汽车变速器的“空挡异响”

2008年第 2期 綦齿传动 · 13· 变速器的“空挡异响" 冯富国 摘 要：一段时间内，变速器“空挡异响”在客车厂和用户处反响较为突 出，这种”与感觉有关的质量”成了客车用户的主要关注点和主要质量焦点。 现就其作一肤浅分析，供参考。 关键词 ：变速器 空挡异响 1 变速器“空挡异响’’现象 “空挡异响”——即车辆停驶 、变速器处于 空挡位置、发动机在怠速(约 700～800 rpm)状 态下运转 ，一接合上离合器 ，变速器就产生明 显的敲击嘎啦声，可明显地区别于离合器脱开 时的声响。也就是说，接合上离合器比脱开离 合器的噪声差异大，且这种声音比较杂乱，人 耳能较为明显的感觉到。对客车来说这就是 “与感觉有关的主要质量”问题之一。 这种“空挡异响”噪声属于由旋转机械造 成的含有非常明显的基频和伴随基频的谐波 的有调噪声。 2 控制噪声的 措施 《全国民用建筑工程设计技术措施》规划•建筑•景观全国民用建筑工程设计技术措施》规划•建筑•景观软件质量保证措施下载工地伤害及预防措施下载关于贯彻落实的具体措施 声源控制，传递途径控制，接受者三个方 面。但不可能对汽车噪声的接受者(司机或乘 客 )采取措施 ，所 以前二个就成为主要的噪声 控制途径。为此降低汽车噪声的根本办法是： 控制声源，并补之以传递途径上可行的措施。 3 变速器“空挡异晌”起因 汽车噪声的成因是很复杂的，主要 表 关于同志近三年现实表现材料材料类招标技术评分表图表与交易pdf视力表打印pdf用图表说话 pdf 现在 汽车传动系统上——包括从发动机到汽车驱 动车轮之间的一系列旋转部件，以及由发动机 驱动的附件，如空调机、发电机等。传动系统通 常由离合器 、变速器、万向节、传动轴、主减速 器、差速器及驱动轴等构成。为了方便分析“空 挡异响”，我们将整个传动系统分为前驱动系 统 (发动机 、离合器 、变速器三大部件 )和后驱 动系统(万向节及以后)两大部分。单就变速器 的“空挡异响”，仅局限于发动机——变速器的 区间内进行探讨。 3．1 对汽车来说，发动机是最大的主振动源和 噪声源。 3．1．1 发动机运转时，同时受到燃气力和各种 机械运动的激振力，使得全部机械结构都处于 振动中，发动机表面的辐射噪声是其结构振动 的结果，所以其噪声一般多在 1oodB及以上。 3．1．2 发 动机输 出的是 一种变化的扭矩—— 它是汽缸内燃烧压力产生的不连续的扭矩脉 冲和往复运动活塞产生的周期性 的惯性力矩 的合成变化，这种扭矩变化引起角速度的变 化 ，呈周期性 ，它依发动机种类而不同 ，且 随负 荷条件而变化。 3．1．3 发动机的扭矩变化对传动系统其它总 成部件的影响主要是以发动机的角速度变化 率为表征体现(如图 1)，角速度的变化和声音 的周期一致，角速度变化率越大，嘎啦声也越 大。柴油发动机的角速度变化率一般比汽油发 动机的大，是因其爆发扭矩大，转速低的飞轮 角速度变化更大，空挡时易使变速器齿轮系出 现拍击碰撞噪声，“嘎啦声异响”就大。这就是 柴油发动机比汽油发动机的敲击嘎啦声大的 原因。 3．1．4 汽车传动系统的振动大致分为弯曲振 动和扭转振动，一般二者是耦合的，既有线性 · 14· 綦齿传动 2008年第 2期 的，又有非线性的。前驱动系统发生的“空挡异 响”，它不是由弯曲振动引起，多起因于发动机 的扭转振动，是一种扭转振动噪声。“空挡异 响”是汽车停驶时前驱动系统因扭转振动发出 的一种不悦耳声音，多由①发动机运转不平 衡、②扭矩变动、③发动机燃气爆发脉冲、④变 速器 自身的振动及激振等振源引起，又以变速 器的齿轮噪声体现出来。 · 峭 蚋 O 角速度变化率(*)=李 ×·。。％ ／ 柴油发动机 ／ ／‘ 汽油发动． I 角速度变化率(％) 图 1 角速度变化与嘎啦声 3．2 离合器 3．2．1 离合器总成是前驱动系中一个重要的 传动部件。很多试验和经验证明，离合器从动 盘扭转特性的性能，对衰减发动机扭转振动能 起到很好的作用和效果。 3．2．2 表 1是对部分离合器装车所作的性能 测试，却也证明离合器的性能及质量优劣对变 速器的振动噪音有较明显的作用。采用带预 减振的离合器已成功地解决了一些车辆的空 档异响问题。 3．2．3 图2左为普通结构二级减振的离合盘， 没有 3级预减振功能，其扭转特性曲线如图3 所示，减振扭转角度仅为左右各 1。，比较小。 其扭转特性性能决定了它不能很有效地吸收 和衰减发动机的角速度变化，所以减振性能不 好，对消除“空挡异响”效果不佳。 3．2．4 图2右和图4为带 3级预减振机构的 离合盘，可视为在离合器从动盘上装置了扭转 减振器。从图5扭矩特性可知，它有较宽的扭 矩特性和较大的扭转角度(可达50)，具有能衰 减发动机角速度波动的性能，延缓了飞轮和输 入轴齿轮之间的相位波动，可降低空档拍击碰 撞噪声的冲击能量，对降低发动机输出转速波 动较为有效，取代普通结构离合盘后均能较好 的解决“空挡异响”。 表 1 (单位：dB) 车型及发动机 车型：6896 YC4G220．30发动机 5挡变速器 序 试验状态 停驶 (怠速) 路试后停驶 (怠速) Valev 395 Valev 395 换SACHS 395 号 离合器 国产 395 (带预减振) (带预减振) (带预减振) 测量点 分离前 分离后 分离前 分离后 分离前 分离后 分离前 分离后 l 方向盘 57．8 57．2 5 8．5 57：3 5 7．5 56．5 58．6 58．8 2 变速杆防尘罩 67_3 60．9 62-2 59 64．5 6I．2 62．5 61．7 3 后桥上方 (车内) 61 6O．1 60．9 60．4 4 变速器正下方8cm 94 84．5 90．2 86 9l 88 88 87 变速器正下方8cm 5 96．2 87．1 90．2 88．5 92 90 (怠速提升) IC~)8年第 2期 綦齿传动 · 15· 图 2’ 图4 _3 变速器 ．3．1 前驱动系统的最后一个环节是变速器。 E汽车传动系统中，变速器是仅次于发动机的 宦要部件，直接涉及汽车的操控乐趣和驾乘舒 呈性，变速器处于离合器和传动轴之间，将发动 rL的动力和转速进行调节后，再传给驱动轴，起 重要的调配功能。 ．3．2 变速器是一种多齿轮对传动机械，在任 可机械的驱动下必然会不同程度的产生运转噪 旨 ，这是不可避免的。它不同于单齿轮对传动 rL构，它比单齿轮对传动产生的噪声要复杂得 ，它由许多不同频率和声强的声波无规律的 乱组合而成，其信号分布在整个声频范围内。 斤以变速器对汽车来说也是一个被动噪声源和 簌裔蠹攫鳙蠛缝特蠖赣馥 图 3 ·T口 n L CH^ R“ f￡ 6TC TF艟 一P，M ，● J，l - H／D~H ∞ J，l 2 S TORDU! l P ~ HP[R·I15l 4‘-q m／][Z - o^ H ¨ tI^L 2．1 知 IAFⅡR 5H5I’oI【qn，缸 ，■IT L TO -'S1EP St^废 Ol 口_ 一2STEP STkⅡ '巧 h●^ 图 5 激振源。 3．3-3 从图6可知，发动机转速波动的角速度 变化率引起的扭转振动是噪声源头，发动机扭 转振动的传播声通过机件传给变速器，同时引 起变速器的扭转振动，特别是在发动机的怠速 或加速阶段引起齿轮、花键间(或同步器件)的 反冲击(碰撞)而产生碰撞噪声，所以齿轮及花 键是变速器的主要噪声源。 3．3．4 变速器的扭转振动声可分为两个，一个 是传递扭矩的齿轮啮合声，另一个是不传递扭 矩的齿轮成为发声体的嘎啦敲击声(也称为碰 撞拍击噪声)，两者使得变速器产生了“声响”。 因柴油发动机的转速波动比汽油发动机的大， 这种“声响”在柴油客车上就更显著。 · 16· 綦齿传动 2008年第2期 图6变速器的噪声原因 3．3．5 一些研究表明，变速器总成设计中零件 的转动惯量对齿轮的噪声和换档性能有较大 的影响。转动惯量大，齿面冲击、能量损失也增 大，发生啮合碰撞的可能性增大，嘎啦声亦变 大。这在变速器的初始设计(或全新设计)时应 予以充分考虑，一般是通过零部件的布置或支 撑方式来达到降低转动惯量的目的，一旦变速 器设计定型其变动的可能性是非常小的。 3．3．6 变速器内齿轮以及支撑齿轮和轴的多 种传动机件(如轴承、换挡件、箱体、壳盖等)在 加工和安装时必然存在误差。因此在传动过程 中，齿面的凸、凹不平会引起点接触，齿面之间 有相对滑动以及啮合过程中的不连续性和载 荷的不均匀性等。这些因素均能造成摩擦、振 动、甚至冲击，并消耗一部分传递的功率，其大 部分立即转变为热能，导致整个机构和润滑油 的温升，少部分以振动和噪声的形式通过箱 体，机座等介质，向周围传播和辐射。 3．3．7 渐开线齿轮在啮合运转过程中，各啮合 点位置的刚度随时间呈周期性变化，即使载荷 不变，齿轮系统仍会象变刚度弹簧系统那样激 发出振动，所以刚度变化本质上是产生齿轮振 动的一个非线性问题 ，是齿轮产生噪声的原 因 之一。 3．3．8 齿轮噪声的强、弱与同时产生的机械振 动有很大的关联。也与传递功率的大小、齿轮 载荷、节线速度、运动精度、润滑条件等因素有 关。就一对齿轮而言，大、小两个齿轮在运转过 程中由两轮齿啮合时齿面摩擦力方向的改变 而产生节线冲击力和啮合冲击力，从而激起齿 轮的啮合噪声。 3．3．9 齿轮的节线冲击力与传递力矩、齿面间 摩擦系数及相对滑动速度的大小有关。齿轮传 递功率越大、齿面粗糙度越大、转速越高，齿轮 的节线冲击力就越大。齿轮在运转过程中受力 会发生啮合变形，往往易于使啮合点偏离啮合 线而形成线外啮合，再加上齿轮的制造安装误 差等，使得齿轮在运转过程中发生轮齿与轮齿 之间相互撞击而辐射噪声。 3．3．1O 齿轮噪声频率与齿轮啮合频率相互对 应，齿轮的固有频率与转速无关，当齿轮安装 有较大偏心量时，齿轮振动时将出现不同振动 形态的多个固有频率。由于齿轮的齿宽相对外 径来说较小 ，因此齿轮承受冲击时，产生的振 动主要是轴向振动，变速器二轴齿轮与滚针轴 承有间隙，因轴向振动而产生摇摆(振动)。当 齿轮的振动频率等于它的固有频率时，齿轮将 因共振而产生很大的噪声。因此设计过程中必 须注意使齿轮啮合频率避开共振频率。 3．3．11 齿轮的转速(圆周速度)对其噪声的影 响最大，同一齿轮，圆周速度越大，噪声越大。 转速升高，辐射声压级随之提高。一部分激励 力作为固体声由齿轮传人轴承，使轴承的各部 分产生振动。轴承将此激励传到齿轮箱体，箱 体就因其刚性不同而或多或少地辐射噪声。激 励的固体声通过螺栓传至车架、底盘等，使其 振动而发出噪声。 3．3．12 变速器是一种高速运转的齿轮机械， 可借助于增加齿面重合度减小其噪声，使齿轮 副的总负荷减小，也就相应减小了轮齿进入和 脱开啮合时的动载荷。噪声的声压级与重合度 的4次根成反比，在单齿对和双齿对啮合区 内，轮齿的刚度在单、双齿啮合交界处发生突 变，使轮齿的受力不一样 ，单齿对所承受的力 大约是双齿对的2倍。当轮齿相继啮合下去 时，齿轮就承受着周期性的交变载荷导致了位 移 、速度和加速度在相应部位发生突变，这一 突变是产生啮合噪音的最主要原因。 轮齿在啮合过程中的受力情况是复杂的， 载荷是不稳定的，轮齿的振动具有冲动性和随 机性，在齿轮副一转内其噪声的频率分布具有 明显的啮合周期性。特别是高速齿轮副的啮合 2008年第2期 綦齿传动 · 17 · 基频(如某变速器超速挡为 1106HZ)超过了噪 声的高频段起点，感觉会相当明显 ，所以其运 转平稳性对齿轮重合度和振动的要求都相对 较高，一般要求其端面重合度应在 1．4、轴向重 合度应在 1．2以上f】]。在影响齿轮噪声的几乎 全部齿轮参数和误差项 目中，都没有重合度对 它的影响大，这是因为随着啮合齿数的增加， 个别齿上的误差作用将被削弱的原故。 3．3．13 在设计变速器齿轮对时，侧隙是一个 重要的参数。如就单对齿轮啮合来说，较大一 点的侧隙值对啮合噪声影响不会太大。但变速 器是多齿轮对机构，在运转或空挡时 ，都有多 对齿轮处于空啮合运转状态，这时变速器啮合 噪声比单对齿轮啮合的噪声要复杂得多。齿轮 啮合侧隙大对“空挡异响”的影响是客观存在 的[2]，由于侧隙大，齿轮空转或反转时碰撞的势 能大，就会产生较大的碰撞异响声。但也不可 能无侧隙而形成“紧密”啮合，这也会形成很大 的噪声，所以适当的侧隙值是很重要的。 3．3．14 齿轮精度对噪声有最直接的影响，基 本规律是 ：齿轮精度高——噪声低 ，精度 低——噪声高。在生产实践中也发现：一对互 相啮合的精度达 5级的齿轮，齿形齿向均在误 差值内，其啮合噪声仍有较大的尖叫声。所以 即便是完全没有误差的齿轮，也难免产生噪 声。齿轮的精度包括很多误差项 目，如周节偏 差、累积误差、节圆跳动、齿形齿向误差、齿面 粗糙度⋯、它们都以各自的作用不同地影响着 齿轮噪声。 3．3．14．1 累积误差、周节偏差、节圆跳动等三 个项 目表征齿轮的运动精度，都影响着齿轮的 瞬时传动速度，其运转不平稳性将使齿轮产生 振动和噪声。这种噪声带有幅值调制和频率调 制性质，且噪声的频率较宽，容易引起齿轮共 振，增大齿轮噪声。节圆跳动 Fr是一种几何偏 心 ，它与周节偏差 、累积误差之 间存在着一定 的关系和牵连，Fr与 fpt对噪声的影响有相同 的结果，减小 Fr可以减少Fp，也就减少了F”i。 所 以在新的齿轮国标 GB厂r 10095．2—2o0l中 ， 压缩了节圆跳动误差值，原因就在于要通过减 少节圆跳动量来达到减小周节偏差和累积误 差的目的，这个项目在目前的工艺水平下是比 较容易实现和达到的。 3．3．14．2 周节偏差 fpt(或基节偏差)、齿形误 差F0【、和齿向F$误差是影响齿轮平稳性的主 要项目。在齿轮一转过程中，它们会引起多次 反复变化的转角误差(高频误差)。正的基节偏 差易引起顶刃啮合性撞击，形成啮入冲击，所 以要避免齿顶凸顶。 3-3．14I3 要特别关注齿形、齿向的形状误差对 噪声的影响，齿形 Fa齿向邛 的误差数值并不 能判明对噪声的影响程度，重要的是它们的形 状误差。轮齿从正常啮入到啮出之前是否啮合 平稳则主要取决于齿形和齿向的形状误差，如 齿顶凸顶、或齿根翘起、或中空，直接造成啮合 的二次(或多次)冲击 ，危害极大。尤其是在节 点附近的“中空”造成的噪声则最为严重。啮入 冲击的危害大于啮出冲击，要优先予以解决， 办法常常是从动齿轮的齿顶修缘量大于主动 齿轮的齿顶修缘量。 3．3．14．4 同一个齿轮，若齿形中凹(中凹量不 均)并游离(有的压力角偏小，有的压力角偏 大)，则在运动过程中必然会造成更严重的二 次冲击，产生强烈的杂音及周期性噪声。经剃 齿的齿形一般多有中凹现象(注意：蜗杆磨齿 也常因砂轮截形问题等形成中凹)，要采用修 磨剃齿刀的方法尽力避免和消除。 3．3．14．5 齿向中空、游离则会使齿轮(特别是 二轴齿轮)轴向摇摆形成振摆性噪声。齿向误 差对噪音的影响程度比齿形误差小，也不那么 敏感。如果一对齿轮的齿向误差方向不一致、 叠加会形成棱边效应而增大噪音，一对齿轮的 齿向误差方向的一致性能减少对噪声的影响。 3．3．14．6 为了改善齿轮的传动性能以降低振 动和噪声，在保证一定精度的条件下最行之有 效的方法是对齿廓进行修形。 3．3．15 在选用齿轮精度时，还必须考虑载荷 的影响：载荷小时，轮齿误差对噪声的影响较 · 18· 綦齿传动 2008年第 2期 大(如空挡、或空载时)，载荷增大时，由于轮齿 变形会抵消一些误差，精度和误差的影响对噪 声会有所减缓。如对低精度齿轮组采用提高加 工精度是一种降低传动噪声的便宜而有效的 方法。空挡时载荷较小，比受载时的噪声明显 要大一些。 对于一定用途或使用条件下的变速器总 成来说(如重型变速器)，没必要采用高精度齿 轮。精度高一是增加了制造难度，二是大大增 加制造费用，这是不合适的。由于汽车行业存 在的激烈竞争，要求在一定的质量下降低成 本，在这种要求下必须首先要求汽车齿轮的精 度着重满足传动强度的需要，而不是无原则的 提高齿轮精度。 3．3．16 当声源的振动频率与齿轮箱壁或其它 零部件(如轴承、换挡同步件、箱体、侧盖等)的 固有频率重合时，则会使这些构件处于共振状 态，形成非常强烈的固体声激励，这些机件既 是噪声体，又是固体传声媒体，会使噪声明显 增大。如轴承间隙调整不当、换挡同步件的间 隙、机件的运转和互相摩擦，都将产生一定的 噪音，都会直接影响噪音的形成和传播。由于 噪声的复杂性，在重视齿轮噪声的同时，对这 些机件固体声的激励问题也不可忽视。 3．3．17 变速器内由润滑油 的粘滞阻力产生的 拖曳阻力能减小嘎啦噪声。油温高，粘度变低， 拖曳阻力减小，啮合声和嘎啦声增大。这可能 是变速器在行驶一段时间后变速器响声增大 的原因之一。 3．3．18 根据负荷条件，齿轮敲击有两种形态： a．变动扭矩小于平均扭矩时，在与传递扭 矩无关的浮动齿轮上发生敲击。 b．变动扭矩大于平均扭矩时，在与传递扭 矩直接相关的齿轮上发生敲击。 3．3．19 变速器的噪音是比较复杂的，即使设 计和加工出质量良好的齿轮，也并非能获得满 意的噪音效果 ，所 以变速器噪音历来是解决的 难题。这就需要通过大量的试验研究和实践， 找寻最合适的变速器(或齿轮)降噪措施。 4 变速器的“空挡异响” 4．1 发动机怠速时转速波动的角速度变化率 引起的扭转振动的传播声通过机件传给变速 器，同时引起变速器的扭转振动而产生齿轮对 的碰撞噪声，所以发动机是变速器怠速时的主 要振动源。 4．2 没有3级预减振性能的离合盘，不能有效 吸收和衰减发动机的角速度变化，将发动机扭 转振动直接传给变速器。 4-3 变速器处于怠速空挡时，各齿轮对仍处于 啮合状态，而常啮合挡的工作特征是不明显 的。当常啮合挡将发动机波动的转速(变化的 角速度)传递给其它齿轮对时，各挡齿轮对均 处于“非约束”的自由状态下的空转而未传递 扭矩 ，由于存在侧隙，会形成两轮齿面的连续 冲击(尤其是二轴齿轮都有可能存在摆动和松 动现象)。而多个齿轮对啮合碰撞所引起的回 转振动、以及轮齿误差引起的啮合振动所产生 的冲击等共同作用而产生噪声和向外发射，而 成为空挡敲击的噪声源。再因齿轮本身固有的 质量差异，使得产生的“空挡异响”差异较大。 4．4 变速器空挡时产生的嘎啦敲击声(flz称拍 击噪声或撞击噪声)：是变速器有侧隙的空转 齿轮副处在一种可分离的情况下运转，在发动 机变化的角速度影响下 ，两轮齿表面连续撞击 而产生的声音。侧隙越大，齿面撞击时的能量 损失增大，嘎啦声也增大。且多经由图 7的路 线将这种声音传到司机或乘客。这就是为什么 在驾驶位能感觉到比较强烈的异响声的原因。 ／／变速器壳体表面— — 车身＼ 齿面撞击 耳朵 ＼ 变速杆i 广 5 减少变速器的“空挡异响”的措施 5．1 发动机是引起“空挡异响”的主要振动源。 对于角速度变化大的柴油发动机汽车，采用带 3级 预减振 的离合盘 衰减发动机 的角速度变 化，是一个较为行之有效的办法。这已在一些 客车消除“空挡异响”的问题上得到了很好的 2008年第 2期 綦齿传动 · 19· 验证 。 5．2 变速器噪声历来是齿轮设计和制造的难 点之一，“空挡异响”与变速器本身有一定的内 在联系，较好的齿轮质量是低噪声的基础。影 响齿轮噪声的因素也很多，如齿轮的设计结 构、参数、精度、使用条件、受激振形式等都对 齿轮噪音有不同程度的影响。 5．2．1 在考虑变速器传动装置的噪声时，要高 度关注齿轮对的啮合侧隙。侧隙大对“空挡异 响”的影响是客观存在的[2】，适当的侧隙值是很 重要的，根据经验最大极限侧隙≯O．3mm。 5．2．2 注意齿轮的齿顶倒角对端面实际重合 度的影响。齿顶倒角大，将使齿轮对的实际端 面重合度有所减少，使得二对齿啮合区减少， 如再因齿形形状不良，会使齿面的啮合振动加 大。所以要尽可能地避免端面重合度小于 1．1— 1．2。 5．2-3 要高度关注常啮合档齿轮对的设计和 制造质量 ，这会在很大程度上能改善啮合状 态，特别是在空挡时能获得较低的啮合噪声。 5．2．4 齿轮的设计和制造应从变速器总成的 整体考虑：即充分考虑到零件的加工误差、装 配后的配合间隙等对啮合极点和啮合性能的 影响，给出较为详细的设计和制造参数，给出 齿轮啮合极点合理的超越储备量。 5．2．5 根据齿轮的挡位、主从动工况 ，采用不 同的设计齿形和设计齿向，或采用左右齿面不 同的齿形修形、齿向修形技术，是在一定精度 下最简单易行的方法。 5．2．6 因为噪声的复杂性，要降低齿轮噪声 ， 仅仅按设计要求制造加工只是一个基本方面， 并不能完全解决问题，生产制造过程中的质量 控制亦是一个非常重要的环节。在一定的设计 情况下 ，齿轮制造质量是影响齿轮啮合噪声 的 首要因素之一，其中又以齿形齿向的形状误差 首当其冲。除保证主要质量达标外，对于齿形、 齿向两个误差项目，除采用修形设计、更要重 视齿形、齿向的实际控制和达到的状态。齿形 形状误差 (中空 )的影响最为严重(齿向的中空 比齿形中空的影响要小)，累积误差和节圆跳 动次之。变速器中只要有一对齿轮的齿形中 空，或多个误差缺陷的组合 ，其啮合音质就会 非常差，整个变速器的噪音就不可能好。所以 变速器本身质量优良，“空挡异响”会大大减 弱。 5-3 为获得稳定的齿轮制造精度，必须要有稳 定的工艺系统精度才能得以实现，这相应要 求 ： a．机床或设备要保证好的工作精度和调整 精度，性能良好。 b．保证刀具、工装的设计和制造精度，对 精度丧失的工艺装备及时给以鉴定、补充。 c．高度关注工艺装备设计的优化改进和对 加工质量的保证能力，提供更可靠的工艺装备。 d．提高全员(操作者)的素质和质量意识 和工艺意识，以好的工作质量保证产品质量。 6 结束语 由于齿轮(或总成)噪音和降噪问题的复 杂性，仅仅依靠设计出优化的符合噪音 标准 excel标准偏差excel标准偏差函数exl标准差函数国标检验抽样标准表免费下载红头文件格式标准下载 要 求的齿轮(或总成)是不够的，首要的重点还是 需要齿轮制造工艺的稳定性和质量控制的有 效性给以切实的保证，这是根本。 降噪是一个多方面的系统工程，需要向综 合治理拓展，并不断的总结、积累和研究，用大 量的实践经验去提高、完善降噪的方法、措施。 轻量化、低噪声、高承载已成为现代变速器设 计的发展方向。 以上简要介绍 了变速器“空挡异响”的一 些原因，由于水平有限，错误在所难免，也可能 挂一漏万，供商榷。 参考文献： 1．汽车工程全书编辑委员会．汽车的传动装置[日]．机械 工业 出版社 1993年 出版。 2．徐兀汽车振动和噪声控制，人 民交通出版社。 3．汽车齿轮总第 28、37、38、39、65、68、74期 。 4．变速器设计对齿轮异响和换档性能的影响．綦齿传动． 1987．1。 5．汽车齿轮的设 计．綦齿传动．2003．1 2003．2。 6．工程机械 齿轮传动 系统噪声分析与控制．现代制造工 程 ．2004．1