岳貴平 盧炳武 史繼霞 趙建 樸英子 牛文博

（中國(guó)第一汽車(chē)股份有限公司技術(shù)中心 汽車(chē)振動(dòng)噪聲與安全控制綜合技術(shù)國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室）

基于多體動(dòng)力學(xué)的變速器總成噪聲模擬技術(shù)研究

岳貴平 盧炳武 史繼霞 趙建 樸英子 牛文博

（中國(guó)第一汽車(chē)股份有限公司技術(shù)中心 汽車(chē)振動(dòng)噪聲與安全控制綜合技術(shù)國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室）

對(duì)某變速器齒輪嘯叫噪聲大的問(wèn)題，建立該變速器總成的有限元和動(dòng)力學(xué)模型進(jìn)行研究?；诙囿w動(dòng)力學(xué)，以齒輪微觀(guān)修形理論為基礎(chǔ)對(duì)該變速器齒輪傳遞誤差進(jìn)行修形，并對(duì)修形前、后變速器的輻射噪聲進(jìn)行分析。結(jié)果表明，齒輪微觀(guān)修形后，傳遞誤差峰值降低，輻射聲功率變小，變速器總成噪聲有所降低。

1 前言

變速器噪聲是汽車(chē)噪聲的重要來(lái)源。目前手動(dòng)變速器仍占汽車(chē)市場(chǎng)最大份額，其工作環(huán)境也比大部分自動(dòng)變速器惡劣。隨著手動(dòng)變速器速度和荷載的提高，其振動(dòng)噪聲問(wèn)題也隨之越來(lái)越嚴(yán)重。目前，手動(dòng)變速器的主要噪聲問(wèn)題包括齒輪嘯叫噪聲、齒輪敲擊噪聲和喀喀聲[1]。齒輪嘯叫噪聲是一種中高頻的純音噪聲，即使聲壓級(jí)很低，人耳對(duì)其也十分敏感，這增加了對(duì)嘯叫噪聲控制的難度。

變速器齒輪傳遞誤差是引起嘯叫噪聲的重要因素之一。通過(guò)嚙合齒輪的微觀(guān)修形，可以?xún)?yōu)化齒輪傳遞誤差，從而改善齒輪的嘯叫噪聲，因此微觀(guān)修形是優(yōu)化齒輪嘯叫噪聲的一種十分重要的手段。本文利用MASTA軟件對(duì)某型號(hào)手動(dòng)變速器6擋齒輪和主減速齒輪進(jìn)行微觀(guān)修形，并且計(jì)算齒輪微觀(guān)修形前后的傳遞誤差和時(shí)變嚙合剛度。利用AVL Excite PU軟件建立變速器多體動(dòng)力學(xué)模型并對(duì)其進(jìn)行多體動(dòng)力學(xué)計(jì)算分析以獲得變速器殼體的表面振動(dòng)速度級(jí)，最后以該參數(shù)作為輸入數(shù)據(jù)，使用LMS Virtual.lab軟件的ATV方法對(duì)變速器總成進(jìn)行輻射噪聲模擬分析。

2 齒輪嘯叫噪聲產(chǎn)生機(jī)理和傳遞過(guò)程分析

變速器齒輪嘯叫噪聲是由齒輪嚙合過(guò)程中的傳遞誤差引起的，齒輪傳遞誤差為嚙合線(xiàn)方向上被動(dòng)輪齒廓在實(shí)際嚙合時(shí)所處位置與理想條件下應(yīng)處位置之間的偏差。傳遞誤差的波動(dòng)反映出被動(dòng)輪傳動(dòng)不均勻性[2]，該不均勻性直接導(dǎo)致齒輪在嚙合接觸時(shí)產(chǎn)生以齒數(shù)為基頻的動(dòng)態(tài)接觸力，這種齒輪內(nèi)部的激勵(lì)力會(huì)激勵(lì)起變速器殼體的振動(dòng)，從而向外輻射噪聲。變速器輻射噪聲產(chǎn)生和傳遞路線(xiàn)示意如圖1所示。

手動(dòng)變速器由多組齒輪對(duì)、軸承、傳動(dòng)軸、同步器、換擋機(jī)構(gòu)和殼體等組成，影響變速器噪聲的因素也較多，本文重點(diǎn)研究齒輪修形對(duì)單一轉(zhuǎn)速變速器輻射噪聲的影響。

3 微觀(guān)修形下的傳遞誤差計(jì)算研究

3.1 齒輪齒面微觀(guān)修形方法

齒輪微觀(guān)修形是減小變速器齒輪工作狀態(tài)下傳遞誤差的重要手段，其可以彌補(bǔ)因變速器齒輪軸受載變形引起的嚙合位置錯(cuò)位，使嚙合齒面在嚙合后所受壓力分布均勻。通過(guò)減少齒面材料，保證齒輪上輪齒受載變形后仍能夠平穩(wěn)的傳遞力矩。通過(guò)齒輪齒面的微觀(guān)修形，會(huì)改善齒輪嚙合剛度的波動(dòng)量，降低齒輪嚙合過(guò)程中沖擊激勵(lì)，達(dá)到降低齒輪嘯叫噪聲的目的。

齒輪微觀(guān)修形的理論依據(jù)是調(diào)整齒向和齒形的微觀(guān)參數(shù)，降低傳遞誤差；調(diào)整變速器齒輪齒向角偏差，使齒輪最大應(yīng)力能分布在齒輪齒向中心；調(diào)整齒輪起鼓修形量，使得齒面最大應(yīng)力值盡可能低[3]。齒輪齒面微觀(guān)修形可分為齒形、齒向和對(duì)角修形3種方式[4]。

齒形修形也稱(chēng)作齒廓修形，是指在齒廓方向上進(jìn)行的起鼓修形、線(xiàn)性修形以及齒頂/齒根修緣等。通過(guò)齒形修形可以減小齒輪嚙合過(guò)程中受載變形引起的齒廓方向上的偏差。

齒向修形是指沿齒寬方向進(jìn)行的起鼓、線(xiàn)性等形式的修形，其目的是消除由于齒輪軸受載產(chǎn)生的彎曲及扭轉(zhuǎn)變形，從而減小因齒輪軸變形或錯(cuò)位引起的齒輪傳遞誤差。

對(duì)角修形一般使用較少，是指對(duì)齒輪的嚙入和嚙出端進(jìn)行修形，目的是避免齒輪嚙入和嚙出的沖擊。

3.2 齒輪齒面微觀(guān)修形過(guò)程

以某型號(hào)6速手動(dòng)變速器為研究對(duì)象，其齒輪系統(tǒng)結(jié)構(gòu)示意如圖2所示。變速器計(jì)算模型中殼體通過(guò)軸承處的3個(gè)節(jié)點(diǎn)與齒輪系統(tǒng)相連接，在傳遞誤差計(jì)算過(guò)程中均考慮殼體和軸承的剛度。計(jì)算工況為輸入軸轉(zhuǎn)速4 000 r/min，輸入扭矩81 N·m（額定扭矩的30%）。

在給定的計(jì)算工況下，用3種修形方式對(duì)6擋主、被動(dòng)齒輪進(jìn)行齒面微觀(guān)修形優(yōu)化。修形優(yōu)化主要針對(duì)表1中的9個(gè)參數(shù)進(jìn)行調(diào)整，使用MASTA軟件的優(yōu)化程序計(jì)算得到各參數(shù)的修形量如表1所列。

表1 6擋齒輪修形量 μm

在齒向方向上，中間部位主要通過(guò)起鼓和線(xiàn)性修形調(diào)整，最大修形量為4 μm；兩側(cè)部位主要通過(guò)左右端拋物線(xiàn)修形調(diào)整，最大修形量為27.4 μm。齒向方向上修形曲線(xiàn)如圖3所示。

在齒形方向上主要通過(guò)起鼓修形、線(xiàn)性修形和齒頂修形來(lái)調(diào)整齒面形狀，在齒面中部主要是起鼓修形，最大修形量為5 μm，而對(duì)齒頂位置進(jìn)行11 μm的線(xiàn)性修形。齒形修形量如圖4所示，其中總體修形曲線(xiàn)與被動(dòng)輪修形曲線(xiàn)相同。

圖5為主動(dòng)齒輪整個(gè)齒面上的對(duì)角修形量，可知右上區(qū)域修形量最大。圖6為3種修形在齒面上的綜合修形效果。

通過(guò)對(duì)6擋齒輪微觀(guān)修形后，齒輪傳遞誤差峰-峰值從1.97 μm減小到0.54 μm，降低72.6%，其修形前、后傳遞誤差曲線(xiàn)對(duì)比如圖7所示。齒輪嚙合剛度與齒輪傳遞誤差成反比，修形前、后齒輪嚙合剛度曲線(xiàn)對(duì)比如圖8所示?？梢钥闯?，修形后6擋齒輪嚙合剛度曲線(xiàn)波動(dòng)量變小。齒輪嚙合剛度曲線(xiàn)反映的是在齒輪工作過(guò)程中嚙合剛度的時(shí)變特性，可作為后續(xù)變速器動(dòng)力學(xué)計(jì)算中的齒輪參數(shù)輸入。

4 動(dòng)力學(xué)模型建立和分析

4.1 變速器動(dòng)力學(xué)模型建立

變速器動(dòng)力學(xué)模型由AVL Excite PU軟件搭建，齒輪嚙合剛度曲線(xiàn)作為齒輪非線(xiàn)性參數(shù)被輸入到動(dòng)力學(xué)模型中，變速器殼體通過(guò)模態(tài)縮減方法進(jìn)行自由度縮減和恢復(fù)，最后得到計(jì)算工況下殼體表面振動(dòng)速度。

動(dòng)力和振動(dòng)問(wèn)題的有關(guān)計(jì)算比靜力分析的計(jì)算耗費(fèi)更大。模型自由度過(guò)多，需要用自由度縮減技術(shù)來(lái)減少自由度數(shù)目。

矩陣的凝聚和恢復(fù)即讓主自由度的運(yùn)動(dòng)代替整體結(jié)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)，通過(guò)矩陣的凝聚讓所有的從自由度從動(dòng)力學(xué)方程的矩陣中消失，僅保留具有特殊意義的主自由度。當(dāng)獲得主自由度的運(yùn)動(dòng)狀態(tài)后，通過(guò)NASTRAN的內(nèi)部運(yùn)算法恢復(fù)被消去的從自由度的運(yùn)動(dòng)。

利用三維建模軟件Pro/E建立變速器殼體幾何模型，利用HyperMesh建立殼體有限元模型，單元大小為6mm。同時(shí)對(duì)殼體軸承利用剛性連接簡(jiǎn)化，進(jìn)行矩陣縮減，獲得對(duì)各軸承位置中心點(diǎn)主自由度，把縮減獲得的矩陣導(dǎo)入非線(xiàn)性多體動(dòng)力學(xué)軟件。在利用有限元法建立變速器柔性體振動(dòng)噪聲模型的基礎(chǔ)上，對(duì)變速器總成進(jìn)行動(dòng)力學(xué)分析，獲得變速器殼體各節(jié)點(diǎn)振動(dòng)速度級(jí)，將其作為輻射噪聲研究分析的邊界條件。

該動(dòng)力學(xué)主要研究過(guò)程框架如圖9所示。用于矩陣縮減和恢復(fù)的有限元模型如圖10所示。按照變速器常用轉(zhuǎn)速，本次加載的動(dòng)力學(xué)激勵(lì)為6擋恒定轉(zhuǎn)速（4 000 r/min）激勵(lì)，輸出控制利用恒定扭矩控制。激勵(lì)加載在圖11中等效曲軸位置。按照變速器內(nèi)部結(jié)構(gòu)，圖11中的動(dòng)力學(xué)模型輸入了詳細(xì)的齒輪軸和齒輪參數(shù)。

4.2 動(dòng)力學(xué)計(jì)算結(jié)果分析

基于有限元及系統(tǒng)動(dòng)力耦合方法進(jìn)行的變速器振動(dòng)分析在一定程度上能預(yù)測(cè)變速器本身的振動(dòng)特性。動(dòng)力學(xué)模型為非線(xiàn)性系統(tǒng)，其包括所有的變速器線(xiàn)性和非線(xiàn)性零部件之間的連接。所計(jì)算的齒輪修形前、后變速器在20～3 000 Hz頻段內(nèi)表面總速度積分級(jí)分別如圖12和圖13所示?？梢钥闯觯鬏S承附近數(shù)值較大，齒輪修形前、后速度級(jí)較大位置無(wú)明顯變化，無(wú)法判斷修形后輻射噪聲水平是否降低，因此需要以計(jì)算的該頻段振動(dòng)速度級(jí)結(jié)果為輸入，進(jìn)行輻射噪聲計(jì)算分析，以判斷齒輪修形對(duì)輻射噪聲的影響。

5 輻射噪聲分析

20世紀(jì)90年代起，一些學(xué)者陸續(xù)提出噪聲輻射的概念。隨著模態(tài)參數(shù)識(shí)別技術(shù)的不斷提高，也有學(xué)者利用聲學(xué)傳遞向量（ATV）方法研究結(jié)構(gòu)的輻射噪聲[5，6]。

經(jīng)典噪聲的核心是線(xiàn)性假設(shè)。時(shí)域內(nèi)的波動(dòng)方程和頻域內(nèi)的Helmholtz方程均是在聲壓波動(dòng)較小的前提下，通過(guò)線(xiàn)性化基本質(zhì)量方程和動(dòng)力方程得到的。每一個(gè)噪聲系統(tǒng)都可被看作線(xiàn)性系統(tǒng)，因此就可以建立一個(gè)把產(chǎn)生聲壓的振動(dòng)表面作為輸入，把在空間內(nèi)任何位置處產(chǎn)生聲壓作為輸出的線(xiàn)性系統(tǒng)。

振動(dòng)結(jié)構(gòu)的表面速度是結(jié)構(gòu)振動(dòng)速度的法向分量，法向分量在振動(dòng)波的產(chǎn)生過(guò)程中起重要作用。若用聲壓P表示單個(gè)麥克風(fēng)的聲壓級(jí)，用代表表面振動(dòng)速度的法向量，則關(guān)于頻率的關(guān)系式為：

根據(jù)有限元方法和模型縮減進(jìn)行動(dòng)力學(xué)計(jì)算得到變速器殼體的表面速度級(jí)，再采用直接邊界元的方法計(jì)算空間的輻射噪聲分布。利用Virtual Lab軟件，通過(guò)布置和聲學(xué)消聲器進(jìn)行變速器輻射噪聲試驗(yàn)一致的場(chǎng)點(diǎn)分布，得到聲場(chǎng)中各點(diǎn)的聲學(xué)參數(shù)，邊界元模型和聲學(xué)場(chǎng)點(diǎn)模型如圖14所示。

以齒輪修形前、后獲得的變速器殼體表面速度級(jí)為輸入數(shù)據(jù)，用ATV方法得到變速器輻射噪聲。輻射聲功率計(jì)算結(jié)果如圖15所示?？梢钥闯?，6擋4 000 r/min在20～3 000 Hz頻段內(nèi)，齒輪微觀(guān)修形后輻射聲功率變小，該頻段內(nèi)總輻射聲功率級(jí)由109.68 dB(A)減小到109.46 dB(A)，減少了0.22 dB(A)。

6 結(jié)束語(yǔ)

a.齒輪微觀(guān)修形是減小變速器齒輪工作狀態(tài)下傳遞誤差的重要手段。6擋齒輪微觀(guān)修形后，齒輪傳遞誤差峰-峰值從1.97 μm減小到0.54 μm，降低了72.6%。

b.變速器齒輪嘯叫噪聲是由齒輪嚙合過(guò)程中的傳遞誤差引起的。齒輪傳遞誤差峰-峰值減小1.43，變速器總噪聲減小了0.22dB，降噪效果明顯。

參考文獻(xiàn)

1 李潤(rùn)方，王建軍.齒輪系統(tǒng)動(dòng)力學(xué).北京：科學(xué)技術(shù)出版社，1996：11～13.

2 葛如海，姜旭義，楊文濤.齒面微觀(guān)修形在汽車(chē)變速器降噪中的應(yīng)用研究.汽車(chē)工程，2009（6）:557～560.

3 MichalHajzman,Vladimir Zeman.Modeling of gearbox vibra?tion and noise.PAMM，2005（5）：93～94.

4 MAO QIBO,JIANG ZHE.Research on Sound Radiation Modes.Journal of Vibration Engineering,2000:633～637.

5 付志方,華宏星.模態(tài)分析理論與應(yīng)用.上海：上海交通大學(xué)出版社，2002:82～106.

6 顧健華.機(jī)械變速器嘯叫聲成因分析和降噪研究：[學(xué)位論文].上海:上海交通大學(xué)，2012.

（責(zé)任編輯晨 曦）

修改稿收到日期為2014年8月1日。

Research on Transmission Assembly Noise Simulation Technology Based on Multi-body Dynamics

Yue Guiping,Lu Bingwu,Shi Jixia,Zhao Jian,Piao Yingzi,Niu Wenbo
（State Key Laboratory of Comprehensive Technology on Automobile Vibration and Noise&Safety Control, China FAW Co.,Ltd R&D Center）

In order to eliminate the excessive gear whine noise of a transmission,FE and dynamics model of this transmission assembly are built and studied.Modification is made to gear transfer error of this transmission based on multi-body dynamics and gear micro-modification theory,and analysis is made to radiation noise of the transmission before and after modification.The results show that after micro-modification,the gear transfer error peak value declines, radiation sound power decreases,and the transmission noise goes down slightly.

Transmission,Noise,Dynamics model,Transfer error,Micro-modification

變速器 噪聲 動(dòng)力學(xué)模型 傳遞誤差 微觀(guān)修形

U463.212

A

1000-3703（2015）03-0021-04