液压系统振动与噪声

液压系统振动与噪声（精选9篇）

液压系统振动与噪声 第1篇

There are a lot of papers on planetary gear dynam-ics,and many crucial results have been obtained[1,2,3,4].Dynamic analysis of planetary gears is essential for eliminating noise and vibration problems of the products there are used in ref[2].While these previous studies served well in describing the vibration of planetary gearsets constructed only steel elements,they lacked other material ones.

Plastic gears are widely used in the modern machinery transmission systems due to their light weight,silent operation,and vibration damping ability,wear resistance,self-lubrication and low cost[6].In recent years,some designers have tried to substitute plastic gears for steel ones to reduce vibration and noise of geared systems.For example,substituting plastic ring gear for steel one not only reduces the weight and manufacturing cost for planetary geared systems,but also suppresses their vibration and noise.The published studies on the gear dynamics,however,focus on only steel geared system,rather than planetary geared system with plastic gears.Little experimental works were done to understand how the plastic elements introduced affect the dynamic characteristics of planetary geared system.In order to clarify the dynamic characteristics of planetary gears constructed with steel/plastic spur gears,the authors have carried out numerical and experimental investigations about the planetary gear dynamic characteristics with plastic gears.In the present work,the vibration and noise characteristics of a planetary gear was analyzed theoretically by considering these numerical and experimental results.

1 Dynamic model of planetary gears

This torsional lumped-parameter dynamic model and finite element model of planetary gear are established as shown in Fig.1.The gear mesh is modeled as a nonlinear spring with time-varying stiffness acting along the line of action.The time-varying mesh stiffness is due to the change in the number of teeth in contact as the gears rotate.As the bending stiffness of the sun,planet and carrier shaft is very large,the deflection of this shaft can be neglected.Thus,the transverse displacement of the geared system is not considered.Friction forces due to gear teeth contact are captured using modal damping.

The equation of motion for a spur planetary geared system with n planets is

where Iifor i=c,r,s,p(p represents planet gears)are the moments of inertia;and mpis the mass of a planet;αsandαrare the sun-planet and ring planet operating pressure angles;ui=riθiare rotational co-ordinates,whereθiis the rotation angle of component i;riare base radii of the gears and the radius of the circle passing through the planet centers for the carrier;ksnand krnare the time-varying mesh stiffness of sun-planet and ring-planet;kofor o=c,r,s are rotational bearing stiffness;δsjandδrjare the compressive deflections in the sun-planet and ring-planet j mesh springs,δsj=(ujasuc+us-esj);δrj=(uj+aruc-ur-erj)where as=cosαsand ar=cosαr;miare the equivalent gear pairmass,where mcanderare the static transmission error for sun-planet and ring-planet;Ts,Trand Tcare torques on sun gear,ring gear and carrier.

2 Dynamic forces for planetary gears

In the present study the dynamics of three planetary gear configurations are examined.The system parameters are given in Tables 1.The ring gear is fixed.The carrier is constrained to have zero rotational vibration,corresponding to a very high inertia of the output element.The mesh frequency is the same at all mesh in a single-stage planetary gear set.The mesh frequency fmfor the present system is

where fsis the sun gear speed frequency,fcis the carrier speed frequency,and zs,zrare the numbers of teeth on the sun and ring gear,respectively.

The mesh stiffness variation of a sun-planet mesh is obtained from static finite element analysis of an isolated sun-planet gear pair.The planet gear is fixed.The torque T=is applied on the sun-planet,whereTsis the torque on the sun gear.The mesh stiffness kspis calculated at a certain mesh position by usingthe calculated static transmission error us=θsrs.This calculation is repeated at multiple steps within a mesh cycle.A similar process is used to calculate the mesh stiffness of ring-planet gear pair.

The outer ring gear circle is fixed by using springs.The constant input torque 60 N·m is applied at the sun gear.The load torque is applied at the carrier.The damping ratios for steel and plastic gear pairs are 0.05 and 0.3,respectively.Eq.(1)is solved by using a fourth-order Runge-Kutta integration method.In the present study the dynamic forces of three planetary gear configurations that are comprised of SSS,SSN SNS and NSS are analyzed.The SSN means that sun gear is manufactured with steel,planet gear with steel and ring gear with nylon66.The system parameters are given in Table 1.Some numerical results are shown as follows.

The dynamic forces for steady-state the sun-planet and ring-planet from the analytical model are shown in Fig.2 and Fig.3.The dynamic forces are calculated in the time domain.The numerical results on the planetary gear indicate that the plastic gears introduced can decrease the dynamic forces for sun-planet and ringplanet gear mesh markedly.The results also show that the compound modes of planetary gears with plastic gears influence dynamic forces for planetary gear sets significantly,and the magnitude of dynamic forces for every compound mode are arranged in numerical sequence,SSS>SSN>NSS>SNS.

3 Experiment

Fig.4 indicates a diagram of the planetary gearbox test rig used in the investigation.The test rig includes motor,couplings,a planetary gearbox,electromagnetic power loader,frequency-changer,acceleration transducers and tachometer head.The planetary gearbox details are presented in Table 1.The materials of gears for the gearboxes are chosen to be different,with steel gears and plastic ones which are exactly the same parameters.

The experimental investigation was carried out at a load torque12 N·m.Fig.5 shows an example of the frequency responses for the case of driving the planetary gear(SSS,SSN,SNS and NSS)at a speed of 2156 r/min.The results of the experimental investigation are expressed as follows.

In order to show clearly the mesh frequency band,the high frequency vibration is filtered.The high frequency vibration is expressed by amplitude of center frequency fcenter.Fig.5 shows the 1 GMF spectra of the SSS,SSN,SNS and NSS.From Fig.5(a-d)an,it may be clearly seen that the response amplitudes for the SSS is larger than others.For example,the amplitude of the mode SSS is nearly 24 times larger than the mode SNS at the 1 GMF.The compound modes have great effects on the dynamic characteristics of planetary geared systems.The amplitudes of spectra for every compound mode are arranged in numerical sequence,SSS>SSN>NSS>SNS.From the experimental re-sults,it can be seen that plastic gears can effectively suppress planetary gear vibration.Thus,to substitute plastic gears for steel ones is a useful method to control the noise level for planetary gear.

Fig.6 shows the noise strength of the SSS,SSN,SNS and NSS at different speed and the load torque12 N·m.From fig.6,it is shown that the plastic planet gear can greatly reduce the noise strength of system.Thus,substituting plastic planet gears for steel ones is a useful method to control the noise level for planetary geared systems.

4 Conclusions

The effectiveness of plastic gear to suppress planetary gear vibration in certain harmonics of the mesh frequency is examined by using numerical and experimental methods in this paper.Some conclusions can be obtained as follows:

(1)The dynamic equations for a single-stage planetary gear are proposed and solved.The numerical results show that the plastic gear introduced has great effect on the dynamic forces for sun and ring-planet gear mesh,and the compound modes of steel and plastic gears influence dynamic characteristics of planetary gear significantly.The magnitude of dynamic forces for every compound mode are arranged in numerical sequence,SSS>SSN>NSS>SNS.

(2)The experimental results show that the plastic gear can dramatically change the dynamic characteristics of planetary gear.Substituting plastic gears for steel ones has great effect on the spectral responses for planetary gear.The spectral responses at 1 GMF spectra decrease remarkably.It is also concluded that compound modes of steel and plastic gears influence dynamic characteristics of planetary gear markedly.The amplitudes of spectral for every compound mode are arranged in numerical sequence,SSS>SSN>NSS>SNS.

(3)The experimental results show that the plastic planet gears can greatly reduce the noise strength dynamic of planetary gear.The noise strength for every compound mode are arranged in numerical sequence,SSS>NSS>SSN>SNS.

Thus,it is concluded that substituting plastic gear for steel one is a useful method to suppress vibration and noise for planetary gear.This research will offer foundation to dynamic optimum design for planetary geared system including plastic elements.

摘要：为了深入了解钢质行星齿轮传动系统引入塑料齿轮后的振动和噪声特性,建立了钢/塑齿轮组合行星传动的动力学分析模型和实验模型,对4钢/塑齿轮组合行星传动系统的振动与噪声特性进行了理论分析与试验研究,分析了组合方式对行星传动振动特性的影响。数值仿真与实验研究结果表明:塑料齿轮的引入对行星齿轮传动的振动特性影响很大,显著地减小了太阳轮与行星轮和内齿圈与行星轮的啮合动载荷;有效地抑制了行星齿轮传动的齿轮啮合频带振动和高频带振动;组合方式对行星齿轮传动的振动特性影响显著,合理地采用钢/塑齿轮组合行星传动结构可以极大地降低啮合动载荷,从而有效地抑制了传动系统的振动和噪声。研究成果对降低工程机械中传动系统的振动和噪声具有一定的应用价值。

关键词：塑料齿轮,行星齿轮传动,振动,噪声

参考文献

[1] Kahraman A. Free torsional vibration characteristics of compound planetary gear sets. Mechanism and Machine Theory, 2001; 36: 953—971

[2] Yuksel C, Kahraman A.Dynamic tooth loads of planetary gear sets having tooth profile wear. Mechanism and Machine Theory, 2004;39:695—715

[3] Ambarisha V K, Parker R G. Nonlinear dynamics of planetary gears using analytical and finite element models. Journal of Sound and Vi- bration, 2007; 302: 577—595

[4] Kahraman A. Planetary gear train dynamics. Journal of Mechanical Design, 1994; 116: 713—719

[5] Hidaka T. Dynamic behavior of planetary gear. Bulletin of the JSME, 1977; 150: 1663—1672

液压系统振动与噪声 第2篇

一种噪声与振动主动控制的滤波-MLMS算法

滤波-LMS算法在噪声与振动主动控制中最为常用,但在具有冲击干扰的环境下,其收敛性能变差,本文提出一种更具鲁棒性的滤波-中值LMS算法,无论在冲击噪声还是在非冲击噪声环境下,都具有很好的`收敛性,计算机仿真结果进一步验证了这种算法的有效性.

作 者：孙木楠  作者单位：南京理工大学理学院力学系,南京,210094 刊 名：振动与冲击  ISTIC EI PKU英文刊名：JOURNAL OF VIBRATION AND SHOCK 年，卷(期)： 21(2) 分类号：O322 TP273+.2 关键词：噪声主动控制   振动主动控制   滤波-LMS算法   中值  

液压系统振动与噪声 第3篇

[关键词]建筑工程；设备机房；振动；噪声；有效措施

引言

随着我国建设工程环境质量要求不断地提高，人们对减少噪声与振动的要求尤为迫切。近年来，对噪声与振动控制要求十分严格，仔细分析产生噪声与振动的根源主要是设备机房，因为设备机房分别安装有冷冻机组、空调循环水泵、空气处理机组、各类风机、冷却塔等动力机电设备。这些设备运行时由于旋转的惯性力和偏心不平衡产生的扰力，都会引起设备部件产生强迫振动，并通过设备底座、管道与建筑物的连接部分产生振动和噪声，并以固体声和空气声波的形式向周围空间辐射噪声进行传播，给人们的生活学习工作带来影响。因此满足人们对环境质量的要求，是当今建设工程监理不应忽视的问题。

1、噪声与振动的危害

噪声对人体带来的危害主要是对睡眠、工作、交谈、收听和思维等方面产生不利的影响。对听觉器官的影响：噪声会造成人的听觉器官损伤。在强噪声环境下，人会感到刺耳难受、疼痛、听力下降，甚至引起不能复原的器质性病变，即噪声性耳聋。目前，国家确定的听力保护标准为85-90dB。对人体健康的影响：噪声作用于中枢神经系统，使大脑皮层功能受到抑制，出现头疼、脑胀、记忆力减退等症状；使人分泌功能降低，引起消化系统紊乱；会使交感神经紧张，从而引发心血管疾病；还会使视网膜轴体细胞光受性和视力清晰度降低。振动是产生噪声的根源，其本身也具有很大的危害。如人长期处于强烈的振动下，也会造成机体的损伤，而且还会损坏机械设备和建筑结构。签于此，在建筑物建造过程中，必须要消除或减轻噪声与振动的危害。

2、振动及噪声主要原因

水冷式螺杆式冷水机组、风冷式空调机组及循环水泵运行过程中产生的振动、噪声比较明显，主要原因有：

（1）安装在水冷式螺杆式冷水机组供、回水管上的用作减振的不锈钢波纹管安装在供、回水管立管上，并且供、回水管弯头处有一刚性支撑直接支撑在空调机房钢筋混凝土楼面上。（2）安装在风冷式空调机组供、回水管上的用作减振的不锈钢波纹管安装在供、回水管立管上。（3）安装在循环水泵供、回水管上的用作减振的是不锈钢波纹管，水泵直接安装在钢板上再通过减振弹簧固定在钢筋混凝土基础上，并且钢板的重量远低于循环水泵运行重量的2倍。（4）空调机房四周墙体没有采取消声降噪措施。（5）空调机组（尤其是水冷式螺杆式冷水机组）的振动通过电缆桥架、线槽传递的支架、墙体及立柱上。在上述产生振动及噪声主要原因中，又以水冷式螺杆式冷水机组产生的震动及噪声最为明显。

3、控制噪声的技术措施

3.1控制和降低空气声噪声传播的主要技术措施

（1）设备机房内吊顶和墙面做隔声、吸声处理，机房门边用高隔声性能隔声门；（2）对于安装在楼层顶部室外的设备机组，应增设消声器、消声百叶，必要时设置隔声吸声屏等措施；（3）对于空调通风系统，合理选用和配置消声器、消声弯头、消音静压箱等消声装置，并控制管道内的气流速度，以避免气流再生噪声的影响。

3.2控制和降低固体声传播的主要技术措施

（1）动力设备安装要求设计单位进行隔振设计计算，隔振设计时应了解机器设备振动特性，获得隔振传递率和隔振效率数据；（2）正确合理地选用隔振元件，并采用最佳隔振形式，保证有较高的隔振效率；（3）设备层平面应合理布局，设备应尽量布置在结构（梁）刚度大的部位，以减少振动对周围的环境影响；（4）为防止和减小空调机组、冷却塔、冷冻机组、风机、水泵等产生的振动沿层面、 梁柱、墙体振动传递，在设备底部安装隔振元件（弹簧隔振器、橡胶隔振器）。管道采用橡胶挠性接管（或金属波纹管、金属软管），风机进出口与设备和管道连接处用帆布接头等，变刚性连接为柔性连接。并对管道支架、吊架、托架等同时进行隔振处理，以达到防止或减少振动的传递。

4、建筑设备隔振一般要求

4.1水泵机组隔振

（1）施工中依据设计要求选用隔振元件，根据环境要求确定隔振方式，使设备隔振传递率和隔振效率达到规定要求，使隔振元件受力均匀，设备振动受到控制，因此要求隔振基座有一定的质量和刚度，同时根据产品技术参数的要求，设计计算隔振基座的重量必须是水泵重量1.5倍以上控制面振幅。（2）对楼内地下设备房区域水泵可采用橡胶剪切隔振器和隔振设计，隔振效率达90%左右，对楼内特殊区域及楼层上水泵可采用弹簧隔振器隔振设计，隔振效率达98%左右。

4.2冷冻机机组隔振

（1）冷冻机组为离心压缩机或螺杆机组，安装在地上，根据冷冻机组的荷载均匀布置三层橡胶垫块中间夹钢板直接安装。（2）进出水口采用橡胶挠性接管连接，管道采取钢架支撑形式隔振，由于管道振动较大，会通过钢架支撑传递到楼层下，设计时必须考虑采用橡胶隔振器隔振。

4.3管道风机及空调机组、送排风机、混流式风机隔振措施

（1）各类空调机组及风机设备在运行时，其振动和固体声会沿着基础、楼板、墙体、及管道等传递，除振动固体声传递外，直接安装在楼板上风机设备会激发楼板的振动，并辐射出噪声；（2）为了安装和调整方便，空调箱设备应加混凝土隔振台座（或隔振钢台座），增加系统的质量，降低隔振系统重心。增加稳定性并减少隔振系统的位移，从而减小风机设备因设置隔振装置而增加颤动；（3）各类空调机组及风机采用钢架基座结构加弹簧隔振器隔振，隔振器的频率为3-5Hz，阻尼比为0.04；（4）风机风管采用钢架吊装结构，采用吊架弹簧隔振器，隔振器的频率为3-5Hz，隔振的变形控制在（在没有预压时）25mm；（5）风机出风口和管道连接处用帆布接口连接，防止风机振动通过管道振动传递；（6）空调箱及排风机放置在地下室及振动要求低的区域，设计时采用橡胶剪切隔振器在设备底部直接安装。

4.4冷却塔隔振

依据冷却塔厂方提供转子参数和防振设计方案，我们在实际监理中有如下体会：（1）水冷塔的减振基础计算公式为：叶片频率=转子频率×转子上叶片数，按照此频率计算，隔振系统的隔振效率大于95%。如扰动频率取风机的转子频率，即风机的转速，里边的水冷塔为低转速的設备，所选配的隔振元件，扰动频率与系统的固有频率之比较小，因而隔振效率较低；（2）通常对冷却塔等设备的减振计算，是以转子频率作为选择隔振元件的设计依据，这是通常的做法，也是比较保险的方式，特别是考虑到转子不平衡的扰力影响。如果以叶片频率作为选择隔振元件的设计依据，则对设备的性能提出了更高的要求，即设备本身需制作精良，特别是在转子的平衡方面需考虑得更为周全；（3）对于现场厂家所提供的冷却塔与之配套使用的隔振器，能满足需求应尽量选择由厂家提供的减振器。

结语

综上所述，本文所阐述振动、噪声治理措施可以广泛应用在各类建筑的各种设备房的振动、噪声治理，改善工作、生活环境，提高人民的生活质量。

参考文献

[1]章凡.建筑附房设备噪声治理[J].噪声与振动控制，2004，06：56-59.

[2]曹福君.建筑设计与建筑设备设计的配合简介[J].黑龙江科技信息，2004，03：93.

液压系统常见振动和噪声的排除 第4篇

1. 振动和噪声的危害

液压系统中的振动和噪声本质上是同一种物理现象的2种表现形式。随着液压传动技术应用领域的扩大,液压系统产生振动和噪声的可能性也增大。振动容易破坏液压元件,损害机器的工作性能,缩短设备的使用寿命,噪声污染使操作者和附近人员感到不适,影响他们的身心健康。

2. 振动和噪声的来源

液压系统中振动和噪声的来源很多,大致分为机械系统、液压泵、液压阀及管路等几方面。

(1)回转体的不平衡

液压系统以电动机或发动机通过联轴节带动液压泵的形式为主,联轴节的不平衡会导致在转动中产生过大的振动而产生噪声。

(2)安装不当

液压系统各种部件、管路、支撑件等因安装不当、紧固不牢,以及因加工缺陷造成两连接轴不同心等,都会导致机械振动。

(3)液压泵输出的离散性

液压泵的工作特性,决定了工作时输出液压油的压力和流量都是波动的。流量波产生的压力波沿液压系统传播会产生振动和噪声。

(4)液压泵的气蚀现象

液压泵工作时,如果吸油管道阻力过大,来不及充满泵的吸油腔,则造成局部负压;如果这个压力达到油和空气的分离压时,就会使原来溶解在油液中的空气析出,形成游离气泡。随着泵的转动,这些气泡会在高压区受压破裂,形成局部的高频压力冲击,产生振动和尖锐噪声。

(5)液压阀的噪声

液压阀的作用是改变液压油流动中的压力、流量和方向等,而液流则会因自身流动状态的改变而产生振动及噪声。按其产生的原因大致可分为气穴声、流动声、液压冲击声和振荡声。

(6)管路的振动和噪声

管路的振动和噪声主要是由于泵、阀等液压元件的振动在管路上相互作用引起的。当管路的长度恰好等于振动压力波长1/2的数倍时,就会产生强烈的高频噪声。此外,当管路发生突然改变时(通径急剧扩大或缩小;方向急剧改变),都会使其中的液流发生变化,产生紊流和旋流,进而发出噪声。

3. 振动和噪声排除示例

引起液压系统振动和噪声的原因多种多样,性质截然不同,所以一旦发生振动和噪声,要结合系统的工作环境、工作状况和使用情况等进行综合分析,确定振动和噪声的来源,进行针对性的排除。

某公司的大型破碎机液压动力系统在投入使用半年后,发现有不定时的尖锐噪声出现。由该机现场视频可以看出,噪声的出现时间非常不规律,在空载运行时有时隔20 min左右出现1次,有时隔数小时也不出现,而在带载运行时未则出现。噪声每次出现的持续时间相对固定,基本保持在10～20s。

该机在现场试机时发现噪声的主要来源是液压泵。机械系统及管路各处均未发现不正常的振动现象。决定先更换吸油管,以确认吸油胶管是否损坏漏气。更换完吸油胶管,第2次试机,发现噪声依然存在,未见好转,由此可排除液压管路的原因。

故障还有可能是由于液压泵输出离散性以及工况特殊,造成系统中压力波和流量波不断变化,在某一特定时刻与系统中的可动作部件(如阀芯,弹簧等)产生共振,使振动和噪声成倍放大。基于此分析,决定调整液压泵的高压溢流阀和补油溢流阀的溢流压力,以改变溢流阀弹簧的物理状态,达到改变振动周期的目的,以此来消除共振和噪声。由于调整补油溢流阀和高压溢流阀对系统影响比较大,所以仅把补油溢流阀压力调整至2.1 MPa(出厂设定2.4 MPa),把高压溢流阀压力调整至33 MPa(出厂设定35 MPa)。调整完毕后,第3次试机,运行0.5 h后,噪声依然存在,由此可排除共振的原因。

溢流阀有一个固有特性:阀芯关闭时由于弹簧力Fs的存在,阀芯会与阀座之间产生摩擦力Ff,这时阀芯的开启压力Fo=Fs+Ff;一旦阀芯打开,阀芯与阀座之间的摩擦力将不存在,此时阀芯的关闭压力Fc=F’s。所以Fo>Fc,即阀芯的开启压力大于关闭压力。这一固有特性被称为溢流阀的“启闭特性”。

如附图所示,假设液压油流向为A-B。带负载时,由于A、B两腔压差很大,回路冲洗阀完全打开,且回路冲洗溢流阀的设定压力低于补油溢流阀的压力,所以补油溢流阀不会打开。空载时,由于A、B两腔压差较小,回路冲洗阀不开启或开启较小,如果补油泵泵出的液压油不能及时从泵和马达的壳体回到油箱,那么B腔的压力就会逐渐升高,当其压力达到设定的补油溢流压力时,补油溢流阀就会打开溢流。

当补油溢流阀的启闭特性良好时,阀的开启压力和关闭压力很接近,反应灵敏,B腔压力始终保持在开启压力和关闭压力之间。如压力超过设定的开启压力,溢流阀就开启,降低到开启压力以下后,溢流阀就关闭,不会使压力造成很大的波动。但当溢流阀的启闭特性不好时,开启压力和关闭压力差别很大,会使B腔压力在达到溢流阀开启压力溢流后,溢流阀迟迟无法关闭,B腔压力持续降低。当压力降到溢流阀关闭时,由于和溢流阀的开启压力有很大压差,于是导致压力瞬间冲高,造成液压冲击。此时,溢流阀会再次开启,重复上面的循环。在这种情况下,由于压力频繁升降,产生的瞬时压力峰值和溢流阀频繁开启、关闭,均会导致强烈的振动和噪声。如果液压油流向是B-A,情况亦相同。

为了验证分析是否正确,决定更换泵的补油溢流阀。更换完毕后,第4次试机,运行1 h后,未出现振动和噪声。经过数次跟踪,液压系统均工作正常,问题顺利解决。

磨机减速机振动与噪声问题 第5篇

公司有煤磨机8台, 球磨机3台, 棒磨机3台, 有SEW厂家和中信重工厂家生产的减速机。正常情况下, 减速机的振动值应在1～3μm之间 (包括水平、垂直和轴向) , >5μm则减速机振动值超标。振动会造成减速机大小齿轮啮合不好, 噪声大、有撞击, 减速机温度升高, 减速机大小齿轮齿面点蚀、磨损、断齿以及轴承磨损、烧毁。振动的传导还会引起电机振动, 造成电机电流不稳定。

综合磨煤机减速机的振动现象, 会发现一个共同特点, 即磨煤机小齿轮靠近减速机一侧的轴承座 (输出端也叫动力端) 的轴向振动值都会较大 (一般>6μm) , 检查磨煤机齿轮会发现齿轮磨损, 大小齿面上会有台阶、凹槽、鼓包以及点蚀。根据双进双出磨煤机传动结构, 一般情况下, 小齿轮—减速机—电机的同轴度反复检查, 对中是有保证的。作为磨煤机传动的初始点, 磨煤机大小齿轮的正常啮合是磨煤机平稳运行的基础。磨煤机投产运行几年后, 齿轮进煤粉、杂物, 润滑不好等都会造成磨煤机大小齿轮的加速磨损, 一旦原始齿轮的渐开线被破坏, 大小齿轮的受力法线不为大小齿轮的切线时, 磨煤机运行时就会对整个小齿轮轴产生推力, 造成轴承在轴承座内圈的窜动, 其频率和磨煤机的转动每分钟经过的齿数一样, 这就是磨煤机振动的原因。而减速机、电机的振动, 都是由磨煤机齿轮振动传导的, 保证了磨煤机大小齿轮的平稳传动, 减速机、电机的振动问题也就迎刃而解了。所以, 磨煤机大小齿轮平稳传动是解决磨煤机、减速机、电机振动的关键, 而造成大小齿轮传动不正常的根本原因就是磨煤机大小齿轮磨损、齿轮啮合不正常。

检查大小齿面、轴承磨损情况。检查大小齿轮齿顶, 齿顶间隙8～10mm较好。检查磨煤机小齿轮、减速机、电机三者同轴度。检查减速机大小齿轮磨损情况。

2. 产生噪声

超负荷运转造成减速机齿轮磨损严重, 异常发热且振动太大;轴承损伤或间隙过大;箱体内有异物;润滑油不足或劣化;油污污染;输出轴与传动装置连结不当;螺旋松脱;传动装置固定不良。齿轮磨损或崩裂、点蚀。油封磨损老化, 漏油;固定螺栓松动。

某车型怠速振动噪声测试分析与优化 第6篇

引言

汽车NVH性能的好坏直接影响着其在市场中的竞争力, 因此汽车NVH性能开发逐渐成为各大汽车厂家研发的重点。车内噪声与振动的客观评价指标[1]有:1.驾驶员耳朵和乘客耳朵处的噪声, 包括噪声量级和声品质;2.汽车地板或者椅子基架处的振动;3.方向盘的振动;4.座椅上的振动和人体的振动。汽车在运行过程中, 怠速工况是发动机较为常用的工况, 怠速时车内振动噪声水平是影响客户选购汽车的重要因素, 因此怠速工况是汽车噪声与振动评价的典型工况。

针对某款开发车型在怠速工况时方向盘振动严重, 车内噪声较大等问题, 运用LMS实验设备对试验样车进行测试, 对车内振动噪声进行数据采集, 其中车内噪声主要参考驾驶员右耳朵处的平均总声压级, 车内振动主要参考方向盘12点位置和驾驶员座椅导轨处振动。通过分析振动噪声数据得到问题原因, 提出了相应的优化措施以提高车型的NVH性能。

1、怠速振动问题分析及优化

1.1 怠速振动产生原因

发动机怠速工况时, 发动机自身的振动是主要的振动源, 在发动机和车架的连接处通常都布置发动机悬置, 其主要作用分为两个方面:一是衰减发动机的振动, 防止其引起车身的振动, 继而引起车辆其他部件的振动;二是起到支承的作用, 承受发动机的重量[2,3]。发动机产生的振动经过悬置系统、车架、车身传递至方向盘、座椅以及车内地板, 最后被车内人员感知。对于发动机怠速工况下出现的方向盘抖动问题, 通常重要影响因素就是发动机悬置。

1.2 怠速振动问题分析

为了获得试验样车在实际运行状态时的振动数据, 在开阔平直水泥路面上进行定置怠速振动试验。车辆状况:怠速转速状态。测试环境描述, 温度:3~15°, 湿度:10%~30%, 风速:2级, 路面干燥。将振动传感器布置在驾驶员方向盘12点位置和驾驶员座椅导轨处, 具体布置位置如下图1、2所示。

本文利用LMS便携式采集前端及LMS Test.lab软件对该车进行振动噪声分析[4], 测量得到数据, 测试系统主要由LMS数据采集前端 (32通道) 、LMS Test.Lab分析软件、振动传感器以及声学传感器组成。LMS测试系统内核模型如下图3所示。

经测试, 原状态样车怠速工况时, 方向盘振动严重, 方向盘12点方向振动RMS总值达到0.443g, 主观感觉振动明显, 呈不可接受状态, 严重影响车辆舒适性。通过排查, 主要原因为发动机悬置系统未经匹配, 不能很好的减弱发动机传到车内的振动。车辆定置发动机怠速运转时, 试验样车采用原悬置 (1#) 时, 方向盘12点、驾驶员座椅导轨两个测点的振动值详见表1、图4。

1.3 怠速振动优化

发动机悬置静刚度的选择对隔振性能影响很大。从承受发动机重量的要求而言, 悬置必须具有一定的静刚度, 否则会因为在承重过程中发生较大的变形而引起悬置失效, 影响悬置使用耐久性和可靠性;悬置的静刚度也不宜选择太大, 太大的悬置静刚度会影响其本身的隔振性能。

通过对该试验样车进行检查, 发现该发动机悬置没有明显的定位标志, 造成悬置装配效果较差, 且发动机悬置各向静刚度数值偏高, 不能较好地衰减发动机的振动, 造成方向盘怠速时抖动严重。为了解决以上问题, 样车在生产过程中须严格控制生产质量;把悬置的静刚度在部分方向适当下调, 选择优化悬置 (2#) , 它的各方向静刚度参数与原悬置的比较如下表2所示。

将优化后的发动机悬置安装到试验样车, 验证优化悬置对怠速方向盘振动的改善效果。试验样车采用优化悬置 (2#) 时, 车辆定置发动机怠速运转时方向盘12点、座椅导轨两个测点的振动值详见表3和图5。通过与表1和图4中相应数据的比较可以看出, 优化后的振动大幅减小, 特别是方向盘的振动, 怠速时方向盘的振动加速度RMS总值由优化前的0.443g降低为0.113g, 主观评价效果良好, 优化后方向盘振动得到很好的改善。

2、怠速噪声问题分析及优化

2.1 怠速噪声产生原因

汽车在怠速工况时, 其主要噪声来源有以下几种:发动机激励、进排气系统的激励、燃油系统以及汽车各个电子电器附件工作时的噪声等[5,6,7]。根据怠速时噪声产生及传播机理, 噪声控制可大致分为三种[8]:1、减弱噪声源强度;2、隔绝噪声传播途径;3、吸声处理, 其中, 减弱噪声源、隔绝噪声传播途径是较为常用的方法。

2.2 怠速噪声问题分析

在进行车辆定置怠速噪声试验时, 数据采集的实验用车、测试环境和怠速振动测试时相同, 信号采集与数据分析设置:噪声信号采样频率不小于20000Hz, A计权, 车外背景噪声为:42d B (A) 。选取驾驶员右耳 (DRE) 的位置为测量点, 声学传感器具体的安装位置如下图6所示。

通过对试验样车用LMS设备进行试验分析, 发现原状态样车在怠速工况时, 很明显存在140Hz噪声, 单频声压级达到42.6d B (A) , 远大于怠速工况发动机点火2阶激励, 并且车内有明显的“嗡嗡”声。原状态样车驾驶员右耳 (DRE) 怠速噪声自功率谱图如图7所示。

为了确定车辆在怠速工况时140Hz噪声来源, 通过设计以下实验来确定噪声源。在试验车外发现油箱底壳振动较为明显, 初步确认可能是两者频率吻合。为了进一步确认噪声源的位置, 将被测试车辆接入外界独立燃油供给系统, 其它条件控制不变, 隔离掉自身燃油系统对车内噪声的影响, 在车内驾驶员右耳测点布置声学传声器进行实验。通过对采集到的实验数据分析, 发现采用外界独立燃油供给系统时, 车内噪声降低较为明显, 140Hz噪声单频声压级从42.6d B (A) 下降到19.0d B (A) , 0~1000Hz总声压级从46.5d B (A) 下降到42.8d B (A) 。说明怠速工况时, 车内的140Hz噪声的噪声源为燃油供给系统。原状态和外接整车燃油供给系统噪声谱图如图8所示。

2.3 怠速噪声优化

汽车燃油系统主要由油箱、滤清器、油泵、油气分离器、输油管路以及其他附件等组成。在汽车NVH性能调校过程中, 一般以最小的改动达到最大的优化效果为原则。根据工程经验, 选取输油导管作为改善车内噪声的措施。

原试验样车燃油管路 (3#) 如下图9所示, 管径较小, 并且管道存在多处弯曲, 导致燃油在输送过程中流速、压力发生较大变化, 极易引起噪声。本文增大输油管路的管道直径, 减少管道弯曲, 优化燃油管路 (4#) 如下图9所示。

将优化后的燃油管路 (4#) 安装到试验样车进行测试, 验证优化燃油管路对燃油系统噪声的改善效果。分别安装原试验样车燃油管路 (3#) 和优化燃油管路 (4#) 进行怠速噪声测试, 怠速噪声对比如图10所示。

从上图可以看出, 采用优化样件 (4#) 时140Hz噪声单频从原状态的41.3d B (A) 下降到29.7d B (A) , 下降了11.6d B (A) , 特定频率改善明显, 主观评价车内噪声下降, 属于可接受状态。

3、结论

汽车在怠速工况下的振动与噪声是汽车NVH性能的重要部分, 也是影响汽车用户主观感受的重要部分。因此, 要研发高品质的汽车就必须使得汽车在怠速时具有良好的NVH性能。本文针对某试验车型在怠速工况下, 方向盘振动强烈, 车内噪声偏大等问题, 基于实验测试优化了发动机悬置以及燃油系统输油管路, 有效的降低了车内振动与噪声。通过分析可知:

(1) 发动机悬置系统对车内振动影响较大, 在后期试验阶段, 车型无法通过改变发动机参数来降低车内振动的情况下, 合理选择悬置参数是改善车内振动的有效方法;

(2) 燃油系统对车内某一特定频率的噪声贡献较大, 通过改善输油管路的结构, 增加管路直径, 减少管路弯曲可以有效降低燃油系统的工作噪声。与传统方法相比, 对燃油系统的输油管路进行更改, 效率高、成本低, 并且操作简单方便, 可以有效的解决实际工程问题。

摘要：某车型在怠速工况时, 原状态样车方向盘振动严重, 车内噪声较大, 呈不可接受状态。运用LMS.test.lab设备对试验样车进行测试分析, 发现车内振动与噪声主要由发动机悬置系统、燃油供给系统引起, 通过对发动机悬置、燃油管路结构进行优化, 使样车怠速工况振动与噪声得到改善。

关键词：怠速,振动噪声,发动机悬置,燃油系统

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液压系统振动与噪声 第7篇

关键词：强噪声,温度循环与结冰,蜂窝夹层声衬结构,振动特性

声衬是指在涡扇发动机风扇机匣前、短舱进气道壁面上安装的声学结构,其主要功能是衰减沿着进气道先前传播的发动机风扇噪声、压气机噪声。所讨论声衬结构为蜂窝夹层结构,工作环境极其恶劣,处于振动、冲击、噪声、温度、湿度、低气压等环境中,已有研究结果表明,航空涡轮发动机在使用中产生失效有40% 以上与振动环境有关[1—7]。

当飞行高度较高时,低温和湿度环境会导致进入声衬结构内的水结冰,众多学者运用解析数值方法针对蜂窝夹层复合材料动态特性开展了卓有成效的研究[8—13]。然而,蜂窝夹层复合材料面板与芯层一般通过胶层来粘接,胶层对结构整体性能影响不容忽视[14],胶层的建模过程较复杂,而且在蜂窝夹层结构的制造过程中容易导致非理想刚性连接,因此,不少研究机构就蜂窝夹层结构的低温振动试验开展了试验研究工作。试验结果表明,胶体的低温性能可以保证; 对灌满水的声衬结构进行低温振动试验时,没有出现提前破坏的现象。

以上研究成果表明,低温振动试验是非常重要的声衬结构性能试验,然而以上试验并未考虑实际飞行过程中,声衬结构在低温环境下的局部结冰现象; 与此同时,飞行中的噪声会导致裂纹产生、安装松动以及破裂等故障,亦会对声衬结构造成不容忽视的影响,因此作为本研究的出发点,有必要对未注满水的声衬结构进行低温噪声环境试验研究,逼近实际工作状态,为低温及强噪声环境下的声衬结构的性能提供研究参考。

通过对比未注满水的不同型号声衬结构在常温、低温温度循环及强噪声耦合加载条件下的动态特性,研究实际工作条件下温度、声衬尺寸参数对声衬结构的振动特性的影响。

1 技术途径

强噪声环境试验在声激励行波管中进行,然而在行波管中无法满足低温环境试验的载荷输入。载荷作用使结构产生变形并产生响应的应力分布形式,此种应力和变形是完全确定的,而载荷也可以包括某种简单载荷的一次或多次作用或者是随机变化的载荷或连续载荷的叠加[15]。根据以上原理,为保证低温强噪声环境下声衬结构的动力环境试验的顺利进行,将三块不同型号的未注水的声衬结构所受到的噪声与振动量级等效。即在声衬结构固有频率附近的频带内多次施加不同振动量级的激励,直到测得的声衬结构的最大主应力与噪声激励所测得的最大主应力一致为止; 随后将获得的振动激励作为低温振动试验输入; 同时对声衬结构施加相应的温度载荷,应用窄带随机法[16]对不同型号的未注满水的声衬结构进行低温性能及振动特性的试验研究。

2 试验概况

2. 1 试验件

根据研究技术途径,针对典型声衬结构特点,设计了三种试验件,试验件在试验前均注水,但并未注满,详细参数见表1; 为避免试验件中注入的水在试验中渗出,试验前,采用防水材料包裹试验件,然后再将试验件安装在振动台上,采用螺栓将试验件上下表面分别通过压块和垫块与振动台固定连接,试验件及试验件安装现场照片见图1。

2. 2 试验载荷

试验载荷包括温度载荷和振动载荷,试验过程中,温度载荷和振动载荷同时作用在试验件上。

2. 2. 1 温度载荷

根据声衬结构工作温度,通过试验摸索,暂定一个循环的温度试验条件见图2,温度循环为20 次。

2. 2. 2 振动载荷

根据研究技术途径,采用最大主应力等效方法,多次重复试验,获得与噪声环境等效的振动载荷,作为振动试验的输入,详见表2。

2. 3 试验装置

试验装置主要由以下几个部分组成: 快速温度变化综合试验箱系统; 振动台; 传感器,包括加速度传感器、温度传感器,用于感测振动信号和温度信号; 频谱及模态分析设备; 还有一套数据采集系统。整个结构振动测试系统如图3 所示。

2. 4 试验结果

分别对1#、2#、3#试验件在温度循环条件下的热振动时间幅频响应曲线、功率谱曲线进行测定。为节省篇幅,仅给出了1#试验件在2. 0 g( g为重力加速度,1 g = 9. 8 m/s2) 振动载荷条件下,分别在- 50℃ 、- 50 ℃ 保温1 h、25 ℃ 以及25 ℃ 保温1 h的第5次温度循环条件下的功率谱曲线,如图4 所示,其他功率谱曲线为节省篇幅则未给出。通过频谱分析得到试验件在不同温度循环条件下的固有频率。

图1试验件及试验件安装现场照片Fig.1 Photo of test specimen and installation

3 试验结果统计对比分析

3. 1 不同温度循环条件对声衬结构固有频率的影响

对试验测得的功能谱曲线通过频率分析获得不同温度循环条件下的固有频率,如图5 所示。由图5 的数据可以看出以下结果。

( 1) 在1#试验件低温振动环境试验中,取第5、7、8、9、11、12、13、14 次循环的8 组测量数据。其中,在第5、9、11、13、14 个循环的测量数据中,- 50℃ 保温1 h后的测量固有频率小于降温至- 50 ℃ 测量的固有频率,其中,第5 次循环的变化最大,第9次循环的变化最小。在第7、8、9、11、12、14 个循环的测量数据中,25 ℃保温1 h后的固有频率小于升温至25 ℃时的固有频率,其中,第8 个循环的变化最大,第12 个循环变化最小。因此,1#试验件工作温度突然降低会导致声衬结构固有频率增大,但长时间的低温工作,并不会继续导致固有频率发生急剧的变化; 常温工作条件下,随着循环次数的增多,声衬结构的固有频率趋于一致。

图2温度循环试验条件Fig.2 Temperature cycle

( 2) 2#试验件在低温振动试验中,取第1、2、4、6、8、10、11、12、14、16、19、20 次循环的12 组测量数据。其中,- 50 ℃ 保温1h后的固有频率与降温至- 50 ℃ 的固有频率无明显变化趋势; 升温至25 ℃时固有频率与25 ℃ 保温1 h后的固有频率亦无明显变化趋势; 因此,2#试验件工作温度突然降低时,各循环测量的固有频率值在低温状态下保温后测得的固有频率值附近震荡; 当温度恢复至常温时,各循环测量的固有频率值在常温状态下保温后测得的固有频率值附近震荡。

(3) 3#试验件在低温振动试验中,取第1、2、4、6、8、10、11、12、14、16、19、20 次循环的12 组测量数据。其中,- 50 ℃ 保温1h后的固有频率均大于降温至- 50 ℃的固有频率; 升温至25 ℃ 的固有频率均大于25 ℃ 保温1 h后的固有频率; 因此,3#试验件工作温度突然发生变化时,固有频率值会发生突变; 在同一温度条件下,虽然声衬结构在不同的循环条件,但固有频率曲线趋于直线,无明显的震荡。

3. 2 声衬结构厚度对声衬结构固有频率的影响

图6 是一组同一温度条件下的随声衬结构厚度变化的固有频率曲线,每组曲线分别取第8、11、12、14 次循环的固有频率值。 由图6 可以得出以下结果。

( 1) 在相同的循环试验中,2#试验件固有频率最高,3#试验件固有频率最低。

( 2) 试验温度降至- 50 ℃ 时,2#试验件固有频率在试验循环中变化最多,1#试验件固有频率变化次之,3#试验件固有频率在试验循环中变化最小; 在各试验件进行第14 次循环试验时,1#试验件与2#试验件的固有频率最接近。

( 3) - 50 ℃保温1 h后,1#试验件固有频率在试验循环中变化最多,2#试验件固有频率变化次之,3#试验件固有频率在试验循环中变化最小; 在各试验件进行第8 次循环试验时,1#试验件与2#试验件的固有频率最接近。

( 4) 由低温升至25 ℃时,1#试验件固有频率在试验循环中变化最多,2#试验件固有频率变化次之,3#试验件固有频率几乎没变; 在各试验件进行第8次、第14 次循环试验时,1#试验件与2#试验件的固有频率较接近。

( 5) 25 ℃保温1 h后,3 个试验件固有频率在试验循环中变化都很微小,尤其是3#试验件。

4 结论

针对声衬结构常用的蜂窝夹层结构,设计了三种厚度不同的声衬结构板,根据实际工作条件,进行低温振动环境试验,通过对不同温度循环条件、不同厚度条件下振动环境试验结果分析,得出以下结论。

( 1) 未注满水声衬结构的工作温度突然降低或升高时,固有频率会明显发生的变化,而长时间的低温或常温环境并不会导致振动特性发生明显变化;随着试验循环次数的增多,试验件固有频率曲线趋于平缓。

( 2) 在常温环境下的多循环振动试验中,未注满水的声衬结构的固有频率几乎没有变化,因此,即便注水,声衬结构在常温条件下依然表现出稳定的抗振能力。

发动机振动噪声控制 第8篇

随着汽车工业的技术进步以及人们对环境和乘车舒适性要求的提高,呼唤着我国须尽快修改完善汽车噪声标准体系。近30年来,人们在发动机的噪声机理和降噪技术领域中,无论是噪声源识别、低噪声燃烧系统、低噪声结构优化、阻尼降噪技术,还是零部件降噪技术等方面均取得了令人较满意的成果,各种车辆噪声普遍降低了10dB左右。尽管如此,就发动机的发展而言,最具挑战的还是解决排污和噪声,目前要求减少发动机噪声的压力除了表现在日益严格的法规外,客户对舒适性的重视也推动各个厂家去提高自己产品的NVH性能。

发动机在标定工况下的1m噪声级(台架上发动机位置距地面lm处)与轿车或者载货车的行驶噪声之间有一个平均衰减差值,发动机在标定工况下的1m噪声级必须控制在95～97dB (A)之间才能可靠地满足欧盟噪声法规定的轿车77dB(A)载货汽车83/84 dB (A)的要求,而为了满足欧盟最新的噪声法规规定的轿车噪声74dB (A)和载货汽车79/80 dB (A)的要求,即使在考虑了各种降噪措施后发动机标定工况下的1m噪声级必须控制在93～95dB (A)之内。

对乘用车而言,发动机在标定条件下,其lm噪声一般控制在94～96dB (A),不超过96dB (A)。若整车未采取额外的屏蔽措施,则发动机1m噪声还应控制在94～95dB (A)或以下。如今,随着技术的进步和法规的发展,对发动机的lm噪声提出了更高的要求。

目前,我国的发动机lm噪声水平还很难达到国外同类产品的水平,汽油机一般在96dB (A)以上,柴油机一般在100dB (A)以上,发动机的噪声水平整体偏高。发动机的很多振动噪声问题都是设计出来以后才发现的,设计人员往往忽视了在设计起始阶段就应该考虑的振动噪声问题。

发动机噪声的控制

图1所示为发动机噪声的辐射简图,总的来说发动机噪声主要可分为三类:燃烧噪声、流体动力噪声和机械噪声。进气噪声、排气噪声和风扇噪声属于流体动力噪声;发动机内部燃烧爆发压力产生燃烧噪声;内部零件在运动机械力作用下产生机械噪声,机械噪声主要是活塞敲击噪声、气门机构噪声、供油噪声和齿轮噪声。燃烧噪声、流体动力噪声、机械噪声最终通过发动机的表面辐射出去,发动机的表面辐射频率一般在1 600～3 000Hz之间,控制该频段的噪声对发动机降噪极其重要。

振动噪声的控制离不开对激励源、传递路径、响应三个方向对振动噪声的消除和阻隔,目前主要采取主动和被动的控制方式来降低发动机的噪声。主动的控制方式主要是从控制激励源,被动的控制方式主要是在振动噪声的主要传播路径上对其控制以达到阻隔和削弱振动噪声的输出响应。

(1)主动控制方式是最直接的控制方式。

比如可以采取提高燃烧室的温度,缩短滞燃期,提高进气温度和燃烧室温度,提高预喷时间隔和预喷量等措施来降低燃烧噪声。采用活塞销孔偏置,如向主推面偏移,减小活塞冷态配缸间隙,采取调节活塞,采用横向隔热槽降低机械噪声,通过消声器来降低进排气系统的流体动力噪声。另外,通过优化结构,降低发动机结构振动,通过减小激励力的幅值,避免激励频率与发动机结构频率重合或者接近,提高模态刚度和阻尼可以有效降低发动机的结构振动。不管何种措施控制目标是降低机体表面振动速度和声辐射。

(2)被动的控制方式是最易于实现且最方便的控制方式,特别是在结构定型的情况下。

比如采取屏蔽措施,发动机表面噪声阻隔在屏蔽空间内,增加噪声在传播过程中的衰减,采用隔声罩,在管路中采用消声器、基础间加装隔振器,在壳体外粘贴黏弹性材料以及在金属件间加入隔声材料和吸声材料等。新材料新技术的运用对于降低振动噪声水平起着十分重要的推进作用,近年来发展的声子晶体技术、电磁流变技术、新型高阻尼合金等逐渐应用在降噪减振领域,取得了良好效果。

通常噪声的控制是主动和被动控制的结合,在主动控制难以实现的情况下,采用被动方式,特别是对于已经设计成型的产品,采用被动的降噪方式可以降低噪声的同时达到降低改造成本。随着计算机技术的发展,专业的发动机模拟仿真软件GT-POWER、机械系统动力学分析软件ADAMS、发动机系统动力学分析软件EXCITE,有限元分析软件NASTRAN和LMS.virtual lab等的应用,大大提高了低噪声发动机开发的效率,成为开发低噪声发动机的重要工具。在发动机的设计阶段采取试验和仿真相结合的手段,合理优化结构,降低结构共振风险,对主要部件和整机进行模态分析和声辐射分析,从而从源头上达到最优的NVH性能。

发动机噪声控制目标

近些年来,国内在车内外的噪声控制主要是从降低声压级的角度出发,大多采取声压级来评价噪声。这样的评价方法并不能真实地反应产品的NVH性能,声压级大的不一定听起来不舒服,声压级小的也不一定悦耳,因为同样大的声压级所展现的声音质量是不同的,用声品质来描述声音质量这一概念,有些感觉舒适悦耳,有些令人厌恶,不可接受。人对噪声的感受不仅仅取决于声压级,还有声音的响度、尖锐度、粗糙度等与频率分布有关的参数。

国外在评价NVH性能时往往是主观客观相结合,比如国外在进行声音主观评价时将其划分10个不同等级,对每个等级进行打分,由专业的声品质评价工程师进行评价,在结合客观实测数据给冲综合评价。总的来说,发动机的噪声控制既要降低声压级还要保证声压级随着转速变化的线性关系,同时应该让声音频率的基础幅值分量分布均匀,避免个别频率幅值特别突出。做好各零部件之间的模态匹配以及控制系统和机械系统的匹配,根据整车的NVH水平目标,合理安排发动机的NVH目标,在开发过程中设置模态管理的目标,抓住主要振动噪声的主要贡献源,有的放矢,做到动力性、可靠性、振动舒适性、经济性综合考量。

结语

传动轴对振动噪声的影响 第9篇

关键词：LMS Test.lab测试,传动轴夹角,二阶激励,NVH

前言

对于发动机前置后驱的车型,传动轴是联接变速器和驱动桥的重要部件。因传动轴的转速较高,且其联接的两个部件在工作过程中存在着相对运动,很难实现每一载荷下的等速传动,因此经常出现因传动轴夹角过大而造成的二阶激励或因为动不平衡而造成的一阶激励过大,从而引起汽车的NVH问题。

1、传动轴的结构及要求[1]

ⅰ)传动轴管由低碳钢板卷制壁厚均匀、壁薄(1.5-3mm)、管径较大、易质量平衡、扭转强度高、弯曲刚度大、适用高速旋转的电焊钢管制成。轴管外径及壁厚的选取跟最大扭矩、最高转速和传动轴长度相关,需校核临界转速和扭转强度[1]。

ⅱ)传动轴的不平衡度,对于乘用车,在3000-6000r/min时应不大于25-35g.cm,对于商用车,在1000-4000r/min时应不大于50-100g.cm。十字轴端面磨损会使其轴向间隙及窜动量增大,从而影响动平衡,因此要严格控制间隙。传动轴的径向全跳动应不大于0.5-0.8mm[2]。

ⅲ)用于长轴距汽车的分段传动轴,能够明显提高传动轴的临界转速,避免共振并减小噪声。它安装在车架横梁或车身底架上,应能补偿传动轴的安装误差及适应行驶中由于发动机的窜动和车架变形引起的位移,而其轴承应不受或少受由此产生的附加载荷。目前广泛采用座于橡胶弹性元件上的单列球轴承,橡胶弹性元件能够吸收传动轴的振动,降低噪声及承受径向力[1]。

ⅳ)当主动叉轴以等角速度旋转时,从动叉轴的角速度ω2是不等速的,并在ω1/cosα≥ω2≥ω1*cosα范围内变化,周期为180o[3]。从动叉轴不等角速度程度随轴间夹角α及主动叉转速ω1的加大而加大。

设计时,通常使发动机后倾2-3o角,同时将驱动桥主减输入轴上抬一定角度(此角度与后轴荷有关)以尽可能的减小传动轴夹角。货车通常要求空载状态下传动轴夹角不大于5o。同时,因为激励的强弱与转速有关,一般经验要求n*α≤18000,其中n为传动轴最大转速。

2、问题车型的NVH测试[4]

问题样车简介:某后驱商用车在空载105km/h以上时匀速或者带档滑行时,驾驶员耳旁存在明显噪声问题,且不随档位的变化而改变。其传动系及轮胎参数如下表:

为了明确激励源,首先利用LMS Test.lab测试设备,对五档带档滑行工况下驾驶员耳旁位置处的噪声进行了测试,测试结果如图3所示。

由图3可以看出,在发动机转速为3400-3550 r/min区间,车内噪声出现明显的峰值区域,最大值达到了76.51d B。由测试出来的2.39阶次及五档的传动比(0.839),可以初步推断出引起噪声的激励源为传动轴的2阶激励。由此在传动轴前端吊挂、传动轴中间吊挂、后桥等处布置了三向加速度传感器,测得各部位的振动加速度如表1,传动轴中间吊挂处的Z向振动阶次跟踪图如图4所示。

3、问题车型的整改及效果

通过以上测试及数据分析,判断传动轴二阶激励是引起驾驶员耳旁噪声的主要激振源。为了进一步的验证并解决该问题,通过在中间吊挂处增加垫片的方式,将中间吊挂沿Z轴向下降低了17mm,从而减小了传动轴的夹角,并进行测试,结果如下:

由图5可以看出,传动轴夹角减小后,驾驶员耳旁噪声最大值在70d B以下,同时,在问题转速区间和频率附近存在的峰值区域消失,车内噪声问题得到了解决。同时,各部位的振动加速度也明显降低,中间吊挂处的振动加速度如图6所示,不同位置处改进前后振动总级值变化如图7-9所示。

4、结论

传动轴是汽车振动噪声问题的主要激励源之一,通过严格控制其动平衡及夹角可以有效控制其一、二阶激励,提升汽车的NVH性能。但是受材料、制造工艺、检测手段、整车空间等条件的制约,不可能做到完全的动平衡或者各工况下均保证较小夹角,这样就需要从传递路径上对具体问题进行分析,减小驾驶室振动和噪声对传动轴振动的灵敏度来提升汽车的NVH性能,如增加传动轴中间吊挂橡胶、发动机和驾驶室悬置的隔振性能等。

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