基于Simulation X傳動(dòng)系統(tǒng)Rattle問(wèn)題分析與研究

林春鵬，張小坤，董偉

（華晨汽車(chē)工程研究院，遼寧 沈陽(yáng) 110141）

前言

隨著消費(fèi)者對(duì)汽車(chē)駕乘舒適性要求的提高，動(dòng)力總成聲音品質(zhì)開(kāi)發(fā)成為極其重要的一個(gè)環(huán)節(jié)。而對(duì)于傳動(dòng)系統(tǒng)，變速器的齒輪敲擊噪音也成為影響整車(chē)NVH性能的重要一項(xiàng)。

在項(xiàng)目開(kāi)發(fā)過(guò)程中，開(kāi)發(fā)人員在車(chē)輛主觀評(píng)價(jià)時(shí)，經(jīng)常會(huì)遇到傳動(dòng)系統(tǒng)產(chǎn)生敲齒噪音的情況；如果在項(xiàng)目中后期調(diào)整齒輪參數(shù)將是非常困難的，而且成本相當(dāng)高昂；只能通過(guò)優(yōu)化離合器扭轉(zhuǎn)減震器參數(shù)（主要是剛度和阻尼）的方式進(jìn)行調(diào)節(jié)；而離合器吸收扭轉(zhuǎn)振動(dòng)的能力也無(wú)法不斷被強(qiáng)化。它受到空間尺寸和零部件可靠性的限制。超出一定范圍，只能通過(guò)增加整車(chē)成本，采用廣角離合器或雙質(zhì)量飛輪解決。如果等到項(xiàng)目中后期切換技術(shù)方案，無(wú)疑會(huì)相當(dāng)被動(dòng)，可能會(huì)導(dǎo)致項(xiàng)目延期，并產(chǎn)生很大的資源浪費(fèi)。這是每一個(gè)項(xiàng)目管理者最不愿意看到的。而本文介紹的方法恰恰能在可行性分析階段，通過(guò)虛擬仿真的方式，提前幫助選定技術(shù)方案，從而為解決此問(wèn)題提供新的思路。

本文以某車(chē)型變速器齒輪Rattle噪音分析為案例，進(jìn)行詳細(xì)研究說(shuō)明。

首先闡述Rattle噪音產(chǎn)生的機(jī)理； 再利用Simulation X軟件對(duì)整個(gè)車(chē)輛，特別是傳動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行詳細(xì)建模；而后，選取影響Rattle噪音的特征參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化并在虛擬環(huán)境下進(jìn)行仿真再現(xiàn)；最后利用 LMS設(shè)備對(duì)實(shí)車(chē)進(jìn)行傳動(dòng)系統(tǒng)扭振測(cè)試，以驗(yàn)證仿真效果。關(guān)鍵詞：變速器；剛度；齒輪側(cè)隙；敲齒

1 Rattle噪聲產(chǎn)生的機(jī)理

傳統(tǒng)內(nèi)燃機(jī)在燃燒過(guò)程中，由于存在氣體壓力的變化和活塞往復(fù)運(yùn)動(dòng)產(chǎn)生的慣性力，使得發(fā)動(dòng)機(jī)扭矩呈現(xiàn)出周期性脈動(dòng)變化，經(jīng)由離合器傳遞到變速器嚙合齒輪。齒輪副間存在必要的側(cè)隙，以便容納潤(rùn)滑油膜，非承載齒輪則處于隨動(dòng)狀態(tài)，這勢(shì)必引起齒輪的敲擊。齒輪副的敲擊振動(dòng)，通過(guò)軸承傳至變速器殼體，再經(jīng)由懸置系統(tǒng)、換擋拉索、離合器油管等結(jié)構(gòu)件傳遞到駕駛室內(nèi)引起振動(dòng)噪音；另一方面，敲齒振動(dòng)可通過(guò)空氣傳播，經(jīng)由變速器殼體輻射，再由防火墻傳遞至車(chē)內(nèi)。（此方面本文不涉及）

圖1 整車(chē)模型圖

2 建立Simulation X整車(chē)模型

本文以華晨汽車(chē)研究院某5速手動(dòng)車(chē)型為研究對(duì)象，分別建立發(fā)動(dòng)機(jī)模型、離合器模型、變速器模型及車(chē)輛模型等子模型，將所有相關(guān)的子模型進(jìn)行搭載，搭載后的整車(chē)模型見(jiàn)見(jiàn)圖1所示。

因離合器為主要考察對(duì)象，需將離合器組件進(jìn)行詳細(xì)的參數(shù)設(shè)置，模型中離合器特征參數(shù)設(shè)置見(jiàn)圖 2，Stiffness k=18.5Nm/°，Damping b=20 Nms/°。

手動(dòng)變速器各檔位齒輪側(cè)隙設(shè)置見(jiàn)圖 3，如 Rotational Backlash jt=0.1mm。

圖2 離合器特征參數(shù)設(shè)置

圖3 變速器齒輪副側(cè)隙設(shè)置

3 仿真分析

3.1 優(yōu)化離合器參數(shù)（剛度和阻尼）

利用Simulation X的周期性穩(wěn)態(tài)分析功能，輪胎模型使用剛性傳動(dòng)替代，不考慮汽車(chē)的摩擦、風(fēng)阻等載荷，只需添加補(bǔ)償參數(shù)。由于只是考慮四檔下全加速工況，因此彈簧剛度阻尼僅考慮主減震段正角度即可。阻尼根據(jù)公式a*sqrt(k)，來(lái)近似計(jì)算，其中a的取值與結(jié)構(gòu)材料、阻尼等特性有關(guān)，如果是金屬軸，則a取0.005～0.01，高彈性材料取0.1～0.25，結(jié)構(gòu)接觸系數(shù)取0.05～0.15，為了對(duì)比不同阻尼參數(shù)的仿真結(jié)果，離合器阻尼系數(shù)a取0.007～0.5。

圖4 離合器參數(shù)優(yōu)化前輸入軸扭振幅值響應(yīng)

圖5 離合器參數(shù)優(yōu)化后輸入 軸扭振幅值響應(yīng)

圖4為離合器參數(shù)優(yōu)化前輸入軸扭振幅值響應(yīng)曲線（離合器剛度 18.5，阻尼 20），由分析結(jié)果可知優(yōu)化離合器參數(shù)前輸入軸轉(zhuǎn)速為2519rpm時(shí)，其角加速度響應(yīng)為724rad/s^2。

圖5為離合器參數(shù)優(yōu)化后輸入軸扭振幅值響應(yīng)曲線（離合器剛度 13.2，阻尼 32），由分析結(jié)果可知輸入軸角加速度響應(yīng)下降明顯，其值為 535rad/s^2，并且其共振峰值轉(zhuǎn)速由之前的2519rpm下降到了2200rpm。

3.2 優(yōu)化變速器齒輪側(cè)隙

通過(guò)模型仿真得到圖6，可見(jiàn)在四檔WOT工況下，2檔齒輪副的法向敲擊力最大，頻率最高。故通過(guò)減小2檔齒輪側(cè)隙對(duì)其敲擊力進(jìn)行降低。圖7是2檔齒輪側(cè)隙為0.1時(shí)的仿真結(jié)果，圖8是2檔齒輪側(cè)隙為0.06時(shí)的仿真結(jié)果，法向敲擊力由1600N下降到1400N?？梢?jiàn)，通過(guò)減小齒輪副側(cè)隙可以減小法向敲擊力幅值。

圖6 四檔全油門(mén)工況下各齒輪副法向敲擊力幅值及敲擊頻率

圖7 離合器參數(shù)優(yōu)化前輸入軸扭振幅值響應(yīng)

圖8 離合器參數(shù)優(yōu)化后輸入 軸扭振幅值響應(yīng)

4 試驗(yàn)驗(yàn)證

準(zhǔn)備兩套變速器離合器，分別為優(yōu)化前后兩種狀態(tài)，先后裝配在同一車(chē)輛上利用 LMS設(shè)備對(duì)實(shí)車(chē)進(jìn)行扭振對(duì)比測(cè)試。具體方法是在飛輪齒圈和輸入軸二檔齒輪處裝轉(zhuǎn)速傳感器，對(duì)車(chē)輛進(jìn)行四檔WOT操作，并進(jìn)行數(shù)據(jù)采集，采集后整理得到如下結(jié)果：

圖9 優(yōu)化前樣件輸入軸轉(zhuǎn)速波動(dòng)

圖10 優(yōu)化后樣件輸入軸轉(zhuǎn)速波動(dòng)

由圖 9-12可見(jiàn)，優(yōu)化后的方案將輸入軸扭振峰值由770rad/s^2降低到 570rad/s^2，共振區(qū)域由 2560rpm將到2200rpm。通過(guò)主觀評(píng)價(jià)，四檔加速敲齒問(wèn)題大為改善。

圖11 優(yōu)化前樣件輸入軸角加速度波動(dòng)

圖12 優(yōu)化后樣件輸入軸角加 速度波動(dòng)

5 總結(jié)

本文通過(guò)對(duì)Rattle噪聲產(chǎn)生的機(jī)理和變速器敲齒過(guò)程進(jìn)行分析，基于Simulation X建立整車(chē)模型，通過(guò)優(yōu)化離合器參數(shù)（阻尼和剛度）及減小齒輪側(cè)隙來(lái)降低齒輪敲擊力并改善變速器Rattle噪音的效果。通過(guò)上述試驗(yàn)及仿真分析得出以下結(jié)論：

（1）增大離合器阻尼有利于衰減發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速波動(dòng)，降低共振轉(zhuǎn)速。

（2）在滿足離合器耐久的前提下，減小離合器剛度有利于降低輸入軸加速度響應(yīng)幅值。

（3）適當(dāng)減小齒輪側(cè)隙，可以減小齒輪法向敲擊力幅值。

參考文獻(xiàn)

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