变速齿轮范文（精选8篇）
变速齿轮 第1篇
关键词：自动变速器,行星齿轮,变速原理
0 引言
液力变矩器虽然能在一定范围内自动地、无级地改变传动比和变矩比, 但其变矩系数较小, 一般在2 ~ 4 的范围内, 难以满足汽车使用要求。为此汽车上采用液力变矩器串联齿轮变速器组成的液力机械传动。齿轮变速器的作用是使扭矩再扩大2 ~ 4 倍的变化范围, 同时实现倒档和空档。自动变速器中采用的齿轮变速器有普通齿轮式和行星齿轮式两种。目前绝大多数轿车自动变速器中的齿轮变速器为行星齿轮式。
1 行星齿轮机构的结构特点
最基本的行星齿轮机构称为单排行星齿轮机构, 主要由太阳轮、齿圈、行星架和行星轮等组成。
齿圈轴心与太阳轮中心在一条轴线上, 行星轮一般有3 ~ 6个, 支承在行星架的行星轮轴上, 并同时与齿圈和太阳轮啮合。当行星齿轮机构运转时, 行星轮既可绕自身轴线进行自转, 又可以随着行星架一起绕太阳轮进行公转。在该行星齿轮机构中, 具有固定轴线的太阳轮、齿圈和行星架被称为3 个基本元件。
2 行星齿轮机构的运动规律
行星齿轮机构工作时, 行星轮始终作为中间齿轮, 因此它的齿数与行星齿轮机构的传动比无关。行星齿轮机构的传动比主要取决于行星架、太阳轮和齿圈的齿数, 由于行星架并无齿轮, 在计算传动比时, 需给行星架指定一个想象的齿数, 其齿数为太阳轮与齿圈的齿数之和。这就可以得出: 3 个基本元件中, 太阳轮齿数最少, 齿圈居中, 行星架齿数最多。了解了这种关系, 可判断不同组合的传动关系, 确定降速档或升速档, 进而掌握行星齿轮机构的传动规律。
设太阳轮、齿圈和行星架的转速分别为n1、n2和n3, 齿圈与太阳轮的齿数比为 α。则根据能量守恒定律, 由作用在该机构各元件上的力矩和结构参数可导出表示单排行星齿轮机构一般运动规律的特性方程式:
由式 ( 1) 可知, 由于单排行星齿轮机构具有两个自由度, 在3 个基本件中, 任选2 个分别作为主动件和从动件, 而使另一元件固定不动 ( 该元件转速为0) 或使其运动受到一定的约束 ( 该元件的转速为定值) , 则机构只有一个自由度, 整个轮系将以一定的传动比传递动力。
2. 1 固定某一元件时的运动状态
1) 齿圈固定, 太阳轮为主动件 ( 输入) , 行星架为从动件 ( 输出)
在齿圈固定 ( n2= 0) 的前提下, 由式 ( 1) 可得传动比i13为
传动比i大于1 且为正值, 因此为同向减速传动, 且为最大速比减速档。
因此, 当太阳轮按顺时针方向转动时, 各行星轮既要分别绕各自的轴沿逆时针方向转动 ( 即自转) , 还要沿着齿圈并绕太阳轮沿顺时针方向滚动 ( 即公转) , 同时带动行星架绕太阳轮沿顺时针方向减速转动。
2) 齿圈固定, 行星架为主动件 ( 输入) , 太阳轮为从动件 ( 输出)
在齿圈固定 ( n2= 0) 的前提下, 由式 ( 1) 可得传动比i31为
传动比i小于1 且为正值, 因此为同向加速传动, 且为快超速档 ( 少用) 。
因此, 当行星架按顺时针方向转动时, 各行星轮既要分别绕各自的轴沿逆时针方向转动 ( 即自转) , 同时驱动太阳轮沿顺时针方向加速转动。
3) 太阳轮固定, 齿圈为主动件 ( 输入) , 行星架为从动件 ( 输出)
在太阳轮固定 ( n1= 0 ) 的前提下, 由式 ( 1 ) 可得传动比i23为
传动比i大于1 且为正值, 因此为同向减速传动, 且为最小速比减速档。
因此, 当齿圈按顺时针方向转动时, 各行星轮既要分别绕各自的轴沿顺时针方向转动 ( 即自转) , 还要绕太阳轮沿顺时针方向滚动 ( 即公转) , 同时带动行星架沿顺时针方向减速转动。
4) 太阳轮固定, 行星架为主动件 ( 输入) , 齿圈为从动件 ( 输出)
在太阳轮固定 ( n1= 0 ) 的前提下, 由式 ( 1 ) 可得传动比i32为
传动比i小于1 且为正值, 因此为同向增速传动。
因此, 当行星架绕固定不动的太阳轮按顺时针方向转动时, 就会带动各行星轮绕太阳轮沿顺时针方向转动 ( 即公转) , 还要绕各自的轴顺时针方向转动 ( 即自转) , 同时带动齿圈沿顺时针方向增速转动。
5) 行星架固定, 太轮轮为主动件 ( 输入) , 齿圈为从动件 ( 输出) :
在行星架固定 ( n3= 0 ) 的前提下, 由式 ( 1 ) 可得传动比i12为
传动比i绝对值大于1, 表示是减速传动。式中负号表示主动件与从动件转向相反。故可实现减速倒档传动。
因此, 当行星架被固定动时, 各行星轮只能自转而无公转。此时行星轮作为惰轮使从动轮 ( 齿圈) 与主动轮 ( 太阳轮) 反向转动。
6) 行星架固定, 齿圈为主动件 ( 输入) , 太轮轮为从动件 ( 输出) :
在行星架固定 ( n3= 0 ) 的前提下, 由式 ( 1 ) 可得传动比i21为
传动比i绝对值小于1 表示是增速传动。式中负号表示主动件与从动件转向相反。故可实现增速倒档传动。
因此, 当行星架被固定动时, 各行星轮只能自转而无公转。此时行星轮作为惰轮使从动轮 ( 太阳轮) 与主动轮 ( 齿圈) 反向转动。
2. 2 连接任意两元件时的工作状态
任意两元件互相连接, 也就说n1等于n2或n2等于n3, 则由式 ( 1) 可知, 第三个基本元件的转速必与前两个基本元件的转速相同。即行星齿轮机构连接成一个整体, 所有元件均无相对运动。此时传动比为1, 为直接档。
2. 3 无固定元件时的工作状态
在太阳轮、齿圈和行星架3 个元件中, 如果所有元件都不受约束 ( 固定) , 任何2 个元件也没有联锁成一体, 则各元件将自由转动, 即当输入轴转动时, 输出轴也可不转动。因此不论以哪2 个基本元件为主动件和从动件, 都不能传递动力, 行星齿轮机构处于自由状态, 即为空档。
3 结语
自动变速器是汽车上常见的总成, 自动变速器机构复杂, 是目前汽车维修业中的一个难点。只有充分了解自动变速器的变速原理, 才能正确诊断自动变速器故障。
参考文献
[1]刘志忠, 丁垚.汽车自动变速器原理与检修[M].北京:清华大学出版社, 2014.
[2]张国瑞, 张展.行星传动技术[M].上海:上海交通大学出版社, 1999.
变速器齿轮工艺设计实习总结 第2篇
机自082班刘旭彪200810301242 时光如流水，两周时间转眼即逝，为期两周是实习给我的体会是：
1.通过这次实习我们了解了现代机械制造产业的生产方式和工艺过程。熟悉毛-----零件的主要成型方法和主要机械加工方法及其所用主要设备的工作原理及典型结构、工夹量具的使 用及安全操作技术。了解机械制造工艺知识和新工艺、新技术、新设备在机械制造中的应用。
2、在毛肧到零件的主要机加工方法上具有初步的独立操作技能。
3、在了解、熟悉和把握一定的工程基础知识和操作技能过程中，通过培养进一步加强了我们的工程实践能力、创新意识和创新能力。
4、通过实践培养和锻炼了我们的劳动观点、产品质量和经济观念，强化遵守劳动纪律、遵守安全技术规划和爱护公共财产的自觉性，进一步提高了我们的整体综合素质。
5、这次实习，让我们明白做事要认真小心细致，不得有半点马虎。同时也使我们拥有了坚强不屈的本质，不到最后一秒绝不放弃的毅力。
6、在整个实习过程中老师对我们的纪律要求非常严格，制订了学生实习守则，同时更加强调了保持车间环境卫生、下班前要清理
机床及遵守各工序过程的安全操作规程等要求，对我们的综合工程素质培养起到了较好的促进作用。
变速器齿轮强化DOE先行 第3篇
现代优化技术主要分为三方面:优化控制、优化设计和优化试验。优化试验技术包括两大类:试验设计和回归设计。试验设计即DOE (Design Of Experiment) 是在优化思想指导下通过试验进行优化的一种方法。汽车变速器的使用条件非常复杂, 同一变速器用在不同的车型或者同一汽车用在不同的地区, 变速器各挡的使用情况差异很大。尽管变速器设计时已考虑到这些条件, 但在一些极端的使用条件下 (如客车用六挡变速器, 超速挡设计使用率一般为60%, 实际上在道路条件好、车辆少的地方超速挡使用率可能大于95%) , 变速器的某个挡位可能出现承载能力不足或者接触强度不足等问题。针对这些极端的使用条件, 在成熟变速器产品基础上对齿轮副作进一步强化非常必要。
强化的主要指标是齿轮弯曲强度和接触强度的计算结果。由于许多具体参数需要手动输入, 变速器每个挡位的基本输入条件差异较大, 造成齿轮强度计算比较复杂。如果齿轮多个基本参数存在多种选择情况, 这样计算的工作量将非常巨大。减少计算量的最好方法就是运用试验设计的方法减少计算次数, 找出齿轮各基本参数对强度的影响。
本文采用试验设计的方法, 以一对高挡齿轮副为研究对象, 分析得出齿轮主要参数对齿轮强度的影响程度和影响敏感度, 并运用分析得出的结论对该齿轮进行强化。
参数选择
改动模数会引起齿数的改变, 从而会改变速比;改动齿宽会改变齿轮副的安装尺寸, 从而引起其他零件的改动。为了达到不改变速比和安装尺寸的基本要求, 本文仅对压力角、螺旋角、齿顶高系数三个参数进行试验设计。
1.齿轮副基本情况
该齿轮副为某六挡全锥轴承变速器 (最高挡传动比为1) 的五挡。该齿轮副主动齿轮最坏的工作情况为:转矩1802N m、转速707r/m i n。齿轮副的传动比为1.4167。该挡位为变速器的高挡, 工作特点是:转速高、受力小, 对噪声要求高。齿轮的基本参数是:压力角20°、螺旋角18°、齿顶高系数1。
2.齿轮副主要参数的选择
为了更加清楚地分析每个参数的影响程度、影响的变化趋势和影响敏感度, 每个因子选择三水平。压力角:该齿轮副为变速器高挡, 对噪声要求较高, 所以不能增大压力角, 初选17.5°、18.5°和20°;全锥轴承重型变速器高挡常用螺旋角16°～26°, 螺旋角选取16°、20°和26°;齿顶高系数初步选定为1、1.25和1.5, 最终齿顶高系数要根据齿顶圆弧齿厚来选取。
试验设计
本试验为三因子三水平, 选择正交表L9 (34) 。A因子为压力角α, B因子为螺旋角β, C因子为齿顶高系数K。试验指标:弯曲强度安全系数Sb, 接触强度安全系数Sc;强度计算采用GB3480。
将试验方案和试验结果记录于表1, 对试验结果的方差分析记录于表2。
根据分析结果绘制因子指示图。图1中粗线代表各因子对弯曲强度的影响, 细线代表各因子对接触强度的影响。图1表示的是各因子对弯曲强度、接触强度的分别影响, 图2是根据本齿轮副的具体使用条件, 采用加权平均的方法分析出各因子对弯曲强度和接触强度的综合影响。
从表1、表2和图1、图2可以得出以下结论:
(1) 对接触强度而言, 影响程度从大到小依次是压力角、螺旋角、齿顶高系数。影响敏感度从大到小依次是螺旋角、压力角、齿顶高系数。
(2) 对弯曲强度而言, 影响程度从大到小依次是压力角、齿顶高系数、螺旋角。影响敏感度从大到小依次是齿顶高系数、螺旋角、压力角。
(3) 该齿轮副为变速器高挡, 转速高、对噪声要求较高, 应有较大接触强度;实际使用中出现过断齿, 为弯曲强度不足。综合考虑, 对计算结果进行加权评分计算结果, 影响程度从大到小依次是压力角、齿顶高系数、螺旋角。影响敏感度从大到小依次是螺旋角、齿顶高系数、压力角。
(4) 压力角、螺旋角、齿顶高系数对齿轮接触强度和弯曲强度均成正比。实际上, 通过对低挡齿轮副的对比分析计算可知:单对接触强度或者弯曲强度而言, 以上结论 (1) 、 (2) 和 (4) 对所有变速器齿轮副都是成立的。
优化结果
运用以上得出的结论对该齿轮副进行强化, 除考虑各参数理想的影响程度和影响敏感度外, 还要综合考虑该齿轮副的实际情况, 如齿顶高系数为1.5时齿顶过尖等因素。最终优化参数为:压力角20°, 螺旋角26°, 主动轮齿顶高系数1.4, 从动轮齿顶高系数1.3。
从表3中可以看出:在模数、齿宽都不改变的情况下, 通过改变压力角、螺旋角和齿顶高系数就可以分别将接触强度提高18%, 弯曲强度提高25%, 强化效果非常明显。强化后的关键问题是通过台架试验找出最佳的齿顶修缘和齿向修形, 以达到最佳的承载能力。
结语
该对超速挡齿轮副在强化前曾经多次在实际使用中出现过断齿的情况。经过计算强化后的齿轮副承载能力提升了20%, 对断齿情况改善明显。
在成熟产品上进行齿轮强化的基本要求是改变的零件要尽可能少, 否则改动成本过高;最好不改动原来的速比。只有满足以上两个条件才能通过对变速器作最小的改动来实现对齿轮副的强化。运用以上D O E在齿轮强化设计中得出的结论, 可以有效地对各成熟变速器产品进行进一步的强化设计。变速器仅仅需要改动两个零件就能使齿轮副的接触强度和弯曲强度大大提升。
汽车变速箱齿轮渗碳变形研究 第4篇
齿轮的渗碳就是为了通过渗碳的工艺, 让齿轮的表面达到一定的碳含量, 从而提高齿轮自身的硬度和抗性。随着当代人们对于汽车需求的增加, 人们对于汽车工艺及技术也都有了新的标准, 尤其是齿轮的渗碳工艺中得到了不断的完善和开发, 人们在控制渗碳工艺的质量上也有了质的提升, 但是在实际的加工中, 还存在着很多因素影响着齿轮的渗碳变形的产生。
1渗碳的概念、特点及工艺
渗碳就是一种通过将金属部件放在含有活性碳的媒介当中, 通过加热到一定的温度, 再进行保温, 使金属表面获得一定的碳值, 从而让金属部件的表面达到坚硬程度的一种工艺。渗碳工艺是一项非常普遍的工艺, 但是渗碳的工艺又是一种要求非常严格的加工工艺, 需要进行合理的控制, 同时还要根据介质含碳量的不同选择适合的渗碳方法, 比如针对液体的介质来说就要选择液体渗碳工艺。渗碳完成之后, 为了确保部件能够达到更高的表面硬度或坑疲劳性, 从而让部件能够满足于部件的使用需求, 还会经过淬火和回火工艺。渗碳需要一个完成的加工工艺, 在整个部件进行加工的过程当中, 需要确保每项流程和工艺都能合理控制, 如果控制不当就会造成部件出现变形等现象, 从而影响了部件在机械当中的应用效果。
2汽车变速箱齿轮
汽车变速箱主要分为手动和自动这两种变速箱, 齿轮是变速箱中主要的构成部件, 这种能够起到变速作用的齿轮一般都被人们称作是变速器齿轮, 汽车变速箱中齿轮的工作状态一般情况下都是高运转、高负荷且高转速的, 这是一个高度磨损的过程, 除了正常工作下的磨损外, 变速箱齿轮的磨损还会受到加工工艺的影响而导致变形, 比如渗碳工艺处理不当而导致的齿轮变形等, 变速箱齿轮的磨损与变形会直接影响到齿轮在变速箱中的工作特性, 从而导致汽车变速箱失灵, 严重威胁到了人们的生命安全[1]。
3影响汽车变速箱齿轮渗碳变形的主要原因
渗碳工艺是一项具有悠久历史的工艺, 随着技术的不断提升, 渗碳工艺在原有工艺的基础上得到了不断的完善和改进, 先进的技术和设备实现了高浓度渗碳的加工工艺, 但是无论是哪种渗碳加工都会存在着一定的缺陷, 从而导致了部件的渗碳变形。渗碳中主要的工序就是温度的控制, 在渗碳的过程中, 对部件进行加热就是为了将碳介质进行碳分解, 提升温度能够加快渗碳的整体速度, 这也加快了部件表面含碳量浓度的提升, 但是对于部件来讲, 并不是说含碳量越高就能达到更好的作用, 一般情况下所控制的浓度在0.8%到1%之间。渗碳预热后需要有一个保温的过程, 这个过程就是为了让部件表面的碳层逐步的深入到心部, 从而让部件的表面到心部的碳含量有一个过度的层次, 如果对于保温的时间控制不当, 也会影响渗碳的成果, 比如保温时间过长, 碳层就会加厚, 如果部件表面含碳量超值或者渗碳的渗层比较厚, 那么就会在表面产生很多硬脆的碳化物而影响了部件的整体质量, 因此操作人员要正确地控制渗碳的温度。
渗碳是一个由锻造和冷加工相互结合相互配合的工艺过程, 部件在冷热交替的这个过程中就会受到热胀冷缩的影响而出现变形。而加工金属部件的这种冷热交替的过程俗称为淬火, 淬火能够进一步提升部件的抗磨性和硬度。影响淬火质量的因素有很多, 比如淬火的时间、淬火的温度、冷却工艺中选用的方式以及冷却速度的大小等, 都会影响着部件最终的质量[2]。
4解决汽车变速箱齿轮渗碳工艺变形的策略
对于以上列出的一系列影响渗碳工艺变形的因素来说, 需要操作人员能够正确地对待每一项工艺流程, 并要针对不同的工序进行合理地控制。
1) 正确地控制渗碳的温度。在加工的过程中, 操作人员要合理地控制温度, 无论是在加热还是保温的过程中, 都要使温度达到一定的均衡性和适当性, 确保齿轮表层的碳层能够达到标准的厚度, 更不能急剧地进行加热, 要在不断的实践中积累经验, 确保渗碳工艺流程的准确性。2) 合理地控制齿轮表面的含碳浓度。加工人员要以部件的应用标准确定主要的参数, 合理地控制渗碳的浓度, 不要让齿轮的表面与心部出现浓度不均衡的状态, 要将渗碳剂的新旧程度按照相关的配比和规定进行配制, 可以使用一些比较缓和的催渗剂, 比如Ba CO3。3) 淬火加热与冷却的控制。淬火是一个冷热交替的加工过程, 需要加工人员能够正确地把握加热和冷却的时间及速度, 确保淬火的质量。比如在齿轮的选材上, 要选择比较容易淬透的钢材料, 这样在加热时能够掌握好淬透的时间, 在冷却淬火时, 可以适当地将淬火油进行搅拌, 这样能够最大限度地减小齿轮的变形程度。
5结语
渗碳是一项非常复杂且要求非常严格的工艺, 部件在渗碳工艺中是否会产生变形, 受到了很多因素的影响, 但是每项因素都是人们能够控制的, 需要加工人员在实际的操作中认真对待每项流程, 更要积累更多的实践经验, 合理掌握和控制渗碳的温度以及碳浓度, 确保部件表面的碳层能够达到标准。
参考文献
[1]徐明达, 刘晓晶, 潘强荣, 等.汽车变速箱齿轮渗碳变形研究[J].热处理技术与装备, 2012 (20) :36-42.
高速贴标机变速箱齿轮校验 第5篇
高速贴标机在我国还没有形成快速发展, 目前国内相关企业主要是进口德国克郎斯 (KRONES) 的机器。虽然有少数企业生产24 000瓶/h的贴标机, 但也一直未能有效解决高速贴标机的变速箱质量问题。为从根本上解决变速箱质量和使用寿命问题, 我们这次主要是借鉴国外现有的60 000瓶/h的贴标机, 对其变速箱齿轮进行计算和校验工作, 为以后的国产化打下理论基础。
1 贴标机的用途与基本参数
贴标机主要是用于瓶装液体容器的标签自动张贴, 在包装生产线中, 贴标机是整个生产线中非常重要的一个环节, 它直接影响到相关商品的外观形象。
基本参数:生产能力为60 000瓶/h (身标、肩标、背标) ;贴标标数为3 (身标、肩标、背标) ;托瓶头数为32;标站取标板数为10;夹标转鼓夹指数为8。
2 贴标机的主要工作原理
如图1所示:1) 输送带上的容器送经止瓶星轮排序, 再经进瓶螺旋而进入进瓶星轮;2) 进瓶星轮再与中心导板配合使容器进入托瓶台, 容器在托瓶盘上自转的同时再在托瓶台上公转;3) 当容器进入到托瓶台上的托瓶盘时, 压紧容器, 进行贴标工序;4) 夹标转鼓在将上胶后的标签纸从取标板上揭下来, 翻转后将标签贴在容器上;5) 在中心导板和出瓶星轮的配合下通过输送带把瓶子带离机器, 从而完成贴标过程[1]。
3 贴标机总布局及主要部件结构
如图1及图2所示:1) 电动机动力通过皮带传给蜗杆蜗轮减速器j;2) 蜗杆蜗轮减速器j速比i=1∶25.5, 通过齿轮h将动力传送给主传动轴齿轮b;3) 齿轮b把动力传给齿轮c和齿轮d, 使进出瓶星轮转动, 再传给齿轮a, 通过万向节带动第一标站内各齿轮转动, 完成上胶→取标→夹标工作;4) 齿轮c通过齿轮e1、e2、f及一对伞齿轮将动力传给进瓶螺旋Q;5) 齿轮b自身转动可带动装于其上部的托瓶转台及压瓶头转动, 使其内的压瓶头、托瓶转盘在控制凸轮作用下, 完成定、放瓶和贴标任务[2]。
4 大齿轮b设计计算
Zb=400, m=4 mm, ha*=1, c*=0.25, 压力角α=20°;分度圆直径d=m×Zb=4×4 00=1 600 mm;齿顶高ha=ha1=ha2=ha×m=4 mm;齿根高hf= (ha*+c*) m=1.25×4=5mm;齿全高h=hf+ha=5+4=9mm;齿顶圆直径da= (Zb+2ha*) m= (400+2) ×2=1608mm;齿根圆直径df= (Zb-2ha*-2c*) m= (400-2-0.5) ×4=1591 mm;基圆直径db=dcosα=1 600×cos20°=1 503.5 mm;齿距p=πm=12.57mm;基圆齿距pb=pcosα=12.57×cos20°=11.81mm;齿厚s=πm/2=6.28 mm;齿槽宽e=s=6.28 mm;顶隙c=c*×m=1 mm;节圆直径d′=d=1 600 mm。
结构设计:
齿孔d1=1.6d=1.6×160=256 mm, 齿宽B=100 mm;δo= (2.5~4) mn=3×4=12 mm;D1=df-2δo=1591-24=1567 mm;n=0.5mn=0.5×4=2 mm;H=0.8d=0.8×160=128 mm;H1=0.8H=0.8×128=102.4 mm;C=0.2H1=0.2×102.4=20.48 mm;C1=0.8c=0.8×20.48=16.384 mm;S=0.17H=0.17×128=21.76 mm;e=0.8δo=0.8×15=12 mm。
如前所述, 齿轮a和齿轮b的传动比为0.25, 由于托瓶盘的直径已经确定, 取为1 600 mm, 因此, 齿轮a的直径大约为400mm左右, 故取小齿轮得分度圆直径da=400 mm。
经验算可知, 齿轮b的分度圆直径为1 600 mm, 齿数为400, 模数为4 mm。其余各齿轮由传动比可确定相关的参数。具体如表1所示。
摘要：介绍了高速贴标机的工作原理和主要部件结构, 同时对60000瓶/h高速贴标机的变速箱齿轮进行了计算和强度校验工作, 并形成了数据, 可为后期变速箱国产化工作提供很好的帮助。
关键词：高速贴标机,变速箱齿轮,校验,标签
参考文献
[1]肖仲湘.贴标机凸轮齿轮组合机构的研究[J].轻工机械, 2000 (1) :21-24.
变速箱齿轮的国产化改造 第6篇
设备自投产半年运行平稳,随着运转周期的延长,变速箱运行异常,两齿轮齿面均出现点蚀剥落、磨损等现象,最终断齿。为此对变速箱送外进行了第一次改造。改造后,通过监测,振动比原进口齿轮增大,间断运转不到一年,出现齿面磨损、齿面点蚀脱落、最后断齿。为了彻底解决变速箱故障,决定对变速箱进行第二次改造。
1 齿轮箱参数,齿轮受力分析
齿轮箱工况参数如下:电机转速 2900r/min速比为1∶1.328,传递功率 250kw,齿轮齿型为渐开线人字齿,齿轮副啮合简图如图1所示。从图2可以看出,斜齿轮传动时产生轴向推力,但是
左右对称的人字齿轮能够消除轴向推力。
2 第一次改造后齿轮情况
2.1 齿轮的几何参数
第一次国产化改造,沿用原进口齿轮箱,即卧式平行轴结构,由于采用人字齿传动,齿向左右对称,所以产生的轴向力相互抵消。详细几何参数见表1。
两齿轮、轴材料均选用40CrMnMo,成型后热处理采用调质工艺,调质硬度为HRC30-35为软齿面齿轮,制造精度为6JL(GB10095-88)6JL=6
平衡试验,低速齿动不平衡量不大于230g·mm,高速齿轮动不平衡量不大于100g·mm。
2.2 振动检测
通过对运行的齿轮进行检测, 发现有较明显的振动,并且噪音较大,振动情况如图3所示。
2.3 校核计算
2.3.1 两齿轮齿根弯曲疲劳强度计算
圆周速度 v=πd2tn2/(60×1000)=26.378m/s
传递的转矩 T=95.5×105P/n2=6.2×105N.mm (P=250KW为电机功率,假设传递效率100%)
圆周力 Ft=2T/d2t=9.471*103N
使用系数 KA=1.1×1.00=1.1, 根据v=26.378m/s,6级精度得动载荷系数Kv=1.15
齿宽 b=95.25mm(人字齿为总宽度), KAFt/b=109.36N/mm>100N/mm
齿间(经表面硬化)载荷分配系数 KFa=1.1,齿宽系数∅d=b/d2t==0.727
齿向载荷分布系数 KHβ=1.156,齿向载荷分布系数 KFβ=1.12(h=4.082)
故载荷系数 K=KAKVKFaKFβ=1.558
端面压力角
at=arctg(tgan/cosβ)=22.312°,aat1= arcos[Z1cosat/(Z1+2cosβ)]=24.944°
aat2= arcos[Z2cosat/(Z2+2cosβ)]=25.786°
故端面重合度 εα=[Z1(tgaat1-tgat)+Z2(tgaat2-tgat)]/2π=1.54
纵向重合度 εβ=bsinβ/(πmn)=7.724,得螺旋角影响系数 Yβ=0.78
当量齿数 Zv1=Z1/cos3β=126.07 Zv2=Z2/cos3β=93.12
齿形系数 YFa1=2.16,YFa2=2.194,应力校正系数 YSa1=1.81,YSa2=1.783
计算弯曲疲劳许用应力(按工作15年计算,每年工作300天,两班制)
应力循环 N1=60njLh=60×2900(2×8×300×15)×1=1.25×1010 N2=1.69×1010
弯曲疲劳寿命系数 KFN1=0.85,KFN2=0.85;
两齿轮的弯曲疲劳强度极限 σFE1=σFE2=630MPa (材料、热处理按中等技术要求即MQ)
取弯曲疲劳安全系数 S=1.5,弯曲疲劳许用应力 [σ]F1= KFN1σFE1/S=357MPa
轮齿的弯曲疲劳强度
σF1=KFt YFa1 YSa1 Yβ/bmnεα=169.109MPa
σF2=KFt YFa2 YSa2 Yβ/bmnεα=169.208Mpa
比较得 σF1<[σ]F1,σF2<[σ]F2 符合要求
2.3.2 低速齿齿面接触疲劳强度计算
使用系数 KA=1.1,载荷系数 Kv=1.15
齿间载荷分配系数 KHa=1.1 (同上), 齿向载荷分配系数 KHβ=1.156
故载荷系数 K= KAKVKHaKHβ,=1.608,齿数比 u=Z2/Z1=0.739
区域系数 ZH=2.26MPa1/2 ,弹性影响系数 ZE=189.8MPa1/2
齿面接触疲劳应力 σH=[(KFt/bd1εα)(u+1)/u]1/2ZHZE=508.4MPa
按应力循环次数得 KHN1=0.87pσHim=840MPa (按热处理最高要求查取)
取安全系数 S=1.5 ,接触疲劳许用应力 [σ]H1=KHN1σHim/S=487.2MPa
σH>[σH] 不符合要求。说明低速齿齿面接触疲劳强度不足。
2.4 运行状况
在使用不到一年的时间,两齿磨损较严重,不断有齿断裂,主要因齿面硬度,齿强度不够,长期啮合磨损出现疲劳麻点造成。失效情况如图4、图5所示。
2.5 齿轮失效原因
依据复核计算和使用状况,可以确定齿轮失效原因为:制造精度6JL(GB10095-88)不高,齿面硬度不够。
3 第二次国产化后齿轮的概况
3.1 齿轮的几何参数及齿轮结构
第二次国产化改造沿用原齿轮箱体、人字齿传动、润滑油供给系统。汲取第一次国产化出现的问题的经验,特别注重材料强度、硬度、制造精度,在结构改进方面有所突破,即为防止齿轮轴出现窜轴而设计了轴间定位,人字齿两齿间距变大等。制造精度为6GK(GB10095-88)(6GK=6
3.2 材料热处理与加工工艺
第二次改造,轴的材料选用优质合金钢42CrMo,粗车后的材料要进行探伤检验,然后进行调质处理,硬度达到260-290HBS。高速齿轮轴、低速齿轮材料都采用优质合金渗碳钢20CrNi2MoA,齿轮经固体渗碳淬火处理后表面具有高硬度、高耐磨性,不但提高了轮齿的耐磨性,而且提高了材料的疲劳强度。经渗碳后的轮齿有效硬化层达0.55～0.7mm,齿面硬度达到HRC58—62>38HRC,是硬齿面齿轮,芯部硬度达到HRC30—42。齿面采用磨齿加工工艺,精度可达国标6GK级。齿面硬度和精度的提高增强了齿轮的承载能力。
3.3 平衡试验
齿轮经线切割完毕后要进行动平衡试验,低速齿轮组装后动不平衡量不大于158g·mm,高速齿轮动不平衡量不大于54g·mm。
3.4 振动检测
对运行中的齿轮箱进行检测, 从检测出的数据可以看出,运转较平稳,较第一次改造运转平稳性有了明显的提高,如图6所示:
3.5 校核计算
3.5.1 两齿轮齿根弯曲疲劳强度计算
圆周速度 v=πd2tn2/(60×1000)=26.35m/s
传递的转矩 T=95.5×105P/n=6.2×105N.mm(P=250KW为电机功率,假设传递效率为100%)
圆周力 Ft=2T/d22=9.476×103N
使用系数 KA=1.1×1.00=1.1,根据v=26.378m/s,6级精度 得动载荷系数Kv=1.15
齿宽 b=2×47.5=95mm(人字齿为总宽度), KAFt/b=109.6N/mm>100N/mm
齿间 (经表面硬化-渗碳处理)载荷分配系数 KFa=1.1,⌀d=b/d2t=0.727
齿向载荷分布系数 KHβ=1.1542,齿向载荷分布系数 KFβ=1.124(h=2.25×3.5=7.875)
故载荷系数 1K=KAKVKFaKFβ=1.1×1.15×1.1×1.14=1.558
端面压力角
at=arctg(tgan/cosβ)=22.37°,aat1= arcos[Z1cosat/(Z1+2cosβ)]=27.22°
aat2=arcos[Z2cosat/(Z2+2cosβ)]=28.60°
故端面重合度 εα=[Z1(tgaat1-tgat)+Z2(tgaat2-tgat)]/2π=1.43
纵向重合度 εβ=bsinβ/π(mn)=4.035
根据 εβ=7.724和β=27°50′54″得 螺旋角影响系数 Yβ=0.77
当量齿数 Zv1=Z1/cos3β=63.69 Zv2=Z2/cos3β=47.83
齿形系数 YFa1=2.296 YFa2=2.333, 应力校正系数 YSa1=1.738 YSa2=1.681
计算弯曲疲劳许用应力(按工作15年计算,每年工作300天,两班制)
应力循环 N1=60njLh=1.25×1010 N2=1.69×1010
弯曲疲劳寿命系数 KFN1=0.84, KFN2=0.83;
两齿轮的弯曲疲劳强度极限 σFE1=σFE2=1000MPa (材料,热处理按中等技术要求,芯部36HRC)
取弯曲疲劳安全系数 S=1.5,弯曲疲劳许用应力 [σ] F1= KFN1σFE1/S=560Mpa ,[σ]F2=553.3 Mpa
计算轮齿的弯曲疲劳强度
σF1= KFt YFa1 YSa1 Yβ/bmnεα=96.221MPa
σF2= KFt YFa2 YSa2 Yβ/bmnεα=97.399Mpa
比较得 σF1=96.221MPa <[σ]F1=560Mpa, σF2=97.399Mpa<[σ] F2=553.3 Mpa 符合要求
3.5.2 低速齿齿面接触疲劳强度计算
使用系数 KA=1.1,载荷系数 Kv=1.15 , 齿间载荷分配系数 KHa=1.1 (同上)
齿向载荷分配系数 KHβ=1.152
故载荷系数 K=KAKVKHaKHβ=1.457 齿数比 u=Z2/Z1=0.75
区域系数 ZH=2.25MPa1/2 弹性影响系数 ZE=189.8MPa1/2
齿面接触疲劳应力
按应力循环次数 KHN1=0.86
按齿面硬度中间值HRC60得接触疲劳强度极限 σHim=1500MPa (按热处理最高要求查取)
取安全系数 S=1.5
接触疲劳许用应力 [σ] H1= KHN1σHim/S=860MPa,σH=498.16MPa <[σ] H1 =860MPa符合要求
3.6 轮齿的安装
齿轮副安装好后,进行涂色检验, 啮合轨迹经调整,斑迹面积在齿宽方向达到75%,齿长方向达到85%,符合技术要求。
3.7 齿轮副的跑合
为了保证齿轮在满负荷状态下安全运行,在投入生产前进行了齿轮的跑合试验,即齿轮副在额定转速下逐级加载,以增大齿轮副的接触带,提高齿轮副的接触疲劳强度。
4 结束语
第二次国产化改造的齿轮,至今一直运行平稳,各参数都优越于第一次国产化改造,并有明显的提高,具体见表4。
摘要：介绍了丙烷离心泵的变速箱设计使用情况,并针对变速箱齿轮失效的情况进行国产化改造。改造后运行期间通过振动检测,并结合齿轮齿面疲劳强度校核分析了两次改造成败的原因,最终确定了齿轮合理的制造精度和齿面硬度,为齿轮增速器平稳运行提供了理论依据。
关键词：变速箱,齿轮,校核,失效分析,国产改造
参考文献
[1]濮良贵,纪名刚.机械设计(M).北京:高等教育出版社,1996(第六版).
[2]孙恒,陈作模.机械原理(M).北京:高等教育出版社,1996(第五版).
浅析汽车变速器齿轮故障分析及检修 第7篇
汽车作为一种我们日常使用的交通工具, 其运行条件以及运行环境的特殊性都是众所周知的。处于行驶中的汽车, 由于路况以及其他原因, 其换挡操作十分的频繁, 这就使得变速箱中的齿轮、轴承以及轴本身出现故障的几率大大增加[1]。
在针对汽车故障原因的调查中, 相关数据表示, 在汽车的变速器故障中, 由于齿轮失效而导致的问题占所有故障原因的3/5左右[2]。变速器的齿轮失效的主要表现:点蚀剥落情况严重、齿面磨损过度以及由于过度弯曲引起的断齿等。当工作条件较为正常时, 一般不会发生由于过度弯曲引发的断齿现象, 但是这种现象一旦发生是较为容易判断的。汽车行业近几年来在中国的发展十分迅速, 为了满足汽车技术发展的需要, 对于变速器的故障诊断的研究是十分必要的。
1 由齿轮啮合不良引发的异响
由齿轮啮合不良引发的异响, 是指变速器的成对的齿轮在工作中, 进行动力传递时发出不正常的噪声。正常工作时的齿轮传动发出的声音应该是:清脆或尖锐的金属撞击声, 或者挤压声。变速器的齿轮工作环境比较恶劣, 承受的载荷很大, 并且转速较高。在正常工作情况下, 由于齿面周期性的相互作用, 齿面就会发生磨损, 但是当齿轮的工作条件恶化时, 例如油质变质或者缺油时, 齿轮之间的磨损就会加剧, 当情况严重时, 齿轮就会被损坏, 使得齿轮之间的配合出现问题, 发出“嗡、嗡”的异响。这种情况下, 可以通过挂档来确定是那个齿轮出现了较为严重的磨损。异响的声音越大, 证明该齿轮烧蚀齿面或剥落面越大越多。
当异响为以下情况:变速器在空档和有档时均有异响, 异响声音为“呜、呜”, 踩合离合器后可以使得异响消失, 当发动机处于油耗最小怠速状态时, 不存在较为明显的异响情况, 但是在加减油门时, 异响严重, 这种情况下, 我们可对此情况产生原因基本判定为常啮合齿轮啮合不良。
其他可能造成异响的原因还包括:轴间隙的调整不当, 过于松弛;以及在制造加工离合器时定位孔的位置不当等等。
2 磨损残余物分析诊断方法
磨损失效是汽车变速箱齿轮的最常见也是最主要的失效形式。当汽车变速箱齿轮出现这种情况时, 这些磨损残余物会在润滑油中找到。为了快速获取机器失效的相关信息, 要对磨损残余物进行分析诊断, 由于这些残留物最终会在润滑油中找到, 可以对其中残余物的含量进行测定。对润滑油中残余物的检测方法主要有以下三种:
1) 直接检查。
这种方法是通过对润滑油的电感变化的检测、油膜间隙内电容的检测以及浑浊度变化的检测, 进行零件失效相关信息获取。
2) 间接检查。
间接检查就是对残余物进行收集, 通过对残余物的特点观察获取相关的信息。收集残余物可以使用磁性探头或特殊用途的过滤器。
3) 油样分析。
此种诊断方法对于机械磨损部位和过程的研究是具有重要意义的。这是由于, 使用此种方法对故障进行诊断以及对机械设备的运行状态进行全程监测时, 可以不用停止变速器的工作以及不用分解变速器。油样分析技术的类型一共包括两种:一是对油样本身的化学性能以及物理性能进行分析, 二是对磨屑监测技术的使用。此技术是对油液中存在的不能溶解的物质进行分析的技术。
大量的实践经验表明, 对磨损残余物的分析来诊断汽车变速器齿轮故障, 是非常有效的, 并且与其他故障诊断法相比而言, 使用磨损残余物进行分析使得分析结果更加精准, 此种方法的应用也是非常广泛的。
3 振动检测技术诊断法
除了磨损造成的损坏外, 汽车变速器的损坏的另一重要原因就是由振动造成的损坏。相关的数据显示[3], 在机械故障中, 由于机械振动造成的故障占所有原因的67%左右。对机械振动信号的分析, 是目前故障诊断中应用最多的一种信号分析。这是由于振动信号的获取是比较容易的, 机械在运转过程中会产生振动, 并且振动信号在一定程度上能够对机械设备的状态进行反映, 部分振动异常的情况能够对机械故障进行判定。
振动检测技术诊断法, 就是对设备振动的特征以及参数进行检测, 来对设备的状态进行监测, 进而分析故障。振动参数的种类非常多, 对这些参数的测定具有在线性和无损性的测量优点, 因此对机械设备进行故障诊断时此种方法的优点是非常突出的。
当汽车变速箱齿轮出现表面失效的情况时, 其振动的声音就会与正常工作的声音有所差距。此时振动检测技术就可以对行驶的汽车的振动信号进行测取, 参照变速箱频率对传感器以及参量参数进行确定。为了使相关参数的种类以及数量被顺利检测, 振动测量点的选择是至关重要的。为了使变速箱齿轮状态信号能够得到真实的反映, 在选择测量点时:一是要尽量选择能够对变速箱齿轮振动状态进行全面反映的振动敏感点, 二是选择在工作时容易出现损坏的点。根据以上测量点的选取要求为原则, 保证了对振动信号测量在最大限度内的高效性和有效性。振动检测技术诊断法的优点是对机械动态的检测以及变化过程的捕捉的实时性、直观性以及准确性。并且这种方法简单易操作, 其在实际中得到广泛的应用。
4 声发射技术诊断法
这种诊断方法在实践中主要是使用专门的仪器, 利用对声发射信号的分析来实现对汽车变速器齿轮故障诊断。汽车的变速箱齿轮的工作条件十分恶劣, 在工作时, 齿轮是处于高速旋转的, 热弯曲、不对称等现象是不可避免的, 金属以内的晶格会有重新排列或滑移的现象。在这个过程中, 会出现能量的变化, 对变化的能量进行释放是以弹性波的形式, 这种以弹性波的形式释放的能量就是我们所说的声发射信号。然后我们可以通过使用数据采集模块对这种信号进行采集、转换以及存储, 通过实时的电脑分析以及相关算法的处理, 使得对汽车变速箱齿轮的在线监测得以实现。这种方法的使用使得采集信号的范围得以增加, 使得汽车运行的安全性得以提高。
这种方法具有无损动态检测特点, 但又与其他无损检测方法不尽相同, 主要是声发射信号是在外部条件作用下产生的, 并且其对于微小的缺陷变化的检测十分灵敏。
5 光纤传感技术诊断法
此种方法的原理主要是利用光纤对一些特定的物理量的敏感性来进行故障诊断的。通过对某些物理量的测量, 就可以对于故障相关的一些参数信号进行获取, 从而进行对汽车变速器的故障诊断。
我们在日常生活中, 可以了解到:光纤是一种光波的传播媒质。这种传播媒质在对光束进行传播时其特征参数易于受到的外界影响。正是利用光纤的这种特质, 可以将其制作成传感器, 来应用到我们的故障诊断中。光纤传感器的灵敏度很高, 电绝缘性良好, 抗电磁干扰能力较强, 由于这种种的优点, 使其在汽车行业的故障检测中得了较为广泛的应用。随着科学技术的进步, 光纤传感技术越来越智能化、集成化以及功能化, 这种技术的成熟会使其应用范围更加广阔。
6 结语
变速器的异响就是变速器故障的警钟, 我们应该提高对异响的重视, 对其进行快速准确的处理, 防止更严重的损失发生。随着计算机技术和传感器技术的广泛应用以及微电子技术的快速发展, 带来了不断增多的各种信号分析手段, 所有这些, 都为汽车变速器齿轮故障诊断技术的持续快速发展创造了极为有利的条件。
摘要：在汽车的零部件中, 传动系统部分的作用是至关重要的。文章主要对传动系统的异响故障进行了分析并介绍了几种检修方法。
关键词：汽车,变速器,齿轮传动,故障分析,检修方法
参考文献
[1]黄伟力.机械设备故障诊断技术及其发展趋势[J].矿山机械, 2011 (1) :66-68.
[2]黄文虎.设备故障诊断原理、技术及应用[M].科学出版社, 1996.
变速箱齿轮噪声机理及应对措施研究 第8篇
随着汽车工业技术的发展, 汽车已经不再仅仅满足结实耐用的一般需求, 在舒适性特别是车内噪声方面已经有了显著的改善, 怠速工况的车内噪声从几年前的45-46 d B (A) 已经降低到现在42d B (A) 左右, 甚至有些已经达到了40 d B (A) , 要达到这个级别的声压级, 悬置、进排气等系统对车内噪声的影响已经很小, 而动力总成带来的噪声特别是怠速工况下变速箱的噪声对车内噪声的影响已经成为了主要影响因素。
对于匹配手动变速箱的动力总成来说, 发动机在工作过程中活塞往复运动, 将燃烧压力转换为旋转动力, 曲轴每转动两圈, 即活塞往复运动两次才有一次点火, 燃烧在气缸中发生一次, 这样就产生的扭矩波动, 随着发动机追求更好的动力性, 缸内平均有效压力也在不断增大, 这种扭矩波动也越来越大。这一扭矩波动经过离合器传送到变速箱, 尽管有离合器的减振, 但是手动变速箱没有高粘性阻尼的内在液力变矩器[1], 所以无法消除变速箱的噪声。
本文中所研究的MPV车型在怠速工况和匀速80km/h工况, 驾驶员位置均能较明显的听到来自变速箱的噪声, 通过优化离合器刚度和阻尼、优化传递路径等方法, 显著降低了变速箱噪声对车内特别是驾驶员位置影响。
1、变速箱齿轮噪声产生的原因
根据产生原理的不同, 变速箱齿轮噪声可以分别啸叫声 (Gear Whine) 和敲击声 (Gear Rattle) 。
变速箱啸叫声一般是由传递力的那对齿轮副或者多对齿轮副间的传动误差导致, 由于齿轮的相互撞击, 传递力的齿轮会产生形变, 再加上齿轮存在加工误差和齿轮副间存在配合间隙, 使得在齿轮副传递力的过程中不断地产生撞击, 从而形成了啸叫声;其频率范围一般为中高频, 且具有阶次性, 同样还会存在谐波, 即存在一阶、二阶等成分;主阶次的声压级一般较总声压级小10d B (A) 以上, 但是由于其频带很窄且随着转速增加频率也增加, 因而听起来类似口哨声, 所以很容易被人察觉并产生不适感[2,3]。
变速箱的敲击噪声通常是由不传递力的齿轮副导致的, 表现为金属和金属之间的敲击声;由于齿轮副不传递力所以其在旋转方向上没有约束, 很容易受到发动机在运行过程中扭矩波动的影响产生敲击;根据敲击门槛值理论[4], 齿轮敲击噪声受驱动力矩、阻滞力矩和惯性力矩三者影响, 当阻滞力矩小于惯性力矩时, 一般会产生敲击;其频率一般为宽频带, 通常会在某一转速区间产生, 一般会出现在低速区间, 没有阶次性特点, 听起来类似“咔嗒”声或者“哗啦”声。
2、传递路径分析及验证
2.1 变速箱噪声传递路径分析
变速箱齿轮噪声一般通过空气和结构两种传播方式传递到车内, 如图1。通过车身、车门等的孔洞和缝隙、车门密封条及地板等壁板直接传入到车内, 是空气声传播;通过换挡拉索、悬置支架、悬架等与车身的连接部件, 引起车身壁振动从而传递到车内, 是结构声传播。
对于空气声来说, 通常采用的措施提高整车的隔性能, 如提高车身的密封性能、提高车门密封条的接触面积和采用隔吸声性能更好的声学包材料 (特别是地板和防火墙等位置) 等方法。
对于结构声来说, 通常采用传递路径的分析法。对于变速箱噪声来说, 变速箱作为激励源, 并通过悬置、拉索等多个路径传递到车内, 每一个激励分量和车内的响应都有一条传递路径相关联[5]。变速箱则通过某一条路径的激励而产生的车内噪声响应可以表达为:
其中, Hi (w) 为该路径的传递函数;Xi (w) 为某一激励力的力谱。
如果有这样的n条传递路径, 那么车内噪声的声压级可表达为:
2.2 传递路径查找及验证
本文所要研究的车型的动力总成为纵置的布置形式, 变速箱为带有中间轴的5速变速箱 (5个前进档和1个倒档) , 其结构简图见图2。
各级齿数比见下表,
怠速工况时, 驾驶员位置能够明显的听到“哗啦哗啦”的声音和类似吹口哨的声音, 当踩下离合器踏板后此声音消失, 初步判断是由于变速箱内部齿轮或同步环等金属件产生的;通过声音回放可以断定“哗啦哗啦”声音的频率为815Hz左右 (图3中1所圈部分) 。
由于频率较高首先怀疑是空气声传播, 对该车型进行了超声波泄露检查, 发现中通位置的泄漏较严重, 且车身钣金直接裸露, 于是对此部位进行了声学处理, 处理前后的对比见图4。
处理后进行了主观评价, 发现“哗啦”没有明显的变化, 于是决定从结构传递路径查找根源, 又排查了换挡拉索和变速箱悬置支架。通过测试变速箱悬置的隔振测试发现, 变速箱悬置车身侧在840 Hz区间的振动要明显大于发动机左悬置, 变速箱悬置车身侧支架的振幅为2.6 m/s2, 发动机左悬置振幅为0.3 m/s2, 其振动对比见图5。
为了进一步确定800Hz左右的声音是由变速箱悬置这条路径传递到车内的, 对变速箱的变速箱侧支架和车身侧支架进行了FRF (频率响应函数Frequency Response Function) 的测试, 传感器布置方式和测试悬置隔振时相同, 见图6左侧图。
通过对比变速箱悬置的主被动侧支架频率响应结果, 发现同样激励下变速箱侧支架对800Hz的响应更大 (图7中红色实线) , 为了降低变速箱侧悬置支架的频响特性, 在支架上附加了约1000g的质量块 (见图6中的右侧图) , 再次对支架进行了频响函数的敲击测试, 测试结果见图7种绿色虚线, 通过和原状态的响应对比, 可以发现附加质量后在800多Hz频率段的响应明显降低, 且在整个频率段 (0-1600Hz) 没有峰值存在, 效果比较明显。
为了验证效果, 测试了附加质量后怠速工况车内噪声, 与最初状态对比发现, 在815Hz频率附近的峰值有较明显的下降, 降低了近10d B (A) , 同时主观感觉“哗啦”的声音也基本感觉不到, 说明对变速箱悬置主动的支架进行附加质量后可以有效降低变速箱敲击声从悬置支架这条路径传递到车内的能量。
(红色:原状态;绿色虚线:附加质量后)
3、离合器及齿轮优化验证
怠速主观评价时除了能听到“哗啦”声外, 还存在一种类似口哨的声音, 经过声音回放可以确定其频率为261Hz左右 (图3中2号圈位置) , 同时该试验车在匀速80km/h行驶时, 驾驶员右耳位置能听到更加明显的口哨声, 其频率为855Hz, 其频谱如图9所示。
在怠速工况和五档80km/h匀速行驶时发动机转速分别为750rpm和2430rpm, 则发动机激励的基频为:
f80km/h=ne/60=2430/60=405.Hz变速器长啮合齿轮副的齿比为32:21, 那么长啮合主动齿在怠速工况和80km/h的匀速工况激励频率分别为:
f2=f80km/h*n=405.*21=8505.Hz其中n为长啮合齿轮副主动齿数;f1和f2分别为怠速和匀速80km/h时主动齿的激励频率。
通过对比f1和图3中2号圈位置的频率、f2和图9所圈位置的频率基本吻合, 可以断定两种工况听到的口哨声均是由长啮合齿轮副中的主动齿导致的。针对此问题, 首先对原车所配离合器的刚度 (约为40Nm/o) 进行了调整, 降低10%的刚度, 同时增加约10%的阻尼, 调整前后离合器的照片 (弹簧由5圈减少到4圈) , 见图10。
同时, 对长啮合的齿轮进行了齿轮的修形, 尽可能的使齿面在传递力的过程中齿面压力均匀, 降低其传递误差。实施这两个措施后, 怠速工况的测试结果, 见图10, 从colormap图的对比可以明显的看到, 在260Hz频带的颜色明显变浅, 同时主观感觉口哨声基本消失。
从图12的匀速80km/h测试结果对比可以明显的看到, 800Hz频率段的噪声峰值降低了超过10d B (A) , 口哨声已经消失, 车内噪声值也从原状态的67.96 d B (A) 降低到了65.68d B (A) , 主观感觉已无明显的变速箱啸叫声, 效果较好。
通过降低离合器刚度增加阻尼的方法可以降低发动机传递到变速箱的扭矩波动, 降低怠速工况下的变速箱噪声;通过优化长啮合齿轮的齿形, 可以改善齿轮在啮合过程中的接触面, 降低齿轮的传递误差, 从而降低齿轮的啸叫声。
4、结论
通过对变速箱噪声产生机理的分析, 对车内噪声的影响主要通过结构传递和空气传递;
怠速工况下的变速箱敲击声更容易通过结构传递到车内, 需要特别关注换挡拉索和变速箱悬置支架等路径;
通过声音回放的方式可以较容易的判断异响出现的频率, 并根据阶次跟踪的理论可以较快速的判断产生啸叫声的齿轮副;
降低优化离合器刚度、增大阻尼可以降低发动机传递到变速箱的扭矩波动;
优化齿轮的齿形, 保证齿轮在受力的过程中接触面受力均匀, 降低传递误差可以有效地改善齿轮的啸叫声。
摘要：为解决某试验样车在怠速和匀速行驶工况下变速箱噪声问题, 分析了变速箱噪声的特点, 通过频谱分析和阶次分析的理论, 找到了敲击声和啸叫声的频率特点和范围, 并根据传递路径的方法确定了敲击声的传递路径为变速箱悬置的主动侧支架, 啸叫声为长啮合齿轮的主动齿引起的。通过改进变速箱悬置主动侧支架的频率响应降低了敲击声的传递;通过改进离合器刚度和阻尼参数及优化长啮合齿的齿形, 降低了变速箱的啸叫声。
关键词：变速箱噪声,啸叫声,敲击声
参考文献
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[3]江会仙, 汽车手动变速箱啸叫的原因分析与改进[D].南京:南京航空航天大学.2014.
[4]李润方, 王建军.齿轮系统动力学[M].北京:科学出版社, 1997.
