汪滋潤(rùn) 喬湘鶴 朱葉 宋萌萌

摘 要：分動(dòng)箱是商用四驅(qū)車動(dòng)力傳遞系統(tǒng)的關(guān)鍵，承擔(dān)著將功率按比例分配給各傳動(dòng)軸的任務(wù)。文章針對(duì)某一體式分動(dòng)箱在三擋高速工況下存在的嘯叫問(wèn)題，通過(guò)MASTA系統(tǒng)建模和試驗(yàn)驗(yàn)證的方法深入研究了分動(dòng)箱嘯叫產(chǎn)生的原因及機(jī)理。發(fā)現(xiàn)：通過(guò)提高齒輪重合度，對(duì)齒輪進(jìn)行微觀修形，可以有效解決分動(dòng)箱的嘯叫問(wèn)題。

關(guān)鍵詞：分動(dòng)箱;嘯叫;重合度;微觀修形

Abstract： Transfer box is the key to the power transmission system of commercial four-wheel drive vehicle， it is responsi -ble for the proportion of power among the shafts. This paper aims at the whine problem of an integrated transfer box at the third gear， Through the method of MASTA system modeling and test validation， intensive studying the causes and mechanism of the whine problem. Find： By increasing the contact ratio， the micro modification of gear can effectively solve the whine problem of the transfer box.

前言

在變速箱研發(fā)的過(guò)程中，除了要保證產(chǎn)品的可靠性之外，噪音控制也是一項(xiàng)重要工作。特別是隨著四缸機(jī)的應(yīng)用，發(fā)動(dòng)機(jī)噪音已得到明顯改善，變速箱正日益成為整車的噪聲源，因此如何有效控制變速箱的噪音就成了控制整車噪音的關(guān)鍵。本文以某一體式分動(dòng)箱作為研究對(duì)象，針對(duì)分動(dòng)箱在三擋高速工況下存在嘯叫的問(wèn)題進(jìn)行研究。采用MASTA系統(tǒng)建模和試驗(yàn)驗(yàn)證的方法，發(fā)現(xiàn)通過(guò)提高齒輪重合度，優(yōu)化齒輪嚙合斑點(diǎn)的方法可以有效解決一體式分動(dòng)箱在三擋高速工況下的嘯叫問(wèn)題。

1 嘯叫的產(chǎn)生及控制分析

1.1 背景說(shuō)明

據(jù)主機(jī)廠反應(yīng)，本公司的一款一體式分動(dòng)箱樣機(jī)在進(jìn)行路試時(shí)發(fā)現(xiàn)變速箱在掛三擋分動(dòng)箱掛高速擋時(shí)，存在嘯叫現(xiàn)象，聲音類似于口哨的“嗚嗚聲”，轉(zhuǎn)速范圍在1800r/min～ 2300r/min之間，主機(jī)廠要求我司對(duì)此問(wèn)題進(jìn)行情況說(shuō)明并提供解決措施。

1.2 嘯叫的產(chǎn)生

嘯叫是一種高頻噪聲，通常表現(xiàn)為類似于吹口哨的“噓噓聲”和“嗚嗚聲”，其頻率一般分布在400-4000HZ之間。產(chǎn)生嘯叫有多種原因：例如齒輪自身的設(shè)計(jì)缺陷或制造質(zhì)量不達(dá)標(biāo);齒輪在傳動(dòng)過(guò)程中出現(xiàn)很大的錯(cuò)位量和傳動(dòng)誤差;傳動(dòng)系統(tǒng)的諧響應(yīng)。其中傳動(dòng)誤差被認(rèn)為是齒輪嘯叫產(chǎn)生的主要原因。

在齒輪嚙合的過(guò)程中，理想的情況是傳動(dòng)比恒定，即齒面完全共軛。但實(shí)際上，由于齒輪的制造誤差、齒輪嚙合過(guò)程中的受載變形等因素影響，傳動(dòng)比并不是恒定的，即存在傳動(dòng)誤差。英國(guó)劍橋大學(xué)的J.D.Smith教授對(duì)傳動(dòng)誤差的定義是：假設(shè)主動(dòng)輪以絕對(duì)穩(wěn)定的角速度轉(zhuǎn)動(dòng)，那么從動(dòng)輪的期望運(yùn)動(dòng)也是一個(gè)絕對(duì)穩(wěn)定角速度的轉(zhuǎn)動(dòng)，否則將使得從動(dòng)輪的位置與期望的理想位置產(chǎn)生偏離，此即傳動(dòng)誤差TE。

用嚙合線方向的線位移誤差表示傳動(dòng)誤差的公式如下，單位為μm：

式中：θ1—主動(dòng)輪的理論轉(zhuǎn)動(dòng)角;θ2'—從動(dòng)輪的實(shí)際轉(zhuǎn)動(dòng)角;rb1和rb2—主、從動(dòng)齒輪的基圓半徑。

1.3 嘯叫的控制分析

齒輪嘯叫以多種不同的方式受到傳遞至人耳所經(jīng)過(guò)的路徑的影響，下圖是一個(gè)典型的齒輪嚙合嘯叫產(chǎn)生和嘯叫傳遞路徑圖。

由上圖可知，齒輪嚙合產(chǎn)生的嘯叫主要通過(guò)兩種方式傳遞至人耳，一種是通過(guò)空氣傳播，一種是通過(guò)結(jié)構(gòu)傳播。在密封的分動(dòng)箱內(nèi)齒輪嚙合所產(chǎn)生的噪音通過(guò)空氣傳播不會(huì)在殼體外形成高頻噪音，這是因?yàn)樗鼪](méi)有足夠的能量來(lái)激勵(lì)殼體產(chǎn)生強(qiáng)烈振動(dòng)。齒輪嚙合主要是產(chǎn)生振動(dòng)激勵(lì)，振動(dòng)激勵(lì)通過(guò)傳動(dòng)軸、軸承傳遞給殼體，如果振動(dòng)激勵(lì)頻率接近殼體的自然振動(dòng)頻率，就會(huì)產(chǎn)生共振，從而產(chǎn)生高的噪聲級(jí)，嘯叫就是其中之一。

若要對(duì)分動(dòng)箱嘯叫進(jìn)行控制，主要的措施如下：

（1）遏制嘯叫的激勵(lì)源：包括優(yōu)化齒輪參數(shù)、優(yōu)化齒輪軸系的布置等;

（2）傳遞路徑優(yōu)化：調(diào)整殼體和從動(dòng)盤的剛度以及在傳遞路徑上增加隔振元件等。

采用調(diào)整殼體剛度的方法解決嘯叫問(wèn)題一般是通過(guò)在殼體上焊接加強(qiáng)筋以增加殼體的剛度，并用懸掛敲擊的方法測(cè)量出殼體的固有頻率，在確保殼體固有頻率有變化的情況下，在樣車上進(jìn)行試驗(yàn)，通過(guò)主觀評(píng)價(jià)來(lái)確定是否有效。

本文采用了上述方法，在分動(dòng)箱的前殼體和后殼體分別焊接了5條加強(qiáng)筋，通過(guò)懸掛敲擊的方法測(cè)出了改動(dòng)前和改動(dòng)后的殼體固有頻率，并在整車上進(jìn)行安裝試驗(yàn)后發(fā)現(xiàn)嘯叫聲依然存在，實(shí)際效果并不明顯。主機(jī)廠表示通過(guò)焊接加強(qiáng)筋的方法來(lái)解決嘯叫問(wèn)題，存在較大的不確定性，且目標(biāo)模糊，試驗(yàn)繁瑣，耗費(fèi)大量的人力、物力和時(shí)間，建議我司采取其他方法。

由于在從動(dòng)盤剛度優(yōu)化和安裝隔振元件的方面我司沒(méi)有相關(guān)的優(yōu)化經(jīng)驗(yàn)，最后討論決定采用優(yōu)化齒輪參數(shù)的方法來(lái)解決嘯叫問(wèn)題。

2 齒輪參數(shù)優(yōu)化

齒輪參數(shù)優(yōu)化包括宏觀參數(shù)優(yōu)化和微觀修形。前者主要是對(duì)齒輪的齒數(shù)、壓力角、變位系數(shù)等宏觀參數(shù)進(jìn)行調(diào)整。后者是采用齒形修形和修緣對(duì)齒面的微觀形狀進(jìn)行調(diào)整，優(yōu)化齒輪的嚙合狀態(tài)。

2.1 宏觀參數(shù)優(yōu)化

經(jīng)研究表明，通過(guò)提高齒輪嚙合的總重合度可以有效改善齒輪在傳動(dòng)過(guò)程中的受載情況，進(jìn)而減小箱內(nèi)傳動(dòng)系統(tǒng)的變形。齒輪重合度包括端面重合度和軸向重合度，具體計(jì)算公式[3]如下：

式中：εγ為總重合度;εα為端面重合度;εβ為軸向重合度;da1和da2為齒輪的齒頂圓;db1和db2為齒輪的基圓;a為齒輪的中心距;αwt為齒輪的端面嚙合角;b為齒輪的齒寬;mn為齒輪的法向模數(shù);αt為齒輪的端面壓力角;Z為齒輪的齒數(shù);β為齒輪的螺旋角;ha*為齒輪的齒頂高系數(shù)。pet為齒輪的端面齒距。

由上式可知，齒輪的軸向重合度只與齒寬和螺旋角有關(guān)，端面重合度與壓力角、齒頂高系數(shù)、變位系數(shù)有關(guān)，跟模數(shù)并沒(méi)有直接關(guān)系。由此對(duì)齒輪參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化，下表為優(yōu)化前后的齒輪參數(shù)對(duì)比：

由上表可知，通過(guò)調(diào)整螺旋角、變位系數(shù)和齒頂高系數(shù)，新的配對(duì)齒輪端面重合度提高了44%，軸向重合度提高了21.2%，總重合度提高了33.82%。

通過(guò)Masta軟件，對(duì)齒輪參數(shù)優(yōu)化前和優(yōu)化后的分動(dòng)箱進(jìn)行系統(tǒng)建模，分動(dòng)箱模型如圖2所示：

按75%的最大輸入扭矩作為本次分析的載荷譜，計(jì)算出齒輪組2011-28>3011-L在優(yōu)化前和優(yōu)化后的傳遞誤差，具體數(shù)值如圖3、圖4所示：

高速擋齒輪的傳遞誤差的評(píng)價(jià)標(biāo)準(zhǔn)一般要求小于2μm。由上表可知，優(yōu)化前的高擋齒輪傳遞誤差為8.8336μm，經(jīng)過(guò)優(yōu)化后的新狀態(tài)齒輪的傳遞誤差為0.5143μm，遠(yuǎn)小于2μm，說(shuō)明提高齒輪重合度可以有效減小齒輪傳動(dòng)誤差。

2.2 微觀參數(shù)優(yōu)化

齒輪的微觀參數(shù)優(yōu)化包括齒廓修形和齒向修形，通過(guò)改變齒輪的接觸斑點(diǎn)來(lái)獲得良好的性能。通常情況下，齒輪微觀修形一般要達(dá)到以下目的：接觸斑點(diǎn)對(duì)中;充分利用齒寬;避免邊緣和齒頂受載;高速擋齒輪傳動(dòng)誤差小于2μm;最小化最大接觸應(yīng)力和齒面載荷分布系數(shù);最大化齒輪安全系數(shù)。本文以接觸斑點(diǎn)作為優(yōu)化目標(biāo)對(duì)分動(dòng)箱高擋齒輪進(jìn)行微觀修形。下圖為新狀態(tài)齒輪在75%輸入載荷下的接觸斑點(diǎn)圖。

由圖5可知，新狀態(tài)的齒輪接觸斑點(diǎn)處于齒廓邊緣，且齒向載荷分布不均。對(duì)此我們采用微觀修形的方法對(duì)齒輪進(jìn)行優(yōu)化。圖6為新狀態(tài)齒輪修形后的接觸斑點(diǎn)圖。

3 試驗(yàn)驗(yàn)證

為了驗(yàn)證齒輪優(yōu)化后的一體式分動(dòng)箱是否還存在嘯叫現(xiàn)象，委托重慶市國(guó)家機(jī)動(dòng)車質(zhì)量監(jiān)督檢驗(yàn)中心對(duì)此一體式分動(dòng)箱進(jìn)行加載噪音檢測(cè)，圖7是三擋的檢驗(yàn)結(jié)果。

檢測(cè)結(jié)果顯示，變速箱掛三擋時(shí)，最高噪音分貝數(shù)為96.3，其中在變速箱取力器附近的噪音貢獻(xiàn)最大，主觀感受也最為明顯，但并沒(méi)有出現(xiàn)高頻的嘯叫聲。

隨后將齒輪優(yōu)化后的一體式分動(dòng)箱安裝至樣車進(jìn)行路試，主機(jī)廠表示之前明顯的高頻嘯叫聲消失。至截稿日，樣車已陸續(xù)測(cè)試了五個(gè)月，噪音表現(xiàn)良好。

4 結(jié)論

本文使用Masta軟件對(duì)分動(dòng)箱進(jìn)行了整體建模，并通過(guò)加載噪音檢測(cè)對(duì)齒輪優(yōu)化后的分動(dòng)箱進(jìn)行了驗(yàn)證。發(fā)現(xiàn)通過(guò)齒輪的微觀修形，可以避免齒輪邊緣受載和齒向載荷分布不均的情況。通過(guò)提高齒輪重合度，能有效降低齒輪的傳遞誤差，進(jìn)而減少齒輪的不平穩(wěn)激勵(lì)，改善分動(dòng)箱的嘯叫問(wèn)題。

參考文獻(xiàn)

[1] 欒文博.基于全路徑優(yōu)化的變速器齒輪嘯叫噪音改善[J].汽車實(shí)用技術(shù)，2019（8）：181-184.

[2] Harald Naunheimer.汽車變速器理論基礎(chǔ)、選擇、設(shè)計(jì)與應(yīng)用[M]. 宋進(jìn)桂，龔宗洋.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2013.

[3] BS ISO 21771.Gears-Cylindrical involute gears and gear pairs-Con -cepts and geometry[S].UK： British standards institute，2007.