郭曉艷　鞠永生　譚征宇　陳雷磊

(東風(fēng)商用車有限公司， 湖北 武漢 430056)

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某變速箱某擋位噪聲源定位的試驗(yàn)分析

郭曉艷鞠永生譚征宇陳雷磊

(東風(fēng)商用車有限公司， 湖北 武漢 430056)

本文通過(guò)對(duì)某變速箱某擋位發(fā)出的噪聲進(jìn)行噪聲振動(dòng)試驗(yàn)研究和分析，在振動(dòng)噪聲特性分析的基礎(chǔ)上，依據(jù)振動(dòng)與噪聲發(fā)生的機(jī)理，比照振動(dòng)噪聲譜與齒輪嚙合頻率的對(duì)應(yīng)關(guān)系，辨析該擋位噪聲產(chǎn)生的原因和傳遞路徑，為降低噪聲提供設(shè)計(jì)改進(jìn)的依據(jù)。

[Abstract]Based on the mechanism of vibration and noise from the truck transmission, gear mesh frequency is an intrinsic characteristic. The noise source location and transmission path could be discriminated by comparing with gear mesh frequency and vibration/noise spectrum collected from the gears. And the result of analysis could be indication to reduce the noise for next step.

振動(dòng)噪聲傳動(dòng)齒輪嚙合頻率

0　前言

近年來(lái)，汽車運(yùn)行時(shí)所產(chǎn)生的振動(dòng)和噪聲成為評(píng)價(jià)汽車性能的重要指標(biāo)之一。汽車傳動(dòng)系統(tǒng)的振動(dòng)和噪聲在整車的振動(dòng)和噪聲中占有較大的比例，而汽車變速箱是汽車傳動(dòng)系統(tǒng)的主要組成部分，變速箱噪聲產(chǎn)生的原因是多方面和錯(cuò)綜復(fù)雜的，其中齒輪嚙合噪聲是主要的方面。

眾所周知，齒輪嚙合過(guò)程中的不平穩(wěn)引起并產(chǎn)生噪聲，齒輪嚙合傳動(dòng)是變速箱主要的噪聲源。大量試驗(yàn)和研究結(jié)果表明，齒輪傳遞動(dòng)力運(yùn)轉(zhuǎn)過(guò)程中產(chǎn)生振動(dòng)的原因和影響因素很多，主要有以下幾點(diǎn)：

a. 輪齒所受的力的突變。

b. 輪齒進(jìn)入和退出時(shí)嚙合時(shí)的沖擊。

c. 齒輪嚙合過(guò)程中齒面間相對(duì)滑動(dòng)及摩擦力的變化。

d. 受載條件下，輪齒剛性變化及產(chǎn)生彈性變化，導(dǎo)致載荷變化。

e. 輪齒存在誤差造成運(yùn)轉(zhuǎn)不勻。

與上述因素有關(guān)的齒輪設(shè)計(jì)參數(shù)有模數(shù)、齒數(shù)、壓力角、螺旋角、輪面寬、齒頂高、變位系數(shù)、重疊系數(shù)、嚙合角、輪齒修行、齒面粗糙度、接觸面、安裝剛性及精度、所受載荷及圓周速度、齒輪副間隙等等。

本文研究的某變速箱在實(shí)際運(yùn)轉(zhuǎn)過(guò)程中，在某擋位產(chǎn)生了很大的噪聲。由于重型變速箱的多擋化，變速箱的結(jié)構(gòu)日益復(fù)雜，該變速箱的機(jī)械結(jié)構(gòu)為前副箱+主箱+后副箱的結(jié)構(gòu)，而且后副箱是行星輪機(jī)構(gòu)，如圖1。也就是說(shuō)，該擋位實(shí)際是由3組齒輪的嚙合組成的，辨析該擋位噪聲產(chǎn)生的原因是本文的主要目的和內(nèi)容。

本文通過(guò)對(duì)某變速箱某擋位發(fā)出的噪聲進(jìn)行噪聲振動(dòng)試驗(yàn)研究和分析，采集得到振動(dòng)噪聲譜，在振動(dòng)噪聲特性分析的基礎(chǔ)上，依據(jù)振動(dòng)與噪聲發(fā)生的機(jī)理，比照振動(dòng)噪聲譜與齒輪嚙合頻率的對(duì)應(yīng)關(guān)系，辨析該擋位噪聲產(chǎn)生的原因，為降低噪聲提供設(shè)計(jì)改進(jìn)的依據(jù)。

1　振動(dòng)噪聲特性分析原理

1.1齒輪的嚙合頻率

一對(duì)齒輪在嚙合傳動(dòng)時(shí)，由于存在齒輪嚙合間隙，因而產(chǎn)生嚙合振動(dòng)。當(dāng)變速箱一軸常嚙合齒輪的轉(zhuǎn)速一定時(shí)，變速箱內(nèi)的每一個(gè)齒輪的嚙合頻率是不變的。

圖1　某變速箱的機(jī)械結(jié)構(gòu)

設(shè)變速箱一軸常嚙合齒輪的轉(zhuǎn)速為n1, 單位為r/min，齒數(shù)為z1，則該齒輪的嚙合頻率為

f1=z1·n1/60

(1)

同理，其他任何一個(gè)齒輪的嚙合頻率為

fi=zi·ni/60

(2)

其中,ni為該齒輪的轉(zhuǎn)速，單位為r/min，zi為該齒輪的齒數(shù)。

由此可見(jiàn)，齒輪嚙合頻率只與齒輪的轉(zhuǎn)速和齒輪的齒數(shù)有關(guān)，而且同一嚙合副的兩個(gè)齒輪的嚙合頻率相同。

從而，某變速箱在常用的三個(gè)輸入轉(zhuǎn)速下，某擋位的嚙合頻率如表1。

表1　某變速箱某擋在不同一軸輸入轉(zhuǎn)速下的嚙合頻率 [Hz]

1.2測(cè)量分析方法

測(cè)量變速箱振動(dòng)時(shí)，將變速箱與傳動(dòng)軸連接，加速度傳感器分別安置在振動(dòng)較大的軸承座處和各殼體部位。加速度傳感器將變速箱內(nèi)部的振動(dòng)測(cè)出，轉(zhuǎn)化成為電壓信號(hào)輸出。測(cè)量所得的信號(hào)為不同振動(dòng)源產(chǎn)生的信號(hào)互相調(diào)制，合成的信號(hào)。對(duì)這些振動(dòng)信號(hào)分析儀將其放大，在時(shí)域和頻域進(jìn)行幅值和頻譜分析，將振動(dòng)信號(hào)和噪聲信號(hào)進(jìn)行比照，從而找到產(chǎn)生故障和振動(dòng)較大的的故障信息。

2　傳感器的布置與振動(dòng)噪聲的測(cè)量

2.1振動(dòng)加速度傳感器的布置

某變速箱加速度傳感器布點(diǎn)位置見(jiàn)表2，示意如圖2至圖7：

表2　各加速度傳感器布點(diǎn)位置

圖2　1#、2#傳感器布置位置

圖3　3#、4#傳感器布置位置

圖4　5#傳感器布置位置

圖5　6#傳感器布置位置

圖6　傳感器布置位置

圖7　傳感器布置位置

注意：1#、2#傳感器布置在后副箱內(nèi)，傳感器和線體接頭連接處用絕緣膠帶纏緊，防止變速箱在運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，潤(rùn)滑油飛濺至傳感器接頭連接處發(fā)生損壞。

2.2噪聲測(cè)定麥克風(fēng)的布置

如圖8所示，分別在該變速箱的左、后、右、上(從變速箱的輸出軸位置看)布置測(cè)點(diǎn)，編號(hào)分別為1#、2#、3#、4#，其中1#、2#、3#測(cè)點(diǎn)高度應(yīng)與變速箱輸入軸軸心線等高，測(cè)點(diǎn)到變速箱外殼的距離為1 000 mm，4#測(cè)點(diǎn)布置在變速箱的正上方，與

圖8　噪聲測(cè)定麥克風(fēng)布置位置

變速箱輸入軸軸心線在一條水平線上，測(cè)點(diǎn)到變速箱外殼的距離為1 000 mm。

離合器殼體散熱口處布置5#測(cè)點(diǎn)，5#麥克風(fēng)是直接布置在離合器殼體通風(fēng)口處，屬于開(kāi)放式噪聲采集，其余四個(gè)點(diǎn)均是在變速箱箱體以外一米位置采集，所以5#麥克風(fēng)處的噪聲只作為參考值，主要考慮其余四個(gè)點(diǎn)的噪聲值。

2.3振動(dòng)與噪聲的測(cè)量

某變速箱在某擋位進(jìn)行恒定工況下噪聲振動(dòng)測(cè)量,主要針對(duì)以下工況：

(1) 發(fā)動(dòng)機(jī)怠速轉(zhuǎn)速700 r/min時(shí)振動(dòng)的測(cè)量分析；

(2) 最大扭矩點(diǎn)對(duì)應(yīng)的轉(zhuǎn)速1 500 r/min時(shí)振動(dòng)的測(cè)量和分析；

(3) 最大功率時(shí)的額定轉(zhuǎn)速1 900 r/min時(shí)振動(dòng)的測(cè)量和分析。

3　試驗(yàn)結(jié)果及數(shù)據(jù)分析

3.1振動(dòng)加速度值曲線

該變速箱內(nèi)部和殼體部位一共粘貼了8個(gè)加速度傳感器，每個(gè)傳感器分別有x、y、z三個(gè)方向。

某擋位在一軸輸入轉(zhuǎn)速為700 r/min時(shí)測(cè)試采集到的振動(dòng)加速度見(jiàn)如圖9。

圖9　某擋在一軸輸入轉(zhuǎn)速700 r/min時(shí)各傳感器測(cè)量的加速度

某擋位在一軸輸入轉(zhuǎn)速為1 500 r/min時(shí)測(cè)試采集到的振動(dòng)加速度見(jiàn)如圖10。

某擋位在一軸輸入轉(zhuǎn)速為1 900 r/min時(shí)測(cè)試采集到的振動(dòng)加速度見(jiàn)如圖11。

由以上圖表可以看出某擋位在不同轉(zhuǎn)速下的8個(gè)傳感器的x、y、z三個(gè)方向上的走勢(shì)十分相似，其中4#-y、6#-z、7#-z的加速度值都很大，意味著在油泵的切線方向，后副箱殼體垂直方向和主箱殼體的垂直方向的振動(dòng)很大。

而一軸輸入轉(zhuǎn)速為700 r/min時(shí)，各振動(dòng)加速度值遠(yuǎn)小于1 500 r/min和1 900 r/min時(shí)的振動(dòng)加速度值，可以忽略討論。

圖10　某擋在一軸輸入轉(zhuǎn)速1 500 r/min時(shí)各傳感器測(cè)量的加速度

圖11　某擋在一軸輸入轉(zhuǎn)速1 900 r/min時(shí)各傳感器測(cè)量的加速度

以下重點(diǎn)分析一軸輸入轉(zhuǎn)速為1 500 r/min和1 900 r/min時(shí)，4#-y、6#-z、7#-z的加速度值即油泵的切線方向，后副箱殼體垂直方向和主箱殼體的垂直方向的振動(dòng)產(chǎn)生的原因。

3.2油泵的切線方向(4#-y)振動(dòng)噪聲原因分析

一軸輸入轉(zhuǎn)速1 500 r/min時(shí)，油泵切線方向的振動(dòng)和噪聲進(jìn)行對(duì)比，如圖12?？梢?jiàn)，在0-2 000 Hz,噪聲基本由振動(dòng)引起，在中心頻率800 Hz時(shí)，振動(dòng)和噪聲幅值較為突出，該擋在該轉(zhuǎn)速下主箱嚙合頻率為805 Hz(見(jiàn)表1),因此，在一軸輸入轉(zhuǎn)速1 500 r/min下的主箱齒輪嚙合頻率對(duì)噪聲值的貢獻(xiàn)量最大。

一軸輸入轉(zhuǎn)速1 900 r/min時(shí)，油泵切線方向的振動(dòng)和噪聲進(jìn)行對(duì)比，如見(jiàn)圖13?？梢?jiàn)，在0-2 000 Hz,噪聲基本由振動(dòng)引起，在中心頻率1 000 Hz和2 000 Hz時(shí)，噪聲值較為突出，在該轉(zhuǎn)速下主箱嚙合頻率為1 020 Hz(見(jiàn)表1),噪聲峰值由該擋位的嚙合頻率和倍頻引起。因此，在一軸輸入轉(zhuǎn)速1 900 r/min時(shí)，主箱齒輪嚙合頻率和倍頻對(duì)噪聲的貢獻(xiàn)量最大。

圖12　在一軸輸入轉(zhuǎn)速為1 500 r/min時(shí)，油泵切線方向(4#-y)的振動(dòng)和噪聲比照?qǐng)D

綜上所述，在1 500 r/min和1 900 r/min時(shí)，油泵切線方向的振動(dòng)幅值很大，且振動(dòng)均由主箱齒輪嚙合頻率引起，且該嚙合頻率對(duì)噪聲貢獻(xiàn)量最大。

3.3后副箱殼體垂直方向(6#-z)振動(dòng)噪聲原因分析

一軸輸入轉(zhuǎn)速1 500 r/min時(shí)，后副箱垂直方向的振動(dòng)和噪聲進(jìn)行對(duì)比如圖15，可見(jiàn)在2 000 Hz以下，噪聲基本由振動(dòng)引起，2 000 Hz以上，振動(dòng)對(duì)噪聲的影響不大，在中心頻率為1 600 Hz時(shí)的噪聲值最大，某擋在該轉(zhuǎn)速下主箱齒輪嚙合頻率為805 Hz(見(jiàn)表1),因此噪聲峰值由該頻率的倍頻引起。

圖13　在一軸輸入轉(zhuǎn)速為1 900 r/min時(shí)，油泵切線方向(4#-y)的振動(dòng)和噪聲比照?qǐng)D

圖14　在一軸輸入轉(zhuǎn)速為1 500 r/min時(shí)，后副箱殼體垂直方向(6#-z)的振動(dòng)和噪聲比照?qǐng)D

一軸輸入轉(zhuǎn)速為1 900 r/min時(shí)，后副箱垂直方向的振動(dòng)和噪聲進(jìn)行對(duì)比如圖15，可見(jiàn)該擋在該轉(zhuǎn)速下，在整個(gè)頻率范圍的噪聲值都比較均勻，在中心頻率1 600 Hz時(shí)的振動(dòng)最大，在1 600-8 000 Hz時(shí)的振動(dòng)越來(lái)越小，在1 600 Hz以下噪聲基本由振動(dòng)引起，高于1 600 Hz時(shí)的噪聲不是由振動(dòng)引起的。

綜上所述，在1 500 r/min和1 900 r/min時(shí)，后副箱殼體垂直方向(6#-z)的振動(dòng)幅值很大，且振動(dòng)頻率均為主箱齒輪嚙合頻率的倍頻，即主箱齒輪嚙合對(duì)噪聲貢獻(xiàn)量最大。

3.4主箱殼體垂直方向(7#-z)振動(dòng)噪聲原因分析

一軸輸入轉(zhuǎn)速為1 500 r/min時(shí)，主箱垂直方向的振動(dòng)和噪聲進(jìn)行對(duì)比如圖16，可見(jiàn)該轉(zhuǎn)速下的噪聲值比較均勻，1 600 Hz以下的噪聲基本由振動(dòng)引起，1 600 Hz以上的振動(dòng)對(duì)噪聲的影響不大，在800Hz時(shí)的振動(dòng)幅值最大，某擋在該轉(zhuǎn)速的主箱嚙合頻率為805 Hz(見(jiàn)表1),因此，該振動(dòng)的貢獻(xiàn)量為主箱的嚙合頻率。

圖15　在一軸輸入轉(zhuǎn)速為1 900 r/min時(shí)，后副箱殼體垂直方向(6#-z)的振動(dòng)和噪聲比照?qǐng)D

圖16　一軸輸入轉(zhuǎn)速為1 500 r/min時(shí)，主箱殼體垂直方向(7#-z)的振動(dòng)和噪聲比照?qǐng)D

一軸輸入轉(zhuǎn)速為1 900 r/min時(shí)，主箱垂直方向的振動(dòng)和噪聲進(jìn)行對(duì)比如圖17，可見(jiàn)在該轉(zhuǎn)速下的噪聲值比較均勻，2 000 Hz以下的噪聲基本與振動(dòng)引起，2 000 Hz以上的振動(dòng)對(duì)噪聲的影響不大，在中心頻率1 000 Hz時(shí)的噪聲值最大，該擋在該轉(zhuǎn)速的主箱嚙合頻率為1 020 Hz(見(jiàn)表6-3),因此，該噪聲的貢獻(xiàn)量為主箱的嚙合頻率引起。

綜上所述，在一軸輸入轉(zhuǎn)速為1 500 r/min和1 900 r/min時(shí)，主箱殼體垂直方向(7#-z)的振動(dòng)幅值很大，且振動(dòng)頻率均為主箱齒輪嚙合頻率的倍頻，即主箱齒輪嚙合對(duì)噪聲貢獻(xiàn)量最大。

4　結(jié)論

通過(guò)以上試驗(yàn)得到以下結(jié)論:

1) 在一軸輸入轉(zhuǎn)速為1 500 r/min和1 900 r/min時(shí)，測(cè)得油泵切向、后副箱殼體法向和主箱殼體法向的振動(dòng)最大，其振動(dòng)頻率主要對(duì)應(yīng)于主箱齒輪嚙合頻率或者主箱齒輪嚙合頻率的倍頻處；

2) 通過(guò)比照振動(dòng)噪聲譜與齒輪嚙合頻率的對(duì)應(yīng)關(guān)系可知，某變速箱的某檔噪聲產(chǎn)生的原因是主箱齒輪嚙合沖擊產(chǎn)生的激勵(lì)，經(jīng)過(guò)軸和軸承，并通過(guò)主箱殼體和后副箱殼體向外傳遞引起。

圖17　一軸輸入轉(zhuǎn)速為1 900 r/min時(shí)，主箱殼體垂直方向(7#-z)的振動(dòng)和噪聲比照?qǐng)D

通過(guò)試驗(yàn)數(shù)據(jù)分析可知：在本次試驗(yàn)中，測(cè)試得到的振動(dòng)信號(hào)頻率成分與噪聲信號(hào)頻率成分相吻合，該信號(hào)頻率正好對(duì)應(yīng)變速箱主箱齒輪的嚙合頻率或者倍頻，表明測(cè)得的噪聲源與主箱齒輪嚙合頻率有直接對(duì)應(yīng)關(guān)系，直接確認(rèn)某變速箱的某檔噪聲產(chǎn)生的原因是主箱齒輪嚙合沖擊產(chǎn)生的激勵(lì)，經(jīng)過(guò)軸和軸承，并通過(guò)主箱殼體和后副箱殼體向外傳遞引起。

本試驗(yàn)研究通過(guò)對(duì)某變速箱某擋位發(fā)出的噪聲進(jìn)行噪聲振動(dòng)試驗(yàn)研究和分析，比照振動(dòng)噪聲譜與齒輪嚙合頻率的對(duì)應(yīng)關(guān)系，辨析該擋位噪聲產(chǎn)生的原因和傳遞路，并為齒輪設(shè)計(jì)工程師將來(lái)為齒輪優(yōu)化改型、變速箱隔振降噪提供切實(shí)可行的理論依據(jù)，具有實(shí)際的運(yùn)用價(jià)值。

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Experimental vibration and noise analysis for transmission noise source localization

GuoXiaoyanJuYongshengTanZhengyuChenLeilei

(DongfengCommercialVehicleCo.,Ltd,Wuhan,Hubei)

vibration noisetransmission gearmeshing frequency

1006-8244(2016)02-022-07

U4

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