動力總成NVH設計指導

1、動力總成NVH設計指導1、發(fā)動機激勵的來源與控制2、動力總成撓度3、發(fā)動機附件匹配問題4、動力傳動系統(tǒng)的噪聲5、齒輪噪聲6、變速箱的噪聲7、沉悶的金屬聲與拖拽8、發(fā)動機附件發(fā)出的噪聲9、與離合器有關的抖動附錄A、先進的動力總成診斷方法B、動態(tài)的整車、動力總成、及其控制模塊分析C、發(fā)動機激勵的計算方法D、發(fā)動機內(nèi)部的不平衡是由于質(zhì)量的往復變化E、動力總成的彎矩及附件的共振F、分析模型的彎曲及扭轉(zhuǎn)G、動力傳動系統(tǒng)的連接角度H、自動變速箱的3自由度扭轉(zhuǎn)模型大量的產(chǎn)品的NVH問題嚴重性問題在于激勵源和整車與動力總成的動態(tài)響應，應該從多方面關注以減少問題的嚴重性，設計時就應該注意減少動力總成的激勵，但是

2、如果整車的隔振及結(jié)構不合理的話這種措施效果不大。如果沒有考慮到在整車里的運行情況，那么單個的部件設計出來是不合理的，例如，變速箱就應該適應某些特殊的發(fā)動機用途，就像一些競爭者所作的排除了卡達聲。發(fā)動機缸體設計就不應該以動力總成的彎曲性能為代價而減少單個部件的成本和重量。我們的系統(tǒng)目標就是盡量減少重復設計的成本，比如像通常發(fā)生的附件匹配問題。如果有必要的話，比起等發(fā)動機設計好后再想提高它的性能，通常等達到預期的設計目標后再降低成本和重量要容易一些。工程優(yōu)先權為了達到動力總成NVH的系統(tǒng)目標，設計工程的先后權限很重要。在發(fā)展階段，NVH常常被作為一種協(xié)調(diào)主題而又優(yōu)先考慮。就像在這本設計指導書推薦的

3、范圍里看到的，最先基本的設計設想比起后來的提高發(fā)展工作對最后獲得的NVH水平有更深的影響。一個負責動力總成系統(tǒng)的團隊需要解決不同部件相互作用的問題，當需要時這個團隊應該發(fā)展新的工具和文檔。強調(diào)一點，周期較長的計劃應該使已經(jīng)成形的東西得到及時的執(zhí)行以充分發(fā)揮有效的資源。為了防止因動力總成彎曲性能而要做結(jié)構上的調(diào)整，新的發(fā)動機設計時應該與現(xiàn)有的變速機構相匹配。除非提高動力總成彎曲性能的條件被完全計算，那么加工成本越少，越多有效的起動機可能看上去就不那么合理。Moan（呻呤聲）一種頻率比boom（隆隆聲）高但是仍然是屬于低頻（80Hz200Hz）范圍的聲音，例如：一個四缸機的扭轉(zhuǎn)脈沖就可能在怠速產(chǎn)生

4、boom音，而第2階的慣性力就可能在高速時產(chǎn)生moan音。Mode：對于力函數(shù)的一種動態(tài)的結(jié)構響應，通常mode發(fā)生在共振時而且它是結(jié)構本身的函數(shù)并非是力函數(shù)。力響應模式是通常這種mode的集合，而且也是相應作用力的函數(shù)。Mode的形態(tài)：與mode有關的結(jié)構變形在空間上分配。NVH：從用戶評價轉(zhuǎn)移來的任何可觸摸到的或可聽到的擾動。NVH包括與乘坐和駕駛性很不協(xié)調(diào)的一種整車動態(tài)結(jié)構響應，這種響應包括對低頻輸入的一種剛性體響應。Order階次：近似一種排除了擾動的諧波函數(shù)，他是一種取代了時間的對于一種旋轉(zhuǎn)機械物體的角度位置函數(shù)，例如：一個四缸機的凸輪軸旋轉(zhuǎn)速度是曲軸的一半，在曲軸旋轉(zhuǎn)2轉(zhuǎn)或者凸輪軸

5、旋轉(zhuǎn)1轉(zhuǎn)時，所有的部件相對它們原來的位置都已經(jīng)重新標識。因此所有可能來自發(fā)動機的周期性擾動將發(fā)生在凸輪軸的第一階或曲軸的第1/2階和它們的整數(shù)倍?。而任何其他的來自發(fā)動機的擾動都將是隨機的或非周期性的。還是沒有把階次解釋清楚！周期：一個NVH響應峰值。這種用法僅僅用在汽車上而在其他的領域是找不到的。周期性的:一個響應在一定時間內(nèi)重復發(fā)生。動力總成在穩(wěn)定的狀態(tài)下工作時會產(chǎn)生許多周期性的輸出，這樣便于頻率和階次的分析。Shudder顫抖：見surge.Shuffle拖拽：見surge.Surge振蕩:一種術語表示整車的縱向振動。振蕩是一種可以觸摸的類似shake（顫抖）的響應，它是一種垂直的或橫向

6、的擾動。與bobble搖擺,shudder,shuffle,和trailer-hitching拖車鉤掛類似。random隨機的：非周期的擾動，隨機擾動不能基于操作需要預測而只能數(shù)理統(tǒng)計。燃燒的可變性和紊亂就是例子。Rattle喀嗒聲：一種重復發(fā)生的高頻的金屬撞擊噪聲。在發(fā)動機低載荷時變速箱齒輪發(fā)出的就是這種聲音（柴油機除外）。RolloverNoise旋轉(zhuǎn)噪聲：被發(fā)動機空載時周期性輸出激勵產(chǎn)生的咔嗒聲（柴油機）。第一章 發(fā)動機激勵的來源與控制1.1介紹發(fā)動機是振動能量的主要來源，最后到達用戶的由發(fā)動機產(chǎn)生的NVH擾動包括整車的動態(tài)響應，對這種擾動的理解就是人類生理上的活動，當然也是在外部對整車

7、工程的控制。處理與發(fā)動機NVH有關問題的方法就是減少振動噪聲源的激勵和減少對整車擁有者的兩種擾動（tuning調(diào)整音質(zhì)和isolation隔音隔振）發(fā)動機懸置對NVH的調(diào)整很關鍵，這部分對于前輪驅(qū)動車輛（1984年出版的前輪驅(qū)動車發(fā)動機懸置設計指導）有較多的描述。除了本身作為激勵源，發(fā)動機及其他的動力總成部分也屬于響應系統(tǒng)的一部分，動力總成的結(jié)構動力分析對于NVH的影響將在這本設計指導書中詳細討論。在NVH等式中車身的結(jié)構響應也是重要的一部分，但是這本書講的較少，然而新的試驗和分析技術正在用來決定車身結(jié)構響應與最后性能目標有較大關系。這章的主要內(nèi)容是定義產(chǎn)生這種擾動的機構和識別控制方法。合適的

8、發(fā)動機擾動控制方法對整車NVH很重要，但是如果前面提到的響應系統(tǒng)一旦被忽視，那么可能這種方法的效果就不是那么好。發(fā)動機最重要的激勵源來自氣缸壓力，它產(chǎn)生于氣體的燃燒和往復運動的部件產(chǎn)生的內(nèi)部不平衡力?？刂七@種激勵的關鍵因素是發(fā)動機的排量和輸出扭矩，氣缸數(shù)目及構造，以及往復運動部件的質(zhì)量和幾何尺寸。這些關鍵因素的設計要點已經(jīng)用書面記載了多年，而且其中的關鍵點也包括在這章里面。除此之外，一些特殊的建議也在本章中提到，適合于那些實際生產(chǎn)中NVH惡化程度沒有超過其潛在的成本、重量、和燃油經(jīng)濟性。除了這些基本的靜態(tài)源外，還有大量的變量和瞬時因素可以通過好的設計經(jīng)驗排除確定的NVH問題和操縱性問題以達到優(yōu)

9、化，空氣動力問題，燃油質(zhì)量，點火和其他的控制參數(shù)也會影響燃燒過程和最終的NVH。為了有效的解決這些問題我們必須運用大量的設備來記錄和分析許多我們感興趣的參數(shù)，計算機基于設備用于數(shù)據(jù)的采集和分析發(fā)動機及整車相關的問題已經(jīng)通過APEO得到了很大的發(fā)展和廣泛的運用。一些設備和關鍵的運用操作方法已經(jīng)在本書中講到。參見附錄A。一種很強的發(fā)動機，變速箱及整車動力分析模塊DYNMOD，被動力總成電子研發(fā)部用于發(fā)動機及整車的一些特殊的課題分析，這種設備可以提供分析問題的方法和解決問題的方法而且不受修建和測試硬件等成本及時間的限制。見附錄B。1.2發(fā)動機扭轉(zhuǎn)脈沖大多的往復式內(nèi)燃機是以不定的方式產(chǎn)生動力是因為燃燒

10、是不連續(xù)的，NVH在本節(jié)討論的是在燃燒過程中的低頻部件。當發(fā)動機的排量不變時，隨著氣缸數(shù)目的增加，每個氣缸的激勵就會降低，既然每個氣缸在不同的時間點火，那么產(chǎn)生這個平順的純粹的發(fā)動機輸出的沖擊就會重疊。不像其他的NVH問題，可以通過合適的設計方法盡量減少，發(fā)動機點火引起的扭轉(zhuǎn)波動是基于發(fā)動機本身的運行狀況，一旦發(fā)動機的排量和氣缸數(shù)目被確定下來就無法在源頭上加以控制。柴油機由于具有很高的壓縮比，因此它的燃燒更快產(chǎn)生高頻的燃燒噪聲，燃燒噪聲是一種空氣響應，源于發(fā)動機缸體和產(chǎn)生氣缸壓力的高頻部件附屬設備的激勵?；鸹c火發(fā)動機通常有較慢的燃燒速度因此不存在高頻的燃燒問題，當爆震時有一種叫提前點火爆震的

11、聲音可以聽到。1.2.1四缸發(fā)動機關于燃油經(jīng)濟性的NVH限制NVH問題和操縱性目前對于4缸機的燃油經(jīng)濟性還是一個限制因素，總的來說可以通過降低發(fā)動機的轉(zhuǎn)速與路試速度之比來得到較高的燃油經(jīng)濟性，在低轉(zhuǎn)速和高扭矩的狀態(tài)下操縱發(fā)動機涉及到比如牽引力的大小以及設計指導書中提到的那些主要問題如轟隆聲，振動，齒輪咔嗒聲等等。主要考慮的發(fā)動機懸置調(diào)整，離合器變換，阻尼器調(diào)整，和其他的附屬設備的優(yōu)化將降低整車對點火脈沖輸入的響應，但是實際限制也存在比如說隔離度可以到什么程度。目前這里也沒有哪種4缸機產(chǎn)品可以連續(xù)的在1500rpm下工作而獲得可以接受的NVH水平。因此只考慮燃油經(jīng)濟性而不權衡NVH是不正確的。1

12、.2.2四缸機和六缸機的NVH水平及燃油經(jīng)濟性的比較動力總成的優(yōu)化首先就是要證明較大的燃油經(jīng)濟性和較大的牽引力，為了決定NVH對這個目標的限制，下面的問題就要注意:缸數(shù)對整車牽引力和NVH的影響。缸數(shù)對整車燃油經(jīng)濟性的影響。燃油經(jīng)濟性和NVH的權衡。一個簡單的動力系統(tǒng)模型建成后。這個模型，當用一個簡單的發(fā)動機扭轉(zhuǎn)信號和一個相等的觀察者模型進行諧波分析后，可以為任何傳統(tǒng)的發(fā)動機和動力傳動系統(tǒng)總成的NVH提供一定數(shù)量的比較。發(fā)動機圖，模型和項目進程被用來確定具有相同排量的兩種發(fā)動機4缸和6缸的燃油經(jīng)濟性。系統(tǒng)NVH模型分析結(jié)果和燃油經(jīng)濟性預測的結(jié)果結(jié)合在一起提供我們想要的權衡信息，一個簡單的關于4

13、缸機和6缸機來自燃燒和內(nèi)部影響的NVH問題計算過程見附錄C。1.3.2周期性循環(huán)的可變性4圖6就顯示了根據(jù)圖4的數(shù)據(jù)而改變平均有效指示壓力導致燃燒不穩(wěn)定的周期性循環(huán)部件，由于這種循環(huán)燃燒不穩(wěn)定性具有隨機性和非周期性，導致了在這種帶有平均有效指示壓力信號部件內(nèi)部的能量被分布到很廣的頻率范圍，下面是影響這種燃燒不穩(wěn)定性的循環(huán)部件：由于再回收的廢氣和過量的空氣導致混合氣體濃度降低，不合理的氣體燃油比會增加這種不穩(wěn)定性。點火提前：如果點火受阻于最大轉(zhuǎn)距時的最小點火提前角將增加這種不穩(wěn)定性。來自發(fā)動機操縱時的噪音，點火、廢氣回收、燃料。燃燒室的設計：較快的燃燒特性會降低這種不穩(wěn)定性。進排氣歧管的設計：燃

14、油的氣化不充分會導致這種不穩(wěn)定性。1.3.3整車的NVH影響任何發(fā)動機NVH問題分析必須在受發(fā)動機點火頻率扭轉(zhuǎn)力和不平衡力激勵和受燃燒不穩(wěn)定性激勵之間區(qū)分開來，燃燒不穩(wěn)定導致發(fā)動機扭轉(zhuǎn)部件的頻率比點火頻率低一些，而且它們可是周期性的也可以是非周期性的。通常由燃燒不平衡導致的整車NVH和操縱性問題就是怠速不穩(wěn)、節(jié)流閥振蕩、在1/2階次和一階次時低速共振。1.3.4同級別中最好的燃燒質(zhì)量建議針對BIC的發(fā)動機燃燒質(zhì)量目標應該通過整個IMEP在15kPa或更少的標準偏差范圍內(nèi)來確認，這個IMEP的標準偏差計算包括缸與缸之間和循環(huán)與循環(huán)之間對IMEP可變性的貢獻量，上述標準是一個總的指導，它基于在從怠

15、速到2000rpm時與NVH問題有關的燃燒的整車測試經(jīng)驗。當談到在一個很大的發(fā)動機速度和載荷范圍內(nèi)具有IMEP不穩(wěn)定性的缸對缸和循環(huán)對循環(huán)部件時，APEO的工作仍在繼續(xù)以確認更精密的燃燒質(zhì)量目標。1.4固有的發(fā)動機平衡與不平衡問題通常來自發(fā)動機的振動平順度和自由度可以通過它的固有不平衡性在一定程度上加以限制。在發(fā)動機里面一些往復運動的部件產(chǎn)生振動，加在這些本體發(fā)動機上的不同機構的度能夠降低這些振動，在一定程度上還要看發(fā)動機的運行平順性。這部分主要討論由不同發(fā)動機機構往復運動造成的內(nèi)部不平衡性和怎樣使這種不平衡性盡量減小。1.4.1單缸機往復運動的力發(fā)動機內(nèi)部的往復運動明顯不是以一種方式運行的，

16、滑塊從上止點先加速朝曲柄運行然后又慢慢停在下止點，然后又以相同的方式遠離曲柄運動。在發(fā)動機里面這種運動是由一個叫曲柄連桿機構控制的，這種機構不像滑塊或擋車軛那樣生成正弦曲線（參見圖1-7），曲柄連桿機構可以通過一種迅速集中帶有發(fā)動機階次和曲柄速度多樣性的系列來進行數(shù)學描述。第一階是曲柄速度，第二階是兩倍曲柄速度，第三階是三倍曲柄速度等等。已經(jīng)發(fā)現(xiàn)第一個2階次是最重要的，高階數(shù)量級較小可以忽略，因此，這種曲柄連桿機構的運動可以用第一個2階來進行數(shù)學近似，如圖8所示。這種曲柄連桿機構的運動導致往復運動件的加速運行，大量的這種部件就產(chǎn)生往復的力作用于活塞的中心線，如圖9所示。在發(fā)動機里面這種往復運動

17、的部件有活塞，活塞環(huán)，活塞鞘，還有活塞尾部的連桿。為了簡化下面的討論，這個活塞術語將用來指所有的相關部件。有記錄說第一階和第二階力可以通過減少活塞質(zhì)量和曲柄行程來降低，除此之外，第二階力可以通過增加連桿的長度來降低。1.4.2多缸機的往復運動影響在多缸機中每個活塞的力分別作用它們的中心線，然后進行矢量疊加。既然這些活塞的力不同軸，那就會產(chǎn)生力矩和力偶。因此，下面就有4個術語要注意：第一階力第一階力偶第二階力第二階力偶這四個力的矢量和對于每種發(fā)動機構造都會造成不同的聯(lián)系（4缸機，V6V型，直列V6，6缸，V8等等），附錄D中列出了從2缸機到12缸機34款發(fā)動機的第一階和第二階力與力偶的關系。1.

18、4.3第一階影響的控制除了6缸機和12缸機在上面已經(jīng)提到了，其他的發(fā)動機構造需要額外的方法來消除和降低這種往復運動力的影響。最簡單的一個方法就是曲軸平衡，然而這僅僅對于一階力和力偶有效果，既然只要與曲軸有關的部件運動都要以曲軸的速度運行（一階）。除此之外。而且，如果當這種往復力和力偶為常數(shù)及與曲軸以相同的方向旋轉(zhuǎn)時，曲軸平衡是唯一的有效方法。在附錄D中我們詳細介紹了90度V8發(fā)動機的這種用法。這兒，較為合適的平衡塊常常放置在第一和最后一個曲軸板相對的位置或者在飛輪和曲軸減震器上以產(chǎn)生一個反作用力消除第一階力偶。另外，平衡塊也可以放在曲軸板相對的位置以減少或消除在先前涉及到的軸承上離心力的影響。

19、1.4.6減少往復運動件的質(zhì)量正如前面提到的，二階不平衡力可以通過增加連桿長度或縮短活塞行程來減小，但是在活塞壓縮高度不減少的情況下想要改變連桿長度是很困難的。在設計新的活塞時，特別針對比較薄的活塞環(huán)或者是雙活塞環(huán)構造，可以降低壓縮高度以獲得較長的連桿。在確定沖程時應該首先考慮發(fā)動機整體包裝長度和高度。當然最佳降低發(fā)動機2階內(nèi)力的途徑就是減少往復運動件的重量。1984的CVH發(fā)動機每缸都有645g的往復運動件質(zhì)量，如果運用已有的技術如提高加工精度和材料替換運用等，減少25%的質(zhì)量是可行的。圖1-13就是一個例子，它顯示了面對作為替換作用的4缸機2階內(nèi)力工廠的狀況。對于將來的發(fā)動機設計，為了獲得

20、絕對的競爭優(yōu)勢，強烈建議這些力的大小應該比當今市面上的產(chǎn)品小15%以上。1.5發(fā)動機瞬時運作在瞬時運行工況下，發(fā)動機將產(chǎn)生一個瞬時扭矩，而這個扭矩可能會激勵一個動力總成或整車響應。例如，在節(jié)氣門位置一個突然的變化加上一個動力傳動系統(tǒng)的反向扭矩，就會產(chǎn)生沉悶的金屬聲和拖拽。見第7章。發(fā)動機扭矩的擾亂也可以被不正確的點火正時、排氣回收率、空燃比引起。在瞬態(tài)運行條件下，空燃比的錯誤主要是由兩個獨立的機構引起，它們是下述的歧管堵塞和混合氣冷凝。速度密度：系統(tǒng)用一個歧管絕對壓力傳感器和一個進氣溫度傳感器來控制歧管內(nèi)的密度，實際進入發(fā)動機內(nèi)的空氣量可以像轉(zhuǎn)速一樣被精確計算出來?？諝赓|(zhì)量:系統(tǒng)是用一個熱力風

21、速計或者是風向計來測量空氣流的，既然這個傳感器在節(jié)氣門附近，那么這個被測量的空氣流就直接進入歧管內(nèi)，而不必進入發(fā)動機內(nèi)部了。對于這個中心燃料噴射，燃料通常是送到節(jié)氣門附近的，如果歧管一旦被堵住，那么這個空氣質(zhì)量系統(tǒng)就不會產(chǎn)生空燃偏移，接下來由于沒有正確的信號接受到，這個速度密度燃油噴射系統(tǒng)就會產(chǎn)生傾斜的峰值。對于電噴，這個速度密度系統(tǒng)將會產(chǎn)生更多的統(tǒng)一的空燃比，而這個空氣質(zhì)量系統(tǒng)將會傾向產(chǎn)生一個更大的峰值。第二章動力總成的彎曲2.1問題描述發(fā)動機彎曲共振由于能放大整車振動和噪聲而備受NVH關注，大多數(shù)問題在200Hz以下都是以噪聲的形式表現(xiàn)出來盡管某些可觸摸的感覺也存在。除此以外，像后輪驅(qū)動車

22、如果在某些不平衡旋轉(zhuǎn)部件共振時操作就可能遇到過動力總成結(jié)構上的問題。對于6缸或以上的發(fā)動機最頻繁的問題就是扭矩的敏感性和一種叫做呻呤的動力總成彎曲共振模式。對于四缸機，主要的還是2階內(nèi)力的激勵，而這種呻呤要少于扭矩敏感度的影響。2.2全面討論結(jié)構或機械共振一般發(fā)生在這種頻率下，其結(jié)構剛度和內(nèi)部特性是在一種平衡的狀態(tài)下引起了較大的振動峰值。當結(jié)構被某一共振頻率激勵時，唯一的阻抗就是阻尼特性，但它的作用不大，振動結(jié)構的這種空間模型叫做“modeshape”。最下面的懸掛系統(tǒng)屬于減震系統(tǒng)，為了起到更好的隔振效果它們的頻率比結(jié)構模型的頻率應該低很多，這種隔振系統(tǒng)往往涉及到剛性體和結(jié)構模型的柔性體，這章

23、主要涉及到動力總成的柔性模式。在通常的應用中，彎曲就是一種長長的，苗條的物體變形，就像發(fā)生在弓箭上被拉回的弦一樣，而在工程術語中，當歐拉-貝努利橫梁理論假設成立，簡單的純彎曲就發(fā)生了，這個理論對于長的，苗條的物體當彎曲發(fā)生在簡單平面上時是有效的。對于這種特殊的條件，這個modeshape就可以在任何2維坐標中得到描述。在一定程度上，傳統(tǒng)的后輪驅(qū)動動力系統(tǒng)就已經(jīng)遇到了這個標準，產(chǎn)生了一個叫做第一次垂直彎曲模型的術語。然而，在其他的條件下，3坐標模型就涉及到彎曲，扭轉(zhuǎn)，及其他的變形形態(tài)。為了跟上歷史上的用法，這里的動力總成彎曲不僅僅指的彎曲，還包括其他所有的模式。在共振頻率下只要很小的激勵，動力總

24、成就會響應它的彎曲模態(tài)。像起動機或發(fā)動機附件這些次級系統(tǒng)的共振響應在遇到這個彎曲模態(tài)時就會在低頻和高頻產(chǎn)生彎曲響應。在頻率上接近的兩個模態(tài)產(chǎn)生的響應比單個的模態(tài)產(chǎn)生的響應對NVH有更惡化的影響，解決這個問題的較為仔細的程序就是做模態(tài)測試。2.3后輪驅(qū)動的動力總成彎曲后輪驅(qū)動動力總成結(jié)構是不連續(xù)的，以至于發(fā)動機，傳動軸，和軸套結(jié)合產(chǎn)生的共振以同步與不同步出現(xiàn)，一個典型的動力總成第一階模態(tài)顯示了這個節(jié)點，最后與動態(tài)系統(tǒng)相互作用的傳動軸是微不足道的。真正的設計標準就是系統(tǒng)的共振頻率就是第一階彎曲頻率，系統(tǒng)的共振頻率要低于單個部件的模態(tài)頻率。如果激勵足夠大，那么在第一階共振頻率下運行發(fā)動機就會產(chǎn)生嚴重

25、的部件壓力，那么像傳動軸引起的這種旋轉(zhuǎn)不平衡或偏心就需要特殊的控制，特別是當剛度不夠引起更大的速度偏心、系統(tǒng)共振峰值增加和載荷迅速累積。盡管部件可以設計以解決實際中不平衡或偏心問題，但是為了均勻的壓力而設計的鑄造工藝或消除應力集中還是需要的。其它的激勵包括所有的旋轉(zhuǎn)不平衡或偏心機構，萬向結(jié)，不平衡的發(fā)動機力和扭矩，發(fā)動機點火頻率扭矩反作用，和發(fā)動機附件有關的階次。其他的在共振條件下運行的結(jié)果還有如可觸摸的或可聽到的對乘客的擾動、支架或發(fā)動機附件的疲勞破壞和控制系統(tǒng)的破壞等。2.4前輪驅(qū)動的動力總成彎曲當今前輪驅(qū)動動力總成通常被設置成帶半軸的發(fā)動機本體，離合器和變速箱總成集合。在前輪驅(qū)動車上的發(fā)

26、動機、變速箱和軸的結(jié)構連接消除了鞘釘連接帶來的彼此相互作用的子系統(tǒng)，因為這個原因，前輪驅(qū)動的動力總成共振模態(tài)通常比后輪驅(qū)動的要高一些。除此之外，像與半軸有關的較短、較細的部件也得有較高的模態(tài)。然而，半軸設計用花鍵代替滾珠以防松和抗疲勞損壞還有阻止進入彎曲系統(tǒng)中的一些懸掛特性。前輪驅(qū)動的動力總成由于它們的結(jié)構緊湊、不對稱的外形通常產(chǎn)生不止一個彎曲的模態(tài)，這就是為什么在U-驅(qū)動結(jié)構中用一個分動箱將驅(qū)動橋安裝在發(fā)動機一側(cè)。一般后輪驅(qū)動車的振動模態(tài)由他的垂直加速度決定，而前輪驅(qū)動就不同，它需要現(xiàn)代模態(tài)分析技術通過分析及試驗來確定它的模態(tài)振型。在設計過程中模態(tài)分析是必需的部分，因為它可以確認動力傳動系統(tǒng)

27、的彎曲目標是否合理有效，如果有必要設計人員必須研究3維模態(tài)振型以確認需要改正優(yōu)化的部分，在圖2-2中顯示了前輪驅(qū)動的彎曲模態(tài)，動態(tài)分析更加加強了模態(tài)振型的視覺效果。2.5動力傳動系統(tǒng)彎曲設計注意事項動力轉(zhuǎn)動系統(tǒng)彎曲共振的基本設計目標就是讓最低的結(jié)構模態(tài)振型高于整車最高的頻率發(fā)生。一些特殊的需要在共同設計需求里面可以找得到，參考附錄E動力傳動系統(tǒng)彎曲與附件共振。設計需求還提供了測試結(jié)果修正以找出試驗結(jié)果與實際共振頻率的差異。除了試驗校正外，還應該對設計彎曲共振需求加上15%的頻率安全余量。擴大后出現(xiàn)高于或低于共振頻率的情況是由于響應峰值的寬度有限。對所有的動力傳動系統(tǒng)的彎曲模態(tài)覆蓋標準由實際NV

28、H目標決定，已經(jīng)發(fā)現(xiàn)在整車上并不是所有的彎曲模態(tài)都會產(chǎn)生NVH擾動，如果模態(tài)不是由很強的發(fā)動機力激勵產(chǎn)生或者模態(tài)處于整車低響應的節(jié)點上，那么它對用戶就可能不會產(chǎn)生較明顯的擾動。對于后輪驅(qū)動的4缸機車垂直彎曲模態(tài)大多會產(chǎn)生NVH問題，然而對于某些裝置U型驅(qū)動模態(tài)就可能不會是什么大問題。對于一輛正在生產(chǎn)中的整車，如果沒有特別明顯的NVH問題出現(xiàn)就沒有必要再增加它的響應模態(tài)頻率。但是，在當今的技術范圍內(nèi)我們還沒有辦法對一種新的整車或動力傳動系統(tǒng)作早期的判定是否某些特殊的模態(tài)會出現(xiàn)問題。因此，既然在沒有什么特殊的規(guī)定情況下，減少成本和重量比起結(jié)構的提高要容易得多，那么最謹慎的方法就是在每個case中都

29、達到我們預期的設計目標。下面是達到這些要求的實際經(jīng)驗。2.5.1加強筋對動力總成結(jié)構，加強筋是獲得高硬度值的一種方法，而且還可以減少重量和成本。保持兩個螺栓連接面的連續(xù)性的最大連續(xù)加強筋長度應該用到，加強筋應該沿著模態(tài)變形最大值區(qū)域和彎曲模態(tài)振型全息成像下邊沿正確的角度布置。發(fā)動機加強筋應該和附件匹配的凸臺混合在一起以提供剛性連接點，在許多情況下，發(fā)動機的加強筋應該延伸到鑄件上以增加材料單位質(zhì)量的組合性能。加強筋和斷面的增加還可以使鑄件在加工過程中穩(wěn)定和減少廢料。2.5.2深裙式缸體在曲軸中心線下部拓展發(fā)動機缸體會增加與變速箱連接螺栓的跨度，較低的耳朵應該盡可能與油底殼上表面一樣高，水平跨度應

30、該與飛輪殼的寬度一致。較低的耳朵應該固定在油底殼連接螺栓中心線外側(cè)而且在缸體上以較好的角度張開。一個深裙式缸體油底殼的結(jié)構變化對它本身的結(jié)構剛度沒什么影響，但是可以通過較好的鑄造工藝來提高。2.5.3油底殼的結(jié)構連接發(fā)動機和變速箱的螺栓跨度可以隨著油底殼的結(jié)構改變而增加，這個改變就是在曲柄中心線下面提供一個夾緊力，然而這就要求油底殼與發(fā)動機之間的密封條密封作用相當好。2.5.4缸體的后面用最大可能的螺栓模式和加強筋可以在缸體中的螺栓孔提供一個統(tǒng)一的壓力場，為了加強變速箱連接螺栓的安裝這種加強筋一定不可去掉，而且連接螺栓應該從變速箱一側(cè)安裝在缸體的后面，還應該加厚法蘭盤以防止局部變形。2.5.5

31、起動機起動機應該用螺栓安裝在曲柄中心線以上的缸提上，因為那兒的發(fā)動機和變速箱的相對運動較小，起動機應該有支撐體支撐而且還應該固定在缸體上，如果起動機必須懸空，那么就得有一個剛性支架將起動機的電刷尾端一起固定在缸體上，電機仍然該安裝在缸體上以提供對變速箱的安裝強度。2.5.6變矩器離合器殼這個殼必須和變速箱殼一起鑄造以防止其模態(tài)振型的不一致，設計時應該盡可能設計成圓錐形。控制后輪驅(qū)動發(fā)動機彎曲較合理的動力轉(zhuǎn)動系統(tǒng)包括一個短的、剛性的延展轉(zhuǎn)換器，一個匹配的萬向結(jié)，一個較輕的、剛性的傳動軸。這些標準已經(jīng)用兩條帶有一個中心軸承的傳動系統(tǒng)實現(xiàn)，所有的縱向滑動都可以在這個中心軸承中實現(xiàn)。系統(tǒng)通常將這個轉(zhuǎn)換

32、器的尾段移到靠近一階和二階模態(tài)的節(jié)點上。由于這兩根軸短而且硬度高，質(zhì)量較小、旋轉(zhuǎn)不平衡較小因此可以降低一階不平衡力，彎曲系統(tǒng)的柔性質(zhì)量被降低了因此增加了共振頻率。但是，這些優(yōu)點全是建立在其他NVH問題繼續(xù)存在和遠遠高于一條傳動系統(tǒng)成本的基礎上，現(xiàn)在的一些較輕的材料可以作為這個雙傳動軸的代替品。2.6實驗分析過程2.6.1模態(tài)分析試驗發(fā)動機彎曲是與高頻振動有關的需要當代最好的模態(tài)分析設備、軟件、及試驗流程。像上面提到的，像發(fā)動機附件這樣在我們感興趣的頻率范圍產(chǎn)生共振，就必須包括在模態(tài)振型決定因素里面，像鑄件這樣的基本結(jié)構的響應必須被確定，響應的數(shù)量和分布應該遵循下面的論述：能從局部變形區(qū)分基本行

33、為、識別控制彈性區(qū)間、消除最小節(jié)點響應區(qū)。測試時自由狀態(tài)、固定設備和整車的邊界條件是系統(tǒng)錯誤的根源，剛性支撐不能用來代替隔振和柔性裝置如懸掛。系統(tǒng)中，在卸載或不旋轉(zhuǎn)條件下，當傳遞扭矩但非線性清除響應時滑動連接表示了一種靜態(tài)摩擦特性，在加入懸掛質(zhì)量到前輪驅(qū)動車發(fā)動機測試時這種滑動的阻力就被發(fā)現(xiàn)了，在實驗室人工的加上一些約束到后輪驅(qū)動發(fā)動機的滑動叉可以得到較高的頻率。2.6.2發(fā)動機遷移率測試后輪驅(qū)動發(fā)動機的彎曲共振基本被它們的發(fā)動機本體、變速箱、離合器、傳動軸支配，當兩個部件的連接點上的遷移率統(tǒng)一而且信號相反，這個聯(lián)合系統(tǒng)就發(fā)生共振，遷移率曲線已經(jīng)被用來檢查傳動軸、動力總成變化對系統(tǒng)性能的影響。

34、自然的傳動軸的滑動叉被安裝在變速箱里面作為萬向結(jié)十字軸的響應測試裝置，上面提到的邊界條件和力要小心的使用。懸空的滑動叉因為有很大影響必須設置一定的尺寸，在沒有過約束和滑動表面時清除除去。為了獲得被一個不完整花鍵帶動的旋轉(zhuǎn)叉運動真實情況，方法就是在空間90度范圍內(nèi)用兩個薄片將這個叉以某一個角度鍥入這個襯套里面。傳動軸的遷移率曲線可以通過測試或計算機程序獲得，因為一些原因待確定，所以這個流程的預期目標要比實際的整車路試結(jié)果要高7Hz左右。2.6.3噪聲源識別近場噪聲強度的測試可以用來確定高振動幅值的位置，這個位置可能還會是空氣噪聲的來源，被懷疑的區(qū)域應該通過測試手段來確認噪聲輻射是否很強，加強筋在

35、一定范圍內(nèi)可以使局部的噪聲降低。第三章發(fā)動機附件匹配問題3.1總論發(fā)動機附件通常被定義為用皮帶帶動的不是主要發(fā)動機結(jié)構的部件，例如：發(fā)電機，動力轉(zhuǎn)向泵，空壓機，柴油機的空氣泵和真空泵，起動機是一個特殊的部件。這些部件將會按照它們自己的共振頻率振動，還會放大不同發(fā)動機和附件產(chǎn)生的振動。為了減小來自這些附件的振動,他們的設計共振頻率必須高于被發(fā)動機和附件激勵產(chǎn)生的主頻。3.2在設計目標中的最小共振頻率附件的設計必須在流程早期就開始以便留出時間在遺留下來的發(fā)動機上改動，而且消除在新的發(fā)動機上再做什么無畏的改動，為了保證運行發(fā)動機時的有效性，用動態(tài)模態(tài)測試可以先測量附件的共振頻率，測試細節(jié)見發(fā)動機測試

36、程序。設計的目標頻率應該是被發(fā)動機或其中任何一個附件激勵出來的最高頻率加上15%的安全余量，圖3-1就表示了配2.5L-HSC4缸發(fā)動機DN-5整車的設計目標頻率全過程，這個目標定在310Hz是發(fā)電機在2。8：1的傳動比時的振動頻率。如果僅僅只有2階次的振動被認為是主要的，那么這個頻率就會低一些，大約225Hz左右。那么這個發(fā)電機的振動在4150到5800rpm時就非常明顯。通過選擇310Hz作為目標，那么無論時發(fā)動機本身還是發(fā)電機本體產(chǎn)生的共振都會在5800rpm以上。3.3計算設計目標頻率3.3.1不平衡的發(fā)動機對于許多內(nèi)部不平衡的發(fā)動機2階次的振動是非常嚴重的，那么被這個發(fā)動機振動最高的

37、階次激起的頻率是：f=rpm/60XorderX1.15為了統(tǒng)一的設計需要發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)速在附錄E中已經(jīng)被定義，最高的不平衡階次見圖3-2。3.3.2平衡的發(fā)動機對于一階次和二階次都平衡的發(fā)動機，如：6缸或8缸，基于設計的經(jīng)驗，附件的設計頻率必須高于200Hz，這是為了控制被點火頻率激起的moan呼嘯聲。3.3.5動力轉(zhuǎn)向泵這種C-II型的動力轉(zhuǎn)向泵在一個帶有2個葉片的腔內(nèi)有10個刮片，這就導致了第20階的轉(zhuǎn)向泵附加頻率，這個被20階激勵的振動不時很強而且常常用來作為水管的出口，動力轉(zhuǎn)向泵的激勵因此沒有出現(xiàn)在目標頻率設計計算中。3.3.6空氣泵這個被空氣泵激勵的振動也不是很劇烈，而且通常用來作

38、為空氣噪聲的出口，空氣泵的激勵因此也沒有出現(xiàn)在計算公式中。3.4附件匹配問題設計注意：下述的指導建議獲得高頻的裝備。3.4.1附件直接安裝直接安裝不用支架是非常有效的結(jié)構，發(fā)電機，所有發(fā)動機的必需品，建議采用這種方式安裝，如果是水冷式發(fā)電機，那么風扇的噪聲就可以消除了。3.4.2相切安裝凸臺就像那個新的FS-6壓縮機一樣，見圖3-4，通過附件和發(fā)動機的直接連接將增加這個安裝部件的剛性。3.4.3懸臂安裝一般應該避免這種安裝方式，附加物應該在附件的前和后，或者上和下，對于非要用懸臂安裝的附件，建議用較寬的螺釘跨度將其盡可能的靠近發(fā)動機固定。3.4.5進氣歧管和管頭進氣歧管應有充足數(shù)量和尺寸的螺栓

39、保證附件的安裝到位，如果這都保證不了，那么較長的支架就必須安裝在缸體上，進氣歧管和管頭被視為發(fā)動機的一部分是為了適合發(fā)動機彎曲的需要。3.4.6支架彎曲通過在發(fā)動機和附件安裝表面設計多種的、直線的載荷路徑可以避免支架的彎曲，在圖3-5種就表示了設計較好與不好的支架。3.4.7發(fā)動機安裝結(jié)構發(fā)動機結(jié)構安裝處應該用加強筋加強，而且要隔開，立柱或靠近立柱安裝的較弱的鉸鏈點應該避免。第四章動力傳動系統(tǒng)激勵的boom音/粗糙度4.1問題描述在乘客車廂里面的感受到的動力傳動系統(tǒng)的聲音和振動是由傳動系統(tǒng)低階次旋轉(zhuǎn)激勵而成的。經(jīng)驗得知它們大多發(fā)生在75Hz以下，包括30-75的可聽到的和0-75Hz可觸到的感

40、覺，后輪驅(qū)動的車用一根傳動軸給變速箱動力但是容易受質(zhì)量不平衡、軸的小齒輪失效、不統(tǒng)一的運動連接點激勵的影響。前輪驅(qū)動車可觸到的響應主要是由于較大的半軸不連續(xù)速度接點的工作角度產(chǎn)生的。4.2激勵源傳動系統(tǒng)的激勵源可以按照它們工作時的階次分，最重要的還是一階和二階。4.2.1一階傳動系統(tǒng)的激勵一階激勵通常來自于傳動軸與相應法蘭盤的質(zhì)量不平衡和車軸小齒輪的牙距錯誤，連桿不直，總的激勵是這些激勵的矢量和。1、為了結(jié)構的整體性，傳動軸設計時應注意在最大轉(zhuǎn)速時它的彎曲度較小，這就必須將軸向質(zhì)量不平衡帶來的前后聯(lián)軸器殘余問題考慮在內(nèi)。盡管經(jīng)驗顯示目前大多數(shù)一階激勵來自傳動軸后部位置，但是我們不應該局限在此，

41、尤其設計到雙傳動軸與非獨立懸架系統(tǒng)，總的來說，這里講的質(zhì)量不平衡會帶來一個隨轉(zhuǎn)速增加的力。2、一階車軸齒輪的跳動也是一個主要的激勵源，在生產(chǎn)加工過程中的熱處理、研磨和軸承徑向精加工，一種叫偏心率的現(xiàn)象就被引入造成齒輪牙齒不同的幾何中心線，在齒輪和軸旋轉(zhuǎn)時這種錯誤就會產(chǎn)生一個瞬時的速度變化，像凸輪一樣每轉(zhuǎn)都會產(chǎn)生一個持續(xù)的位移超差。4.2.2二階次激勵由于成本和包裝的原因，CARDON和HOOKE萬向節(jié)廣泛應用于汽車的傳動系統(tǒng)，當它的工作角度大于零時，這種非連續(xù)轉(zhuǎn)速的萬向節(jié)就會產(chǎn)生二階次轉(zhuǎn)速的不平衡。4.4傳動系統(tǒng)運轉(zhuǎn)不平衡設計注意事項4.4.1單傳動軸與雙傳動軸：總的來說，雙傳動軸有這種減少傳

42、動軸本身質(zhì)量和降低不平衡性及增加彎曲頻率的優(yōu)勢。這種優(yōu)勢可以用來補償短軸萬向節(jié)角度大而引起的二階次問題，除此之外，由于結(jié)構需要中心軸承支架應靠近底板對稱中心，根據(jù)北美整車及傳動軸經(jīng)驗，我們認為傳動軸運轉(zhuǎn)不平衡主要還是發(fā)生在單傳動軸上。這種設想需要后懸架在滿載時提供靜態(tài)萬向角度，車輪運行工況，以及大量的加工制造規(guī)范必須得到證實。在歐洲是不允許用單傳動軸的，因為對于4缸機來說在高轉(zhuǎn)速時，單傳動軸會降低傳動系統(tǒng)的彎曲頻率，會在二階次產(chǎn)生BOOM聲。4.4.2傳動軸中萬向節(jié)角度：總的來說，設計小角度的萬向節(jié)，使用成本和重量都適合的單CARDON萬向節(jié)是值得的，一個整體設計需求應該考慮這兩個角度和任何一

43、個萬向節(jié)角度的最大值不同，傳動軸萬向節(jié)角度的前后相位通常被定住，以至于在連接套管上的二階次激勵也沒有了，考慮到前面提到的慣性扭矩問題，強烈建議CARDON萬向節(jié)不應在大于3度的條件下工作，整個角加速度應小于疲勞壽命需求300rad/s*s，如果這些條件不能滿足的話，強烈建議改換雙CARDON萬向節(jié)的傳動軸或等速萬向節(jié)傳動軸。4.4.3柔性聯(lián)軸器：一個單CARDON萬向節(jié)的代替品就是一個彈性連接的萬向節(jié)，柔性聯(lián)軸器可以提供非等速萬向運動且萬向角度小與2度，柔性連接可以提供彈性吸收各個方向的沖擊，這種具有低沖擊高阻尼的傳動方式可以大大增加傳動部件的服務壽命和減少傳動不平衡。通常柔性連接裝置利用一個

44、相對簡單的多邊形構成，這個多邊形由裝著硫化橡膠的襯套構成。其他的設計通常采用橡膠包線帶著一個相鄰的彈性材料的連接襯套，所有這些設計都運用非金屬材料連接而且對提高整車的NVH有很大的幫助。4.4.4小齒輪角度控制：通常在低載荷和扭矩情況下設計較小的二次萬向節(jié)激勵還是比較容易的，但是當載荷和扭矩增加時，問題就出來了。因為后部懸掛參數(shù)較大的萬向節(jié)角度可以改變，而且能控制小齒輪角度變化。這個懸架可以提供有效的回轉(zhuǎn)振動率（簧下質(zhì)量繞Y軸轉(zhuǎn)動）來承受傳動軸扭轉(zhuǎn)的最大值，不會造成小齒輪角度變化過大，也可以保持后等速萬向節(jié)角度不會發(fā)生跳動，EAO已經(jīng)確立了一種后軸回轉(zhuǎn)振動的規(guī)范并廣泛應用，5度30分為傳動軸的

45、角度，2度為獨立式后懸架角度，滿足這些條件的扭矩臂懸架已經(jīng)顯示出良好的低傳動系激勵靈敏度，懸架利用帶有短跨距要求剛性襯套的短控制連接控制齒輪跨距，但這些剛性襯套可能不會有太大的隔振效果，整車NVH水平可以在優(yōu)化萬向節(jié)工作角度同時得到提高。4.5傳動系統(tǒng)不平衡加工注意事項：為了獲得較好的傳動水平，一下加工注意事項應考慮，下面給出的是基于實際觀測到的整車傳動情況下的建議統(tǒng)計規(guī)范，在整車測試和主觀評價允許下，這些規(guī)范可以適當放松，如果NVH問題恰恰是和提到的部件有關，那么相應的設計更改就是必要的。4.5.1傳動軸質(zhì)量不平衡質(zhì)量不平衡可以在兩端減少來保持平衡，對于傳統(tǒng)的剛性傳動軸，減少0.3Kg.mm

46、就可以了，對于較輕的材料可以適當降低這個值，必須注意的是在運輸和裝配過程中我們應保持平衡狀態(tài)。4.5.2軸向間隙UJEP（萬向節(jié)軸向間隙）會增加傳動不平衡性，除了會造成離心力的不確定因素，還和CFRO有同樣的影響，因為這個原因，它不能被點標示而且不能分度其他的部件，同時萬向節(jié)將非常松弛而達不到旋轉(zhuǎn)扭矩的要求，不均勻的旋轉(zhuǎn)扭矩將會產(chǎn)生傳動不平衡性。4.5.3焊接撥叉相位傳動軸的焊接撥叉相位相當重要，因為它會影響萬向節(jié)的二節(jié)次激勵，相位誤差控制在3度以內(nèi)。4.5.4復合式結(jié)合法蘭的跳動包括小齒輪在內(nèi)的單個部件花鍵配合規(guī)范應該保證復合式結(jié)合法蘭的裝配應控制在0.12mm以內(nèi)，這就相當于在傳動軸和法蘭

47、盤質(zhì)量為5kg時的0.3kg.mm的不平衡度。4.5.5小齒輪牙距錯誤在軸內(nèi)小齒輪的偏心量被視為節(jié)線跳動，在測量PLRO（節(jié)線跳動）時，不同的測試技術會得出不同的答案，一種測量徑向距離的球形計量器被用來測量轉(zhuǎn)過2個牙齒時球下降的距離，通過測量部分或所有配對的牙齒，一種代表PLRO（節(jié)線跳動）的偏差范圍就出來了，這種測量技術的一個缺陷就是這個計量器不能測量轉(zhuǎn)動與側(cè)滑的綜合影響，既然牙齒的傳動和滑動面是用來分開準雙曲面齒輪的運行，那么這個球形計量器就不可能將每個牙齒都精確的測量。一個較好的方法就是測量單側(cè)面的位置誤差，這兒可用一個指示器從旋轉(zhuǎn)軸或安裝面以一定的距離指示牙齒的基準面。用一個帶指針的裝

48、置旋轉(zhuǎn)小齒輪一個理論齒距，然后重復測量。每次從指示位置讀出的值就是誤差大小的數(shù)值，定義第一個讀數(shù)為0，讀出總的測量值并得到一個范圍就作為PLRO（節(jié)線跳動）的誤差值，基于這種測量，PLRO值應保持在80mm以內(nèi)。第五章齒輪噪聲5.1問題描述齒輪噪聲是一種對來自齒輪組產(chǎn)生的傳動角度旋轉(zhuǎn)變化的響應，這種噪聲是齒輪、軸承、軸和傳動系統(tǒng)機座相互作用的結(jié)果，這種激勵源來自齒輪嚙合時的嚙合處，接下來就是動力總稱的振動通過不同的連接傳到車身，來自齒輪的空氣聲通常占有第二重要的位置。齒輪聲通常表現(xiàn)為嗚嗚的叫聲，發(fā)生在2001800Hz這一范圍內(nèi)。與其他的NVH擾動相比，涉及到絕對激勵和響應水平時，齒輪噪聲還是

49、比較低的，比起發(fā)動機95dB(L)和傳動系統(tǒng)的激勵聲，齒輪噪聲對車內(nèi)的貢獻水平也只有55dB(L)，在振幅上差不多是100：1的差異，同樣高精度要求的齒輪尺寸在整車部件設計上還是相當重要的。5.2術語解釋當然齒輪設計的整體方法大大超過了本手冊的范圍，然而，術語應用的討論對理解噪聲產(chǎn)生的機械和設計機理及降低噪聲還是非常重要的。帶有平行軸的齒輪通常被叫著正齒輪或斜齒輪，他們也可以被當著時分度錐變成圓柱且頂點在無窮遠處的錐齒輪的特例，準雙曲面齒輪可以被視為軸偏移后的錐齒輪。前輪驅(qū)動的斜齒輪通常被用著速比齒輪和最終驅(qū)動，后輪驅(qū)動的車正齒輪和斜齒輪有同樣的用處，準雙曲面齒輪被用著最終驅(qū)動。5.2.1齒距

50、：齒輪上牙齒間的距離，好的齒距齒輪有很多細小的齒，而粗糙的齒距只有很少的幾個大齒，經(jīng)驗發(fā)現(xiàn)齒輪牙齒的剛度與齒距沒有關聯(lián)。5.2.2齒距圓：指的一個齒輪有效的工作圓，（當一對齒輪用兩個同樣大小的圓盤代替時，這兩個圓盤可以在齒輪箱里通過摩擦傳遞相同的運動），但準雙曲面齒輪沒有真正的齒距圓，它在牙齒處會發(fā)生滑動和翻滾，因此不能用一個圓盤來代替。5.2.3傳動誤差：指的是輸出齒輪的實際位置和理想位置之間的差異，通常用角位移來表示也可以用齒距點的線性位移來表示，傳動誤差是主要的齒輪噪聲激勵且隨載荷改變而改變。5.3.3安裝差異齒輪必須精確的安裝到齒輪箱里以便可以按照設計意圖讓它們嚙合，如果旋轉(zhuǎn)軸錯位或歪

51、斜，那么相應的齒輪更改就必須防止錯誤的邊接觸發(fā)生，這種更改可以有效的降低運行時的接觸率而提高噪聲水平。5.3.4載荷偏差理論上，齒輪噪聲也會因牙齒的剛度不同而產(chǎn)生，當一對齒輪相互作用時，分配到牙齒上的載荷增加會引起剛度的增加，相反，當一對牙齒脫離時，分配載荷和剛度就會降低，這種在恒定載荷下剛度的變化會造成齒輪在嚙合頻率下發(fā)生振動，從而產(chǎn)生噪聲。盡管剛度變化引起噪聲已經(jīng)在非汽車領域得到認識，但是在現(xiàn)有的設計中它還未得到重視，主要原因就是汽車動力總成齒輪通常設計承受較大載荷，包括瞬時傳遞扭矩的增加，然而齒輪噪聲大多與較輕載荷有關，例如低速的時候。如果剛度變化相當明顯，則齒輪噪聲在高載荷時就會傾向消

52、失，所以齒輪噪聲不算什么。然而齒輪噪聲會隨載荷變化而變化，經(jīng)驗顯示齒輪牙齒在系統(tǒng)中屬于非常剛性的零件，因此偏斜常常發(fā)生在支撐軸承和軸承座上，既然剛度是連續(xù)的，則齒輪安裝偏斜就不會直接產(chǎn)生振動，但的確會從接觸不足和低效率的軸接觸率上產(chǎn)生噪聲。5.4齒輪噪聲的響應模式齒輪噪聲在一定共振響應頻率上比其他響應更嚴重，擾動的高頻特性非常明顯，使得要想設計無響應的傳動系統(tǒng)就不切實際的，動力總成彎曲的剛度要求和齒輪安裝偏斜都必須注意，對于后軸噪聲，更好的控制方法就是隔振和加阻尼，例如，一個傳動軸被發(fā)現(xiàn)在500800Hz正在輻射噪聲，那么加阻尼比剛度更改更有效一些，然而，對于變速箱里的齒輪噪聲，加阻尼就不是一

53、個可行的方法?？刂讫X輪噪聲最有用的方法就是隔振措施的有效利用。所有的整車與動力總成的連接，例如操縱連桿和拉線，發(fā)動機變速箱懸置，軸和懸架的安裝點等等都是噪聲路徑需要加以隔振控制，如果隔振和加阻尼還不能滿足后軸齒輪噪聲的要求，那么調(diào)諧吸振器就該考慮了。5.5.1安裝要求齒輪剛度要求應滿足齒輪基座在滿載時仍保持同樣的相對位置，這是對于噪聲控制最重要的設計考慮依據(jù)，因為其他的因素可以在設計優(yōu)化和加工過程中得到解決。螺旋升角螺旋角的增加會導致較高的接觸面和軸接觸率，但不會造成牙齒的強度不夠和連接推力的增加。5.5.3追逐齒齒輪全追逐齒齒輪組每個齒輪的牙齒數(shù)量彼此都沒有相同的倍增關系，當在這種情況下，一

54、個齒輪的每個牙齒在遇到另一個齒輪的同一個牙齒前一秒都會與其他牙齒全部嚙合完。既然更多統(tǒng)一的研磨現(xiàn)象會發(fā)生，那么追逐齒對研磨齒輪還是有必要的，（研磨是用一種研磨混合物與齒輪一起運行的精加工方式），全追逐齒不必裝在同樣的指示位置，當他們研磨好后，整體傳動比與非追逐齒齒輪有關。5.5.4漸遠運動一對齒輪牙齒嚙合時至少留一個牙齒的空間，漸近就是首先讓這對牙齒保持嚙合，直到嚙合對正節(jié)圓上兩個齒輪的中心，漸遠就是讓這個中心延伸到兩個牙齒分開那一點，齒輪設計時理論上應考慮漸近比漸遠短一些，漸遠到漸近運動比應在1.2到1.5左右。5.5.5傳動分配變速箱的齒輪傳動分配應該讓它自身運行穩(wěn)定安靜，通常在同樣環(huán)境下

55、汽車上用的復合行星齒輪就比兩個單行星輪噪聲大，齒輪嚙合頻率在不同的行星階段應不一樣，活動行星組在任何變形階段的數(shù)量都應保持在最小值，尤其是在二級齒輪和過傳動齒輪里面。改善的噪聲特征可以從最終傳動最小嚙合齒輪數(shù)量中獲得，惰輪的用處時提供其他的齒輪嚙合，且是一個潛在的噪聲源。第六章變速箱里的翻滾聲和齒輪卡嗒聲6.1問題描述變速箱翻滾聲和卡嗒聲在裝分開式變速箱和軸的整車或結(jié)合式傳動軸的整車上都會發(fā)生，所以，本章提到的變速箱若沒有特別說明都指以上兩種情況。由于自動變速箱已經(jīng)用一個扭矩轉(zhuǎn)換器減弱了發(fā)動機和變速箱的扭矩，所以對于手動變速箱這個噪聲問題更加明顯。然而，隨著分開式扭矩的到來和變矩式的消失，自動

56、變速箱又有產(chǎn)生翻滾噪聲和齒輪卡嗒聲的可能。6.1.1翻滾噪聲空檔翻滾噪聲指的是發(fā)動機怠速空檔離合器嚙合上時的狀況，問題就發(fā)生在分開式扭矩變速箱車在怠速下行駛或空檔下怠速狀況，噪聲表現(xiàn)為卡嗒聲且在高溫天氣車外容易發(fā)現(xiàn)。不僅僅這聲音容易聽到，而且容易被誤認為是變速箱損壞而發(fā)出的尖叫。6.1.2齒輪卡嗒聲卡嗒聲發(fā)生在前進或滑行時的前進裝置里，它常發(fā)生在發(fā)動機低轉(zhuǎn)速時的高速檔，除此之外，齒輪卡嗒聲尖叫通常發(fā)生在車子在一檔起動時，這就是起動卡嗒聲，齒輪噪聲在高溫下更加明顯。6.2激勵源變速箱齒輪組是經(jīng)常嚙合的，即使在發(fā)動機連接未承受載荷時也是如此，每個主動齒輪單元都從屬于由點火脈沖，燃燒不穩(wěn)定，及不平衡內(nèi)力造成的旋轉(zhuǎn)波動。因為非承載從動齒輪有慣性，所以它們在主動齒輪減速造成牙齒分開期間會保持這個力矩，最后當這些牙齒再回來時一個沖擊擾動就產(chǎn)生了。這種重復的擾動發(fā)生會反饋振動能量到變速箱結(jié)構中，而最終到達用戶的就是卡嗒聲和翻滾噪聲了。6.3控制要素這里有四個區(qū)域可以用來控制并降低卡嗒聲和翻滾噪聲降低發(fā)動機激勵源。將變速箱和發(fā)動機隔離，這通常由離合器或扭矩變換器阻尼調(diào)整來完成。降低變速箱對激勵源的敏感程度。阻斷卡嗒聲進入車內(nèi)的傳遞路徑。第七章節(jié)氣門開閉聲音7、1問題描述Clunk和Shuf