劉月普,關(guān) 瑩,張 燕,趙 亮,陳 強(qiáng),楊景玲,沈 拓
(長城汽車股份有限公司,河北省車用發(fā)動機(jī)技術(shù)創(chuàng)新中心(籌),保定 071000)
齒輪敲齒是影響汽車車內(nèi)振動和噪聲的重要來源,嚴(yán)重影響汽車駕乘舒適性,常引起顧客抱怨。
不同學(xué)者對齒輪傳動系統(tǒng)敲擊分析方法和優(yōu)化做了諸多研究。田雄等[1]通過測試傳遞路徑分析,指出換擋拉線和離合器拉線為變速器rattle 的主要貢獻(xiàn)路徑。李迪等[2]從碰撞角度分析敲擊振動的產(chǎn)生,建立單對齒輪敲擊多體動力學(xué)方程;對比分析剛性碰撞與彈性碰撞對齒輪敲擊的影響;并利用CATIA 和ADAMS 建立某機(jī)械式變速器齒輪傳動系統(tǒng)多體動力學(xué)模型,分析輸入轉(zhuǎn)速大小、擋位選擇等對變速器敲擊的影響。角田宏等[3]通過對轉(zhuǎn)速傳感器信號的頻率以及振動、噪聲進(jìn)行分析,得出關(guān)于周期性敲齒聲的有效分析結(jié)果。龔兵等[4]利用AMESim 建立傳動系統(tǒng)敲擊模型并通過試驗驗證模型的準(zhǔn)確性,分析離合器參數(shù)和齒輪齒隙對齒輪敲擊力的影響,為敲擊問題的解決提供了一種較為簡便的方法。
本文中深入闡述了平衡軸齒輪敲擊產(chǎn)生和傳播機(jī)理,通過開發(fā)雙級TVD 降低齒輪外部激勵和開發(fā)雙消隙平衡軸減小嚙合過程中輪齒雙側(cè)受力沖擊的兩種方法,達(dá)到優(yōu)化齒輪敲擊噪聲的目的,對平衡軸齒輪設(shè)計和敲擊問題優(yōu)化具有重要的工程意義。
某款2.0T發(fā)動機(jī)為橫/縱置混動SUV車型共平臺生產(chǎn),其搭載7DCT自動擋橫置變速器后NVH性能市場表現(xiàn)良好,而搭載縱置9HAT自動擋變速器時,車內(nèi)外在中高轉(zhuǎn)速全油門及半油門工況下可明顯感知存在類似嘩啦音的金屬敲擊聲,特別是在2 500-5 200 r/min轉(zhuǎn)速區(qū)間,表現(xiàn)出頻率成分為3 000-5 000 Hz的寬頻段激發(fā)特性。同步測試整車各零部件振動發(fā)現(xiàn),油底殼本體振動與油底殼近場噪聲對應(yīng)性明顯,橫/縱置油底殼近場噪聲和油底殼排氣側(cè)振動對比如圖1所示。
圖1 整車油底殼近場噪聲和振動對比
油底殼在2 500-5 200 r/min 范圍存在寬頻振動,而其周圍布置旋轉(zhuǎn)零部件主要激勵源為曲軸或者平衡軸齒輪,在去除平衡軸總成進(jìn)行整車測試后,敲擊振動噪聲消失,由此判斷該敲擊噪聲來自平衡軸齒輪。
圖2 平衡軸系統(tǒng)結(jié)構(gòu)布置圖
圖3 1級消隙齒輪結(jié)構(gòu)
通過結(jié)構(gòu)對比(表1),可以推測橫/縱置由于飛輪的變化,可能導(dǎo)致平衡軸齒圈外部激勵的變化,激勵是系統(tǒng)的輸入,是齒輪系統(tǒng)動力學(xué)的首要問題,依據(jù)齒輪敲擊原理[5],平衡軸齒輪系統(tǒng)動態(tài)激勵源有系統(tǒng)其他因素(發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速波動)對輪齒嚙合所產(chǎn)生的外部激勵和齒輪副輪齒嚙合本身所產(chǎn)生的內(nèi)部激勵兩種,進(jìn)而引起齒輪敲擊振動和噪聲,首先可從降低外部激勵著手,優(yōu)化縱置車型NVH聲品質(zhì)。
表1 橫縱置車型平衡軸系統(tǒng)結(jié)構(gòu)對比
平衡軸齒輪外部激勵來自于曲軸飛輪組上驅(qū)動齒圈的轉(zhuǎn)速波動,驅(qū)動齒圈位置扭振在colormap 圖中可以表現(xiàn)出兩個共振帶,如圖4 所示。由圖可見:縱置第2階共振帶存在于461 Hz,較橫置低約50 Hz;且齒圈能量整體明顯高于橫置;齒圈6 階角加速度在通過共振帶時能量顯著增加,轉(zhuǎn)速為4 558 r/min;同時,齒圈8 階角加速度在通過共振帶時能量也顯著增加,轉(zhuǎn)速為3 700 r/min。
圖4 驅(qū)動齒圈位置扭振colormap圖對比
對橫/縱置平衡軸驅(qū)動齒圈角加速度進(jìn)行階次提取,如圖5所示。由圖可知:縱置6階和8階幅值均高于橫置,6 階最大幅值為8 300 rad/s2,高出橫置約1.7 倍,出現(xiàn)工況為發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速4 550 r/min;橫置車型平衡軸驅(qū)動齒圈角加速度最大幅值為5 000 rad/s2,出現(xiàn)工況為發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速5 000 r/min 附近,基本避開發(fā)動機(jī)常用轉(zhuǎn)速工況,外部激勵小導(dǎo)致橫置車型在平衡軸齒輪敲擊振動和噪聲方面表現(xiàn)良好。
圖5 驅(qū)動齒圈位置扭振階次對比
飛輪慣量變大,導(dǎo)致縱置平衡軸驅(qū)動齒圈角加速度變大,通過對無TVD 時曲軸飛輪組扭轉(zhuǎn)模態(tài)分析,由圖6 可知,橫置曲軸飛輪組1 階扭轉(zhuǎn)模態(tài)497高出縱置61 Hz,進(jìn)而對無TVD 曲軸飛輪組進(jìn)行扭振分析。由圖7可知,縱置軸系6階扭振幅值在共振點(diǎn)急劇上升,高出橫置約1.8 倍,說明由于飛輪慣量變大,扭轉(zhuǎn)模態(tài)頻率降低,更易與發(fā)動機(jī)扭矩波動頻率發(fā)生共振;橫置1 階扭轉(zhuǎn)固有頻率高,更有利于把軸系扭振峰值調(diào)出發(fā)動機(jī)常用轉(zhuǎn)速范圍,由此可知,縱置車型須重新進(jìn)行TVD 匹配,減小外部激勵,進(jìn)而衰減甚至消除平衡軸齒輪敲擊現(xiàn)象。
圖6 無TVD時曲軸飛輪組扭轉(zhuǎn)模態(tài)
圖7 無TVD時驅(qū)動齒圈位置扭振對比
由于平衡軸驅(qū)動齒圈角加速度在曲軸飛輪組扭轉(zhuǎn)共振點(diǎn)各臨界轉(zhuǎn)速處被放大,因此,以控制平衡軸齒圈在單階簡諧激勵下各共振峰幅值為優(yōu)化目標(biāo),在發(fā)動機(jī)實(shí)際激勵下進(jìn)行強(qiáng)迫扭振分析,選擇出合適的TVD。
當(dāng)TVD 主動件與慣性元件之間由橡膠彈性元件連接時,即構(gòu)成橡膠阻尼彈性減振器,在建立曲軸系統(tǒng)-扭轉(zhuǎn)減振器振動分析方程時,只須對扭轉(zhuǎn)減振器矩陣方程和無減振器時曲軸系統(tǒng)的矩陣方程進(jìn)行組裝即可得到集總模型動力學(xué)方程的矩陣形式[6]:
2011年,土耳其環(huán)境與城市規(guī)劃部設(shè)立了土耳其GIS總局,主要工作是協(xié)調(diào)土耳其的GIS工作,制定GIS標(biāo)準(zhǔn)、GIS政策和主要的GIS戰(zhàn)略計劃。同年,土耳其GIS總局啟動了“制定土耳其國家GIS(TRGIS)標(biāo)準(zhǔn)”和“制定土耳其城市GIS標(biāo)準(zhǔn)”2項計劃。
式中:[M]{θ}表示慣性矩陣;[C]{θ}表示與振動相反的抵抗力矩陣;[K]{θ}表示軸的彈性力矩陣;[M]是系統(tǒng)慣量矩陣;[K]是系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)剛度矩陣;[C]是系統(tǒng)阻尼矩陣;T{θ}表示激勵力矩陣。
通過求解系統(tǒng)微分方程,可以求得曲軸扭轉(zhuǎn)系統(tǒng)時域響應(yīng),進(jìn)而通過傅里葉變換可分析其頻域響應(yīng)。因縱置曲軸共振點(diǎn)在411 Hz,依照減振原理,必然會形成411 Hz 左右各一個共振點(diǎn)。對TVD 掃頻分析進(jìn)行匹配,結(jié)果如圖8 所示。由圖可見:隨TVD頻率增長,兩個共振頻率均變大;且第1 個共振峰幅值增大的同時,第2 個峰幅值降低,呈此消彼長的規(guī)律。外部激勵變化對應(yīng)平衡軸齒輪敲擊工況變化,低頻率TVD 在發(fā)動機(jī)高轉(zhuǎn)速敲擊,高頻率TVD 在發(fā)動機(jī)低轉(zhuǎn)速敲擊;在TVD 扭轉(zhuǎn)頻率為380 Hz 時,驅(qū)動齒圈角加速度處于同調(diào)狀態(tài),兩個共振頻率下幅值一致,為5 056 rad/s2,但高于橫置齒圈位置3 700 r/min處角加速度幅值為3 000 rad/s2,可知常規(guī)單級TVD 已無法滿足降低全轉(zhuǎn)速段齒圈角加速度優(yōu)化目標(biāo)。為了進(jìn)一步優(yōu)化齒圈角加速度幅值,考慮雙級橡膠阻尼TVD進(jìn)行優(yōu)化。
圖8 扭轉(zhuǎn)減振器匹配
根據(jù)縱置車型邊界條件,選擇開發(fā)并聯(lián)式雙級TVD 進(jìn)行優(yōu)化,其原理為增加1 級橡膠阻尼彈性減振器,針對單級匹配后較高的共振峰值進(jìn)行再次匹配,擴(kuò)大單級TVD 無法覆蓋的轉(zhuǎn)速區(qū)間,實(shí)現(xiàn)更寬的轉(zhuǎn)速區(qū)間內(nèi)扭振幅值衰減,雙級并聯(lián)TVD 結(jié)構(gòu)剖視圖如圖9所示,包含1個輪轂、2個慣量環(huán)和2個橡膠,慣量環(huán)之間相互解耦。對雙級并聯(lián)TVD 掃頻范圍如表2 所示,經(jīng)過計算,選出最優(yōu)頻率TVD1 為350 Hz,TVD2為255 Hz。
圖9 雙級并聯(lián)TVD結(jié)構(gòu)剖視圖
表2 雙級并聯(lián)TVD掃頻范圍
由于扭轉(zhuǎn)方向較單級TVD 增加了一個自由度,理論上曲軸飛輪組動力學(xué)方程求解后會多出一個解。由圖10可以看出,最優(yōu)雙級TVD 平衡軸驅(qū)動齒圈角加速度在10階處出現(xiàn)3個峰值,頻率分別為300、460和864 Hz,整體來看,經(jīng)匹配計算后,縱置雙級TVD齒圈位置角加速度扭振各階幅值均優(yōu)于橫置,且覆蓋了更寬的發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速范圍,達(dá)到減振器優(yōu)化目標(biāo)。
圖10 平衡軸驅(qū)動齒圈角加速度階次曲線(仿真)
將雙級TVD 制作樣件裝車進(jìn)行試驗驗證,主觀感受無敲齒聲,評分為7 分,可達(dá)到量產(chǎn)準(zhǔn)入條件。平衡軸驅(qū)動齒圈位置扭振測試結(jié)果如圖11 所示,縱置各階扭振均低于橫置,幅值可達(dá)到3 000 rad/s2以下,仿真與測試趨勢基本一致;同時油底殼噪聲和振動結(jié)果無明顯敲擊特征,如圖12所示。
圖11 平衡軸驅(qū)動齒圈角加速度階次曲線(測試)
雙級TVD 可以對平衡軸齒輪外部激勵進(jìn)行有效的衰減,解決齒輪敲擊問題,但在試驗過程中發(fā)現(xiàn),TVD 橡膠受溫度、原材料(硬度)、加工工藝影響很大,單級TVD 公差能夠達(dá)到±25 Hz,雙級TVD 樣件情況更加復(fù)雜,精度更加難以控制,導(dǎo)致縱置車型在不同批次樣件測試時還可在某轉(zhuǎn)速識別到敲齒聲,需要進(jìn)一步進(jìn)行齒輪敲擊噪聲優(yōu)化。
為了分析平衡軸齒輪系統(tǒng)振動噪聲的產(chǎn)生和傳遞,要考慮齒輪副間由不同嚙合齒對數(shù)導(dǎo)致的時變嚙合剛度,也要考慮齒側(cè)間隙變化造成的齒輪沖擊,Simpack軟件可進(jìn)行非線性參數(shù)多體動力學(xué)分析,以發(fā)動機(jī)缸壓為激勵,齒輪副及其傳動系統(tǒng)作為建模對象,建立平衡軸系統(tǒng)動力學(xué)模型,可以分析嚙合齒輪的動態(tài)載荷,同時可以分析該傳動系統(tǒng)中所有零部件的動態(tài)特性及其相互作用,具體建模過程如下。
對于齒輪的建模,Simpack 假設(shè)齒輪材料為線性,可建立高度詳細(xì)的三維漸開線齒輪,需要的主要參數(shù)包括:齒數(shù)、模數(shù)、壓力角、螺旋角、變位系數(shù)、齒頂圓和齒根圓參數(shù)、側(cè)隙參數(shù);同時還可以考慮齒輪的加工及修行參數(shù)。
除齒輪外,平衡軸、曲軸飛輪組及發(fā)動機(jī)整機(jī)需要Simpack 可識別的fbi 柔性體模型;柔性體振動結(jié)果包含曲軸飛輪組及平衡軸多自由度相互耦合的扭轉(zhuǎn)、彎曲等形式。
在Simpack 中,平衡軸和殼體之間連接需要施加 軸 承bearing 元 件,滾 動 軸 承 調(diào) 用88:Rolling Bearing 力元,該力元基于ISO16281 的3D 接觸解析法,計算由軸承傳遞的力和力矩,可以考慮非線性剛度特性和橫向耦合影響。
在Simpack中,齒輪的嚙合是通過225:Gear Pair齒輪力元來實(shí)現(xiàn),可以考慮嚙合時齒頂和齒根的嚙合剛度的變化,剛度力與接觸面垂直,取決于不變形齒廓的穿透深度和接觸剛度,基于標(biāo)準(zhǔn)DIN39901987B和Steiner的赫茲接觸剛度計算。
Simpack 軟件搭建的平衡軸齒輪敲擊多體動力學(xué)模型如圖13所示。
齒輪系統(tǒng)振動噪聲的產(chǎn)生及傳播機(jī)理,與一般的機(jī)械系統(tǒng)動力學(xué)問題類似,也是激勵、傳遞路徑和響應(yīng)三者之間的關(guān)系問題。因此,齒輪噪聲強(qiáng)度不僅和齒輪嚙合的動態(tài)激勵有關(guān),還與齒輪和平衡軸、軸承、平衡軸殼體的結(jié)構(gòu)形式、動態(tài)特性以及動態(tài)嚙合力在它們之間的傳遞特性有關(guān)。
通過多體動力學(xué)計算平衡軸齒輪敲擊,可得到平衡軸各級齒輪副間嚙合力,如圖14 所示。由圖可見:1級齒輪主齒和驅(qū)動齒圈在3 100 r/min以后出現(xiàn)雙側(cè)嚙合力,2級齒輪在2 700 r/min以后出現(xiàn)雙側(cè)嚙合力,且在3 500、4 500 r/min 附近尤其明顯,導(dǎo)致齒輪在嚙合過程中出現(xiàn)脫離,產(chǎn)生反向接觸,輪齒為雙邊沖擊狀態(tài);而1 級齒輪中副齒為單側(cè)受力,無輪齒脫離現(xiàn)象,齒輪嚙合過程過渡平穩(wěn);進(jìn)而判斷平衡軸3 對齒輪中,敲擊是由1 級齒輪主齒和2 級齒輪兩對齒輪副雙側(cè)嚙合激力貢獻(xiàn)的。
圖14 平衡軸各級齒輪副嚙合力
齒輪嚙合力通過軸承傳遞到殼體以及周圍薄壁件,由于傳遞路徑在敲擊頻段內(nèi)存在多階模態(tài),如圖15 所示,齒輪嚙合力與模態(tài)耦合產(chǎn)生共振,激勵被放大;從振動云圖16 可以看出,平衡軸殼體后端x、y、z3 個方向,在發(fā)動機(jī)3 個轉(zhuǎn)速區(qū)間(3 000、4 500和5 000 r/min),均出現(xiàn)寬頻敲擊振動現(xiàn)象;同時,油底殼3 個方向振動云(圖17)也表現(xiàn)出寬頻敲擊現(xiàn)象,其中油底殼y向表現(xiàn)出更惡劣的振動,為油底殼外表面的法向,會增加敲擊噪聲輻射強(qiáng)度,振動傳播到空氣中,最終被駕駛員接收。圖18 為油底殼近場噪聲云圖,可知在3 000、4 500 和5 000 r/min 下表現(xiàn)出不同程度的寬頻敲擊噪聲。
圖15 平衡軸總成及油底殼相關(guān)模態(tài)結(jié)果
圖16 平衡軸殼體振動colormap圖
圖17 油底殼振動colormap圖
圖18 油底殼近場噪聲colormap圖
由于橫/縱置發(fā)動機(jī)為共平臺化產(chǎn)品,需要設(shè)計變更最少的零件,達(dá)到優(yōu)化平衡軸敲擊噪聲的目的。因此考慮以降低齒輪內(nèi)部嚙合力的方式去優(yōu)化;1級齒輪即使有消隙齒輪的存在,也出現(xiàn)雙側(cè)嚙合受力,原因是消隙齒輪彈簧扭矩不足,導(dǎo)致消隙作用失效,因此需要加大彈簧扭矩,使齒輪運(yùn)動和動力得到連續(xù)傳遞。嚙合力激勵貢獻(xiàn)為兩對齒輪副,因此可設(shè)計雙消隙齒輪,如圖19 所示。雙消隙齒輪所需彈簧扭矩計算公式為
圖19 雙消隙平衡軸齒輪
式中:T為消隙齒輪彈簧所需扭矩;θ?為驅(qū)動齒輪角加速度;i為傳動比;j為各級平衡軸慣量(含齒輪慣量)。
計算結(jié)果如圖20 所示。由圖可見,1 級和2 級消隙齒輪副所需扭轉(zhuǎn)彈簧預(yù)緊力矩分別為8 和6 N·m,消隙能力可覆蓋發(fā)動機(jī)5 500 r/min 以下轉(zhuǎn)速區(qū)間。
圖20 平衡軸消隙齒輪彈簧預(yù)緊力矩計算
將設(shè)計開發(fā)的雙消隙平衡軸經(jīng)齒輪動力學(xué)計算驗證,結(jié)果如圖21所示。由圖可見:1級主齒嚙合力在3 500、3 900-5 200 r/min 改善明顯,5 500 r/min 以下基本為單側(cè)受力;2 級齒輪副嚙合力在全轉(zhuǎn)速范圍為單側(cè)受力;單側(cè)嚙合力減小了齒輪敲擊激勵,保證齒輪在嚙合過程當(dāng)中不會出現(xiàn)脫離現(xiàn)象。進(jìn)而進(jìn)行噪聲計算,結(jié)果如圖22 所示。由圖可見:在2 500-5 200 r/min 轉(zhuǎn)速區(qū)間、2 000-5 000 Hz 寬頻敲擊范圍,油底殼近場敲擊能量減小,敲擊噪聲改善明顯。
圖21 平衡軸各級齒輪副嚙合力
圖22 優(yōu)化后油底殼近場噪聲colormap圖
將雙消隙平衡軸制作樣件裝車進(jìn)行試驗驗證,主觀感受無敲齒聲,評分為7.5 分,敲擊噪聲得到進(jìn)一步改善;如圖23 所示,油底殼近場噪聲和振動結(jié)果無明顯敲擊特征。
圖23 優(yōu)化后油底殼近場噪聲和振動
縱置車型在2 500-5 200 r/min 轉(zhuǎn)速范圍表現(xiàn)出平衡軸齒輪寬頻敲擊特性,其主要表現(xiàn)形式如下。
(1)縱置平衡軸齒輪敲擊主要原因為外部激勵變化導(dǎo)致,其中飛輪慣量變大,曲軸系扭轉(zhuǎn)模態(tài)降低,導(dǎo)致發(fā)動機(jī)常用轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)平衡軸驅(qū)動齒圈角加速度不同程度變大,單級TVD 不再適用于縱置平衡軸系統(tǒng)。
(2)針對縱置平衡軸系統(tǒng),開發(fā)出雙級TVD,可以降低平衡軸驅(qū)動齒圈角加速度,進(jìn)而優(yōu)化齒輪敲擊振動和噪聲。
(3)雙側(cè)嚙合力可導(dǎo)致齒輪雙邊敲擊,縱置車型齒輪敲擊為1 級齒輪主齒與驅(qū)動齒圈和2 級齒輪副共同貢獻(xiàn);針對1 級單消隙齒輪扭轉(zhuǎn)彈簧彈力不足,導(dǎo)致消隙作用失效,開發(fā)雙消隙平衡軸,可進(jìn)一步優(yōu)化齒輪敲擊振動和噪聲。
齒輪系統(tǒng)降噪,還可從以下幾方面深入研究:增加齒輪重合度,提升軸、軸承、殼體支撐剛度,鋼齒輪更換為樹脂齒輪。