传动带专栏多楔带噪音分析

汽车多楔带的传动噪声可分为带与带轮间的摩擦噪声、带段的振动噪声和带楔入轮槽时引起的空气流动噪声等，其中，摩擦噪声和振动噪声是多楔带传动噪声的主要因素。

汽车多楔带传动不可避免地会出现弹性滑动，导致橡胶带与金属带轮之间发生切向相对滑动，从而引起摩擦噪声。带轮安装时不可避免地存在安装误差，导致多楔带楔入带轮轮槽时不能完全对中，带楔与带轮轮槽的某一侧面接触压力增大，从而产生较大的摩擦噪声。尤其是当过载或异物进入时，摩擦噪声更加明显。摩擦噪声是由橡胶带和金属带轮之间的摩擦产生，为高频噪声，约为1～5 kHz左右。噪声大小与摩擦因数、摩擦面表面形貌、滑动率等有关。接触的表面越粗糙，噪声幅值越大；滑动率越大，噪声幅值越大。

为了对多楔带传动噪声进行预测，首先，通过静力学分析得到多楔带传动系统在张紧力作用下的应力分布。然后，以应力结果为边界条件进行预应力模态分析，得到各阶振型及固有频率；在多楔带与主动轮接触处施加激励，分析多楔带传动系统的频域响应。最后，将得到的频响结果作为声学仿真的边界条件，设置场点位置及仿真参数，通过声学边界元仿真，得到噪声分布云图和场点的频响曲线。

多楔带楔入带轮时由于弹性滑动作用与带轮间产生相对摩擦，引起带横向振动。在多楔带与主、从动轮的楔入、楔出处施加激励。设置频率范围0～500 Hz 进行谐响应仿真分析，仿真得到多楔带横向振动频响曲线如图3所示。由图3可以看出，多楔带在频率83 Hz 出现峰值，该频率与系统的1 阶固有频率耦合；在频率464 Hz 也出现振动峰值，该频率与系统的6 阶模态耦合。因共振发生具有不确定性，故2 阶～5 阶固有频率处未产生峰值。由此可知，当激励频率等于固有频率及其倍频时，多楔带可能发生不同程度的共振，产生较大的横向振动幅值。

多楔带传动属于摩擦型传动，依靠摩擦力传递运动和动力。因多楔带具有运转平稳、传动振动小及传动紧凑等优点，故广泛应用于汽车发动机的前端附件驱动系统中。多楔带传动多为开式传动，受外界环境影响较大，如多楔带过载、异物进入时，会产生剧烈振动引起噪声。随着对汽车性能要求的提高，多楔带振动、噪声方面的研究引起了国内外学者的关注。Sheng等研究了不对中噪声和滑动噪声的机理，针对不对中引起的横向受迫振动产生的噪声和切向滑移引起的纵向自激振动产生的滑动噪声的机理分别建立数学模型，利用噪声试验台验证增加多楔带厚度可以降低带的径向滑动，减小传动噪声。因为多楔带的振动是噪声产生的主要原因之一，所以，大量学者针对多楔带的振动进行了试验研究。上官文斌等针对发动机前端附件驱动系统中的多楔带振动进行详细研究，利用Hamilton 原理建立了三轮一带传动系统梁耦合振动模型，研究了张紧器参数对带段振动的影响规律；以三轮一带系统作为研究对象，建立了三轮一带传动系统振动计算的数学模型，应用伽辽金法计算各带段的横向振动并进行试验，验证了数学模型和计算方法。

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