蘇 旭，杭魯濱，郭 輝，王明遠(yuǎn)，劉 哲，陳 勇

（1.上海工程技術(shù)大學(xué) 機(jī)械與汽車工程學(xué)院, 上海 201620；2.上汽集團(tuán)泛亞汽車技術(shù)中心有限公司, 上海 201201）

汽車門鎖工作噪聲作為汽車NVH(Noise，vibration and harshness)研究的重要部分，其水平高低直接影響人們對(duì)汽車整體質(zhì)量的主觀印象[1－2]。

目前，汽車智能側(cè)門鎖逐漸成為發(fā)展趨勢(shì)?；趥鹘y(tǒng)GEN3 車門鎖，新增的新型電動(dòng)開啟支鏈利用非完全齒輪避免門鎖內(nèi)不同支鏈運(yùn)動(dòng)干涉，但電動(dòng)開啟支鏈快速?gòu)?fù)位特性會(huì)導(dǎo)致曲柄齒輪產(chǎn)生瞬態(tài)嚙合沖擊噪聲。復(fù)位過程中產(chǎn)生的聲輻射由研發(fā)的開啟支鏈引入鎖中，將關(guān)系到新型側(cè)門鎖的聲品質(zhì)，是亟待分析的課題。

側(cè)門鎖聲輻射常用A 計(jì)權(quán)聲壓級(jí)進(jìn)行評(píng)價(jià)[3]。對(duì)于側(cè)門鎖噪聲控制手段主要依靠試驗(yàn)技術(shù)進(jìn)行分析，開發(fā)周期長(zhǎng)、設(shè)計(jì)制造柔性功能差，難以快速滿足市場(chǎng)需求[4]。仿真技術(shù)的發(fā)展使其在汽車領(lǐng)域得到了廣泛的應(yīng)用[5]。

齒輪傳動(dòng)動(dòng)態(tài)特性一直是國(guó)內(nèi)外學(xué)者的研究熱點(diǎn)[6-8]。王鑫等[9]應(yīng)用有限元軟件預(yù)測(cè)了變速箱端蓋外部聲場(chǎng)福射噪聲聲壓，分析了聲場(chǎng)聲壓與結(jié)構(gòu)模態(tài)之間的關(guān)系。Abbes 等[10]采用聲固耦合方法分析了齒輪箱結(jié)構(gòu)在時(shí)變剛度激勵(lì)作用下的聲輻射響應(yīng)；張金梅等[11]等對(duì)多工況下齒輪箱振動(dòng)噪聲輻射進(jìn)行了計(jì)算，得到了噪聲輻射隨齒形誤差及負(fù)載的變化規(guī)律。黃冠華等[12]利用直接積分法分析動(dòng)態(tài)載荷作用下高速列車齒輪箱箱體的動(dòng)態(tài)響應(yīng)，針對(duì)相關(guān)頻率進(jìn)行諧響應(yīng)分析。杜進(jìn)輔等[13]采用時(shí)變嚙合剛度計(jì)算方法分析了時(shí)變嚙合剛度、嚙合沖擊及兩者綜合3種激勵(lì)條件下高速斜齒輪傳動(dòng)系統(tǒng)的振動(dòng)特性。

上述研究主要對(duì)結(jié)構(gòu)完整、正常嚙合狀態(tài)下的齒輪及箱體進(jìn)行研究，涉及非完整齒輪傳動(dòng)噪聲研究甚少；忽略非完整齒輪變剛度結(jié)構(gòu)對(duì)其碰撞沖擊特性的影響，將導(dǎo)致非完整齒輪噪聲的預(yù)測(cè)精度降低。

汽車門鎖電動(dòng)開啟支鏈過程中，曲柄齒輪為非完整結(jié)構(gòu)，存在變嚙合狀態(tài)，且復(fù)位過程速度由多扭簧力相容驅(qū)動(dòng)，難以使用解析法進(jìn)行求解。所以，非完整齒輪傳動(dòng)噪聲的計(jì)算方法及結(jié)構(gòu)改善值得探索。

以汽車智能側(cè)門鎖樣機(jī)為研究對(duì)象，提出一種顯式有限元-邊界元結(jié)合的求解方法。使用Abaqus建立了電動(dòng)開啟支鏈有限元模型，考慮齒輪嚙合時(shí)序及其瞬態(tài)碰撞沖擊特性，提取輪齒嚙合接觸力；以聲學(xué)邊界模型為邊界條件，將已提取的輪齒接觸力作為激勵(lì)條件，求解分析曲柄齒輪聲輻射響應(yīng)；結(jié)合試驗(yàn)，驗(yàn)證顯式有限元-邊界元結(jié)合的噪聲求解方法的可行性，進(jìn)而優(yōu)化齒輪剛度以降低車門鎖噪聲。

1 汽車側(cè)門鎖功能介紹

汽車側(cè)門鎖新型電動(dòng)開啟支鏈的研發(fā)需考慮輪齒嚙合時(shí)序及其瞬態(tài)碰撞沖擊特性，分析曲柄齒輪聲輻射對(duì)側(cè)門鎖噪聲的影響。

汽車門鎖內(nèi)部機(jī)構(gòu)分為操作機(jī)構(gòu)與執(zhí)行機(jī)構(gòu)，操作機(jī)構(gòu)主要由電動(dòng)開啟、電動(dòng)吸合、手動(dòng)開啟以及保險(xiǎn)等機(jī)構(gòu)組成，執(zhí)行機(jī)構(gòu)一般由棘輪、棘爪組成，與安裝于車身的鎖柱配合，由操作機(jī)構(gòu)驅(qū)動(dòng)，實(shí)現(xiàn)車門開啟、關(guān)閉等功能。

如圖1 所示，電動(dòng)開啟支鏈的作用是將電機(jī)輸出的動(dòng)力經(jīng)過門鎖傳動(dòng)機(jī)構(gòu)傳遞給執(zhí)行機(jī)構(gòu)，其構(gòu)件包括電機(jī)、齒輪、連桿以及棘爪盤等，電機(jī)動(dòng)力經(jīng)支鏈傳遞至執(zhí)行機(jī)構(gòu)實(shí)現(xiàn)車門自動(dòng)開啟，其運(yùn)動(dòng)過程如表1所示。

表1 電動(dòng)開啟支鏈運(yùn)動(dòng)過程及復(fù)位噪聲源

圖1 智能側(cè)門鎖樣機(jī)實(shí)物圖

復(fù)位過程中，曲柄齒輪嚙合噪聲由新增新型電動(dòng)開啟支鏈引入，需要進(jìn)行聲輻射分析及結(jié)構(gòu)優(yōu)化以改善車門鎖噪聲。

2 顯式有限元-邊界元結(jié)合求解方法

針對(duì)曲柄齒輪回復(fù)噪聲問題，提出一種顯式有限元-邊界元相結(jié)合的求解方法，該方法求解步驟為：使用Abaqus 建立電動(dòng)開啟支鏈有限元模型，獲得輪齒嚙合接觸力；將其施加到齒輪振動(dòng)聲輻射模型中，可以將齒輪接觸碰撞轉(zhuǎn)換為輪齒作用力激勵(lì)，即將非線性問題轉(zhuǎn)換為線性問題，基于振型疊加法求解輪齒振動(dòng)位移，進(jìn)而計(jì)算其聲輻射響應(yīng)。

顯式有限元-邊界元相結(jié)合的求解方法與曲柄齒輪聲輻射計(jì)算過程如圖2所示。

圖2 顯式有限元-邊界元相結(jié)合的求解方法

3 曲柄齒輪振動(dòng)仿真分析

建立電動(dòng)開啟支鏈仿真模型，通過Abaqus顯式動(dòng)態(tài)求解器計(jì)算得到曲柄齒輪輪齒動(dòng)態(tài)接觸力，將其映射至曲柄齒輪振動(dòng)計(jì)算模型中，求解其振動(dòng)位移響應(yīng)。

3.1 電動(dòng)開啟支鏈有限元模型

（1）軟件求解設(shè)置

使用Abaqus 軟件建立了車門鎖電動(dòng)開啟支鏈有限元模型，使用顯式有限元法動(dòng)態(tài)仿真電動(dòng)開啟車門及其快速?gòu)?fù)位過程。模型包含8個(gè)構(gòu)件、2個(gè)連接件。齒輪接觸采用“General contact(Explicit)”接觸算法求解，棘爪盤與殼體接觸采用“面-面”接觸算法求解。曲柄齒輪復(fù)位過程嚙合力主要由扭簧參數(shù)決定，為減少計(jì)算量，將殼體簡(jiǎn)化為剛體，將棘輪、棘爪簡(jiǎn)化為顯示體。

（2）仿真參數(shù)設(shè)置

曲柄齒輪與連桿通過線性扭簧連接，連桿、棘爪盤采用旋轉(zhuǎn)副連接，棘爪盤轉(zhuǎn)動(dòng)中心有一線性扭簧，預(yù)緊力為265.428 N，具體參數(shù)如表2所示。同時(shí)，設(shè)置邊界約束條件包括鎖殼固定約束，齒輪、棘爪盤的Ux、Uy、Uz、URy、URz約束。

表2 模型計(jì)算參數(shù)

齒輪嚙合區(qū)域最小網(wǎng)格大小為0.3 mm，其他區(qū)域采用盡可能大的網(wǎng)格，網(wǎng)格劃分結(jié)果如圖3所示。

圖3 電動(dòng)開啟支鏈網(wǎng)格劃分示意圖

（3）驅(qū)動(dòng)設(shè)置

在具體計(jì)算過程中，先對(duì)非完全齒輪施加40 rad/s 的角速度以及邊界條件。同時(shí)，線性扭簧存儲(chǔ)勢(shì)能，當(dāng)非完全齒輪嚙合到無(wú)齒部分時(shí)，電動(dòng)開啟支鏈在扭簧作用下快速?gòu)?fù)位，以顯式有限元法求解電動(dòng)開啟車門過程中的曲柄齒輪嚙合響應(yīng)。

3.2 曲柄齒輪接觸力仿真結(jié)果分析

用顯式有限元法分析電動(dòng)開啟支鏈復(fù)位過程，求解得到曲柄齒輪與惰輪的12 對(duì)輪齒瞬態(tài)嚙合接觸力，如圖4所示。

圖4 瞬態(tài)嚙合下輪齒時(shí)域接觸力

圖4中顯示了各對(duì)輪齒嚙合、脫離嚙合時(shí)，輪齒振動(dòng)峰值區(qū)域逐漸變化。輪齒接觸力大小受曲柄齒輪扭簧扭矩值及齒輪轉(zhuǎn)動(dòng)速度共同影響，第2、3、5、6對(duì)齒輪嚙合時(shí)接觸力峰值較大（最大為30.9 N）。

3.3 曲柄齒輪振動(dòng)位移求解

將得到的時(shí)域接觸力結(jié)果作為力邊界條件，依次施加到曲柄齒輪振動(dòng)計(jì)算模型中，繼而求解曲柄齒輪的振動(dòng)位移響應(yīng)。

對(duì)電動(dòng)開啟支鏈進(jìn)行仿真得到曲柄齒輪的12對(duì)輪齒接觸力，回復(fù)過程中曲柄齒輪嚙合時(shí)序如圖5中數(shù)字序號(hào)所示。序號(hào)1為回復(fù)過程嚙合的第一個(gè)輪齒，序號(hào)12為回復(fù)過程嚙合結(jié)束時(shí)的輪齒。

圖5 曲柄齒輪振動(dòng)計(jì)算模型

基于振型疊加法計(jì)算得到回復(fù)過程中曲柄齒輪的振動(dòng)位移，如圖6所示。其回復(fù)時(shí)間為8 ms，當(dāng)曲柄齒輪嚙合位置位于第5、第6對(duì)輪齒時(shí)產(chǎn)生最大振動(dòng)，且位于曲柄齒輪兩端區(qū)域。

圖6 曲柄齒輪振動(dòng)位移峰值結(jié)果（t=5.13 ms）

4 曲柄齒輪聲輻射仿真分析

以曲柄齒輪位移振動(dòng)數(shù)據(jù)為聲源，聲學(xué)邊界模型為邊界條件，使用LMS軟件計(jì)算曲柄齒輪聲輻射響應(yīng)。

4.1 曲柄齒輪數(shù)值聲學(xué)計(jì)算原理

對(duì)已求得的曲柄齒輪振動(dòng)位移求導(dǎo)得到振動(dòng)速度，通過Helmholtz積分方程和邊界元法求得曲柄齒輪表面及聲場(chǎng)內(nèi)各場(chǎng)點(diǎn)聲壓，場(chǎng)點(diǎn)聲壓滿足[14]：

式中：p(x)是場(chǎng)點(diǎn)聲壓，vn(y)是表面法向振速，y是表面S上的任意點(diǎn)，x是空間任意點(diǎn)，R=2πf/c，f是頻率，c是波速，G(R,k)=exp(-ikR)/4πR是三維空間格林函數(shù)。C(x)為實(shí)體角，如果x在輻射體內(nèi)，C(x)=0；如果x在輻射體外，即聲場(chǎng)空間，C(x)=1；如果x在輻射體表面，則C(x)=0.5。

可利用邊界元法將振動(dòng)體表面劃分為N個(gè)單元，得到離散的Helmholtz積分方程：

通過該方程可以求解聲學(xué)空間內(nèi)任一場(chǎng)點(diǎn)的聲壓，獲得齒輪結(jié)構(gòu)聲輻射響應(yīng)。

曲柄齒輪噪聲計(jì)算結(jié)果由各節(jié)點(diǎn)振動(dòng)數(shù)據(jù)產(chǎn)生，難以使用解析方法進(jìn)行求解，基于邊界元法，使用LMS軟件仿真計(jì)算曲柄齒輪聲輻射響應(yīng)。

4.2 曲柄齒輪聲輻射仿真計(jì)算

進(jìn)行曲柄齒輪聲輻射仿真計(jì)算時(shí)需確定聲學(xué)邊界模型單元尺寸，其主要通過綜合考慮計(jì)算頻率及物理模型特征確定。

（1）單元尺度確定

對(duì)于邊界元模型，計(jì)算頻率要求單元極限尺度上限滿足最小波長(zhǎng)內(nèi)有6 個(gè)單元的條件[15]。則需要的單元長(zhǎng)度Lmax應(yīng)滿足：

其中：c為聲音在流體中的傳播速度，fmax為最高計(jì)算頻率，由于齒輪復(fù)位噪聲主要集中在0～3 000 Hz，則Lmax≤18.89 mm。

（2）聲學(xué)邊界模型結(jié)構(gòu)特征

由于聲學(xué)邊界模型（由鎖殼、非完全齒輪、惰輪、連桿及棘爪盤組成）存在狹小區(qū)域及邊界，綜合考慮了聲學(xué)邊界模型特征及仿真計(jì)算量，將其網(wǎng)格單元尺寸L設(shè)為2 mm，其網(wǎng)格劃分結(jié)果如圖7所示。

圖7 聲學(xué)邊界模型仿真示意圖

4.3 曲柄齒輪振動(dòng)聲輻射仿真結(jié)果分析

將曲柄齒輪聲源定位于聲學(xué)邊界模型內(nèi)部，如圖8所示，其聲波經(jīng)過反射、衍射以及折射等效應(yīng)向外傳播。將齒輪表面作為振動(dòng)聲源，聲學(xué)邊界模型作為邊界條件，利用邊界元法求解該齒輪時(shí)域聲輻射響應(yīng)。

圖8 曲柄齒輪噪聲仿真裝配模型

將包含振動(dòng)數(shù)據(jù)的曲柄齒輪有限元模型及邊界元模型導(dǎo)入LMS 中，并在距離車門鎖模型0.5 m 處創(chuàng)建噪聲監(jiān)測(cè)點(diǎn)，得到曲柄齒輪A 計(jì)權(quán)聲壓級(jí)仿真結(jié)果如圖9所示，其噪聲最大值為65.4 dB(A)。

圖9 曲柄齒輪回復(fù)過程噪聲時(shí)域結(jié)果

4.4 曲柄齒輪噪聲試驗(yàn)設(shè)計(jì)對(duì)比

曲柄齒輪噪聲試驗(yàn)布置如圖10 所示。將車門鎖固定于臺(tái)架上，置于半消聲室內(nèi)進(jìn)行噪聲測(cè)量，準(zhǔn)確測(cè)得曲柄齒輪回復(fù)過程中聲學(xué)響應(yīng)情況，并驗(yàn)證求解方法的可靠性。

圖10 半消聲室聲學(xué)測(cè)試環(huán)境示意圖

試驗(yàn)中采集信號(hào)的5個(gè)聲音傳感器位置如圖11所示。與車門鎖曲柄齒輪轉(zhuǎn)動(dòng)中心的距離為0.5 m，噪聲信號(hào)采集處理軟件為L(zhǎng)MS Test.Lab。

圖11 聲音傳感器布置位置示意圖

聲源正上方top傳感器與仿真監(jiān)測(cè)點(diǎn)位置相同，以下分析均選取top場(chǎng)點(diǎn)為測(cè)量分析對(duì)象，試驗(yàn)結(jié)果如表3 所示，仿真與試驗(yàn)對(duì)比誤差為5.3%，驗(yàn)證采用顯式有限元-邊界元方法進(jìn)行側(cè)門鎖曲柄齒輪噪聲分析具有正確性和可靠性。

表3 曲柄齒輪噪聲A計(jì)權(quán)聲壓級(jí)對(duì)比

5 曲柄齒輪噪聲優(yōu)化分析

圖6 顯示了曲柄齒輪嚙合位置位于第5、6 對(duì)輪齒時(shí)，產(chǎn)生最大振動(dòng)，進(jìn)一步通過模態(tài)分析獲得曲柄齒輪結(jié)構(gòu)的頻率、振型等固有特征，曲柄齒輪前4階模態(tài)如圖12所示。

圖12 曲柄齒輪前4階自由振動(dòng)特征

當(dāng)輪齒接觸力頻率接近結(jié)構(gòu)顯著頻率時(shí)，將導(dǎo)致曲柄齒輪發(fā)生共振，產(chǎn)生較大噪聲。圖12所示模態(tài)分析結(jié)果表明，曲柄齒輪結(jié)構(gòu)顯著頻率主要集中在1 297 Hz、1 560 Hz、1 771 Hz、2 616 Hz，曲柄齒輪兩端振動(dòng)水平顯著大于中心輪齒區(qū)域；由于曲柄齒輪所具有的懸臂梁結(jié)構(gòu)導(dǎo)致其兩端剛度不足，以提升剛度為手段進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化，降低曲柄齒輪噪聲，曲柄齒輪優(yōu)化結(jié)果如圖13所示。

圖13 曲柄齒輪結(jié)構(gòu)優(yōu)化示意圖

為了分析曲柄齒輪噪聲特性，對(duì)圖4 所示的時(shí)域輪齒接觸力結(jié)果進(jìn)行FFT 頻域變換，將頻域接觸力作為力激勵(lì)邊界條件，得到圖14所示結(jié)構(gòu)優(yōu)化前后曲柄齒輪A計(jì)權(quán)聲壓級(jí)頻譜仿真結(jié)果。齒輪原型聲輻射最大值出現(xiàn)在1 319 Hz處，為72.6 dB（A）；優(yōu)化后齒輪噪聲最大峰值出現(xiàn)在1 916 Hz 處，為56.6 dB（A），與齒輪原型相比降低16 dB（A）。

圖14 優(yōu)化前后曲柄齒輪A計(jì)權(quán)聲壓級(jí)仿真結(jié)果

減小噪聲原因主要是：曲柄齒輪兩端圓角較深，其所具有的懸臂梁結(jié)構(gòu)導(dǎo)致剛度較低，嚙合過程存在較大時(shí)變嚙合剛度，產(chǎn)生嚙合噪聲，提升齒輪剛度后兩端振動(dòng)改善明顯。

通過試驗(yàn)測(cè)量所得到的時(shí)域噪聲也驗(yàn)證了提升剛度對(duì)齒輪噪聲的改善效果，優(yōu)化后曲柄齒輪時(shí)域噪聲值為57.4 dB(A)，與優(yōu)化前相比降低4.7 dB(A)。

6 結(jié)語(yǔ)

（1）提出一種顯式有限元-邊界元相結(jié)合的求解方法，分析了曲柄齒輪回復(fù)聲輻射響應(yīng)，并用電動(dòng)開啟支鏈中曲柄齒輪回復(fù)噪聲試驗(yàn)驗(yàn)證了求解方法的準(zhǔn)確性和可靠性。

（2）在時(shí)域內(nèi)提取輪齒接觸力，對(duì)其進(jìn)行時(shí)序分析，發(fā)現(xiàn)曲柄齒輪兩側(cè)圓角深度、懸臂梁結(jié)構(gòu)與接觸力及噪聲的關(guān)聯(lián)關(guān)系。

（3）基于曲柄齒輪前4階自由振動(dòng)分析，發(fā)現(xiàn)了曲柄齒輪所具有的懸臂梁結(jié)構(gòu)特征及其產(chǎn)生時(shí)變嚙合剛度的原因，通過優(yōu)化齒輪剛度降低了噪聲水平。