低噪声变速器的开发

低噪声变速器的开发（共6篇）

低噪声变速器的开发 篇1

前言

开发变速器时, 降低噪声是一个重要的目标。汽车噪声不仅会损害驾驶人和乘客的舒适和健康, 而且还会使周围环境承受交通噪声之苦。在法定的加速阶段车外噪声级方面, 除了发动机 (包括进排气系统) 和轮胎外, 仅在商用车中, 变速器是一个重要的噪声源。有关其他车内噪声源的降噪措施已经证明获得了成功, 因此降低变速器噪声的压力越来越大。一般由于变速器噪声的特定品质, 使它与车内其他噪声源区分开来, 这种压力不是变速器的绝对噪声级的大小。因为有些变速器噪声只有在某些工作条件下才可以听到, 所以某些变速器噪声现象本身不会构成一个太强大的噪声污染源。但是, 这些噪声常常会导致客户抱怨, 因为用户会 (错误地) 认为汽车发生故障。在寻求降低变速器噪声的时候, 仅仅改进变速器本身是不够的, 正如所有的汽车噪声问题一样, 对涉及传递和辐射噪声的车身和其他零部件都必须加以考虑。

1、变速器噪声及起因

1.1 呜呜声

在载荷作用 (传递功率) 的情况下, 齿轮对的滚动接触噪声被称为呜呜声 (啸叫、振鸣声或嗡嗡声) 。这种运行噪音有若干起因:

1) 啮合冲击。啮合冲击是齿距误差或像轴与齿轮之间的同心度这样的几何误差以及在载荷作用下由于齿轮、轴或外壳的变形而引起的偏离齿轮定律的偏差共同作用的结果。然而, 为避免这些啮合冲击而所进行的齿廓较正仅仅对某一载荷范围才会有效。

2) 参数激发振动。参数激发振动的起因是轮齿刚性随啮合位置而变化。这种振动的大小取决于传动机构的几何形状和转速。如果激励频率 (转速乘以齿数和谐波) 接近于齿轮对的自振频率, 共振便会产生特别大的振幅, 因而也会产生特别大的噪声。即使在齿轮轮齿非常精准的情况下, 也会出现这样的振动。

3) 滚动接触噪声。表面质量不高会产生“搓衣板效应”, 从而导致滚动接触噪声。即使在满足公差要求的情况下, 如果生产过程中形成的某些齿侧表面结构引起了振动, 就会出现噪声。

1.2 咔啦声/咯噔咯噔声

无载荷时, 齿轮和换挡元件在容许的功能限值和生产限值内的振动会产生咔啦声和咯噔咯噔声, 这些响声是由变速器轴的扭转振动引起的。如果扭转振动的振幅超过一定值后, 目前尚未啮合的空套齿轮轮齿将会离开轮齿驱动侧, 并在齿隙范围内来回振动。这种振动的振幅取决于该空套齿轮的转动惯量、阻力距和引起激励的扭转振动加速度的大小。受到激励作用后, 同步器锁环和滑动接合套也会在它们的间隙范围内出现扭转振动。松动的零件在遇到间隙极限的情况时出现撞击时这种噪声的真正起因。

1.3 哐当声

除了作为对载荷突变的一种反应的低频纵向冲击声 (约2~8Hz) 外, 还会出现叫做“哐当声”的高频金属响声。在工作的零件的侧面相互敲击就会出现这种声响。进行噪声分析时, 必须从飞轮到轮边减速器的整个传动系进行考虑。

1.4 换挡噪声

如果同步器不能正常起作用, 换挡时就会出现明显的啮合噪声。这种噪声可能起因包括:同轴度偏差、齿距误差、齿廓异常和驾驶人的换挡风格等。

1.5 轴承噪声

轴承噪声通常很难察觉。这种噪声仅仅在滚动轴承装配过紧或损坏时才会出现, 但随着损坏程度的增加, 噪声迅速增加。

2、噪声是怎样到达耳朵的

齿轮齿面是主要的噪声源。这种噪声的声级和特点以多种不同的方式受到传递至人耳所经过的路径的影响。

在正常密封的变速器内所产生的高声级空气传播的噪声不会在变速器外面形成高声级噪声, 这是因为它没有足够的能量来激励变速器外壳产生剧烈振动。齿轮体的振动作为结构传播的噪声被传递给变速器轴——在固定齿轮的情况下为直接传递, 而在空套齿轮的情况下, 经过各自的轴承传递。输入轴和输出轴将振动传到变速器之外。当然, 这种振动大部经过变速器轴的轴承传给变速器外壳。特别是轴的弯曲振动会对外壳产生激励作用。

如果激励频率接近外壳的自然振动频率, 振动会得到进一步放大, 因而产生高的噪声级。变速器壳辐射噪声中的一部分为空气传播的噪声, 其余作为结构传播的噪声, 通过变速器支座传给车身。在从变速器经过传动轴到车身的结构传播噪声的传递中, 传动轴起到了重要的作用。正因为此, 在任何噪声传播路径分析中, 不应该将它们忽略不计。

3、噪音评价标准

在评价变速器噪声过程中, 驾驶人、乘客和车外人对这种噪声的主观感觉极为重要。

在一辆汽车正处在开发中时, 常常通过训练有素的测试驾驶人对特定的噪声现象进行主观评价, 对改进措施进行评价。常用的一种评价标准是“ATZ评价”。评价小组必须对他们的评级进行反复比较, 以确保进行始终如一的合理评价。

然而, 仅靠客观评判对详细分析噪声的起因是不够的。为了对变速器的开发措施进行评价和精确的比较, 需要有主观数据。通常使用噪声和振动数据, 而这些数据既可以在工作条件下测得, 也可以使用合成激励的方法测得。依据激励和探测, 可以用模态分析, 工作振动或传播路径分析等方式, 对数据作进一步处理, 这样便可提供有价值的信息。

4、对策

显然, 有效地降低现有变速器的噪声排放比较困难且比较昂贵, 所以, 在新型变速器的开发过程中, 必须从规划和设计阶段对“低噪声变速器”这一开发目标进行全面考虑。对于限制噪声产生的主动降噪措施和限制噪声传播的被动降噪措施要加以区别。

主动降噪措施有时只能影响某一特定类型的振动。降低传递功率的齿轮对的振动的主动降噪措施会对传动齿轮的几何形状和生产质量产生影响。大的横向接触比和重叠比 (高接触齿轮和斜齿轮) 会减小因此而导致的轮齿刚性不一致性, 并减小啮合冲击。

为了减轻由于载荷和因此而产生的变形所导致的啮合干涉, 首先要进行齿廓矫正 (修缘、横向中间增厚) , 其次是尽可能地提高齿轮体、轴、轴承和壳体的刚度, 并使他们的自振频率分散开, 以防出现过大的动态变形。轮齿加工质量是导致滚动接触噪声的一个主要因素。变速器的运行转速对于有载荷作用的齿轮所辐射的噪音具有很大的影响, 而载荷本身没有过大的影响。但是这些参数通常都不可以改变。

松动零件的振动程度受变速器本身的三个参数的影响。齿隙和转动惯量应尽可能小, 而作用于各个松动零件上的阻力距应尽可能的大。由于存在许多功能上的抱怨, 像低环境温度下的变速器功能、高效率等等, 因此, 很少有降噪的潜力。如果相应降低变速器轴的扭转振动的振幅, 可大幅度降低卡啦声和咯噔咯噔声。如果发动机转速的波动被解耦, 将可为降低噪声创造极大的空间。

降低变速器噪声的被动措施, 尤其与齿轮轮齿经过轴传给外壳的结构传播噪声的传递相关。对于高频振动而言, 在载荷作用下, 如果不存在任何不可接受的变形的情况下, 应该将一个尽可能软的隔离元件 (橡胶块) 用作低通滤波器。变速器壳的结构特别重要。必须避免变速器壁面上出现的噪声强烈型振动。采用提高刚度的措施时应仔细考虑这样的事实:采用外部加强筋虽然制造成本低, 但是却增加了噪声辐射表面。变速器壳体的材料对于噪声辐射也会产生重大影响。今天经常使用的轻合金的吸振特性比铸铁差得多。

参考文献

[1]李润方, 王建军.齿轮系统动力学[M].北京:科学出版社, 1997.

[2]王望予, 汽车设计[M].北京:机械工业出版社, 2006.

[3]黄森, 郑直, 凌启辉.汽车变速器噪声及控制[J].汽车工程师, 2013年03期.

[4]罗小林, 蒙鹏宇, 钟武昌.汽车变速器的噪声源分析及降噪设计[J].机械制造, 2016年01期.

[5]郭栋.汽车变速器噪声特性研究[D].重庆:重庆理工大学, 2010.

低噪声变速器的开发 篇2

关键词：噪声；声卡；LabVIEW；监测；农业机械；系统研究开发

中图分类号： TP391.9 文献标志码： A 文章编号：1002-1302（2014）07-0402-03

收稿日期：2013-09-20

基金项目：国家星火科技計划（编号：2102GA690304）；江苏省淮安市科技支撑计划（编号：HAS2012046）。

作者简介：尹晓琦（1975—），女，江苏淮安人，硕士，副教授，主要从事通信与信号处理研究。E-mail：hy_xuebao2009@126.com。噪声是目前主要的环境污染之一，农用机械工作环境恶劣，产生的较大噪声对驾驶员的危害较大。拖拉机、农用运输车等在作业时产生的噪声可分为两大类：一类是机内噪声，如发动机、底盘等发出的噪声；另一类是作业时的外部噪声。对于农田植物来说，噪声能促进植物的衰老进程，增加呼吸强度和内源乙烯释放量，并能激活各种氧化酶和水解酶的活性，使得果胶水解，细胞被破坏，从而导致细胞膜透性增加，以85～95 dB的噪音对植物的生理活动影响较为显著。噪声监测的主要内容包括以下几个方面：（1）测量噪声的声压级以检验其是否符合国家制定的规范标准；（2）对噪声波形进行频谱分析，以了解噪声的频谱分布情况；（3）测量噪声源的声功率或声功率级，以了解噪声源的有关特性[1]。

LabVIEW是一种较好的图形化的虚拟仪器平台，它内置信号采集、测量分析与数据显示功能，将数据采集、分析与显示功能集中在同一个开放式的开发环境中[2]。计算机采集卡是信号记录仪器中的重要组成部分，主要起A/D转换功能。目前的主流数据采集卡都包含完整的数据采集功能，但这些卡的价格均比较昂贵；相对而言，同样具备A/D功能的声卡技术较为成熟，已经成为计算机的标准配置[3]。本研究采用声卡采集农业机械噪声监测与分析虚拟仪器系统，以期实现噪声声级数据的快捷及低成本传输。

2系统结构

农业机械噪声监测虚拟仪器系统的结构如图1所示，可以看出，该系统主要由噪声提取电路、A计权电路、有效值检测电路、声卡采集及虚拟仪器平台等部分组成。

首先，电容传声器将噪声转变成电信号，经过放大后送入进行频率滤波的计权网络，通过它进行声级（又称计权声压级）测量，具体按照GB/T 3222—1994《声学环境噪声测量方法》[5]和GB/T 14623—1993《城市区域环境噪声测量方法》[6]的要求，这里采用A计权网络；其次，由于在声学测量中，有效值反映声音的功率，因此通过有效值检波器将交流信

号转变为直流信号，并转换为直流信号有效值（MRS）；最后通过计算机声卡对噪声数据进行采集，利用Labview软件对噪声进行实时的波形显示，并进行数据存储、声级的显示和特性分析。

3噪声监测与分析系统

3.1声卡数据的采集流程

在LabVIEW环境中，LabVIEW提供了一系列使用Windows底层函数编写的与声卡有关的函数，这些函数集中位于All Functions目录下Graphics & sound下的Sound Ⅵ下[7]。在Sound Ⅵ下有两大模块Sound Input和Sound Output。声卡数据采集的流程见图2，Sound Input中关于声卡采集数据的函数有SI CONFIG、SI START、SI READ、SI STOP、SI CLEAR等，它们分别对声卡进行采集配置、启动采集、读取数据、停止采集、清空缓存数据[8]。声卡的参数设置由Sound Input模块中的SI CONFIG函数完成。

3.2系统实现

农业机械噪声监测虚拟仪器系统的程序框见图3，噪声评价采用等效连续A声级，声卡装置Realtek HD Audio的分辨率为16位。Labview软件通过Acquire Sound函数获取噪声数据，在前面板上实时显示噪声的波形，同时由Spectral Measurements函数对其功率谱特性进行分析，使用Amplitude and Level Measurements函数分析噪声数据的均方根值、最大值、最小值及直流分量等参数，并对噪声的分贝值进行计算和显示；另外由FFT Spectrum（mag-phase）子Ⅵ得出噪声的幅频和相频特性，并对声压值进行计算。

系统设计完成后，对农用拖拉机的机械噪声进行测试试验，测试及分析结果如图3所示。

图4为噪声监测的实时波形和参数显示窗口。由于人耳能听到的最高频率是20 kHz左右，根据采样定理，为了不发生频率混叠，设定采样频率为46.575 kHz，实际测得的噪声值为65.369 9 dB，声压为26.227 3 Pa，图4右侧为实际监测的噪声波形。

图5为噪声数据的特性分析窗口，主要包括噪声的功率谱密度、噪声的幅频特性和相频特性。由于系统采用了A计权的方式，能实际反映人耳对噪声中低频不敏感、高频敏感的主观感觉，从而较好地反映了人耳的实际响应。从图5-a中可以看出，噪声的功率分布主要集中在0～20 kHz的频率范围，只有小部分的功率分布在20kHz以上，符合实际人耳能感受的噪声范围；图5-b、图5-c分别为测试噪声的幅频特性、相频特性，幅度谱主要分布在0～5 kHz的低频段内，说明低频噪声占测试噪声的主要部分。

4结论

本研究所设计的农业机械噪声监测虚拟仪器系统可以实现噪声波形的实时监测，通过对其功率谱和频谱等特性进行分析，可对噪声值等参数进行计算和显示。该系统具有性价比高、抗干扰能力强、功能可扩展等特点，在农业机械噪声的实际测量中具有广阔的应用前景。

参考文献：

[1]刘砚华，张朋，高小晋. 我国城市噪声污染现状与特征[J]. 中国环境监测，2009，25（4）：88-90.

[2]陈锡辉，张银鸿. LabVIEW 8.20程序设计从入门到精通[M]. 北京：清华大学出版社，2007.

[3]孙爱晶，刘毓，马贺洲. 基于LabVIEW的声卡数据采集及滤波处理设计[J]. 自动化与仪表，2009，24（5）：45-47.

[4]孙晶华. 环境噪声监测仪的研制[D]. 哈尔滨：哈尔滨理工大学，2010.

[5]GB/T 3222—1994声学环境噪声测量方法[S]. 北京：中国标准出版社，1995.

[6]GB/T 14623—1993城市区域环境噪声测量方法[S]. 北京：中国标准出版社，1995.

[7]陈珺，黄用勤，王永涛. 基于虚拟仪器的实时数据采集系统的设计[J]. 武汉理工大学学报，2007，29（6）：122-124.

[8]孟武胜，朱剑波，黄鸿，等. 基于LabVIEW数据采集系统的设计[J]. 电子测量技术，2008，31（11）：63-65.

低噪声变速器的开发 篇3

本公司在开发一款轿车变速器零部件时, 在海南进行道路试验进行系统N V H开发的过程中, 发现变速器在60～70km时速状态下主减速器有异常噪声。

理论原因分析

根据渐开线齿轮正确传动的必须条件是基节相等。齿形角误差直接影响基节误差。实际加工中, 齿形角误差是不可避免的。通过基节误差对传动的影响进行分析:

(1) 从动齿轮的基节大于主动齿轮的基节, 啮入瞬间产生受载时, 主动齿轮强迫从动齿轮突然增速, 主动齿轮的输入力矩也在瞬间巨增, 因此产生剧烈的冲击, 我们称它为啮入冲击, 引起强烈振动, 产生噪声。

(2) 从动齿轮的基节小于主动齿轮的基节, 可产生从动齿轮的角速度直线下降, 主动齿轮的输入力矩则迅速下降, 当后一对轮齿进入啮合并产生啮入冲击时, 前一对轮齿已终止了刮行, 使齿轮匀减速恢复到原有角速度, 进入正常啮合, 可见这种冲击和刮行比较缓慢和轻微, 我们称它为啮出冲击和刮行。两种基节控制方式 (冲击与刮行) 的分析对比见附表。

通过分析得到结论:需要从动齿轮基节略小于主动齿轮基节, 啮合时只会产生啮出刮行和啮出冲击, 而避免了啮入冲击和啮入刮行。

拆解故障变速器进行计量分析, 判定异常噪声是中间轴齿轮与主减速齿轮的齿形、齿向不匹配造成。虽然故障车的两个齿轮都是按照设计的K曲线进行制造, 通过对故障车中间轴齿轮的齿向和齿形计量曲线、主减速齿轮的齿向和齿形计量曲线进行分析, 可见两齿轮控制的齿形并不匹配, 形成了从动齿轮的基节大于主动齿轮的基节的现象, 产生啮入冲击和啮入刮行, 导致产生强烈的异常噪声。

解决措施

根据以上分析得出结论:制造过程必须控制, 使从动齿轮基节略小于主动齿轮基节, 啮合时只会产生啮出刮行和啮出冲击, 而避免啮入冲击和啮入刮行。具体措施为:齿轮制造时使中间轴齿轮的基节大于主减速齿轮的基节, 这样啮合时就能大大地减轻齿轮啮合振动和噪声。于是不改变主减速齿轮原有的控制方式, 只对高速旋转的中间轴齿轮的齿形、齿向计量曲线进行制造过程的特殊控制, 制造时人为将中间轴齿轮齿形角的f Hα控制在-0.007mm左右。

首先明确齿轮各个检测部位及其检测方法 (见附图) , 再针对各个具体检测部位的齿向、齿形进行量化控制。左右齿面的齿向fβ中凸 (5±3) μm, 左齿面的上端齿向fβ下塌 (2±2) μm;齿形的控制更为关键, 左右齿面的齿形ff在有效啮合线长度内从S A P到齿顶方向下塌 (3±3) μm, 左右齿面的整体齿形ff中凸 (4±3) μm。

结语

为达到修形设计的要求, 需要设计剃齿刀的齿形, 并在SU数控剃刀磨床上对剃齿刀进行刃磨, 计量合格后在剃齿机上进行径向剃齿, 最后进行热处理, 热处理后加工的零件符合控制要求。将新试制的合格零件重新装车进行海南道路试验验证, 主减速器啸叫异常噪声已完全消除。

因此根据以上试验验证取得的结论, 将以上设计结果固化到正式产品图和工艺过程资料上, 进行批量生产, 到目前为止已经生产了数万台轿车, 再没有发生变速器异常噪声问题, 说明利用齿轮啮合原理将变速器异常噪声问题成功解决。

低噪声变速器的开发 篇4

近年来中国汽车企业对技术研究和产品开发的投入越来越大,取得了一些研究成果,但是自主品牌轿车产品的市场占有率仅为30%左右,在高端市场更是只有少数几家自主品牌参与市场竞争。调查发现自主品牌企业满足产品可靠及耐久、动力经济性的能力较强,满足操纵稳定性能力次之,满足安全性能力相对薄弱,振动、噪声、声振舒适性(noise,vibration & harshness,NVH)控制能力则最差[1]。因此需进一步展开对整车NVH的研究。汽车变速器是汽车动力传动的主要部分,同时也是汽车NVH主要的来源之一。目前变速器的噪声主要包括啸叫、敲击、空挡异响。对于变速器啸叫,国外开展了大量的工作。Steven等[2]对变速器啸叫从声品质的角度进行了评价和研究。Lee等[3]针对某商务车车内存在的啸叫问题,通过车内噪声实验,利用阶次分析得到特征谱,利用工作变形分析和经验模态分解找到了噪声源。Houser等[4]基于结构声的产生传递过程,用静态分析的方法,重点讨论了轮齿齿形修形和噪声的关系。Romax公司技术人员从传动误差的角度研究了降低啸叫的方法。Amol等[5]以控制传动误差为目标,优化了齿面的微观形状。葛如海等[6]借助RomaxDesigner软件对齿轮啮合情况进行分析,建立了齿轮静传递误差模型,结合接触斑点并采用多因素实验设计得出最佳的齿面微观修形参数,降低了啸叫声。

本文研究了一款国产轿车变速器5挡啸叫问题。

1 变速器啸叫产生机理

啸叫是一种音调类的噪声,人耳对音调类的噪声较为敏感,因此变速器在常用的工况下应尽量避免产生啸叫。啸叫是齿轮系统的一种动力学行为,一对啮合轮齿的动力学模型[7]如图1所示,传动轴轴承的支撑刚度和支撑阻尼用等效值k1、k2和c1、c2来表示,时变啮合刚度用km(t)表示,啮合阻尼用cm(t)表示。模型没有考虑齿面摩擦力,动态啮合力始终作用在啮合线方向上。齿轮1的质量、转动惯量、

基圆半径分别为 m1、I1、r1;齿轮2的质量、转动惯量、基圆半径分别为m2、I2、r2;传递的转矩T为常数。

该模型具有4个自由度,分别为主动齿轮、被动齿轮转动中心的旋转自由度和横向平移自由度。令齿轮的横向振动位移为y,扭振角位移为θ,可得到图4所示动力学模型的微分方程:

式中,p为轮齿受载变形以及齿形误差等引起的啮合线上的误差。

轮齿的载荷是变化的,载荷的变化以及啮合齿对数的变化导致啮合刚度是时变的,最终产生一个动态的啮合力。动态啮合力是齿轮啸叫噪声的激励源,啸叫产生的过程如图2所示。

2 整车和台架实验

随机抽取该款国产轿车,参照GB 1495-2002汽车加速行驶车外噪声限值及测量方法,在汽车怠速工况下(发动机转速750r/min),在驾驶员座位两耳位置处布置2个声压传感器测量车内的声压。同时监控实验过程中发动机和变速器的温度。每次实验采集记录3次数据,选择一致性较好的数据作为分析数据。

然后在半消声室中对该款变速器进行了稳态和瞬态2种实验,实验装置简图如图3所示。该变速器NVH实验台不但可以进行变速器NVH实验,还可以进行变速器寿命实验以及传动效率实验等。实验台主要包括1个驱动端、2个加载端、1个半消声室、控制台、变频柜等部分。驱动端和加载端主要部分为三相交流电机。半消声室的6个界面中有5个面(地面除外)布置了多孔尖劈型的吸声材料,尖劈成本较低,吸声效果优越,是目前国内使用最为广泛的吸声材料。半消声室的截止频率小于100Hz,本底噪声小于30dB(A),能够满足汽车变速器NVH实验的要求。数据采集系统采用德国HEAD公司的OctoBox。变速器辐射出的噪声是通过3个电容式声压传感器(G.R.A.S46AE)来测量的。该传感器的频响范围为5~10kHz,声压级最大测量值为135dB(A),完全可以满足该款变速器NVH实验的需要。转速传感器采用小野公司的LG-916型光电转速传感器。传感器的布置依据QC/T 568-1999的要求,同时结合箱体有限元分析的结果来布置。转速传感器布置在变速器输入轴一端的联轴器处,测量输入轴的转速。3个声压传感器分别布置在变速器的左、右、上3个方向,3个传感器的方向都与输入轴中心线垂直相交。

在该NVH实验台架上分别作稳态和瞬态2种实验,实验规范如下:

稳态实验:分别在5种不同的转速下(1000r/min、2000r/min、3000r/min、4000r/min、5000r/min)进行实验。

瞬态实验:实验是一个从转速1000r/min到4000r/min的匀变速过程。同整车实验一样,每次实验采集记录3次数据,选择一致性较好的数据作为分析数据。

3 阶次分析

轿车变速器总成由较多零部件组成,主要包括齿轮、轴、轴承、同步器、换挡装置、箱体等。各种零件工作原理不同,导致变速器工作时的频率成分较为复杂,不利于故障频率的分析。同时工作过程中转速不断变化,针对平稳信号的傅里叶变换不能满足变速过程的分析,因其会造成严重的“频率模糊”现象[8],因此本文采用阶次分析的方法进行分析。阶次分析是在角域进行等角度采样,旋转部件每转过一个角度采集一次数据[9]。假设机械作匀变速转动,转角与时间为二次多项式关系:

式中,a0、a1、a2为待定系数;t为时间。

设t1、t2、t3为3个脉冲依次到达的时间。在阶次分析中,转速脉冲的角度间隔(Δφ)是不变的,因此有

将式(2)代入式(1)求解可得固定角度变化所对应的时间间隔:

式中,k为插值系数,。

经过重采样后,振动信号则由等时间间隔(Δt)序列x(t)变为等角度间隔(Δφ)序列x(θ)。同时采样时必须满足香农采样定理,才能使谱分析时不出现频率的混叠与泄漏,即有

式中,Os为采样阶次;Omax为最大分析阶次。

对整车和台架实验记录一致性较好的实验数据进行阶次分析,发现阶次谱图中的特征阶次较为清晰,典型的阶次谱如图4所示。通过对多个阶次谱图进行统计分析得出5挡啸叫阶次为22.5阶、45阶和87阶。

5挡传动结构如图5所示,5挡主动齿轮齿数为45,5挡从动齿轮齿数为34,主减主动齿轮齿数为17,主减从动齿轮齿数为69。由阶次跟踪定理知,输入轴的转动频率为1阶;中间轴阶次为1×(45/34)=1.32 阶;主减齿轮对一阶啮合阶次为1×(45/34)×17=22.5阶;5挡齿轮对一阶啮合阶次和主减齿轮对二阶啮合阶次为1×45=45阶;输出轴阶次为1×(45/34)×(17/69)=0.33阶;45×2-1.32×2≈87阶;22.5×4-1.32×2≈87阶。

通过计算发现,22.5阶为主减齿轮对的一阶啮合阶次,45阶十分特殊,既为5挡齿轮对的一阶啮合阶次,又为主减齿轮对二阶啮合阶次。87 阶为两对齿啮合频率被中间轴频率调制产生,该问题较为特殊,由于设计不当出现了不同传动部件阶次一致的情况,因此不能最终确定噪声源。

4 声贡献量分析

阶次分析得到啸叫主要阶次后,为了研究各个阶次对变速器辐射噪声的影响程度,进行了各个阶次对变速器整体噪声的贡献量分析。利用HEAD公司的ArtemiS软件计算出各个阶次的声贡献量[10]。对比多组数据发现22.5阶和45阶声贡献量较大,典型数据如图6所示。

图6中最上边的三条线为3个声压传感器测量到的变速器辐射噪声的整体值,中间3条线为45阶的噪声值,最下边的3条线为22.5阶的噪声值。明显地可以看出变速器辐射出的噪声主要是由这2个阶次引起的,而且45阶的贡献量大于22.5阶的贡献量。因此通过阶次分析和声贡献量分析,最终确定啸叫的特征阶次为22.5阶和45阶。

5 齿面接触斑点及噪声控制

齿面接触斑点是评价齿轮啮合质量的重要依据,齿面接触班点的形状、大小和位置与齿轮传动过程中的噪声有直接的关系,齿面接触良好则齿轮噪声小。GB/Z 18620.4—2002《圆柱齿轮检验实施规范》第4部分“表面结构和轮齿接触斑点检验”规定:接触斑点可以给出齿长方向配合不准确的程度,包括齿长方向的不准确配合和波纹度,也可给出齿廓不准确性的程度。接触斑点示意如图7所示。

典型的接触斑点为齿宽b的80%,有效齿面高度h的80%。对5挡齿轮副和主减齿轮副涂红色薄膜涂料,将其安装在齿轮接触斑点分析实验台上进行实验。齿面接触斑点实验要在轻微制动下使齿轮副运转后进行。对齿轮所有的轮齿都进行了观察,以齿面上实际擦亮的摩擦痕迹为依据,并以接触斑点所占有面积最小的那个齿作为齿轮副的检查结果。图8为5挡主动齿轮接触斑点情况。图9为主减齿轮对从动齿接触斑点情况。

从接触斑点的形状和位置分析,5挡齿轮对接触良好,主减齿轮对沿着齿向方向一端未接触。因此确定噪声源为主减齿轮对。造成该种接触斑点可能是由支撑系统的变形或是轮齿的齿向在啮合过程中产生的误差造成的。考虑到输出轴较短而半径较大,轴承刚性非常好,间隙调整良好,支撑系统的刚度足够大,基本排除变形的可能。因此对主减齿轮对进行了齿向修形的调整,把最大修形量控制参数从9μm提高到了16μm。调整修形参数后该区域正常啮合,噪声得到明显改善,降低约5dB(A)。

6 结语

本文针对一款国产轿车变速器存在的啸叫问题展开了研究。分析了变速器啸叫产生、传播、辐射的过程。进行了车内噪声实验和NVH半消声室台架实验,利用阶次分析找到了5挡啸叫主要的阶次,再利用声贡献量分析最终确定了啸叫的特征阶次。通过阶次跟踪定理计算发现该啸叫问题较为特殊,由于设计不当出现了不同传动部件阶次一致的情况。针对阶次一致的传动部件,利用齿面接触斑点分析,对5挡齿轮副和主减齿轮副分别进行了接触斑点实验。通过研究接触斑点的形状最终确定了啸叫的噪声源。然后以实际接触斑点的形状为依据,对主减齿轮进行了齿向修形参数调整,降低啸叫声约5dB(A)。

参考文献

[1]张宁.中国汽车整车企业产品开发能力研究报告[R].北京:国家发改委产业协调司,2009.

[2]Steven B,Scott Y.Objective Noise Rating of GearWhine[J].SAE Technical Paper,1999-01-1720.

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[7]李润芳,王建军.齿轮系统动力学[M].北京:科学出版社,1997.

[8]康海英,栾军英,田燕,等.阶次跟踪在齿轮磨损中的应用[J].振动与冲击,2006,25(4):112-113.

低噪声变速器的开发 篇5

关键词：变速器,噪音,控制,设计,过程

随着人们对汽车舒适性要求的提高, 汽车噪音已是人们对汽车的一项重要评价指标。在汽车中, 变速器是传递和产生噪音及振动的主要部件之一, 因此降低变速器噪音更为重要和迫切。下面就结合本人实际设计过程中的体会对低噪音变速器设计方面做一个阐述。

1 低噪音变速器的设计方法

我们知道, 齿轮噪声来源于齿轮装置的振动, 齿轮装置本身又是一个复杂的弹性振动系统, 它主要包括齿轮副的周向振动、齿轮的径向和轴向振动及箱体的振动, 其中, 周向振动产生附加的动载荷, 附加动载荷使齿轮产生径向和轴向振动, 这些振动通过轴、轴承及轴承座传到齿轮箱箱体上, 激发箱体的振动形成噪音。故在设计中需要明确噪声源和传播途径, 以利于有效地控制或弱化噪声。

1.1 把握行业趋势, 掌握新的设计思想。

我们设计变速器的时候, 往往采用标准参数的方法去选择或设计变速器, 然而通过对大量的进口变速器研究发现, 现在大多数变速器齿轮采用增高齿高 (2.5~3.0m) 、减小压力角 (140~170) 、增大螺旋角 (330~370) 、小模数 (m=1~2) 、增大齿宽等的设计思想去优化设计变速器。

1.2 优化齿轮参数设计, 降低噪音。

1.2.1优化压力角及齿高系数。噪声随着压力角的减小而减小。大的压力角, 会产生大的齿面法向力, 相应会增大节线冲力和啮合冲力, 从而导致振动和噪声值的增大。反而, 小的压力角, 可以降低轮齿啮入、啮出的载荷突变, 降低噪音。同理, 齿高系数愈大, 不仅增大了重叠系数, 而且齿变得更长, 在一定程度上减小了啮合的冲击。1.2.2优化螺旋角、齿面宽。噪声随着螺旋角及齿宽的增大而降低。噪声与螺旋角b及齿宽的关系可归结为其与重叠系数的关系。在尼曼教授的计算公式中, 噪声级与 (1-tgb/2) 成正比, 加大螺旋角 (不超过400) , 或增大齿宽, 重叠系数都增大, 因而噪声降低。但是螺旋角与齿宽对噪声的影响是有限的。这种影响同时与载荷有关, 在载荷较大时, 螺旋角愈大, 则噪声级愈小。

1.3 优化变速器箱体设计。

箱体的降噪设计是降低变速器噪声的另一有效方法, 潜力很大。噪声是固体传播和空气传播发射的总噪声, 箱体的形状、刚性、自振频率、表面辐射面积、表面上开设箱盖的位置大小及总体布局均是噪声产生共振、声压产生合成和噪声发射影响的因素。

2 低噪音变速器的过程开发方法

满足低噪声要求的变速器开发只有先进的设计还不够, 还必须采取合适的工艺方法。如, 国内目前采用多采用滚齿-剃齿-热处理及修形补偿的工艺, 部分精度要求较高的变速器采用滚齿-热处理-磨齿或滚齿-剃齿-热处理-珩齿工艺来实现噪声的改善。另外, 还必须对过程开发进行控制。如:

2.1 齿轮材料的稳定性控制。

2.2 材料等温正火处理, 确保材料组织的均匀性, 消除立方贝氏体, 保证良好的切削性能和较小的热处理变形。

2.3 滚插齿时, 采用无侧隙夹具和滚刀径跳调整装置, 保证齿形误差小及规律性, 为后续工序做好准备。

2.4 摸索热处理变形规律, 剃齿时采用反变形处理。

2.5 齿坯基准精度和端面跳动控制, 轴类零件两端中心孔的大小、同轴度、粗糙度等控制等。

参考文献

[1]张展.齿轮噪声及其控制[J].华北电力, 1996.

低噪声变速器的开发 篇6

减速器噪声产生机理

汽车主减速器是汽车总成的一个重要部件, 其性能对整车质量有着直接影响。减速器作为后桥的核心件, 其主要功用是将输入的转矩增大并相应降低转速, 以及当发动机纵置时还具有改变转矩旋转方向的作用, 并且要求所选用的主减速比能满足汽车在给定使用条件下具有最佳的动力性和经济性。驱动桥的噪声主要来自主减速器的齿轮和其他传动件。齿轮啮合时, 由于齿轮刚度的变化及啮合误差, 引起齿轮间振动力的发生。起振力直接引起空气压力的变化, 透过壳体形成空气传播音;同时也会引起构造物的振动, 经过壳体或线速等传达, 形成固体传播音。我公司生产的减速器是具有固定减速比的下偏置单速减速器, 所配整车为纵置的后桥驱动桥。在驱动后桥中, 减速器齿轮的啮合误差也会引起驱动系和后悬架共振, 发生车内噪声。正常行驶、缓加速、缓减速均有可能发生, 并且随着加速踏板的踩入速度不同, 声音的大小也不同。由于齿轮啮合频率是高频, 所以同环境噪声相比很显著。

减速器生产装配现场的噪声控制

1. 齿轮啮合振动控制

在驱动桥传动系统中, 主减速器的性能是决定该传动系统性能的关键, 而齿轮作为减速器的核心件, 其加工制造质量的好坏对驱动桥, 乃至整车底盘系统的传动性能都有很大的影响。本公司所采用的主减速齿轮类型是格里森制的准双曲面齿轮。齿轮传动的特点是齿轮相互交替啮合, 在啮合处既有滚动又有滑动, 不可避免地要产生齿与齿之间的撞击和摩擦。另一方面, 齿轮的制造误差、安装误差以及发动机曲柄的扭振使其所驱动的齿轮传动的啮合关系遭到破坏, 都会使齿轮产生振动并发出噪声。在生产现场, 首先在配对机上按照齿轮标准参数进行齿轮配对转动, 在从动齿轮凸凹面涂上红丹, 主要通过观察从动齿轮面接触印痕和用分贝仪测试齿轮发出声音来判断齿轮的啮合情况。另外本公司同武汉理工大学合作, 通过跟踪齿轮在配对间的噪声振动情况和减速器总成装配中齿轮的振动情况及在整车上的齿轮振动情况, 规定了齿轮在配对间和减速器总成装配件在静音室正转和反转的振动规定值。在齿轮配对机上和静音室配置了噪声振动检测设备, 检查由于周节累计误差和齿形误差的齿轮和减速器总成装配精度的误差的齿轮每转一圈产生一次冲击振动幅度。主要是检测在齿轮中心连线上纵向和径向上所产生的噪声振动值。这样改变了过去单纯在配对间以检查齿轮印痕和齿轮噪声为主, 静音室以检查减速器噪声值为主, 靠人主观判断的情况。这样有效避免了由于制造误差造成的齿轮缺陷件流入减速器装配现场, 进而流入顾客整车装配现场。

2. 齿轮啮合印痕的工艺控制

啮合印痕是检验齿轮啮合质量的一个重要综合指标, 切齿、热处理、装配之后和加载之后都必须进行啮合印痕试验。目前, 铣齿及热处理对印痕变动规律的研究较多, 而对装配和加载后印痕变化情况则缺乏系统研究。实践证明, 齿轮啮合不良是造成齿轮传动噪声、磨损加剧的重要原因。在生产现场, 对于齿轮印痕是通过配对间齿轮提供的印痕参考对减速器壳进行测量, 并根据实际经验对安装距通过垫片适当加减补偿, 使减速器总成装配齿轮的印痕达到最佳啮合状态。

通过这几年的探索和研究, 公司对齿轮偏置距变大变小和齿轮安装距变大变小及齿轮的装配间隙对齿轮印痕的变化情况摸索出一定规律。结合减速器装配现场, 齿轮印痕的变化情况有如下体现:齿轮安装距变大, 齿轮从动齿轮凸面印痕会向大端齿顶移动, 凹面会向小端齿顶移动;安装距变小, 齿轮从动齿轮凸面会向小端齿底移动, 凹面会向大端齿底移动;齿轮偏置偏大, 齿轮从动齿轮凸面印痕会向小端齿顶移动, 凹面会向大端齿顶移动;齿轮偏置偏小, 齿轮从动齿轮凸面会向大端齿底移动, 凹面会向小端齿底移动;间隙过大, 齿轮从动齿轮凸面印痕会向大端齿顶移动, 凹面会向齿顶移动;间隙过小, 齿轮从动齿轮印痕凸面会向小端齿底移动, 凹面会向齿底移动等。当然还有多种其他情况, 如轴交角大于90°或小于90°的变化, 实际工作中不可能调整轴交角。进行轴交角试验以弄清啮合印痕移动规律, 有助于分析各种误差和变形对啮合印痕的影响。通过这些分析与总结, 有效地减少了由于装配零件质量如减壳金属切削加工的偏置距误差和齿轮制造误差对齿轮啮合造成的影响, 这样最大限度地使减速器齿轮精确地保持正常啮合。因此笔者认为在调整啮合印痕时, 应首先保证正确的啮合印痕, 然后留出间隙, 即遵循“齿轮印痕为主, 啮合间隙为辅”的原则, 抛弃以前过分强调以啮合间隙为主的传统观念。

这些年通过对减速器故障件的分析, 得出齿轮啮合不良是造成减速器噪声异响的一个非常重要的影响因素的结论。同时指出一点, 由于我们在生产现场对齿轮印痕的观察是在齿轮无载荷的情况下检查的。通过对整车减速器齿轮印痕的观察, 齿轮在承受载荷时, 齿轮凸凹面印痕均会向齿面大端移动, 故在减速器装配现场, 印痕调整最好控制在中间偏小端。

3. 齿轮安装在装配时的工艺控制

在减速器壳与轴承形式已定的情况, 主减速器主动齿轮的支承形式及安置方法对其支承刚度影响很大, 这是齿轮能正确啮合并具有较高使用寿命的重要因素之一。对于主从动齿轮的支承件轴承 (锥齿轮一般采用圆锥滚子轴承) 施加适当的预紧力是提高支承刚度的措施之一。预警力的大小直接影响到齿轮传动状态及整个传动系统的精度。在生产现场对主动齿轮的固定通过对轴承选择合适垫片, 消除轴承间隙, 达到轴承预紧的目的。在主动齿轮拧紧机上, 通过伺服电动机旋转, 上紧主动齿轮螺母锁紧扭力, 当主动齿轮扭力达到工艺规定的范围后, 磨合旋转主动齿轮, 测量回转力矩, 测量合格方为通过。这一切均有装配数据记录, 保证了装配质量。这样的装配工艺有效地保持了轴承合适的过盈量。避免了过去由于垫片选择不正确造成轴承过盈量过大和过小的可能。如垫圈选择偏薄, 主动齿轮扭力值还没有达到, 主动齿轮回转力矩达到工艺规定值, 造成过盈量过小。在负载作用下使滚动体与内外环之间产生间隙, 使主动齿产生跳动和窜动, 造成主从动齿轮啮合不良, 噪声增大;如垫圈选择偏厚, 主动齿轮扭力超过规定工艺范围值, 主动齿轮回转力矩才达到工艺规定值, 这样轴承过盈量过大, 导致轴承润滑不良出现异常磨损, 也会是轴承造成松动, 同样会造成主从动齿轮啮合不良。对从动锥齿轮的轴承, 由于其支承结构不同.受热后轴承的预紧可能增加, 故从动锥齿轮的预紧程度不宜超过支承主动锥齿轮的轴承预紧度。同时指出轴承作为减速器除齿轮的另一个传动件, 也会不可避免地出现噪声, 虽然噪声很低, 往往会被主从动齿轮旋转的噪声掩盖, 但轴承对主从动齿轮的支承刚度和啮合频率的影响不能忽视。

4. 连接法兰面端面圆跳动和径向圆跳动在装配现场的工艺控制

在汽车底盘传动系统中, 驱动桥输入轴一端与减速器法兰连接 (见附图) , 另一端与中间轴连接。转动轴的两端都是夹持的, 不平衡量离心力以瞬时速度中心为界归结到两端。故一般传动轴的动平衡都有两个校正面。归结到传动轴两端的离心力以瞬时速度中心为轴心形成轴向力偶, 所以一端的不平衡量将使另一端产生附加振动, 也会影响到主减速器里齿轮的啮合状态。为了使传动轴处于动平衡状态时, 我公司在减速器装配工艺上增加了检查法兰面的端面圆跳动和径向圆跳动, 并在法兰面上标上“轻点”标识。我们同整车公司合作, 在传动轴相应地作了“重点”标识。装配时, 连接发兰面的“轻点”和传动轴的“重点”对应装配, 有效地降低了传动轴的振动噪声和减速器齿轮噪声。

同整车公司合作, 分析减速器振动噪声

众所周知, 汽车噪声有很多种, 来自于发动机、变速器、驱动桥、传动轴和轮胎等。对于整车来说, 减速器的噪声, 有些是由减速器本身装配质量造成的, 有些是与汽车底盘传动系统有关。

主减速器噪声在整车上按其发生机理可分为两类:

(1) 当汽车传动系在小扭振负荷下工作时, 由于传动轴的不等速传动或曲轴扭矩波动所激励的传动系扭振, 将导致主减速器锥齿轮副的轮齿冲击, 由此产生的噪声即称之为主减速器齿轮噪声, 这种噪声会令人不适。

(2) 当传动系发生较强的扭振或弯曲振动, 通过主减速器主动齿轮的偶合作用, 可使驱动桥——悬架系产生绕驱动轮轴线的回转仰角振动 (简称驱动桥回转振动, 有时也称为悬架板簧卷曲振动) , 悬架作用于车身 (承载式或非承载式) 的交变力有诱发驾驶室或车身的薄板振动而产生结构噪声和空气噪声, 称之为驱动桥噪声或悬架噪声。当以上系统的扭转振系、弯曲振系和回转振系发生共振时, 驱动桥回转及由此引起的车内噪声便显著增大, 这种噪声可在较宽的频率范围 (400~2000Hz) 发生, 但频率较单一, 接近于纯音, 人耳对其很敏感, 即使它比车内的其他噪声低10dB, 也会使乘员感到不适。

对于以上原因分析, 我公司同整车公司合作, 共同改进, 得到了良好的效果。整车厂对传动轴进行优化设计和布置, 有效地减少了传动轴的转速波动。公司对供应商锥齿轮制造质量加强控制;对减速器壳和差速器壳金属切削加工采用国内先进的加工中心设备和先进的工艺;对减速器装配工艺不断改进, 保证了减速器总成产品的装配质量。

桥壳结构进行调整 (如焊接加强板等) , 增加桥壳刚性和固有频率。在保证整车动力性和燃料经济性的情况下, 减速器速比不断优化, 使其固有频率远离传动系固有频率, 避免共振引发的噪声。

增加桥壳和主减速器壳的刚度, 避免其受载变形后破坏齿轮的正常啮合。

结语