劉芳　王朋朋

摘 要：本文針對(duì)某輕客變速器在開發(fā)過程中出現(xiàn)的嘯叫問題，從整車端、變速器總成端、零件端逐層進(jìn)行排查分析，通過對(duì)整車端懸置系統(tǒng)測試分析、變速器總成端殼體/拉鎖支架/搖臂測試分析、激勵(lì)源嘯叫檔位的齒輪階次特征、振動(dòng)頻率測試分析，確定了嘯叫問題根源，結(jié)合項(xiàng)目應(yīng)用的實(shí)際情況制定合理的優(yōu)化措施，有效解決了變速器開發(fā)中嘯叫問題，滿足項(xiàng)目開發(fā)節(jié)點(diǎn)要求。這些解決嘯叫問題的方法和思路，為后續(xù)項(xiàng)目開發(fā)初期避免這些問題或解決同類型問題提供指導(dǎo)和參考。

關(guān)鍵詞：嘯叫 懸置 激勵(lì)源 階次特征 振動(dòng)頻率

1 前言

隨著人們生活水平的提高，終端消費(fèi)者對(duì)車輛的要求也越來越高，尤其是汽車聲音品質(zhì)的要求。汽車的噪聲源有很多，輪胎的聲音（胎噪）、汽車行駛過程中空氣的噪聲（風(fēng)聲）、發(fā)動(dòng)機(jī)、變速器、驅(qū)動(dòng)橋、傳動(dòng)軸等都會(huì)發(fā)出噪聲。但是隨著輪胎的不斷優(yōu)化、發(fā)動(dòng)機(jī)的優(yōu)化、對(duì)于車輛風(fēng)阻系數(shù)控制等都很好的降低了汽車的噪聲，反而使得變速器的噪聲越來越明顯，變速器有敲擊噪聲、嘯叫噪聲、轟鳴聲。不同的噪聲現(xiàn)象有不同的頻率特征、不同的激勵(lì)機(jī)理和不同的解決辦法，其中變速器的嘯叫噪音由于頻率比較高，容易被識(shí)別易產(chǎn)生客戶抱怨。

2 嘯叫產(chǎn)生機(jī)理

變速箱嘯叫噪聲主要是由于齒輪動(dòng)態(tài)嚙合剛度、傳遞誤差、齒側(cè)間隙、發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩波動(dòng)激勵(lì)導(dǎo)致的變速箱高頻噪聲，當(dāng)這些激勵(lì)頻率與變速箱殼體固有頻率重合發(fā)生共振時(shí)，嘯叫噪聲現(xiàn)象更加惡化。變速器齒輪嘯叫噪聲其頻率范圍一般在700-4000Hz，傳遞至駕駛艙內(nèi)使人敏感，刺耳難受，使得整車聲音品質(zhì)變差，引起消費(fèi)者的重大抱怨，因而需要避免產(chǎn)生齒輪嘯叫[1]。

齒輪傳動(dòng)系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)激勵(lì)主要包括兩方面，齒輪副齒輪嚙合本身所產(chǎn)生的內(nèi)部激勵(lì)和系統(tǒng)的其它對(duì)齒輪嚙合所產(chǎn)生的激勵(lì)，后者稱為外部激勵(lì)。齒輪副的內(nèi)部激勵(lì)是指齒輪副嚙合過程中所產(chǎn)生的動(dòng)態(tài)激勵(lì)，包括剛度激勵(lì)、傳遞誤差激勵(lì)和嚙合沖擊激勵(lì)[2]。其中，剛度激勵(lì)是因嚙合綜合剛度的時(shí)變性產(chǎn)生動(dòng)態(tài)嚙合力并對(duì)系統(tǒng)進(jìn)行動(dòng)態(tài)激勵(lì)的現(xiàn)象;傳動(dòng)誤差激勵(lì)是由于齒輪在加工、安裝過程中存在誤差，嚙合齒廓偏離理論的理想位置，而由這種偏離的時(shí)變性形成的一種位移激勵(lì);嚙合沖擊激勵(lì)是由于齒輪嚙入和嚙出時(shí)的嚙合沖擊產(chǎn)生的沖擊力[3]。

3 開發(fā)中碰到問題

某輕客車型匹配前置前驅(qū)變速器，在開發(fā)認(rèn)證過程中存在WOT工況下6檔1800rpm以上加速嘯叫，主觀評(píng)價(jià)6.5分，通過對(duì)抱怨工況進(jìn)行整車實(shí)測數(shù)據(jù)如下，存在檔位53階次嘯叫。

4 問題分析

4.1 整車端測試分析

4.1.1 懸置系統(tǒng)

懸置系統(tǒng)用于連接動(dòng)力總成與車身結(jié)構(gòu)，是動(dòng)力總成的重要組成部分。首要作用是連接動(dòng)力總成與車身起到支撐與限位作用，另一方面懸置系統(tǒng)需要隔離來自懸架和車輪的振動(dòng)，防止該激勵(lì)傳遞至動(dòng)力總成。因此懸置系統(tǒng)的性能對(duì)NVH嘯叫表現(xiàn)有著很大的影響。懸置系統(tǒng)的主動(dòng)端與變速器總成的殼體相連，被動(dòng)端與車架相連。測試過程中將振動(dòng)傳感器布置在懸置系統(tǒng)的主/被動(dòng)端，測試懸置系統(tǒng)的振動(dòng)速度。

如上圖所示傳感器布置位置，經(jīng)過測試：懸置主動(dòng)端在1800rpm附近，X向檔位53階振動(dòng)速度超過2mm/s;在2000rpm以上，Y向檔位53階振動(dòng)速度接近3.5mm/s;懸置被動(dòng)端測試振動(dòng)速度無異常情況。

在對(duì)整車懸置進(jìn)行NVH分析的時(shí)候，還需要懸置隔振率的數(shù)據(jù)，以判斷懸置隔振效果好壞。一般來說，測試懸置隔振率主要有兩種主要工況，一個(gè)是穩(wěn)態(tài)工況，一個(gè)加速工況。穩(wěn)態(tài)工況主要為怠速空調(diào)關(guān)/開，需要的話可以加上巡航工況。加速工況主要為空檔加速工況和半/全油門工況。懸置隔振率的計(jì)算公式為：

TdB=20lg

其中：a主為主動(dòng)端加速度;a被為被動(dòng)端加速度。

NVH對(duì)懸置隔振率的要求一般為大于20dB即為合格，放寬點(diǎn)可以到15dB。經(jīng)過對(duì)車型懸置隔振率測試，檔位53階懸置隔振率測試滿足開發(fā)大于20dB的要求。

4.2 變速器總成端測試分析

4.2.1 殼體

殼體作為齒軸、軸承的支撐，由于殼體剛度引起的，產(chǎn)生嘯叫噪聲或者產(chǎn)生共振加劇嘯叫噪聲的，可以通過對(duì)殼體局部增加加強(qiáng)筋來達(dá)到改變殼體的模態(tài)，避開齒輪嚙合傳動(dòng)引起的振動(dòng)頻率，消除由于殼體引起的嘯叫。本項(xiàng)目殼體端傳感器布點(diǎn)在主殼體后軸承座處和懸置主動(dòng)端殼體處，振動(dòng)速度測試數(shù)據(jù)如下：

經(jīng)過測試，未發(fā)現(xiàn)殼體頻率與齒輪存在共振頻率，殼體軸承座處和懸置下殼體處在轉(zhuǎn)速1800rpm以上，檔位53階振動(dòng)速度響應(yīng)幅值相對(duì)于低轉(zhuǎn)速有增大趨勢;

4.2.2 選/換擋搖臂處

選/換擋機(jī)構(gòu)通過螺栓與變速器殼體連接，選/換擋搖臂通過球頭與整車端拉鎖連接進(jìn)行機(jī)械傳遞，振動(dòng)速度測試數(shù)據(jù)如下：

經(jīng)過對(duì)傳遞路徑上，選、換擋搖臂處布置傳感器，經(jīng)過測試在轉(zhuǎn)速1800rpm以上檔位53階振動(dòng)速度在1mm/s附近，低于變速箱殼體振動(dòng)速度;

4.2.3 拉鎖支架：

拉鎖支架通過螺栓固定到殼體上，整車端通過卡扣將選/換檔拉線與拉鎖支架固定，作為傳遞路徑中一環(huán)，通過在拉鎖支架上布置傳感器，振動(dòng)速度測試數(shù)據(jù)：

經(jīng)過測試選檔支架在1800rpm以上檔位53階振動(dòng)速度幅值在2.5mm/s附近，換檔支架在1800rpm以上檔位53階振動(dòng)速度明顯抬升，但和殼體振動(dòng)速度接近。

4.3 激勵(lì)源端

4.3.1 齒輪設(shè)計(jì)

眾所周知，重合系數(shù)是影響齒輪平穩(wěn)傳遞的主要因素。重合系數(shù)是指在齒輪傳動(dòng)過程中，同時(shí)參與嚙合的齒的個(gè)數(shù)。重合系數(shù)越大，說明參與嚙合的齒數(shù)量越多，每個(gè)齒所受的載荷就越小，傳動(dòng)就越平穩(wěn)，傳遞誤差（TE）越小。反之，傳遞越不平穩(wěn)，容易出現(xiàn)齒輪副的嚙合偏離理論輪廓，傳遞誤差（TE）越大（實(shí)際的嚙合轉(zhuǎn)角與理論轉(zhuǎn)角之差即為傳遞誤差TE）[4]。傳遞誤差是產(chǎn)生變速箱嘯叫的激勵(lì)源，由齒輪傳遞誤差引起的嘯叫，主要從以下幾個(gè)地方進(jìn)行分析：齒輪的宏觀參數(shù)、齒輪齒形齒向等微觀參數(shù)、齒輪的加工工藝、軸的布置撓度等，結(jié)合項(xiàng)目實(shí)際情況進(jìn)行采取措施。

本項(xiàng)目齒輪設(shè)計(jì)端重合度數(shù)據(jù)為：

齒輪傳遞誤差通過仿真計(jì)算TE值，結(jié)果如下：

對(duì)嘯叫齒輪副涂油漆、按照整車抱怨工況進(jìn)行接觸斑點(diǎn)試驗(yàn)，拆解試驗(yàn)照片如下：

通過接觸斑點(diǎn)試驗(yàn)可以看出，六檔從動(dòng)齒輪在齒寬方向上（紅色框中），齒輪嚙合過程接觸不完全。

5 方案實(shí)施

通過對(duì)整車懸置系統(tǒng)、傳遞路徑、變速器總成系統(tǒng)及激勵(lì)源端進(jìn)行大量測試、分析各種可行方案結(jié)合項(xiàng)目開發(fā)過程中的實(shí)際情況，最終鎖定方案如下：

1）在選/換擋拉索上增加配重塊，以在傳遞路徑上進(jìn)行阻隔，如下圖：

2）對(duì)6檔從動(dòng)齒輪進(jìn)行微觀修行

在原方案基礎(chǔ)上，取消齒頂修緣、減小鼓形量、調(diào)整工作面齒向角度fHβ：

優(yōu)化后齒輪傳遞誤差對(duì)比：

齒輪進(jìn)行微觀修形調(diào)整后，對(duì)齒輪進(jìn)行接觸斑點(diǎn)試驗(yàn)結(jié)果如下圖所示，齒面接觸完全。

6 驗(yàn)證效果

通過在傳遞路徑端選/換擋拉鎖上增加配重塊及對(duì)激勵(lì)源端6檔從動(dòng)齒輪進(jìn)行齒輪微觀修行后，整車測試結(jié)果主觀無嘯叫7.0分可接受，得到客戶端認(rèn)可。

7 總結(jié)

本文從項(xiàng)目開發(fā)中整車端發(fā)生的檔位嘯叫問題出發(fā)，介紹了變速箱嘯叫產(chǎn)生的機(jī)理、懸置系統(tǒng)的支撐功能和隔振功能及懸置系統(tǒng)的隔振率指標(biāo)，實(shí)車測試了懸置系統(tǒng)主動(dòng)端、被動(dòng)端的振動(dòng)速度、懸置系統(tǒng)的隔振率，測試了總成端殼體、拉鎖支架、選/換檔搖臂的振動(dòng)速度，分析了激勵(lì)源端6檔從動(dòng)齒輪的端面重合度、軸向重合度和齒輪的傳遞誤差TE值，結(jié)合整車抱怨工況進(jìn)行了齒輪接觸斑點(diǎn)試驗(yàn)。通過一些列系統(tǒng)級(jí)的分析和測試，鎖定了嘯叫問題產(chǎn)生的原因，結(jié)合項(xiàng)目開發(fā)的實(shí)際情況制定了對(duì)激勵(lì)源6檔從動(dòng)齒輪進(jìn)行微觀修行，同時(shí)在選/換擋拉鎖上增加配重塊的解決方案，通過整車端的驗(yàn)證，有效解決了嘯叫問題，主/客觀都得到客戶端認(rèn)可。

參考文獻(xiàn)：

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[3]施全，龍?jiān)氯?，石曉輝，郭棟.變速器齒輪參數(shù)優(yōu)化與嘯叫聲控制的研究[J].噪聲與振動(dòng)控制，2010.6.

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