變速器高速嘯叫問題的分析與改進

童啟明,雷江泉,杜天義

(江鈴汽車股份有限公司，江西南昌 330000)

0 引言

在齒輪傳動過程中，由于存在齒輪傳動誤差、彈性變形等因素，使得齒輪副在嚙入、嚙出時偏離了理論嚙合線。從而導致輪齒的干涉、沖撞，進而產生激振力，引起傳動系統的振動。在振動傳遞到變速器外部結構的過程中產生共振而引發嘯叫噪聲[1-2]。

目前，已有很多學者和研發工作者針對變速器嘯叫問題展開了研究工作，但只針對于變速器齒輪修形、齒輪副分析的比較多，而以仿真模型、變速器臺架試驗、搭載整車進行試驗、主客觀駕評為體系化的驗證案例少之又少，體系化驗證具有重要實用價值。文中研究對象為某乘用車變速器，其抱怨工況為：在6擋行駛過程中，以勻速、加速或減速至100 km/h時，發動機轉速為2 300～2 800 r/min，此工況變速器有明顯嘯叫。針對這一問題，首先建立仿真模型，分析齒輪修形和殼體結構，確認變速器激勵源的優化途徑；然后對傳遞路徑(拉絲、支架)進行測試和主觀駕評，確認傳遞路徑的優化途徑。經過對實車的主客觀駕評，所提方案對降低齒輪嘯叫噪聲效果明顯。

1 嘯叫問題描述

對某乘用車變速器嘯叫問題進行主客觀評價分析。

首先進行主觀駕評:勻速、加速或減速至100 km/h時，發動機轉速為2 300～2 800 r/min，變速器有明顯高頻嘯叫和低頻嘯叫。然后進行客觀駕評：對變速器近場和駕駛員左、右耳進行布點測試，通過音頻過濾分析發現主減階次21.72階及主減階次42階有明顯共振帶；通過振動信號可發現1 850 Hz和925 Hz附近存在明顯的共振帶。駕駛室內左、右耳色譜圖如圖1所示，變速器近場色譜圖如圖2所示。

圖1 駕駛室內左、右耳色譜圖

圖2 變速器近場色譜圖

通過分析可知，某乘用車變速器存在明顯的嘯叫問題，而且對應高頻嘯叫(42階、1 850 Hz)和低頻嘯叫(21.72階、925 Hz)兩個表現。該問題需要從兩個方向共同解決：(1)變速器本體，包括齒輪、殼體、主減；(2)傳遞路徑,選換擋拉索、懸置、拉索支架。

2 理論分析

2.1 建立仿真模型

根據某乘用車變速器參數和發動機外特性曲線，建立仿真分析模型，其中6擋齒輪參數見表1。

表1 6擋齒輪參數

外特性曲線如圖3所示。根據發動機外特性曲線設置仿真工況，變速器一軸輸入轉速為2 500 r/min,扭矩為225 N·m。仿真模型以變速器齒輪和殼體為研究對象，致力于變速器本身解決嘯叫問題。殼體振動仿真和實測對比如圖4所示。可以證明所建模型是有效的，可以作為建立理論分析的基礎。

圖3 乘用車外特性曲線

圖4 實驗與仿真變速器殼體振動響應對比(225 N·m)

2.2 嘯叫優化方案

2.2.1 6擋齒輪修形對傳遞誤差(TE值)的影響

齒輪修形，指有意識地微量修整齒輪的齒面，使其偏離理論齒面的工藝措施[3-4]。按修形部位的不同，輪齒修形可分為齒廓修形和齒向修形聲[3-4]。主要參數為齒廓鼓形量(Cα)、齒向鼓形量(Cβ)、齒廓傾斜量(FHα)、齒向傾斜量(FHβ)以及螺旋角(齒向修行)等。

2.2.1.1 優化螺旋角

分析6擋齒輪副(主動齒、被動齒)的螺旋角對傳動誤差的影響，如圖5所示,當前設計狀態螺旋角均為35°，調整螺旋角并進行仿真分析，確認最優螺旋角為33°。由圖5可知，優化方案傳遞誤差比設計狀態傳遞誤差平均降低0.17 μm，嘯叫抱怨區域(扭矩225 N·m)降低0.19 μm，最優區域(100 N·m)降低0.41 μm，極大地優化嘯叫問題。

圖5 螺旋角對傳動誤差的影響

2.2.1.2 優化Cα、Cβ、FHα、FHβ

分析6擋齒輪副(主動齒、被動齒)的Cα、Cβ、FHα、FHβ參數對傳動誤差的影響，如圖6和表2所示，通過優化前后的對比，優化后的傳遞誤差比原狀態傳遞誤差平均降低0.3 μm，最優區域降低0.6 μm，極大地優化嘯叫問題。

圖6 6擋齒輪參數優化前后傳遞誤差對比

表2 6擋齒輪參數優化前和優化后對比

最優方案傳遞誤差比設計狀態傳遞誤差平均降低0.54 μm，嘯叫抱怨區域(扭矩225 N·m)降低0.78 μm，最優區域同嘯叫抱怨區域。

2.2.2 變速器殼體修模對TE的影響

對變速器主減殼體處增加3條加強筋，以增強殼體強度，減小殼體振動，降低傳遞誤差。變速器殼體修模如圖7所示。

圖7 變速器殼體修模

分析變速器殼體增加加強筋對傳動誤差的影響，如圖8所示，通過優化前后的對比。優化方案傳遞誤差比設計狀態傳遞誤差平均降低0.17 μm，嘯叫抱怨區域(扭矩225 N·m)降低0.78 μm，最優區域同嘯叫抱怨區域。

圖8 變速器殼體修模對傳動誤差的影響

3 客觀測試

3.1 臺架試驗評估

對優化螺旋角、優化齒輪副參數、增加殼體強度3種方案對整車嘯叫改善情況分析進行臺架試驗評估。綜合圖5和圖6、圖8數據，分析結果見表3。

表3 3種方案臺架傳遞誤差值統計

由表3臺架試驗分析結果可知，優化齒輪副參數>增加殼體強度>優化螺旋角。

3.2 整車測試

綜合優化螺旋角、優化齒輪副參數、增加殼體強度3種方案，對3種方案優化前后進行對比分析，通過變速器殼體振動值、駕駛室內駕駛員左右耳測試、變速器近場測試3個方面對優化前后的方案進行對比。

3.2.1 優化前后變速器殼體振動測試對比

對螺旋角、Cα、Cβ、FHα、FHβ、殼體強度進行優化并裝在整車上，并與原狀態樣車對比，如圖9所示。優化后樣車改善明顯，對變速器殼體表面振動進行測試。優化樣車傳遞誤差比原狀態傳樣車遞誤差平均降低0.61 μm，嘯叫抱怨區域(扭矩225 N·m，轉速2 300～2 800 r/min)平均降低1.19 μm，最優點(扭矩225 N·m，轉速2 683～2 800 r/min)降低1.89 μm，極大地優化嘯叫問題。

圖9 優化前后變速器殼體振動響應對比(225 N·m)

3.2.2 優化前后駕駛室內駕駛員左右耳及變速器近場

左右耳及變速器近場測試結果如圖10和圖11所示。

圖10 駕駛室內左右耳色譜圖

圖11 變速器近場色譜圖

對比圖1、圖2、圖10、圖11，優化后的左右耳及變速器近場優化明顯。

3.3 客觀評價

結合臺架測試和整車測試，客觀評價為：3種優化方案大于優化前方案。

4 主觀駕評

采用10分制打分，6分以下不接受；6～7分表示一般基本接受；7～8分表示良好，可接受；8～10分表示優，性能優越。要求CO-VI、NMP、Supplier三名主觀駕評工程師對樣車不同狀態進行主觀駕評，詳細見表4。

表4 樣車不同狀態下的主觀駕評結果

由表4主觀駕評結果可知，優化齒輪副參數>增加殼體強度>優化螺旋角。

5 結束語

通過建立仿真模型和仿真分析，提出了3種能解決100碼變速器嘯叫問題的方案假設。然后，采用主觀評價與客觀測試相結合的方法，通過客觀測試和主觀駕評，不僅證驗了3種方案可行性和每種方案能發揮的作用，而且驗證了主客觀駕評是一致的。通過文中的驗證分析，證明優化齒輪副參數、增加殼體強度、優化螺旋角3種方案為有效解決變速器嘯叫的問題。