姜　雯，鄭　軍，王弘巖，楊安志

（蘇州蓋斯特汽車技術(shù)有限責(zé)任公司，江蘇 蘇州 215134）

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齒輪調(diào)幅調(diào)頻所引起的室內(nèi)嘯叫噪聲分析與控制

姜雯，鄭軍，王弘巖，楊安志

（蘇州蓋斯特汽車技術(shù)有限責(zé)任公司，江蘇 蘇州 215134）

某前置后驅(qū)車型在加速過程中室內(nèi)存在嘯叫異響，在特定轉(zhuǎn)速下尤為明顯。試驗數(shù)據(jù)顯示后主減速器殼體振動和輻射噪聲均存在相應(yīng)的頻譜特性。對室內(nèi)噪聲及主減速器殼體的噪聲與振動在勻速和加速工況下進行數(shù)據(jù)采集，采用頻譜分析和調(diào)制譜分析，確認(rèn)該嘯叫噪聲為主減速器齒輪嚙合引起的齒輪振動調(diào)制現(xiàn)象。該調(diào)制以主減速器齒輪嚙合頻率的高次諧頻為載波頻率，主減速器主動齒輪軸的轉(zhuǎn)頻為調(diào)制頻率。在一定程度上提高齒輪加工精度可使室內(nèi)嘯叫噪聲明顯減弱。整個試驗分析過程為后期齒輪異響問題排查提供一種新的思路。

聲學(xué)；調(diào)制；階次；齒輪；嘯叫聲

乘用車室內(nèi)的NVH性能是影響駕駛室乘坐舒適性的主要因素。隨著生活水平的提高，人們對駕駛室乘坐舒適性有了更高的要求。當(dāng)前，世界各大汽車制造商已將車內(nèi)噪聲控制作為提升其產(chǎn)品市場競爭力的一種有效途徑［1］。

前置后驅(qū)汽車動力傳動系統(tǒng)一般由發(fā)動機、離合器、變速箱、傳動軸、后橋、半軸及車輪等組成［2］。其中后橋中的齒輪嚙合由于齒形誤差、軸不對中、斷齒、軸嚴(yán)重彎曲、軸向竄動等故障形式［3］會引起較大的齒輪噪聲。

齒輪噪聲中包括有與齒輪本體固有頻率和嚙合頻率有關(guān)的兩種成分，這兩種成分中都包含有高次諧波［4］。此外，由于齒輪故障，其振動信號頻譜中通常包括有很多調(diào)制邊頻成分。而且不同于單一調(diào)幅或者單一調(diào)頻情況下的對稱調(diào)制邊頻帶，當(dāng)調(diào)幅調(diào)頻共同作用時，調(diào)制邊頻帶一般都是不對稱的［5］。

文中重點講述某車型后橋錐齒由齒輪非均勻磨損引起的以齒輪嚙合頻率的高次諧波為載波頻率、錐齒主動齒輪軸的轉(zhuǎn)頻為調(diào)制頻率的調(diào)幅調(diào)頻振動現(xiàn)象，從而產(chǎn)生室內(nèi)明顯嘯叫聲的分析過程及對其進行控制的過程。

1　問題的描述和試驗分析過程

某車型三檔加速過程中，室內(nèi)一直存在明顯的嘯叫噪聲，尤其在2 750 r/min左右，嘯叫聲特別突出，且主觀感覺后排相對前排明顯。滑行工況下，嘯叫異響消失。通過頻譜分析，發(fā)現(xiàn)該嘯叫噪聲表現(xiàn)為發(fā)動機發(fā)火基頻的35.1階。通過單獨運轉(zhuǎn)消除法先后對進氣系統(tǒng)、排氣系統(tǒng)、懸置系統(tǒng)等進行一系列排查后，最終發(fā)現(xiàn)在傳動系統(tǒng)后主減殼體振動以及主減殼體輻射噪聲中出現(xiàn)上述35.1階特性，如圖1所示。

發(fā)動機-變速箱-傳動系統(tǒng)-半軸的動力傳遞路徑中，均未發(fā)現(xiàn)相對應(yīng)的傳動階次（三檔時，發(fā)動機到傳動軸的變速比為1.41，后橋錐齒齒數(shù)為9/37）。

為便于研究該噪聲的產(chǎn)生原因，讓車輛以三檔2 750 r/min勻速行駛，室內(nèi)嘯叫噪聲一直明顯存在。此時主動錐齒轉(zhuǎn)頻為32.6 Hz（f=2 750/1.41/60= 32.6 Hz），錐齒嚙合頻率為293.4 Hz（f=32.6×9= 293.4）。對室內(nèi)噪聲、主減殼體振動信號采集，發(fā)現(xiàn)室內(nèi)噪聲和主減殼體振動頻譜圖上，嚙合頻率的5倍諧波1 469 Hz附近均存在間隔為主動錐齒轉(zhuǎn)頻32.6 Hz的邊頻帶，如圖2所示。同樣在主減殼體以1 469 Hz為載波頻率的解調(diào)譜上，也存在32.6 Hz的調(diào)制頻率。

車輛以二檔3 073 r/min勻速行駛（二檔時，發(fā)動機到傳動軸的變速比為1.81），室內(nèi)嘯叫聲也依然突出。此時主動錐齒轉(zhuǎn)頻為28.3 Hz（f=3 073/1.81/60= 28.3 Hz），錐齒嚙合頻率為254.7 Hz（f=28.3×9= 254.7）。室內(nèi)噪聲和主減殼體振動頻譜圖上，嚙合頻率的5倍諧波1 273.5 Hz附近均存在間隔為28.3 Hz的邊頻帶，如圖2所示。同樣，主減殼體1 273.5 Hz為載波頻率的解調(diào)譜上，也存在28.3 Hz的調(diào)制頻率，如圖3所示。

對整個三檔加速工況下的主減殼體振動的35.1階進行解調(diào)分析，解調(diào)譜上同樣存在著0.71階左右調(diào)制頻率，如圖4所示。傳動速比的倒數(shù)即為主動錐齒轉(zhuǎn)頻階次（階次=1/1.41=0.71），上述解調(diào)譜上的調(diào)制頻率（0.71階）正與主動錐齒的轉(zhuǎn)頻一致。

圖1　三檔加速工況下各位置cormap圖

圖2　勻速工況下各位置噪聲振動譜圖

圖3　勻速工況下各位置解調(diào)譜

圖4　加速工況下主減殼體振動解調(diào)譜

對于齒輪嚙合頻率及其諧頻為載波的調(diào)制振動的產(chǎn)生，齒輪嚙合剛度是一個很重要同時也是一個很復(fù)雜的參量。它是研究齒輪動態(tài)性能的基礎(chǔ)。齒輪的嚙合剛度與齒輪傳遞載荷、載荷分布、齒輪變形、齒輪位置和齒輪重疊系數(shù)等相關(guān)。齒輪傳動中，這些因素使齒輪嚙合剛度產(chǎn)生相位變化。而這種變化由于周而復(fù)始地運轉(zhuǎn)具有周期性，從而形成齒輪嚙合頻率調(diào)制［6］。

根據(jù)這些診斷分析，對主減進行剖機檢查，發(fā)現(xiàn)兩齒輪均發(fā)生嚴(yán)重磨損，且主動錐齒軸出現(xiàn)裂紋。由此判斷，由于主減齒輪的嚴(yán)重磨損，主動錐齒軸的裂紋導(dǎo)致齒輪嚙合振動能量過大，激勵起以主動錐齒轉(zhuǎn)頻為調(diào)制頻率的調(diào)制振動現(xiàn)象，從而引起了室內(nèi)嘯叫噪聲。

2　改善驗證

上述診斷確定了嘯叫噪聲產(chǎn)生的具體原因，現(xiàn)提高齒輪加工精度，更換新齒輪，重新裝車后，主觀評價加速過程中嘯叫噪聲明顯有所改善，但仍然存在。通過試驗數(shù)據(jù)對比，更換主減后，由于齒輪嚙合剛度和調(diào)制強度的變化，調(diào)幅調(diào)頻所產(chǎn)生的邊頻帶矢量疊加后，齒輪嚙合頻率高階諧頻兩側(cè)的邊頻幅值發(fā)生無規(guī)則變化，使得室內(nèi)嘯叫特性頻率變成了發(fā)動機發(fā)火頻率的41.8階。但嘯叫特性頻率幅值有很大程度的降低，如圖5所示。

圖5　更換新齒輪前后室內(nèi)加速噪聲

3　結(jié)語

針對室內(nèi)嘯叫噪聲問題進行研究，通過頻譜分析和調(diào)制譜分析，明確其為主減速器齒輪嚙合引起的以主減嚙合頻率高次諧波為載波頻率、主動錐齒轉(zhuǎn)頻為載波頻率的調(diào)制現(xiàn)象。整個試驗診斷分析過程有助于更清楚地了解齒輪調(diào)制故障，也為日后齒輪嘯叫問題診斷提供寶貴的經(jīng)驗和思路。同時，也為在齒輪調(diào)制調(diào)頻問題提供一定參考。

［1］朱曉東，沈忠亮，汪一峰.駕駛室低頻噪聲的聲學(xué)特性分析與控制［J］.噪聲與振動控制，2015，35（1）：145-145.

［2］康強，吳昱東，鄧江華，等.前置后驅(qū)汽車傳動系統(tǒng)的扭振模態(tài)分析［J］.噪聲與振動控制，2015，35（1）：141-141.

［3］丁康，李魏華，朱小勇.齒輪及齒輪箱故障診斷實用技術(shù)［M］.機械工業(yè)出版社，2006：2-13.

［4］朱革，彭東林，張興紅，等.C齒輪振動噪聲分析及控制［J］.齒輪設(shè)計與加工，2002，（10）：48-48.

［5］丁康，孔正國.振動調(diào)幅調(diào)頻信號的調(diào)制邊頻帶分析及其解調(diào)方法［J］.振動與沖擊，2005，24（6）：9-12+20.

［6］丁康，李魏華，朱小勇.齒輪及齒輪箱故障診斷實用技術(shù)［M］.機械工業(yè)出版社，2006：11-16.

Analysis and Control of Interior Whistling Noises Caused by Frequency Modulation of Gears

JIANGWen，ZHENG Jun，WANG Hong-yan，YANG An-zhi

（GastAutomotive Technologies，Co.Ltd.，Suzho 215134，Jiangsu China）

A front-engine rear-wheel drive（FR）car makes whistling noise in the process of acceleration.The whistling noise becomes particularly conspicuous at a certain engine speed.Test data shows that the vibration and radiation noise of the housing of the rear-axle main decelerator have corresponding spectral characteristics.Signals of interior noise and noise vibration of the main decelerator housing in constant speed and acceleration operation conditions are collected respectively. Through the spectral analysis and modulation spectrum analysis，it is found that the whistling noise is resulted from the gear vibration modulation induced by the gear meshing of the main decelerator.This modulation takes the higher-order harmonic frequency of the gear meshing frequency of the main decelerator as the carrier frequency，and the rotating frequency of the driving gear shaft of the main decelerator as the modulation frequency.The interior whistling can be reduced significantly by raising the gear processing precision.The entire test and analysis process presents a new idea for troubleshooting of abnormal gear noises.

acoustics；modulation；order；gear；whistling

O422.6

ADOI編碼：10.3969/j.issn.1006-1335.2016.04.031

1006-1355（2016）04-0148-03

2015-12-23

姜雯（1983-），女，河北省石家莊市人，本科，研究方向為汽車整車NVH診斷、汽車CAE分析。E-mail:575963550@qq.com