三环减速器表面噪声的实验_朱才朝
无塑性转变温度(NDTT)实质的探讨
无塑性转变温度（NDTT）实质的探讨无塑性转变温度(NDTT)实质的探讨征温度的反映若以N13ff”f做为设计指标,贼偏于安生.关键词.望堡堑变鏖(NERO)苎堡茎:.堕盟盐盈逞崖挠度中国田书资料分类号1”6115.50引言由落锤试验所测定的材料无塑性转变温度(NDTT),是工程上广泛应用的一种动态转变温度指标,是表征材料抗冷脆性能的重要参量.近年来,即使利用断裂力学方法定量研究和解决结构断裂问题时,N】)1『r仍然是重要依据指标.例如,ASME原子能压力容器法规采用线弹性断裂力学判据KJ<x.R,而断裂韧性即是以NDI’T为依据的【1.因此,深入研究落锤试验的特点及其所确定的NDTT的本质,对于更好地指导结构抗脆断设计,型清NDTT的影响因素等,都具有十分重要的意义.本文通过对落锤试样做系列温度下的静态三点弯曲试验,分析了16Mn钢的断裂行为,进而对NDTT的实质进行了探讨.1试验材料及方法试验选材为16Mn钢板,其化学成分列于表1.所用坯料经过1250?奥氏体化保温25h后随炉冷却的退火处理,其显微组织为块状铁素体加琳光体.表1I6Mn钢的化学成分(砒%)1C1.,em~cml~NlnSteel竹c}s】mlP1S0.17l048】.龆l咀035lnoI9所用的P2型落锤试样按ASTME280—8l加工.COD试样【B20型,a,w=I/3,a=8mm)按GB2358—8O加工.奉史于1995年1月m日艘到联系美国军,工程师.哈尔淀锅炉冉艰责任司衬科研究所,15004056材料科学与工艺第4卷首先用COD试样进行系列温度的静态三点弯曲试验以确定材料的冷脆特征温度(断裂载荷达到谷值所对应的温度).将P2型落锤试样分为两组做三点弯曲试验.其中一组只在焊道上锯切切口后直接在系列温度下做静载三点弯曲试验(编称为A组样);另一组在焊道上锯切切lq后再在室温下预制裂纹(编称为B组试样),随后进行不同温度下的静载三点弯曲至断裂的试验.预制裂纹的方法为,试样锯切切口后,在室温下进行静载三点弯曲试验(试验机夹头移动速率为lmm/min),使焊道所在表面受拉,加载至焊道开裂即卸载,由于焊道开裂时将发生清脆的响声,在载荷一挠度曲线上也出现短暂的卸载现象,所以极易判断和控制加载情况.试样卸载后,在其切口处滴人蓝色墨水,将起裂部位着色.三点弯曲试验是在Instron1186型电子拉力试验机上进行,试验机加载速率为0.Store/rain,加载时跨距为100mm与落锤试验时的跨距相同,试验温度的误差控制在?2?.2试验结果及分析COD试样系列温度静态三点弯曲试验结果示于表2和图1.衰2COD试祥幕列温度静态三点弯盎试验数据Table2Teut0fCODspedm雕inThree一舯缸Slowb日r址aSeriesofTetrerera:mn~温度T(?)一75—65—60—52,44—35—30—20载荷咻N)2452600蚯IO25.9525蜘256926.402620COD(ram)0IIOn1000f2.nII5I咀l0l60n2}0温度T(?)一14—310204050载荷眦N)274028.2o30L?3i.803250370COD(ram)2l5n30.036505】O06300620一Z一龌堪,暑白U温度T(?)图I?D弯曲试样的断裂行为Fig.1FraCtureBehaviorofOODBendingSplm?s 130l20l1010090主80曼706t)辐5040302010O暑暑一;温度?)倒2A组试样的断裂行为Fig.2FrdcltweBchavlorofGroupASpec~P.Ai分别表示焊道起裂时的载荷殛挠度,d2分别为试样最终断裂载荷厦挠度第1期关国军等:无塑性转变温度(NDT’C)实质的探讨?57?如前所述,对于线型细缺口或裂缝试样(如COD试样),其断裂载荷随温度而变化, 在某一温度处出现谷值,对应这一温度断裂韧性出现明显的转折.此温度教定义为材料的冷脆特征温度.由表2和图l可见,试验材料的冷脆特征温度r为一35?.进一步研究表明.在温度处的解理断裂条件满足:Q一?O’y(70=式中,()为丁:温度下的材料屈服极限:Q为几何约束因子;So为材料解理特征应力.组试样的试验结果求于表3和图2.其中PI和I是堆焊焊道起裂并开始卸载时的载荷和挠度.从试验数据中可见到,Pl,l随试验温度的变化很小,且无规律性,即反映了脆性堆焊焊道(铸铁材料)的抗弯力学性能在低温下基本上不随温度变化.图2和表3中的P2d2是试样发生整体断裂时对应的载荷和挠度,它们在温度T:处发生突变.当试验温度T>T:时,载衰3A组试样的试验数据Table3T晰ofC唧Asgee~s’试验温度(?)一一44—36—35—30—23—520埤遭趋裂尊荷9n67舛.6792o0960o960o933392.0o93?P1(kN)埤道起裂挠廛n92092095l08095097n90l_l01fmml试样整体断爱戴荷8舶10.67l26778.708?970960oll930扪【N1试掸整体断裂挠度1.08l461.犯上77354dmm】荷增至Pl焊道起裂并卸载,载荷再继续加到咒时才发生整体断列;当试验温度丁<’时,载荷增至Pl时焊道开裂并立即失稳扩展至整个试样发生断列,不存在焊道起裂后的卸载一再加载现象.也就是说,此时咒应该等于零.但由于试验机刚度的缘故.不等于零,且也远小于PI.因为.d2分别对应于母材断裂时的载荷与挠度,反映的是母材的性能,且在温度丁:处发生突变,所以落锤试样焊道及热影响区的引人对母材的性能并无影响.未预裂的落锤试样的静载弯曲时的断裂行为在温度处产生突变的现象反映了温度r:所包含的母材止裂特性转折的含义.为了进一步验证上述结论的正确性,在B组试样的室温试验中对焊道预裂时的载荷和挠度均进行了控制,以保证初始裂纹形状和尺寸非常接近.断面着色检验也表明了控制的有效性.表4和图3示出了B组试样的试验结柴.其系列温度下静载三点弯曲断裂行为与上述C0D试样相似,断裂载荷也随试验温度变化,出现了一个谷值,谷值对应的温度也是一35?,与相同.对应于这个温度,断裂挠度也发生明显转折.可见,预裂的落锤试样的断裂行为反映了丁:作为材料性能决定的特征温度具有不随裂纹形态而变的特性,与未预裂的落锤件折断裂行为相一致.材料科学与工艺第4卷袁4组试样的试验数据Tal/le4TestData0fGH甲盘sl岫T哪试验温度?)一70—60一一35—26—20一l3—2?试样整体断裂载荷鼹7060?82.708530觳3098.6098.00n870试样整体断裂挠度嘎698o81m951.852152.85撕土49a2(mm)温度T(?)图3B组试样的断裂行为Fig.3Fractu~BehaviorofCnoupBSpecamemb皤睡温度Tc?)图4不同尖变速卑下屈服强度与温度-f的关系?4Rdationshipbetv~en?ddm劬?a力dTe’mp~atominwiom+Strain-~Rcs用于确定静态冷脆特征温度:的三点弯曲试验与确定NDTr的落锤试验,其本质差别仅在于两者的应变速率不同.温度’是对应于材料的静态冷脆特征温度.而NDTT 是对应于材料的动态冷脆特征温度.由于动态加载时的屈服极限高于静载的情形(如图4),而应变速率对材料的解理特征应国以及几何约束因子Q的影响甚微,所以依据公式啦(功=站及图4可知,材料的冷脆特征温度随应变速率的增加将向高温方向移动,静态冷脆特征温度将低于动载条件下材料的冷脆特征温度Nrr.鉴于上述分析及落锤试验中NDTI~附近材料宏观塑一脆行为的明显转折现象,可以推断,NDTT实质是锤击加载速率条件下材料的玲脆特征温度,具有与静态冷脆特征温度相同的物理内涵,与堆焊焊道的存在无关.由于材料具有冷脆性,所以测定材料的冷脆特征温度对于掌握材料的脆断特性以及零件的安全使用,防止脆断等都具有十分重要意义.特别是对压力宣传品,船舰和桥梁等的安全性,可靠性具有实际指导意义.由于实际构件基本上是静态条件下使用,冷脆特征温度接近于1:,远低于DNIT,因此.以NDTI’做为设计指标是非常可靠的,且偏于安全,过于保守,对此还需进一步研究.3结论(1)落锤试样的堆焊焊道只具有引发脆性裂缝的作用,所谓无塑性转变温度NDTr 实质上就是动载条件下材料的冷脆特征温度.从物理含义上讲,具有母材止裂特性,与堆焊焊道的第1期关国军等:无塑性转变温度(NDaq3实质的探讨存在无关.NDTT做为设计指标,偏于安全,过于保守,尚需进一步研究参考文献ASMEbo~larandVessd0.dS~tiOllEI.RulesFor0nofN栅呻0nc吣rappG.1972黄正.暗尔滨工业大学博士学位论文,l987黄正,船枚.金属,1990,9~(2):A107李道明晴尔滨工业大学博士学位论文,1987丰道朝.姚枝.金属.19~8,24(6):A432一枷StudyoftheNatureofNi~-DuctilityTransitionGuanC,uojunMuZhenfenWang)anJinlnngYaoMei{HarbirLBoilerCompanyLimited)唧iIrb缸Instituteof,出noI0Aks~ct]rhefracturebehaviorofthedrop-weightsp.cirnemfor16Mnsteelinslowendingatase6esoftemperaturesuinvestigated,whidaisnotaffectedbyboththe”,veld5 ~llnandtheHAZol?ted_日??ne).Theresultsshowedthatthefractureloadofthedrop-w~ghtspecimensinthree-pointslowbendingtakesasteeptransitionatthecharacteristicWansition temperatureofbrittlenessoftheparentmeta1.Thereforetheweldseamofthedr op-~e/ghtsped-IneI1sisequivalenttodynamiccrackandthen,cometotheconclusionthatthena tureofNDTTcharacterizesthechara~istictravsitiorttempel~tureofbfitttea~_mdy namicl0ad崆conditions.IfNDTTwasindesignthenparticularsafety,assn?ssed.Keywords:N-Du咖Transitiontemperaturen0;Drop-weight恼t;Characteristic transitiontempeatureofbrittleness;Ddl~ion。
汽车噪声分析与降噪措施及噪声测量方法
压 柴 油机 的进 气 噪声 仅 次于 排气 噪 声 ，而增 压柴 油机 的进气 噪 声往 往 是最 强 的噪 声源 。进 气 噪声 的主 要来
源 ：空气在 进 气管 的压力 脉动 ；空气 以高速流 经进 气 门流通 截 面 时形成 涡 流 ，产 生高 频 噪声 ， 由于进 气流 通 截面 是变 化 的 ，这 种涡 流 噪声 便具 有一 定 宽度 的频 率 分布 ；气 缸 内气 体 的动 力振 动 ，气 门落 座 声 以及 进 气 管 的振动 等 。
茎鲞 窒
Ｄｅ ｅｌ ｎｇ ｅｓ ａｒ ｈ ｖ ｏｐｉ Ｒ ｅ ｃ
汽 车噪声分析 与降噪措施及 噪声测量方法
张 式 杰
（ 西重型 汽车 有 限公 司，陕 西 西 安 ７０ ０ ） 陕 １２０
摘
要 ：随着汽 车工业 和城 市交 通 的发展 ，城 市汽车拥 有 量 日益增加 。据 国外 资料 统计 ，机动 车辆 所
ｉ ｎ ｅ ｓ ｎ ｉｌ ｙｔ ｅ ｕ ｅｔ ｅｕ ｂ ｍｂ ｅ ｔｎ ｉｅ ｓａ ｓｅ ｔ ａ ｗａ ｏｒ ｄ ｃ ｒ ａ ａ ｉｎ ｏ ｓ ． ｈ ｎ Ｏｕ ｏ ａ ａ ｐ ｌｅ ｉｅ ｒ ｄ ｃｉｎ ｍｅ ｓ ｒ ｓｔ ｅ ｃ ｒ ｏ ｍｅ ｔｔ ｅ ｒ ｑ ｉｅ ｎ ｔ ｆｔ ｅ ｎ ｉｅ ｌｍｉ． ｅ ｅ ｒｃ ｍｐ ｎｙ ｈ ｓａ ｐ ｉｄ ｎｏｓ ｅ ｕ ｔｏ ａ ｕ ｅ ｏ ｎ ｗ ａ ｓｔ ｅ ｈ ｅ ｕｒ ｍｅ ｓｏ ｏ ｓ ｉ ｔ Ｔｈ ｓ ｈ ｍｅ ｓ ｅ ａ ｅ ｓ ａ ｅ ｎ ｔａｅ ｏ ｄ ｅ ｅ ｔ ａ ｕ ｓｈ ｖ ｏ ｆｒｄ ｍｏ ｓｒ ｔ ｄａ ｇ ｏ ｆ ｃ．Ｔｈ ｓｐａ ｅ ａｙ ｅ ｈｅｎ ｉｅｏ ｔｒｖ ｈｉｌｓ ａ ｅ ｃ ｉｅ ｅ ｒ ｉ ｐ ｒａ ｌｚ ｓｔ ｏ ｓ ｆｍｏ ｏ ｅ ｃｅ ， ｎｄ ｄ ｓ ｒｂ ｓｔ ｎ ｈ
汽车变速箱的振动噪声特性分析与研究
摘 要变速箱作为动力输入与输出的承载装置，无论是在传统内燃机汽车还是新兴的新能源汽车上都必不可少。
由于行星齿轮在承载能力、传动效率等方面的优势，使得它在变速箱中有着普遍的应用。
变速箱是汽车噪声源的主要产生部位之一，它对整车的噪声与振动（NVH）性能有很大的影响，因此，变速箱的辐射噪声预估与控制受到了科研人员的密切关注。
本文以某电动车搭载的行星齿轮变速箱为研究对象，综合运用理论分析、数值仿真模拟、试验测试等手段，提出考虑箱体柔性及太阳轮浮动的变速箱振动噪声预估方法，对其在高转速下的振动噪声性能进行预估与优化，为解决变速箱NVH问题提供了研究思路。
本文的主要研究工作包括：1）行星齿轮变速箱刚柔耦合动力学模型的建立。
通过探究行星齿轮传动机理，结合有限元与多体动力学方法，考虑太阳轮浮动及箱体柔性，利用ADAMS 建立刚柔耦合动力学模型，并对变速箱的齿轮啮合力以及轴承动载荷的时频特性进行分析。
2）基于模态叠加法的变速箱箱体振动响应分析。
通过建立考虑电机振动作用的系统有限元模型，分析变速箱的固有振动特性；将轴承激励力施加到有限元模型中，利用模态叠加法求解变速箱的振动响应，发现内部柔性体结构以及行星架的外端面为振动薄弱部位。
3）行星齿轮变速箱辐射噪声预估。
以箱体外表面振动速度为边界条件，采用间接边界元法建立变速箱辐射噪声预估模型，仿真得到场点辐射噪声以及声功率曲线。
同时利用声传递向量法进一步研究箱体面板声学贡献量，发现行星架及内齿圈、大齿轮等结构对噪声贡献量较大。
4）变速箱多工况分析与结构优化。
基于转速及负载变化工况对变速箱振动噪声的影响规律进行探究，结果表明转速波动会导致齿轮啮合频率的边频带成分增加，增大辐射噪声；负载变化则影响全频带幅值大小。
同时根据前文结果进行箱体优化设计仿真，分析了加筋及吸声材料对箱体辐射噪声的降噪效果。
关键词：行星齿轮变速箱，刚柔耦合，辐射噪声，结构优化IAbstractAs a load bearing device of power input and output, gearbox is indispensable in both traditional internal combustion engine vehicles and emerging new energy vehicles. Planetary gear transmission is widely used in gearbox because of its strong bearing capacity, high transmission efficiency and large transmission ratio. Gearbox noise is one of the main noise sources of antomobile, which has a great influence on the performance of noise and vibration(NVH). Therefore, the estimation and control of its radiated noise are paid close attention to by researchers. In this paper, the planetary gearbox carried by an electric vehicle is taken as the research object, By means of theoretical anslysis, numerical simulation, test and other means, a vibration and noise estimation method for the gearbox considering the flexibility of the box and the floating of the sun gear is proposed to estimate and optimize its vibration and noise performance at high speed. It provides a research idea to solve the NVH problem of gearbox.The mean research work of this paper includes:1)Dynamics analysis of rigid-flexible coupling of planetary gearbox. By exploring the meachanism of planetary gearbox, combining the finite element and multi-body dynamics method, considering the floating characteristics of the solar wheel and the flexibility of the box body, the rigid-flexible coupling dynamics model was established by using ADAMS to analyze the time-frequency characteristics of gear meshing force and bearing dynamic load.2)Vibration response analysis of gearbox based on mode superposition method. By establishing the finite element model of the system considering the action of the motor, the inherent vibration characteristics of the gearbox are analyzed. By applying the bearing excitation force to the finite element model and using the modal superposition method to obtain the vibration data of it, it is found that the internal flexible structure and the outer end face of the planetary frame are the weak parts of vibration.3)Estimation of radiated noise from planetary gearboxes. Taking the vibration velocity of the outer suface as the input condition, an IBEM was used to establish the prediction model of the radiation noise of the box. At the same time, acoustic transfervector method was used to further study the acoustic contribution of the cabinert panel, it is found that the structure of planetary frame, inner ring and large gear contribute much to noise.4)Multi-working condition analysis and structure optimization of gearbox. Based on the study of the influence of rotating speed and load changing conditions on the vibration noise of the gearbox, it is shown that the fluctuation of rotating speed will lead to the increase of the side band component of the gear meshing frequency and increase the radiation noise. The amplitude of full frequency band is affected by load variation. At the same time, according to the above results, the optimized design of the box was carried out, and the noise reduction effect of the stiffened and sound-absorbing materials on the box was analyzed.Key words: Planetary Gearbox, Rigid-flexible Coupling, Radiated Noise, Structure Optimization目 录摘 要 (I)Abstract ...................................................................................................... I I 目 录 .. (IV)第1章引言 (1)1.1 研究背景及意义 (1)1.1.1 研究背景 (1)1.1.2 研究目的及意义 (1)1.2 国内外研究现状 (2)1.2.1 行星齿轮动力学研究现状 (2)1.2.2 变速箱振动噪声试验研究现状 (4)1.2.3 变速箱振动噪声预估方法研究现状 (5)1.2.4 变速箱振动噪声控制研究现状 (7)1.3 研究内容及方法 (9)1.3.1 研究内容 (9)1.3.2 研究方法 (10)1.3.3 技术路线 (10)第2章变速箱刚柔耦合动力学建模 (12)2.1 行星齿轮变速箱结构建模 (12)2.1.1 行星齿轮变速箱结构及工作原理 (12)2.1.2 行星齿轮变速箱三维建模 (13)2.2 齿轮系统动态激励产生机理 (15)2.3 行星齿轮变速箱参数计算 (16)2.3.1 行星齿轮传动比 (16)2.3.2 行星齿轮啮合频率 (18)2.3.3 行星齿轮啮合力 (18)2.3.4 行星齿轮接触力 (19)2.4 行星齿轮变速箱刚柔耦合模型建立及分析 (22)2.4.1 箱体柔性化 (23)2.4.2 浮动太阳轮刚柔耦合动力学建模 (24)2.4.3 仿真结果分析 (25)2.5 本章小结 (30)第3章变速箱模态及振动响应分析 (31)3.1 模态分析理论概述 (31)3.2 变速箱模态分析 (33)3.2.1 有限元模型的建立 (33)3.2.2 箱体模态仿真与试验 (34)3.2.3 振动模态分析 (37)3.3 变速箱振动响应分析 (40)3.4 本章小结 (44)第4章变速箱辐射噪声预估 (45)4.1 辐射噪声理论概述 (45)4.1.1 声学波动方程 (45)4.1.2 声学边界元法 (46)4.2 辐射噪声分析预估 (48)4.2.1 边界元网格建立 (48)4.2.2 场点网格建立 (49)4.2.3 边界条件定义 (50)4.2.4 辐射噪声结果 (51)4.3 板块声学贡献量分析 (54)4.3.1 板块区域划分 (54)4.3.2 板块贡献量结果分析 (54)4.4 本章小结 (57)第5章变速箱多工况分析与结构优化 (58)5.1 工况对变速箱振动噪声的影响 (58)5.1.1 转速波动对变速箱振动噪声的影响 (58)5.1.2 负载对变速箱振动噪声的影响 (60)5.2 结构优化分析 (61)5.2.1 加强筋对变速箱辐射噪声的影响 (61)5.2.2 吸声材料对变速箱辐射噪声的影响 (63)5.3 本章小结 (64)第6章结论 (66)6.1 全文总结 (66)6.2 研究展望 (67)致谢 (68)参考文献 (69)攻读学位期间获得与学位论文相关的科研成果 (73)第1章引言1.1 研究背景及意义1.1.1 研究背景汽车从最初的代步工具发展为现在的智能终端，它与人们的日常生活联系地越来越紧密。
“汽车加速行驶车外噪声测量方法”技术研讨会在京召开
品技 术 发 展 的 实 际 情 况 ， 同 时 由中 国汽 车 技 术研 究 中心 组 织 召开
的 “ 车 加 速行 驶 车 外 噪 声 测 量 方 法 ” 汽 技 术 研 讨 会 日前 在 北 京 召 开 ，国 内 主要
也要 与 国 际 标 准 法 规相 衔 接 ，从 而 缩 小
我 国汽 车 产 品 与 国 际 先进 水 平 的差 距 ， 促 进 技 术进 步 。 本 次会 议 邀 请 了德 国汽 车 工 业协 会 （ Ｄ ） 噪 声 专 家 针 对 汽车 噪声 标 ； ＶＡ 的 隹
车 工 业 的快 速 发 展 ，汽 车 噪 声
试验 场进 行 了汽 车 加 速 行 驶车 外 噪 声 测 量 的 实车 演 示 试 验 ，试验 车辆 涵 盖 了典
型 的 乘用 车 和 商 用 车 。并 在 试 验 后 及 时 对试 验 方法 、 试 验 仪器 以及 试 验 数 据 处 理 进 行 了分 析解 释 。最 后 ，Ｖ Ａ专 家 与 Ｄ
认证 的统一规定 》 新试验方法（ 方法 Ｂ）
作 了精 彩 演讲 。 为帮 助 国 内汽 车 企 业 加 强对 新 方 法
技 术 内容 的理 解 ，会 议 组 织在 公 路 交 通
车 技 术 研 究 中 心 试 验 所 总 工 方 茂 东 首 先 致 词 ， 对 参 会 代 表 表 示 欢 迎 ，他 指 出 ， 随 着 中 国 汽
全 国汽 车 标 ； 技 术 委 员会 作 为国 内汽 隹化 车标 准 的 归 口管 理 单位 也 会 继 续 跟 踪 国
际汽 车 法 规 和 标 准 的最 新 发 展 趋 势 ，并 及 时 与 企业 沟通 和 加 强合 作 。 （ ／ 国汽 车 标 委会 ） 文 全
CIT500车外噪声源频谱分解模型的试验研究
２ ０ １ ７年 ７月
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道
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报
Ｖ０ １ ． ３９ Ｎ ｏ． ７
Ｊ ＯＵＲＮＡＬ ＯＦ ＴＨＥ ＣＨＩ ＮＡ ＲＡＩ ＬＷ ＡＹ Ｓ ＯＣＩ Ｅ ＴＹ
Ｊ ｕ ｌ ｙ
２ ０ １ ７
文章 编 号 ： １ ０ ０ １ — ８ ３ ６ ０ （ ２ ０ １ ７ ） ０ ７ — ０ ０ ３ ２ － ０ ６
表 面 噪 声 源 图谱 与 其 运 行 速 度 的依 赖 关 系 ， 发 现 转 向架 区 域 噪 声 与 运 行 速 度 ３次 方 成 正 比 ， 以轮轨 噪声为 主 ； 车
头、 风挡、 受 电 弓 区域 噪 声 与 运 行 速 度 ６次 方 成 正 比 ， 以气 动 噪 声 为 主 ； 气 动 噪 声 与 轮 轨 噪 声 均 为 中 低 频 宽 频 噪 声， 具 有 较 大混 叠 区 ， 但 是 气 动 噪 声 更 趋 向低 频 ； 车 外 总噪 声 源 频 谱 谱 型 具 有 双 峰 特 点 ， 类似两 条抛 物线叠 加 ， 左 抛物线表征气动噪声频谱谱型 ， 右 抛 物 线 表 征 轮 轨 噪 声 频 谱 谱 型 。 进 而 从 声 源 性 质 出发 ， 通 过 声 源 频 谱 分 析 和 声 学相似讨论 ， 构 建车外噪声源频谱分解经验模型 ， 比较 准 确 反 映 车 外 噪 声 源 成 分 随运 行 速 度 的 变 化 规 律 。车 外 噪 声 源 频 谱 分 解 经 验 模 型有 助 于精 确 认 识 我 国 高 速 列 车 噪 声 源 结 构 和 发 声 机理 。 关 键 词 ：车 外 噪声 源 ； 频 谱 特 性 ；声 源 图谱 ； 相 控声 阵 列
Ｃ Ｉ Ｔ ５ ０ ０车外噪 声源频谱 分解模 型的试 验研究
轮胎模态分析试验研究
V ol 39No.1Feb.2019噪声与振动控制NOISE AND VIBRATION CONTROL 第39卷第1期2019年2月文章编号：1006-1355(2019)01-0099-04轮胎模态分析试验研究宫少琦，王晖，朱健，郭风晨，施长宏(华晨汽车工程研究院，沈阳110141）摘要：为了优化轮胎模态试验方法，得到精确的轮胎模态参数，开展对比试验研究，经过大量模态试验数据的对比，结合LMS Test Lab ，研究模态试验3要素的选用原则，即测点布置、边界约束和激励形式的选取方式。
试验结果表明：(1)对轮胎单一胎面进行模态测量，存在模态遗漏现象，且轴向与径向阵型易混淆，因此须进行轮胎3胎面(内胎面、正胎面、外台面)布点测量；(2)胎面整周少于36个测点时，轮胎高阶次花瓣阵型难以清晰呈现，因此须于3个胎面等角度间隔平行布置36×3个测点；(3)轮胎处于整车安装离地状态受激励时，支撑位移量微小，优于软绳约束状态；(4)激振器激励信号相干系数达到1，优于力锤锤击信号，并且使试验进行更加便捷与高效。
根据以上结果提出一种新的轮胎模态测试方法，并应用此方法得到准确的轮胎模态参数，研究结果可为轮胎噪声与振动控制提供依据。
关键词：振动与波；轮胎；模态分析；固有频率中图分类号：O422.6文献标志码：ADOI 编码：10.3969/j.issn.1006-1355.2019.01.019The Experimental Study on Tire Modal AnalysisGONG Shaoqi ,WANG Hui ,ZHU Jian ,GUO Fengchen ,SHI Changhong(Brilliance Auto R &D Center,Shenyang 110141,China )Abstract :In order to optimize the tire modal test method and obtain the precise parameters of the tire modal,comparative test and analysis are performed.Through the mutual comparison of large amount of experimental data of the modal test by adopting LMS Test Lab,the selection principle of measurement point layout,boundary constraint condition and incentive form is studied.The results show that (1)Single surface measurement may easily lead to modal parameters lose and modal shape confusion,therefore,the measurement point layouts in three tire surfaces (the inner,front and outer surfaces)are necessary;(2)The high order modal shape is not clear with less than 36measurement points around one tire circle only,so each tire surface must be arranged by equally spaced 36measurement points,and there are totally 36×3measurement points;(3)The tire should be installed on the vehicle and free from the ground,the support displacement in this state is very small,this is better than soft rope constraint;(4)The signal coherence coefficient of the exciter reaches 1.It is better than hammering signal and makes the experiment more convenient and efficient.This study presents a new method for tire modal testing,and using this method can obtain the precise parameters.The results provide a fundamental basis for the noise and vibration control of tires.Keywords :vibration and wave;tire;modal analysis;natural frequency轮胎赋予了汽车“脚”的功能，是汽车的重要零部件，它主要承受车载重量和路面激励，因此轮胎的振动特性直接影响车辆驾乘舒适性能。
发动机进气道流动特性的数值模拟
发动机进气道流动特性的数值模拟
程莎莉;朱才朝
【期刊名称】《汽车工程》
【年(卷),期】2007(029)012
【摘要】以发动机整个进气系统为研究对象,建立其三维流动模型,进行流动的数值模拟计算,模拟结果与试验值吻合良好,验证了模型的正确性;在此基础上,对比分析不同升程、不同网格单元模型及不同湍流模型下的流动现象,结果表明:增加网格单元数,计算精度并没有显著提高,而采用RNG κ-ω模型计算,可以更好地处理流线弯曲程度较大的流动,结果更为准确.
【总页数】4页(P1070-1073)
【作者】程莎莉;朱才朝
【作者单位】重庆大学,机械传动国家重点实验室,重庆,400030;重庆大学,机械传动国家重点实验室,重庆,400030
【正文语种】中文
【中图分类】U4
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实验技术-汽车驱动电机振动噪声实验
【实验技术】汽车驱动电机振动噪声实验0 引言随着纯电动汽车的快速发展，驱动电机得到了越来越广泛的应用。
对于驱动电机而言，它带来便利的同时，也恶化了汽车的驾乘体验，其电磁噪声一直是各大车企和科研院所攻坚克难的对象。
电机气隙中的电磁力首先作用在定子齿表面，经过定子传递至机壳，引起机壳产生振动并向外辐射噪声。
汽车驱动电机振动噪声实验在专用电机NVH台架上采集电机不同运行工况下的振动和噪声数据，对数据进行时频域分析、阶次分析等，研究电机的振动和噪声特性。
图1 汽车驱动电机振动噪声实验1 实验目的在专用电机NVH台架上采集电机不同运行工况下的振动和噪声数据，对数据进行时频域分析、阶次分析等，研究电机的振动和噪声特性，为评价和改进电机振动和噪声性能作为依据。
2 参考标准（1）GB 10069.1-1988 旋转电机噪声测定方法及限值噪声工程测定方法；（2）GB/T 18488.1-2015 电动汽车用电机及其控制器第1部分：技术要求；（3）GB/T 6882-2013 声学声压法测定噪声声功率级消声室和半消声室精密法；（4）执行行业或企业标准。
3 实验台架新能源汽车电机NVH性能实验室，具备半消声室、测功机、电池模拟系统、功率分析仪等。
可进行驱动电机稳态NVH测试、加减速非稳态NVH测试、电磁噪声及结构噪声的噪声源识别、各种噪声的声学贡献量分析、声功率与声压级测试。
（1）半消声室电机NVH半消声室如图2所示，大小：长6.0米*宽4.4米*高3.75米；截止频率：100Hz；背景噪声＜30dBA。
图2 电机NVH半消声室（2）测功机电机测功机如图3所示，NVH型高速测功机，与被测件通过穿墙轴连接，降低测功机对被测件的噪声与振动干扰。
被测件端配置消声罩，可有效阻隔轴系噪声对测试的干扰，并配置被测电机负载分析仪及温度监控系统。
额定功率178KW；峰值功率231KW；额定转速点3961rpm；额定扭矩429Nm；峰值扭矩557Nm；扭矩控制精度：±0.17%FS；最高工作转速16000rpm；转速控制精度±1rpm。
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文章编号:1000-582x(2000)04-0018-04三环减速器表面噪声的实验*朱才朝1,秦大同2,洪沙1,冉振亚1,谢永春2(1.重庆大学机械工程学院,重庆400044; 2.重庆大学机械传动国家重点实验室,重庆400044)摘要:三环减速器是我国独创的一种新型传动装置,利用三相并列双曲柄机构克服死点。
以传动比为49.5的SH Q50三环减速器为研究对象,分析了其基本机构特点和传动机理。
利用声强法对其表面噪声分布进行了详细的试验分析,绘制了该机输入和输出面、输入和输出侧面及顶面的三维声强分布图和等值线图。
结合测点频谱图,得出其噪声评价指标及产生噪声的原因和机理,为正确设计三环减速器,减小其振动和噪声提供理论依据。
关键词:减速器;声强;振动;噪声中图分类号:TH132.4文献标识码:A三环减速器是我国首创的一种新型齿轮传动装置,与现有各种主要齿轮传动形式相比,具有结构简单、体积小、重量轻、传动比大、传动效率高、承载能力强、制造成本低等优点[1,2]。
但由于三环减速器问世时间不长,目前的设计及系列化工作只能靠简单的类比进行,缺乏可靠的理论依据,在使用过程中普遍存在严重的振动、冲击和噪声,在重载、高速、大传动比情况下问题更为突出,影响了其推广进程。
开展对三环减速器振动噪声的研究,找出振动噪声产生的原因、部位及随转速和载荷变化的规律,为正确设计三环减速器,减小其振动噪声具有重要的理论意义和实际应用价值。
1N型内齿行星齿轮传动的基本结构及传动原理渐开线少齿差行星齿轮传动按传动形式可分为N 型(K-H型)和NN型(2K-H双内啮合型)两大类, N型内齿行星齿轮传动的基本结构形式之一)))三环减速器,如图1所示:两根互相平行且各具有三个偏心轴颈的高速轴3,动力通过其中任一轴或两轴同时传输,三个传动内齿轮1通过轴承2装在高速轴上,外齿轮7的轴4为低速轴,其轴线与高速轴3的轴线平行,低速轴通过轴承5支承在机体6上,三个内齿轮1与外齿轮7啮合,啮合瞬时相位差呈120b。
其传动原理为输入轴旋转时,行星轮(内齿轮1)不是作摆线运动,而是通过一双曲柄机构(具有偏心轴颈的高速轴)引导作圆周平动[1]。
1)内齿行星轮;2)转臂轴承3)转臂偏心输入轴;4)输出轴5)支承轴承;6)机架;7)外齿轮图1三环减速器基本结构2三环减速器振动噪声分析2.1三环减速器振动分析三环减速器实质是由平面四杆机构和内啮合齿轮副组成的齿轮连杆组合传动机构,因此引起减速机振动噪声的原因除了有齿轮机构产生的外,还应考虑平面四杆机构所引起的振动噪声。
这里对造成三环减速器振动的激励频率加以分析。
a)内啮合齿轮副产生的激励频率2000年7月重庆大学学报(自然科学版)V ol.23第23卷第4期Journal o f Cho ngqing U niversity(Natur al Science Edition)Jul.2000*收稿日期:2000-03-29基金项目:重庆市重点攻关项目(98-5021)作者简介:朱才朝(1967-),男,湖北麻城人,博士。
主要从事传动系统动力学及振动与噪声控制的研究。
(1)内啮合齿轮啮合频率f z =z 1n 160(1+i)=z 2n 260(Hz )(1)式中z 1、z 2分别为外齿轮、内齿轮的齿数,n 1、n 2分别为各自的转速(r/min),i 为传动比。
(2)内啮合齿轮啮合频率的各阶谐波频率(3)内啮合齿轮啮合频率的各阶分谐波频率(4)轴的转动频率f n =n60(Hz )(2)式中 n 为轴的转速(r/min)。
b)平面四杆机构产生的激励频率(1)机构不平衡频率f w =n60 (H z )(3)式中 n 为轴的转速(r/min)(2)死点冲击频率f sw =2f w=2n 60(H z )(5)f sz =2f z =2z 1n 160(1+i)=z 2n 260(Hz )(5) (3)机构不平衡频率和死点冲击频率的各阶谐波频率c)轴承等传动件产生的激励频率滚动轴承旋转频率为:(1)外圈频率f or =m 2n 601-d D cos B (Hz )(6)(2)内圈频率f i n =m 2n 601+d D cos B (Hz )(7)(3)滚子元件频率f b =d D n 601-dD2cos B (H z )(8)(4)保持架的频率f o =n 601-d Dcos B (Hz )(9)式中d 为滚动元件的直径,D 为轴承的节径,B 为接触角,m 为滚动元件数量,n 为转速。
对于转动比为49.5的SHQ50偏置式三环减速器,其基本参数为[1]:z 1=101,z 2=99,m =3mm ,两高速轴间距离a =250mm ,输入轴与输出轴间的距离b =500m m,当输入转速n 1=1000r/m in 时,由上述公式计算得:f z =1683.33H z f n =16.666H zf sw =16.666H z f sz =3366.666Hz对于箱体轴承频率同样可以计算出f or 、f in 、f b 、f o ,均在100H z 以下。
在SUN 工作站上利用I -DEAS 软件对传动比为49.5的SHQ50偏置式三环减速器进行分析计算,同时结合实验模态分析出该减速机前十阶固有频率分别为:265H z,366Hz,487Hz,503Hz,532H z,573Hz,581H z,627Hz,677Hz,725Hz [3]。
2.2 三环减速器噪声分析三环减速器中各传动部件,如内啮合齿轮副、轴、轴承、环板等都是产生机械噪声的噪声源,各噪声源发出的声波,在箱内遇到箱壁和其它结构时,一部分被反射,重新回到箱体内,另一部分透过箱壁产生折射或穿过箱体缝隙及开口处发射到箱体外。
同时,由于减速器箱体内各部件的振动激励,经轴承座传递到箱体,造成箱体振动而辐射出机械噪声。
噪声按其传播途径可分为固体传播噪声和空气传播噪声,环板冲击及轮齿啮合振动通过轴、轴承、轴承座传向箱体和机座,引起振动而辐射出噪声,而空气噪声是由于轮齿、轮体、环板、轴、轴承、轴承座本身的振动而辐射的噪声通过箱体壁向外辐射,此外轴的振动引起的噪声一部分直接向箱体外辐射。
当三环减速器内部的各种振动激励源的频率与箱体的固有频率接近或一致时,将产生共振,此时箱体将辐射出较大的机械噪声[4]。
3 三环减速器整机声功率实验研究3.1 试验条件传统的噪声测量方法通常用声压级来描述其噪声的散射程度。
但是,声压级取决于噪声源与接受点之间的距离,也受到测量环境的限制。
而采用声强法就可以弥补声压法测量的不足,因为声强法的最大优点图2 电封闭齿轮试验台平面布置及测试系统19第23卷第4期 朱才朝等:三环减速器表面噪声的实验在于测量时几乎不受环境的限制。
1992年以来,国际标准化组织公布了国际标准ISO9614-1和ISO9614-2,正式把声强法定为可用于测量机器声功率的国际标准方法,使噪声测试技术发展进入一个崭新的历史时期。
本次测量采用声强法,测量过程中需要注意以下几个关键问题:分析频率的高频限制、相位失配误差与低频限、声波入射角度的影响等。
试验以某厂使用较多、振动噪声问题较突出传动比为49.5的SHQ50偏置式三环减速器为研究对象,试验是在电封闭齿轮试验台上进行。
声学环境为:墙壁和水泥地面,实验室容积v =158.4m 3,表面积s =188.4m 2,被测量试件表面积为6.42m 2。
测试设备包括:丹麦B&K4433型声强分析仪,丹麦B&K3520型声强探头,日本T EAC-30MR 磁带记录仪,CF-355频谱分析仪。
试验台的平面布置及测试系统如图2所示。
3.2 声功率测量结果测量是在减速器的顶面、输入和输出端面、输入和输出侧面等5个方向布置测点。
根据上面测试方法,在输入转速为1000r/min,输入扭矩分别为30N #m 、100N #m 等工况下,用声强法测得该减速器在几种工况下的辐射倍频声功率级见表1,从表中可以看出,在频率为500H z 声强值最大,其次为1000H z 处,该结果客观地描述了减速机的噪声大小。
表1 各工况下减速机辐射倍频声功率级输入轴转速(r/min)输入载荷(N #m)频率0.25kHz 频率0.5kHz 频率1kHz 频率2kHz 频率4kHz 线性声级A 声功率级(dB)10003072.682.876.473.666.681.482.6100010078.487.280.376.368.484.586.2图3 声强在输入、输出面上的分布图(a)输入轴端面(b)输出轴端面图4噪声信号频谱图4 三环减速器表面声强分布试验研究4.1 实验方法为了准确反应减速器的表面噪声,测量的测点应定位准确。
测试时用8号铁丝和细绳在距减速器输入和输出端100mm 、输入和输出侧面150mm 、顶面100mm 处拉成网格。
顶面、输入和输出端面分别布置13行7列共计各91个测点,输入和输出侧面分别布置720 重庆大学学报 (自然科学版) 2000年行7列共计各49个测点。
在额定功率下(输入转速1000r/min,输入扭矩为100N #m),测试时用声强探头逐点拾取信号,由磁带记录仪记录,在频谱分析仪上进行信号处理。
4.2 测试结果及分析根据上面实验测试结果得出图3所示声强在减速器输入端面、输出端面的三维分布及等值线图。
从图3看出,在减速器的各个表面中输入轴端面和输出轴端面振动噪声较大,其次是输入侧面和输出侧面,顶面最小。
在输入和输出端面中靠近中间轴附近振动噪声相对其它部位较大。
图4为实验测得在输入和输出端面声强噪声信号的频谱图,从频谱图上看出,在频率为485H z 、和575Hz 处(这与箱体第3阶和第6阶固有频率相近)噪声声强信号最大,说明了该减速器在此频率处的噪声在总噪声级中占据了主导地位,与用声强法测试出的在500Hz 处声功率级最大结论一致。
说明该减速器振动噪声发生在500Hz 左右,与高阶频率(如啮合频率等)影响较小,表明导致减速器振动噪声的主要原因是齿轮在稳定旋转过程中,因非均匀分布的缺陷,在周期性脉冲力作用下产生高阶谐波频率,并由调频作用而产生的边频带。
提高制造、安装精度,进行动平衡设计,是减小其振动噪声的主要途径。
5 结论三环减速器具有三相并列双曲柄机构,因制造、安装误差及机构受载后的变形,导致机构的不平衡,使减速器在运转过程中产生振动噪声。
在对三环减速器基本结构型式和传动机理进行分析研究的基础上,利用声强法对传动比为49.5的SH Q50三环减速器表面噪声分布进行了比较详细的试验分析,绘制了该机输入和输出面、输入和输出侧面及顶面的三维声强分布图和等值线图。
结合测点频谱图,得出其噪声评价指标及产生噪声的原因和机理,为正确设计三环减速器,减小其振动和噪声提供理论依据。