混動車型平衡軸齒輪敲擊噪聲優化

劉月普，關 瑩，張 燕，趙 亮，陳 強，楊景玲，沈 拓

（長城汽車股份有限公司，河北省車用發動機技術創新中心（籌），保定 071000）

前言

齒輪敲齒是影響汽車車內振動和噪聲的重要來源，嚴重影響汽車駕乘舒適性，常引起顧客抱怨。

不同學者對齒輪傳動系統敲擊分析方法和優化做了諸多研究。田雄等［1］通過測試傳遞路徑分析，指出換擋拉線和離合器拉線為變速器rattle 的主要貢獻路徑。李迪等［2］從碰撞角度分析敲擊振動的產生，建立單對齒輪敲擊多體動力學方程；對比分析剛性碰撞與彈性碰撞對齒輪敲擊的影響；并利用CATIA 和ADAMS 建立某機械式變速器齒輪傳動系統多體動力學模型，分析輸入轉速大小、擋位選擇等對變速器敲擊的影響。角田宏等［3］通過對轉速傳感器信號的頻率以及振動、噪聲進行分析，得出關于周期性敲齒聲的有效分析結果。龔兵等［4］利用AMESim 建立傳動系統敲擊模型并通過試驗驗證模型的準確性，分析離合器參數和齒輪齒隙對齒輪敲擊力的影響，為敲擊問題的解決提供了一種較為簡便的方法。

本文中深入闡述了平衡軸齒輪敲擊產生和傳播機理，通過開發雙級TVD 降低齒輪外部激勵和開發雙消隙平衡軸減小嚙合過程中輪齒雙側受力沖擊的兩種方法，達到優化齒輪敲擊噪聲的目的，對平衡軸齒輪設計和敲擊問題優化具有重要的工程意義。

1 混動車型平衡軸齒輪敲擊問題介紹

某款2.0T發動機為橫/縱置混動SUV車型共平臺生產，其搭載7DCT自動擋橫置變速器后NVH性能市場表現良好，而搭載縱置9HAT自動擋變速器時，車內外在中高轉速全油門及半油門工況下可明顯感知存在類似嘩啦音的金屬敲擊聲，特別是在2 500-5 200 r/min轉速區間，表現出頻率成分為3 000-5 000 Hz的寬頻段激發特性。同步測試整車各零部件振動發現，油底殼本體振動與油底殼近場噪聲對應性明顯，橫/縱置油底殼近場噪聲和油底殼排氣側振動對比如圖1所示。

圖1 整車油底殼近場噪聲和振動對比

油底殼在2 500-5 200 r/min 范圍存在寬頻振動，而其周圍布置旋轉零部件主要激勵源為曲軸或者平衡軸齒輪，在去除平衡軸總成進行整車測試后，敲擊振動噪聲消失，由此判斷該敲擊噪聲來自平衡軸齒輪。

2 橫/縱置平衡軸系統差異性分析

圖2 平衡軸系統結構布置圖

圖3 1級消隙齒輪結構

通過結構對比（表1），可以推測橫/縱置由于飛輪的變化，可能導致平衡軸齒圈外部激勵的變化，激勵是系統的輸入，是齒輪系統動力學的首要問題，依據齒輪敲擊原理［5］，平衡軸齒輪系統動態激勵源有系統其他因素（發動機轉速波動）對輪齒嚙合所產生的外部激勵和齒輪副輪齒嚙合本身所產生的內部激勵兩種，進而引起齒輪敲擊振動和噪聲，首先可從降低外部激勵著手，優化縱置車型NVH聲品質。

表1 橫縱置車型平衡軸系統結構對比

3 外部激勵分析與優化

3.1 平衡軸驅動齒圈角加速度波動分析

平衡軸齒輪外部激勵來自于曲軸飛輪組上驅動齒圈的轉速波動，驅動齒圈位置扭振在colormap 圖中可以表現出兩個共振帶，如圖4 所示。由圖可見：縱置第2階共振帶存在于461 Hz，較橫置低約50 Hz；且齒圈能量整體明顯高于橫置；齒圈6 階角加速度在通過共振帶時能量顯著增加，轉速為4 558 r/min；同時，齒圈8 階角加速度在通過共振帶時能量也顯著增加，轉速為3 700 r/min。

圖4 驅動齒圈位置扭振colormap圖對比

對橫/縱置平衡軸驅動齒圈角加速度進行階次提取，如圖5所示。由圖可知：縱置6階和8階幅值均高于橫置，6 階最大幅值為8 300 rad/s2，高出橫置約1.7 倍，出現工況為發動機轉速4 550 r/min；橫置車型平衡軸驅動齒圈角加速度最大幅值為5 000 rad/s2，出現工況為發動機轉速5 000 r/min 附近，基本避開發動機常用轉速工況，外部激勵小導致橫置車型在平衡軸齒輪敲擊振動和噪聲方面表現良好。

圖5 驅動齒圈位置扭振階次對比

飛輪慣量變大，導致縱置平衡軸驅動齒圈角加速度變大，通過對無TVD 時曲軸飛輪組扭轉模態分析，由圖6 可知，橫置曲軸飛輪組1 階扭轉模態497高出縱置61 Hz，進而對無TVD 曲軸飛輪組進行扭振分析。由圖7可知，縱置軸系6階扭振幅值在共振點急劇上升，高出橫置約1.8 倍，說明由于飛輪慣量變大，扭轉模態頻率降低，更易與發動機扭矩波動頻率發生共振；橫置1 階扭轉固有頻率高，更有利于把軸系扭振峰值調出發動機常用轉速范圍，由此可知，縱置車型須重新進行TVD 匹配，減小外部激勵，進而衰減甚至消除平衡軸齒輪敲擊現象。

圖6 無TVD時曲軸飛輪組扭轉模態

圖7 無TVD時驅動齒圈位置扭振對比

3.2 曲軸系TVD匹配

由于平衡軸驅動齒圈角加速度在曲軸飛輪組扭轉共振點各臨界轉速處被放大，因此，以控制平衡軸齒圈在單階簡諧激勵下各共振峰幅值為優化目標，在發動機實際激勵下進行強迫扭振分析，選擇出合適的TVD。

當TVD 主動件與慣性元件之間由橡膠彈性元件連接時，即構成橡膠阻尼彈性減振器，在建立曲軸系統-扭轉減振器振動分析方程時，只須對扭轉減振器矩陣方程和無減振器時曲軸系統的矩陣方程進行組裝即可得到集總模型動力學方程的矩陣形式［6］：

2011年，土耳其環境與城市規劃部設立了土耳其GIS總局，主要工作是協調土耳其的GIS工作，制定GIS標準、GIS政策和主要的GIS戰略計劃。同年，土耳其GIS總局啟動了“制定土耳其國家GIS（TRGIS）標準”和“制定土耳其城市GIS標準”2項計劃。

式中：[M]{θ}表示慣性矩陣；[C]{θ}表示與振動相反的抵抗力矩陣；[K]{θ}表示軸的彈性力矩陣；［M］是系統慣量矩陣；[K]是系統扭轉剛度矩陣；［C］是系統阻尼矩陣；T{θ}表示激勵力矩陣。

通過求解系統微分方程，可以求得曲軸扭轉系統時域響應，進而通過傅里葉變換可分析其頻域響應。因縱置曲軸共振點在411 Hz，依照減振原理，必然會形成411 Hz 左右各一個共振點。對TVD 掃頻分析進行匹配，結果如圖8 所示。由圖可見：隨TVD頻率增長，兩個共振頻率均變大；且第1 個共振峰幅值增大的同時，第2 個峰幅值降低，呈此消彼長的規律。外部激勵變化對應平衡軸齒輪敲擊工況變化，低頻率TVD 在發動機高轉速敲擊，高頻率TVD 在發動機低轉速敲擊；在TVD 扭轉頻率為380 Hz 時，驅動齒圈角加速度處于同調狀態，兩個共振頻率下幅值一致，為5 056 rad/s2，但高于橫置齒圈位置3 700 r/min處角加速度幅值為3 000 rad/s2，可知常規單級TVD 已無法滿足降低全轉速段齒圈角加速度優化目標。為了進一步優化齒圈角加速度幅值，考慮雙級橡膠阻尼TVD進行優化。

圖8 扭轉減振器匹配

根據縱置車型邊界條件，選擇開發并聯式雙級TVD 進行優化，其原理為增加1 級橡膠阻尼彈性減振器，針對單級匹配后較高的共振峰值進行再次匹配，擴大單級TVD 無法覆蓋的轉速區間，實現更寬的轉速區間內扭振幅值衰減，雙級并聯TVD 結構剖視圖如圖9所示，包含1個輪轂、2個慣量環和2個橡膠，慣量環之間相互解耦。對雙級并聯TVD 掃頻范圍如表2 所示，經過計算，選出最優頻率TVD1 為350 Hz，TVD2為255 Hz。

圖9 雙級并聯TVD結構剖視圖

表2 雙級并聯TVD掃頻范圍

由于扭轉方向較單級TVD 增加了一個自由度，理論上曲軸飛輪組動力學方程求解后會多出一個解。由圖10可以看出，最優雙級TVD 平衡軸驅動齒圈角加速度在10階處出現3個峰值，頻率分別為300、460和864 Hz，整體來看，經匹配計算后，縱置雙級TVD齒圈位置角加速度扭振各階幅值均優于橫置，且覆蓋了更寬的發動機轉速范圍，達到減振器優化目標。

圖10 平衡軸驅動齒圈角加速度階次曲線（仿真）

3.3 雙級TVD試驗驗證

將雙級TVD 制作樣件裝車進行試驗驗證，主觀感受無敲齒聲，評分為7 分，可達到量產準入條件。平衡軸驅動齒圈位置扭振測試結果如圖11 所示，縱置各階扭振均低于橫置，幅值可達到3 000 rad/s2以下，仿真與測試趨勢基本一致；同時油底殼噪聲和振動結果無明顯敲擊特征，如圖12所示。

圖11 平衡軸驅動齒圈角加速度階次曲線（測試）

雙級TVD 可以對平衡軸齒輪外部激勵進行有效的衰減，解決齒輪敲擊問題，但在試驗過程中發現，TVD 橡膠受溫度、原材料（硬度）、加工工藝影響很大，單級TVD 公差能夠達到±25 Hz，雙級TVD 樣件情況更加復雜，精度更加難以控制，導致縱置車型在不同批次樣件測試時還可在某轉速識別到敲齒聲，需要進一步進行齒輪敲擊噪聲優化。

4 齒輪敲擊的機理分析及優化

4.1 齒輪敲擊的動力學仿真

為了分析平衡軸齒輪系統振動噪聲的產生和傳遞，要考慮齒輪副間由不同嚙合齒對數導致的時變嚙合剛度，也要考慮齒側間隙變化造成的齒輪沖擊，Simpack軟件可進行非線性參數多體動力學分析，以發動機缸壓為激勵，齒輪副及其傳動系統作為建模對象，建立平衡軸系統動力學模型，可以分析嚙合齒輪的動態載荷，同時可以分析該傳動系統中所有零部件的動態特性及其相互作用，具體建模過程如下。

對于齒輪的建模，Simpack 假設齒輪材料為線性，可建立高度詳細的三維漸開線齒輪，需要的主要參數包括：齒數、模數、壓力角、螺旋角、變位系數、齒頂圓和齒根圓參數、側隙參數；同時還可以考慮齒輪的加工及修行參數。

除齒輪外，平衡軸、曲軸飛輪組及發動機整機需要Simpack 可識別的fbi 柔性體模型；柔性體振動結果包含曲軸飛輪組及平衡軸多自由度相互耦合的扭轉、彎曲等形式。

在Simpack 中，平衡軸和殼體之間連接需要施加 軸 承bearing 元 件，滾 動 軸 承 調 用88：Rolling Bearing 力元，該力元基于ISO16281 的3D 接觸解析法，計算由軸承傳遞的力和力矩，可以考慮非線性剛度特性和橫向耦合影響。

在Simpack中，齒輪的嚙合是通過225：Gear Pair齒輪力元來實現，可以考慮嚙合時齒頂和齒根的嚙合剛度的變化，剛度力與接觸面垂直，取決于不變形齒廓的穿透深度和接觸剛度，基于標準DIN39901987B和Steiner的赫茲接觸剛度計算。

Simpack 軟件搭建的平衡軸齒輪敲擊多體動力學模型如圖13所示。

4.2 齒輪敲擊機理分析

齒輪系統振動噪聲的產生及傳播機理，與一般的機械系統動力學問題類似，也是激勵、傳遞路徑和響應三者之間的關系問題。因此，齒輪噪聲強度不僅和齒輪嚙合的動態激勵有關，還與齒輪和平衡軸、軸承、平衡軸殼體的結構形式、動態特性以及動態嚙合力在它們之間的傳遞特性有關。

通過多體動力學計算平衡軸齒輪敲擊，可得到平衡軸各級齒輪副間嚙合力，如圖14 所示。由圖可見：1級齒輪主齒和驅動齒圈在3 100 r/min以后出現雙側嚙合力，2級齒輪在2 700 r/min以后出現雙側嚙合力，且在3 500、4 500 r/min 附近尤其明顯，導致齒輪在嚙合過程中出現脫離，產生反向接觸，輪齒為雙邊沖擊狀態；而1 級齒輪中副齒為單側受力，無輪齒脫離現象，齒輪嚙合過程過渡平穩；進而判斷平衡軸3 對齒輪中，敲擊是由1 級齒輪主齒和2 級齒輪兩對齒輪副雙側嚙合激力貢獻的。

圖14 平衡軸各級齒輪副嚙合力

齒輪嚙合力通過軸承傳遞到殼體以及周圍薄壁件，由于傳遞路徑在敲擊頻段內存在多階模態，如圖15 所示，齒輪嚙合力與模態耦合產生共振，激勵被放大；從振動云圖16 可以看出，平衡軸殼體后端x、y、z3 個方向，在發動機3 個轉速區間（3 000、4 500和5 000 r/min），均出現寬頻敲擊振動現象；同時，油底殼3 個方向振動云（圖17）也表現出寬頻敲擊現象，其中油底殼y向表現出更惡劣的振動，為油底殼外表面的法向，會增加敲擊噪聲輻射強度，振動傳播到空氣中，最終被駕駛員接收。圖18 為油底殼近場噪聲云圖，可知在3 000、4 500 和5 000 r/min 下表現出不同程度的寬頻敲擊噪聲。

圖15 平衡軸總成及油底殼相關模態結果

圖16 平衡軸殼體振動colormap圖

圖17 油底殼振動colormap圖

圖18 油底殼近場噪聲colormap圖

4.3 平衡軸齒輪嚙合力優化

由于橫/縱置發動機為共平臺化產品，需要設計變更最少的零件，達到優化平衡軸敲擊噪聲的目的。因此考慮以降低齒輪內部嚙合力的方式去優化；1級齒輪即使有消隙齒輪的存在，也出現雙側嚙合受力，原因是消隙齒輪彈簧扭矩不足，導致消隙作用失效，因此需要加大彈簧扭矩，使齒輪運動和動力得到連續傳遞。嚙合力激勵貢獻為兩對齒輪副，因此可設計雙消隙齒輪，如圖19 所示。雙消隙齒輪所需彈簧扭矩計算公式為

圖19 雙消隙平衡軸齒輪

式中：T為消隙齒輪彈簧所需扭矩；θ?為驅動齒輪角加速度；i為傳動比；j為各級平衡軸慣量（含齒輪慣量）。

計算結果如圖20 所示。由圖可見，1 級和2 級消隙齒輪副所需扭轉彈簧預緊力矩分別為8 和6 N·m，消隙能力可覆蓋發動機5 500 r/min 以下轉速區間。

圖20 平衡軸消隙齒輪彈簧預緊力矩計算

將設計開發的雙消隙平衡軸經齒輪動力學計算驗證，結果如圖21所示。由圖可見：1級主齒嚙合力在3 500、3 900-5 200 r/min 改善明顯，5 500 r/min 以下基本為單側受力；2 級齒輪副嚙合力在全轉速范圍為單側受力；單側嚙合力減小了齒輪敲擊激勵，保證齒輪在嚙合過程當中不會出現脫離現象。進而進行噪聲計算，結果如圖22 所示。由圖可見：在2 500-5 200 r/min 轉速區間、2 000-5 000 Hz 寬頻敲擊范圍，油底殼近場敲擊能量減小，敲擊噪聲改善明顯。

圖21 平衡軸各級齒輪副嚙合力

圖22 優化后油底殼近場噪聲colormap圖

將雙消隙平衡軸制作樣件裝車進行試驗驗證，主觀感受無敲齒聲，評分為7.5 分，敲擊噪聲得到進一步改善；如圖23 所示，油底殼近場噪聲和振動結果無明顯敲擊特征。

圖23 優化后油底殼近場噪聲和振動

5 結論

縱置車型在2 500-5 200 r/min 轉速范圍表現出平衡軸齒輪寬頻敲擊特性，其主要表現形式如下。

（1）縱置平衡軸齒輪敲擊主要原因為外部激勵變化導致，其中飛輪慣量變大，曲軸系扭轉模態降低，導致發動機常用轉速范圍內平衡軸驅動齒圈角加速度不同程度變大，單級TVD 不再適用于縱置平衡軸系統。

（2）針對縱置平衡軸系統，開發出雙級TVD，可以降低平衡軸驅動齒圈角加速度，進而優化齒輪敲擊振動和噪聲。

（3）雙側嚙合力可導致齒輪雙邊敲擊，縱置車型齒輪敲擊為1 級齒輪主齒與驅動齒圈和2 級齒輪副共同貢獻；針對1 級單消隙齒輪扭轉彈簧彈力不足，導致消隙作用失效，開發雙消隙平衡軸，可進一步優化齒輪敲擊振動和噪聲。

齒輪系統降噪，還可從以下幾方面深入研究：增加齒輪重合度，提升軸、軸承、殼體支撐剛度，鋼齒輪更換為樹脂齒輪。