汽車變速器加速敲擊分析及改進

王澤貴，吳 昊，陳 逸

（上海汽車變速器有限公司 技術(shù)中心，上海 201807）

汽車變速器敲擊噪聲是汽車傳動系常見噪聲之一，其產(chǎn)生機理及過程如圖1所示，即該噪聲由內(nèi)燃發(fā)動機轉(zhuǎn)矩波動激勵，經(jīng)離合器減振后仍然較大，帶動變速器空套齒輪產(chǎn)生慣性力矩，并克服空套齒輪受到的拖曳阻滯力矩，從而發(fā)生瞬態(tài)敲擊響應(yīng)噪聲，該噪聲級通常呈現(xiàn)出顯著的變化，人耳對其變化的幅度往往更敏感。隨著汽車工業(yè)的發(fā)展，對汽車輕量化和舒適性的要求以及更加嚴格的噪聲標準，使汽車NVH性能日益受到消費者和整車廠商的重視[1]。因此，探討有效的變速器敲擊分析方法和可行的工程解決措施，對于變速器或整車廠商都十分迫切和必要。

圖1 變速器齒輪敲擊噪聲產(chǎn)生機理及過程

國內(nèi)外對齒輪敲擊噪聲的研究較多[2-4]，主要是應(yīng)用參數(shù)化模型、多體動力學(xué)以及小波分析等方法，但在該噪聲解決方案方面，大多數(shù)都是以優(yōu)化傳動系匹配剛度、阻尼等參數(shù)為主，本文不僅從傳動系匹配參數(shù)上進行分析，還較為系統(tǒng)地對變速器自身結(jié)構(gòu)優(yōu)化進行比較深入的分析，并將仿真分析模型響應(yīng)與實際樣機測試響應(yīng)進行較好的對標，即把模型分析誤差控制在10%的誤差范圍內(nèi)，以確保研究方法的正確性和優(yōu)化方案的有效性。

本文以開發(fā)過程中的某款四驅(qū)整車傳動系為研究對象，該車搭載直列四缸柴油機、單質(zhì)量飛輪及6擋手動變速器，整車及變速器相關(guān)基本參數(shù)見表1。該四驅(qū)車在模具樣機階段的主觀評價及測試表明，在起步小油門加速不到1 500 r/min的轉(zhuǎn)速區(qū)間，存在不可接受的變速器齒輪敲擊問題；其加速工況的客觀測試數(shù)據(jù)顯示，2、3擋傳動系存在明顯的共振峰值，導(dǎo)致系統(tǒng)出現(xiàn)較為明顯的敲擊噪聲，所以加速敲擊仿真分析基于2、3擋位工況。

表1 整車及變速器相關(guān)基本參數(shù)

1 一維參數(shù)化模型建立

該四驅(qū)車的傳動系布局如圖2所示。仿真模型包含了離合器、變速器、分動器、傳動軸、差速器及整車等部分，涉及AMESim軟件中的動力傳動庫、機械庫和信號控制庫中的多個模塊。

圖2 傳動系布局圖

模型采用集中質(zhì)量方法，建立由轉(zhuǎn)動慣量-彈簧-阻尼元件構(gòu)成的多自由度離散化模型。在模型中考慮了扭轉(zhuǎn)減振器、拖曳力矩、齒輪副側(cè)隙、軸向側(cè)隙、嚙合剛度、傳動軸及半軸剛度等對傳動系扭振及敲擊有影響的各種因素，在西門子AMESim軟件中建立如圖3所示的一維參數(shù)化加速敲擊仿真分析模型[5-6]。在主觀評價及測試過程中發(fā)現(xiàn)，在四驅(qū)和二驅(qū)模式下，敲擊問題差異不大，因此本文仿真將基于該車的二驅(qū)模式進行。

2 分析模型響應(yīng)與測試響應(yīng)對標

AMESim加速敲擊仿真模型以實測的發(fā)動機端轉(zhuǎn)速信號為輸入激勵，以變速器端二階角加速度的仿真結(jié)果和測試結(jié)果作為模型的對標依據(jù)。圖4和圖5分別為2擋加速工況下，發(fā)動機端和變速器端二階角加速度測試和仿真結(jié)果對比，可以看出變速器端二階角加速度仿真和測試結(jié)果基本一致，尤其在怠速750～2 000 r/min轉(zhuǎn)速區(qū)間，誤差在10%以內(nèi)，這表明建立的仿真模型比較準確，可用于傳動系扭振仿真分析。從圖4和圖5還可初步看出，傳動系在60 Hz左右的頻率范圍內(nèi)存在共振響應(yīng)，該共振區(qū)對應(yīng)敲擊噪聲抱怨的轉(zhuǎn)速區(qū)間，即發(fā)動機端的激勵經(jīng)過離合器后沒有得到較好的衰減，反而被放大，這導(dǎo)致了2擋加速敲擊振動或噪聲的產(chǎn)生。

圖3 一維參數(shù)化加速敲擊仿真分析模型

圖4 發(fā)動機端和變速器端二階角加速度測試結(jié)果

圖5 發(fā)動機端和變速器端二階角加速度仿真結(jié)果

3 傳動系模態(tài)分析

根據(jù)傳動系扭振模型，仿真得到1擋到6擋的傳動系扭轉(zhuǎn)模態(tài)頻率，見表2。其中，第一階為系統(tǒng)模態(tài)，第二階為減振器模態(tài)，第三、四階為前、后半軸的局部模態(tài)。第二階模態(tài)是研究扭振時最為關(guān)注的模態(tài)之一，由表2可知其頻率分布在40～64 Hz，所對應(yīng)的共振轉(zhuǎn)速區(qū)間在發(fā)動機常用轉(zhuǎn)速范圍之內(nèi)，常會導(dǎo)致變速器齒輪敲擊發(fā)生。如圖6所示，2擋在1 650 r/min附近有噪聲峰值點，其對應(yīng)二階轉(zhuǎn)動頻率是1 650÷20×2=55 Hz，與表2中2擋二階仿真值54.8 Hz接近。如圖7所示，3擋在1 250 r/min附近有二階角加速度峰值點，其對應(yīng)二階轉(zhuǎn)動頻率是1 250÷60×2=42 Hz，與表2中3擋二階仿真值47.5 Hz接近。這表明在二、三工況下測試數(shù)據(jù)所對應(yīng)的峰值點頻率與模態(tài)分析結(jié)果接近，即系統(tǒng)此時發(fā)生共振，造成該轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)加速敲擊加重，是小油門起步加速敲擊噪聲抱怨的根本原因。

表2 傳動系扭轉(zhuǎn)模態(tài)頻率 f/Hz

圖6 2擋小油門（0.00～11.30 s）加速敲擊噪聲

圖7 三擋小油門（0.00～10.60 s）加速角加速度

圖8和圖9為2擋工況下傳動系一、二階的扭轉(zhuǎn)模態(tài)振型，圖中每個方塊表示一個參與傳動系扭振的質(zhì)量或慣性單元，橫坐標從左至右包括離合器、變速器、分動器、傳動軸、差速器及整車慣量等27個質(zhì)量或慣量單元，每個方塊的縱坐標高度則表示其所發(fā)扭振的相對振幅大小。3、4擋與2擋分析結(jié)果基本類似，因此下文將主要以2擋為例，進行進一步分析。

圖8 一階扭轉(zhuǎn)模態(tài)振型

圖9 二階扭轉(zhuǎn)模態(tài)振型

4 齒輪敲擊響應(yīng)分析

從提取的空套齒輪的敲擊力，如圖10和圖11所示，可以看出各擋位均出現(xiàn)不同程度的敲擊，且都出現(xiàn)了以正、負敲擊力表征的齒面雙邊來回敲擊現(xiàn)象，出現(xiàn)雙邊敲擊往往表示振動或噪聲問題表現(xiàn)比較嚴重。

圖10 二擋工況下一擋和六擋齒輪副敲擊力

圖11 二擋工況下三擋和四擋齒輪副敲擊力

通過Matlab編程對敲擊力進行后處理得到各擋位空套齒輪的敲擊功率，如圖12所示，這里的敲擊功率是指敲擊力與單位時間的乘積，它代表發(fā)生齒輪敲擊的能量大小。從各擋位空套齒輪的敲擊功率可以看出，2擋加速工況下，各擋位空套齒輪敲擊功率大小關(guān)系為：倒擋＞1擋＞6擋＞4擋＞3擋，敲擊功率最大的兩個空套齒輪為倒擋和1擋空套齒輪。

圖12 二擋工況下各擋位空套齒輪副敲擊功率

5 優(yōu)化方案及試驗驗證

5.1 優(yōu)化方案的提出

扭振敲擊問題的解決方向，可以從整個傳動系和變速器局部兩個角度來看。傳動系方向主要有優(yōu)化離合器和發(fā)動機，以及增加傳動軸和半軸扭轉(zhuǎn)減振器等，是目前解決扭振敲擊的主要途徑[7]。由上文的加速工況分析可知，發(fā)動機端的激勵經(jīng)過離合器后沒有發(fā)生衰減，反而被放大了，因此可以繼續(xù)優(yōu)化離合器來降低變速器端的激勵大小。而變速器方向由于受到改善效果的限制，通常只用于輔助優(yōu)化，很難從根本上解決敲擊問題。本文對離合器參數(shù)也做了最大優(yōu)化，但改進效果不明顯，所以考慮從變速器自身結(jié)構(gòu)對其進一步優(yōu)化。

根據(jù)上文分析，比較變速器內(nèi)各擋位空套齒輪的敲擊功率可知，倒擋和1擋從動齒輪對變速器總敲擊功率的貢獻最大，所以優(yōu)化階段著重降低這兩個空套齒輪的敲擊功率。由敲擊產(chǎn)生的機理可知，減小空套齒輪轉(zhuǎn)動慣量、增大攪油阻力、適當(dāng)減小齒間側(cè)隙及增加滾針軸承摩擦力矩等都有利于降低齒輪敲擊強度，綜合考慮工藝、成本和效果等因素，選取減小空套齒輪轉(zhuǎn)動慣量作為優(yōu)化方向。

表3為倒擋和1擋從動齒輪的減重方案，減重措施是在保證齒輪強度安全系數(shù)的情況下，在倒擋和1擋從動齒輪輪輻上打?qū)ΨQ孔，相比于減重前可使倒擋和1擋從動齒輪的轉(zhuǎn)動慣量分別減小11.4%和13.8%。

表3 倒擋、1擋從動齒輪減重方案

5.2 仿真分析驗證

常用的評價變速器敲擊的指標有敲擊沖量、敲擊功和敲擊功率等，本文使用敲擊功率作為敲擊的評價指標。表4為減重前、后變速器內(nèi)各擋空套齒輪敲擊功率對比情況，可以看出減重后的方案，空套齒輪的敲擊功率相比減重前分別下降了12.5%和15.9%，各擋空套齒輪的敲擊功率之和也降低了9.39%，有較好的改善效果。

表4 倒擋和1擋從動齒輪減重前、后敲擊功率比較

5.3 試驗樣機驗證

分別將1擋和倒擋從動齒輪打孔前、后的變速器進行裝車測試，圖13和圖14所示為3擋小油門加速工況下，減重前、后的車內(nèi)噪聲，減重后車內(nèi)噪聲特征明顯改善。圖15和圖16所示為2擋加速工況下，減重前、后的車內(nèi)噪聲聲壓級對比及車內(nèi)噪聲語言清晰度對比。從車內(nèi)噪聲聲壓級的測試結(jié)果可以看出，1擋和倒擋從動齒輪打孔后的車內(nèi)噪聲聲壓級相比打孔前降低比較明顯，總體噪聲減小了約2～5 dB(A)；并且從車內(nèi)噪聲語言清晰度的測試結(jié)果可以看到，1擋和倒擋從動齒輪打孔后的車內(nèi)噪聲語言清晰度明顯高于打孔前。測試結(jié)果顯示，減重方案對加速噪聲的改善有明顯效果，驗證了仿真分析結(jié)論正確，改進措施有效可行。

圖13 減重前3擋小油門加速車內(nèi)噪聲

圖14 減重后3擋小油門加速車內(nèi)噪聲

圖15 二擋工況下減重前后車內(nèi)噪聲聲壓級對比

圖16 二擋工況下減重前后車內(nèi)噪聲語言清晰度對比

6 結(jié)論及展望

本文以某款四驅(qū)整車傳動系為研究對象，建立了該傳動系的AMESim加速敲擊仿真分析模型，并對其進行了扭轉(zhuǎn)模態(tài)分析和敲擊響應(yīng)分析，進而分析了加速敲擊產(chǎn)生的原因和解決方向。從變速器優(yōu)化角度，通過降低1擋和倒擋空套齒輪轉(zhuǎn)動慣量來改善其加速敲擊，并與試驗結(jié)果進行了對比驗證，主要結(jié)論如下：

（1）仿真分析模型采用集中質(zhì)量方法，由轉(zhuǎn)動慣量-彈簧-阻尼元件構(gòu)成一維參數(shù)模型，得到的扭轉(zhuǎn)模態(tài)和敲擊響應(yīng)結(jié)果與測試結(jié)果相一致，這驗證了本文仿真模型方法的正確性及分析誤差較小。

（2）2擋加速工況下，在60 Hz左右的頻率處，傳動系發(fā)生共振，使發(fā)動機端的激勵經(jīng)過離合器后沒有得到較好的衰減，這是造成加速敲擊的根本原因。通過比較各擋齒輪副敲擊力和敲擊功率結(jié)果，找出了響應(yīng)最突出的兩對齒輪，即倒擋和1擋齒輪，降低倒擋和1擋空套齒輪慣量，是優(yōu)化加速敲擊問題的關(guān)鍵措施。在滿足齒輪輪輻強度的前提下，盡可能減小空套齒輪慣量措施，具有較好的工程應(yīng)用價值。

（3）在倒擋和1擋從動齒輪輪輻上打?qū)ΨQ孔的減重方案經(jīng)試驗驗證后，車內(nèi)噪聲聲壓級相比減重前降低較明顯，減小了約2～5 dB（A），且減重后車內(nèi)噪聲語言清晰度明顯高于減重前。通過模型仿真找出發(fā)生加速敲擊的主要齒輪副，通常是一對或兩對齒輪，減小其空套齒輪的轉(zhuǎn)動慣量或質(zhì)量，是優(yōu)化解決齒輪加速器敲擊問題的有效措施。

（4）本研究模型在各類軸承摩擦力、攪油拖曳力矩、溫度變化影響方面，作了一定的簡化處理，即模型精準性方面還可以進一步提升；把敲擊功率結(jié)果，通過對數(shù)函數(shù)轉(zhuǎn)化為噪聲聲壓值，并與消音室臺架試驗結(jié)果進行關(guān)聯(lián)系數(shù)修正，是本文下一步深入研究的方向。