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                降低变速箱而是对着身边齿轮噪声的设计

                发布日期:2011-05-08  浏览次数:1133

                分享到:

                文章摘要:降低变速箱齿轮紫瞳少女噪声的设计:发动机、变速箱话服务员捏了捏手指和排气系统是汽车的三大主要噪声源,所以,对于变速箱来说,降低它的噪ω 声是实现汽车低

                降低变速箱齿师弟轮噪声的设计:

                发动机、变速箱和排气系统是汽车的三大主要噪声源,所以,对于变速箱来说,降低它的噪声是实现汽车低噪声化的重要组成部分。引起变速箱噪声的原因是多方面、错综复杂的,其中齿轮啮合◎噪声是主要方面,其次,如箱体轴轴承等也会引起噪声,从理论分析和实际经验得到,提高变速箱零部件特别是齿轮的加工精度是降低噪声的有效措施,但追求高精度会造成成本增加、生产率下降等。因此要降低变速箱的轻轻将两锤对碰了一下噪声,应该从优化设计齿轮参数和提高齿轮精度等诸多途径出发,从而达到成本、安全等方面的综合平衡。

                从设计的他记不得自己是什么情况了在角度出发◤,在变速箱的设计阶段,对某些影响噪声的因素进行优化设计,即可达到降低噪声的好处。以下是通过控制齿轮参数来达到降低噪声的█效果。

                1控制噪声指标来降低噪声:

                (1) cg:b控制滑动比他又开口道的噪声指标

                cg的公式如下:b由于在基圆附近的渐开线齿形的敏感性非常高,曲率变化很大,齿他感觉到自己面间的接触滑动比非常大,因此在基圆附近轮齿传ㄨ递力时的变化较激烈,引起轮齿的振动而产生较大的噪声,而且齿面容易磨损,所以在齿轮设计时应使啮合起始→圆尽可能远离基圆,在此推荐啮←合起始圆与基圆的距离应大于0.2的法向齿距,控这个院子不大制滑动比的噪声指标

                式中:db 啮合起始圆直径;¾ 相配齿轮的基圆直径;dfa ¾ 基圆直径;db’ ¾

                ¾ 齿轮中心距;D’ ¾ 法向齿距;A ¾ tn ¾t a相配齿轮的外径; 端面→压力角;

                在现代变速箱的设计中,为了达到良好的他低噪声性能,各档齿轮的控制滑动比的噪声指标一般都要小于1.0,而采用细高齿制来降低噪¤声cgbcg就有可能大于1.0,所以对于这种齿制的那人是谁齿轮可采用b的设计方案,这时的噪声指标 <1.10的设计要求。对于高速档齿轮来说,降低噪声cg必须设计的♀小一些。b是首选目标,所以其

                2 RFb控制摩擦力的噪声指标

                RF,其公式如下:b从主动齿轮的节圆到其啮合起始圆的这段齿形弧段称为进弧区,从节圆到其齿顶这◥段齿形称为退弧区,齿轮在啮合过程中齿面有摩擦力,当齿面接命运在我触由进弧区移到退弧区时,摩擦力方向在节圆处发生突变,从而导致轮齿发生振动而产生噪声。如果■进弧区越大,齿面压力的增加幅度也越大,那么∮噪声就越大,而在退弧区情况正好相反,因此工作比较平稳,噪声较小。齿面啮合从进弧区到退弧区的瞬间,摩擦力的突变量是它本身的两倍,所以㊣产生的噪声较大。因此在汽车变速箱的齿轮设计中,采用退弧区大于进弧事情区的设计方法可以获得较小的啮合噪声,由此得到了控制摩擦力的噪声指标

                max r式中: 齿顶的齿形曲率】半径;¾

                RF小于0.9时,b在现代变速箱的设计中,为了达到良好的低噪声性能,各档齿轮的控制摩擦力的噪声指标一般都要小于1.0,尤其当降低噪声RF两个噪声指标,使它们同⊙时小于1.0,这样才能从总体上获得较小的噪声性能。bcg和bRF减小。在降噪设计过程中必须同时控制b的效但是看到来阻截果比较明显。因此在设计过程中可以通过改变齿顶高系数和变位系数,来减小从动齿〗轮的外径和增大主动齿轮的外径,以使

                3 控制重合度〒来降低噪声:

                齿轮副的重合度越大,则动载荷越小、啮合噪声越低、强度也越高,特别@ 是端面重合度等于2.0时,啮合噪声最低,噪声级数将急剧地突然减小。由于齿轮传动时的总载荷是沿齿面接触线均匀地分布,所以在啮合过◣程中,随着接触线的变化,齿面〓受力情况也不断地发生变化,当接触线最长时齿面接触线单位长度载荷最小,当接触线最短时接触线单位长度载荷最大。显然单位载荷变化大而快时容易产生振动,引发噪声,特别是齿面接触线最长的↘那一对轮齿尤甚。对于齿轮重合度的分析有以下定义:

                定义:斜齿轮端面重合度 P = K1 + KP;e

                F = K2 + KF;e 斜齿轮轴难向重合度

                P +e = e 斜齿轮总重合度 F;e

                P的小数值;e ¾p的整数值;KP e ¾式中:K1

                ¾F的整数值;KF e ¾ K2 F的小数值;e

                在设计斜齿轮的重合度时,应满足以〇下几条设计准则:

                l 0一项成立即可。»0或KF»F接近于整▲数,以获得最小的噪声,只要KPeP或e尽可能地使

                l 避免采用KP=KF=0.5的重合度系数∩,因为这时齿面载荷变化太快,齿轮啮合噪声最大缠绵。

                当KP=KF时,齿轮副的噪声也比较大。l

                l 为整这是雌雄两个虫精数的齿轮噪声不一定小,特别是KP或KF在0.3至0.7的范围内噪声较大,越接近0.5噪声越大。e总重合度系数

                l PeF大得多,对于汽车变速箱的高速档齿轮来@说,要采用eP对噪声的影响要比eP,因为e尽可能采々用大的端面重合度 >P值,以e1.8,以获得较小的噪声,而对低速档齿轮来说,也要尽可能地采用大的降低噪声。

                e 应该采用大的总重合度系数l e以减小接触线碎块长度变化时引起齿面载荷变化的幅度,最好使变速箱低档齿轮的>e2,高档︻齿轮的>3。

                4采用小模数和小压力角来降低噪声:

                在变速箱中心距相同的条件下,减少齿轮模数,可增加其齿数,使得齿根◇变薄,轮齿刚度减小,受力变形变大,吸收冲√击振动的能力增大,从而可增加齿轮重合度和减少齿轮噪声。

                 
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