某乘用車手動變速器齒輪嘯叫噪聲研究

張磊,李王英,王澤貴,,郝志勇

(1. 格特拉克(江西)傳動系統有限公司，江西南昌 330013；2.浙江大學能源工程系，浙江杭州 310027)

0 引言

早期的手動變速器開發主要是從耐久可靠性的角度出發的，并沒有把NVH作為控制目標。隨著國家法規對整車噪聲控制的日益嚴格，以及消費者對汽車乘坐舒適性的要求越來越高,為提高汽車產品競爭力，變速器的低噪聲控制研究非常有必要。

變速器齒輪嘯叫噪聲屬于音調類噪聲，傳遞至駕駛艙內使人敏感，刺耳難受，使整車聲品質變差，因而需要避免產生齒輪嘯叫[1]。龍月泉等[2]針對某5擋變速器存在的NVH問題，通過DS2000數據采集系統對某變速器分別在定轉速和加速時所測聲壓信號進行功率譜和階次跟蹤分析，找出變速器噪聲聲源以及其共振的特征頻率；欒文博等[3]將短時傅里葉變換用于階次跟蹤分析，對實車進行嘯叫噪聲實驗，并結合變速器噪聲實驗評價經驗，定量分析與研究變速器二擋嘯叫現象；施全等人[4]利用聲學照相機識別出變速器主要噪聲源位置，并通過有限元法計算箱體模態，發現結構共振，為箱體結構優化提供依據；郭棟等人[5]通過階次分析、聲貢獻量和接觸斑點分析，確定嘯叫特征階次及噪聲源，對齒輪進行齒向修形設計，降低了嘯叫噪聲；葛如海等[6]應用RomaxDesigner軟件及接觸斑點試驗并采用DOE(Design of Experiments)設計得出最佳的齒面微觀修形參數，據此進行了齒面微觀修形，減小了靜傳遞誤差，降低齒輪嘯叫噪聲約10 dB。由此可見，以往的研究大多利用階次跟蹤試驗分析識別嘯叫噪聲特征頻率、階次及聲源，并通過優化齒輪的宏觀、微觀設計參數來減小動態激勵力，從而降低嘯叫噪聲。

文中通過整車道路測試和變速器臺架試驗，識別出齒輪嘯叫噪聲的特征階次及轉速范圍；建立對應的齒輪系多體動力學模型，計算得到軸承動載荷；然后利用有限元和邊界元法，計算得到變速器殼體振動響應及輻射噪聲的主要區域，對于從變速器殼體振動響應角度減小嘯叫噪聲具有指導意義。

1 變速器齒輪嘯叫噪聲試驗

嘯叫噪聲試驗對象為匹配某福特乘用車之手動變速器，實驗樣車動力總成為橫置前驅布置，動力采用直列四缸汽油發動機。發動機額定功率92 kW，自然排氣，排量為1.6 L；手動變速器輸入額定扭矩200 N·m；整車空載質量1 282 kg。變速器設置5個前進擋位和1個倒車擋位。整車試驗在跑道為平直的水泥路、無風或微風、天氣晴朗條件下進行。

圖1為變速器二擋工況，振動測點放在振動信息豐富、具有代表性的殼體后軸承座處，發動機從怠速至4 000 r/min升速的轉速范圍內的振動階次譜圖，分析發現5.875、18.38、36.63、55階次振動對變速器振動貢獻量較大。受試驗條件限制，轉速通道采集的是發動機前端某帶輪轉速，故考慮變換系數(約1.25)后，可知變速器在7.33階、22階、44階、66階存在單階次明顯振動，這些特征階次分別為變速器二檔(齒數比45/22)工況下，主減齒輪的嚙合階次7.33階，二檔齒輪嚙合階次22階及其2、3諧次。

圖1 振動階次譜圖

從后端蓋軸承座上測點振動階次切片圖2還可以看出：在2 000～3 000 r/min轉速范圍內，二擋齒輪各嚙合階次振動急劇增加，對變速器殼體振動貢獻量較大，這也是引起車內嘯叫噪聲的主要原因。車輛低速行駛時，發動機工作轉速較低，變速器也運行在低擋位，駕駛員主觀上更容易感覺到嘯叫這一噪聲現象。從客戶反饋情況來看，客戶主要抱怨車輛運行在低速區域NVH主觀評價低于6.5分，需要整改。

圖2 振動階次切片圖

2 齒輪傳動系多體動力學分析

從動力總成傳動系角度來看，引起齒輪傳動系振動與噪聲的齒輪嚙合動態激勵來源于外部激勵和內部激勵兩種。外部激勵主要指除齒輪嚙合外的其他因素對齒輪嚙合和齒輪系統產生的動態激勵，如發動機的轉速及扭矩波動、負載的輸出載荷波動、軸承和離合器的非線性等。內部激勵是指因同時嚙合輪齒剛度的非規則變化、輪齒受載產生的微觀變形、系統工作導致的齒輪傳動誤差以及嚙合齒輪齒側間隙等諸多因素共同引起的輪齒動態載荷[7]。

2.1 齒輪傳動系建模

圖3為某乘用車齒輪傳動系總成實體裝配結構圖，采用前驅橫置式布局，共設5個前進擋。變速器內部齒輪系主要包括各級傳動軸、齒輪副、同步器、差速器及承載軸承等，按照各部件之間實際裝配關系，考慮零件質量、轉動慣量建立齒輪系多體動力學數值仿真模型。同時，該模型也充分考慮齒輪時變嚙合剛度、輪齒對嚙合阻尼、嚙合齒輪齒側間隙、軸承剛度及變速器傳動誤差等因素。作者以二擋齒輪NVH問題研究為著力點，建立了二擋工況齒輪傳動系動力學仿真模型，如圖4所示。

圖3 齒輪系結構裝配圖

圖4 齒輪系多體動力學模型

2.2 齒輪時變嚙合剛度

當變速器工作時，齒輪在嚙合過程中單齒嚙合和雙齒嚙合的交替變化，會導致齒輪的嚙合剛度在單齒和雙齒交替嚙合時發生突變，且隨著嚙合線位置變化，每一對嚙合輪齒的嚙合剛度也做非線性變化。文獻[8]運用Romax軟件首先得到單對齒嚙合剛度，然后考慮重合度計算得到齒輪嚙合總剛度。作者借鑒這一方法，運用MATLAB工具編寫一簡單程序，仿真得到二擋嚙合齒輪對從嚙入到嚙出剛度變化曲線，如圖5所示。

圖5 某變速器二擋齒輪時變嚙合剛度

2.3 軸承動態載荷

在變速器齒輪嘯叫噪聲仿真計算時，為了與變速器臺架試驗工況相對應，齒輪系動力學模型中不考慮變速器輸入軸的轉速波動輸入激勵，同時設定輸出負載為恒定扭矩。

齒輪系嚙合產生的內部激勵經過齒輪、同步器、傳動軸并最終經軸承傳遞給變速器殼體，導致變速器殼體受迫振動并向外輻射噪聲。理論上，得到變速器各個軸承處的動態載荷后，可以將這些數據作為邊界載荷激勵進行變速器振動響應仿真分析。圖6為采用齒輪系多體動力學計算，獲得的二擋2 000 r/min工況下，輸出軸前軸承徑向方向的動態載荷時域圖。

圖6 輸出軸前軸承動態載荷

3 變速器振動仿真與試驗驗證

運行建立的變速器齒輪傳動系多體動力學模型，獲得了各個軸承在不同工況下的動態載荷，將這些載荷作為輸入邊界條件施加在變速器相對應軸承孔的耦合節點處，可以進一步實施變速器振動頻率響應計算，計算方法采用直接積分法。建立的變速器有限元模型如圖7所示，為驗證該模型的實用性，需計算該模型的約束模態，并與變速器在臺架上實際安裝狀態下的約束模態實驗對標。約束模態的對比驗證結果非常接近，表明建立的有限元模型及其設置的仿真邊界約束條件正確合理。

圖7 變速器有限元模型

由于變速器內部齒輪系的動態載荷最終會通過軸承傳遞到變速器殼體，并引起變速器殼體結構表面振動從而向外輻射噪聲，因此，可以通過測試變速器殼體表面振動加速度及振動位移，來驗證振動響應計算結果的準確性及可靠性。按照變速器在臺架實際安裝狀態，在變速器殼體表面相應位置布置加速度傳感器，拾取表面測點的振動加速度數據，如圖8所示。

此次實驗和仿真計算的工況一致，均為輸入軸2 000 r/min二擋工況，對比實驗測點和變速器仿真模型與之相對應的響應節點的振動加速度響應。分析圖9可知：振動加速度的實驗與仿真值總體趨勢基本一致，數量級也相同，只是在幅值上存在一定誤差。重點關注733、1 467及2 200 Hz等3處頻率點，振動加速度存在非常明顯的峰值，這與二擋擋位上的嚙合齒輪對(齒數比22/45)在2 000 r/min轉速下的嚙合頻率733 Hz及其倍頻1 466 Hz和2 200 Hz非常吻合，進一步證明仿真模型是合理可靠的，可以用于下一步仿真分析。

圖8 變速器臺架振動測試

圖9 變速器關鍵點振動加速度試驗與仿真

4 輻射噪聲仿真與試驗驗證

結構表面輻射噪聲是由于變速器表面的質點振動對周圍介質(如空氣)的擾動，造成能量的傳遞形成的。因此，噪聲與變速器表面的振動速度有密切的關系。上述方法得到了變速器表面所有節點的振動數據后，再把結構振動響應的數據結果進行插值并向聲學邊界元模型“投影”，然后利用LMS Virtual.lab的聲學邊界元方法計算變速器表面的聲壓級分布、聲功率級等聲學信息。變速器被關注頻率對應的聲壓分布如圖10—12所示。

圖10 變速器聲壓分布(733 Hz) 圖11 變速器聲壓分布(1 467 Hz) 圖12 變速器聲壓分布(2 200 Hz)

變速器齒輪嘯叫噪聲關注頻段為500～3 000 Hz。從圖13可以看出：在733 、1 467以及2 200 Hz 頻率成分處，存在聲功率級峰值。

圖13 變速器聲功率級曲線

根據變速器聲學仿真結果中噪聲峰值處的聲壓級分布云圖可以看到：變速器輻射噪聲最大位置位于主減速軸承座殼體、后端蓋以及變速器殼體局部較平整區域。經過聲學仿真分析，可以計算得到變速器殼體表面輻射噪聲總聲功率級為85.75 dB(A)。這與表面振動速度法試驗[9]獲得的變速器殼體總的輻射聲功率級85.24 dB(A)非常吻合。

5 結論

通過整車道路測試和變速器臺架試驗，識別出齒輪嘯叫噪聲的特征階次及轉速范圍。在考慮齒輪時變嚙合剛度、傳遞誤差等因素的前提下，采用多體動力學仿真與試驗參數相結合方法，建立某乘用車手動變速器內部齒輪傳動系統動力學模型，仿真計算得到所有軸承整車運行狀態下實時動態載荷。計算了變速器結構振動響應及輻射噪聲，并結合相關的整車試驗驗證，可以得出以下結論：

(1)以變速器后端蓋軸承座處振動測點為例，從振動階次切片結果可以看到，在2 000～3 000 r/min轉速范圍內，二擋齒輪嚙合階次振動急劇增加，對變速器殼體振動貢獻量較大，這也是引起車內嘯叫噪聲的主要原因；

(2)從變速器聲學仿真結果中最大聲壓級分布云圖可以看到：變速器輻射噪聲最大位置在它的主減速軸承座殼體、后端蓋及變速器殼體局部較平整區域，這對于從減小變速器殼體振動響應角度來降低嘯叫噪聲具有重要的指導意義。

通過以上信息，設計組重新優化了殼體設計，并對齒輪進行微觀修形。將優化后變速器樣機裝配整車測試后發現，二擋嘯叫問題已得到初步解決，主觀評價達到客戶可接受水平。下一步工作是再次優化齒輪及殼體設計，控制下線檢測NVH一致性，使客戶更加滿意。

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