手動(dòng)變速器嘯叫問題仿真分析及優(yōu)化

葛琳，李鵬，姜彥斌，張小坤

（華晨汽車工程研究院 動(dòng)力總成部，遼寧 沈陽 110141）

前言

隨著人們對(duì)汽車乘坐舒適性的要求越來越高，變速器嘯叫問題也越來越容易引起客戶的抱怨。變速器嘯叫是一種高頻噪音，在加速和反拖工況均會(huì)出現(xiàn)，且較容易被人耳識(shí)別，所以對(duì)變速器嘯叫噪聲進(jìn)行優(yōu)化會(huì)明顯改善整車NVH性能。

本文以某六速手動(dòng)機(jī)械變速器為研究對(duì)象，首先進(jìn)行整車NVH噪聲測(cè)試，利用階次分析確定了嘯叫特征階次，然后借助ROMAX仿真軟件對(duì)齒形齒向修形進(jìn)行仿真研究，通過優(yōu)化齒輪設(shè)計(jì)參數(shù)，降低齒輪傳遞誤差，使該變速器嘯叫問題得以解決。

1 變速器嘯叫噪聲產(chǎn)生機(jī)理

齒輪的傳遞誤差是變速器嘯叫的主要激勵(lì)源，傳遞誤差產(chǎn)生的原因一方面是齒輪本身的因素，如齒輪的齒數(shù)、模數(shù)、螺旋角、壓力角、有效齒寬、鼓形量、剛度等；而另一方面是相關(guān)件如殼體、軸承、軸的變形以及軸承的間隙等因素導(dǎo)致的偏載，最終導(dǎo)致嘯叫噪音的出現(xiàn)。

2 變速器嘯叫NVH測(cè)試

2.1 噪聲測(cè)試點(diǎn)布置情況

測(cè)試基于整車狀態(tài)，在整車消聲室內(nèi)進(jìn)行。在駕駛員右耳位置（駕駛室內(nèi)噪聲測(cè)點(diǎn)）及變速器殼體表面（變速器近場(chǎng)噪聲測(cè)點(diǎn)）分別布置MIC及振動(dòng)傳感器進(jìn)行噪音采集。

圖1 整車噪聲測(cè)試點(diǎn)布置

2.2 測(cè)試工況

為測(cè)試變速器的整體噪聲水平并系統(tǒng)分析變速器的噪聲特性，對(duì)2檔、3檔、4檔、5檔、6檔進(jìn)行全轉(zhuǎn)速段加速及反拖工況測(cè)試。

2.3 噪聲源識(shí)別及階次分析

階次分析法采用的是等角域采樣，即旋轉(zhuǎn)機(jī)械每轉(zhuǎn)過一定的角度采一次樣[1]。對(duì)于非穩(wěn)態(tài)噪聲信號(hào)，特別是對(duì)于汽車發(fā)動(dòng)機(jī)、變速器等轉(zhuǎn)速變化的旋轉(zhuǎn)機(jī)械，采用等角度采樣的“階次分析法”能有效避免傳統(tǒng)的等時(shí)間間隔采樣的頻譜分析法產(chǎn)生的頻率混疊現(xiàn)象，從而能夠清晰地分辨出各旋轉(zhuǎn)部件（對(duì)應(yīng)不同階次）對(duì)整體噪聲的貢獻(xiàn)[2]。

對(duì)階次的分析要從檔位階次及主減階次兩方面同時(shí)考慮。檔位階次即為該檔主動(dòng)齒輪的齒數(shù)，主減階次為主減主動(dòng)齒輪齒數(shù)與該檔速比的比值。根據(jù)該變速器各檔位齒輪齒數(shù)，計(jì)算出各檔位齒輪和主減齒輪的階次，如表1所示：

表1 檔位齒輪及主減齒輪階次

圖2 變速器噪聲測(cè)試數(shù)據(jù)

從測(cè)試結(jié)果中發(fā)現(xiàn)，三擋測(cè)試數(shù)據(jù)亮帶較明顯，且與該擋位階次相符，可初步判斷三擋齒輪是造成該檔位嘯叫噪聲的根本原因。圖2中，上方曲線為三擋時(shí)檔位齒輪產(chǎn)生的殼體表面振動(dòng)加速度，下方曲線為三擋時(shí)主減齒輪產(chǎn)生的殼體表面振動(dòng)加速度。隨著轉(zhuǎn)速的上升，噪聲主要集中在31階次，在轉(zhuǎn)速達(dá)到4000rpm左右時(shí)殼體表面振動(dòng)加速度達(dá)到最大值15m/s2。

3 ROMAX模型建立及仿真分析

3.1 系統(tǒng)模型建立

通過ROMAX軟件，分別對(duì)軸、軸承、同步器、齒輪、花鍵進(jìn)行幾何建模，根據(jù)變速器總成內(nèi)部結(jié)構(gòu)來確定各軸上的軸承和齒輪的相對(duì)位置及齒輪與軸、軸承與軸的安裝關(guān)系，最后確定輸入軸、輸出軸及差速器軸的相對(duì)空間位置，如圖3：

圖3 齒輪傳動(dòng)系統(tǒng)虛擬樣機(jī)仿真分析模型

3.2 變速器仿真分析及試驗(yàn)對(duì)比

通過ROMAX軟件集成的動(dòng)力學(xué)分析模塊，結(jié)合實(shí)測(cè)數(shù)據(jù)，對(duì)三擋運(yùn)行時(shí)的接觸應(yīng)力分布、齒輪傳遞誤差及殼體表面的振動(dòng)響應(yīng)加速度進(jìn)行分析，如圖4。

圖4 三擋齒輪微觀修型前接觸應(yīng)力分布

從仿真分析結(jié)果來看，三擋齒輪在嚙合時(shí)存在嚴(yán)重的偏載情況，齒輪傳遞誤差為1.3um（圖5），根據(jù)經(jīng)驗(yàn)值，變速器傳遞誤差峰值目標(biāo)應(yīng)控制在1um以內(nèi)。通過ROMAX模擬分析出的殼體表面振動(dòng)加速度與 NVH測(cè)試數(shù)據(jù)趨勢(shì)比較接近（圖6），進(jìn)一步驗(yàn)證了NVH測(cè)試的準(zhǔn)確性。

圖5 三擋齒輪傳遞誤差

圖6 殼體表面振動(dòng)加速度

4 變速器齒輪噪聲控制及優(yōu)化

變速箱工作時(shí)，載荷變幅較寬，又因制造和加工誤差、軸系的安裝扭轉(zhuǎn)變形、輪齒的接觸變形、軸承間隙等復(fù)雜因素的影響，導(dǎo)致變速器齒輪副沿齒寬方向的齒形偏離理論輪廓，造成十分嚴(yán)重的載荷集中現(xiàn)象，從而加劇噪音，降低壽命[3]。通過對(duì)齒廓及齒向的微觀修形，可減少由制造、加工誤差及輪齒變形導(dǎo)致的嚙合沖擊，從而有效提高變速器齒輪的承載能力及嚙合性能。

表2 齒廓修形參數(shù)

表3 齒向修形參數(shù)

根據(jù)相關(guān)公式及ROMAX軟件優(yōu)化后得出齒輪修形量（見表2、表3）并導(dǎo)入軟件中，在100%載荷的工況下，通過齒輪微觀修形，接觸區(qū)域出現(xiàn)在齒面的中部，偏載現(xiàn)象未再出現(xiàn)（圖7），齒輪傳遞誤差的峰值由原來的1.3um減小到0.5um（圖 8），殼體表面振動(dòng)加速度的最大值從 15m/s2減小到 9 m/s2（見圖 9）。

圖7 三擋齒輪微觀修型后接觸應(yīng)力分布

圖8 三擋齒輪微觀修型后齒輪傳遞誤差

圖9 殼體表面振動(dòng) 加速度對(duì)比

5 結(jié)論

本文通過NVH測(cè)試對(duì)變速器噪音進(jìn)行采集，并對(duì)采集的數(shù)據(jù)進(jìn)行階次分析及識(shí)別，確定出現(xiàn)問題的具體檔位及齒輪，再運(yùn)用ROMAX軟件進(jìn)行仿真建模，通過微觀幾何修形改變齒輪接觸斑點(diǎn)，降低齒輪傳遞誤差的峰值，分析出了齒輪微觀修形前后問題檔位齒輪振動(dòng)引起殼體表面振動(dòng)加速度。通過仿真分析表明，微觀幾何修形可降低變速器嘯叫噪聲，從而提升了整車NVH品質(zhì)。