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汽車驅(qū)動橋振動噪聲源分析與控制郭年程中國重型汽車集團(tuán)有限公司技術(shù)發(fā)展中心摘要利用LMS聲振測試分析系統(tǒng)對某驅(qū)動橋進(jìn)行傳動系臺架試驗測試并分析振動噪聲異常的原因,通過逆向方法建立橋殼的三維數(shù)字化模型并做有限元模態(tài)分析。針對雙曲面齒輪對沖擊過大、橋殼整體彎曲共振和橋殼后蓋局部共振等問題提出改進(jìn)措施,并通過臺架試驗加以驗證。試驗結(jié)果表明,振動噪聲降低明顯,改進(jìn)措施切實有效。關(guān)鍵詞驅(qū)動橋;振動噪聲;試驗測試;模態(tài)分析中圖分類號U463.2引言驅(qū)動橋是汽車傳動系統(tǒng)的重要組成部件,也是汽車振動噪聲的主要來源之一,對于評價汽車的舒適性起著至關(guān)重要的作用[1]。汽車驅(qū)動橋主減速器大多選用準(zhǔn)雙曲面齒輪傳動,其設(shè)計制造難度大[2],精度不好控制,而其振動和噪聲的根源便是主減速齒輪對的嚙合沖擊,并且在總成裝配的過程中存在很多人為因素,導(dǎo)致裝配精度不夠高,使其振動噪聲大[3]。因此,控制驅(qū)動橋的振動噪聲水平就成為整車減振降噪的重點和難點。從聲學(xué)系統(tǒng)角度分析,由于結(jié)構(gòu)噪聲來源于結(jié)構(gòu)的振動,故控制噪聲的根本在于控制結(jié)構(gòu)的振動,迄今國內(nèi)外大部分工作也都是圍繞這個問題展開的[4]。在驅(qū)動橋減振降噪方面,最積極最有效的控制辦法是通過改善驅(qū)動橋本身的結(jié)構(gòu)、材料和參數(shù)等等來設(shè)法降低噪聲源的本體噪聲。本文在整車噪聲測試的過程中,發(fā)現(xiàn)驅(qū)動橋噪聲異常突出,故把驅(qū)動橋單獨分析。通過此驅(qū)動橋的傳動系臺架試驗,測定多種工況的振動噪聲水平,繼而分析振動噪聲試驗數(shù)據(jù),結(jié)合有限元方法,尋找振動噪聲異常的原因,提出改進(jìn)措施,并通過試驗加以驗證。本文的分析及改進(jìn)方法可為其它驅(qū)動橋的振動噪聲控制提供參考。1臺架試驗驅(qū)動橋的臺架試驗在汽車電控動力傳動系試驗臺上進(jìn)行,并對其周圍環(huán)境進(jìn)行隔音,保證本底噪聲比驅(qū)動橋檢測噪聲低10dB以上。試驗所用測量儀器為LMS公司聲振測試系統(tǒng),如圖1所示,軟件為Test.Lab數(shù)據(jù)采集分析軟件。測量聲壓所用的傳聲器根據(jù)標(biāo)準(zhǔn)QC/T533-1999規(guī)定,放置在驅(qū)動橋主減速器上方300mm處[5]。因為板簧座處是直接向車內(nèi)傳遞振動的位置,為了同步研究驅(qū)動橋的振動問題,在左側(cè)板簧座位置布置加速度傳感器。在驅(qū)動橋輸入端布置轉(zhuǎn)速傳感器。圖1LMS振動噪聲測試系統(tǒng)對此驅(qū)動橋做了多種模擬實車運行工況的試驗,包括勻速工況、勻加速工況和反拖工況等。通過臺架試驗,主要發(fā)現(xiàn)齒輪沖擊大、橋殼整體彎曲共振、橋殼后蓋局部共振等三個問題,繼而分別針對三個問題制定改進(jìn)措施,并加以驗證。2齒輪沖擊問題2.1問題分析圖2為驅(qū)動橋勻加速工況加速度傳感器的階次跟蹤圖,勻加速試驗?zāi)M車速從50km/h勻加速到120km/h的實車工況。圖2勻加速工況加速度傳感器階次跟蹤分析從圖中可以看出,11階振動異常突出,此驅(qū)動橋主減速器主動齒輪為11齒,說明主、被動齒輪嚙合沖擊過大。2.2改進(jìn)措施此驅(qū)動橋的主、被動齒輪的表面硬度技術(shù)要求都是61±2HRC,表面硬度較高,且兩齒輪硬度相同。齒輪有硬齒面和軟齒面之分,同樣材料和精度的硬齒面齒輪的振動噪聲要比軟齒面齒輪的高很多[6],但齒面硬度又是影響齒輪使用壽命的主要因素[7],故表面硬度不能太低。此驅(qū)動橋主、被動齒輪的硬度相同,但被動齒輪齒數(shù)多,在使用過程中比主動齒輪磨損的要輕,故最合理的取值應(yīng)是被動齒輪的硬度比主動齒輪稍低,這樣齒輪對振動和沖擊的衰減吸收能力將會提高,并且也保證了主、被動齒輪的磨損程度基本一致,不會影響主減速器的使用壽命。在主動齒輪表面硬度不變的前提下,把被動齒輪的表面硬度適當(dāng)降低,使之稍低于主動齒輪的硬度,由61±2HRC改為59±2HRC,能降低驅(qū)動橋的振動和噪聲水平。2.3齒輪壽命分析降低被動大齒輪的表面硬度到底會不會降低齒輪的壽命?對于閉式傳動的齒輪副來說,其主要的失效形式為齒面接觸疲勞點蝕,齒輪的接觸疲勞許用應(yīng)力為:σHP=σHlimZN(1)式中:σHP為接觸疲勞許用應(yīng)力;σHlim為試驗齒輪的接觸疲勞極限,是指某種材料的齒輪經(jīng)長期持續(xù)的重復(fù)載荷作用(對大多數(shù)材料其應(yīng)力循環(huán)數(shù)為5×107)后,齒面不出現(xiàn)進(jìn)展性點蝕時的極限應(yīng)力;ZN為接觸強(qiáng)度計算壽命系數(shù)。對于驅(qū)動橋齒輪按車輛里程至少十萬公里計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)NL選取范圍5×107<NL≤1010時,對于滲碳淬火鋼不允許點蝕,則ZN=(2)由GB/T8539-2000《齒輪材料及熱處理質(zhì)量檢驗的一般規(guī)定》查取齒輪疲勞極限圖如圖3所示。圖3滲碳淬火齒輪的疲勞極限圖圖中齒輪的疲勞極限值對滲碳齒輪適用于有效硬化層深度δ≥0.15mn[8],式中試驗驅(qū)動橋主減速器齒輪的法向模數(shù)mn=5.217,故δ須大于0.78。而實際齒輪滲碳淬火有效硬化層深度為0.8~1.2,滿足條件。根據(jù)GB/T8539-2000中材料質(zhì)量等級ML、MQ、ME的區(qū)別,選取MQ線為試驗驅(qū)動橋主減速齒輪的取值線。則:σHlim=1500N/mm2(3)綜合分析式(1)(2)(3)和圖3可知,研究對象齒輪的接觸疲勞許用應(yīng)力在齒面硬度57HRC-63HRC的范圍內(nèi)不受齒面硬度的影響,因此把試驗對象驅(qū)動橋的主減速器被動大齒輪的齒面硬度由61±2HRC改為59±2HRC不會降低其壽命。3橋殼彎曲共振問題3.1問題發(fā)現(xiàn)圖4為模擬掛擋反拖工況傳聲器在輸入轉(zhuǎn)速700r/min-2000r/min段內(nèi)的聲壓級曲線,發(fā)現(xiàn)在輸入轉(zhuǎn)速1066r/min左右時噪聲突然增大。圖4反拖工況傳聲器聲壓曲線汽車驅(qū)動橋最主要的振動噪聲來源為主減速器齒輪對的嚙合沖擊,此振動沖擊通過軸承傳遞到橋殼上,引起橋殼的振動,從而形成聲輻射。輸入轉(zhuǎn)速1066r/min時主齒嚙合頻率為196Hz。對1066r/min處做頻域分析可以發(fā)現(xiàn),199HZ處的幅值明顯最大,1066r/min時的噪聲根源便是此頻率,此頻率與齒頻非常接近,推測此頻率是橋殼的某一階固有頻率,1066r/min處的異常噪聲是由于此轉(zhuǎn)速的齒頻剛好與此固有頻率一致導(dǎo)致橋殼共振。圖5反拖工況輸入轉(zhuǎn)速1066r/min處傳聲器頻域分析3.2驅(qū)動橋殼模態(tài)分析為了驗證驅(qū)動橋殼共振的推測,建立驅(qū)動橋殼總成(包括半軸套管、主減速器殼和驅(qū)動橋殼蓋)的三維模型,因為有限元法是求解復(fù)雜結(jié)構(gòu)特征值問題的有效方法[9],故用有限元方法對此驅(qū)動橋殼進(jìn)行模態(tài)計算,求解橋殼的前30階固有頻率和振型。驅(qū)動橋殼形狀非常不規(guī)則,通過常規(guī)方法很難繪制三維模型,故應(yīng)用逆向工程方法建立此橋殼的三維數(shù)字模型。通過三維立體成像技術(shù)對驅(qū)動橋殼各部件進(jìn)行掃描,基于反求理論,在CATIA中建立驅(qū)動橋各零部件的三維數(shù)字化模型,并按照圖紙工藝要求進(jìn)行裝配,得到驅(qū)動橋殼三維模型。把CATIA中建立的驅(qū)動橋殼三維幾何模型導(dǎo)入CAE軟件中,并進(jìn)行適度幾何清理。繼而對驅(qū)動橋殼各部件分別劃分網(wǎng)格,建立有限元模型。在驅(qū)動橋有限元模型建立的過程中,要保證網(wǎng)格的雅可比等性能參數(shù)不能過低,否則將影響計算精度甚至?xí)?dǎo)致計算結(jié)果不收斂。建立好的驅(qū)動橋有限元模型如圖6所示。此模型包括主減速器殼、驅(qū)動橋殼蓋和兩個半軸套管等4個部件,共有108188個節(jié)點和239205個單元。圖6驅(qū)動橋殼有限元模型驅(qū)動橋模態(tài)通過有限元軟件計算求得。把建立好的有限元模型導(dǎo)入有限元軟件中,并對模型進(jìn)行材料屬性定義、約束條件添加等工作。材料參數(shù)按照表1定義。表1材料參數(shù)表部件名稱彈性模量/MPa泊松比密度/t·mm-1主減速器殼1.73E+050.37.55E-09驅(qū)動橋殼蓋2.06E+050.37.90E-09半軸套管2.06E+050.37.90E-09計算出驅(qū)動橋的前30階模態(tài),限于篇幅,這里只列出驅(qū)動橋殼的前3階模態(tài)頻率和振型。表2驅(qū)動橋殼模態(tài)計算結(jié)果序號頻率/Hz陣型1(圖7)195.30驅(qū)動橋殼一階彎曲2(圖8)403.83驅(qū)動橋殼二階彎曲3(圖9)736.23驅(qū)動橋殼三階彎曲圖7驅(qū)動橋殼一階彎曲圖8驅(qū)動橋殼二階彎曲圖9驅(qū)動橋殼三階彎曲從驅(qū)動橋殼總成的模態(tài)計算結(jié)果可以看出,驅(qū)動橋殼總成的一階彎曲固有頻率為195.30Hz,而驅(qū)動橋傳動系臺架試驗中的模擬掛擋反拖工況1066r/min處的異常噪聲根源頻率為199Hz,與195.30Hz非常接近,由此可判斷,驅(qū)動橋在1066r/min處的異常噪聲是由于此轉(zhuǎn)速的齒頻剛好和此固有頻率一致導(dǎo)致橋殼一階彎曲共振。3.3改進(jìn)措施可以在驅(qū)動橋上加裝動力吸振器[10]以降低此頻率下驅(qū)動橋殼的振動幅值,動力吸振器的固有頻率即設(shè)計為針對驅(qū)動橋殼的199Hz。動力吸振器安裝在主減速器殼上,不會影響車輛的通過性。動力吸振器實物照片如圖10所示。圖10動力吸振器此動力吸振器設(shè)計為最佳調(diào)諧式[11],動力吸振器的設(shè)計質(zhì)量為3kg,橡膠設(shè)計剛度4593.529N/mm,最佳阻尼比為0.084,常用橡膠材料的阻尼比約為0.05-0.12,此動力吸振器設(shè)計的最佳阻尼比在此范圍內(nèi),符合實際。4橋殼后蓋共振問題在LMSTest.Lab軟件中對勻加速工況的噪聲進(jìn)行階次跟蹤分析,發(fā)現(xiàn)1050Hz-1170Hz頻率內(nèi)的噪聲幅值明顯高于其它頻率處。圖11勻加速工況傳聲器階次跟蹤分析橋殼后蓋厚度只有2mm,為驅(qū)動橋的主要噪聲輻射位置,對其進(jìn)行有限元約束模態(tài)分析。約束位置為11個螺栓孔處,模擬后蓋在驅(qū)動橋上的連接狀態(tài),繼而進(jìn)行模態(tài)計算。計算結(jié)果如圖12所示,其頻率為1106Hz。故階次跟蹤圖上1050Hz-1170Hz頻率內(nèi)的噪聲幅值異常增大是由于驅(qū)動橋殼蓋的一階彎曲共振導(dǎo)致的。圖12橋殼后蓋一階約束模態(tài)由橋殼后蓋一階約束模態(tài)陣型圖可以看出,振幅最大位置位于注油孔四周,最直接的改進(jìn)方式即把注油孔周圍加強(qiáng),可以焊接板材。但這樣做的缺點是增加了生產(chǎn)工序,且后蓋太薄,不易焊接。最簡易的改進(jìn)措施為把驅(qū)動橋蓋加厚,由2mm改為2.5mm,這樣不會改變生產(chǎn)方式,只是增加少量的材料成本費。5改進(jìn)效果試驗驗證通過對驅(qū)動橋臺架試驗數(shù)據(jù)的分析及理論分析,提出了三項改進(jìn)措施,即:(1)把主減速器被動齒輪的表面硬度由61±2HRC改為59±2HRC。(2)把驅(qū)動橋殼蓋的厚度由2mm增加到2.5mm。(3)加裝動力吸振器。對改進(jìn)后的驅(qū)動橋做臺架驗證試驗,保證各試驗條件與改進(jìn)前的臺架試驗一致。把驗證試驗測得的數(shù)據(jù)與改進(jìn)前數(shù)據(jù)進(jìn)行對比,圖13為改進(jìn)后的勻加速工況加速度傳感器階次跟蹤分析,可見齒輪嚙合沖擊振動已經(jīng)衰減了很多。圖13改進(jìn)后勻加速工況加速度傳感器階次跟蹤分析改進(jìn)前后反拖工況傳聲器聲壓隨轉(zhuǎn)速變化曲線對比如圖14所示,由改進(jìn)前后噪聲對比可以看出,噪聲降低明顯,在整個過程中降低了3dB左右,并且在1066r/min處的噪聲異常情況消失。圖14改進(jìn)前后反拖工況噪聲對比改進(jìn)后勻加速工況傳聲器階次跟蹤如圖15所示,從圖中可以看出1050Hz-1170Hz頻率內(nèi)的噪聲幅值異常增大情況已基本消失。圖15改進(jìn)后勻加速工況傳聲器階次跟蹤分析由改進(jìn)驗證試驗結(jié)果可以看出,改進(jìn)措施切實有效,驅(qū)動橋異常振動噪聲的問題發(fā)現(xiàn)途徑及改進(jìn)方案對其它驅(qū)動橋的振動噪聲控制具有積極地參考價值。6結(jié)論對某汽車驅(qū)動橋進(jìn)行模擬實車運行的臺架試驗,并結(jié)合有限元模態(tài)分析,發(fā)現(xiàn)以下問題,并提出解決方案:(1)該驅(qū)動橋11階振動異常突出,即主減速器齒輪對嚙合沖擊過大,原因為兩齒輪表面硬度較高。適當(dāng)降低被動大齒輪的表面硬度,會降低齒輪對嚙合沖擊導(dǎo)致的驅(qū)動橋振動噪聲,且不會影響使用壽命。(2)輸入轉(zhuǎn)速1066r/min時噪聲突然異常增大,經(jīng)過分析推測此轉(zhuǎn)速下的異常噪聲是由于齒輪嚙合頻率與橋殼的某一階固有頻率相近導(dǎo)致橋殼共振。為了驗證這一推測,用有限元法對驅(qū)動橋做了模態(tài)分析。模態(tài)計算結(jié)果與試驗結(jié)果對比發(fā)現(xiàn),驅(qū)動橋殼的一階彎曲固有頻率與驅(qū)動橋輸入轉(zhuǎn)速1066r/min時的齒頻非常接近,導(dǎo)致驅(qū)動橋殼共振,需要在驅(qū)動橋上安裝動力吸振器。(3)橋殼后蓋的厚度很小,導(dǎo)致一階模態(tài)頻率時的振動噪聲很大,需要對橋殼后蓋進(jìn)行加厚處理。在驅(qū)動橋上施加改進(jìn)措施之后,進(jìn)行傳動系臺架驗證試驗,試驗過程中保證試驗條件與改進(jìn)前的臺架試驗條件一致。經(jīng)驗證,改進(jìn)措施取得了良好的效果,本研究為其它驅(qū)動橋的振動噪聲控制提供了參考。參考文獻(xiàn)[1]Sang-KwonLee,Sung-KyuGo,DongjunYu,etal.IdentificationandReductionofGearWhineNoiseoftheAxleSysteminaPassengerVan[C]//SAEPaper,2005-01-2302.[2]FaydorL.Litvin,AlfonsoFuentes,KenichiHayasaka.Design,manufacture,stressanalysis,andexperimen-taltestsoflow-noisehighendurancespiralbevelgears[J].MechanismandMachineTheory,2006,41(1):83-118.[3]夏秀蓉,楊鋒軍,孟春景.螺旋錐齒輪質(zhì)量對驅(qū)動橋總成噪聲的影響[J].合肥工業(yè)大學(xué)學(xué)報(自然科學(xué)版),2009,32(S1):167-170.[4]FrankFahy.SoundandStructuralVibrationRadiationTransmissionand
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