徐康，程華國，李俊，占銳，聶麗洋

(國家汽車質(zhì)量監(jiān)督檢驗中心(襄陽)，湖北襄陽 441004)

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某越野車輪邊減速器噪聲振動性能研究與改進

徐康，程華國，李俊，占銳，聶麗洋

(國家汽車質(zhì)量監(jiān)督檢驗中心(襄陽)，湖北襄陽 441004)

針對某越野車在行駛過程中存在的輪邊減速器噪聲過大問題，在排除了輪邊減速器的殼體、軸承等因素后，進行了輪邊減速器臺架噪聲振動試驗，對輪邊減速器臺架試驗的噪聲振動信號進行了采集和分析，確定了齒輪傳遞誤差是導致輪邊減速器噪聲過大的主要原因，并在此基礎(chǔ)上進行了輪邊減速器齒輪副的優(yōu)化改進。結(jié)果表明：改進后輪邊減速器噪聲得到明顯降低。

越野車；輪邊減速器；噪聲與振動；改進

0 引言

越野車要求有高的動力性，而車速一般較低[1]，通常會使用輪邊減速器，使傳動系的傳動比以較大的比率分配給驅(qū)動橋，以防止變速器、分動器等總成因承受過大轉(zhuǎn)矩而使尺寸及質(zhì)量過大，同時可以減小主減速器和半軸的外形尺寸，保證車輛具有足夠的離地間隙。某越野車上裝配的是一款直齒輪邊減速器，在車輛行駛過程中，在車內(nèi)能夠感受到來源于輪邊減速器的異常噪聲。針對該現(xiàn)象，在排除了輪邊減速器的殼體、軸承等干擾因素后，進行了輪邊減速器臺架噪聲振動試驗和傳遞誤差[2]測試。通過對輪邊減速器的噪聲振動和傳遞誤差信號的采集和分析，確定齒輪傳遞誤差是輪邊減速器噪聲過大的主要原因，并在此基礎(chǔ)上進行了輪邊減速器齒輪副的優(yōu)化改進。

1 輪邊減速器噪聲振動試驗條件

1.1 試驗樣品及臺架

現(xiàn)車上裝配的是圓柱齒輪式輪邊減速器，主動齒輪齒數(shù)為13，被動齒輪齒數(shù)為25。

針對輪邊減速器樣品，在臺架試驗中進行了噪聲振動試驗和傳遞誤差試驗。試驗中試驗設(shè)備使用的傳感器見表1。

表1 試驗設(shè)備使用的傳感器

兩臺加速度傳感器(Acc1和Acc2)分別固定在輪邊減速器的殼體兩側(cè)，兩臺麥克風(Mic1和Mic2)放置在輪邊減速器兩側(cè)距離殼體300 mm的地方，轉(zhuǎn)速計放置在輸入軸靠近樣品側(cè)，兩臺編碼器(1號輸入編碼器和2號輸出編碼器)分別固定在樣品的輸入端和輸出端，如圖1所示。

圖1 樣品在臺架上的測試狀態(tài)

1.2 測試工況

(1)噪聲振動試驗。對樣品輸入扭矩200 N·m，輸入端轉(zhuǎn)速從0勻速升到1 200 r/min，記錄過程中樣品的噪聲振動數(shù)據(jù)。

輸入轉(zhuǎn)速和相應(yīng)諧波階次頻率的對應(yīng)關(guān)系見公式(1)：

(1)

式中：f為階次對應(yīng)的頻率；n為輸入端轉(zhuǎn)速；z1為主動齒輪齒數(shù)；h為諧波階次，取1,2,3,4，…

(2)傳遞誤差試驗。測量樣品輸入轉(zhuǎn)速10 r/min及輸入扭矩200 N·m時，輪邊減速器的傳遞誤差。

齒輪的傳遞誤差用公式( 轉(zhuǎn)角表示形式) 表示即為[3]：

(2)

而θ1和θ2存在如下關(guān)系：

θ2=θ1×i

(3)

將公式(3)代入公式(2)中可得：

(4)

沿嚙合線方向的公式表示為

(5)

2 輪邊減速器噪聲原因分析

在排除了輪邊減速器的殼體、軸承等干擾因素后，通過對直齒樣品進行噪聲振動試驗和傳遞誤差試驗，得出了圖2所示噪聲階次值曲線。從圖2可以看出：樣品的噪聲值隨輸入轉(zhuǎn)速的增大而增大。同時由圖2可分析出，輸入轉(zhuǎn)速在600、750和1 000 r/min附近，樣品的噪聲值分別有明顯的增強，且分別對應(yīng)噪聲的5、4和3階諧波。通過傳遞誤差試驗測得的齒輪傳遞誤差在95 μm，這個傳遞誤差值非常大，是導致樣品噪聲值過大的主要原因。

圖2 直齒樣品200 N·m時Mic1傳感器噪聲階次值

同時對該輪邊減速器樣品參考QCT 533-1999《汽車驅(qū)動橋臺架試驗方法》進行了疲勞試驗，達到了QCT 534-1999《汽車驅(qū)動橋臺架試驗評價指標》的評價指標，但是從樣品拆檢情況分析，樣品的齒輪齒面存在一定的偏載現(xiàn)象[4]，偏載情況見圖3。

圖3 直齒樣品齒面偏載情況

3 輪邊減速器改進

直齒輪本身的重合度[5]較低，而重合度決定了工作載荷下的傳遞誤差。當重合度較大時，齒輪副在載荷作用下能夠獲得較好的傳遞誤差曲線和動態(tài)特性[6]。

在中心距和齒數(shù)不變的情況下，增大齒輪重合度的方法包括將直齒改為斜齒、增大螺旋角[7]、減小壓力角[8]等。而且使用斜齒輪，齒面應(yīng)力更低，載荷傳遞更平順，齒面重合度更高，這會使得齒輪產(chǎn)生更小的振動，從而獲得更低的噪聲。

現(xiàn)將該款輪邊減速器的齒輪由直齒改為斜齒，增大螺旋角，同時減小壓力角，以達到增大重合度的目的。齒輪的具體參數(shù)見表2。

表2 直齒和斜齒的參數(shù)

優(yōu)化前后齒輪的重合度計算如下：

直齒圓柱齒輪重合度εα計算見公式(6)[9]：

(6)

斜齒圓柱齒輪重合度εγ計算見公式(7)[7]，包含有端面重合度εα與軸向重合度εβ：

εγ=εα+εβ

(7)

端面重合度εα計算和直齒圓柱齒輪計算方法相同，見公式(8)[9]：

(8)

軸向重合度εβ計算見公式(9)[9]：

(9)

斜齒圓柱齒輪的重合度：

εγ=1.324+0.583=1.907

通過計算結(jié)果對比可以看出：齒輪優(yōu)化之后，齒輪的重合度從1.263提高到了1.907，重合度有了大幅的提高。

在樣品齒輪修改后，分別進行了直齒樣品和斜齒樣品的噪聲振動試驗，得到了瀑布圖和階次圖，見圖4—11。

直齒輪邊Mic1傳感器測得的階次圖見圖2。

由圖4和圖5的噪聲瀑布圖可以看出：直齒樣品的1階諧波幾乎沒有產(chǎn)生任何噪聲響應(yīng)，2階、3階、4階以及更高階次均有響應(yīng)。由噪聲階次圖可以看出：直齒樣品總成的噪聲總體隨轉(zhuǎn)速的升高而增大，最大值在90 dB(A)左右，其中3階、4階和5階噪聲響應(yīng)對總噪聲影響很大，第3階的最大噪聲接近總成噪聲。

圖4 直齒輪邊Mic1傳感器測得的噪聲瀑布圖

圖5 直齒輪邊Mic2傳感器測得的噪聲瀑布圖和階次圖

由圖6和圖7的振動瀑布圖可以看出：直齒樣品在1階和2階振動諧波幾乎沒有響應(yīng)；在3階以及更高階諧波上，直齒樣品響應(yīng)很明顯，這是影響樣品振動的主要原因。由振動階次圖可以看出：直齒樣品的1階和2階振動響應(yīng)要明顯低于高階響應(yīng)。

由圖8和圖9的噪聲瀑布圖可以看出：斜齒樣品的1階和2階諧波幾乎沒有產(chǎn)生任何噪聲響應(yīng)，3階和4階的響應(yīng)要明顯低于直齒樣品，5階以上的高階諧波幾乎沒有響應(yīng)。由噪聲階次圖可以看出：斜齒樣品總成的噪聲總體也隨轉(zhuǎn)速的升高而增大，最大值在80 dB(A)左右，相比直齒樣品降低了10 dB(A)左右，各階次對總成噪聲的影響均不明顯，各階次響應(yīng)峰值相對總噪聲降低了9 dB(A)左右。斜齒樣品臺架試驗的噪聲比直齒樣品有明顯的改善。

圖6 直齒輪邊Acc1傳感器測得的振動瀑布圖和階次圖

圖7 直齒輪邊Acc2傳感器測得的振動瀑布圖和階次圖

圖8 斜齒輪邊Mic1傳感器測得的噪聲瀑布圖和階次圖

圖9 斜齒輪邊Mic2傳感器測得的噪聲瀑布圖和階次圖

由圖10和圖11振動瀑布圖可以看出：兩種樣品在1階和2階振動諧波幾乎沒有響應(yīng)；在3—4階諧波上有響應(yīng)，但是振動響應(yīng)要明顯好于直齒樣品；在高頻諧波上，斜齒樣品幾乎沒有響應(yīng)。斜齒樣品臺架試驗的振動比直齒樣品有明顯的改善。

圖10 斜齒輪邊Acc1傳感器測得的振動瀑布圖和階次圖

圖11 斜齒輪邊Acc2傳感器測得的振動瀑布圖和階次圖

圖12 直齒輪邊減速器的傳遞誤差值

對比圖12和圖13可以看出，測量的直齒樣品的傳遞誤差峰值在75～95 μm之間，而斜齒樣品在同樣條件下減少到了50 μm左右，傳遞誤差得到了很大的改進。

圖13 斜齒輪邊減速器的傳遞誤差值

4 結(jié)論

(1)針對輪邊減速器運行過程中噪聲大的問題，通過直齒輪邊減速器的噪聲振動試驗和傳遞誤差試驗，找到了噪聲過大的原因，提出了改進意見。

(2)根據(jù)改進意見，修改齒輪的參數(shù)后，對斜齒樣品重新進行了噪聲振動試驗和傳遞誤差試驗，數(shù)據(jù)顯示:輪邊減速器的噪聲振動性能得到了很大的提升。

(3)改進后的輪邊減速器裝車之后，在車內(nèi)聽到的噪聲情況得到了很大的改善。

【1】王斌，過學迅.越野車輪邊減速器設(shè)計研究[J].汽車零部件,2010(5)：56-59.

WANG B，GUO X X.Design of Off-road Vehicle Wheel Reducer[J].Automobile Parts,2010(5)：56-59.

【2】王玉新，柳楊，王儀明.考慮嚙合時變剛度和傳遞誤差的齒輪振動分析[J].機械傳動,2002(1):5-8.

【3】唐元進.齒輪傳遞誤差計算新模型[J].機械傳動,2008(6)：13-14.【4】劉鵲然.齒輪偏載的理論基礎(chǔ)[J].傳動技術(shù),1995(3)：16-21.

LIU Q R.Theoretical Basis of Gear Deviation Load[J].Drive System Technique,1995(3)：16-21.

【5】馮輝英，于興芝.基于重合度對齒輪傳動影響分析[J].現(xiàn)代機械,2009(6):7-9.

FENG H Y,YU X Z.An Analysis of the Influence of Contact Ratio on Gear Transmission[J].Modern Machinery,2009(6):7-9.

【6】何建偉，冉紹伯，等.齒輪重合度對變速器嘯叫的影響研究[C]//2015中國汽車工程學會年會論文集,2015：1903-1905.

【7】顧廷昶.汽車變速器齒輪傳遞誤差的研究及優(yōu)化[J].傳動技術(shù),2014(4):42-46.

GU T C.Research and Improvement on Transmission Error of Auto Gear Box[J].Drive System Technique,2014(4):42-46.

【8】李杰，張磊，趙旗.大重合度汽車變速器齒輪的接觸應(yīng)力與噪聲分析[J].汽車技術(shù),2009(4)：7-10.

LI J,ZHANG L,ZHAO Q.Analysis on Contact Stress and Noise of Automobile Transmission Gears with High Contact Ratio[J].Automobile Technology,2009(4)：7-10.

【9】徐灝.機械設(shè)計手冊[M].北京：機械工業(yè)出版社,2004:(23-22)-(23-23).

Research and Improvement on Hub Reducer Noise and Vibration Performance for a Cross Country Vehicle

XU Kang，CHENG Huaguo，LI Jun，ZHAN Rui，NIE Liyang

(National Automobile Quality Supervision and Test Center (Xiangyang)，Xiangyang Hubei 441004, China)

Aiming at the problem of over big noise of hub reducer in the driving process of a cross country vehicle, the hub reducer bench test for noise and vibration was made after excluding the factors of shell and bearing of hub reducer. The acquisition and analysis to the signals of noise and vibration of hub reducer bench test were conducted. It was confirmed that the transfer error of gears was the main cause of the over big noise of hub reducer. On the basis of testing, the optimization and improvement of gears pair of hub reducer were conducted. The results show that the noise of hub reducer is decreased obviously after improvement.

Cross country vehicle； Hub reducer； Noise and vibration；Improvement

2016-06-17

徐康(1985—)，男，工學學士，工程師，研究方向為總成及零部件試驗技術(shù)。E-mail：xukang@nast.com.cn。

10.19466/j.cnki.1674-1986.2016.09.014

U463.218+.2

A

1674-1986(2016)09-060-05