混動(dòng)變速箱電驅(qū)模式齒輪嘯叫仿真及試驗(yàn)研究

余春祥，湯天寶，胡軍峰，呂品，周曉強(qiáng)，彭國民，羅義建

寧波吉利羅佑發(fā)動(dòng)機(jī)零部件有限公司，浙江 寧波 315336

0 引言

近年來隨著人們對(duì)高舒適度的追求，汽車噪聲、振動(dòng)、聲振粗糙度(noise vibration harshness，NVH)性能日益得到重視，變速器噪聲越來越受到關(guān)注[1-2]。近幾年，我國頒布了雙積分和五階段油耗政策，推行低油耗車，促進(jìn)了混動(dòng)變速器的開發(fā)。混動(dòng)變速器工作模式較多，主要有純電模式、發(fā)動(dòng)機(jī)模式以及混動(dòng)模式[3]?；旌蟿?dòng)力汽車在純電模式下行駛時(shí)，由于沒有內(nèi)燃機(jī)噪聲的掩蔽效應(yīng)，驅(qū)動(dòng)電機(jī)噪聲和傳動(dòng)系統(tǒng)噪聲極易被用戶感知，尤其是變速器噪聲，這對(duì)混動(dòng)變速器NVH性能開發(fā)提出更高的要求。本文中以混動(dòng)雙離合自動(dòng)變速器(dual clutch transmission，DCT)2擋電驅(qū)動(dòng)模式齒輪嘯叫噪聲為研究對(duì)象，運(yùn)用仿真手段，從齒輪動(dòng)態(tài)嚙合力和聲輻射2個(gè)方面進(jìn)行剖析，形成一套解決電驅(qū)動(dòng)模式齒輪嘯叫問題仿真分析方法，對(duì)指導(dǎo)齒輪嘯叫問題解決具有理論研究和實(shí)用價(jià)值。

1 齒輪嘯叫噪聲產(chǎn)生機(jī)理及故障描述

1.1 產(chǎn)生機(jī)理

齒輪嘯叫噪聲是變速器在齒輪動(dòng)態(tài)激勵(lì)作用下引起殼體振動(dòng)產(chǎn)生的輻射噪聲。影響齒輪嘯叫的因素一般有2個(gè)：剛度(含嚙合剛度和支持剛度等)和齒輪承載載荷[4-7]。在齒輪嚙合過程中，剛度變化不可避免地產(chǎn)生傳遞誤差波動(dòng)，它作為一種動(dòng)態(tài)激勵(lì)源直接導(dǎo)致齒輪在受載時(shí)產(chǎn)生激勵(lì)力波動(dòng)，激勵(lì)力波動(dòng)激起變速器相關(guān)結(jié)構(gòu)振動(dòng)，振動(dòng)的低頻區(qū)域通過懸置傳遞，而振動(dòng)高頻區(qū)域通過聲輻射傳遞，最終被駕駛員感知。齒輪嘯叫由傳遞載荷的齒輪產(chǎn)生，具有明顯的階次特征，變速器殼體固有模態(tài)被激勵(lì)共振后表現(xiàn)更明顯。從上述齒輪嘯叫產(chǎn)生機(jī)理可知，動(dòng)態(tài)激勵(lì)力和殼體輻射是變速器齒輪嘯叫的主因。

1.2 故障描述

在某DCT開發(fā)過程中，車輛主觀駕評(píng)純電驅(qū)動(dòng)模式存在某階齒輪嘯叫。對(duì)整車噪聲進(jìn)行測試，結(jié)果如圖1所示。由圖1可知，在頻率為2200 Hz附近，整車噪聲超出對(duì)應(yīng)的限值，引起駕駛?cè)酥饔^抱怨。相同工況下，DCT臺(tái)架噪聲測試結(jié)果如圖2所示。由圖2可知，在2200 Hz附近噪聲也超標(biāo)。

根據(jù)整車及臺(tái)架測試結(jié)果， 初步判定2200 Hz附近的噪聲主要由變速器本體噪聲引起。為了進(jìn)一步分析噪聲產(chǎn)生原因，對(duì)問題點(diǎn)進(jìn)行動(dòng)態(tài)激勵(lì)力仿真和聲輻射仿真分析。

2 動(dòng)態(tài)激勵(lì)力分析

2.1 理論分析

用齒輪動(dòng)態(tài)嚙合力F表示動(dòng)態(tài)激勵(lì)力，即一對(duì)嚙合齒輪在傳遞誤差下的嚙合力響應(yīng)可表示為傳遞誤差激勵(lì)與動(dòng)態(tài)嚙合剛度的乘積，其簡化計(jì)算公式[8]為：

,

(1)

式中：Amp為主動(dòng)齒與從動(dòng)齒合成幅值，m/N；Amp1為主動(dòng)齒輪動(dòng)柔度幅值， m/N；ω為角速度，rad/s；α1為主動(dòng)齒輪動(dòng)柔度相位，°；Amp2為被動(dòng)齒輪動(dòng)柔度幅值，m/N；α2為被動(dòng)齒輪動(dòng)柔度相位，°；Kc為齒輪對(duì)嚙合靜剛度，N/m；TE為傳遞誤差，μm。

齒輪嚙合剛度通常與齒輪輪輻結(jié)構(gòu)、支撐剛度及輪齒厚度等有關(guān)，傳遞誤差的影響因素有齒輪重合度、微觀修形和系統(tǒng)剛度，因此，可以從這些因素著手優(yōu)化動(dòng)態(tài)激勵(lì)力。

2.2 仿真分析

DCT動(dòng)態(tài)激勵(lì)力仿真模型應(yīng)包含變速器殼體、軸齒系統(tǒng)、軸承系統(tǒng)、電機(jī)系統(tǒng)4部分，如圖3所示。對(duì)混動(dòng)變速器測試樣機(jī)進(jìn)行微觀參數(shù)檢測，將檢測的參數(shù)輸入到動(dòng)態(tài)激勵(lì)力仿真模型，同時(shí)根據(jù)實(shí)際問題點(diǎn)工況，對(duì)動(dòng)態(tài)激勵(lì)力進(jìn)行仿真計(jì)算，結(jié)果如圖4所示。

圖3 動(dòng)態(tài)激勵(lì)力仿真模型 圖4 動(dòng)態(tài)激勵(lì)力仿真結(jié)果

由圖4可知，齒輪動(dòng)態(tài)激勵(lì)力在2200 Hz附近存在峰值，與整車噪聲測試結(jié)果一致，齒輪激勵(lì)過大。

3 聲輻射仿真分析

1500 Hz以下的變速器噪聲主要來自結(jié)構(gòu)振動(dòng)傳遞，1500 Hz以上的變速器噪聲主要以空氣噪聲為主，而混動(dòng)變速器嘯叫噪聲頻率為2200 Hz，主要通過聲輻射產(chǎn)生，因此需要對(duì)其進(jìn)行聲輻射仿真分析。

聲傳遞向量是聲場中某點(diǎn)的聲壓與模型振動(dòng)之間函數(shù)關(guān)系，而振動(dòng)是激勵(lì)與模態(tài)的乘積[9]，所以需要在激勵(lì)仿真、總成模態(tài)仿真的基礎(chǔ)上進(jìn)行聲輻射仿真。

3.1 激勵(lì)力

根據(jù)齒輪嘯叫傳遞特性，激勵(lì)力可以通過施加軸承激勵(lì)力、齒輪嚙合力和齒輪齒面位移3種方式獲得。相關(guān)研究顯示[10]，施加軸承力和齒輪齒面位移得到的激勵(lì)力基本相同，且施加軸承力與實(shí)際測試結(jié)果比較接近，因此提取各軸承座軸承激勵(lì)力如圖5所示。

圖5 軸承座軸承激勵(lì)力示意圖

3.2 模態(tài)分析模型

DCT模態(tài)分析模型包含變速器殼體、變速器軸系系統(tǒng)、變速器其他重要部件(如換擋器、液壓控制系統(tǒng)及電機(jī)部分等)等，如圖6所示。

圖6 總成模態(tài)分析模型 圖7 螺栓簡化模型 圖8 軸承簡化模型

在Hypermesh軟件中采用rbe2(剛性連接單元)-CBAR(桿單元)-rbe2模擬螺栓，采用CBAR模擬螺桿[10-12]，螺栓簡化模型如圖7所示。軸承模型中采用CBUSH(彈簧單元)模擬軸承剛度，軸承簡化模型如圖8所示。仿真分析需考慮齒輪嚙合剛度以及各附件的質(zhì)量。

3.3 聲學(xué)網(wǎng)格模型及場點(diǎn)設(shè)置

根據(jù)聲音傳播速度及最高頻率確定聲學(xué)網(wǎng)格大小，聲學(xué)網(wǎng)格采用全封閉的四邊形網(wǎng)格，如圖9所示。參照臺(tái)架消聲室麥克風(fēng)位置設(shè)置分析模型的場點(diǎn)位置，如圖10所示。

圖9 DCT聲學(xué)網(wǎng)格模型 圖10 場點(diǎn)位置布置

場點(diǎn)聲壓仿真計(jì)算與試驗(yàn)結(jié)果如圖11所示。由圖11可知，在問題點(diǎn)(2200 Hz)仿真與試驗(yàn)峰值基本對(duì)應(yīng)。DCT振動(dòng)云圖如圖12所示。由圖12可知，DCT振動(dòng)最大區(qū)域?yàn)殡姍C(jī)逆變器殼體。

圖11 場點(diǎn)聲壓仿真與試驗(yàn)對(duì)比 圖12 DCT振動(dòng)云圖

對(duì)逆變器殼體包裹后進(jìn)行臺(tái)架噪聲測試，結(jié)果如圖13所示。由圖13可知，嘯叫問題點(diǎn)噪聲降低7 dB左右。

圖13 逆變器包裹前后噪聲測試曲線

根據(jù)上述動(dòng)態(tài)嚙合力和聲輻射仿真結(jié)果可知，DCT嘯叫噪聲主要由齒輪激勵(lì)過大及逆變器殼體共振引起。

4 優(yōu)化及驗(yàn)證

4.1 結(jié)構(gòu)優(yōu)化

針對(duì)DCT嘯叫噪聲產(chǎn)生原因，從激勵(lì)源和傳遞路徑方面進(jìn)行優(yōu)化，降低其嘯叫噪聲。

1)根據(jù)動(dòng)態(tài)激勵(lì)力理論，動(dòng)態(tài)激勵(lì)力隨傳遞誤差的降低而減小。因此將DCT電機(jī)齒輪齒數(shù)從20增加到25，同時(shí)將齒輪模數(shù)從1.7降低到1.4，提高齒輪重合度，降低傳遞誤差。

2)對(duì)逆變器殼體進(jìn)行結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)優(yōu)化，增加環(huán)形加強(qiáng)筋，優(yōu)化前、后逆變器殼體結(jié)構(gòu)如圖14所示。

a) 優(yōu)化前 b) 優(yōu)化后

4.2 仿真及試驗(yàn)驗(yàn)證

對(duì)優(yōu)化后的DCT按同樣方法進(jìn)行激勵(lì)力仿真和噪聲仿真分析。電機(jī)齒輪動(dòng)態(tài)激勵(lì)力優(yōu)化前、后仿真對(duì)比如圖15所示，逆變器殼體(單位激勵(lì)下)優(yōu)化前后噪聲仿真對(duì)比如圖16所示。由圖15可知，相比優(yōu)化前，優(yōu)化后齒輪動(dòng)態(tài)激勵(lì)力幅值降低58%。由圖16可知，單位激勵(lì)下，逆變器殼體問題點(diǎn)(2200 Hz)的噪聲降低約5～10 dB。

圖15 電機(jī)齒輪動(dòng)態(tài)激勵(lì)力優(yōu)化前后仿真對(duì)比 圖16 單位激勵(lì)下逆變器殼體優(yōu)化前后噪聲仿真對(duì)比

進(jìn)行DCT臺(tái)架噪聲測試和整車噪聲測試，結(jié)果如圖17、18所示。

圖17 DCT臺(tái)架噪聲測試曲線 圖18 整車噪聲測試曲線

由圖17可知：優(yōu)化后DCT噪聲滿足限值要求，且問題點(diǎn)(2200 Hz)的噪聲降低約10 dB。由圖18可知，優(yōu)化后整車噪聲基本滿足限值要求，主觀評(píng)價(jià)無嘯叫。

5 結(jié)論

1)采用動(dòng)態(tài)激勵(lì)力仿真及聲輻射仿真方法分析DCT電機(jī)齒輪嘯叫問題產(chǎn)生原因，確定DCT嘯叫噪聲主要由齒輪激勵(lì)過大及逆變器殼體共振引起。

2)將DCT電機(jī)齒輪齒數(shù)從20提高到25，同時(shí)將齒輪模數(shù)從1.7降低到1.4，提高齒輪重合度，降低傳遞誤差，逆變器殼體增加環(huán)形加強(qiáng)筋。優(yōu)化后齒輪動(dòng)態(tài)激勵(lì)力幅值降低58%；單位激勵(lì)下逆變器殼體問題點(diǎn)(2200 Hz)的噪聲降低約5～10 dB。臺(tái)架噪聲測試表明，優(yōu)化后DCT噪聲滿足限值要求，問題點(diǎn)噪聲降低約10 dB。整車噪聲測試表明，優(yōu)化后整車噪聲基本滿足限值要求，主觀評(píng)價(jià)無嘯叫。

3)動(dòng)態(tài)激勵(lì)力仿真與聲輻射仿真相結(jié)合的方法可快速確定齒輪嘯叫原因，進(jìn)行有針對(duì)性地優(yōu)化，解決齒輪嘯叫問題，具有理論研究和實(shí)用價(jià)值。