齒形對汽車同步帶傳動噪聲的影響規(guī)律研究

陳思思，徐廣晨

(營口理工學院 機械與動力工程學院， 遼寧 營口 115014)

汽車同步帶為嚙合型帶，因具有傳動比精確、結構緊湊、對軸作用力小、耐磨性好等優(yōu)點，被廣泛應用于汽車發(fā)動機正時傳動系統(tǒng)[1]。目前根據(jù)國標《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用于不同正時傳動系統(tǒng)中。隨著對發(fā)動機正時傳動系統(tǒng)的降噪減振要求越來越高，故正時傳動系統(tǒng)中合理地選擇同步帶的齒形顯得尤為重要。目前國內(nèi)外學者針對同步帶傳動噪聲方面進行大量研究[3-5]。Zhang等[6]進行了YU型同步帶的帶寬變化對傳動噪聲影響的試驗研究，結果表明帶寬越大時，增加嚙合沖擊激勵及空氣流量，傳動噪聲越大。Chen等[7-8]針對同步帶傳動噪聲產(chǎn)生機理，建立了傳動摩擦噪聲和嚙合沖擊的數(shù)學模型。郭建華等[9]通過實驗對比研究了帶輪的轉速、張緊力對直齒和人字齒傳動噪聲的影響。

目前國內(nèi)外針對同步帶選型方面的研究較少，無法在正時傳動系統(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象，首先建立同步帶兩輪傳動的噪聲模型，進行振動與聲學仿真分析[10]；然后基于聲陣列測量原理[11-13]，搭建帶傳動的噪聲試驗平臺，獲取噪聲分布云圖和幅頻特性曲線。最后進行仿真與試驗結果對比分析，獲得同步帶齒形對傳動噪聲的影響規(guī)律。

1 齒形對噪聲影響分析

汽車同步帶傳動噪聲包括同步帶的橫向振動噪聲、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噪聲等[14]，其中同步帶的橫向振動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型同步帶齒形結構如圖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同步帶齒形結構圖

表1 ZA型同步帶尺寸 mm

圖2 RU同步帶齒形結構圖

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、從動輪的嚙合點處，其大小與嚙合頻率有關[15]。嚙合頻率f與主動輪轉速成正比，轉速越高，產(chǎn)生的嚙合沖擊噪聲越大。

(1)

式中：n為主動輪轉速；Z為主動輪齒數(shù)。

1.3 橫向振動噪聲

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

圖3 橫向振動示意圖

當帶齒嚙合時的沖擊振動與帶的橫向振動出現(xiàn)共振時，會產(chǎn)生尖銳的噪聲。帶的橫向振動固有頻率為[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。故二者橫向振動固有頻率不同。

2 噪聲仿真分析

為了獲得同步帶的齒形對傳動噪聲的影響規(guī)律，首先通過對同步帶傳動系統(tǒng)進行模態(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，對同步帶傳動系統(tǒng)進行頻響分析；最后以頻響結果為聲學仿真的邊界條件，進行同步帶兩輪傳動的聲學仿真分析，獲得場點的噪聲分布云圖和頻響曲線[17]。

2.1 振動仿真分析

2.1.1模態(tài)分析

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

F=bs×29-100

(3)

式中bs為帶寬(mm)。施加F=450 N的張緊力進行預應力模態(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頻率響應分析

基于同步帶傳動系統(tǒng)的模態(tài)計算，進行頻率響應分析。設置采樣頻率范圍為0～500 Hz；采樣步長為10 Hz，得到ZA和RU型同步帶橫向振動頻率響應曲線如圖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；這是由于激勵與帶的橫向振動發(fā)生共振產(chǎn)生橫向振動噪聲，且RU型同步帶橫向振幅要明顯大于ZA型。

2.2 聲學仿真分析

聲學分析是利用聲學仿真軟件，以振動激勵分析獲得的頻響結果為聲學邊界元條件，對同步帶進行噪聲預測分析[18]。

圖5 2種同步帶頻率響曲線

2.2.1邊界元模型

在進行聲學分析時，對于一次單元，邊界元網(wǎng)格的最大尺寸應不超過計算的最高頻率波長的1/6。設某一單元的長度為L，聲波的傳播速度為c，則該單元的尺寸為[19]：

(3)

式中：fmax為計算的最高頻率。

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

圖6 場點位置分布圖

2.2.2聲學仿真

通過仿真得到的ZA和RU型同步帶場點噪聲曲線分別如圖7、8所示。由圖可知，2種齒形同步帶3個場點的聲壓級與激勵頻率變化規(guī)律大體相同。在非共振區(qū)，噪聲幅值隨激勵頻率的增加而增加，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型同步帶傳動噪聲在頻率67、191、387 Hz處出現(xiàn)突然增加，RU型同步帶傳動噪聲在頻率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。

圖7 ZA型同步帶場點噪聲隨激勵頻率變化曲線

圖8 RU型同步帶場點噪聲隨激勵頻率變化曲線

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，這是由于激勵與同步帶的橫向振動耦合，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 試驗驗證

3.1 試驗裝置

為了驗證仿真分析結果的有效性，建立了基于聲陣列測量原理的同步帶傳動噪聲試驗臺進行噪聲源識別。試驗臺由電動機、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，聲壓級范圍為0～144 dB。

圖11 噪聲試驗臺

圖12 聲陣列試驗裝置

3.2 試驗結果

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

試驗得到的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：當轉速分別為1 150、1 850 r/min時，ZA和RU型同步帶傳動噪聲陡增，此時噪聲主要集中在帶跨度中部，以共振噪聲為主，這是由于激勵與同步帶的橫向振動耦合產(chǎn)生共振噪聲導致。

圖13 2種同步帶噪聲隨轉速影響規(guī)律圖

圖14 轉速為1 150 r/min時ZA型同步帶聲壓云圖

圖15 轉速為1 850 r/min時RU型同步帶聲壓云圖

3.3 試驗與仿真對比

試驗與仿真得到的2種齒形同步帶在場點1處的噪聲頻率變化對比如圖16、17所示。由圖可知，試驗與仿真結果大體相同，噪聲幅值隨激勵頻率的增加而增大。試驗與仿真獲得的噪聲幅值誤差約為4 dB，這是因為在仿真中忽略了帶輪的徑向安裝誤差。

圖16 ZA型同步帶噪聲試驗與仿真曲線

圖17 RU型同步帶噪聲試驗與仿真曲線

4 結論

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

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

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

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