某MPV車型變速器異常振動(dòng)噪聲識(shí)別分析

謝慧敏+盧劍偉+張笑+胡俊生+呂孟理

摘 要：對(duì)某在研MPV車型NVH性能測(cè)試中發(fā)現(xiàn)的變速器異常振動(dòng)噪聲進(jìn)行聲振測(cè)試及辨識(shí)分析，應(yīng)用階次分析對(duì)其故障特征進(jìn)行辨識(shí)，探討異常振動(dòng)噪聲的發(fā)生機(jī)理?；赗omax軟件平臺(tái)建立變速器的動(dòng)力學(xué)分析模型，對(duì)其固有特性和動(dòng)態(tài)響應(yīng)特性進(jìn)行分析，提出了一種變速器空載齒輪敲擊的評(píng)價(jià)指標(biāo)，以發(fā)動(dòng)機(jī)氣缸壓力實(shí)測(cè)數(shù)據(jù)為輸入，考察不同轉(zhuǎn)速下空載齒輪敲擊評(píng)價(jià)指標(biāo)的變化。分析結(jié)果與試驗(yàn)數(shù)據(jù)吻合。

關(guān)鍵詞：階次分析；傳動(dòng)系；振動(dòng)噪聲；評(píng)價(jià)指標(biāo)

中圖分類號(hào)： U467.4+93文獻(xiàn)標(biāo)文獻(xiàn)標(biāo)識(shí)碼：A文獻(xiàn)標(biāo)DOI：10.3969/j.issn.2095-1469.2016.03.07

Abstract：The method of order analysis based on noise and vibration tests was used to identify the abnormal vibration and noise sources of automobile transmission， and the mechanism of noise generation was also investigated. Based on the results， a precise dynamic model for transmission that caused the noise was established with Romax software， and the model was further validated based on experimental results. A novel evaluation index for gear rattle was proposed. The input excitation of gear rattle was acquired by calculating the output torque fluctuation of engine. The torque fluctuation was obtained by taking advantage of actual engine cylinder pressure under various engine speeds and the index for different speeds was discussed and verified. The analysis results agree with the experimental data.

Keywords：order analysis； driveline； noise； assessment index

車輛NVH性能是產(chǎn)品設(shè)計(jì)研發(fā)中需要重點(diǎn)考慮的關(guān)鍵技術(shù)指標(biāo)之一。其中，變速器的異常振動(dòng)噪聲識(shí)別分析及控制問題是目前車輛產(chǎn)品研發(fā)中的技術(shù)難點(diǎn)之一。

變速器中包含箱體、齒輪傳動(dòng)系統(tǒng)、同步器、換擋裝置等諸多零部件，是一個(gè)非常復(fù)雜的系統(tǒng)。由于在制造和裝配中存在誤差以及負(fù)荷等外部因素變化的影響，箱體內(nèi)零部件在工作時(shí)會(huì)產(chǎn)生異常振動(dòng)，產(chǎn)生輻射噪聲。該噪聲可以分為兩種：一種是齒輪嚙合產(chǎn)生的噪聲通過殼體直接輻射到空氣中產(chǎn)生的空氣聲，另一種是箱體受到激勵(lì)而產(chǎn)生異常振動(dòng)向空氣輻射的結(jié)構(gòu)聲[1]。

變速器齒輪敲擊也是產(chǎn)品研發(fā)中較為常見的一種異常振動(dòng)噪聲。敲擊過程中既存在齒面、齒背碰撞狀態(tài)，也存在齒輪正常嚙合狀態(tài)，激勵(lì)幅值的大小是影響敲擊振動(dòng)的重要因素[2]。敲擊現(xiàn)象主要受發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩波動(dòng)產(chǎn)生的扭振激勵(lì)和齒側(cè)間隙的影響，研究表明變速器的敲擊振動(dòng)現(xiàn)象也受到溫度和潤(rùn)滑等多種因素的影響[3-6]。

樣車在主觀測(cè)試中發(fā)現(xiàn)傳動(dòng)系統(tǒng)存在低擋加速共振及齒輪敲擊噪聲。為此，結(jié)合某發(fā)動(dòng)機(jī)縱置MPV車型產(chǎn)品研發(fā)中變速器異常振動(dòng)噪聲的識(shí)別分析與整改工作，采用階次分析方法等對(duì)樣車振動(dòng)噪聲試驗(yàn)數(shù)據(jù)進(jìn)行辨識(shí)分析?；赗omax軟件平臺(tái)建立變速器動(dòng)力學(xué)分析模型，對(duì)其殼體及齒輪傳動(dòng)系統(tǒng)模態(tài)頻率、齒輪動(dòng)態(tài)嚙合力、動(dòng)態(tài)軸承力等進(jìn)行分析?；谧兯倨鞣浅休d齒輪在傳動(dòng)軸上的敲擊碰撞所產(chǎn)生的沖量，提出了變速器齒輪敲擊的評(píng)價(jià)指標(biāo)，相關(guān)分析結(jié)論與試驗(yàn)結(jié)論吻合較好。

1 樣車變速器振動(dòng)噪聲測(cè)試

1.1 試驗(yàn)測(cè)點(diǎn)布置

樣車的變速器聲振測(cè)試在中國(guó)汽車技術(shù)研究中心整車半消聲室進(jìn)行，其布置方案為：在乘員艙駕駛員外耳處布置噪聲傳感器，在變速器處布置三向振動(dòng)傳感器。對(duì)樣車不同擋位、不同油門開度的勻速、加速、減速、滑行等各種典型工況進(jìn)行聲振測(cè)試分析，采用LMS Test Lab數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)進(jìn)行試驗(yàn)數(shù)據(jù)的采集和處理。

1.2 駕駛室噪聲試驗(yàn)測(cè)試結(jié)果

樣車進(jìn)行主觀測(cè)試時(shí)發(fā)現(xiàn)在二擋全油門加速至發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速1 400 r/min左右，三擋全油門加速至發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速1 300 r/min左右時(shí)變速器出現(xiàn)異常噪聲。從二擋全油門加速工況和三擋全油門加速工況下駕駛員外耳處噪聲階次譜云圖可以看出，二擋全油門加速工況下發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速1 408 r/min時(shí)，以及三擋全油門加速工況下發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速1 282 r/min時(shí)，均在一個(gè)較寬的頻帶內(nèi)存在明顯的異常噪聲。結(jié)合主觀測(cè)試結(jié)果和試驗(yàn)數(shù)據(jù)判斷在該工況下變速器異響應(yīng)為齒輪敲擊異響。如圖1和圖2所示。

1.3 振動(dòng)試驗(yàn)測(cè)試結(jié)果

針對(duì)各個(gè)測(cè)點(diǎn)進(jìn)行分析發(fā)現(xiàn)三擋全油門加速工況下變速器處存在異常振動(dòng)，對(duì)此處的振動(dòng)試驗(yàn)數(shù)據(jù)展開詳細(xì)分析。

結(jié)合測(cè)試分析對(duì)象轉(zhuǎn)速變化的特征，在數(shù)據(jù)處理時(shí)采用階次分析法，將其轉(zhuǎn)換成等角度采樣，以避免傳統(tǒng)的等時(shí)間間隔采樣的頻譜分析法產(chǎn)生的頻率模糊效應(yīng)，則階次O、齒輪嚙合頻率f與參考軸轉(zhuǎn)速n1之間的關(guān)系如下[7-8]：

以三擋全油門加速工況下的振動(dòng)測(cè)試結(jié)果為例，根據(jù)各擋位齒輪參數(shù)，以傳動(dòng)軸為參考軸可計(jì)算出各擋齒輪嚙合的階次，見表1。

由變速器各個(gè)方向振動(dòng)的瀑布圖可以看出，三個(gè)方向振動(dòng)中較強(qiáng)的振動(dòng)成分均與三擋在擋齒輪的嚙合階次40.62階相關(guān)，另外y、z向在900～1 223 Hz頻率范圍內(nèi)也有較強(qiáng)的振動(dòng)，如圖3～

5所示。

由圖3～5可以看出，三個(gè)方向的振動(dòng)在傳動(dòng)軸轉(zhuǎn)速為1 403～1 797 r/min時(shí)出現(xiàn)惡化。通過傳動(dòng)比換算可知，此時(shí)輸入軸轉(zhuǎn)速為2 000～2 500 r/min，其中以x向在傳動(dòng)軸轉(zhuǎn)速1 797 r/min，即輸入軸轉(zhuǎn)速2 600 r/min時(shí)最嚴(yán)重，如圖6所示。

對(duì)二擋、三擋全油門加速工況下異常振動(dòng)噪聲試驗(yàn)數(shù)據(jù)的分析，可為下文仿真模型及基于模型敲擊指標(biāo)的驗(yàn)證提供數(shù)據(jù)支持。具體分析結(jié)果如下：二擋、三擋低轉(zhuǎn)速區(qū)間存在一個(gè)較寬頻帶內(nèi)的異常噪聲，即齒輪敲擊噪聲。三擋異常振動(dòng)發(fā)生在變速器處，集中在輸入軸轉(zhuǎn)速2 000～2 500 r/min的范圍內(nèi)，主要階次成分為在擋齒輪的階次，且變速器y、z向在900～1 223 Hz頻率范圍內(nèi)均有較強(qiáng)的振動(dòng)。

2 變速器異常振動(dòng)分析

2.1 變速器系統(tǒng)模態(tài)分析

為了確認(rèn)變速器出現(xiàn)異常振動(dòng)噪聲的原因，建立變速器的動(dòng)力學(xué)分析模型。其中，變速器齒輪、軸、軸承、同步器等直接在Romax中建模，對(duì)變速器殼體進(jìn)行柔性化處理，并通過輸入軸、輸出軸上的軸承和齒輪傳動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)態(tài)連接，得到的變速器動(dòng)力學(xué)分析模型如圖7所示。

為表征殼體的實(shí)際動(dòng)態(tài)特性，有必要在Romax中計(jì)算殼體在實(shí)際裝配狀態(tài)下的約束模態(tài)，通過分析可知變速器殼體前6階模態(tài)頻率，見表2。

各擋工況下齒輪傳動(dòng)系統(tǒng)前10階頻率見表3。

齒輪副的嚙合頻率f計(jì)算公式為：

各擋齒輪副嚙合頻率見表4。

系統(tǒng)的激勵(lì)頻率主要是各擋齒輪副的嚙合頻率，將激勵(lì)頻率與變速器殼體以及變速器齒輪傳動(dòng)系統(tǒng)的固有頻率進(jìn)行對(duì)比，尋找各擋工況下發(fā)生共振的頻率。結(jié)果表明在三擋工況下，激勵(lì)頻率933 Hz與箱體的三階固有頻率970.23 Hz以及齒輪傳動(dòng)系統(tǒng)的8階固有頻率927 Hz接近，整個(gè)變速器系統(tǒng)會(huì)發(fā)生強(qiáng)烈共振，從而引發(fā)噪聲。

該分析結(jié)果與試驗(yàn)數(shù)據(jù)表現(xiàn)的變速器y、z向在900 Hz左右有異常振動(dòng)的現(xiàn)象吻合，驗(yàn)證了所建模型的準(zhǔn)確性。

2.2 齒輪傳動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)態(tài)響應(yīng)分析

齒輪傳動(dòng)系統(tǒng)的振動(dòng)噪聲不僅與輪齒嚙合的動(dòng)態(tài)激勵(lì)力有關(guān)，而且還與輪體、傳動(dòng)軸、軸承及箱體等的結(jié)構(gòu)形式、動(dòng)態(tài)特性以及動(dòng)態(tài)嚙合力在它們之間的傳遞特性有關(guān)。

齒輪副運(yùn)轉(zhuǎn)階次振動(dòng)產(chǎn)生了激勵(lì)力，該激勵(lì)力是齒輪副嚙合過程中不斷波動(dòng)的動(dòng)態(tài)力，齒輪副動(dòng)態(tài)嚙合力的變化幅值決定了嘯叫噪聲的大小。另一方面，變速器箱體在軸承力作用下產(chǎn)生振動(dòng)并輻射噪聲，因此連接處軸承的動(dòng)態(tài)響應(yīng)也反映了異常振動(dòng)噪聲的大小。

三擋動(dòng)態(tài)嚙合力隨輸入軸轉(zhuǎn)速的變化如圖8所示，可以看出當(dāng)輸入軸轉(zhuǎn)速為2 400～2 600 r/min時(shí)，齒輪動(dòng)態(tài)嚙合力有明顯的異常突變，變速器殼體與齒輪傳動(dòng)系統(tǒng)連接處軸承動(dòng)態(tài)響應(yīng)力在輸入軸轉(zhuǎn)速為2 500 r/min時(shí)也有異常峰值，如圖9所示。這與前述試驗(yàn)數(shù)據(jù)變速器三個(gè)方向在輸入軸轉(zhuǎn)速2 500 r/min有異常振動(dòng)的表現(xiàn)吻合。

對(duì)變速器系統(tǒng)固有特性的分析可知樣車在900 Hz左右會(huì)產(chǎn)生異常共振，對(duì)齒輪傳動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行動(dòng)態(tài)響應(yīng)分析可知，在輸入軸轉(zhuǎn)速2 500 r/min時(shí)系統(tǒng)異常振動(dòng)最明顯，模型仿真結(jié)果與試驗(yàn)數(shù)據(jù)吻合。該理論模型和試驗(yàn)數(shù)據(jù)的吻合，為下文齒輪敲擊指標(biāo)的驗(yàn)證分析奠定了基礎(chǔ)。

3 變速器齒輪敲擊噪聲分析及評(píng)價(jià)

3.1 齒輪敲擊評(píng)價(jià)指標(biāo)的建立

齒輪敲擊噪聲通常是發(fā)生在嚙合非承載齒輪對(duì)和換擋組件上的一種沖擊現(xiàn)象。從空擋齒輪嚙合沖量的角度提出如下齒輪敲擊振動(dòng)的評(píng)價(jià)指標(biāo)R：

3.2 齒輪敲擊評(píng)價(jià)指標(biāo)的驗(yàn)證

通過試驗(yàn)采集不同轉(zhuǎn)速下發(fā)動(dòng)機(jī)氣缸壓力隨曲軸轉(zhuǎn)角的變化情況，并以此為依據(jù)，添加發(fā)動(dòng)機(jī)總成的輸入激勵(lì)。其中，氣缸壓力作用在活塞上并通過連桿作用在曲柄銷上，該連桿推力可分解為垂直于曲柄的切向力以及與曲柄方向一致的徑向力?；钊系臍怏w壓力Fg和往復(fù)運(yùn)動(dòng)部件慣性力Fi產(chǎn)生的連桿推力Fc，曲柄切向力Ft，徑向力Fr和力矩T可近似寫為[9]：

發(fā)動(dòng)機(jī)穩(wěn)定運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，各缸激振力矩變化規(guī)律相同，且根據(jù)點(diǎn)火順序有一定的相位差，按照各缸夾角與簡(jiǎn)諧次數(shù)矢量和相加可得到發(fā)動(dòng)機(jī)總成的輸出激勵(lì)，并將其作為變速器齒輪傳動(dòng)系統(tǒng)的輸入激勵(lì)，進(jìn)而依據(jù)上述齒輪敲擊評(píng)價(jià)指標(biāo)進(jìn)行評(píng)價(jià)。

以發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速3 000 r/min為例，計(jì)算的發(fā)動(dòng)機(jī)飛輪端輸出轉(zhuǎn)矩如圖10所示。

對(duì)二擋、三擋全油門加速工況進(jìn)行分析，可得對(duì)應(yīng)轉(zhuǎn)速下變速器齒輪的角速度，并利用上述齒輪敲擊評(píng)價(jià)指標(biāo)對(duì)不同轉(zhuǎn)速下齒輪敲擊現(xiàn)象進(jìn)行量化評(píng)價(jià)。

由圖11和圖12可知，1 500 r/min時(shí)敲擊指標(biāo)出現(xiàn)峰值，這表示1 500 r/min時(shí)變速器發(fā)生敲擊現(xiàn)象的可能性最大。試驗(yàn)數(shù)據(jù)顯示二擋發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速1 408 r/min時(shí)、三擋發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速1 282 r/min時(shí)，駕駛員外耳處噪聲有一較寬頻帶的異常噪聲，與分析結(jié)果吻合較好，驗(yàn)證了所提敲擊評(píng)價(jià)指標(biāo)的準(zhǔn)確性。

4 結(jié)論

（1） 樣車三擋激勵(lì)頻率與箱體的3階固有頻率以及齒輪傳動(dòng)系統(tǒng)的8階固有頻率接近，整個(gè)變速器系統(tǒng)在900 Hz左右的頻率范圍內(nèi)發(fā)生強(qiáng)烈共振，從而引起傳動(dòng)系異常振動(dòng)。

（2）樣車三擋加速工況下齒輪動(dòng)態(tài)嚙合力及軸承處動(dòng)態(tài)響應(yīng)均在發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速2 500 r/min時(shí)出現(xiàn)異常峰值，變速器處產(chǎn)生異常振動(dòng)，且較強(qiáng)的振動(dòng)成分均與三擋在擋齒輪的嚙合階次相關(guān)。

（3） 樣車二擋、三擋全油門加速工況下均在發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速1 500 r/min 左右發(fā)生齒輪敲擊現(xiàn)象，說明變速器齒輪敲擊一般發(fā)生在低轉(zhuǎn)速工況下，分析結(jié)果與實(shí)際吻合。

（4）從空擋齒輪嚙合沖量的角度提出了一種變速器齒輪敲擊的評(píng)價(jià)指標(biāo)，對(duì)樣車的評(píng)價(jià)結(jié)論與試驗(yàn)結(jié)論吻合較好。

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