混動變速箱電驅模式齒輪嘯叫仿真及試驗研究

余春祥，湯天寶，胡軍峰，呂品，周曉強，彭國民，羅義建

寧波吉利羅佑發動機零部件有限公司，浙江 寧波 315336

0 引言

近年來隨著人們對高舒適度的追求，汽車噪聲、振動、聲振粗糙度(noise vibration harshness，NVH)性能日益得到重視，變速器噪聲越來越受到關注[1-2]。近幾年，我國頒布了雙積分和五階段油耗政策，推行低油耗車，促進了混動變速器的開發。混動變速器工作模式較多，主要有純電模式、發動機模式以及混動模式[3]。混合動力汽車在純電模式下行駛時，由于沒有內燃機噪聲的掩蔽效應，驅動電機噪聲和傳動系統噪聲極易被用戶感知，尤其是變速器噪聲，這對混動變速器NVH性能開發提出更高的要求。本文中以混動雙離合自動變速器(dual clutch transmission，DCT)2擋電驅動模式齒輪嘯叫噪聲為研究對象，運用仿真手段，從齒輪動態嚙合力和聲輻射2個方面進行剖析，形成一套解決電驅動模式齒輪嘯叫問題仿真分析方法，對指導齒輪嘯叫問題解決具有理論研究和實用價值。

1 齒輪嘯叫噪聲產生機理及故障描述

1.1 產生機理

齒輪嘯叫噪聲是變速器在齒輪動態激勵作用下引起殼體振動產生的輻射噪聲。影響齒輪嘯叫的因素一般有2個：剛度(含嚙合剛度和支持剛度等)和齒輪承載載荷[4-7]。在齒輪嚙合過程中，剛度變化不可避免地產生傳遞誤差波動，它作為一種動態激勵源直接導致齒輪在受載時產生激勵力波動，激勵力波動激起變速器相關結構振動，振動的低頻區域通過懸置傳遞，而振動高頻區域通過聲輻射傳遞，最終被駕駛員感知。齒輪嘯叫由傳遞載荷的齒輪產生，具有明顯的階次特征，變速器殼體固有模態被激勵共振后表現更明顯。從上述齒輪嘯叫產生機理可知，動態激勵力和殼體輻射是變速器齒輪嘯叫的主因。

1.2 故障描述

在某DCT開發過程中，車輛主觀駕評純電驅動模式存在某階齒輪嘯叫。對整車噪聲進行測試，結果如圖1所示。由圖1可知，在頻率為2200 Hz附近，整車噪聲超出對應的限值，引起駕駛人主觀抱怨。相同工況下，DCT臺架噪聲測試結果如圖2所示。由圖2可知，在2200 Hz附近噪聲也超標。

根據整車及臺架測試結果， 初步判定2200 Hz附近的噪聲主要由變速器本體噪聲引起。為了進一步分析噪聲產生原因，對問題點進行動態激勵力仿真和聲輻射仿真分析。

2 動態激勵力分析

2.1 理論分析

用齒輪動態嚙合力F表示動態激勵力，即一對嚙合齒輪在傳遞誤差下的嚙合力響應可表示為傳遞誤差激勵與動態嚙合剛度的乘積，其簡化計算公式[8]為：

,

(1)

式中：Amp為主動齒與從動齒合成幅值，m/N；Amp1為主動齒輪動柔度幅值， m/N；ω為角速度，rad/s；α1為主動齒輪動柔度相位，°；Amp2為被動齒輪動柔度幅值，m/N；α2為被動齒輪動柔度相位，°；Kc為齒輪對嚙合靜剛度，N/m；TE為傳遞誤差，μm。

齒輪嚙合剛度通常與齒輪輪輻結構、支撐剛度及輪齒厚度等有關，傳遞誤差的影響因素有齒輪重合度、微觀修形和系統剛度，因此，可以從這些因素著手優化動態激勵力。

2.2 仿真分析

DCT動態激勵力仿真模型應包含變速器殼體、軸齒系統、軸承系統、電機系統4部分，如圖3所示。對混動變速器測試樣機進行微觀參數檢測，將檢測的參數輸入到動態激勵力仿真模型，同時根據實際問題點工況，對動態激勵力進行仿真計算，結果如圖4所示。

圖3 動態激勵力仿真模型 圖4 動態激勵力仿真結果

由圖4可知，齒輪動態激勵力在2200 Hz附近存在峰值，與整車噪聲測試結果一致，齒輪激勵過大。

3 聲輻射仿真分析

1500 Hz以下的變速器噪聲主要來自結構振動傳遞，1500 Hz以上的變速器噪聲主要以空氣噪聲為主，而混動變速器嘯叫噪聲頻率為2200 Hz，主要通過聲輻射產生，因此需要對其進行聲輻射仿真分析。

聲傳遞向量是聲場中某點的聲壓與模型振動之間函數關系，而振動是激勵與模態的乘積[9]，所以需要在激勵仿真、總成模態仿真的基礎上進行聲輻射仿真。

3.1 激勵力

根據齒輪嘯叫傳遞特性，激勵力可以通過施加軸承激勵力、齒輪嚙合力和齒輪齒面位移3種方式獲得。相關研究顯示[10]，施加軸承力和齒輪齒面位移得到的激勵力基本相同，且施加軸承力與實際測試結果比較接近，因此提取各軸承座軸承激勵力如圖5所示。

圖5 軸承座軸承激勵力示意圖

3.2 模態分析模型

DCT模態分析模型包含變速器殼體、變速器軸系系統、變速器其他重要部件(如換擋器、液壓控制系統及電機部分等)等，如圖6所示。

圖6 總成模態分析模型 圖7 螺栓簡化模型 圖8 軸承簡化模型

在Hypermesh軟件中采用rbe2(剛性連接單元)-CBAR(桿單元)-rbe2模擬螺栓，采用CBAR模擬螺桿[10-12]，螺栓簡化模型如圖7所示。軸承模型中采用CBUSH(彈簧單元)模擬軸承剛度，軸承簡化模型如圖8所示。仿真分析需考慮齒輪嚙合剛度以及各附件的質量。

3.3 聲學網格模型及場點設置

根據聲音傳播速度及最高頻率確定聲學網格大小，聲學網格采用全封閉的四邊形網格，如圖9所示。參照臺架消聲室麥克風位置設置分析模型的場點位置，如圖10所示。

圖9 DCT聲學網格模型 圖10 場點位置布置

場點聲壓仿真計算與試驗結果如圖11所示。由圖11可知，在問題點(2200 Hz)仿真與試驗峰值基本對應。DCT振動云圖如圖12所示。由圖12可知，DCT振動最大區域為電機逆變器殼體。

圖11 場點聲壓仿真與試驗對比 圖12 DCT振動云圖

對逆變器殼體包裹后進行臺架噪聲測試，結果如圖13所示。由圖13可知，嘯叫問題點噪聲降低7 dB左右。

圖13 逆變器包裹前后噪聲測試曲線

根據上述動態嚙合力和聲輻射仿真結果可知，DCT嘯叫噪聲主要由齒輪激勵過大及逆變器殼體共振引起。

4 優化及驗證

4.1 結構優化

針對DCT嘯叫噪聲產生原因，從激勵源和傳遞路徑方面進行優化，降低其嘯叫噪聲。

1)根據動態激勵力理論，動態激勵力隨傳遞誤差的降低而減小。因此將DCT電機齒輪齒數從20增加到25，同時將齒輪模數從1.7降低到1.4，提高齒輪重合度，降低傳遞誤差。

2)對逆變器殼體進行結構設計優化，增加環形加強筋，優化前、后逆變器殼體結構如圖14所示。

a) 優化前 b) 優化后

4.2 仿真及試驗驗證

對優化后的DCT按同樣方法進行激勵力仿真和噪聲仿真分析。電機齒輪動態激勵力優化前、后仿真對比如圖15所示，逆變器殼體(單位激勵下)優化前后噪聲仿真對比如圖16所示。由圖15可知，相比優化前，優化后齒輪動態激勵力幅值降低58%。由圖16可知，單位激勵下，逆變器殼體問題點(2200 Hz)的噪聲降低約5～10 dB。

圖15 電機齒輪動態激勵力優化前后仿真對比 圖16 單位激勵下逆變器殼體優化前后噪聲仿真對比

進行DCT臺架噪聲測試和整車噪聲測試，結果如圖17、18所示。

圖17 DCT臺架噪聲測試曲線 圖18 整車噪聲測試曲線

由圖17可知：優化后DCT噪聲滿足限值要求，且問題點(2200 Hz)的噪聲降低約10 dB。由圖18可知，優化后整車噪聲基本滿足限值要求，主觀評價無嘯叫。

5 結論

1)采用動態激勵力仿真及聲輻射仿真方法分析DCT電機齒輪嘯叫問題產生原因，確定DCT嘯叫噪聲主要由齒輪激勵過大及逆變器殼體共振引起。

2)將DCT電機齒輪齒數從20提高到25，同時將齒輪模數從1.7降低到1.4，提高齒輪重合度，降低傳遞誤差，逆變器殼體增加環形加強筋。優化后齒輪動態激勵力幅值降低58%；單位激勵下逆變器殼體問題點(2200 Hz)的噪聲降低約5～10 dB。臺架噪聲測試表明，優化后DCT噪聲滿足限值要求，問題點噪聲降低約10 dB。整車噪聲測試表明，優化后整車噪聲基本滿足限值要求，主觀評價無嘯叫。

3)動態激勵力仿真與聲輻射仿真相結合的方法可快速確定齒輪嘯叫原因，進行有針對性地優化，解決齒輪嘯叫問題，具有理論研究和實用價值。