某型變速器箱體振動噪聲分析研究

周 磊,于柱春

(合肥工業大學 機械與汽車工程學院，安徽 合肥 230009 )

隨著社會的快速發展，汽車已經成為人們日常生活中不可或缺的交通工具之一。汽車在給人們的出行帶來方便的同時，也對人類的生存環境造成一定程度的破壞，汽車行駛時產生的噪音便是其中之一。據統計，機動車產生的噪聲占全部環境噪聲的3/4[1]。目前，世界各國根據自身國情頒布了一系列法律法規，對機動車的噪聲進行定量限制。

一輛汽車由成千上萬個零部件組成，汽車噪聲由各零部件產生的噪聲共同組成，變速器的噪聲便是汽車噪聲的一個重要組成部分。汽車變速器的振動是由許多振動疊加的極為復雜的隨機振動過程[2]，包括軸承的高頻振動、齒輪嚙合沖擊振動和軸的周期性旋轉振動等，不論是哪種形式的振動，最終都將傳遞給變速器箱體，使其產生無規則的隨機振動。本文以某新開發的變速器為研究對象，利用有限元軟件對變速器箱體模型做自由模態分析和頻率響應仿真分析，得到其模態頻率分布和相應振型，避開共振點，獲得箱體表面的振動加速度數據。利用聲學分析軟件Virtual.Lab對變速器箱體進行輻射噪聲分析，提取箱體表面的噪聲分布圖以得到聲輻射敏感區域，得到箱體振動噪聲的分布情況，為廠家設計變速器箱體提供參考。

1 模型建立

圖1 變速器箱體三維模型

1.1 三維模型建立

該變速器箱體有3部分組成，即主箱體、箱體前蓋和箱體后蓋。在建立變速器箱體有限元模型之前，首先要建立其三維實體模型。本文利用三維造型軟件SolidWorks ，根據二維CAD圖紙，按照1:1的比例建立變速器箱體各組成部分的實體模型，并進行裝配。變速器箱體三維模型如圖1所示。

1.2 有限元模型的建立

圖2 變速器箱體有限元模型

利用HyperWorks軟件建立該變速器箱體的有限元模型。變速器箱體結構比較復雜，結構不對稱，而且尺寸變化大。正是由于這些特點，使得網格的劃分工作比較困難。而網格質量的優劣又關系到計算結果的精度和耗時。以圣唯南定理為依據，在誤差允許的范圍內，對箱體結構模型作必要的簡化處理和假定[3]。

1)箱體表面加強筋的處理。箱體表面加強筋處的網格密度很高，但是加強筋主要是為了增加箱體局部的剛度，其自身受力變形很小，為避免計算時浪費大量的計算機資源，將加強筋外表面簡化為平面；

2)箱體上部分小孔的處理。模態分析使用的模型不需要了解箱體局部的特性和應力特征，忽略掉箱體上部分直徑為11 mm的圓孔；

3)假設箱體是剛性的。由于變速器箱體結構復雜，各部分厚度不一，故進行網格劃分時采用三維實體網格進行劃分。網格尺寸設為5 mm。該變速器箱體各部分之間通過螺栓連接，在有限元模型中采用RBE2模擬螺栓連接，限制螺栓處的自由度為0，使各部分連接成一個整體。最終的有限元模型如圖2所示。該模型有317 640個單元，其中四面體單元為317 471個，RBE2單元為129個，90 574個節點。

2 自由模態分析和頻率響應分析

2.1 自由模態分析及試驗驗證

模態是機械結構固有的屬性，與是否受外界載荷作用沒有關系。模態不是單一的，各個模態通過結構固有頻率、結構阻尼比和結構振型來描述[4]。根據是否對結構施加邊界條件，模態分為約束模態和自由模態2種。在對結構進行試驗模態分析時，是模擬結構的自由邊界條件，因此，本文進行自由模態分析。

變速器在工作過程中，承受著各種振動頻率連續可變的激勵作用，主要振動激勵源有發動機振動、齒輪嚙合激勵與路面激勵[5]。

1)發動機振動

發動機在工作過程中，其轉速是連續可變的，因此激勵頻率也隨之作連續性改變。發動機激勵頻率的計算公式為

f=2nz/(60τ),

(1)

式中n為發動機轉速，r/min；z為缸體數目；τ為發動機沖程數目。

與此變速器匹配的發動機為四沖程四缸發動機，最高轉速為4 500 r/min，怠速轉速為600 r/min。由式(1)計算可知，發動機的低階激勵頻率為20～150 Hz。

2)齒輪嚙合激勵

變速器通過不同齒輪的相互嚙合傳遞動力，在工作過程中，由于誤差和外界載荷的變化，導致齒輪嚙合激勵的產生，并通過軸和軸承傳遞給箱體。此類激勵大部分是周期性的激勵，激勵頻率可以根據擋位數和輪齒個數來計算。所選變速器的低階擬合頻率為500～1 800 Hz。

3)路面激勵

汽車在非平坦路面上行駛時，會受到來自路面的復雜激勵，激勵頻率的大小與路面的實際狀況和行駛速度有直接關系。路面激勵頻率的計算式為

f=v/L,

(2)

式中v為行駛車速，m/s；L為路面不平度波長，m。

平坦路面L=4.2～90.9 m，石塊路面L=0.8～6.7 m，搓板路面L=0.5～1.1 m。常用的汽車行駛速度為10～30 m/s。根據式(2)可知路面激勵頻率在30 Hz以內。

將求解頻率設定為1～2 000 Hz。該變速器材料為灰鐵，密度為7.8 t/m3，彈性模量為2.5×105MPa，泊松比為0.3。設置好相關參數后，開始求解。模態頻率與試驗數據對比如表1所示。

表1 模態分析及實驗數據對比

提取分析結果的模態振型，箱體模態如圖3所示。

a)1階模態

b)2階模態

c)3階模態

d)4階模態

圖3 箱體模態圖

從表1可以看出，箱體模態的計算結果與試驗結果的誤差在允許的范圍之內(5%以內), 保證了有限元模型的可信性。箱體的固有頻率可以避開來自發動機的低階激勵和來自路面的激勵。但是，來自齒輪嚙合的激勵，由于其頻帶較寬，不可能完全避開。對于這種情況，齒輪嚙合的常用頻率應根據發動機的常用轉速和變速器的常用擋位來確定。可以通過改進箱體結構來避開這些常用頻率。由圖3可以看出前蓋繞y軸的彎曲振動、前蓋繞x軸的扭轉振動和箱體整體繞x軸的扭轉振動的情況。

2.2 頻率響應分析

變速器通過螺栓固定在車架上，在對變速器進行頻率響應分析時，為模擬實際連接情況，將變速器箱體螺栓孔處的單元進行全自由度約束。導致變速器箱體噪聲的激勵源是多方面的，本文以發動機的扭轉激勵和齒輪嚙合激勵共同作為激勵源，求解變速器在此激勵下的響應，為進行變速器箱體輻射噪聲分析提供必要的數據。在變速器輸入軸與發動機輸出軸的連接處施加1 N·m的載荷，設置噪聲分析頻率為0～2 000 Hz，步長為20 Hz。截取變速器箱體部分頻率的速度節點云圖，如圖4所示，圖4中數據的單位為10-4m/s。

a)400 Hz云圖

b)600 Hz云圖

c)1 000 Hz云圖

d)1 400 Hz云圖

圖4 箱體速度響應云圖

從圖4可以看出，4個頻率的箱體響應云圖中，箱體后蓋處的瞬時速度均較大，可以判出變速器箱體振動幅度較大的部位主要集中在箱體后蓋處，這與實際是吻合的。因為載荷的施加位置是在后蓋的軸承孔處。實際安裝變速器時，后蓋部分與離合器蓋通過螺栓連接在一起。

3 箱體輻射噪聲分析

圖5 箱體邊界元模型

通過對變速器箱體進行頻率響應分析，已經獲取到箱體外表面的振動位移、速度和加速度。三者都可以作為邊界元計算的邊界條件。由于流體模型的求解精度是由大部分網格單元控制的，因此局部的網格即使很精細，也不能提高求解精度。本文中，在對變速器箱體進行輻射噪聲仿真時，將分析頻率設定為0～2 000 Hz，邊界元網格尺寸為20 mm。最終的邊界元模型如圖5所示，單元數目為2 690個，單元類型為四面體單元。

對變速器箱體的輻射噪聲進行評價，需要建立相應的場點網格。在Virtual.Lab中，場點網格有多種形狀可供選擇，本文選取球形場點網格。球形場點網格的半徑為1 000 mm，球點位置為(0，0，0)，取該場點網格處的聲壓作為評價指標。通過設置相關參數，即可快速生成所需的網格。由于邊界元網格尺寸與有限元網格尺寸不一致，也就是說，變速器箱體結構網格和邊界元網格單元節點不匹配，即單元尺寸、單元密度和節點坐標等都不一致，因此需要在Virtual.Lab中實現數據轉移的處理。

在Virtual.Lab軟件中，進行變速器箱體輻射噪聲仿真。取頻率為580 Hz的結果作為觀察對象。結果如圖6～8所示，圖6、7中聲壓單位為dB。

圖6 箱體表面輻射聲壓云圖

圖7 場點處的輻射聲壓云圖

圖8 場點的頻率響應曲線

由圖6可以看出變速器主箱體部位聲壓較大；圖7為與圖6箱體相同位置下，1 m外的球形場點處的聲壓云圖，其中數值較大的部位基本對應與主箱體在球場上的投影部位，因此，可以認為聲壓較大的部位位于變速器主箱體。可能是因為主箱體表面比較平滑，這與實際情況是一致的。因此在箱體的設計中可以考慮：

1)合理布置箱體表面上的軸承孔位置，使其滿足同軸度要求。

2)合理設計箱體的形狀，在條件允許的情況下，盡可能增大剛度以減弱振動；盡量使用小平面拼接代替大平面的過渡，并確保這些小平面的法線方向各不相同，以減小噪聲輻射面積。

3)在變速器箱體內壁上涂抹吸收噪音的材料，吸聲效果最好時噪聲可降低4～5 dB。

圖8是外部聲場數值較大區域中點a(600,0,800)和點b(0,100,0)聲壓頻率響應曲線，該曲線經過A計權處理。從圖8中可以看出，聲壓峰值點處的頻率與箱體的固有頻率很接近，因此在噪聲控制中應重點改善固有頻率的響應，盡量使結構的固有頻率避開外界的激勵峰值，抑制共振現象的發生。要合理設計與變速器連接在一起的離合器殼體，通過設置加強筋，來避免由于共振產生的擴音現象。

4 結語

1)通過模態分析和頻率響應仿真分析，得知該變速器箱體振動幅度較大的部位集中在后蓋處。通過箱體輻射噪聲分析，得到箱體振動噪聲的分布情況，提出了改進箱體結構設計的措施。

2)對比外部聲場的某2個點的聲壓頻率響應曲線得知，聲壓峰值點處的頻率與箱體的固有頻率很接近，應盡量使結構的固有頻率避開外界的激勵峰值，抑制共振現象的發生。

參考文獻：

[1]孫進業.用聲—固耦合法研究發動機機體表面輻射噪聲[D].吉林：吉林大學，2000.

[2]徐險峰.汽車變速器噪聲特性分析及控制[J].汽車研究與開發，1995(6)：40-51.

[3]閆再友.充流浸沒彈性殼體聲透射的數值研究[D].上海：上海交通大學，2000.

[4]應懷焦.現代振動與噪聲技術[M].北京：航空工業出版社，1997.

[5]黎勇.汽車變速器振動噪聲控制研究[D].重慶：重慶大學，2004.