Гул коробки передач на гранте: Вой (треск, шум) в КПП «Гранты»: причины 🦈 avtoshark.com

Содержание

Почему шумит МКПП на авто Калина, Приора, Гранта? Рассказываю, как устранить гул и впоследствии не допускать! • Krylovmedia.ru

Здравствуйте, дорогие друзья!

Часто на наших автомобилях Лада, таких как Приора, Гранта, Калина, можно услышать шум МКПП. Ниже я покажу, что именно шумит. Дело в том, что в этих коробках, чаще всего проблема одна и та же.

Как и быстрый износ синхронизаторов, который в первую очередь приводит к хрусту при включении второй скорости и задней передачи.

А сейчас пару слов о том, как не допустить появление шума, если на данный момент коробка исправна.

1.Включение передач в режиме «форсаж». Многие молодые люди любят быстро набрать скорость и резко включить следующую передачу.

Часто, это происходит с характерным хрустом, так как их-за высоких оборотов синхронизаторы еще не успели принят нужное положение.

Сделаете так несколько несколько раз и передачи, особенно вторая, будут с хрустом включаться всегда. У данных авто, коробки передач слабые и такого обращения не выдерживают!

2. Не стоит резко включать и пониженную передачу. То есть делать это нужно не перескакивая с 5 на 2 к примеру.

Хотите притормозить двигателем, переключайте передачи последовательно, чтобы не происходило характерного удара. Это плохо влияет в первую очередь на коробку передач!

3. Не стоит держать руку на ручке КПП. Давление на рычаг приводит к износу вилки и муфты, после этого появляется люфт, передачи перестают четко включаться.

4. Многие автолюбители, слышат шум от работы выжимного подшипника. К сожалению, это проблема этих машин. А для его замены, требуется снимать коробку передач.

Чтобы ваш подшипник прослужил как можно дольше, стоит помнить, что он работает, когда вы выжимаете сцепление!

Соотвественно, не стоит долго держать его выжатым, так любят делать очень многие водители.

Включать передачу нужно непосредственно перед тем, как хотите начать движение.

Ладно, вспомнили прописные истины. Теперь покажу вам главного виновника шума от МКПП на наших Калине, Приоре, Гранте. Он на фото:

Это подшипник на вторичном валу коробки. Обратите внимание на обойму, на фото видны повреждения.

Именно из-за этого подшипника и шумит коробка. При том, что в общем и целом данная коробка находится в отличном состоянии и замене подлежит только этот подшипник.

Стрелочками я указал места повреждений.

А это изношенный синхронизатор, именно из-за него плохо включается вторая передача:

К сожалению, устранить шум и хруст МКПП без замены данных элементов не получится.

Многие начинают пробовать добавлять в масло для МКПП присадки, надеясь на результат.

Но вы сами посмотрите, как присадки смогут помочь в данной ситуации, когда подшипнику хана?

Да никак, это лишняя трата денег. А вот усугубить ситуацию, ваши присадки могут легко.

Если хотите снизить уровень шума, просто замените масло на новое, возможно, что оно с завода еще не менялось, а у машины пробег уже за 200 тыс.км.

Таким образом, уровень шума может чуть-чуть и снизится, но еще раз повторю, чтобы устранить, нужно разбирать коробку, без этого никак.

Почистил дроссельную заслонку — увеличился расход топлива. Банальная ошибка автолюбителей: как ее исправить?;
При покупке Б/У машины диагностика ничего серьёзного не выявила, а потом машина начала ломаться. Причина банальна и проста!;

Как сделать, чтобы двери в авто хорошо открывались, всего лишь 10 минут, а счастья полные штаны

Ставьте палец вверх, пишите комментарии и подписывайтесь на канал!

Читай новости любимой команды и зарабатывай кредиты(1КРЕДИТ=1РУБЛЬ) на новой платформе Communism — ЗАБИРАЙ 50 КРЕДИТОВ от НАС!

Откуда появился гул в машине?

Главная
Статьи
Накатом, в повороте и просто так: откуда появился гул в машине?

Автор: Михаил Баландин

Гул – штука неприятная. Иногда он появляется постепенно, и владелец подсознательно к нему привыкает и не обращает на него внимания до тех пор, пока что-нибудь не отвалится. Это плохо, поэтому желательно поставить ушки на макушку при первых признаках гула. То есть, в тот момент, когда только кажется, что что-то загудело. Хороший гул, конечно, сам наружу выйдет, но лучше этого не допускать.

Гул, о котором мы сегодня будем говорить, это всем гулам гул. Это не свист и писк из-под капота, о котором мы уже писали. Это звук другого рода, который раздаётся не из-под капота, а где-то снизу, сбоку или вообще непонятно где. Но почти всегда – на ходу.

Итак, звук первый – самый простой.

Элементарно просто

Самая частая причина гула – это износ или разрушение ступичного подшипника. Отличить этот гул от других очень просто: на начальном этапе он возникает только на определённой скорости довольно узкого диапазон (например, 40-60 км/ч или 90/110). Убедиться, что гудит подшипник, просто. Нужно всего лишь проверить, не меняется ли звук в поворотах. Если меняется (пропадает в одну сторону и становится громче в противоположную), то это точно ступичный подшипник. Громкость гула от степени нажатия на педаль газа как правило не зависит, а вот от скорости – очень. В общем, тут всё очень просто и знакомо многим.

Вторая довольно распространённая причина гула – вой коробки передач (речь идёт о механической коробке). Встречается намного реже, чем износ подшипника (всё-таки, коробка – это не расходник, хотя некоторые производители почему-то об этом не знают). В коробке быстрее всего изнашивается подшипник первичного вала, и достаточно точно убедиться в этой неисправности нетрудно. Нужно сначала послушать, не меняется ли высота тона гуда при наборе скорости на одной из передач. Если меняется, то после набора скорости нужно включить нейтральную передачу и проехать немного накатом (на всякий случай предупреждаю: это опасно). Если на нейтралке гула нет, то добро пожаловать в сервис.

В механической коробке гул может появиться из-за ушедшего уровня масла. Чаще всего он сначала будет на высших передачах (пятой или шестой), поэтому если гул есть только на этих передачах, и при переключении на более низкие он пропадает, будет нелишним проверить уровень масла. Или хотя бы убедиться в том, что из коробки не течёт масло.

Конечно, коробка может гудеть и по другим причинам (например, если уже сильно изношены шестерни), но тут на слух диагноз поставить сложно.

И опять трансмиссия

По большому счёту, в трансмиссии больше всего деталей, которые могут гудеть на ходу. А так как связаны они довольно жёстко и способны весьма ощутимо передавать вибрации и звуки кузову, то локализация трансмиссионного гула может вызвать затруднение. Однако попробуем.

Нарастающий гул при разгоне на заднеприводной машине может говорить о нехватке масла в заднем редукторе или о его износе. А если повезёт, то гудеть может и крестовина кардана, и его подвесной подшипник. Но это ситуации довольно редкие (у нас, к сожалению, почти не осталось честных заднеприводных автомобилей), поэтому вернёмся к переднему приводу.

Гул, похожий на вой ступичного подшипника, издаёт другой – подвесной подшипник привода. Он есть не у всех автомобилей, но если есть, а ступичные подшипники в норме, имеет смысл проверить именно его. Обычно тон этого звука выше, чем гул ступичного. Да и диагностируется сложнее. Однако попробовать можно. Высота звука часто меняется в зависимости от нагрузки на привод, поэтому надо поиграть педалью газа. Если звук как-то меняется вместе с положением педали газа, вероятность износа подвесного подшипника довольно высокая. Кроме того, часто его износ сопровождается вибрацией на руле или его биением, которое тоже меняется в зависимости от ускорения.

Ну и ещё один источник гула на скорости – это ШРУС. Причём чаще гудит внутренний ШРУС, он же трипод (в большинстве случаев конструктивно внутренний шарнир является именно триподом). В отличие от внешнего ШРУСа, внутренний не умеет так ярко трещать в поворотах в силу небольшого угла изменения положения вала относительно коробки, и вычислить его резким ускорением при вывернутом руле не всегда возможно. Поэтому проверить его сложнее, и лучше делать это на подъёмнике. Если это кажется невероятно сложным, можно попытаться на малом газе тронутся вперёд, а потом назад. Если в момент начала движения есть заметный щелчок, ШРУС, скорее всего, неисправен. И конечно же, он почти всегда будет неисправен, если у него порван пыльник. Правда, разглядеть пыльник внутреннего ШРУСа без подъёмника или хотя бы смотровой ямы довольно-таки сложно.

А теперь минутка печальной информации для владельцев машин с АКП. Гул классической гидротрансформаторной коробки обычно исходит как раз от гидротрансформатора («бублика»). Правда, при этом часто могут появиться и другие симптомы его неисправности. Например, машина может неравномерно разгоняться или дёргаться при торможении двигателем. Само собой, самостоятельно диагностировать АКП сложно, тем более на слух, но если есть существенные изменения в поведении машины при разгоне и торможении (особенно в городе), а где-то в ногах что-то гудит, есть хороший шанс попасть на ремонт АКП. Особенно актуально это для тех, чьи машины любят злоупотреблять блокировкой на всех передачах, начиная с первой. Там накладки изнашиваются быстрее, загрязняя масло довольно интенсивно. И если это масло не менять, то умрёт и «бублик», а потом и вся остальная коробка. Но не будем о грустном.

Гораздо чаще классической АКП гудит вариатор. Его гул часто называют «троллейбусным» – звук при наборе скорости действительно похож на звук разгоняющегося троллейбуса. Появление такого гула на машине с вариатором – это очень печально. И, скорее всего, дорого. Поэтому лучше не добивать конусы, а побыстрее заняться более дешёвым ремонтом (например, заменой ремня или цепи), что (возможно) ещё может помочь спасти сами конусы.

Что ещё?

Ну а если не трансмиссия? Что ещё может стать источником гула?

Наиболее вероятная причина при исправной трансмиссии – система выпуска. Её гул немного похож на гул ступичного подшипника, но, в отличие от последнего, выпуск гудит не при определённой скорости, а при определённых оборотах мотора. Если разогнаться и отпустить газ, подшипник будет выть так же, а система выпуска должна замолчать. Что в ней может подавать голос, мы уже рассказывали и повторяться не будем (спойлер: скорее всего гофра или резонатор). Это звук, конечно, не так опасен, как вой ступичного подшипника, но может здорово напрягать.

Кстати, есть довольно много причин гула, который может не беспокоить. Например, на трассе при изменении направления ветра тоже может что-то погудеть (спойлеры, ветровики, даже поводки «дворников»). Конечно, это неопасно, и бояться этого не надо. Главное, помнить, что порывы бокового ветра, которые заставляют машину гудеть, – это сильные порывы, и не стоит лететь по трассе «на все бабки». Боковой ветер, особенно порывистый и на скользкой дороге – это опасно. Лучше не рисковать.

О том, что гудит под капотом, мы говорили (насос ГУРа, компрессор кондиционера, подшипники, ролики и всё остальное, что крутится). Обычно на трассе этих звуков не слышно. Но некоторый «моторный» гул должен заставить задуматься. Например, может сильно гудеть мембрана клапана системы вентиляции картерных газов. Вот тут надо бы разобраться, почему. Ладно, если просто износилась и порвалась сама мембрана (хотя это тоже плохо, но неновым машинам простительно). Причина может быть намного серьёзнее – от дырявых патрубков ВКГ до изношенной поршневой и связанным с этим износом ростом давления картерных газов.

И последнее: часто причина гула простая, но не очевидная. Например, гул может появиться после «переобувки» шин. Если гул сильнее, чем обычно, проверьте балансировку, а вначале убедитесь, что шиномонтажник не накосячил и не перепутал шины местами, поставив их против направления качения. Мало ли, всякое бывает.

практика

Новые статьи

Статьи / Авто и общество ГК СТТ представила скорую и фельдшерско-акушерский пункт на базе Соболь NN и Газель NN 11-13 мая в Москве в выставочном центре «Гостиный двор» прошел Всероссийский форум «Здоровье нации – основа процветания России», посвященный актуальным задачам общественного здравоохранения. … 15 0 0 15.05.2023

Статьи / Интересно 5 причин покупать и не покупать Toyota Land Cruiser Prado 150 С Prado у нас сложилась немного странная ситуация: вроде бы его называют «крузаком для бедных», а с другой стороны, цены на эти автомобили никак не назовёшь низкими (причём в большей степени… 7399 4 2 14.05.2023

Статьи / История За 500: вспоминаем все попытки создать народный российский автомобиль Так называемый «народный автомобиль» – это вечная тема мирового автопрома ХХ века. Ford T, Volkswagen Beetle, Citroёn 2CV, Renault 4, Fiat 500 – как говорится, имя им легион. У нас на роль «… 940 0 2 13.05.2023

Определение источника шума зубчатых колес

Связь зубчатых пар с производственными ошибками может привести к улучшению конструкции сопряженных зубчатых колес.

Шум шестерен, особенно в потребительских товарах, таких как автомобили и бытовая техника, является важной и раздражающей проблемой. Эта проблема обострилась из-за постоянного снижения уровня шума от других системных источников шума, таких как моторы, двигатели и ветер. Чтобы контролировать шум шестерен, необходимо выбрать как правильную конструкцию шестерни, так и модификации профиля, необходимые для оптимизации конструкции. Как только это сделано, обычно становится трудно экономично производить шестерни с их оптимизированными модификациями. Одна из целей состоит в том, чтобы выбрать конструкции, которые имеют низкую чувствительность к производственным ошибкам, что позволит значительно уменьшить статистический разброс уровней шума редуктора. В этой статье мы представляем процедуру определения чувствительности пары зубчатых колес к производственным ошибкам, позволяющую сравнивать конструкции отдельных зубчатых колес друг с другом с целью достижения низкой чувствительности изготовления.

Возбуждение шума зубчатого колеса

Гул зубчатого колеса представляет собой тональный звук, издаваемый зубчатыми колесами, и характеризуется звуками на частоте зацепления зубчатого колеса и ее кратных частотах (гармониках). Ниже приведены факторы, которые часто рассматривались как возможные источники шума зубчатого колеса:

1) Ошибка передачи: определяется как отклонение от идеального движения передачи передач. Погрешность передачи может быть связана либо с ошибкой изготовления поверхности зуба, либо с отклонением зуба шестерни, вызванным передаваемой нагрузкой.

2) Изменение жесткости сетки: изменение жесткости зубьев, происходящее при изменении длины линий контакта по мере изменения количества пар зубьев в контакте. Отклоняющая часть ошибки передачи возникает из-за изменений жесткости сетки.

3) Осевые челночные силы и силы подшипника: челночная сила представляет собой изменение силы в подшипниках из-за смещения центра тяжести силы зацепления в осевом направлении на небольшую величину по ширине поверхности зуба. Несущая сила рассчитывается с помощью простого применения статики (Борнер и Хаузер [1]).

4) Силы трения: возникают в результате относительного скольжения, возникающего при зацеплении зубьев шестерни. Как и в случае осевого челночного перемещения, для получения изменяющихся во времени опорных сил, возникающих в результате трения, может применяться статика (Исида [2], Борнер и Хаузер [1]).

5) Попадание воздуха и смазки: возникает в высокоскоростных передачах и может вызывать эффект свиста.

В этой статье мы рассмотрим первые четыре фактора и обсудим, как их можно минимизировать.

Процедуры анализа

Общая процедура для выполнения нашего анализа выглядит следующим образом:

1) Выберите подходящую геометрию зубчатого колеса на основе критериев долговечности.
2) Оптимизировать топографию поверхности зуба для минимальной ошибки передачи, которая по-прежнему дает приемлемые напряжения.
3) Проанализируйте конструкцию на чувствительность к производственным ошибкам.

Традиционная конструкция редуктора, которая возникает на первом этапе, обычно основывается на вопросах долговечности, и если шум является соображением, его обычно учитывают после выбора конструкции. В нашем сценарии мы предлагаем, чтобы для каждой итерации проекта учитывалась изменчивость производства, чтобы окончательный проект имел низкую устойчивость к изменчивости производства. Один из таких подходов к созданию многочисленных вариантов дизайна был представлен Хаузером и Харианто [3]. Далее, для каждой потенциальной конструкции мы предлагаем разработать модификации профиля и выводов, которые легко изготавливаются, но при этом обеспечивают низкие значения ошибки передачи, а также удовлетворяют требованиям долговечности конструкции. Для этой цели необходима процедура моделирования, которая быстро оценивает погрешность передачи, силы подшипника и значения напряжения на основе фактического распределения нагрузки на зубчатую пару. Для моделирования, используемого здесь, мы используем программу распределения нагрузки, программу, написанную в Университете штата Огайо, которая использует процедуру, которая была впервые разработана Конри и Сейрегом [4] и впоследствии использовалась в различных формах многими авторами (Кубо [5], Велекс [6]). Было показано, что процедура обеспечивает превосходную корреляцию между прогнозируемыми и измеренными значениями ошибки передачи (Больце и Хаузер [7], Винаяк [8]).

Оптимизация профиля

В наших примерах мы выбрали винтовую зубчатую пару, которая была протестирована как в лаборатории NASA Glenn [9], так и в Университете штата Огайо [10]. Технические характеристики комплекта шестерен приведены в таблице 1.

Таблица 1

Чтобы уменьшить шум шестерен и избежать увеличения напряжений из-за производственных ошибок и несоосности, обычно устанавливаются модификации зубьев, удаляющие часть материала. Часто используются несколько типов модификаций формы, включая круглую выпуклость, модификацию смещения, наклон профиля и модификации рельефа кончика. В большинстве случаев этого исследования мы использовали круговые модификации, но в одном случае мы использовали параболическую модификацию и варьировали как начальную точку параболы, так и амплитуду модификации, как в направлении профиля, так и ширины лица. На рис. 1 показано влияние совместного применения модификации профиля и модификации упреждения на предсказание ошибки передачи. Следует отметить, что оптимальной модификацией (красная область) может быть цельнопрофильная коронка, полностью свинцовая коронка или их комбинация.

Рис. 1

После выбора свинцовой короны можно определить оптимальную форму модификации профиля, варьируя как начальный угол крена модификации, так и ее амплитуду. Оптимальная форма профиля для короны с нулевым опережением может быть выбрана из красной области на рисунке 2. Опять же, можно обнаружить, что существует множество комбинаций начального угла крена и амплитуды рельефа, которые обеспечивают почти минимальные ошибки передачи. Например, если кто-то решит использовать круговую модификацию, это будет эквивалентно модификации, начинающейся с 50-процентного угла наклона (параболы для рельефа вершины и корня, начинающиеся в центре активного профиля зуба). В этом случае мы бы использовали около 600 микродюймов модификации. Можно также использовать эту кривую для изучения производственной чувствительности, поскольку, если мы выберем рабочую точку, производственная ошибка будет отображаться отклонением от заданной точки. В случае круговой модификации мы обнаружили, что конструкция гораздо более чувствительна к ошибкам в амплитуде модификации, чем к ошибкам в начальном угле крена.

Рисунок 2

Оптимальные результаты амплитуды модификации для описанного выше случая коронирования с нулевым опережением приведены во втором столбце таблицы 2. Также в таблице показаны аналогичные результаты для одинакового профиля и модификации шага (столбец 1), только модификации шага (столбец 3) и один набор, в котором использовались параболические модификации (столбец 4). Рис. 3а. В случае параболического зуба электрод оставался прямым по большей части зуба, и применялись только модификации краев (показаны во второй части рис. 3b). В этом случае оптимальная ошибка передачи составляет около одной трети значений для трех других случаев.

Таблица 2. Рис. 3a. Рисунок 3b. в этом случае намного меньше силы челнока и того же порядка, что и сила трения. С практической точки зрения это показывает, что если мы минимизируем только одну из несущих сил, другие не уменьшатся значительно, и шум не будет полностью уменьшен. Таким образом, альтернативный подход может состоять в уменьшении суммы опорных сил, а не в минимизации ошибки передачи, как это было сделано в этой статье.

Рисунок 4

Вместо того, чтобы делать эту минимизацию в настоящее время, мы создали новую метрику силы для шума, называемую «сумма сил», которая представляет собой просто сумму первой гармоники сетки каждой из составляющих силы:

Сумма Силы = SFh2 + TEFh2 + FFh2

Где:
SFh2 = амплитуда 1-й гармоники челночной силы
TEFh2 = амплитуда 1-й гармоники силы ошибки передачи
FFh2 = амплитуда 1-й гармоники силы трения

Ошибки изготовления
Следующие ошибки считались простым представлением производственных ошибок, которые могут иметь место на практике:

a) Ошибка наклона профиля (часто называемая ошибкой угла давления)
b) Ошибка наклона шага (также включает эффекты смещения)
c) Кривизна профиля ошибка (ошибка типа короны)
d) Ошибка кривизны ведущей части (ошибка ведущей коронки)

Хотя моделирование производственных ошибок просты в формулировке, они связаны с фактическими ошибками обработки, как указано Moderow [11]. Например, ошибка наклона профиля возникает из-за неправильной заточки или износа фрезы. Кривизна профиля, которая изображена в виде круговой ошибки в этой заявке, может быть результатом неточного применения затылования наконечника или может быть вызвана ошибками монтажа или износом фрезы. Наклон опережения обычно возникает из-за несоосности при монтаже как при нарезании зубчатого колеса, так и при его монтаже при его применении. Ошибка свинцовой коронки, которая также применяется с использованием круглой формы, вероятно, связана с неточным нанесением свинцовой коронки во время обработки.

В этом конкретном случае мы предположили, что каждая из ошибок принимает значение, рекомендованное для 10 передач качества AGMA [12], как показано в таблице 3 (с использованием старой системы качества AGMA).

Таблица 3

Моделирование методом Монте-Карло

В этом подходе вводится стандартное отклонение каждой производственной переменной, и для каждой симуляции значение этой переменной выбирается случайным образом из гауссовского (нормального) распределения. Для целей этого примера одно стандартное отклонение считается одной шестой диапазона ошибки качества 10 AGMA. Результаты 100 случайно выбранных комбинаций четырех типов ошибок, обсуждавшихся ранее, показаны для примера пары зубчатых колес.

На рис. 5 показан типичный график, созданный программой распределения нагрузки, где мы берем выбранную переменную, такую как погрешность передачи, и затем строим ее зависимость от крутящего момента, чтобы получить влияние производственных ошибок в широком диапазоне нагрузок. На графике показаны базовое значение, среднее значение 100 симуляций и диапазон ошибок, показывающий предельный диапазон ответов при каждой нагрузке. Здесь мы видим, что погрешность трансмиссии сведена к минимуму при расчетном крутящем моменте 2000 дюймофунтов (246 Нм). При сравнении различных дизайнов мы хотим свести к минимуму длину полосы погрешности. Можно построить график распределения 100 откликов для любой нагрузки, как показано на рисунке 6 для случая 2000 дюймов-фунтов. На самом деле, один из 100 подходов стремится контролировать верхнюю полосу штанги. Интересно отметить, что длина полосы ошибок не сильно меняется для разных нагрузок.

Рисунок 5Рисунок 6Рисунок 7

На рисунке 7 показан аналогичный график для суммы сил. Поскольку и силы трения, и силы челнока обычно увеличиваются с нагрузкой, мы видим, что их сумма постоянно увеличивается с увеличением нагрузки. Кроме того, длина полосы ошибок имеет тенденцию к некоторому увеличению с увеличением нагрузки. До сих пор мы рассматривали влияние производственных ошибок на шумовые возбуждения, но разработчика также беспокоит их влияние на более традиционные факторы проектирования, такие как контактное напряжение, напряжение корня, температура вспышки и т. д. На эти факторы сильно влияет распределение нагрузки, которое может значительно меняться при изменении модификации поверхности зуба. Таким образом, аналогичные графики для контактного напряжения, напряжения в основании шестерни и температуры вспышки показаны на рис. 8, рис. 9.и рис. 10 соответственно. Интересно отметить, что контактное напряжение практически не меняется при более низких нагрузках, и только при расчетной нагрузке и выше наблюдается большое изменение контактного напряжения из-за изготовления. Это связано с тем, что угловой контакт имеет тенденцию возникать для некоторых комбинаций ошибок при нагрузках, превышающих расчетную модификацию. Добавление дополнительного рельефа у концов профиля уменьшит этот эффект. График температуры вспышки показывает аналогичную тенденцию, поскольку он включает в расчет контактное напряжение.

Рисунок 8Рисунок 9Рисунок 10Таблица 4

В Таблице 4 показаны сводные результаты по ошибкам передачи, полученные в результате анализа устойчивости методом Монте-Карло для четырех случаев (был добавлен пятый случай, который включает дополнительное облегчение, указанное в предыдущем абзаце). По-видимому, существует небольшая разница как в средней ошибке передачи, так и в максимальных ошибках передачи для четырех типов модификаций, хотя изменчивость кажется немного меньше для пары зубчатого зацепления с торцевым и боковым зазором, которая имеет второй разрыв концевого зазора, так что угловой контакт избежать (случай б). Хотя это и не показано, боковой рельеф давал гораздо более низкие значения среднего контактного напряжения и изменчивости контактного напряжения в зависимости от производственной ошибки.

Резюме

В этой статье представлена процедура учета изменчивости производства при выборе различных конструкций зубчатых колес с использованием метода Монте-Карло. Этот инструмент чрезвычайно эффективен для оценки производственной чувствительности различных конструкций зубчатых колес.

Об авторах
Дональд Р. Хаузер, доктор философии, почетный профессор кафедры машиностроения и директор Лаборатории исследований динамики и шума зубчатых передач (GearLab) в Университете штата Огайо. С ним можно связаться по адресу [email protected]. Также с GearLab работает Джонни Харианто, инженер-исследователь, с которым можно связаться по адресу [email protected]. Ясуси Уэда работает в Отделе разработки приводных систем 1 корпорации Toyota Motor. Отправьте электронное письмо по адресу yasushi@ueda. tec.toyota.co.jp.

Благодарности
Авторы хотели бы поблагодарить спонсоров Лаборатории исследований динамики и шума зубчатых передач в Университете штата Огайо за предоставление финансирования для поддержки этой работы. Они также хотели бы отметить более раннее представление большей части работы, представленной в этой статье [13].

Влияние возбуждения мультигармоник на стук в автомобильных коробках передач

На этой странице

РезюмеВведениеЗаключениеБлагодарностиСсылкиАвторское правоСтатьи по теме

Мы рассматриваем дребезжание автомобильных коробок передач, возникающее в результате виброударов, которые могут возникать между промежуточными шестернями при чрезмерных колебаниях скорости валов ведущих шестерен, вызванных колебаниями крутящего момента двигателя. Даже если явление дребезжания не влияет на надежность, оно может быть особенно раздражающим для качества звука в салоне автомобиля и акустического комфорта.

Основными параметрами, определяющими такого рода вибрации, являются источник возбуждения, связанный с колебаниями крутящего момента двигателя, которые можно смоделировать наложенным смещением трансмиссии, инерцией промежуточной передачи, моментом сопротивления, действующим при свободном движении, и законами удара. . В случае скрежета разумно предположить, что продолжительность ударов между зубами очень мала по сравнению с периодом возбуждения. Затем эти воздействия моделируются коэффициентом закона реституции. Источник возбуждения состоит не только из основной составляющей, но и из других гармонических составляющих. В этом исследовании представлены некоторые эффекты этих дополнительных компонентов на динамическую реакцию промежуточной передачи.

1. Введение

Акустический комфорт является важным аргументом в пользу продаж, особенно в автомобильной промышленности [1]. В течение многих лет исследовательские усилия позволили снизить уровни акустики, в частности те, которые связаны с внутренними источниками, такими как шум двигателя, и с внешними источниками, такими как шум шин и ветер [2]. Следовательно, появляются источники шума, которые ранее были замаскированы, из-за полного снижения акустического уровня. Среди них необходимо уменьшить дребезжащий шум в автомобильных коробках передач. На самом деле он воспринимается как неприятный шум, скорее из-за его навязчивого характера, чем из-за генерируемых акустических уровней.

Дребезжание возникает из-за динамического поведения промежуточных шестерен, вызванного колебаниями скорости трансмиссии. При определенных условиях эксплуатации промежуточные шестерни могут вибрировать из-за функциональных зазоров. Следовательно, дребезжащий шум в основном связан с ударами между зубьями шестерни. Единственным вредным эффектом является излучаемый шум, так как удары между шестернями не изменяют динамическое поведение трансмиссии и не приводят к чрезмерным нагрузкам и повреждениям.

Основными параметрами, влияющими на стук, являются инерция промежуточных шестерен, момент сопротивления, действующий на промежуточные шестерни, упругие и демпфирующие характеристики при ударах и свободном полете, а также колебания скорости ведущих шестерен. Эти последние являются результатом колебаний скорости двигателя, которые в основном зависят от типа двигателя, конструкции трансмиссии и условий эксплуатации автомобиля [3]. В частотном составе преобладают гармоники скорости вращения двигателя.

Существует несколько исследований дребезжащего шума [3–9]. Среди них некоторые связаны с анализом полного динамического поведения всей трансмиссии в связи с конструкцией [4–6], тогда как другие остаются локализованными на динамике промежуточных шестерен [7, 8]. Сохраняются два способа введения ударной силы [10]: она моделируется стереомеханическим ударом с введением коэффициента восстановления [7, 8, 11–13] или упругими и демпфирующими характеристиками при ударах [5] . Другие авторы концентрируют свой анализ на крутящем моменте сопротивления [14]. Во всех этих исследованиях источник возбуждения обычно вводится как чисто гармоническое возбуждение, связанное с колебаниями крутящего момента двигателя. В последнее время в нескольких экспериментальных работах рассматривались мультигармонические возбуждения [13, 15, 16].

В этом контексте основная цель данной статьи состоит в том, чтобы представить некоторые теоретические результаты, касающиеся эффектов мультигармонического возбуждения, связанных с ациклическими колебаниями, вызванными крутящим моментом двигателя.

2. Допущения

Несколько допущений для моделирования движения промежуточной шестерни можно сделать следующим образом. Длительность воздействия предполагается бесконечно малой, так что воздействие описывается коэффициентом реституции. Предполагается, что момент сопротивления остается постоянным во время полета без шасси. Это предположение остается ценным до тех пор, пока флуктуации скорости ведущей шестерни остаются пренебрежимо малыми по сравнению со средней скоростью. Кроме того, пренебрегается взаимодействием между динамическим откликом ведомой шестерни холостого хода и движением ведущей шестерни. Движение ведущей шестерни считается периодической функцией и соответствует источнику возбуждения. Наконец, люфт между зубьями считается постоянным. На основе этих предположений построена нелинейная модель с одной степенью свободы для описания динамики холостого хода.

3. Динамическое моделирование

3.1. Уравнение движения

Нелинейная модель храповой шестерни с одной степенью свободы показана на рисунке 1. – эквивалентное перемещение вдоль линии действия, соответствующее угловым колебаниям промежуточной шестерни вокруг ее теоретического положения, – эквивалентная масса связанная с его инерцией, – постоянная сила, связанная с моментом сопротивления, – функция периодического перемещения, учитывающая колебания скорости двигателя, – постоянный зазор между зубьями. Уравнение движения при свободном полете промежуточной шестерни можно записать в следующем виде: Вводится простой и обычный закон, описывающий стереомеханический удар: с где суперточка — производная по времени, а — коэффициент восстановления, учитывающий диссипацию при ударе.

Кроме того, определяется предельная скорость удара, при которой больше не происходит отскоков. Следовательно, необходимо выразить условия, приводящие к постоянному контакту между ведомой и ведущей шестернями. За пределами этой предельной скорости контакт между шестернями сохраняется до тех пор, пока сила реакции, действующая на свободное ведомое колесо, остается положительной. Таким образом, для активного фланга должно выполняться условие: и для обратного фланга, Наконец, возбуждение смещения описано в следующем подразделе.

3.2. Возбуждение смещения

В случае теплового поршневого двигателя колебания крутящего момента носят периодический характер и характеризуются высокими уровнями. Например, для четырехтактного двигателя внутреннего сгорания с четырьмя цилиндрами основной период равен удвоенному периоду вращения выходного вала двигателя. Индуцированные динамические реакции каждой неподвижной шестерни, приводящей в движение промежуточные шестерни, соответствуют периодическим функциям с богатым спектральным составом. Тогда

y(t) можно записать следующим образом: где ω — основная круговая частота, а и — соответственно амплитуда и фаза гармонических составляющих порядка .

Рассмотрен стационарный режим. Предполагается, что амплитуда и фаза не зависят от скорости вращения двигателя и динамического отклика всей трансмиссии.

3.3. Импульс

Безразмерный импульс, связанный с ударами, введен для характеристики сил возбуждения, передаваемых на редуктор.

Поскольку предполагается, что продолжительность воздействия очень короткая, импульс можно выразить следующим образом:

3.4. Безразмерные уравнения

Введение безразмерных переменных, Безразмерное число зависит от эквивалентной массы, постоянной силы, связанной с моментом сопротивления, амплитуды возбуждения и основной круговой частоты: Уравнения (1), (2), (4) и (5) могут быть возвращены следующим образом: А безразмерный импульс можно записать следующим образом:

4. Динамика, индуцированная чисто гармоническим возбуждением

На рис. 2 показана зависимость безразмерного импульса от параметра Λ для гармонического возбуждения. Наблюдаются пять частей и, таким образом, пять различных динамических характеристик промежуточной шестерни. Часть А соответствует постоянному контактному движению. Часть В соответствует периодическим реакциям с ударами по активному флангу с последующим постоянным контактом. Часть С соответствует периодической реакции с одним воздействием на активный фланг за период. Часть D соответствует хаотическому движению. Наконец, часть Е соответствует периодической реакции с двумя воздействиями за период, одно на активном фланге (положительные импульсы), а другое на обратном (отрицательные импульсы). Промежуточная шестерня пересекает весь зазор. Этот вид отклика существует для большого диапазона Λ.

Истории динамических откликов показаны на рис. 3. Они соответствуют различным частям, описанным на безразмерной карте импульсов (кроме постоянного контактного движения).

5. Эффекты мультигармонического возбуждения

В этом разделе вводится вторая гармоническая составляющая, чтобы наложить возбуждение, более репрезентативное для флуктуации скорости. Отношение второй гармоники H ₂ к амплитуде первой гармоники H ₁ равно 0,25, а ее фаза равна φ ₂ равно 45°. По сравнению с чисто гармоническим случаем, показанным на рисунке 2, динамическое поведение сильно отличается (см. рисунок 4). Части C и E исчезли. Помимо решений, соответствующих последовательностям постоянных контактов и ударов, наблюдаются хаотические ответные решения, характеризующиеся ударами по активному и обратному флангам.

Фаза второй гармоники также играет существенную роль. На рис. 5 представлены безразмерные импульсы в зависимости от Λ для φ ₂ равно 90°. Наблюдаются периодические ответы. Исчезает большой спектр хаотических ответов. Влияние фазы на динамическую характеристику показано на рисунке 6, на котором показано изменение безразмерной интенсивности в зависимости от фазы для фиксированного параметра Λ.

На рис. 7 представлена карта Пуанкаре для Λ, равного 3,3 (отношение H ₂ к H ₁ равно 0,25, φ ₂ равно 45°). Странный аттрактор указывает на то, что реакция холостого хода хаотична. История временной характеристики и соответствующая карта Пуанкаре показаны на рис. 8 для динамической характеристики, соответствующей Λ, равному 3,3 (отношение H 9от 0165 2 до H ₁ — 0,25, φ ₂ — 90°). Динамическая характеристика промежуточной передачи является периодической с двумя воздействиями за период, одно воздействие на активную сторону, а другое на обратную сторону, как это наблюдается для чисто гармонического возбуждения с тем же значением Λ (рис. 3).

Наконец, частотный состав и фазы источника возбуждения играют важную роль в динамике промежуточной передачи. Наблюдаются различного рода реакции, от периодических с ударами по активному и обратному флангам до хаоса.

6. Заключение

Шум и вибрация из-за грохота шестерен являются раздражающей проблемой. В данной работе построена нелинейная система с одной степенью свободы, моделирующая динамику холостого хода. Анализируются некоторые эффекты мультигармонического возбуждения. Динамические отклики сравниваются с откликами, полученными в случае чисто гармонического возбуждения. Результаты показывают, что при обычных амплитудах второй гармоники возбуждения наблюдаются значительные модификации ответов, в том числе появление или угасание хаотических движений. Далее мы показываем, что фазы играют важную роль в динамике холостого хода. Мы можем сделать вывод, что управление дребезжащим шумом требует точного знания источника возбуждения, соответствующего спектральному составу отклика ведущей фиксированной передачи. Наконец, разнообразие откликов (периодические, хаотические отклики, возникновение ударов на обратной и активной сторонах и т. д.) существенно влияет на результирующий шум, издаваемый коробкой передач, и, в частности, на качество его звука.

Благодарности

Авторы признательны Renault S.A.S. за поддержку исследовательского гранта и Французское исследовательское агентство за его финансовую поддержку (проект ANR-06-BLAN-0115).

Ссылки

М. А. Трапп и К. К. Ходждон, «Оценка акустического поведения выбранных автомобильных материалов, вызванного трением и ударом, часть II: акустика, вызванная ударом», International Journal of Vehicle Noise and Vibration , vol. 4, нет. 1, стр. 17–34, 2008.
Посмотреть по адресу:
Сайт издателя | Google Scholar
М. С. Кату, М. К. Абдельхамид, Дж. Панг и Г. Шэн, «Обзор автомобильного шума и вибрации», International Journal of Vehicle Noise and Vibration , vol. 5, нет. 1–2, стр. 1–35, 2009 г.
Посмотреть по адресу:
Сайт издателя | Google Scholar
А. Раст, Ф. К. Брандл и Г. Э. Тьен, «Исследования явления дребезжания шестерен — ключевые параметры и их влияние на шум коробки передач», Институт инженеров-механиков , стр. 113–120, C404/001, 1990.
Посмотреть по адресу:
Google Scholar
Т. Сакаи, Ю. Дои, К. Ямамото, Т. Огас Авара и М. Нарита, «Теоретический и экспериментальный анализ дребезжащего шума автомобильной коробки передач», Тех. Отчет 810773, стр. 85–91, Society of Automotive Engineers, 1981.
Посмотреть по адресу:
Google Scholar
Р. Сингх, Х. Се и Р.-Дж. Comparin, «Анализ автомобильного грохота нейтральной передачи», Журнал звука и вибрации , том. 131, нет. 2, pp. 177–196, 1989.
Просмотр по адресу:
Google Scholar
C. Padmanabhan и R. Singh, «Влияние конструкции сцепления на уменьшение и восприятие шума автомобильной трансмиссии», в Proceedings of the National Conference on Noise Control Engineering: Noise Control in Aeroacoustics , Williamsburg, VA, USA, 1993.0002 Ф. Пфайффер, «Моделирование проблем дребезжания в коробках передач», в Труды MPT’91, Международная конференция Японского общества инженеров-механиков по движению и передаче мощности , стр. 43–48, Хиросима, Япония, ноябрь 1991.
Просмотр по адресу:
Google Scholar
Г. Вайдмер и Г. Лехнер, «Гремящие вибрации в автомобильных трансмиссиях», в Трудах MPT’91, Японское общество инженеров-механиков, Международная конференция по движению и Силовая передача , стр. 37–42, Хиросима, Япония, ноябрь 1991 г. Международный журнал автомобильного шума и вибрации , том. 5, нет. 4, стр. 300–307, 2009.
Просмотр по адресу:
Google Scholar
J. Perret-Liaudet и E. Rigaud, «Некоторые эффекты эксцентричности передач на шум автомобильной погремушки», в Слушаниях. 10-я Международная конференция ASME по передаче энергии и зубчатым передачам , нет. 34794, с. 9, Лас-Вегас, штат Невада, США, сентябрь 2007 г.
Просмотр по адресу:
Google Scholar
J. Perret-Liaudet, Y. Kadmiri, and E. Rigaud, «Automotive hrattle Noise: некоторые теоретические результаты, связанные с закон коэффициента реституции, моделирующий удары зубов», в Proceedings of the Japan Society of Mechanical Engineers International Conference on Motion and Power Transmission , Япония, май 2009 г.
Посмотреть по адресу:
Google Scholar
Ю. Кадмири, Ж. Перре-Лиоде и Э. Риго, «Экспериментальное исследование дребезжащего шума в автомобильных коробках передач», в Материалы Международной конференции VDI по зубчатым колесам , Мюнхен, Германия, октябрь 2010 г.
Просмотр по адресу:
Google Scholar
С. Н. Доган, Дж. Рыборц и Б. Бертше, «Гремящий и лязгающий шум в автомобильных трансмиссиях — моделирование тормозного момента и шума», в Переходные процессы в трибологии , G , Далмаз и др., изд., стр. 109.–119, Elsevier, New York, NY, USA, 2004.
Просмотр по адресу:
Google Scholar
М. Бартод, Б. Хейн, Дж. Л. Тебек и Дж. К. Пин, «Экспериментальное исследование динамики и шума, зубчатой передачей, возбуждаемой мультигармоническим возбуждением», Applied Acoustics , vol. 68, нет. 9, стр. 982–1002, 2007.
Посмотреть по адресу:
Сайт издателя | Google Scholar
М. Бартод и Дж. Л. Тебек, «Слуховое восприятие шума, известного как дребезжание в коробках передач», Acta Acustica , том. 91, нет. 1, pp. 180–191, 2005.
Посмотреть по адресу:
Google Scholar
Л. Иримеску, И. Муска и С. Алачи, «Аспекты теории и эксперименты, касающиеся коэффициента реституции», Аннал с университета «Dunarea De Jos» в Галаце, выпуск VIII, ISSN 1221-4590, Tribilogy.
Посмотреть по адресу:
Google Scholar

Copyright

Copyright © 2011 Y. Kadmiri et al. Это статья с открытым доступом, распространяемая в соответствии с лицензией Creative Commons Attribution License, которая разрешает неограниченное использование, распространение и воспроизведение на любом носителе при условии надлежащего цитирования оригинальной работы.

Разное