淺談手動變速箱齒輪嘯叫特性優化

謝嵩松　楊連波

【摘 要】針對某縱置手動變速箱存在的嘯叫問題，通過測試明確了產生嘯叫噪聲的齒輪副，然后建立該變速箱的仿真模型，使用臺架嚙合斑點和殼體振動測試結果驗證了模型的有效性。文章分別研究了齒側間隙、齒廓倒角寬度和微觀修形參數對傳遞誤差的影響規律，提出了考慮加工精度的齒輪修形方案并進行效果預測。實車測試結果表明，搭載優化后的變速箱，車內嘯叫階次噪聲明顯降低，滿足與噪聲總級差值大于15 dB的標準，主觀感覺變速箱嘯叫特性明顯改善，與客觀測試結果一致，有效地解決了變速箱齒輪嘯叫問題。該項分析工作對解決同類問題具有參考價值。

【關鍵詞】手動變速箱；齒輪嘯叫；階次噪聲；嚙合斑點；傳遞誤差

【中圖分類號】TB533 【文獻標識碼】A 【文章編號】1674-0688（2018）03-0158-04

0 引言

動力傳動系統作為汽車的重要組成部分，其NVH（噪聲、振動與聲振粗糙度）性能受到人們越來越多的關注。變速箱齒輪嘯叫是最常見的動力傳動系統NVH問題之一。變速箱受承載齒輪副傳遞誤差（Transmission Error，TE）的激勵，從而產生嘯叫噪聲，通過空氣路徑和結構路徑向車內傳遞，其詳細作用機理如圖1所示。齒輪嘯叫主觀感覺為“哨鳴音”，客觀表現為具有明顯的階次特征，無論在傳統車輛還是新能源車輛中，均有可能出現。

目前，已有眾多學者針對變速箱齒輪嘯叫問題開展過研究工作[1-6]，但是對變速箱單體或單對齒輪副開展研究的較多，針對變速箱搭載整車后，綜合進行整車試驗、臺架試驗及仿真分析的較少。系統分析齒輪嘯叫特性，對提升變速箱乃至整車NVH性能有利。本文以某縱置6速手動變速箱為研究對象，通過測試明確產生嘯叫問題的齒輪副，然后建立仿真模型并使用測試數據驗證其有效性，在此基礎上提出整改方案。經實車驗證，所提方案對降低齒輪嘯叫噪聲效果明顯。

1 嘯叫問題確認

采用主觀評價與客觀測試相結合的方式對變速箱齒輪嘯叫問題進行分析。首先通過主觀評價發現在二擋滑行時，車內能感受到明顯的嘯叫噪聲。然后在道路上進行整車測試，主要測點為駕駛員內耳和變速箱近場。二擋滑行工況測試結果如圖2所示。在變速箱近場與駕駛員內耳均能觀察到擋位齒輪嚙合階次（25階），而常嚙合齒輪階次（15.54階）表現不明顯。駕駛員內耳總聲壓級與階次聲壓級的差值是用來評價齒輪嘯叫問題的客觀指標之一，當總聲壓級與階次聲壓級差值大于15 dB時，階次聲壓級對總聲壓級的貢獻量小于0.1 dB，即此時階次聲壓級對總聲壓級的影響可以忽略不計。因此，評價齒輪嘯叫問題時，通常要求總聲壓級與階次聲壓級差值大于15 dB。二擋滑行工況駕駛員內耳總聲壓級與25階次聲壓級差值如圖3所示。在1 500 rpm附近、2 000～2 600 rpm、3 100～3 600 rpm，差值小于15 dB，存在嘯叫風險，與主觀感受基本一致。

通過分析可知，所研究的變速箱在二擋滑行時存在明顯的嘯叫問題，該問題主要由擋位齒輪副引起。變速箱嘯叫問題的解決可以從2個方面開展：一是激勵源控制，優化齒軸布置形式、調整齒輪的宏觀參數和微觀參數，從而降低齒輪傳遞誤差，也可以優化變速箱殼體結構，從而提高殼體模態；二是傳遞路徑控制，優化懸置隔振率和換擋拉索NTF（噪聲傳遞函數）、提高車身的密封性能和聲學包特性等，提升整車的隔振、隔聲性能。綜合考慮實施難度和改善效果，微觀修形是解決齒輪嘯叫問題的首選措施。

2 建模與校驗

2.1 模型建立

依據變速箱廠商提供的參數，建立仿真分析模型。其中，二擋齒輪副的基本參數見表1。

2.2 模型校驗

根據整車測試時從CAN讀取的發動機輸出扭矩和轉速信息設置仿真分析工況，擋位為二擋，轉速為3 000 rpm，扭矩為-20 Nm。

2.2.1 嚙合斑點

使用二擋齒輪副精測數值計算齒輪嚙合情況。對比仿真與試驗所得的二擋主動齒輪非工作齒面嚙合斑點結果（如圖4所示）可知，仿真結果與試驗結果具有良好的一致性，同時二者均表明，嚙合斑點偏向齒面右側，嚙合效果較差，存在偏載的情況。

2.2.2 殼體振動

通過嚙合斑點的對比驗證了所建立的齒軸系統的有效性，為了進一步驗證變速箱殼體模型的有效性，將仿真所得的變速箱殼體輸出軸軸承座處的振動響應與試驗結果進行對比，試驗在傳動系統半消聲室內開展，對比結果如圖5所示，仿真結果與試驗結果數量級相同，曲線變化趨勢基本一致。

綜合嚙合斑點和殼體振動響應的對比結果可知，所建立的模型是有效的，可以用于變速箱齒輪嘯叫優化設計。

3 嘯叫優化方案

3.1 齒輪參數對TE的影響

3.1.1 齒側間隙

齒側間隙是保障齒輪副正常運轉的一項重要參數，仿真過程中通過設置齒輪跨棒距的公差值來形成齒側間隙。一是將二擋主動齒輪跨棒距設置為上偏差，從動齒輪為下偏差；二是主動齒輪下偏差，從動齒輪上偏差；三是主、從動齒輪均為偏差中值。3種偏差組合，即3種齒側間隙數值，分析其對傳遞誤差的影響，結果如圖6所示。

觀察圖6可知，齒側間隙對傳遞誤差基本沒有影響，3種齒側間隙下的傳遞誤差峰峰值分別為0.842μm、0.844 μm、0.845μm，差別基本可以忽略。

3.1.2 齒廓倒角寬度

齒廓倒角寬度決定著齒輪嚙合的有效面積，齒輪原始的齒廓倒角寬度為0.3 mm，改變齒廓倒角寬度數值，分析其對傳遞誤差的影響，結果如圖7所示。

觀察圖7可知，傳遞誤差隨齒廓倒角寬度變大而變大，因此在加工過程中應該盡可能選用較小的齒廓倒角寬度，從而確保具有較大的齒輪嚙合接觸面積，使得傳遞更加平穩，降低嘯叫風險。

3.1.3 微觀修形參數

齒輪微觀修形分為齒廓修形和齒向修形。齒廓修形是對漸開線齒形進行修整，解決嚙入嚙出的沖擊問題，齒向修形則是沿齒寬方向對齒面進行修整，解決齒輪偏載問題。修形參數主要包括齒廓鼓形量Cα、齒廓傾斜量fHα、齒向鼓形量Cβ和齒向傾斜量fHβ。針對變速箱存在的問題，重點分析fHα和fHβ對傳遞誤差的影響，結果如圖8所示。

觀察圖8可知，fHα和fHβ的絕對值越大，傳遞誤差峰峰值越大。當fHα為0μm、fHβ為3μm時，傳遞誤差峰峰值最小，以此為依據形成的修形方案具有較好的容差性能。

3.2 修形方案

根據嚙合斑點偏向齒面右側的情況，應該將齒寬方向應力集中的一側材料去除掉，將嚙合斑點調整至齒面中間，然后考慮增大受載面積，降低最大載荷，需要沿正漸開線斜度進行齒廓修形。新修形方案見表2。

使用新修形方案計算所得傳遞誤差并與原狀態進行對比，結果如圖9所示，二擋反拖工況的傳遞誤差最大值由26.13 μm降低至9.71μm，傳遞誤差峰峰值由0.39μm降低至0.21μm；接觸應力對比結果如圖10所示，齒面最大接觸應力由149 N/mm降低至101.8 N/mm，齒面接觸斑點由偏向一側調整到均勻分布至齒面中心，并且齒輪嚙合接觸面積明顯增大。

殼體振動對比結果如圖11所示。使用新的修形方案后，2 000 rpm以后殼體振動幅值明顯降低。

3.3 效果驗證

按照修形方案加工齒輪，根據精測結果篩選符合要求的齒輪裝箱后，在道路上進行整車主觀評價及測試。

主觀感受二擋滑行時車內嘯叫問題明顯改善。測試結果如圖12所示。使用新的修形方案后，駕駛員內耳25階次噪聲明顯降低，總聲壓級與25階次聲壓級的差值在大部分轉速下均大于15 dB，僅在1 100 rpm和1 300 rpm略小于15 dB，且不達標的部分不連續，不易被感知，嘯叫風險明顯降低。測試結果與主觀感受一致，說明所提修形方案對解決二擋滑行工況嘯叫問題有效果。

4 結語

（1）采用主觀評價與客觀測試相結合的方式，明確了所研究的變速箱在二擋滑行時存在明顯的嘯叫問題，且該問題主要由擋位齒輪副引起。然后依據廠家提供的數據建立了仿真分析模型，使用嚙合斑點和殼體振動的測試結果與仿真結果進行了對比，仿真與試驗基本一致，說明所建立的模型是有效的，可以用于變速箱齒輪嘯叫優化設計。

（2）分析表明，側隙對傳遞誤差基本沒有影響，修改該參數對解決齒輪嘯叫問題無作用；齒廓倒角寬度對傳遞誤差有一定的影響，實際加工過程中應盡量選擇較小的齒廓倒角；微觀修形參數對傳遞誤差影響較大，通過分析獲取了最佳修形量，同時可以給定公差范圍。根據優化分析結果，提出了針對二擋齒輪非工作齒面的修形方案，仿真預測結果表明，傳遞誤差峰峰值明顯減小，嚙合斑點由偏向右側調整至齒面中心，接觸面積有所增大，同時殼體振動幅值明顯降低。

（3）根據優化方案制作了樣件并進行實車效果驗證。結果表明，二擋滑行時，駕駛員內耳總聲壓級與25階次聲壓級差值大于15 dB，車內基本上感覺不到嘯叫噪聲，乘坐舒適性明顯改善。

參 考 文 獻

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[責任編輯：陳澤琦]