动机工况信息，正常工况下与异响发生时发动机转速及扭矩波动均未发生较大变化，确定发动机正常。
采用临时改变动力总成悬置横向刚度的措施来验证是否存在悬置损坏而导致碰撞的情况，如图 5 所示为改变悬置刚度而临时塞入的橡胶块。塞入橡胶块后异响仍然偶发，因此排除该种故障原因。
转速与振动信号采集分析
通过检测和验证，排除了发动机和悬置故障，将变速箱严重异响定性为敲齿异响，即传动系统发生较大的扭转波动导致变速箱空套齿轮敲齿。传动系统发生较大的扭矩波动导致变速箱发生敲齿异响，可能原因为发动机端的输入扭矩波动大，或传动系统参数发生了变化而导致系统发生扭转振动，或者负载端负载变化大而导致系统发生扭转波动。已通过发动机检测诊断了发动机端输入正常，进一步针对系统与负载端的参数进行详细的测试。
采用LMS数采系统和加速度传感器，结合动力总成自带的转速传感器，针对变速箱发生异响和正常两种工况进行信号采集与分析。如图6所示，左边红黑线为从动力总成自带的转速传感器接出的电流信号，右边蓝色线为加速度传感器的信号线。测试得到了发动机飞轮端和变速箱端的转速信号，如图7所示。
由图7可以看出，在正常工况下，发动机转速波动小于10 r/min，变速箱转速波动小于15 r/min，均在可接受范围内，转速曲线见图 7(a);在异响工况下，发动机转速波动小于100 r/min，频率约为7.8 Hz;变速箱端转速波动达到了240 r/min，频率约为13 Hz，如图7(b)所示。其中变速箱端在异响工况下的转速波动超过了传动系统 150 r/min 转速波动的可接受范围。
测试得到的变速箱和主油泵上的振动加速度信号，如图8所示，可以看出异响工况下的变速箱和油泵端的振动加速度信号也存在异常。0～25 s 为采集时间段，15～24 s 内变速箱发生异响。由振动加速度有效值彩图可以看出，在变速箱正常和异响工况下，变速箱上均有约 65 和 130 Hz 的较大幅值振动，该频率为6缸发动机的点火频率;异响发生时，即在15～24 s内，变速箱处发生频率约13 Hz的较大幅值振动，而异响消除后13 Hz的振动幅值不明显，如图8(a)所示;同时，主油泵端的振动加速度信号也显示油泵在异响时发生了频率为 13 Hz 左右的扰动，如图8(b)所示。
至此，可以判断变速箱发生了空套齿轮的敲齿异响，特征频率为13 Hz，所得数据进一步排除了发动机作为激励输入扭矩波动的可能性，同时油泵端出现了 13 Hz 的扰动特征频率，结合变速箱异响与辅助油泵换向同步的统计现象，继续开展了液压系统压力测试。
振动与液压信号采集分析
结合变速箱加速度和主油泵、辅助油泵换向压力信号进行实车测试，变速箱加速度信号用于记录并表征异响特征，压力信号用于判别油泵激励频率。工作工况仍为发动机控制转速 1 200～1 300 r/min 区间，主油泵排量 50 %。经测试，异响时变速箱的异响特征频率仍然为13 Hz。测试得到的压力频域信号见图9。
由图9(a)可知，在正常工况下，主油泵和辅助油泵压力均未出现频率为 13 Hz 的峰值;在异响工况时，主油泵和辅助油泵均出现了 13 Hz 的峰值及其倍频。
故障诊断与验证
主油泵为活塞数量为 8 的柱塞泵，辅助油泵为齿数为13的齿轮泵，两者采用通轴传动。当发动机转速为 1 200 r/min 时，通过变速箱 1:1 和分动箱 0.767 的速比传动后，油泵输入轴的转速为 1 564.5 r/min，频率为26.1 Hz。由于某种故障原因，辅助油泵产生了 0.5 谐次，即频率为 13 Hz 左右的扭转激励，激起了传动系统产生较大的扭转位移，该位移超过了变速箱空套齿轮的间隙，导致变速箱发生敲齿异响。
由以上诊断可以看出，要消除变速箱异响，有两种解决方案，一是消除激励，即消除辅助油泵产生的13 Hz扭转激励;二是减小传动系统的扭转位移，使得该扭转位移小于变速箱空套齿轮的间隙。
根据以上方案分别针对两台机械进行了验证，一台通过加装液压系统蓄能器，来缓冲液压系统产生的波动峰值，最终配合转速区间规避，即规避 1 200～1 300 r/min发动机转速区间的方法消除了变速箱异响;二是通过更换另一品牌的辅助油泵，从根源上消除负载扭转激励来消除异响，更换前后的辅助油泵的参数见表1。
措施实施后，进行了相关测试，变速箱振动彩图如图 10 所示。可以看出，13 Hz 左右的异常振动消失。并进行了为期半个月的售后跟踪，现场跟踪及客户反馈变速箱异响未再发生，问题得到解决。
三、结语
(1)通过振动和转速信号测试，排除了发动机转速波动是变速箱敲齿异响的原因;异响时的振动加速度特征频率为13 Hz。
(2)结合振动和液压系统压力测试，发现异响时液压系统产生了约13 Hz及其倍频的峰值压力。
(3)结合异响工况时的发动机转速及系统传动速比，以及辅助油泵的齿数，判断由于液压辅助油泵发生了故障，产生了大幅值的0.5谐次的压力，使得传动系统产生了该频率下的较大扭转位移，该位移超过了变速箱空套齿轮的间隙，从而发生了敲齿异响;通过加装液压缓冲蓄能器或更换不同品牌的辅助油泵两种方案的实车验证解决异响故障证明了诊断的有效性。
(4)辅助油泵在未发生功能性损坏的情况下，产生0.5谐次的波动压力的原因未知，将在后续的研究工作中寻找答案。
参考文献略.