（车辆工程专业论文）基于底盘综合试验台的汽车变速器噪声检测研究.pdf

摘要 随着汽车工业的快速发展，人们对汽车性能的要求也越来越多。汽车噪声逐渐成为 评价汽车性能的重要指标之一。根据相关研究，减少汽车变速器的噪声对汽车整车噪声 的降低有着明显的效果。长安大学汽车学院的大客车底盘综合试验台是从事汽车研究的 重点设备，包含了对变速器噪声检测研究的功能。本论文研究了如何实现在大客车底盘 综合试验台上对变速器噪声进行检测，为将来的变速器噪声控制研究提供原始数据积 累，有着重要的实际意义。 通过变速器噪声产生机理和传递途径的理论研究，结合噪声测量分析方法设计组建 了变速器噪声检测模块。选取法士特公司生产的9 j s l 8 0 型变速器，设计了噪声检测试 验方案，利用组建好的变速器噪声检测模块进行了噪声检测试验。通过试验结果分析完 成了对初期设计的检测模块的总结工作，为今后的改型及研究方法，提供了改进意见和 经验积累。 本论文的研究，对今后开展的变速器噪声检测、控制等研究提供了理论依据及实践 指导，设计组建的变速器噪声检测模块完善了大客车底盘综合试验台的设计功能，通过 对9 j s l 8 0 变速器进行噪声测量试验，为今后其他型号变速器的试验方案设计提供了经 验，积累了原始数据。 关键词：变速器噪声；底盘综合试验台；噪声检测模块；9 j s l 8 0 变速器 a b s t r a c t w i mt h ed e v e l o p m e n to fa u t o m o b i l ei n d l l s t r y ，p e o p l ep a ym o r ca _ t t e n t i o n st om e p e r f o m l a n c eo fa u t o m o b i l ep r o d u c t s t h en o i s eo fa u t o m o b i l eh a sb e e nar e f e r e n c eo f a u t o m o b i l ep e r f o m a n c ee s t i m a t e b a s e do nm er e l a t e dr e s e a r c h ，r e d u c m gm en o i s eo f g e a r b o xh a st h eo b v i o u se f r e c to na u t o m o b i l en o i s er e d u c e t h ec h a u s s i ss l t i l e s i s t e s tb e df o r b u so fa u t o m o b i l es c h o o l ，c h a n g 锄u i l i v e r s i t yh a st l l e 劬c t i o no f 咖d yo na u t o m o b i l e s d e r f o n n a n c e b a s e do nt h eb l u 印r i n t ，m i st e s t _ b e dh a ss h o u l dh a v et h ea b i l i t yo fm e a s u 】陀t h e n o i s eo f2 e a r b o x t h e n ，i ti si m p o n 锄tt of i n do u tm ew a vt 0m e a s u r et l l ei l o i s eo fg e a r b o xo n t l l ec h a s s i ss y i l t h e s i s t e s tb e d ，t h ew a yi ti ss i 蛳f i c a i l c ef o r t h eg e a r b o xm a i l u f a c t l l r e 1 1 1 i sd a p e rs t u d i e so nt 1 1 et h e o r yo fn o i s ep r o d u c em e c h a l l i s mo fg e a r b o xa 1 1 dt h ed i 纳s e w a v 矗r s t l y a r e rt l l es t u d vo nn o i s em e a s l l r ea 1 1 a l y s i s ，f i l l i s h e dt h en o i s em e a s u r e 觚a l y s i s b l o c k sd e s i 霉皿趾dc o n s t m c tw o r l 【m a d ei l o i s et e s tp l 锄f o rm o d e l9 j s18 0g e a r b o xa n e r a n a l v z e dt i l ec h a r a c t e r i s t i co ft h eg e a r b o x ss t m c t u r e a c c o r d i n gt ot l l et e s tp l a i l ，d i dt h et e s t w i t hg e a r b o xn o i s em e a s u r ea n a l y s i sb l o c k r e f e r c = 1 1 c e dw i t l lm ea n a l y s i sr e s u l t s ，s l m l l l 【l a r i z e d t l l ed e s i 趼o fg e a f b o xn o i s em e a s u l ea n a l y s i sb l o c k 加dm et e s tp l a n ，a r e rt h a t ，o 丘e r e dt l l e s u 2 9 e s t i o nf - o rt h eb l o c kn ；m o d e la n dm e t h o do fa n a l y s i s t h e 咖d yw o r ko ft l l i sp 印o 衙e dt l l et h e o r ya 1 1 de x p e f i e n c e 五wt h em e a s u r e 锄d 趾a l y s i so fg e a r b o xn o i s ei nf h t u r e t h en o i s em e a s u r ea 1 1 a l y s i sb l o c kc o m p l e t e st h e 劬c t i o n o ft h ec h a s s i ss y l l t l l e s i s t e s tb e df o rb u si ng e a r b o xn o i s ef i e l d a r e rm et e s to fm o d e l9 j sl8 0 g e a r b o x ，m ee x p 耐e n c eo ft e s tp l 舭d e s i 印a n dm eo r i 百n a le x p 甜m e n td a t ah a v eb e e l l o e r e d k e y w o r d s ：1 1 0 i s eo fg e a r b o x ；c h a s s i ss y n m e s i s t e s tb e d ；n o i s em e a s u r ea n a l y s i sb l o c k ； m o d e l9 j s18 0g e a r b o x 论文独创性声明 本人声明：本人所呈交的学位论文是在导师的指导下独立进行 研究工作所取得的成果。除论文中已经注明引用的内容外，对论文的 研究做出重要贡献的个人和集体，均已在文中以明确方式标明。本论 文中不包含任何未加明确注明的其他个人或集体已经公开发表的成 果。 本声明的法律责任由本人承担。 论文作者签名：l 勇驾 p 。 年堂局乙| 日 论文知识产权权属声明 本人在导师指导下所完成的论文及相关的职务作品，知识产权归 属学校。学校享有以任何方式发表、复制、公开阅览、借阅以及申请 专利等权利。本人离校后发表或使用学位论文或与该论文直接相关的 学术论文或成果时，署名单位仍然为长安大学。 ( 保密的论文在解密后应遵守此规定) 论文作者签名：王勇钌2 口，7 年f 月己日 铷签名：芭是2 吖年j 州目 长安大学硕七学位论文 第一章绪论 汽车产业是我国国民经济发展的支柱产业，汽车工业的发展方向是舒适、节能、环 保和安全。汽车运行时所产生的振动与噪声是评价汽车性能的重要指标之一，同时它直 接影响着乘客的乘座舒适性和行驶的安全性。据有关文献指出：汽车的振动、噪声主要 来源于发动机系统和传动系统。而汽车变速器是汽车传动系统的主要构成部分，因此， 降低汽车变速器的振动、噪声对于降低汽车整车的振动、噪声有着十分明显的效果。 1 1 变速器噪声试验台检测方法的研究进展 通过试验台对变速器噪声进行测量，为降低变速器噪声的后续工作提供研究数据是 当今广泛开展的工作。国内外很多学者在这方面做了大量的研究工作，并且取得了一定 的成果。截止目前，研究水平相对成熟的噪声检测方法主要有声强法和振速法。 ( 1 ) 声强法【1 】 声强技术的创新点在于重点利用了相位信息，它借助两个配对的传声器对瞬时声压 作实时测量，两个传声器声学中心连线的中点作为测点位置，连线作为测量轴线方向， 由声压实时测量值的和、差，分别确定测点处相应的声压及轴向质点振速，再由两者的 乘积即可确定轴向传播声波的声强。 用声强法在现场测噪声源辐射的声功率时，在噪声源周围取假想的封闭曲面作为测 量面，在测量面上取若干测点，使测量系统的配对传感器的轴向与测量面互相垂直，各 测点上声强测量值按面积带权求和，所得结果取决于测量面内部噪声源辐射的总声功 率，而与测量面外部的声源无关。从而，可以较为准确的确定噪声源辐射的声功率，同 时还可以有效地检测到噪声源细致的分布情况。值得指出，声强测量还可以排除噪声源 近场效应产生的干扰。 测量声强的方法很多，如普遍使用的双传声器直接法和双通道快速傅里叶变换法， 以及正在研究中的旋转传声器法，传声器工作方式转换法等。双传声器直接法是1 9 5 6 年由t j s h u l t s 提出的，它利用两点声压近似地求声强。双传声器直接法具有运算速度 快，实时频率范围宽等优点，可对频率高达1 1 2 k h z 的信号进行实时分析，并且可以获 得倍频程或1 3 、l 1 2 倍频程中心频率声强谱。它的缺点是不适用于声场中检测和识别 纯音信号，对于很窄的声强频谱分析也无能为力。 i 9 7 8 年美国j y c h u n g 提出了声强用互谱来表达【2 1 ，根据这一原理并借助于双通道 第一章绪论 快速傅里叶( f f t ) 分析仪，就可以通过互功率谱计算声强，这种方法称为双通道f f t 法。 这种方法的优点是可以进行窄带噪声分析，从声场中检测出纯音信号及频率分量相关联 的谐音，并且能很容易判断出声强的方向，缺点是运算速度慢，实时频率低。 无论是双传声器直接法，还是双通道f f t 法，都需要双传声器的声强探头。声强 探头一般由两只性能相同的传声器用面对面、背靠背或并排的方式组合在一起的。实验 表明，面对面组合方式的声强探头性能最佳。传声器的直径和传声器之间的间隔，是影 响声强探头频率范围的两个主要因素。九十年代初研制成功的一种接在两传声器后端的 相位校准器使得声强测量的有效频率范围向低端扩展。 迄今为止，在声强测量中还存在一些影响测量精度的问题，高频误差主要来自用有 限压差近似地替代压力梯度；近场误差是由于声强在两个传声器点上的变化不同，而两 传声器和仪器通道间的相位失配将增大测量误差，这在低频和传声器间距较小时尤为显 著。 声强技术的实用价值一直被声学界学者广泛关注。美国的r p k e n d i n g 等人在美国 中央电力研究所的资助下，通过一系列的实验研究，于1 9 9 1 年提出了一种“声强测量法” 的噪声测量新方法，可以在背景噪声及声反射较大的生产车间内进行测量。国内的甘长 胜、舒歌群、沙云龙、池万刚、金业壮等人在关于声强法在压缩机、内燃机、旋转电机、 汽车变速器噪声检测的应用以及噪声源识别方面做了大量的研究工作，将声强法的实用 化进程又向前推进了一步【3 1 。 声强法的应用前景是广泛的，但是声强法也存在一些不足之处。首先是要保证精度， 就要有足够多的测点；其次是测量环境要相对稳定，测量过程中不应该有突发声；最后如 果被测噪声中含有周期性的成分，测试时间应大于此周期。只有在符合i s 0 9 6 1 4 标准中 规定的f 1 f 5 五种判据因素的情况下，测试结果的精度才能保证。正是由于声强测试的 这些不足，再加上测试过程中需要专门的仪器，仪器的价格昂贵，使得该方法无法在实 际中广泛使用。 ( 2 ) 振速法【4 】 振速法的基本原理是当物体出现声频率范围内的振动时，会激发周围空气介质相应 振动，从而以声波形式向外辐射噪声。这种结构噪声可以通过物体表面的振动速度级及 其辐射效率来表征。因此可以通过测量其固有辐射效率的表面振动速度级，来确定其噪 声辐射。 由于使用振速法测噪声的过程中，只需测量封闭机器的表面振动，而机器的表面振 2 长安大学硕士学位论文 动几乎不受测试环境噪声的影响，所以该方法特别适用于那些由于背景噪声很高或其它 环境影响较大而不可能用声压法直接准确测定空气噪声的场合。 但是由于振速法仅适用于由封闭固体结构表面振动辐射噪声的情况，这种方法主要 适用于稳态声源；同时采用振速法对机器噪声进行测量时，测量结果的精度很大程度上 取决于测点的分布和数量以及振动面上振动速度的分布，原则上讲要提高测量精度，就 要合理的增加测点数目，这就使得该方法在一些机器噪声的在线测量应用方面受到限 制。因此对于振速法的应用研究主要集中在测点的简化，以及简化过的测点的振动与机 器噪声关系方面的研究上。 关于振速法的应用，国内外都有人做过研究。日本的学者推导出了一种求解振动板 辐射声功率级的计算公式，实用中误差达3 d b 甚至更大，而且用该公式无法求出振动 板周围声场中任意点的声压级，公式使用很不方便；国内江苏工学院葛屯等人考虑振动 板的一阶振型建立的振动加速度级与声压级之间关系的数学模型，用于变速器单个侧面 的噪声检测时，精度上基本满足要求，但是在速度测量过程中单个面上也必须选择至少 四个测点，并且如果将此方法用于整个变速器的噪声检测时测量误差能否满足精度在文 献中没有提及，所以该方法仍不能完全适用于试验台噪声检测；北京廖文彬，西安交大 的汲胜人分别将国标中的振速法用于电冰箱压速机、电力变压器的噪声在线检测，取得 了较好的效果。近年来基于振速法的呵t 振动噪声检测仪在中小型电机和微电机行业 的噪声测量应用中己日趋成。上海电器科学研究所的马久旭【5 】成功地将这一仪器用于电 机的噪声测量，并提出了若干注意事项。 振速法在机器噪声的试验台架检测中的应用仍然处于不断的研究完善之中，至今还 没能形成一种通用的、行之有效的测量方法。 1 2 课题来源 大客车底盘综合试验台是我校汽车学院搭建的大型基础设备，也是从事汽车动力学 研究，汽车安全性研究，高速车辆技术研究，汽车可靠性研究，电动汽车研究等学科研 究的重点设备，该设备能够完成汽车驱动与制动系统的主要总成部件的性能实验，电动 汽车驱动与控制技术，汽车缓行器等新技术新材料的试验以及蓄电池测试研究。 经过多年使用，该试验台的功能得到不断的完善和发展。在制动系部件研究，汽车 缓行器试验，以及汽车安全性研究方面都积累了丰富的试验数据与经验。为了进一步完 善大客车底盘综合试验台的功能，提出了对变速器噪声检测的相关问题进行研究。 3 第一章绪论 1 3 论文研究的主要内容和任务 1 3 1 论文的主要内容 ( 1 ) 对变速器噪声的产生机理与传递路径进行研究，为本文后续所进行的变速器 噪声检测试验提供了理论基础； ( 2 ) 对噪声的评价及测量分析方法经行研究，为变速器噪声信号的采集与分析提 供方法指导和理论支持； ( 3 ) 设计并组建底盘综合试验台变速器噪声检测模块； ( 4 ) 以法士特公司生产的9 j s l 8 0 变速器为试验对象，对其噪声进行检测分析； ( 5 ) 根据试验结果，提出噪声检测模块设计及试验方案的改进措施。 1 _ 3 2 论文的主要任务 ( 1 ) 对变速器噪声及其检测的基础理论进行研究整理； ( 2 ) 综合利用现有实验设备，完成底盘综合试验台变速器噪声检测模块的组建； ( 3 ) 选取测试样品，完成噪声检测试验及结果分析； ( 4 ) 根据试验结果进行总结，提出改进意见，完成变速器噪声检测工作的经验积 累，为后续研究打下基础。 4 长安大学硕士学位论文 第二章变速器噪声产生及传递研究 2 1 变速器噪声产生机理 2 1 1 齿轮噪声 齿轮噪声的激励源包括本身的啮合振动和外界强制振动，前者形成的噪声称为齿轮 直接噪声，而后者形成的噪声称为间接噪声。 齿轮直接噪声分为： ( 1 ) 分度圆冲击噪声 对理想齿轮的啮合过程如图2 1 所 示。在两齿接触线a c 处，由于接触点a 沿 啮合线向b 移动且齿轮间相对滑动速度逐 渐变小，到达b 点( 两节圆节点) 时相对速 度为o ，当它超过b 点后，滑动速度改变方 向。因此，在齿轮工作过程中，啮合齿面处 存在个滑动速度换向。有滑动即存在摩擦 力，滑动速度换向，则齿面间相对摩擦力在 节点处也相对改变方向，因此而产生冲击 力，称节线冲力。对于一对绝对精确的齿轮， 节线冲力引起振动是齿轮唯一的噪声源。哺1 节线冲力大小与持续时间取决与齿轮 间传递的力，摩擦系数及相对滑动速度的大 小。齿轮传递功率越大，齿面粗糙度和转速 图2 1 理想齿轮啮合过程 越高，则齿轮节线冲力越大，由此而形成的噪声能越高。 ( 2 ) 啮合冲击噪声 实际中理想的齿轮是不存在的，轮齿在受力运转中总会产生变形，加上齿轮制造误 差、安装误差等的影响，使齿轮啮合和分离时产生碰撞和冲击，由此而形成的冲击力和 噪声分别称之为啮合冲击力和啮合噪声。 分度圆冲击噪声和啮合冲击噪声的频率与齿轮转速，齿数和性质等有关，噪声的基 频即为齿轮的啮合频率，可由下式计算： 第二章变速器噪声产生及传递研究 正= 刀z 6 0 ( h z ) ( 2 1 ) 式中：z _ 一齿轮齿数； 刀齿轮转速( r m i n ) 。 由式( 2 1 ) 可知，啮合齿轮对中，两个齿轮的啮合频率是相同的。当齿轮的转速变 化时，啮合频率也随之改变，并且随着转速的升高，齿轮噪声逐渐增大，这是判断齿轮 啮合频率的两个基本原则。此外，齿轮的啮合频率还往往呈二次、三次等高次谐波出现 在频谱中。值得注意的是，齿轮噪声虽然随转速增加而增加，但并不成线性关系，而是 转速越高，噪声随转速升高而上升的幅度变小。齿轮的线速度从变化到“：，相应的转 速从啊变化到刀：，所产生声压级从厶变化到三2 ，两者的差值为： 址= 厶一厶：2 0 l g 生= 2 0 l g 鱼( d b ) ( 2 2 ) 强傀 由式( 2 2 ) 可以看出转速越高，齿轮噪声的声压级越大。6 1 7 1 由于齿轮轮齿不可避免地存在着基节误差与齿形误差而不能平稳地运转，产生齿面 冲击，故引起与啮合频率相对应的齿轮噪声，因此，大多数齿轮噪声频谱在齿轮啮合频 率正附近会出现噪声尖峰。 当齿轮安装有较大偏心量时，啮合频率还往往伴有上、下边频带。这些边频是由于 轴的回转频率，与齿轮啮合频率正相互调制而产生的。上、下频带可由下式计算： 上边频带丘= 正+ ， ( 2 3 ) 下边频带兀= 正一， ( 2 4 ) 有时在频谱上还会出现二次边频( 正士2 f ) ，甚至更高的边频带。在噪声频谱成 分中，还往往存在五的高频谐波，使噪声构成更为复杂。 ( 3 ) 不平衡振动噪声 齿轮与相关旋转件的安装和制造偏心将会引起不平衡惯性力，造成齿轮与转速一致 的低频振动和不平衡振动噪声。转动频率为： ，= 6 0 ( h z ) ( 2 5 ) 式中：疗齿轮转速，单位为r m i n 。 6 长安大学硕上学位论文 ( 4 ) 瞬态自激振动噪声 当齿轮在受到激振力作用时，会产生频率为齿轮固有频率的瞬态自由振动，从而产 生辐射噪声。当齿轮啮合频率与其固有频率成整数倍时，齿轮可能产生强烈的共振，噪 声大幅度增加【w 】。 齿轮固有频率与其材料、尺寸等参数有关。两啮合齿轮的固有振动频率可由下式估 算： 1 一 = 亡k ：历 ( h z ) ( 2 6 ) _ ，。2i 一k ：历【h z ) o z 6 ) 厶7 式中：k 啮合齿轮副的平均刚度，丘= k ，砭( 墨+ 局) ，其中k ，分别为 两齿轮啮合齿的特定位置刚度； 脚两齿轮作用线上有效质量平均值，m = 胧，聊：似。+ 肌：) ，其中所。，m ：分 别为两齿轮作用线上各自有效质量。 综上所述，齿轮在工作过程中，其噪声主要表现为两种型式：一种是啮合频率的噪 声；另一种是整个齿轮以它固有频率振动所产生的噪声。齿轮噪声频谱中既有啮合频率， 又有固有频率，但以哪种为主则取决于齿轮精度、传递载荷大小等多方面因素。 2 1 2 齿轮噪声的影响因素 齿轮的设计参数( 如结构、材料、啮合率、压力角、模数、齿形修正、相配轴等) 、 加工精度( 如各种误差、表面质量、加工手段、热处理方法等) 、装配情况( 如齿隙、 接触面、位置准确度、装配力矩等) 及使用条件( 如转速、负荷、润滑、使用场合等) 都对齿轮噪声有一定影响【铺】。 ( 1 ) 齿轮设计 在汽车中，常用齿轮有直齿圆柱齿轮、斜齿圆柱齿轮、直齿链齿轮和螺旋锥齿轮等 几种类型。这些齿轮的几何特性有较大差异，采用不同的啮合方式。直齿轮啮合时是整 个齿宽同时线接触，啮合冲击力较大：斜齿轮虽然也是线接触，但它的接触是从齿上一 点开始，向下渐进地跨过全齿，因而产生地冲击力较小。故在相同运转条件下，斜齿轮 比直齿轮噪声低3 l o d b 。直齿锥齿轮与螺旋锥齿轮相比，与上述关系大致相同。同一 类型齿轮采用不同结构设计时，噪声水平也有较大差别。 几种不同截面形状直齿圆柱齿轮噪声比较如图2 2 所示。这些齿轮的材料、模数、 加工条件等都相同，但噪声在不同频段内却相差1 1 0 d b 不等。因此，合理设计齿轮结 构是控制齿轮噪声的途径之一。 7 第二章变速器噪声产生及传递研究 不。 岔 勺 v 巅 设 群 鲁昏量宦冒 l235 转速( r 皿i n ) l 2 3 4 s 图2 2 不同结构齿轮噪声比较 齿轮的特性参数对噪声的产生影响也较大，齿轮特性参数对其噪声影响如图2 3 所 - 一 _ ! 绷 囊 遢 矗 一 糊 囊 崩 t 1 1 9 r i t 迭系数， 一一 一，2 口7 暑 o o1 0 2 0 。o 转速( r ，m i n ) ( a ) 重选系数 一一 。 ， 彳；m a2 级 鱼ga6 级 ， 精重j ， 18 桶 蔫 翻 i o i 囊 嘲 -8 o i l e o 粤 i 蛆距； l i 。 一， 7 3 3 一 l 一一 l o2 03 0 标准匿力角废) ( b 压力角 ，o 0 5 i f i 9 0 9 ? 一o 2 7 ，-直j i j r l 2 0 l o 2 9 0 n 酱长蓑瞢( n ，m m ) 转速( r m i n ) ( c ) 齿膏( t ) 舅奠 图2 3 齿轮特性参数对其噪声的影响 8 长安入学硕上学位论文 由图2 3 可以看出： 增加齿轮重叠系数，可以使齿轮传动时参与啮合的齿数增多，减小了单个齿上的 载荷，降低了轮齿的冲击和变形，改善了它们进入和脱开啮合时的状况，从而使齿轮噪 声得以降低。当重叠系数从1 1 9 增加到2 0 7 时，在1 0 0 0 r 肺i n 和2 0 0 0 r m i n 两种转速条 件下，齿轮噪声分别降低4 d b 和6 d b ，如图2 3 ( a ) 所示。， 在传递扭矩一定情况下，压力角将造成径向力上升，从而导致较高的噪声级。值 得注意的是，齿轮压力角不仅决定于齿轮的初始设计，而且随一对啮合齿轮的实际中心 距离而变化。中心距增加，压力角变大。齿轮安装、制造、温度变化及轴向刚度等都可 能改变实际的压力角。压力角对齿轮噪声影响如图2 3 ( b ) 所示。 增加齿宽，单位齿长载荷降低，可使齿轮噪声减弱，减弱的幅度取决于齿轮精度 和轮齿承载变形的关系。对于低精度( 图2 3 中a g m a 6 级) 齿轮，噪声受单位齿长载 荷影响较小；但对于高精度齿轮，由于轮齿承载变形影响正常的啮合，所以单位齿长载 荷对噪声有较大的影响。齿宽对齿轮噪声影响如图2 3 ( c ) 所示。 齿轮的侧隙可起到润滑作用和避免由于各种误差造成的运动干涉，若侧隙过小， 则难于达到目的，且会使噪声急剧增加，如图2 3 ( d ) 。因此，除正、反转频繁，定位 精度要求较高及载荷变化较大齿轮外，侧隙取大些对降低齿轮噪声有利。 在精度相同情况下，增加模数，轮齿变得粗壮，减少了弯曲变形和冲击，齿轮噪声 减小。齿数对噪声影响主要体现在齿轮直径的改变。在模数相同条件下，齿数增加，齿 轮直径变大，辐射噪声增加。 齿轮材料和热处理方法的选择，对齿轮噪声也有一定影响。铸铁比钢有较好的声振 动衰减率和阻尼特性，因此用前者制造的齿轮较用后者制造的齿轮噪声为低，差值可达 3 4 d b 。不同的热处理方法对材料的弹性模量几乎不起作用，因而对齿轮的固有频率也 就没有影响，但材料经过淬火后，衰减性能降低，可使齿轮噪声增加3 4 d b 。 ( 2 ) 加工精度 齿轮加工产生的形位公差会影响齿轮的噪声水平，这些误差主要有齿形误差、周节 误差及基节误差等。齿形误差对齿轮噪声的影响如图2 4 所示。 9 第二章变速器噪声产生及传递研究 1 0 0 9 u ! 鼬 鬟 出7 0 们 5 0 ll ii 哲形误差( 户m ) 一 一嘲 _ d 一 一夕 一ri u 一一一一 以一j 一 _ _ ， 0 06 0 0l o o o2 0 0 容i o o d 转连( r m l n ) 图2 4 齿轮噪声与齿形误差 齿形误差使轮齿偏离渐开线，造成啮合过程中的冲击与振动，噪声辐射量增加。周 节误差和周节误差和基节误差都会破坏齿轮平稳均匀地啮合，使齿轮传动中角速度变化 和冲击振动，增加齿轮噪声。 轮齿的表面粗糙度低，齿面间摩擦系数小，齿轮的冲击和噪声就低。一个齿面粗糙 度低的齿轮( 磨齿) 与一个齿面粗糙度高的齿轮( 铣齿) 相比，噪声相差约4 d b 。在齿 轮加工过程中，采用不同的轮齿成形方法，将影响齿面质量和齿轮噪声。一般来说，常 用轮齿成形方法生产的齿轮噪声从大到小顺序为：低精度滚齿切削齿条刀切齿 滚齿切削_ 滚齿切削剃齿。 ( 3 ) 装配情况 即使在齿轮具有一定精度条件下，如装配精度低，同样会使齿轮啮合状况变坏，产 生较大的冲击和振动。图2 5 为不同装配误差条件下的齿轮噪声对比，由图可见装配误 差增大，齿轮噪声大幅度增加，对传递扭矩较小的齿轮更为明显。 刁 蘸8 0 t 誊 7 5 ( 扭距j 1 5 0 n m 1 0 0 n 二m 父 5 0 n m o 5 0 l o o 1 5 02 0 0 齿轮不平子：误差( 户m 1 0 0 m m ) 图2 5 安装不平行误差对齿轮噪声影响 l o 长安大学硕士学位论文 ( 4 ) 使用条件 转速和载荷对齿轮噪声的影响如图2 3 ( a ) 、( b ) 所示。不论是转速增加，还是负 荷上升，齿轮噪声都会随之增大。在载荷不变情况下，齿轮转速加倍，噪声一般增加4 6 d b 。作用在轮齿上的载荷通常用比载荷来表示，即轮齿单位长度上所承受的力，单位 为m ，m m 。比载荷越大，齿面间冲击力就越大，齿轮噪声越高。对于低、中速齿轮( 5 0 0 3 0 0 0 一m i n ) ，比载荷加倍，声压级增加3 d b 左右；对于高速齿轮( 4 0 0 0 r m i n ) ，比载荷 加倍，声压级增加6 d b 左右。 润滑油可以防止齿面直接接触并起到阻尼作用，有利于降低齿轮噪声。润滑油使齿 轮噪声的降低幅度视润滑方式和润滑油的性质( 如粘度等) 而定。图2 6 所示为不同润 滑状况对齿轮噪声的影响，试验时齿轮空载运转，供油量l m l s 。如齿轮箱采用油浴润滑， 则箱内油面高度不同，形成的油粒激溅程度也不同，齿轮噪声就会有一定的差别。不同 润滑对齿轮噪声的影响如图2 6 所示。 一8 5 勺 臻7 5 幽 撂 6 5 5 5 l 一一 一 厂 ， 2 一 _ 一多 r 3 l 一无润滑油 2 一重油润滑 3 一气缸油涧滑 0 5 0 01 0 0 01 5 0 02 0 转速( r m i n ) 图2 6 不同润滑对齿轮噪声的影响 2 1 3 轴承噪声 除齿轮外，轴承是变速器中的另一个主要噪声源。轴承可以分为滑动轴承和滚动轴 承两大类。滑动轴承比滚动轴承刚性好，阻尼大、振动小，通常其噪声比滚动轴承小的 多，只是当润滑情况不良，发生轴颈与轴承内表面的金属的干摩擦时，才会产生刺耳的 噪声。而滚动轴承，由于其结构原因，既使能制造出一种无几何误差且表面粗糙度极低 的滚动轴承，但由于装配间隙及在负荷区滚道和滚动体间产生的弹性变形，仍会产生噪 声。所以，需要对滚动轴承噪声的产生及其控制方法进行讨论。 第二章变速器噪声产生及传递研究 ( 1 ) 轴承固有噪声 滚动轴承的本质噪声，是指既使轴承的各种控制尺寸均为理想尺寸( 内外滚道和滚 动体均为真圆，有游隙) ，不存在任何误差，当轴承旋转时也会产生的固有噪声，也就 是说对滚动轴承而言是本身固有的一种噪声，是不可避免的，它与轴承的制造和使用无 关。滚动轴承的固有噪声包括以下几种【9 】： 圈套声 圈套声是各类滚动轴承都会发生的噪声，是滚动轴承的基本噪声源。它是轴承旋转 而发出的一种平稳、连续的噪声。产生这种噪声的根本原因就在于弹性套圈的弯曲固有 振动。这种振动既有径向的也有轴向的。固有振动引起的噪声的显著特点是：既使回转速 度发生变化，噪声的主频率也几乎不变，即主频率与转速无关。但声压级随着转速的提 高而增加。很明显，提高套圈断面的平面度，增加套圈厚度，固有噪声会得到改善。 滚动体下落声 滚动体下落声发生在比较大型的滚柱轴承或滚珠轴承中。当这种大型轴承只受径向 负荷且又在低速下旋转时，由于离心力小，使其处在非负荷圈上的滚柱或滚珠撞击保持 器或滚道面而产生噪声。当转速增加到一定值时，下落声就会消失。在具有径向间隙的 轴承上，只要径向载荷作用，就会导致滚动体发生振动，产生噪声。为了防止这种振动 和噪声，应尽量减少轴承间隙，必要时可给轴承施加适当预加载荷。 摩擦声 摩擦声主要是指金属相互摩擦的噪声，常产生于滚珠轴承，尤其是较大型的滚珠轴 承中。润滑油脂的润滑性能差，或者轴承只承受径向载荷而径向间隙又比较大时，都容 易产生摩擦声。使用液体油润滑时，几乎不产生摩擦声。摩擦声不太稳定，有时是连续 的，有时是间歇的，只发生在一定的转速范围内，而该范围又随轴承型号而变。要减少 摩擦声可采用性能良好的润滑油，减少轴承安装后的径向间隙或者提高轴承的刚度。 ( 2 ) 与设计、加工误差有关的噪声 这种噪声是因为轴承设计或工艺制造误差而造成的。它主要由以下三种噪声组成： 沟道噪声 众所周知，既使使用最精密的加工技术来加工沟道( 或滚道) 和滚动体表面，也不可 能做出绝对理想的圆形，所以，在沟道表面和滚动体表面总是存在着任意的微小的形状 误差，这种误差在宏观上表现为形位误差，在微观上则表现为波纹度和粗糙度。由波纹 度和粗糙度产生的振动包括一系列的随机脉冲，当轴承旋转时，这些脉冲将引起轴承的 1 2 长安大学硕士学位论文 “沟道噪声”，这种噪声构成了轴承噪声的主要成份。严格控制套圈和滚动体的圆度、波 纹度、粗糙度和滚动体的加工精度，沟道噪声就会显著降低。 滚动噪声 滚动噪声是指滚动体相对于滚动面回转、滑动、摩擦或撞击时产生的噪声。该噪声 主要发生于滚动体进入和退出载荷区的时刻。滚动噪声一般具有以下特点： a ) 使用润滑性能不好或粘度极大的润滑油( 脂) 时最容易发生； b ) 轴承只受径向载荷而径向游隙又比较大时最容易发生。实际上，滚子轴承最容 易产生滚动噪声。 保持架噪声 一般情况下产生这种噪声的原因是滚动体和保持架、保持架和引导面之间的滑动摩 擦。保持架和滚动体发生相互撞击而发出的声音具有周期性，当采用动体引导保持架时， 这种运动的不稳定性较为严重。保持架噪声主要发生在轴承与圆锥滚子轴承上，在径向 间隙过大、润滑性能不良及轴上传递扭矩波等情况下，均会产生这种噪声。防止保持架 噪声的措施如下： a ) 尽量采用套圈引导方式并注意给予引导面充分的润滑，或者对保持架的构作适 当的改进； b ) 轴承高速旋转时，兜孔间隙大的轴承其保持架振动振幅远大于兜孔间隙小的保 持架振动振幅，所以兜孔间隙取值尤为重要； c ) 要注意尽量减小径向游隙； d ) 尽量提高保持架制造精度，改善保持架表面质量，可以减少滚动体与保持架发 生碰撞或摩擦。 ( 3 ) 伤痕及夹杂物引起的噪声 该类噪声主要是指不文明生产产生的碰卡伤或发生疲劳剥落、锈蚀斑痕以及夹杂物 进入轴承工作面而引起的噪声。主要有： 伤痕噪声 当滚动表面具有裂纹、碰伤、压坑和锈斑时，就会产生周期性的振动和噪声( 即所 谓的斑痕声) 。如果转速保持一定，其频率就恒定不变。当斑痕发生在一个滚动体上时， 产生的振动和噪声的频率较低；若斑痕发生在滚道面上时，产生的振动和噪声的频率则较 高，斑痕较多时，甚至会出现连续谱。 第二章变速器噪声产生及传递研究 夹杂物噪声 夹杂物噪声是指在轴承的运转过程中各种灰尘、铁屑等杂质进入轴承工作面造成的 非周期性的振动和噪声。只要加强维护和保养及提高工作责任心，杂质声完全是可以避 免的。杂质混入轴承，在产生夹杂物噪声的同时，还会在轴承滚珠和滚道上产生斑痕， 从而加剧斑痕声。还有一类和轴承相关但不是由轴承本身产生的噪声。这类噪声是由于 轴承在机械和机器中安装不当引起的，即由于装有轴承的机械受到轴承振动激励而共振 所产生的共鸣噪声。使轴承与轴承座两者的固有频率不相近，可以防止这种噪声的产生。 2 1 4 轴承噪声的影响因素 影响轴承噪声的因素有轴承的精度，安装预紧力和使用条件。一般来说，提高轴承 精度，其噪声降低，特别是滚动体精度的提高，对降低轴承噪声更为有利。选择合适的 预紧力也是控制轴承噪声的方法之一，无预紧力或预紧力过大，轴承噪声都会增加，幅 度一般为2 d b 左右。改善轴承的使用条件，如良好的润滑，平稳的载荷，适时的维护和 防止灰尘，杂质的进入等等，可减小轴承噪声。 2 2 变速器噪声的传播途径 噪声在固体、液体和气态媒质中传播，并与其传播媒质相应地被称为固体声、液体 声和空气声。噪声在声源和接收器之间传播时的传播途径如图2 7 所示。 图2 7 噪声的传播途径 1 4 长安大学硕上学位论文 噪声从声源发射后，可以直接传播到接收器( 人耳或传声器) ，也可以间接传播到 接收器。声音的直接传播是指噪声发射后在传播过程中没有受到任何阻挡而直接传播到 接收器，又称为一次空气声；声音的间接传播指噪声的能量在传播途中激起声源以外的构 件而产生振动，这个被噪声激起振动而又发出噪声的构件，成为机器噪声系统中的第二 声源，或称为二次空气声。在间接传播的途径中，可能出现固体声、液体声、空气声以 及单个构件之间共振的多次转化。 2 2 1 变速器体内噪声传播方式 变速器是一个封闭的箱体结构，其噪声的传播比较复杂，要弄清变速器的噪声产生 机理，就应该弄清楚变速器箱体内的噪声传播方式。下面以一个简单的变速器为例来简 要分析一下变速器噪声的传播方式。典型的变速器噪声传播方式如图2 8 所示。 篇= 兮第一次空气声 第二次空气声 + 一第一次固体声 一第二次囡体声 + 一箱内辐射声 图2 8 典型的变速器噪声传播方式 由图2 8 可以看出，变速器的噪声主要来自其内部的运转的轴承和啮合的齿轮，由 于变速器是一个封闭的箱体结构，传播到接收器的不仅仅是一次空气声。 以一对相啮合的齿轮为例，由于啮合冲击或在交变载荷的作用下，齿轮将产生圆周 方向的振动，在其诱发下，又产生轴向与径向振动。齿轮啮合产生噪声能量一部分经齿 轮体、轴、轴承传到箱壁，最后通过箱壁振动而辐射到空气中，称为一次空气声；另一 部分噪声能量通过箱内的空气后，作用于箱壁内侧，激励箱壁产生振动而辐射到箱外的 空气中，形成第二次空气声；如果变速器装在底座或地基上，则前面经固体传到的声能 量有一部分传入底座和地基上，从而形成地基辐射声。 第二章变速器噪声产生及传递研究 2 2 2 变速器箱体的噪声辐射 对于变速器内部的齿轮传动而言，箱体相当于一个隔声罩，它对隔断与衰减齿轮噪 声和轴承噪声起着重要作用。振源的振动直接或间接激励变速器箱体，使其产生振动， 从而向外辐射噪声。试验表明，变速器噪声中约9 0 9 5 的声能量是通过固体传导途 径最后由箱体振动辐射到箱外的，当箱体的固有频率和激振频率一致时，就会产生强烈 的共振。此时共振的箱体犹如扬声器。因此设计箱体时，必须控制其固有频率。大多数 情况下，可将箱体的各个面简化成矩形板来计算其固有频率【1 0 】。 由于振动体在振速一定时，振动面积越大，辐射的声级就越高，如果从控制变速器 噪声出发，变速器的箱体结构应该设计的尽量小，力求紧凑。另外，由于箱体的动刚度 对其噪声的辐射也有较大的影响，箱体的动刚度越大，受激产生发声振动的可能性就越 小。所以，也可以通过采用加强筋，增加壁厚以及把箱壁内表面设计成弧形增强其动刚 度来控制变速器的噪声。 本章小结 本章主要对汽车变速器噪声的产生机理进行了较详细的介绍，对噪声的影响因素及 降低噪声的措施进行了分析。并对变速器内部噪声传播途径，以及壳体的噪声辐射作了 定性的分析，为后面变速器噪声的测量和分析研究奠定基础。 长安大学硕上学位论文 第三章噪声测量及噪声信号处理方法 3 1 噪声的计量 3 1 1 声压与声压级 ( 1 ) 声压 在声学测量中，直接测量声音的强弱较为困难，故常用声压来衡量声音的强弱。声 波在大气中传播时，引起空气质点的振动，从而使空气密度发生变化。这种变化又引起 大气压( 静压强) 的起伏变化，在声波所达到的各点上，气压时而比无声时的压强高， 时而比无声时的压强低。把某一瞬时介质中的压强相对于无声波时压强的改变量称为声 压。用符号p 表示，单位为p a 声音在传播过程中，声压时随时间迅速起伏变化的，人耳感受到的实际效果只是迅 速变化的声压( 瞬时声压) ，某段时间内瞬时声压的能量平均值称为有效声压。因为瞬 时声压有正负之分，所以有效声压取瞬时声压对时间t 的均方根值，即： p = 肛丽 ( 3 1 ) 式中：p - t 时间内的有效声压，p a ； p o ) 某一时间t 的瞬时声压，p a ； t 一时间，s 。 若以p 。，p ：分别表示两声波在某一点所引起的有效声压，那么，该点叠加后的有效 声压p 可由波动方程导出： p ：厄了矛 ( 3 2 ) 与力各相同声源，且距离相等的某点的有效声压： p = 打p ， ( 3 3 ) 式中：p ，单个声源的有效声压，p a 。 ( 2 ) 声压级 正常人耳刚刚可听到的最小声压值称作听阈( 或听阈声压) 。对于1 k 比的基音，听 1 7 第三章噪声测量及噪声信号处理方法 阈声压值为2 1 0 。5p a ：使人耳产生疼痛感觉的声压值称作痛阈( 或痛阈声压) ，其值为 2 0 p a 从听阈声压到痛阈声压，数值相差为1 0 0 万倍。可见用声压的大小来表示声音的强 弱是很不方便的。由于人耳听觉的灵敏度是呈对数关系变化的，因此，我们将声压的变 化用一个对比关系的对数量级来表示声音的大小，这就是声压级。 一个声音的声压级，是测得这一声音的有效声压p 与参考有效声压p 。的比值的常用 对数乘以2 0 所得的数值。其数学表达式为： 三p = 2 0 l g 旦 ( 3 4 ) p b 式中：p 声压级，d b ； p o 基准声压，取2 x 1 0 - 5 p a 。 将p 。= 2 1 0 。5 p a 代入式( 3 4 ) 中，则可得： 工口= 2 0 1 9 p + 9 4 ( 3 5 ) 由于把声压值相差1 0 0 万倍的变化范围，用声压级表示，就变成了卟1 2 0 d b 的变化 范围，从式子中可知，声压级增加6 ，声压增加l 倍；声压级每变化2 0 d b 或4 0 d b ， 就相当于声压值变化1 0 倍或1 0 0 倍。 3 1 2 声强与声强级 ( 1 ) 声强 声音听起来有的响亮，有的轻微，把这种现象称为响度的不同。但响度是主观感觉 到的声音的大小，对于一定频率声音的响度，主要由声音强弱来决定。衡量声音强弱的 物理量是声强。声强是在垂直于声波传播方向上，单位时间内通过单位面积的平均声能。 声强通常用，表示，单位为、训m 2 。 声强实质是声场中某点声波能量的量度，为一个矢量，方向就是声能传播的方向。 声场中某点声强的大小与声源的声功率，该点距声源的距离，波阵面的形状及介质均匀 性等要素有关。 通常，距声源越远的点声强越小，这是由于声音传播时发生了声波的衰减，反射， 折射等现象的缘故。若不考虑介质对声能的吸收，点声源在自由声场中向四周均匀辐射 声能时，距声源r 处的声强为： 长安大学硕士学位论文 ，：j 乙( 3 6 ) 4 万，- 2 式中：，距离点声源r 处的声强，w m 2 ； 彤一点声源声功率，w ； 卜距点声源的距离，m ； 若点声源放在刚性地面上，声波只向半球面辐射，其声强为： = 专 ( 3 7 ) 声功率w 和声强i 的关系为 形= 4 ，。嬲 ( 3 8 ) 式中：s 包围声源的封闭面面积，m 2 ； 声强在微元面积d