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020-86992338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(xiàn)彈性滑動，導致橡膠帶與金屬帶輪之間發(fā)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(cè)面接觸壓力增大，從而產(chǎn)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(chǎn)生，為高頻噪聲，約為1～5 kHz左右。噪聲大小與摩擦因數(shù)、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(tǒng)在張緊力作用下的應力分布。然后，以應力結(jié)果為邊界條件進行預應力模態(tài)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(tǒng)的頻域響應。最后，將得到的頻響結(jié)果作為聲學仿真的邊界條件，設置場點位置及仿真參數(shù)，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(chǎn)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(xiàn)峰值，該頻率與系統(tǒng)的1 階固有頻率耦合；在頻率464 Hz 也出現(xiàn)振動峰值，該頻率與系統(tǒng)的6 階模態(tài)耦合。因共振發(fā)生具有不確定性，故2 階～5 階固有頻率處未產(chǎn)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(fā)生不同程度的共振，產(chǎn)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(zhuǎn)平穩(wěn)、傳動振動小及傳動緊湊等優(yōu)點，故廣泛應用于汽車發(fā)動機的前端附件驅(qū)動系統(tǒng)中。多楔帶傳動多為開式傳動，受外界環(huán)境影響較大，如多楔帶過載、異物進入時，會產(chǎn)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(nèi)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(chǎn)生的噪聲和切向滑移引起的縱向自激振動產(chǎn)生的滑動噪聲的機理分別建立數(shù)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(chǎn)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(fā)動機前端附件驅(qū)動系統(tǒng)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(tǒng)梁耦合振動模型，研究了張緊器參數(shù)對帶段振動的影響規(guī)律；以三輪一帶系統(tǒng)作為研究對象，建立了三輪一帶傳動系統(tǒng)振動計算的數(shù)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(shù)學模型和計算方法。
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