变速箱噪声调研

1.变速箱振动与噪声产生机理：
汽车变速器总成由齿轮、传动轴、轴承、同步器及箱体等零部件组成。

由于在制造和装配过程中存在着误差以及负荷等外部因素变化的影响,它们在工作时将产生振动,同时向空气中辐射噪声。

该噪声由两部分组成:一部分是箱体内零件产生的噪声通过箱体辐射到空气中形成的空气声;另一部分是箱体受到激励而产生振动向空气中辐射的固体声。

空气声和固体声构成了变速器的总噪声。

2.变速器振动产生机理
实验结果表明,齿轮是变速器总成的主噪声源,齿轮啮合过程中的摩擦和冲击是齿轮产生振动和噪声的主要原因。

齿轮系统的动态激励有内部激励和外部激励两类。

上述情况可以归结为齿轮啮合时的动态激励。

由此可见,除了外部原因以外,轮齿误差、齿轮啮合变形等产生的齿轮动态激励是齿轮产生振动和噪声的主要原因。

内部激励是齿轮传动与一般机械的不同之处,它是由于同时啮合对数的变化、轮齿的受载变形、齿轮误差等引起了啮合过程中的轮齿动态啮合力产生的,因而即使没有外部激励,齿轮系统也会受这种内部的动态激励而产生振动噪声。

外部激励是指除齿轮啮合时产生的内部激励外,齿轮系统的其它因素对齿轮啮合和齿轮系统产生的动态激励。

如齿轮旋转质量不平衡、几何偏心、原动机(电动机、发动机等)和负载的转速与扭矩波动、以及系统中有关零部件的激励特性,如滚动轴承的时变刚度、离合器的非线性等。

在这些因素中质量不平衡产生的惯性力和离心力将引起齿轮系统的转子祸合型问题,它是一种动力祸合型问题。

对于几何偏心,它引起啮合过程的大周期误差,是以位移形式参与系统激励的。

齿轮的内部激励包含三种形式:刚度激励,误差激励和啮合冲击激励。

刚度激励就是指齿轮啮合过程中啮合综合刚度的时变性引起的动态激励。

一般来说,齿轮轮齿啮合的重合度大多不是整数,啮合过程中同时参与啮合的轮齿对数随时间作周期变化;此外轮齿在从齿根到齿面啮合的过程中,弹性变形也不相同。

这些因素引起了齿轮啮合综合刚度的变化。

轮齿啮合误差是由齿轮加工误差和安装误差引起的,这些误差使齿轮啮合齿廓偏离理论的理想啮合位置,破坏了渐开线齿轮的正确啮合方式,使齿轮瞬时传动比发生变化,造成齿与齿之间碰撞和冲击,产生了齿轮啮合的误差激励。

在齿轮啮合过程中,由于齿轮的误差和受载弹性变形,当前一对轮齿在进入啮合时,其啮入点偏离啮合线上的理论啮入点,引起了啮入冲击;而在一对轮齿完成啮合过程退出啮合时,也会产生啮出冲击。

这两种冲击激励统称为啮合冲击激励。

3 变速器齿轮噪声产生原因
一般说来,变速器齿轮噪声(主要是自鸣噪声)的发生可表示为图所示的框图,轮齿啮合刚度的时变性、轮齿传递误差、啮入啮出冲击以及传动系统输入力矩和负载力矩的变化均会产生动态啮合力,由于动态啮合力的激励,使齿轮系统产生振动,从而引起齿轮系统的振动噪声。

因此,齿轮系统的噪声强度不仅与轮齿啮合的动态激励力有关,而且还与轮体、传动轴、轴承及箱体等的结构形式、动态特性以及动态啮合力在它们之间的传递特性有关。

一般说来,齿轮系统噪声发生的原因有以下几方面:
(1)齿轮设计方面,参数选择不当,重合度过小,齿廓修形不当或没有修形,齿轮箱结构不合理等。

(2)齿轮加工方面,基节误差和齿形误差过大;齿侧间隙过大;表面粗糙度过大等。

(3)轮系及齿轮箱方面,装配偏心;接触精度低;轴的平行度差,轴、轴承、支承的刚度不足,轴承的回转精度不高及间隙不当等。

(4)其它方面,输入扭矩、负载扭矩的波动。

轴系的扭振,电动机及其它传动副的平衡情况等。

4.汽车变速器振动噪声的传递路径
5.变速箱结构参数的影响
齿轮设计参数的影响：
（1）齿侧间隙
侧隙是影响齿轮副产生噪声的重要因素。

在较低载荷时, 由于发动机扭矩波动的影响, 容易产生敲击声;较高载荷时, 啮合面之间的啮合冲击急剧上升, 容易产生啸叫。

反之, 侧隙设计得太小会因为装配误差、热变形等因素使齿轮副间出现干涉, 而这种干涉造成的齿面间的相互挤压也会使噪声急剧增大
（2）重合度（齿宽b，螺旋角β，压力角）
增大重合度可以减小齿轮传动的噪声。

首先, 增大重合度可以减小单对轮齿的负载, 从而可以减小啮入和啮出的负载冲击, 降低齿轮噪声;其次, 随着接触齿对的增加, 单对轮齿的传递误差被均化, 从而减小轮齿的动态激励。

可以通过增大螺旋角和齿宽来增加重合度。

（3）轮齿修形
采用齿顶和齿根修缘、齿向修形后, 有效改善轮齿的啮合性能, 降低齿轮噪声。

理想啮合在齿宽方向是全齿宽啮合, 且受载均匀。

6.降低变速器振动与噪声的措施
根据振动能和声能的流向,可通过下列措施降低变速器的振动与噪声:
l)减小齿轮的动态激励力;
2)在齿轮啮合振动到箱体的传递路径上采取隔振措施;
3)降低箱体的声辐射效率:
4)改善变速器所在环境,如采取隔声罩,吸声等措施。

当齿轮传动系统的激励频率与变速器箱体的固有频率接近时变速器将发生共振现象,产生强烈的振动和噪声,并将引起很大的动应力,严重时甚至可能造成强度破坏。

避开共振有两种方法:一是改变变速器的固有频率:二是改变振源的激励频率。

一般来说,在相同的工况下,振源的激励频率是固定的。

所以,通常采用修改变速器结构的方式来改变整个系统的固有频率,从而达到避开共振、降低振动的目的。

对于一定的激励来说,系统共振的振幅与频率成反比。

因此,可以采用增加系统刚度的办法来提高固有频率、减小系统的振动响应。

如果能使
系统的固有频率进入激振力较小的区域,则提高刚度的效果更好。

改变系统刚度和固有频率的方法主要有:增加壁厚、重新设计箱体结构、加筋等。

文献[1]应用振动、噪声谱分析和相干函数分析技术,对一台重型卡车的16 档变速箱进行了振动噪声测试分析。

识别了轴频，齿轮啮合频率对振动噪声的贡献，提出了提高加工、安装精度, 选用适当齿形可降低噪声。

还可以采用隔振及阻尼减振装置。

文献[2]分析了变速箱齿轮系统的动态激励, 确定了产生啸叫声的主要激励源是齿轮副的啮合冲击;分别通过减小侧隙、增大重合度对齿轮副进行低噪声结构优化, 并对齿轮适当修形，对降低变速器由于齿轮产生的啸叫声有较好的作用。

文献[3]具体探讨了变速器齿轮修形参数的求解过程。

文献[4]采用阶次分析的方法, 识别出主要噪声源;分析了齿轮系统的动态激励;经路试后, 解体变速器检测齿轮的结果;确定了产生啸叫声的主要激励源是齿轮副的啮合冲击。

文献[6]分析了齿轮与齿轮箱振动噪声机理分析及控制。

还提出了改善润滑方法改善齿轮的振动与噪声。

文献[7]、[8]从变速箱箱体出发，文献[7]利用有限元、边界元及其多模型藕合的方法对变速箱箱体与空腔耦合系统的声学特性进行深入研究，提出了合理设计箱体的结构，尤其是对内部隔板进行合理的设计，可以有效的改善祸合系统的动态声学特性，从而避免声学共振的产生，大大降低噪声的辐射。

文献[8]采用有限元和边界元联合的方法对变速器箱体的辐射噪声进行分析研究,对该箱体的结构进行有针对性的加筋强化, 仿真结果表明, 进行加筋处理后的箱体噪声辐射能得到有效的抑制。

参考文献
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