某型汽車變速箱的振動(dòng)噪聲分析

馬 龍，李玉山

（長城汽車股份有限公司 技術(shù)中心 河北省汽車工程技術(shù)研究中心，河北 保定 071000）

1 引言

隨著人們對社會(huì)環(huán)保的重視，為了應(yīng)對越來越嚴(yán)重的汽車油耗問題，我國政府積極出臺多項(xiàng)政策法規(guī)引導(dǎo)并扶持汽車公司發(fā)展新能源汽車。與傳統(tǒng)汽車不同的是，新能源汽車可以由電動(dòng)機(jī)取代發(fā)動(dòng)機(jī)作為動(dòng)力源，只需要配備一臺單（兩）擋變速箱便可滿足車輛使用需求。

變速箱的主要作用是在減小轉(zhuǎn)速的同時(shí)增大輸出扭矩，以使車輛具有良好的動(dòng)力性。事實(shí)上，變速箱工作時(shí)，其內(nèi)部的嚙合齒輪副很容易發(fā)生沖擊并輻射噪聲，而且當(dāng)齒輪沖擊傳遞到殼體上時(shí)與殼體產(chǎn)生共振而擴(kuò)大噪聲。由于變速箱的工作正常與否往往涉及到動(dòng)力總成甚至整車的工作性能，而變速箱的振動(dòng)噪聲等級能夠從客觀上表明它的工作狀態(tài)，使得其逐漸成為衡量變速箱質(zhì)量水平的重要指標(biāo)。

對某型新能源汽車用兩擋變速箱的振動(dòng)噪聲進(jìn)行分析，經(jīng)過NVH試驗(yàn)、齒輪嚙合頻率計(jì)算、模態(tài)分析，最終識別出產(chǎn)生噪聲的根源。

2 NVH試驗(yàn)分析

在車輛道路試驗(yàn)過程中，發(fā)現(xiàn)中高速時(shí)哨音比較突出，經(jīng)整車NVH主觀評價(jià)初步判斷為變速箱噪聲。為進(jìn)一步分析該問題，特組織本次NVH試驗(yàn)以進(jìn)行相關(guān)數(shù)據(jù)采集。

圖1 試驗(yàn)裝置及測點(diǎn)布置框圖Fig.1 Test Apparatus and Measuring-Point Arrangement Diagram

在半消聲室內(nèi)，將試驗(yàn)車輛固定在四驅(qū)轉(zhuǎn)鼓試驗(yàn)臺上，在如圖1所示的測點(diǎn)a、測點(diǎn)b、測點(diǎn)c處分別布置三向加速度傳感器，使用LMS數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)和CANCASE等軟、硬件采集信號數(shù)據(jù)。試驗(yàn)主要測量變速箱殼體表面的振動(dòng)加速度、電動(dòng)機(jī)輸入轉(zhuǎn)速、負(fù)載轉(zhuǎn)矩等信號，總共測試了變速箱處于一擋空載、一擋負(fù)載（40N·m）、二擋空載、二擋負(fù)載（40N·m）時(shí)的四種工況。

在同樣的測試工況下，經(jīng)過對各測試位置的振動(dòng)和近場噪聲信號進(jìn)行分析，可以發(fā)現(xiàn)兩者的頻譜結(jié)構(gòu)大致相同，這也間接說明噪聲是由振動(dòng)引起的。

經(jīng)過試驗(yàn)后的數(shù)據(jù)處理，得出的振動(dòng)階次瀑布圖，如圖2～圖4所示。從圖中可以得知：（1）從電機(jī)轉(zhuǎn)速7600r/min、頻率3000Hz附近（圖中紅框區(qū)）開始，變速箱噪聲開始明顯增大；（2）變速箱處于二擋的時(shí)候殼體振動(dòng)并不明顯，振動(dòng)主要發(fā)生在一擋的時(shí)候；（3）再次進(jìn)行對比，可以發(fā)現(xiàn)負(fù)載比空載的殼體振動(dòng)幅度要嚴(yán)重許多。殼體表面存在著27階、37階、46階、54階等四個(gè)階次的振動(dòng)，其中27階是主要的振動(dòng)，且54階是27階的二倍頻。

圖2 測點(diǎn)a振動(dòng)階次瀑布圖Fig.2 Vibration Order Spectrum of Measuring Point a

圖3 測點(diǎn)b振動(dòng)階次瀑布圖Fig.3 Vibration Order Spectrum of Measuring Point b

圖4 測點(diǎn)c振動(dòng)階次瀑布圖Fig.4 Vibration Order Spectrum of Measuring Point c

3 齒輪嚙合頻率計(jì)算

一般情況下，在變速箱工作時(shí)需要承受自身內(nèi)部齒輪嚙合而產(chǎn)生的周期性激勵(lì)。由于齒輪齒數(shù)各不相同，并且擋位不同時(shí)動(dòng)力傳遞路徑也不同，電動(dòng)機(jī)的輸入轉(zhuǎn)速范圍十分寬泛，這些因素都導(dǎo)致變速箱的內(nèi)部激勵(lì)非常復(fù)雜。

主要是使用階次跟蹤理論來分析變速箱的主要振動(dòng)源。變速箱各嚙合齒輪副的齒數(shù)及其內(nèi)部齒輪傳動(dòng)結(jié)構(gòu)，如圖5、圖6所示。由圖6可知，一擋與二擋的區(qū)別在于動(dòng)力傳遞路徑是否經(jīng)由行星齒輪系減速機(jī)構(gòu)。設(shè)行星齒輪系特征階次為ord_1，一級外嚙合齒輪副的特征階次為ord_2，二級外嚙合齒輪副的特征階次為ord_3，輸入軸（太陽輪）轉(zhuǎn)速為n_1，行星架轉(zhuǎn)速為n_2，一級外嚙合齒輪副從動(dòng)輪的轉(zhuǎn)速為n_3。

圖5 變速箱各嚙合齒輪齒數(shù)Fig.5 Number of Teeth of Each Meshing Gear

圖6 變速箱齒輪傳動(dòng)結(jié)構(gòu)Fig.6 Gear Drive Structure of Gearbox

根據(jù)階次跟蹤定理，通常設(shè)定輸入軸的轉(zhuǎn)動(dòng)頻率為1階，則通過計(jì)算各嚙合齒輪的齒數(shù)關(guān)系可得對應(yīng)的特征階次。由于變速箱振動(dòng)噪聲主要發(fā)生在一擋的時(shí)候，故此處僅計(jì)算一擋時(shí)各嚙合齒輪副的嚙合頻率。

由于驅(qū)動(dòng)電機(jī)最高轉(zhuǎn)：Rmax=13300r/min，

n_1/n_2=2.93，n_2/n_3=56/17=3.29，

故n_2=n_1/2.93≈0.34*n_1

n_3=n_2/1.63≈0.61*n_2≈0.207*n_1

行星齒輪系嚙合頻率：

f_1=41*（n_1-n_2）/60=41*（n_1-0.34n_1）/60

=41*0.66*n_1=0.45*n_1

故 f_1∈［0，5986.51］Hz

一級外嚙合齒輪副嚙合頻率：

f_2=n_2*27/60=0.153*n_1∈［0，2034.9］Hz

二級外嚙合齒輪副嚙合頻率：

f_3=n_3*17/60=0.0945*n_1∈［0，791.35］Hz

行星齒輪系特征階次：

ord_1=41*（n_1-n_2/n_1=41*（n_1-0.34*n_1）/n_1≈27

一級外嚙合齒輪副特征階次：

ord_2=27*n_2/n_1=27*0.34*n_1/n_1=9.18

二級外嚙合齒輪副特征階次：

ord_3=17*n_3/n_1=17*0.207*n_1/n_1=3.52

由NVH試驗(yàn)已知變速箱殼體表面存在著27階、37階、46階、54階等四個(gè)階次的振動(dòng)，綜合上述計(jì)算結(jié)果及NVH試驗(yàn)數(shù)據(jù)進(jìn)行判斷：變速箱的27（54）階振動(dòng)噪聲與行星齒輪系的特征階次相一致，37階振動(dòng)噪聲是一級外嚙合齒輪副特征階次9.18階的4倍頻，46階振動(dòng)噪聲是二級外嚙合齒輪副特征階次3.52階的13倍頻。

4 變速箱殼體約束模態(tài)分析

采用Ansys Workbench對變速箱殼體進(jìn)行模態(tài)仿真分析，主要包括導(dǎo)入數(shù)模、添加材料屬性、劃分網(wǎng)格、添加約束、模態(tài)分析設(shè)置、結(jié)果后處理等步驟。對變速箱殼體進(jìn)行建模及網(wǎng)格劃分，如圖7所示。

圖7 變速箱殼體模型Fig.7 Housing Model of Gearbox

通常模態(tài)分析包含自由模態(tài)和約束模態(tài)，由于約束模態(tài)更接近實(shí)際工作狀態(tài)，因此本次分析采用的是變速箱約束模態(tài)。對變速箱殼體前端面添加Z方向零位移約束Displacement，對螺紋孔內(nèi)表面添加固定約束Fixed Support，如圖8所示。

圖8 添加約束條件Fig.8 Add Constraint Condition

為了更好的得到變速箱的模態(tài)參數(shù)，一般至少要提取20階以上的模態(tài)。提取前20階模態(tài)進(jìn)行計(jì)算結(jié)果，如表1所示。

表1 變速箱20階固有頻率Tab.1 20 Natural Frequency of Gearbox

由表1結(jié)合前述齒輪嚙合頻率計(jì)算結(jié)果可知：行星齒輪系嚙合頻率 f_1∈［0，5986.51］Hz與變速箱（1～20）階固有頻率均存在共振點(diǎn)；一級外嚙合齒輪副嚙合頻率f_2∈［0，2034.9］Hz與變速箱1、2階固有頻率存在共振點(diǎn)；二級外嚙合齒輪副嚙合頻率f_3∈［0，791.35］Hz低于變速箱1階頻率，故不發(fā)生共振。由于共振點(diǎn)的存在，致使變速箱噪聲變得更加嚴(yán)重。

再結(jié)合前述的NVH試驗(yàn)數(shù)據(jù)，可以得出如下結(jié)論：27（54）階噪聲源是行星齒輪系自身的嚙合沖擊及其與變速箱本身的（5～9）階固有模態(tài)產(chǎn)生共（諧）振；37階振動(dòng)噪聲源是一級外嚙合齒輪副本身的嚙合沖擊及其與變速箱1、2階固有模態(tài)產(chǎn)生共振；46階振動(dòng)噪聲源是二級外嚙合齒輪副的嚙合沖擊。

5 結(jié)論

變速箱的振動(dòng)噪聲情況往往非常復(fù)雜。首先通過NVH試驗(yàn)分析了變速箱的振動(dòng)頻譜，其次計(jì)算各擋齒輪嚙合頻率確定噪聲源的產(chǎn)生位置；最后結(jié)合變速箱殼體模態(tài)分析，確定了噪聲的共振點(diǎn)。基于對變速箱噪聲源的識別分析結(jié)果，對于下一步制定降噪措施有著重要作用。

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