Продажа квадроциклов, снегоходов и мототехники
second logo
Пн-Чт: 10:00-20:00
Пт-Сб: 10:00-19:00 Вс: выходной

+7 (812) 924 3 942

+7 (911) 924 3 942

Почему на гранте воет коробка передач – Защита имущества

Поиск причин проблемы

Существует несколько причин дребезжания рычага переключения. Чтобы автомобилист мог понять, с какой из них он столкнулся, потребуется несложная разборка механизма. В первую очередь надо снять чехол коробки передач (приподнять и потянуть), а затем совершить несколько движений рычагом и попытаться определить, откуда исходит дребезжащий звук.

Если это не помогло, то можно попробовать постучать по деталям рычага. Деталь, которая плохо закреплена, издаст соответствующий звук. Иногда плохо закрепленные детали можно увидеть невооруженным глазом. Если и эти ухищрения не помогли, то остается извлечь болт рычага и осмотреть имеющиеся на нем элементы.


Если причина дребезжания в верхней крышке КПП или гайках

В некоторых случаях рычаг Лада Калина дребезжит из-за того, что крышка коробки передач недостаточно плотно прилегает к механизмам, расположенным под ней. Если причина проблемы состоит в этом, то достаточно снять колпачок и наклеить на его внутреннюю поверхность кусок изоленты шириной около 3 мм и длиной, соответствующей диаметру крышки.

После такого ремонта своими руками колпачок должен заходить плотно. Если же по-прежнему болтается рычаг КПП, то следует наложить еще один круг изоленты и надеть крышку. Иногда причиной неприятного звука являются плохо закрученные гайки. Данную проблему можно без труда обнаружить, сняв крышку устройства. В этом случае достаточно закрутить гайки до упора, чтобы шум исчез. По завершении работ нужно разогнать транспортное средство и отпустить педаль газа. Если механизм больше не гудит, то на этом ремонт КПП закончен.

Какие коробки воют?

Проблема шума появилась после внедрения Авто ВАЗом МКПП собственного производства с тросовым приводом. Эти коробки порадовали более четким переключением передач, но расстроили довольно громким воем, особенно на 2 и 3 передаче. Трансмиссия, имеющая такую проблему — МКПП 2181.

Коробка 2181 — это усовершенствованная предыдущая модель 2180. Вместо жестких тяг она приводится в работу с помощью тросового привода. Благодаря уменьшению скоса зубьев синхронизаторов передачи стали включаться более четко. На 1-2 передаче обычные синхронизаторы заменили на многоконусные.

Новая Лада: Максимальная выгода по госпрограммам Первый/Семейный автомобиль на Granta учебная

На завод поступило большое количество жалоб от автовладельцев, поэтому в 2020 году производитель провел модернизацию трансмиссии. Как заверяет АвтоВАЗ, обновленная версия стала тише на 25%, но все равно до идеала ей далеко.

Если причина проблемы в размерах металлической втулки

Если после манипуляций с изолентой проблема не была устранена, то, по всей видимости, шум объясняется особенностями прикрепления рычага переключения к тяге. Именно с такой недоработкой автомобиля чаще всего сталкиваются владельцы Лада Калина. Однако устранение данной неисправности можно провести самостоятельно. На эту работу уйдет минимум времени, особых знаний тоже не требуется.

Чтобы коробка передач начала работать бесшумно, нужно провести работы с использованием ключа на 13, пассатижей и электрического точила. Сначала необходимо снять кожух рычага, затем открутить гайку крепления, вынуть болт, все шайбы, а также металлическую втулку. Причина неисправности в данном случае состоит в том, что между элементами конструкции имеется небольшой зазор, в котором возникает сильная вибрация при переключении коробки передач.

Соответственно, задача мастера состоит в том, чтобы устранить зазор. В конструкции, установленной на Лада Калина, шайбы сжимаются недостаточно плотно из-за слишком большого размера металлической втулки. Поэтому, когда произведена разборка механизма, нужно взять втулку и слегка сточить ее (не более чем на 1 мм). Производить ремонт КПП следует с осторожностью, так как если сточить втулку слишком сильно, то коробка передач будет переключаться с большим трудом.

После обточки втулка должна плотно соединяться с шайбами, образуя единую конструкцию. В результате этих манипуляций рычаг начнет двигаться туже, но в этом есть свои преимущества, так как он не будет совершать никаких лишних движений. Перед тем как поставить на место все детали механизма, их следует обильно покрыть смазкой. Когда конструкция собрана, гайки нужно затянуть на максимум.

Одна из основных проблем, возникающих при выполнении данных работ, — чрезмерное стачивание втулки, в результате чего может понадобиться замена данного элемента. Однако спасти ситуацию может незначительное ослабление гайки. Оно позволит сделать движение рычага менее тугим при переключении скоростей.

Существует альтернативный способ решения проблемы с автомобилем Лада Калина. Он более сложный, но также положительно зарекомендовал себя. Демпферные втулки следует приклеить к рычагу переключения передач при помощи герметика, а металлическую втулку обернуть по кругу в алюминиевую ленту (ее можно вырезать из обычной банки из-под напитков) и установить на положенное место. Из алюминия также нужно вырезать шайбу и вставить ее между металлическим кольцом и демпферной втулкой. Перед сборкой все детали следует обработать смазкой.

Когда ремонт КПП закончен, необходимо провести тестирование механизма. Сначала нужно сделать разгон машины, а потом на скорости порядка 70 км/ч и на третьей передаче отпустить педаль газа. Если при этом не возникает посторонних звуков и вибрации, значит, проблема устранена.

Диагностируется путём фиксирования рычага КПП рукой. При этом либо пропадает совсем, либо частично (если дребезг идёт от втулки рычага КПП, и тяга КПП вибрирует в этом месте).

Дребезжать может на рычаге КПП всё — начиная от заглушки на которой нарисована схема КПП, заканчивая втулками рычага. Если сегодня у Вас дребезжит одна деталь рычага переключения передач, то по закону подлости после её обесшумливания завтра обязательно начнёт дребезжать другая. Именно поэтому дорабатываем сразу все слабые места.

Основной зудящий звук идёт в месте соединения рычага переключения передач с тягой управления передачами КП. У меня дребезг начинался при резком разгоне или сбросе газа, и езде накатом на 3 передаче, даже при фиксировании рычага переключения передач рукой, мог не пропадать. Я долгое время не мог понять откуда он, казалось что дребезг идёт из центральной консоли, в районе сопел печки.

Дело в том, что в месте соединения тяги управления КПП и рычага переключения скоростей КП есть люфт, из-за этого и дребезг. Инженеры Автоваза в этом месте поставили демпферные втулки, которые по идее должны гасить вибрации, но на практике со временем они изнашиваются, их смазка высыхает, и появляется самый противный и громкий сверчёк в машине.

Красным на рисунке показаны детали, жёстко стянутые и зафиксированные между собой, они дребезжать не могут. Зелёным детали, которые могут издавать дребезг.

Итак приступаем к устранению «сверчка». Для этого снимаем рамку чехла рычага переключения передач КП и поднимаем вверх. Откручиваем гайку (см. поз. 1 на рис. выше) и разбираем бутерброд. Гайка затянута сильно, иногда проще открутить болт поз. 6, так как он ни чем не фиксируется от отворачивания, а гайка имеет расширенную площадь соприкосновения для защиты от самоотворачивания. См. фото ниже всех снятых деталей. На фото уже изготовлена полоска для «оборачивания» втулки.

Сначала устраняем свободные зазоры между демпферными втулками (поз. 3, 7 на рис.) и рычагом переключения передач (поз. 8), приклеив их на герметик к рычагу переключения передач. На фото красным показано как его наносить.

Далее из простой алюминиевой банки (например из под фанты) вырезаем полоску, которой оборачиваем металлическую втулку целиком по кругу поз. 4. Полоску необходимо вырезать аккуратно, для установки краёв фольги банки стык в стык на втулке. См. на фото как это всё собирается (второе демпферное кольцо снято для наглядности).

Так же вырезаем шайбу из этой же алюминиевой банки для устранения осевого люфта. Шайбу вставляем с любой стороны между железным кольцом и приклеенной на герметик демпферной втулкой.

Смазываем всё демпферной смазкой или липкой белой (используется для смазки цепей у мотоциклов) и собираем обратно.

Так же смазываем полоску из фольги и шайбу с двух сторон. Немного помучившись собираем весь «бутерброд» и закручиваем гайку «бутерброда» (поз. 1) как можно сильней, но с умом, чтобы не сорвать резьбу. Желательно её дополнительно застопорить контргайкой, во избежание откручивания от вибраций.

Втулка с фольгой встаёт как надо, не в натяг и без зазоров. Ширина шайбы так же оптимальна — рычаг переключения передач при затянутой гайке не стал ходить тяжелее. На морозе тоже все нормально, так как демпферная смазка не замерзает. После этой доработки машина проехала больше 15000 км — тишина.

Далее устраняем дребезг в стакане (может его там и не было, но лучше перестраховаться, дел — то на пять минут), где находится шаровая опора рычага КПП. Заливаем туда немного трансмиссионного масла, так, чтобы оно едва проступало сверху. В масляной ванне дребезжать точно не будет, масло не чему не повредит, проверено).

Далее обесшумливаем гильзу выключения блокировки заднего хода. Для её снятия поддеваем острым предметом заглушку набалдашника рычага переключения передач (та самая, на которой нарисована схема переключения передач) и снимаем. Ключом на 13 откручиваем гайку. Откручиваем сам набалдашник. Отсоединяем от гильзы разъём и снимаем её вместе с кожухом. Гильзы бывают разных производителей, и все могут издавать дребезг. Их конструкция в целом похожа. Если дребезжит гильза — это либо внешняя её пластиковая оболочка колеблется о внутреннюю, либо пружина в ней (металлический звон). Технология борьбы проста — устраняем чрезмерные зазоры между деталями, а так же препятствуем их колебаниям друг о друга применяя смазку.

Если это пружина, то её можно немного растянуть и зафиксировать к верхнему кольцу изолентой. Так же не лишним будет смазать демпферной смазкой, ну или на худой конец литолом. Если зудит внешний стакан гильзы о внутренний — то же смазываем, так же для устранения между ними чрезмерного зазора можно внутреннюю гильзу обмотать изолентой, или подобрать подходящее резиновое кольцо, которое одевается на внутренний стакан внизу у бурта. Сборка производится в обратной последовательности.

Ну и заканчиваем заглушкой набалдашника рычага переключения коробки передач, фиксируя её, приклеив на момент. Теперь она и вращаться не будет. При необходимости её можно легко снять, поддев острым предметом.

Подавляющее большинство «наших» автомобилей «болеют» практически одними и теми же, среди которых дребезжание ручки КПП является одним из наиболее раздражающих. Слава Богу умом и «прямыми руками» нашего брата природа не обделила, и были придуманы именно самими автовладельцами ВАЗов.

Сегодня предлагаю вашему вниманию очередное решение актуальной проблемы — устранение дребезга ручки переключения передач ВАЗ 2114

своими ручками

Как избавиться от вечного гула в механической коробке передач LADA — Лайфхак

  • Лайфхак
  • Эксплуатация

Фото из открытых источников

Многим владельцам вазовских машин знаком шум в механической коробке передач при движении. Иногда он тихий, иногда — громкий. Портал «АвтоВзгляд» рассказывает, в чем причина подобных звуков, и можно ли от них избавиться.

Виктор Васильев

Обычно тихий гул никак не сказывается на поведении автомобиля, но порой сильно раздражает. Впервые подобные звуки на тольяттинских машинах появились после того, как завод стал устанавливать механическую коробку передач с тросовым приводом. Четкость переключений повысилась, но появился и побочный эффект в виде гула.

Производитель говорил, что причина посторонних звуков — несовершенная обработка шестерней и главной пары. Мелкие шероховатости и приводят к появлению характерных шумов при движении. В доработанной версии «механики» проблему частично устранили, но полностью от гула не избавились. Поэтому если смотреть на вещи позитивно, то гул — это хорошо. Он говорит о том, что трансмиссия работает.

Если все же хотите уменьшить звуки, так сказать, малой кровью, залейте в коробку более густое масло. При этом, не надо пользоваться никакими присадками. Они могут и навредить. Как известно, автохимия образует на поверхностях деталей защитный слой. Но сколько он проживет — большой вопрос. Да и продукты износа останутся в масле. А поскольку наши люди в «механике» смазку не меняют или делают это очень редко, трансмиссия может выйти из строя как раз из-за грязного масла.

Фото из открытых источников

Еще одна причина гула — износ зубьев шестерен или подшипников. Тут без ремонта уже не обойтись. Придется демонтировать коробку и менять шестерни, подшипники, а то и валы.

Некоторые «вазоводы» уверены, что кардинальное решение — это замена «механики» на новый агрегат. Не рекомендуем этого делать, потому что далеко не факт, что шум пропадет. Завод хоть и дорабатывает трансмиссии, но все равно выбор новой коробки передач сравним с лотереей. Может, повезет, и будет шуметь тише, а может и нет.

Да и дилеры на гарантийные замены идут редко, потому как шум — это не проблема конкретного экземпляра, а конструктивная особенность трансмиссии.

Вот поэтому самым правильным решением нам видится замена масла на более вязкое. Дальше можно спокойно ездить, сделав музыку погромче. А на коробку обращать внимание только тогда, когда при переключении слышится хруст — вот это уже скажет о действительно серьезной неисправности.

  • Лайфхак
  • Эксплуатация

Что за напасть и как быть в таком случае

15118

  • Лайфхак
  • Эксплуатация

Что за напасть и как быть в таком случае

15118

Подпишитесь на канал «Автовзгляд»:

  • Telegram
  • Яндекс. Дзен

АВТОВАЗ, Тольятти, дилеры, седан, дешевые машины, подержанные авто, ремонт, продать машину, купить машину, техническое обслуживание

Влияние возбуждения мультигармоник на дребезжание в коробках передач автомобилей

На этой странице

АннотацияВведениеЗаключениеБлагодарностиСсылкиАвторское правоСтатьи по теме передач, 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 гремучей 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. Смещение Возбуждение

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 0059 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
  1. 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

  2. Кату М.С., Абдельхамид М.К., Панг Дж. и Шенг Г., «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

  3. 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

  4. Т. Сакаи, Ю. Дои, К. Ямамото, Т. Огасавара 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

  5. Р. Сингх, Х. Се и Р.-Дж. Компарин, «Анализ автомобильного грохота нейтральной передачи», Журнал звука и вибрации , том. 131, нет. 2, pp. 177–196, 1989.

    Посмотреть по адресу:

    Google Scholar

  6. 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 Трудах MPT’91, Японское общество инженеров-механиков, Международная конференция по движению и передаче мощности , стр. 43–48, Хиросима, Япония, ноябрь 1991.

    Просмотр по адресу:

    Google Scholar

  7. 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.

    Посмотреть по адресу:

    Google Scholar

  8. Ж. Перре-Лиоде и Э. Риго, «Некоторые эффекты эксцентриситета зубчатых колес на автомобильный дребезжащий шум», в Трудах 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

  9. J. Perret-Liaudet, Y. Kadmiri, and E. Rigaud, «Automotive hrattle noise: some 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 , Japan, May 2009.

    View at:

    Google Scholar

  10. 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

  11. С. Н. Доган, Дж. Рыборц и Б. Бертше, «Гремящий и лязгающий шум в автомобильных трансмиссиях — моделирование крутящего 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

  12. 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

  13. 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

  14. Л. Иримеску, И. Муска и С. Алачи, «Аспекты теории и эксперименты, касающиеся коэффициента реституции», Анналы 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.

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 неприятной 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.

Возбуждения 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 причины возникновения шума зубчатых колес:

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 числа пар зубьев в контакте. Отклоняющая часть ошибки передачи возникает из-за изменений жесткости сетки.

3) Осевые челночные силы и силы в подшипниках: 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: происходит в высокоскоростных передачах и может вызвать 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 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 Гленна НАСА [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 имеют отношение к фактическим ошибкам 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 [email protected]

Разное

Добавить комментарий

Ваш адрес email не будет опубликован. Обязательные поля помечены *