齒形對(duì)汽車同步帶傳動(dòng)噪聲的影響規(guī)律研究

陳思思，徐廣晨

(營口理工學(xué)院 機(jī)械與動(dòng)力工程學(xué)院， 遼寧 營口 115014)

汽車同步帶為嚙合型帶，因具有傳動(dòng)比精確、結(jié)構(gòu)緊湊、對(duì)軸作用力小、耐磨性好等優(yōu)點(diǎn)，被廣泛應(yīng)用于汽車發(fā)動(dòng)機(jī)正時(shí)傳動(dòng)系統(tǒng)[1]。目前根據(jù)國標(biāo)《GB12734—2017汽車同步帶》的規(guī)定，汽車同步帶共有按齒形可分為梯形齒—ZA、ZB，曲線齒—H系列：ZH型、YH型；R系列：ZR型、YR型；S系列：ZS型、Y型S；U系列RU型、YU型[2]，不同齒形的同步帶應(yīng)用于不同正時(shí)傳動(dòng)系統(tǒng)中。隨著對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)正時(shí)傳動(dòng)系統(tǒng)的降噪減振要求越來越高，故正時(shí)傳動(dòng)系統(tǒng)中合理地選擇同步帶的齒形顯得尤為重要。目前國內(nèi)外學(xué)者針對(duì)同步帶傳動(dòng)噪聲方面進(jìn)行大量研究[3-5]。Zhang等[6]進(jìn)行了YU型同步帶的帶寬變化對(duì)傳動(dòng)噪聲影響的試驗(yàn)研究，結(jié)果表明帶寬越大時(shí)，增加嚙合沖擊激勵(lì)及空氣流量，傳動(dòng)噪聲越大。Chen等[7-8]針對(duì)同步帶傳動(dòng)噪聲產(chǎn)生機(jī)理，建立了傳動(dòng)摩擦噪聲和嚙合沖擊的數(shù)學(xué)模型。郭建華等[9]通過實(shí)驗(yàn)對(duì)比研究了帶輪的轉(zhuǎn)速、張緊力對(duì)直齒和人字齒傳動(dòng)噪聲的影響。

目前國內(nèi)外針對(duì)同步帶選型方面的研究較少，無法在正時(shí)傳動(dòng)系統(tǒng)中選擇合適的帶型。本文以ZA和RU型汽車同步帶為研究對(duì)象，首先建立同步帶兩輪傳動(dòng)的噪聲模型，進(jìn)行振動(dòng)與聲學(xué)仿真分析[10]；然后基于聲陣列測量原理[11-13]，搭建帶傳動(dòng)的噪聲試驗(yàn)平臺(tái)，獲取噪聲分布云圖和幅頻特性曲線。最后進(jìn)行仿真與試驗(yàn)結(jié)果對(duì)比分析，獲得同步帶齒形對(duì)傳動(dòng)噪聲的影響規(guī)律。

1 齒形對(duì)噪聲影響分析

汽車同步帶傳動(dòng)噪聲包括同步帶的橫向振動(dòng)噪聲、帶齒的嚙合沖擊噪聲、帶輪與帶齒表面織物的摩擦噪聲、嚙合過程中的空氣流動(dòng)噪聲等[14]，其中同步帶的橫向振動(dòng)和帶齒的嚙合沖擊是產(chǎn)生噪聲的主要因素。

1.1 被測帶具體參數(shù)

ZA和RU型同步帶齒形結(jié)構(gòu)如圖1、2所示，尺寸如表1、2所示。同步帶齒數(shù)均為99、帶輪齒數(shù)為20、帶寬19 mm。同步帶材料為粘彈性材料，帶輪材料為45#鋼。

圖1 ZA同步帶齒形結(jié)構(gòu)圖

表1 ZA型同步帶尺寸 mm

圖2 RU同步帶齒形結(jié)構(gòu)圖

表2 RU型同步帶尺寸 mm

1.2 嚙合沖擊噪聲

嚙合沖擊噪聲由輪齒與帶齒在嚙合過程中產(chǎn)生，主要產(chǎn)生在主、從動(dòng)輪的嚙合點(diǎn)處，其大小與嚙合頻率有關(guān)[15]。嚙合頻率f與主動(dòng)輪轉(zhuǎn)速成正比，轉(zhuǎn)速越高，產(chǎn)生的嚙合沖擊噪聲越大。

(1)

式中：n為主動(dòng)輪轉(zhuǎn)速；Z為主動(dòng)輪齒數(shù)。

1.3 橫向振動(dòng)噪聲

橫向振動(dòng)噪聲由帶齒的嚙合過程中，在跨度區(qū)域使柔性的帶產(chǎn)生與同步帶運(yùn)動(dòng)方向垂直方向的振動(dòng)而形成的，橫向振動(dòng)如圖3所示。

圖3 橫向振動(dòng)示意圖

當(dāng)帶齒嚙合時(shí)的沖擊振動(dòng)與帶的橫向振動(dòng)出現(xiàn)共振時(shí)，會(huì)產(chǎn)生尖銳的噪聲。帶的橫向振動(dòng)固有頻率為[16]：

(2)

式中：EI為帶的抗彎剛度(N/m)；L為中心距(mm)；T為張緊力(N)；ρ為帶的線密度(g/cm)；n=1，2，3，4,…

被測帶的中心距、抗彎剛度和施加的張緊力相同，由于不同齒形尺寸不同，故線密度不同。經(jīng)測量二者的線密度分別為ρRU=1.04 g/cm，ρZA=0.89 g/cm。故二者橫向振動(dòng)固有頻率不同。

2 噪聲仿真分析

為了獲得同步帶的齒形對(duì)傳動(dòng)噪聲的影響規(guī)律，首先通過對(duì)同步帶傳動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行模態(tài)分析，獲得各階固有頻率和振型；然后在嚙合位置施加載荷，對(duì)同步帶傳動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行頻響分析；最后以頻響結(jié)果為聲學(xué)仿真的邊界條件，進(jìn)行同步帶兩輪傳動(dòng)的聲學(xué)仿真分析，獲得場點(diǎn)的噪聲分布云圖和頻響曲線[17]。

2.1 振動(dòng)仿真分析

2.1.1模態(tài)分析

建立ZA和RU型汽車同步帶兩輪傳動(dòng)模型，設(shè)定2種同步帶材料相同，設(shè)置同步帶和帶輪的材料參數(shù)如表3、4所示。采用自動(dòng)網(wǎng)格劃分，劃分后的同步帶傳動(dòng)模型包括7 630個(gè)單元和49 857個(gè)節(jié)點(diǎn)，如圖4所示。約束帶輪和同步帶的除橫向振動(dòng)以外的自由度。張緊力計(jì)算公式為：

F=bs×29-100

(3)

式中bs為帶寬(mm)。施加F=450 N的張緊力進(jìn)行預(yù)應(yīng)力模態(tài)分析，得到2種齒形同步帶前6階的固有頻率如表5所示。

表3 同步帶材料參數(shù)

表4 帶輪材料參數(shù)

圖4 同步帶網(wǎng)格劃分圖

表5 2種同步帶固有頻率 Hz

2.1.2頻率響應(yīng)分析

基于同步帶傳動(dòng)系統(tǒng)的模態(tài)計(jì)算，進(jìn)行頻率響應(yīng)分析。設(shè)置采樣頻率范圍為0～500 Hz；采樣步長為10 Hz，得到ZA和RU型同步帶橫向振動(dòng)頻率響應(yīng)曲線如圖5所示。由圖可知，2種齒形同步帶在第1、3、6階處均有明顯峰值產(chǎn)生；這是由于激勵(lì)與帶的橫向振動(dòng)發(fā)生共振產(chǎn)生橫向振動(dòng)噪聲，且RU型同步帶橫向振幅要明顯大于ZA型。

2.2 聲學(xué)仿真分析

聲學(xué)分析是利用聲學(xué)仿真軟件，以振動(dòng)激勵(lì)分析獲得的頻響結(jié)果為聲學(xué)邊界元條件，對(duì)同步帶進(jìn)行噪聲預(yù)測分析[18]。

圖5 2種同步帶頻率響曲線

2.2.1邊界元模型

在進(jìn)行聲學(xué)分析時(shí)，對(duì)于一次單元，邊界元網(wǎng)格的最大尺寸應(yīng)不超過計(jì)算的最高頻率波長的1/6。設(shè)某一單元的長度為L，聲波的傳播速度為c，則該單元的尺寸為[19]：

(3)

式中：fmax為計(jì)算的最高頻率。

設(shè)置空氣密度為1.225 kg/m3，聲速為340 m/s，參考聲壓為2×10-5Pa，場點(diǎn)網(wǎng)格的尺寸為 60 mm×500 mm×100 mm，在同步帶前方50 mm處進(jìn)行聲場分析。設(shè)置了3個(gè)場點(diǎn)計(jì)算聲壓及輻射噪聲，分別是場點(diǎn)1：靠近主動(dòng)輪嚙入點(diǎn)，場點(diǎn)2：從動(dòng)輪嚙出點(diǎn)，場點(diǎn)3：帶跨中段，場點(diǎn)位置分布如圖6所示。

圖6 場點(diǎn)位置分布圖

2.2.2聲學(xué)仿真

通過仿真得到的ZA和RU型同步帶場點(diǎn)噪聲曲線分別如圖7、8所示。由圖可知，2種齒形同步帶3個(gè)場點(diǎn)的聲壓級(jí)與激勵(lì)頻率變化規(guī)律大體相同。在非共振區(qū)，噪聲幅值隨激勵(lì)頻率的增加而增加，且RU型同步帶的噪聲幅值要比ZA型同步帶噪聲幅值高約3 dB。ZA型同步帶傳動(dòng)噪聲在頻率67、191、387 Hz處出現(xiàn)突然增加，RU型同步帶傳動(dòng)噪聲在頻率61、181、361 Hz處出現(xiàn)突然增加。在共振區(qū)，同步帶共振，產(chǎn)生共振噪聲，且高倍頻的噪聲更強(qiáng)。

圖7 ZA型同步帶場點(diǎn)噪聲隨激勵(lì)頻率變化曲線

圖8 RU型同步帶場點(diǎn)噪聲隨激勵(lì)頻率變化曲線

仿真得到ZA和RU型汽車同步帶的共振區(qū)表面聲壓分布云圖如圖9、10所示。由圖可知，2種同步帶噪聲主要集中在帶的中部，以共振噪聲為主，這是由于激勵(lì)與同步帶的橫向振動(dòng)耦合，產(chǎn)生共振噪聲。

圖9 ZA型共振區(qū)聲壓云圖

圖10 RU型共振區(qū)聲壓云圖

3 試驗(yàn)驗(yàn)證

3.1 試驗(yàn)裝置

為了驗(yàn)證仿真分析結(jié)果的有效性，建立了基于聲陣列測量原理的同步帶傳動(dòng)噪聲試驗(yàn)臺(tái)進(jìn)行噪聲源識(shí)別。試驗(yàn)臺(tái)由電動(dòng)機(jī)、軸系、加載重砣、同步帶、帶輪及隔音箱等裝置組成，如圖11所示。同步帶噪聲源識(shí)別裝置如圖12所示，傳感器和陣列架布置在隔音箱內(nèi)，8個(gè)INV9206聲壓傳感器采用2×4方式放置，傳感器測量范圍為15～100 kHz，靈敏度為52.8 mv/Pa，聲壓級(jí)范圍為0～144 dB。

圖11 噪聲試驗(yàn)臺(tái)

圖12 聲陣列試驗(yàn)裝置

3.2 試驗(yàn)結(jié)果

設(shè)定主動(dòng)電機(jī)初始轉(zhuǎn)速為1 000 r/min，通過試驗(yàn)得到同步帶轉(zhuǎn)速在1 000～2 000 r/min時(shí)，噪聲幅值隨轉(zhuǎn)速的變化規(guī)律如圖13所示。由圖可知，2種齒形同步帶的傳動(dòng)噪聲均隨轉(zhuǎn)速的增加而增大。且在非共振區(qū)，由于RU型同步帶嚙合沖擊振動(dòng)幅值和干涉面積較大，RU型同步帶傳動(dòng)噪聲要比ZA型高約3 dB。

試驗(yàn)得到的ZA和RU型汽車同步帶的表面聲壓分布云圖如圖14、15所示。由圖可以看出：當(dāng)轉(zhuǎn)速分別為1 150、1 850 r/min時(shí)，ZA和RU型同步帶傳動(dòng)噪聲陡增，此時(shí)噪聲主要集中在帶跨度中部，以共振噪聲為主，這是由于激勵(lì)與同步帶的橫向振動(dòng)耦合產(chǎn)生共振噪聲導(dǎo)致。

圖13 2種同步帶噪聲隨轉(zhuǎn)速影響規(guī)律圖

圖14 轉(zhuǎn)速為1 150 r/min時(shí)ZA型同步帶聲壓云圖

圖15 轉(zhuǎn)速為1 850 r/min時(shí)RU型同步帶聲壓云圖

3.3 試驗(yàn)與仿真對(duì)比

試驗(yàn)與仿真得到的2種齒形同步帶在場點(diǎn)1處的噪聲頻率變化對(duì)比如圖16、17所示。由圖可知，試驗(yàn)與仿真結(jié)果大體相同，噪聲幅值隨激勵(lì)頻率的增加而增大。試驗(yàn)與仿真獲得的噪聲幅值誤差約為4 dB，這是因?yàn)樵诜抡嬷泻雎粤藥л喌膹较虬惭b誤差。

圖16 ZA型同步帶噪聲試驗(yàn)與仿真曲線

圖17 RU型同步帶噪聲試驗(yàn)與仿真曲線

4 結(jié)論

1) 由于RU和ZA型同步帶的線密度不同，橫向振動(dòng)固有頻率不同，故發(fā)生共振的轉(zhuǎn)速不同。

2) 在非共振區(qū)，RU型同步帶傳動(dòng)噪聲要比ZA型傳動(dòng)噪聲高約3 dB；而在共振區(qū)，2種齒形同步帶高倍頻的噪聲更強(qiáng)。

3) 構(gòu)建了基于聲陣列測量原理的同步帶傳動(dòng)噪聲測試系統(tǒng)，通過試驗(yàn)得到噪聲分布云圖和噪聲幅值隨轉(zhuǎn)速變化規(guī)律曲線。

4) 試驗(yàn)與仿真獲得的噪聲幅值相差為4 dB，噪聲源分布的結(jié)果相同，驗(yàn)證了仿真分析的有效性。