黎瑞平 汪輝 黃振之

上汽通用五菱汽車股份有限公司 廣西柳州市 545007

1 引言

隨著人們對汽車的認(rèn)識越來越深入，汽車噪聲尤其是傳動系統(tǒng)的噪聲越來越成為大家的關(guān)注點(diǎn)。后驅(qū)汽車傳動系統(tǒng)主要由離合器、變速箱、傳動軸、后橋組成，在動力傳遞過程中，齒輪是使用最普遍的零件。

汽車后橋主要由一對螺傘齒輪工作來實(shí)現(xiàn)降速增扭的目的。車輛在行駛過程中，齒輪受到來自于發(fā)動機(jī)及輪胎振動激勵和殼體、軸承及齒輪本身變形的影響，使得齒輪偏離最佳嚙合區(qū)域。嚙合的區(qū)域不合理會導(dǎo)致齒輪在轉(zhuǎn)動過程中不平穩(wěn)，振動幅度加劇，產(chǎn)生令人難受的中高頻嘯叫噪聲。

齒輪副的嘯叫作為傳動系統(tǒng)噪聲的主要來源，部分學(xué)者和技術(shù)人員在降低齒輪嘯叫上進(jìn)行了深入研究。錢汪燾分析了后橋噪聲的產(chǎn)生機(jī)理，并建立了后橋聲學(xué)仿真分析模型。羅文欣對傳動軸-后橋總成系統(tǒng)耦合振動特性進(jìn)行了研究，并基于ADAMS建立了仿真分析模型。王炳善利用MASTA軟件分析殼體振動，通過優(yōu)化齒輪重合度，成功降低了變速箱三擋齒輪嘯叫噪聲。徐海軍等使用MASTA軟件建立了傳動軸-后橋動態(tài)響應(yīng)分析模型，根據(jù)仿真分析結(jié)果對齒輪參數(shù)進(jìn)行了優(yōu)化，達(dá)到了降低齒輪傳遞誤差和降低嘯叫噪聲的目的。

本文在徐海軍等人研究的基礎(chǔ)上，利用MASTA分析軟件搭建了完整的動力傳動系統(tǒng)動態(tài)響應(yīng)分析模型。通過對殼體、軸承、齒輪、橫拉桿、傳動軸進(jìn)行了設(shè)計優(yōu)化，并制作樣件進(jìn)行了實(shí)車測試，后橋噪聲得到明顯改善。

2 后橋噪聲傳遞路徑分析

整車動力由發(fā)動機(jī)經(jīng)過離合器、變速箱、傳動軸傳遞給后橋，后橋齒輪在受載嚙合過程中，齒輪振動被放大。齒輪振動通過各連接部件傳遞給車身傳至車內(nèi)，產(chǎn)生人耳能夠感知的嘯叫噪聲。傳遞路徑如圖1所示。

圖1 后橋噪聲傳遞路徑

通過優(yōu)化后橋結(jié)構(gòu)可減小激勵源振動幅值，優(yōu)化傳動軸及懸掛部件結(jié)構(gòu)可衰減激勵源向車身的傳遞，從而達(dá)到降低后橋噪聲的效果。

3 動力傳動系統(tǒng)響應(yīng)分析

車輛動力傳動系統(tǒng)是一種多參數(shù)激勵、非線性的彈性系統(tǒng)。在MASTA中建立由發(fā)動機(jī)總成、離合器、變速器、傳動軸、后橋、懸掛系統(tǒng)及車輪組成的完整動力傳動系統(tǒng)分析模型，如圖2所示。

圖2 MASTA傳動系統(tǒng)分析模型

經(jīng)計算，車輛在90～100km/h行駛時，對應(yīng)發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速為2850～3200rpm。MASTA分析模型相關(guān)輸入?yún)?shù)如表1所示。

表1 MASTA分析模型輸入?yún)?shù)

對模型按輸入?yún)?shù)進(jìn)行加載分析，加速過程中，主齒軸承的在540Hz～640Hz出現(xiàn)振動位移響應(yīng)峰值，如圖3所示。經(jīng)計算，該頻率與整車在90～100km/h行駛時對應(yīng)的齒輪噪聲頻率相吻合。

圖3 主齒軸承響應(yīng)特性

在MASTA模型中設(shè)置不同的齒輪參數(shù)，主齒軸承的振動位移響應(yīng)頻率一致。提取主齒軸承振動加速度，其幅值略有不同，因此主齒軸承振動加速度的幅值可用于表征齒輪噪聲大小。

通過不同的優(yōu)化方案組合分析，總結(jié)出影響主齒軸承振動加速度幅值的主要因素為主減殼、差殼和軸承的支撐剛度不足，齒輪傳遞誤差設(shè)計過大，另外傳遞路徑上有共振現(xiàn)象存在也是比較重要的影響因素。

4 設(shè)計優(yōu)化

4.1 殼體剛度優(yōu)化

對主減速器殼體上的加強(qiáng)筋進(jìn)行重新優(yōu)化。將加強(qiáng)筋厚度由5mm調(diào)整為6mm，根據(jù)結(jié)構(gòu)重新布置加強(qiáng)筋的方向，由水平橫向布置改為沿主齒中心輻射布置，并在水平方向增加一條加強(qiáng)筋。如圖4a-b所示。

圖4 主減速器殼體優(yōu)化

利用ABAQUS軟件，對優(yōu)化前后的殼體剛度進(jìn)行CAE分析，如圖5a-b所示。兩個殼體優(yōu)化前后徑向剛度詳細(xì)對比結(jié)果如表2所示。

表2 優(yōu)化前后變形量對比 單位：N/mm

圖5 殼體剛度分析

4.2 軸承剛度優(yōu)化

通過對軸承滾子、滾道及擋邊結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計，提升軸承軸向及徑向剛度，優(yōu)化前后徑向剛度如圖6所示。并加大軸承軸向預(yù)緊力，減小齒輪在運(yùn)轉(zhuǎn)過程中的竄動量。

圖6 軸承徑向剛度優(yōu)化前后對比

4.3 齒輪參數(shù)優(yōu)化

通過調(diào)整齒輪相關(guān)參數(shù)，優(yōu)化齒輪接觸區(qū)，減小齒輪傳遞誤差。優(yōu)化后，齒輪接觸區(qū)面積相對優(yōu)化之前增大40%，見圖7a-b。齒輪設(shè)計傳遞誤差降低50%，見圖8a-b。

圖7 優(yōu)化前后齒輪接觸區(qū)

圖8 優(yōu)化前后齒輪傳遞誤差

4.4 橫拉桿結(jié)構(gòu)優(yōu)化

利用ABAQUS軟件對橫拉桿進(jìn)行模態(tài)分析，后橋橫拉桿Z方向的彎曲模態(tài)與后橋X方向的彎曲模態(tài)接近。兩者易發(fā)生共振，后橋齒輪噪聲將被放大后傳遞給車身，并通過車身將噪聲傳到車內(nèi)。將橫拉桿橫截面由U型優(yōu)化設(shè)計成O型，使得橫拉桿與后橋模態(tài)錯開，避免發(fā)生共振，優(yōu)化前后模態(tài)分布如表3所示。

表3 優(yōu)化前后模態(tài)分布對比 單位：N/mm

5 優(yōu)化前后分析結(jié)果

利用建立的MASTA動力傳動系統(tǒng)分析模型對優(yōu)化前后主齒軸承振動加速度幅值及齒輪傳遞誤差進(jìn)行系統(tǒng)仿真分析。其中振動加速度峰值由168m/s降低至24 m/s，降幅85.7%，詳見圖12a-b；齒輪傳遞誤差由126μRad下降至74μRad，降幅41.3%，詳見圖13a-b。

6 實(shí)車測試

根據(jù)優(yōu)化的結(jié)果，制作樣件進(jìn)行實(shí)車測試。在整車后排布置聲學(xué)麥克風(fēng)，利用LMS設(shè)備采集發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速在1500～4000r/min全油門加速工況下的車內(nèi)噪聲，通過Test.Lab軟件提取后橋齒輪階次噪聲。

測試結(jié)果表明，優(yōu)化前整車在發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速3120r/min時出現(xiàn)噪聲峰值，最大分貝值為67.64dB（A），超出目標(biāo)線。優(yōu)化后全轉(zhuǎn)速區(qū)間無噪聲峰值出現(xiàn)，整體噪聲全部低于目標(biāo)線，達(dá)到了優(yōu)化效果，如圖11a-b所示。

圖11 實(shí)車測試后橋齒輪階次噪聲

7 結(jié)語

本文在對后橋噪聲傳遞路徑的分析基礎(chǔ)上，建立了完整的動力傳動系統(tǒng)MASTA仿真分析模型。基于大量的仿真分析結(jié)果，鎖定了影響后橋噪聲的幾個關(guān)鍵因素，通過對關(guān)鍵零部件的結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計，后橋噪聲問題得到明顯改善，為相關(guān)NVH問題的解決提供參考。

圖9 優(yōu)化前后主齒軸承振動加速度

圖10 優(yōu)化前后系統(tǒng)傳遞誤差