岳貴平 盧炳武 史繼霞 趙建 樸英子 牛文博

（中國第一汽車股份有限公司技術(shù)中心 汽車振動噪聲與安全控制綜合技術(shù)國家重點實驗室）

基于多體動力學(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

（中國第一汽車股份有限公司技術(shù)中心 汽車振動噪聲與安全控制綜合技術(shù)國家重點實驗室）

對某變速器齒輪嘯叫噪聲大的問題，建立該變速器總成的有限元和動力學(xué)模型進(jìn)行研究?；诙囿w動力學(xué)，以齒輪微觀修形理論為基礎(chǔ)對該變速器齒輪傳遞誤差進(jìn)行修形，并對修形前、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

變速器噪聲是汽車噪聲的重要來源。目前手動變速器仍占汽車市場最大份額，其工作環(huán)境也比大部分自動變速器惡劣。隨著手動變速器速度和荷載的提高，其振動噪聲問題也隨之越來越嚴(yán)重。目前，手動變速器的主要噪聲問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，即使聲壓級很低，人耳對其也十分敏感，這增加了對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。通過嚙合齒輪的微觀修形，可以優(yōu)化齒輪傳遞誤差，從而改善齒輪的嘯叫噪聲，因此微觀修形是優(yōu)化齒輪嘯叫噪聲的一種十分重要的手段。本文利用MASTA軟件對某型號手動變速器6擋齒輪和主減速齒輪進(jìn)行微觀修形，并且計算齒輪微觀修形前后的傳遞誤差和時變嚙合剛度。利用AVL Excite PU軟件建立變速器多體動力學(xué)模型并對其進(jìn)行多體動力學(xué)計算分析以獲得變速器殼體的表面振動速度級，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)生機理和傳遞過程分析

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

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

3 微觀修形下的傳遞誤差計算研究

3.1 齒輪齒面微觀修形方法

齒輪微觀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，其可以彌補因變速器齒輪軸受載變形引起的嚙合位置錯位，使嚙合齒面在嚙合后所受壓力分布均勻。通過減少齒面材料，保證齒輪上輪齒受載變形后仍能夠平穩(wěn)的傳遞力矩。通過齒輪齒面的微觀修形，會改善齒輪嚙合剛度的波動量，降低齒輪嚙合過程中沖擊激勵，達(dá)到降低齒輪嘯叫噪聲的目的。

齒輪微觀修形的理論依據(jù)是調(diào)整齒向和齒形的微觀參數(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]。齒輪齒面微觀修形可分為齒形、齒向和對角修形3種方式[4]。

齒形修形也稱作齒廓修形，是指在齒廓方向上進(jìn)行的起鼓修形、線性修形以及齒頂/齒根修緣等。通過齒形修形可以減小齒輪嚙合過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位引起的齒輪傳遞誤差。

對角修形一般使用較少，是指對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 齒輪齒面微觀修形過程

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

在給定的計算工況下，用3種修形方式對6擋主、被動齒輪進(jìn)行齒面微觀修形優(yōu)化。修形優(yōu)化主要針對表1中的9個參數(shù)進(jìn)行調(diào)整，使用MASTA軟件的優(yōu)化程序計算得到各參數(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，中間部位主要通過起鼓和線性修形調(diào)整，最大修形量為4 μm；兩側(cè)部位主要通過左右端拋物線修形調(diào)整，最大修形量為27.4 μm。齒向方向上修形曲線如圖3所示。

在齒形方向上主要通過起鼓修形、線性修形和齒頂修形來調(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，而對齒頂位置進(jìn)行11 μm的線性修形。齒形修形量如圖4所示，其中總體修形曲線與被動輪修形曲線相同。

圖5為主動齒輪整個齒面上的對角修形量，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。

通過對6擋齒輪微觀修形后，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、后傳遞誤差曲線對比如圖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對比如圖8所示?？梢钥闯?，修形后6擋齒輪嚙合剛度曲線波動量變小。齒輪嚙合剛度曲線反映的是在齒輪工作過程中嚙合剛度的時變特性，可作為后續(xù)變速器動力學(xué)計算中的齒輪參數(shù)輸入。

4 動力學(xué)模型建立和分析

4.1 變速器動力學(xué)模型建立

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

動力和振動問題的有關(guān)計算比靜力分析的計算耗費更大。模型自由度過多，需要用自由度縮減技術(shù)來減少自由度數(shù)目。

矩陣的凝聚和恢復(fù)即讓主自由度的運動代替整體結(jié)構(gòu)的運動，通過矩陣的凝聚讓所有的從自由度從動力學(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)獲得主自由度的運動狀態(tài)后，通過NASTRAN的內(nèi)部運算法恢復(fù)被消去的從自由度的運動。

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。同時對殼體軸承利用剛性連接簡化，進(jìn)行矩陣縮減，獲得對各軸承位置中心點主自由度，把縮減獲得的矩陣導(dǎo)入非線性多體動力學(xué)軟件。在利用有限元法建立變速器柔性體振動噪聲模型的基礎(chǔ)上，對變速器總成進(jìn)行動力學(xué)分析，獲得變速器殼體各節(jié)點振動速度級，將其作為輻射噪聲研究分析的邊界條件。

該動力學(xué)主要研究過程框架如圖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，本次加載的動力學(xué)激勵為6擋恒定轉(zhuǎn)速（4 000 r/min）激勵，輸出控制利用恒定扭矩控制。激勵加載在圖11中等效曲軸位置。按照變速器內(nèi)部結(jié)構(gòu)，圖11中的動力學(xué)模型輸入了詳細(xì)的齒輪軸和齒輪參數(shù)。

4.2 動力學(xué)計算結(jié)果分析

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

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

振動結(jié)構(gòu)的表面速度是結(jié)構(gòu)振動速度的法向分量，法向分量在振動波的產(chǎn)生過程中起重要作用。若用聲壓P表示單個麥克風(fēng)的聲壓級，用代表表面振動速度的法向量，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)行動力學(xué)計算得到變速器殼體的表面速度級，再采用直接邊界元的方法計算空間的輻射噪聲分布。利用Virtual Lab軟件，通過布置和聲學(xué)消聲器進(jìn)行變速器輻射噪聲試驗一致的場點分布，得到聲場中各點的聲學(xué)參數(shù)，邊界元模型和聲學(xué)場點模型如圖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)，齒輪微觀修形后輻射聲功率變小，該頻段內(nèi)總輻射聲功率級由109.68 dB(A)減小到109.46 dB(A)，減少了0.22 dB(A)。

6 結(jié)束語

a.齒輪微觀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 李潤方，王建軍.齒輪系統(tǒng)動力學(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.齒面微觀修形在汽車變速器降噪中的應(yīng)用研究.汽車工程，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 動力學(xué)模型 傳遞誤差 微觀修形

U463.212

A

1000-3703（2015）03-0021-04