陳國(guó)平，李占國(guó),*，史堯臣，趙希祿，唐武生

(1.長(zhǎng)春理工大學(xué) 機(jī)電工程學(xué)院， 吉林 長(zhǎng)春 130022；2.長(zhǎng)春大學(xué) 機(jī)械與車輛工程學(xué)院， 吉林 長(zhǎng)春 130022； 3.琦玉工業(yè)大學(xué) 工學(xué)部， 日本 深谷 369-0293)

同步帶因具有質(zhì)量小、結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、安裝方便等優(yōu)點(diǎn)，廣泛應(yīng)用于汽車發(fā)動(dòng)機(jī)正時(shí)傳動(dòng)系統(tǒng)中。隨著對(duì)汽車NVH(Noise，Vibration，Harshness)性能要求的不斷提高，要求對(duì)正時(shí)傳動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行減振降噪處理。國(guó)內(nèi)外學(xué)者對(duì)同步帶傳動(dòng)噪聲及振動(dòng)的研究[1-3]大多是基于兩輪無(wú)負(fù)載同步帶傳動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行的。郭建華等[4]基于兩輪同步帶傳動(dòng)系統(tǒng)對(duì)新型人字齒振動(dòng)及噪聲特性進(jìn)行研究，通過(guò)與直齒同步帶噪聲幅值的對(duì)比，得出新型人字齒同步帶具有更好的降噪性能。Chen Gang等[5]分析了同步帶傳動(dòng)噪聲產(chǎn)生機(jī)理，建立了帶傳動(dòng)嚙合沖擊、空氣流動(dòng)噪聲、摩擦噪聲的數(shù)學(xué)模型。大量學(xué)者針對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)正時(shí)傳動(dòng)系統(tǒng)振動(dòng)及噪聲進(jìn)行研究[6-8]。王國(guó)剛等[9]針對(duì)正時(shí)傳動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行噪聲分析與優(yōu)化，仿真分析正時(shí)傳動(dòng)系統(tǒng)主要噪聲源位置，并對(duì)其進(jìn)行隔聲與降低噪聲源兩部分優(yōu)化。

然而，在正時(shí)傳動(dòng)系統(tǒng)中，還存在張緊輪、惰輪、水泵輪等其他零部件，關(guān)于它們對(duì)正時(shí)傳動(dòng)系統(tǒng)噪聲及振動(dòng)影響的研究還是空白。由于正時(shí)傳動(dòng)系統(tǒng)中其他零部件的存在，惰輪對(duì)同步帶傳動(dòng)振動(dòng)的影響無(wú)法具體得出。因此本文開(kāi)展惰輪對(duì)同步帶傳動(dòng)振動(dòng)影響規(guī)律的研究，去除正時(shí)傳動(dòng)系統(tǒng)中其他零部件的影響，通過(guò)三輪一帶振動(dòng)試驗(yàn)與兩輪同步帶傳動(dòng)振動(dòng)試驗(yàn)的結(jié)果對(duì)比，得到惰輪對(duì)同步帶傳動(dòng)振動(dòng)的具體影響。

1 三輪一帶振動(dòng)機(jī)理分析

同步帶在傳動(dòng)過(guò)程中將產(chǎn)生橫向振動(dòng)、縱向振動(dòng)和軸向振動(dòng)。如圖1所示，以帶節(jié)線與主動(dòng)輪節(jié)圓切點(diǎn)為坐標(biāo)原點(diǎn)O，沿帶運(yùn)動(dòng)方向?yàn)閄軸，垂直于帶表面方向?yàn)閅軸，沿帶輪軸線方向?yàn)閆軸建立坐標(biāo)系。則橫向振動(dòng)為垂直于帶表面即Y向的振動(dòng)，縱向振動(dòng)為與帶運(yùn)動(dòng)方向一致，即X向的振動(dòng)，軸向振動(dòng)為帶輪軸向即Z方向的振動(dòng)[10-11]。

圖1 同步帶的振動(dòng)示意圖

在同步帶傳動(dòng)過(guò)程中，由于嚙合沖擊激勵(lì)等因素的影響，同步帶會(huì)產(chǎn)生振動(dòng)。振動(dòng)形式主要有橫向振動(dòng)、縱向振動(dòng)和軸向振動(dòng)，其中橫向振動(dòng)是帶齒和輪齒由于嚙合沖擊激勵(lì)作用而導(dǎo)致帶上下振動(dòng)，是同步帶在傳動(dòng)過(guò)程中的主要振動(dòng)形式[12-13]。惰輪在正時(shí)傳動(dòng)系統(tǒng)中的作用是改變帶輪上包角大小和嚙合齒數(shù)數(shù)量，提高傳動(dòng)能力，減小帶段跨度。共振時(shí)同步帶傳動(dòng)橫向振動(dòng)的一種特殊狀態(tài)，當(dāng)嚙合頻率為同步帶固有頻率的整數(shù)倍時(shí)，同步帶會(huì)產(chǎn)生共振，共振情況下的振動(dòng)幅值明顯增加。公式(1)為同步帶固有頻頻計(jì)算公式[14-15]：

(1)

式中ωsn為同步帶固有頻率；L為中心距；EI為帶的抗彎剛度；T為張緊力；ρ為帶的線密度；n為固有頻率階數(shù)，n=1,2,3,…?？梢钥闯鍪┘佣栎喣軌驕p小中心距，從而增加帶段固有頻率，減小共振現(xiàn)象發(fā)生的可能性。

2 試驗(yàn)裝置及方法

2.1 試驗(yàn)設(shè)備

1.主動(dòng)電機(jī)； 2.傳動(dòng)； 3.主動(dòng)軸； 4.軸承座；5.導(dǎo)軌； 6.從動(dòng)軸滑板； 7.鋼絲繩； 8.加載重砣；9.從動(dòng)輪； 10.惰輪； 11.被測(cè)帶； 12.主動(dòng)輪。圖2 三輪一帶噪聲試驗(yàn)臺(tái)布局示意圖

圖2為三輪一帶振動(dòng)試驗(yàn)裝置示意圖。該裝置由帶輪軸調(diào)節(jié)組件、驅(qū)動(dòng)裝置、固定端傳動(dòng)軸系、底座支撐組件、滑動(dòng)端傳動(dòng)軸系組件組成。電機(jī)最高轉(zhuǎn)速為3000 rpm。通過(guò)調(diào)節(jié)從動(dòng)帶輪軸和多向帶輪軸位置，將被測(cè)帶安裝在帶輪上，通過(guò)加載重砣對(duì)被測(cè)帶進(jìn)行張緊。利用多普勒激光測(cè)振儀將激光點(diǎn)打在被測(cè)帶緊邊嚙入點(diǎn)處。惰輪安裝在主、從動(dòng)輪中間。

2.2 測(cè)點(diǎn)的選擇和布置

試驗(yàn)在實(shí)驗(yàn)室自然環(huán)境條件下進(jìn)行。利用非接觸式激光多普勒測(cè)振儀測(cè)量同步帶帶背振動(dòng)，這種測(cè)量方式與將測(cè)振儀布置在試驗(yàn)臺(tái)相比，可以避免由試驗(yàn)臺(tái)本身振動(dòng)引起的試驗(yàn)結(jié)果誤差。試驗(yàn)測(cè)量的是同步帶緊邊嚙入點(diǎn)，故利用平面鏡將激光點(diǎn)折射到緊邊帶背嚙入點(diǎn)位置。在進(jìn)行試驗(yàn)數(shù)據(jù)采集之前，為了避免初始運(yùn)轉(zhuǎn)期間橫向振動(dòng)的不穩(wěn)定，先將同步帶運(yùn)轉(zhuǎn)一段時(shí)間，達(dá)到穩(wěn)定狀態(tài)后進(jìn)行數(shù)據(jù)采集和存儲(chǔ)，每次測(cè)量共采集10 s的試驗(yàn)數(shù)據(jù)。

2.3 試驗(yàn)安排

在兩輪無(wú)負(fù)載振動(dòng)試驗(yàn)臺(tái)上進(jìn)行兩輪同步帶傳動(dòng)系統(tǒng)與三輪一帶傳動(dòng)系統(tǒng)振動(dòng)對(duì)比試驗(yàn)。分別對(duì)安裝惰輪的三輪一帶傳動(dòng)系統(tǒng)與不安裝惰輪的兩輪同步帶傳動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行變轉(zhuǎn)速、變張緊力振動(dòng)試驗(yàn)。轉(zhuǎn)速分別為600、800、1000、1200、1400 rpm，張緊力分別為250、350、450、550、650 N。在計(jì)算機(jī)軟件上進(jìn)行示波，可以直接觀測(cè)到由多普勒激光測(cè)振儀測(cè)量到的振動(dòng)放大圖。等待電機(jī)啟動(dòng)轉(zhuǎn)速均勻后對(duì)同步帶進(jìn)行采樣，可避免電機(jī)啟動(dòng)時(shí)產(chǎn)生的轉(zhuǎn)速誤差。待采樣結(jié)束后再關(guān)閉電機(jī)，可避免轉(zhuǎn)速不足造成的測(cè)量誤差。

3 試驗(yàn)結(jié)果分析

3.1 轉(zhuǎn)速對(duì)振動(dòng)的影響規(guī)律

張緊力為450 N、轉(zhuǎn)速為1200 rpm下的同步帶傳動(dòng)振動(dòng)時(shí)域圖如圖3所示，對(duì)應(yīng)的頻域特性曲線如圖4所示。由圖3可以看出：安裝惰輪的三輪一帶傳動(dòng)系統(tǒng)振動(dòng)幅值明顯比不安裝惰輪的兩輪同步帶傳動(dòng)系統(tǒng)振動(dòng)幅值小，說(shuō)明安裝惰輪可以減小同步帶傳動(dòng)系統(tǒng)的振動(dòng)，與理論分析結(jié)果一致。由圖4可以看出：安裝惰輪后的三輪一帶傳動(dòng)系統(tǒng)固有頻率發(fā)生變化，由公式(1)可得：ωsn1=63 Hz，ωsn2=126 Hz。因惰輪安裝在主、從動(dòng)輪中間位置，因此兩系統(tǒng)固有頻率成二倍關(guān)系，與理論分析結(jié)果一致。由頻域特性曲線可以得出，1200 rpm轉(zhuǎn)速下嚙合頻率f=400 Hz。

圖3 兩輪與三輪傳動(dòng)振動(dòng)時(shí)域?qū)Ρ葓D 圖4 兩輪與三輪傳動(dòng)振動(dòng)頻域?qū)Ρ葓D

圖5 振幅隨轉(zhuǎn)速變化曲線

為了更明顯地看出惰輪對(duì)同步帶傳動(dòng)系統(tǒng)振動(dòng)的影響規(guī)律，將轉(zhuǎn)速為600～1400 rpm時(shí)的振動(dòng)幅值進(jìn)行整理，得到圖5所示的振動(dòng)幅值隨轉(zhuǎn)速變化曲線。

由圖5可以看出，隨著轉(zhuǎn)速的增加，兩系統(tǒng)的振動(dòng)幅值均增加，說(shuō)明隨著轉(zhuǎn)速的增加，同步帶的振動(dòng)加劇。安裝惰輪的三輪一帶系統(tǒng)振動(dòng)幅值比不安裝惰輪的兩輪同步帶傳動(dòng)系統(tǒng)振動(dòng)幅值明顯減小，減小約0.05 mm。說(shuō)明惰輪能夠減小同步帶傳動(dòng)系統(tǒng)的振動(dòng)幅值，與理論分析結(jié)果一致。兩輪同步帶傳動(dòng)系統(tǒng)在800 rpm和1400 rpm處振幅明顯增加，而三輪一帶傳動(dòng)系統(tǒng)僅在1400 rpm轉(zhuǎn)速下振幅明顯增加，其嚙合頻率與同步帶固有頻率耦合，使同步帶產(chǎn)生共振。說(shuō)明可以通過(guò)施加惰輪改變同步帶的固有頻率，避免帶段在某一轉(zhuǎn)速下的共振，與理論分析結(jié)果一致。

3.2 張緊力對(duì)振動(dòng)的影響

為了研究張緊力對(duì)同步帶振動(dòng)的影響規(guī)律，將張緊力為250～650 N時(shí)的振動(dòng)幅值進(jìn)行整理，得到圖6所示的同步帶振幅隨張緊力變化曲線。

圖6 振幅隨張緊力變化曲線

由圖6可以看出，隨著張緊力的增加，兩系統(tǒng)的振動(dòng)幅值均減小。說(shuō)明張緊力的增加可以減小同步帶傳動(dòng)系統(tǒng)的振動(dòng)。安裝惰輪的三輪一帶傳動(dòng)系統(tǒng)振幅明顯比不安裝惰輪的兩輪同步帶傳動(dòng)系統(tǒng)振幅小，說(shuō)明惰輪的施加可以降低同步帶振動(dòng)，與理論分析結(jié)果一致。不安裝惰輪的兩輪同步帶傳動(dòng)系統(tǒng)在張緊力約為550 N時(shí)振幅明顯增加，這是由于同步帶固有頻率與嚙合頻率耦合產(chǎn)生共振導(dǎo)致的。而在三輪一帶傳動(dòng)系統(tǒng)中張緊力為550 N時(shí)并未發(fā)生共振，說(shuō)明惰輪的安裝可以有效避免共振的發(fā)生。

4 結(jié) 論

(1)理論分析了惰輪對(duì)同步帶傳動(dòng)系統(tǒng)的影響。惰輪可以改變帶段跨度，進(jìn)而改變帶段固有頻率，從而影響同步帶的振動(dòng)情況。

(2)通過(guò)對(duì)兩輪同步帶傳動(dòng)系統(tǒng)與三輪一帶傳動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行變轉(zhuǎn)速、變張緊力試驗(yàn)，驗(yàn)證了惰輪對(duì)同步帶傳動(dòng)系統(tǒng)振動(dòng)的影響。結(jié)果表明，惰輪可以有效降低同步帶傳動(dòng)系統(tǒng)中的振動(dòng)幅值，而且惰輪可以通過(guò)改變同步帶固有頻率的方式避免同步帶傳動(dòng)系統(tǒng)共振的發(fā)生。