车辆是现代生活最常用的交通工具,也是影响最大的噪声污染源,因此必需控制车辆噪声。齿轮在低速运转时,噪声并不大,但随着转速的提高,噪声急剧增加,于是就变成车辆的主要噪声源之一。控制齿轮噪声,对降低车辆噪声具有非常大的价值。本文以摩托车的初级齿轮为例,研究高速齿轮噪声的控制。采用有限元、边界元相结合的方法,分析齿轮啮合动态特性,进而仿真出振动和声场辐射情况;探讨各参数与啮合噪声关系并寻求最优参数,为车辆低噪声设计提供依据;进行台架试验,验证参数与噪声的变化规律及仿真计算准确性。主要研究结论如下:高速齿轮噪声的主要产生机理在于交替啮合时的轮齿冲击,而产生轮齿冲击的根源在于轮齿受力变形破坏了理论啮合关系。因此,控制高速齿轮噪声主要是控制交替啮合时轮齿受力的平稳过渡。考虑轮齿修形曲线和内燃机波动扭矩,建立齿轮和轴的有限元模型,采用Ls-dyna进行动态分析,可计算出啮合力及四个轴承的冲击力,然后将其加载在齿轮和箱体的有限元模型上,可计算出结构振动加速度及其辐射声场。台架试验表明,试验结果与仿真结果的频率特征完全吻合、变化趋势一致。在发动机变扭工况下,齿轮振动噪声随转速的增加而迅速增加;通过弹性变形求得的一倍修形曲线具有最佳的降噪效果,其次是圆弧修形和直线修形,最差是两倍修形,但也要好于不进行修形的齿轮副;各种因素对恒定和变扭矩齿轮副振动噪声影响规律相同,可以用恒定扭矩齿轮副振动噪声变化规律预测变扭矩齿轮副振动噪声变化规律。不同变位系数的齿轮振动噪声试验表明,变位系数选择为0.82减振降噪效果最好,变位系数为0.39次之,变位系数为0.54最差。考虑小齿轮强度和齿顶尖度等因素,选择变位系数0.54的齿轮,但必须通过修形使齿轮振动噪声达到理想的效果。最佳修形效果的变位系数为0.54的齿轮副与不修形的变位系数为0.82的齿轮副相比,其加速度均方根值减小了10～20%,声功率级减小了1～2dB。最终确定改进方案为保持原齿轮参数,对齿轮进行一倍修形。