傳動帶專欄多楔帶噪音分析

汽車多楔帶的傳動噪聲可分為帶與帶輪間的摩擦噪聲、帶段的振動噪聲和帶楔入輪槽時引起的空氣流動噪聲等，其中，摩擦噪聲和振動噪聲是多楔帶傳動噪聲的主要因素。

汽車多楔帶傳動不可避免地會出現彈性滑動，導致橡膠帶與金屬帶輪之間發生切向相對滑動，從而引起摩擦噪聲。帶輪安裝時不可避免地存在安裝誤差，導致多楔帶楔入帶輪輪槽時不能完全對中，帶楔與帶輪輪槽的某一側面接觸壓力增大，從而產生較大的摩擦噪聲。尤其是當過載或異物進入時，摩擦噪聲更加明顯。摩擦噪聲是由橡膠帶和金屬帶輪之間的摩擦產生，為高頻噪聲，約為1～5 kHz左右。噪聲大小與摩擦因數、摩擦面表面形貌、滑動率等有關。接觸的表面越粗糙，噪聲幅值越大；滑動率越大，噪聲幅值越大。

為了對多楔帶傳動噪聲進行預測，首先，通過靜力學分析得到多楔帶傳動系統在張緊力作用下的應力分布。然后，以應力結果為邊界條件進行預應力模態分析，得到各階振型及固有頻率；在多楔帶與主動輪接觸處施加激勵，分析多楔帶傳動系統的頻域響應。最后，將得到的頻響結果作為聲學仿真的邊界條件，設置場點位置及仿真參數，通過聲學邊界元仿真，得到噪聲分布云圖和場點的頻響曲線。

多楔帶楔入帶輪時由于彈性滑動作用與帶輪間產生相對摩擦，引起帶橫向振動。在多楔帶與主、從動輪的楔入、楔出處施加激勵。設置頻率范圍0～500 Hz 進行諧響應仿真分析，仿真得到多楔帶橫向振動頻響曲線如圖3所示。由圖3可以看出，多楔帶在頻率83 Hz 出現峰值，該頻率與系統的1 階固有頻率耦合；在頻率464 Hz 也出現振動峰值，該頻率與系統的6 階模態耦合。因共振發生具有不確定性，故2 階～5 階固有頻率處未產生峰值。由此可知，當激勵頻率等于固有頻率及其倍頻時，多楔帶可能發生不同程度的共振，產生較大的橫向振動幅值。

多楔帶傳動屬于摩擦型傳動，依靠摩擦力傳遞運動和動力。因多楔帶具有運轉平穩、傳動振動小及傳動緊湊等優點，故廣泛應用于汽車發動機的前端附件驅動系統中。多楔帶傳動多為開式傳動，受外界環境影響較大，如多楔帶過載、異物進入時，會產生劇烈振動引起噪聲。隨著對汽車性能要求的提高，多楔帶振動、噪聲方面的研究引起了國內外學者的關注。Sheng等研究了不對中噪聲和滑動噪聲的機理，針對不對中引起的橫向受迫振動產生的噪聲和切向滑移引起的縱向自激振動產生的滑動噪聲的機理分別建立數學模型，利用噪聲試驗臺驗證增加多楔帶厚度可以降低帶的徑向滑動，減小傳動噪聲。因為多楔帶的振動是噪聲產生的主要原因之一，所以，大量學者針對多楔帶的振動進行了試驗研究。上官文斌等針對發動機前端附件驅動系統中的多楔帶振動進行詳細研究，利用Hamilton 原理建立了三輪一帶傳動系統梁耦合振動模型，研究了張緊器參數對帶段振動的影響規律；以三輪一帶系統作為研究對象，建立了三輪一帶傳動系統振動計算的數學模型，應用伽遼金法計算各帶段的橫向振動并進行試驗，驗證了數學模型和計算方法。

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